曲柄导杆式六杆机构抽油机设计计算
抽油机参数分析和计算
三、抽油机井示功图
如何把理论示功图绘制在实测示功图上的方法
（1）.以实测示功图的基线（冲程）为横坐标，在 基线的左端作纵坐标表示载荷线（光杆载荷）；
（2）.根据油井抽吸参数计算出Wr和Wl的值，然 后再由测试仪器（动力仪）的力比计算出Wr和Wl 在示功图上的值；
（3）.冲程损失的计算：由于其计算较复杂，现场 多数不进行具体计算，实际上也不影响分析：
实测示功图中，其横坐标为冲程坐标，纵坐标为 载荷（大小）。由图中最高位置B点量出高度， 再由测试仪的力比（实际值与图上数值的笔）就 可以计算出本井最大载荷。由图中A点到C点横向 （水平）量出其长度，再由测试仪的减程比（实 际长度值与图上数值得比）就可以计算出本井光 杆的最大冲程。
抽油机井实测示功图对抽油机井的日常管 理和抽油状况分析是相当重要的
W最大 Wr Wl W惯
Wl Wr
抽油机在上行时光杆受力情况
式中：W最大——驴头悬点最大载荷，N；
2).抽油机在下冲程时为最小载荷。 其计算公式如下：
W惯 光杆
W最小 W W惯
式中： W最小——驴头悬点最小载荷， N。
W’
抽油机在下行时光杆受力情况
二、抽油机悬点载荷及其计算
3.驴头悬点最大载荷、最小载荷计算
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放映结束 感谢各位的批评指导！
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让我们共同进步
抽油机井参数分析与计算
内容提要
一、引言 二、抽油机悬点载荷及其计算 三、抽油机井示功图 四、总结
一、引言
抽油机井参数的分析与计算，是机械采油的重 要内容之一。是一种以参数分析和计算为基础的抽 油机井驴头悬点载荷确定方法。主要是通过冲程、 冲次、泵径、泵深、抽油杆直径及长度等抽汲参数 对驴头悬点载荷的分析与计算，计算出驴头悬点的 最大载荷和最小载荷，根据驴头悬点载荷与光杆位 移关系绘出曲线，它是分析和判断抽油泵（深井泵） 抽吸状况最有效的手段，其基础是理论示功图。通 过本节的学习，为下一节结合抽油机井生产数据 （同步测试、液量），对实测示功图进行准确的分 析判断，可提出合理的可行的措施意见，打下一个 坚实的基础。
曲柄导杆式六杆机构抽油机设计计算
Ｋ澈严嘿动机 。，绳杆连接器卜·：钢绳／／ｌｌ
篡纠㈧，矗毒 １５机架／１７ ｌ｜＼＼Ｉ ７减速器
２机构的运动及动力性能参数
２．１运动参数 抽油机的运动和动力性能参数主要包括：悬点的
速度、加速度、转矩因素、悬点载荷、曲柄轴净转矩、曲
柄轴均方根转矩和电动机功率等。 图２为导杆式六杆机构抽油机运动简图。图中机
幽２机构运动简图
２．１．２悬点加速度
（１）导杆的角加速度ｅ，将唧对时间求一阶导 数，即为ｅ。
￡ｐ：一卷（面“ｐ一一ＡＢ＇ｅｏｓｐ）
（４）
（２）游梁的角加速度￡。ｌ 将ＯＪｐｌ对时间求一阶导 数，即为％ｌ
啊－ｅＰ（１＋等斧）＋器№州舻
０１ Ｂｌ’ｅｏｓｌ９０２）
（５）
（３）悬点加速度口
口＝Ｐｌ×ｅ口ｌ
文章编号：１００４—２５３９（２０１０｝０３一００４６—０４
机械传动
２０１０焦
曲柄导杆式六杆机构抽油机设计计算
任涛
（西安石油大学机械工程学院， 陕西西安７１００６５）
摘要普通异步电动机的输出转矩基本恒定不变，而抽油机曲柄轴净转矩确是交变载荷，两者的载 荷特性无法达到“和谐”的匹配，直接导致抽油机运行效率低下、能耗增高。利用游梁结构和导杆机构设 计的曲柄导杆式六杆机构抽油机，实现了曲柄轴净转矩曲线呈小波动形态变化，大大提高了电动机的负 荷率和电动机功率利用率，实现了抽油机节能降耗。根据设计方案，建立了导杆式六杆机构抽油机在复 合平衡方式下的运动和动力学模型，并以Ｍａｔｌａｂ优化工具箱为平台，对设计方案进行全参数优化设计， 以实际载荷工况对导杆式六杆机构抽油机节能效果进行了对比分析。
ｏｐｔｉｍｕｍ ｅｎｃｅ ｔｈｅ ｎｅｇａｔｉｖｅ ｔｏｒｑｕｅ ｌｉｎｅ—ｓｈａｐｅ ａｌｅ ａｎａｌｙｚｅｄ．Ｂａｓｅｄ Ｏｉｌ Ｍａｔｌａｂ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｔｏｏｌｂｏｘｅｓ，ａｌｌ ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ
抽油机曲柄轴扭矩及电机功率计算
复合平衡： M co m [W (B a cW b)T ] F M cms ax in
曲柄平衡： M cr (W B )T F M cms ax in
游梁平衡： Mwb[W(Ba cWb)T ] F
2. 计算最大扭矩公式
由于扭矩是随曲柄转角的变化而变化，计算很麻 烦，而在应用分析中，常常只需要知道曲柄轴的 最大扭矩，因此多采用近似计算公式或经验公式 计算最大扭矩。
M c W c r si n ( W cR b W c R c )sin
把曲柄轴上的负荷扭矩 M w 与曲柄平衡扭矩 M c
之差，称作净扭矩，用 M 表示为：
MM w M cTW FM cma sxin
其中：M cma W xcR b W cR cWc ' r
当考虑抽油机本身的结构不平衡时：
一、 曲柄轴扭矩的计算
1. 分别在曲柄连杆系统和游梁系统中，取力矩平 rW crsin F prsin
游梁系 统：
W aW gbca2aAFpbsinW bccos
消去Fp，可求得复合平衡条件下的矩计算公式：
M co F m T r [W a cW bco a c s 2 2W g ba A ]b ars s ii n n W c rs i
TF v A
2.
悬点载荷数据通常由示功图来获得， 可在示功图上读取任意一悬点位移下对应 的悬点载荷值。
3. 欲绘制扭矩曲线，需先求出悬点载荷与曲柄转 角的变化关系。
每 W 对 个应 s ， 一 s 由 曲个 线 ，W 求 得 关 得 到
图10-13
4. 扭矩曲线的应用
由于悬点载荷和平衡机构造成的扭矩与电动 机输入给曲柄轴的扭矩相平衡，因此，扭矩 曲线除了可用来确定最大扭矩和检查是否超 扭矩之外，还可以检查抽油机的平衡状况以 及进行平衡计算、确定电动机输出功率，检 查功率的利用情况及利用均方根扭矩选择电 动机功率。
抽油机平衡扭矩与功率计算
抽油机平衡扭矩与功率计算第三节抽油机平衡、扭矩与功率计算一、教学目的掌握抽油机的平衡原理、平衡方式；熟悉机械平衡的计算方法、抽油机平衡的检验方法以及曲柄轴扭矩计算及分析方法；根据电动机的功率计算合理选用电动机。
二、教学重点、难点教学重点：1、抽油机平衡的原理及其计算方法；2、曲柄轴扭矩的计算及分析。
教学难点：1、扭矩因数的计算；2、电动机功率的计算及选择。
三、教法说明课堂讲授并辅助以多媒体课件展示相关的图形和曲线。
四、教学内容本节主要介绍三个方面的问题：1.抽油机平衡计算.2.曲柄轴扭矩计算及分析.3.电动机的选择和功率计算.（一）抽油机平衡计算不平衡原因：上下冲程中悬点载荷不同，造成电动机在上、下冲程中所做的功不相等。
不平衡造成的后果：①上冲程中电动机承受着极大的负荷，下冲程中抽油机带着电动机运转，造成功率的浪费，降低电动机的效率和寿命；12、平衡方式3、平衡计算 1)复合平衡平衡半径公式:()cb c ccb b ub cb l r W W R W r b c W X W r b a W W R -+-??? ? '+'=2 2)曲柄平衡ub r b X ca W W W -'+'=)2(14、抽油机平衡检验方法 1)测量驴头上、下冲程的时间平衡条件下上、下冲程所用的时间基本相等。
如果上冲程快，下冲程慢，说明平衡过量。
2)测量上、下冲程中的电流平衡条件下上、下冲程的电流峰值相等。
如果上冲程的电流峰值大于下冲程的电流峰值，说明平衡不够。
1ψ图3-23 抽油机几何尺寸与曲销受力图复合平衡抽油机：φβαθsin sin sin )](cos ['r W r g a a c W b c P b a M c A b com ---= 曲柄平衡抽油机：φβαsin sin sin r W r P b a M c cr '-= 游梁平衡抽油机：βαθsin sin )](cos [r g a a c W b c P b a M A b wb--=不同平衡方式的抽油机扭矩简化计算相关式：简化条件：忽略游梁摆角和游梁平衡重惯性力矩的影响。
A256-JS抽油机设计计算书
C320D-256-120型抽油机设计计算书C320D-JS陕西宝深集团石油机械制造有限公司目录1、技术规范 (2)2、抽油机的结构 (2)2.1游梁 (2)2.2 抽油机的旋转方向 (3)2.3游梁之外的结构件的设计载荷 (3)2.4悬绳器 (11)2.5制动装置 (12)2.6曲柄的极限应力 (13)2.7轴承 (14)参考文献 (15)1、技术规范：型号 320-256-120 悬点额定载荷 KN 116光杆冲程 ㎜ 2130 2590 3005 光杆冲次 次/分 6 9 12 平衡方式 曲柄平衡 减速器额定扭矩 KN ·m 36.16 总传动比 20.807 中心距 ㎜ 950电动机型号 Y250M-8 三角皮带型(5根) C-6300整机外形尺寸 ㎜ 9281×2269×7760 整机重量 Kg 20900 2、抽油机的结构: 2.1游梁2.1.1W=x cbS A(1) (见API 11E 中3.2 ) 式中: W ：光杆载荷的游梁额定值 116KN (由设计给定)A ：从游梁支架轴承中心到光杆中心线的距离3250mm (由设计给定) x S ：截面模数C ：从游梁支架轴承中心到平衡器轴承中心的距离2490mm L ：游梁最长的横向支撑(取C 或A 的较大值3250mm) G ：剪切模量0.81×105MPacb f ：弯曲时的压应力 7.579×106 N/m 2，即11200000Ib/in 2(见11E 中的表1)由公式（1）取cb f =75.79×105得：6310579.71011625.3⨯⨯⨯==cb x f AW S =4.97×10-3m 3通过计算，我们选择用HN700×300×24×13/16Mn ，其截面模数x S 为5. 57×10-3m 3 x S =5. 76×10-3m 3 ＞ [x S ]=4.97×10-3m 3 可以满足API 11E 规范的设计要求。
机械原理课程设计--六杆机构运动与动力分析
目录第一部分：六杆机构运动与动力分析一．机构分析分析类题目 3 1分析题目 32.分析内容 3 二．分析过程 4 1机构的结构分析 42.平面连杆机构运动分析和动态静力分析 53机构的运动分析8 4机构的动态静力分析18 三．参考文献21第二部分：齿轮传动设计一、设计题目22二、全部原始数据22三、设计方法及原理221传动的类型及选择22 2变位因数的选择22四、设计及计算过程241.选取两轮齿数242传动比要求24 3变位因数选择244.计算几何尺寸25 五．齿轮参数列表26 六．计算结果分析说明28 七．参考文献28第三部分：体会心得29一.机构分析类题目3（方案三）1.分析题目对如图1所示六杆机构进行运动与动力分析。
各构件长度、构件3、4绕质心的转动惯量如表1所示，构件1的转动惯量忽略不计。
构件1、3、4、5的质量G1、G3、G4、G5，作用在构件5上的阻力P工作、P空程，不均匀系数δ的已知数值如表2所示。
构件3、4的质心位置在杆长中点处。
2.分析内容（1）对机构进行结构分析；（2）绘制滑块F的运动线图（即位移、速度和加速度线图）；（3）绘制构件3角速度和角加速度线图（即角位移、角速度和角加速度线图）；（4）各运动副中的反力；（5）加在原动件1上的平衡力矩；（6）确定安装在轴A上的飞轮转动惯量。
图1 六杆机构方案号L DF(mm)L CE(mm)L CD(mm)L AB(mm)L AC(mm)n1r/minJ S3kg.m2J S4kg.m23 510 575 170 140 375 80 0.22 0.16方案号G1(kg)G3(kg)G4(kg)G5(kg)P工作(N)P空程(N)δ3 14 75 55 80 1400 140 1/40二.分析过程：通过CAD制图软件制作的六杆机构运动简图：图2 六杆机构CAD所做的图是严格按照题所给数据进行绘制的。
并机构运动简图中活动构件的序号从1开始标注，机架的构件序号为0。
新型抽油机载荷、扭矩计算公式
新型抽油机载荷、扭矩计算公式及平衡调整方法一、抽油机载荷、扭矩计算公式1、双驴头抽油机:悬点最大载荷：P max =(P’液+ P’杆)×(1+Sn2/2390) kN悬点最小载荷：P min =P’杆（1-Sn2/1470）kN减速器曲柄轴最大扭矩：M max =0.22S（P max-P min）kN.m2、高原皮带式抽油机:悬点最大载荷：P max= P’液+ P’杆kN悬点最小载荷：P min = P’杆kN减速器输出轴最大扭矩：M max= 0.5R(P max-P min)=0.5R P’液kN.m平衡箱总配重：P配= 0.5(P max+P min) kN式中：P’液—抽油泵柱塞全断面上的液柱重力（沉没度太大时要考虑动液面深度），kN；☆P’液=ρf gLA Qρf—井液密度，t/m3；g—重力加速度（=9.81m/s2）；A Q—柱塞全断面积，m2；L——下泵深度，m；P’杆—抽油杆在井液中的重力，kN；☆P’杆=9.81×10-3L P杆（1-ρf/ρr）P杆—每米抽油杆在空气中的重量，kgρr—抽油杆密度（对钢杆ρr=7.85t/m3）ArrayS—冲程长度，m；n—冲程次数, min-1R—悬绳器驱动摩擦轮节圆半径，m；二、双驴头抽油机平衡调整双驴头抽油机安装前应根据油井井况和抽油机工况，初步估算平衡块的组合和平衡块的位置，以避免出现严重的不平衡现象。
投产后，应根据曲柄轴实际净扭矩情况，调整平衡，以保证抽油机在最佳状态下工作，现介绍两种平衡调整的计算方法。
1、安装前初步估算平衡（1）估算所需的平衡力矩M平（据已有数据选用三式之一）M平＝0.47×（P＇杆－B＋P＇液/2）×S千牛吨·米M平＝0.235×S×（Pmax+Pmin）千牛吨·米M平＝0.51×（|M上max|+|M下min|）千牛吨·米式中：P＇杆——抽油杆在油液中的重量（千牛吨）P＇液——动液面以上，泵柱塞全断面上液柱的重量（千牛吨）S——所用冲程长度（米）M上max，M下min分别为上、下冲程悬点负荷在曲柄轴上产生的载荷扭矩代数和的最大、最小值（千牛顿·米）P′杆＝q′LP′液＝r·F·e·g Pmax·M上max＝［Pmax －B］·TF100·M下min＝［Pmin －B］·TF280·式中：q′—每米抽油杆在油液中的重量（千牛顿）L—泵挂深度（米）r—油液密度（千克/米3）e—动液面至井口的深度（米）F—泵柱塞断面积（米2）g—重力加速度值：取g=9.8米/秒2B—抽油机结构不平衡力(千牛顿)，查抽油机铭牌或说明书的平衡力矩图解。
第三章 抽油机平衡计算
表3-5 钢制抽油杆的奥金格折算应力
(2)API最大许用应力强度条件
强度条件:
（3-97）
（修正Goodman应力方 法）
2．抽油杆柱设计
确定杆柱的材质、长度和直径的组合。 普通抽油杆分为C、D和K三个级别。 钢制抽油杆柱分单级和多级两种结构。多级杆 柱有利于减轻杆柱自重，节省钢材和能量。 在进行组合抽油杆强度设计中，要求在满足强 度条件的前提下，使抽油杆柱最轻。因此，形成了 多个强度设计方案。
常规型和前置型抽油机的扭矩因数可根据抽油 机的几何尺寸进行计算。
利用实测悬点载荷数据(示功图)
M w ( ) TF ( )W ( )
得到悬点载 荷扭矩曲线
悬点扭矩Mw 平衡扭矩MC 净扭矩M
2．扭矩曲线计算的基本公式
对于游梁平衡抽油机 对于曲柄平衡抽油机
（3-62）
B—抽油机结构不平衡值。
对于复合平衡抽油机
机械因素(硬件):泵(结构、质量、材料、安装 、泵隙、抗腐性、耐磨性）；抽油杆（尺寸、 强度）等。
工作方式(软件)： 泵深、抽汲参数(D、S、n)、套压控制等。
1、 使用油管锚减少冲程损失 =r+t t=0 =r
２、调小防冲距 为了防止碰泵，要求活塞下死点与
固定凡尔有一定的距离，叫防冲距。 防冲距越小，Vs越小， K ， 反之，防冲距越大，越保险。
（3-63） （3-64）
Wc—折算重量,曲柄平衡重折算到r点
Wcr=WcbR+WcRc
Wc=(WcbR+WcRc)/r
Wc—曲柄重；
Rc—曲柄重心半径；
Wcb —曲柄平衡块总重；R—曲柄平衡半径。
Mc=Wcrsin(+)=(WcbR+WcRc)sin(+) Mc—曲柄及其平衡重在曲柄上造成的扭矩。
抽油机设计计算
rQ=1.0m； MC==1000kg； RC=1.2m； JC=100kg.m2； ML=300kg； JL==300kg.m2； JB=1000kg.m2; MR=4000kg； =30000N； =36000N； =0.2m。
3.1假设条件
为了对异相曲柄平衡抽油机的优化设计，以放 映抽油机动力性能的最大扭矩因素为最小目标 函数优化抽油机的机构尺寸，将整个抽油机装 置简化为以曲柄为等效构件的运动情况，我们 做了以下假设条件：
异形游梁式抽油机 异形游梁式系列抽油机包括双驴头抽油机、 弯游梁抽油机和对常规游梁抽油机节能改造的 机型等机型。 异形游梁式抽油机是以常规抽油机为基础 模式而研制出的新机型，它采用变径圆弧状的 游梁后臂，游梁与横梁之间采用柔性件连接结 构，在主要结构上具有常规游梁式抽油机简单， 牢靠，耐用等特点，在性能上易于实现长冲程， 并且具有突出的节能特点。 平衡方式 1．游梁平衡：在游梁的尾部装设一定重量 的平衡板，这是一种简单的平衡方式，适用于3 吨以下的轻型抽油机。
τ＝0； JB1＝2.0kg.m2； JB2＝15.0kg.m2； JR1＝3.0 kg.m2； JR2＝8.0 kg.m2； JR3＝15.0 kg.m2； iB=5.0； iR1=5.5； i R2=5.45； mQ=500kg；
特s， ， ，
带入公式①得如下结果：
其中以下死点为位移零点，向上为位移正方 向，任意时间悬点的位移 为：
已知如下参量：
将
带入③得
图为悬点载荷F随theta的分段变化 F=(180000*pr+30000).*(theta>=0&theta<=0.1378*pi) +(66000).*(theta<=0.9631*pi&theta>=0.1378*pi)+(18 0000*pr489025.17).*(theta>=0.9631*pi&theta<=1.2136*pi)+(3 0000).*(theta>=1.2136*pi&theta<=2*pi);
曲柄摇杆机构计算公式
曲柄摇杆机构计算公式
曲柄摇杆机构是一种常见的机械传动机构，用于将旋转运动转换为往复运动。
在设计和分析曲柄摇杆机构时，需要使用一些计算公式。
以下是常用的曲柄摇杆机构计算公式：
1. 曲柄转角公式
曲柄转角是指曲柄轴线与水平面之间的夹角，用θ表示。
曲柄转角的大小与摇杆运动的范围有关。
曲柄转角公式如下：θ = arctan (l*sinφ / (r-l*cosφ))
其中，l表示连杆长度，r表示曲柄半径，φ表示摇杆偏角（摇杆与曲柄轴线的夹角）。
2. 摇杆长度公式
摇杆长度是指摇杆的长度，用l表示。
摇杆长度公式如下：
l = sqrt((x1-x2)^2 + (y1-y2)^2)
其中，(x1, y1)表示摇杆连接点的坐标，(x2, y2)表示曲柄连接点的坐标。
3. 连杆角速度公式
连杆角速度是指连杆的角速度，用ω表示。
连杆角速度公式如下：
ω = (2πn) / 60
其中，n表示转速，单位为转/分。
4. 连杆角加速度公式
连杆角加速度是指连杆的角加速度，用α表示。
连杆角加速度公式如下：
α = (4π^2n^2) / 60
其中，n表示转速，单位为转/分。
以上是曲柄摇杆机构常用的计算公式，对于机构的设计和分析具有重要的指导意义。
抽油机参数分析及计算
二、抽油机悬点载荷及其计算
1、静载荷 、
（2）.活塞截面以上的液柱重量: 活塞截面以上的液柱重量:
Wl = ( f ρ − f r ) ⋅ L ⋅ ρ ⋅ g
式中： l ——液柱重量，N W ——液柱重量，N ——活塞截面积，mm2; f ρ ——活塞截面积，mm2; ρ ——液体相对密度。 ——液体相对密度。
抽油机在上行时光杆受力情况
1).抽油机在上冲程时为最大载荷, 其计算公式如下：
W最大 = Wr + Wl + W惯
式中：W最大——驴头悬点最大载荷，N；
W惯 光杆
2).抽油机在下冲程时为最小载荷。 其计算公式如下：
W最小 = W ′ − W惯
式中： W最小——驴头悬点最小载荷， N。
W’
抽油机在下行时光杆受力情况
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二、抽油机悬点载荷及其计算
1、静载荷 、
由图1-1可知， 抽油机上行（上 冲程）时，游动 阀是关闭的，悬 点（光杆）所受 静载荷为（抽油 杆柱重、活塞截 面以上的液柱重 量）：
驴头上行时悬 点承受的载荷
光杆
抽油杆
Wr
套管
油管
Wl W惯
活塞
油层
图1-1
二、抽油机悬点载荷及其计算
1、静载荷 、 （1）.抽油杆柱重量：
该井驴头悬点最大载荷W 该井驴头悬点最大载荷 最大为51.06KN，最小载荷 最小为33.559KN ，最小载荷W
三、抽油机井示功图
抽油机井示功图是描绘抽油机井驴头悬点载荷 与光杆位移关系的曲线 1、理论示功图：它是在一定理想条件下绘制出来的， 理论示功图： 主要是用来与实测示功图进行对比分析，以此 来判断深井泵的工作状况 。其理想条件为： 假设泵、管没有漏失，泵正常工作； 油层供液能力充足； 不考虑动载荷的影响； 不考虑砂、蜡、抽油的影响； 不考虑油井连喷带抽； 认为进入泵的液体是不可压缩的，阀是瞬时关 闭的。
抽油井技术指标
式中
Nr——电动机额定功率，kW； D——泵径，m； S——光杆冲程，m； n——冲数，r/ rmin； ρ1——抽汲液体密度，kg/m3； L——动液面深度（有效举升高度），m； η——泵效； ηp——泵的举升效率，一般为0.85~ 0.95，可取0.9； ηu——抽油机效率，一般为 0.80~ 0.85，可取0.82； k——形状系数，与平衡状况有关，为1.2~3.4，平衡时取1.2，严重不平衡时取3.4。 取ηp=0.9，ηu=0.82 则上式可简化为：
二．电动机功率计算
由上式可得，根据曲柄轴上的扭矩确定所需要的电动机功率计算公式：
Mn 9545 由上式看出：抽油机工作时，实际在曲柄轴上所产生的扭矩和冲数决定 着需要的电动机功率。但是曲柄扭矩在整个工作过程中是变化的，而只 在上、下冲程的某一瞬时达到最大值。 在变负荷条件下，为了提高电动机的效率和功率因素，通常采用等 值扭矩而不用最大扭矩来进行计算电动机效率。根据负载电流或扭矩的 变化规律，按均方根求出等值电流或等值扭矩来计算，则： N
二．电动机功率计算
电动机功率与传到减速箱从动轴（曲柄轴）上的扭矩关系为：
M 9545 N Ni 9545 n nm
式中 M—传至曲柄轴上的扭矩，N· m； N—电动机功率，kW； n—曲柄轴转数（冲数），r/min； η—传动效率，η=η1×η2，η1—皮带传动效率；η2—减速箱传动效 率； nm—电动机转数，r/min； i—总传动比，i＝i1×i2。i1—减速箱传动比；i2＝D/d， D—减速箱 皮带轮直径，d—电动机皮带轮直径。
抽油机参数分析及计算
二、抽油机悬点载荷及其计算
（3）在液体中抽油
杆（柱）重量：
由图1-2可知，抽 油机在下行（下冲 程）时，固定阀是 关闭的，游动阀是 打开的，悬点（光
驴头下行时 悬点承受的 载荷
W’
杆）所受静载荷为：
W frs g L
W惯
式中：W ——在液 体中杆柱重[在抽油 杆柱自重减去液体 对其浮力]，N。
S n2 W惯 Wr 1440
式中：W惯——惯性载荷最大值，N； S——抽油机冲程，m; N——抽油机冲速，min-1。
二、抽油机悬点载荷及其计算
3.驴头悬点最大载荷、最小载荷计算
根据抽油机运动的特点，抽油机在 上下冲程中悬点载荷是不同的 。
光杆 W惯
1).抽油机在上冲程时为最大载荷, 其计算公式如下：
光杆 抽油杆
套管 油管
活塞
油层
图1-2
二、抽油机悬点载荷及其计算
2.动载荷（惯性载荷）
惯性载荷是由于抽油机运转时驴头带着抽油杆柱和液柱作 变速运动，因而产生杆柱和液柱的惯性力，如果忽略抽油杆 和液柱的弹性影响，则可以认为两者各点的运动规律是完全 是一致的。惯性的大小和方向随着抽油杆运动速度大小和方 向而变化，在上、下冲程开始时惯性载荷最大，而方向相反。 所以在计算惯性载荷时，通常计算最大值。其计算公式为：
抽油机调冲次计算方法
抽油机调冲次计算方法[日期：2013-04-18] 来源：作者：机动组[字体：大中小]抽油机调冲次计算方法抽油机的冲次也就是减速箱曲柄的转速计算公式是:冲次=电机额定转速*（电机皮带轮直径/减速器大皮带轮直径）*（减速器小皮带轮直径/抽油机输入轴皮带轮直径）/抽油机减速箱传动比减速器常用皮带轮直径有Φ160、Φ180、Φ200、Φ300、Φ400、Φ500。
电机额定转速因不同厂家电机转差率不同，级数相同的电机转速有差别。
4级电机额定转速约为1４４０转/分。
6级电机额定转速约为９６０转/分。
8级电机额定转速约为7２0转/分。
调整时以电机铭牌为准。
常用抽油机相关参数：胜利油田胜机石油装备有限公司生产的，双驴头型游梁式抽油机。
ＣＹＪ１０－５－４８ＨＢ型传动比为28，减速箱主动轴皮带轮直径Φ１０５０。
ＣＹＪＳ１２－５－５３ＨＢ型传动比３１，减速箱主动轴皮带轮直径Φ１０５０。
下偏杠铃型复合平衡游梁式抽油机。
ＣＹＪＹ１２－４．２－７３ＨＦ型传动比为３１．７３，减速箱主动轴皮带轮直径Φ１１２０。
胜利油田孚瑞特石油装备有限责任公司生产的，异相型游梁式抽油机。
ＣＹＪ１０－４．２－５３ＨＢ型传动比为３１．７３，减速箱主动轴皮带轮直径Φ９９０。
第二石油机械厂生产的，异相型游梁式抽油机。
ＣＹＪＹ１０－３－５３ＨＢ型、ＣＹＪＹ１０－４.２－５３ＨＢ型传动比为３０．１８７，减速箱主动轴皮带轮直径Φ１０００。
ＣＹＪＹ１２－４.２－７３ＨＢ型、ＣＹＪＹ１２－４.８－７３ＨＢ型传动比为３０，减速箱主动轴皮带轮直径Φ１１５０.宝鸡石油机械厂生产的，异相型游梁式抽油机。
ＣＹＪＴ１２－５－７３ＨＢ型传动比为３１．７３，减速箱主动轴皮带轮直径Φ１１２０。
淄博石油机械制造总厂生产的，异相型游梁式抽油机。
ＣＹＪＹ１２－４．８－７３ＨＢ型传动比为３１．７１３，减速箱主动轴皮带轮直径Φ１２００。
徐州石油机械制厂生产的，异相型游梁式抽油机。
ＣＹＪＹ１０－３－５３ＨＢ型传动比为３０．１８７５，减速箱主动轴皮带轮直径Φ１０００。
曲柄导杆式抽油机的设计计算
曲柄导杆式抽油机的设计计算
郭登明;艾薇;孟庆沂;黄铜军;张永新
【期刊名称】《石油天然气学报》
【年(卷),期】2004(026)0z2
【摘要】给出了曲柄导杆式抽油机的几何计算、运动计算和动力计算的理论公式.以CYJD12-4.8-73HB型曲柄导杆抽油机为计算实例,论述了曲柄导式抽油机的性能特点,并与常规游粱式抽油机进行了对比.计算结果表明,曲柄导杆式抽油机在满足使用条件下,可节电21%以上,是一种有发展前途的长冲程抽油机.
【总页数】2页(P301-302)
【作者】郭登明;艾薇;孟庆沂;黄铜军;张永新
【作者单位】长江大学机械工程学院,湖北,荆州,434023;长江大学机械工程学院,湖北,荆州,434023;中原油田分公司采油五厂,河南,濮阳,457001;中原油田分公司采油五厂,河南,濮阳,457001;中原油田分公司采油五厂,河南,濮阳,457001
【正文语种】中文
【中图分类】TE933.1
【相关文献】
1.曲柄导杆式抽油机的设计计算 [J], 郭登明;孟庆沂;黄铜军;张永新
2.曲柄摇杆式导苗机构设计及运动学分析 [J], 韩远飞
3.曲柄导杆式扭转疲劳试验机的研究与应用 [J], 唐家兵;吴亚东;姚晓舸;周幼军
4.曲柄导杆式抽油机的设计计算 [J], 郭登明;艾薇;孟庆沂;黄铜军;张永新
5.曲柄导杆式六杆机构抽油机设计计算 [J], 任涛
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抽油机曲柄轴扭矩及电机功率计算(1)
4. 扭矩曲线的应用
由于悬点载荷和平衡机构造成的扭矩与电动 机输入给曲柄轴的扭矩相平衡，因此，扭矩 曲线除了可用来确定最大扭矩和检查是否超 扭矩之外，还可以检查抽油机的平衡状况以 及进行平衡计算、确定电动机输出功率，检 查功率的利用情况及利用均方根扭矩选择电 动机功率。
（1）
当出现负扭矩时，说明减速箱的主动轮变为 从动轮。如果负扭矩值较大，将发生从动轮
sin 1 以及Ce Cer 代入：
M
max
s 2
(Wmax
Ce
)
s 4
(Wmax
Wmin
)
(2) 计算最大扭矩的经验公式
前苏联拉玛扎诺夫于1957年，利用示功图分别 计算了曲柄销处的切线力，并经回归分析得出了 计算最大扭矩的经验公式(SI单位制)：
M max 300s 0.236s(Wmax Wmin )
在曲柄轴上造成的扭矩(负荷扭矩) M w 与悬点载
荷W 的比值。
Mc 表示曲柄及其平衡重在曲柄轴上造成的扭矩， 称之为曲柄平衡扭矩，可写成：
M c Wcr sin (WcbR Wc Rc ) sin
把曲柄轴上的负荷扭矩 M w 与曲柄平衡扭矩 Mc
之差，称作净扭矩，用 M 表示为：
值扭矩发生在曲柄转角为 90 时，则：
M
max
[W
(B
c a
Wb
)]
a b
r
sin
Wcr
sin
rb s a2
M max
s [W 2
(B
c a
Wb
对机械传动系统和执行机构进行尺寸计算
七 对机械传动系统和执行机构进行尺寸计算为了实现具体运动要求，必须对带传动，齿轮传动和导杆机构（插削机构），不完全齿轮机构（即工作台的间歇性旋转机）进行运动学计算和动力学分析。
1 带传动计算（1）确定计算功率C A P K P =这里取安全系数A K =1.2，则1.21113.2C P =⨯=kw（2）选择带的型号 由C P 和主轴转速n 选择平型带。
（3）确定带轮节圆的直径1d 和2d 在这里取1d =200mm ，则：2d =15d ⨯=1000mm（4）确定中心距0a 120120.7d d a 2d d +≤≤+（）（）即：0840a 2400≤≤2 齿轮传动计算：取1z 22=，21z 5z 225110=⨯=⨯=。
按照要求取m 8=，压力角020α=则1122d z m =228=176m md z m 1108880m m =⨯==⨯=中心距采用标准中心距则 12a m z z /2=822+110/2=528=+⨯（）（）mm3 曲柄导杆机构设计尺寸计算：1）根据插程和行程速比系数设计机构已知插床机械的插程为100mm ，行程速比系数k=2。
则 极位夹角0k 12118018060k 121θ--==⨯=++图（3）机构运动简图（(,)0.01l a v m m m μμμ=）已知插程H=100mm ，AB=60mm ，AD=50mm ，DP=90mm ，由对心曲柄滑块知道AD=H/2=50mm因为极为夹角为060，则01260C B C ∠= 则：曲柄0/cos 3070BC AB =≈mm 。
2）用图解法作机构的运动分析和动态静力分析已知：曲柄的转速n=30 rad/min ，)滑块质量为36kg ，导杆的质量为25kg ／m ，其质心转动惯量为2 kg ·2m ，力臂d=20mm ，工作阻力F=2000N 。
速度分析：根据已知条件，首先对C 点进行分析求解。
10.57035c BC v l ω=⋅=⨯=mm/s 又有 11c c c c v v v =+方向：A C ⊥ B C ⊥ //C D大小： ？ 已知 ？所以可以用作图法求解。
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（１）
（２）游梁的角速度ｔｏｐｌ 由速度瞬心法可求得游 梁的角速度
矿加＋等斧］
（２）
（３）悬点的速度移ｔ，＝Ｐ１×ｃＵｐｌ
（３）
图１导杆式六杆机构抽油机总体结构示意图
导杆式六杆机构的主要特点： （１）较大的极位夹角 由于导杆机构固有的结构 特征，使导杆式六杆机构具有较大的极位夹角，机构满 足“慢提快放”的抽油机工况要求。 （２）独特的变矩结构随着曲柄轴的转动，曲柄滚 轮在导杆导轨内滚动，使得曲柄对导杆的作用力的力 臂随滚轮的滚动而变化，同时，导杆滚轮在游梁导轨内 滚动，使得导杆对游梁作用力的力臂也随滚轮的滚动 而变化，两次变矩，可使游梁力矩随悬点载荷的变化而 自动调整力矩，使曲柄轴净转矩始终处于最佳工况，经 过复合平衡后的净转矩曲线呈小波动形态。 １．２工作原理 当曲柄转动时，曲柄轴滚轮在导杆的导轨内滚动， 带动导杆以机架为支点做上下摆动，导杆前端的滚轮 同时在游梁的导轨内滚动，驱动游梁以机架为支点做 上下摆动，游梁前端设置的驴头带动钢绳、绳杆连接器 和抽油杆做上下往复运动。
Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ Ｇｕｉｄｅ ｂａｒ ｐｕｍｐｉｎｇ ｕｎｉｔ Ｄｅｓｉｇｎ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ
Ｎｅｇａｔｉｖｅ ｔｏｒｑｕｅ ｆｏｒｍ
Ｅｎｅｒｇｙ—ｓａｖｉｎｇ ａｎａｌｙｓｉｓ
Ｏｐｔｉｍｕｍ ｄｅｓｉｇｎ
０引言
我国目前抽油机保有量在１０万台以上，电动机总 装机容量在３５００ＭＷ以上，年耗电超过１００亿千瓦时， 相当于三峡电站电负荷最大时期一个月的发电量总 和，占油田生产总电能消耗的４０％以上［１ Ｊ２４一研，电费开 支超过４０亿元…２。如此高的能耗是由于抽油机系统 的运行效率过低造成的，在我国抽油机平均运行效率 仅为２５．９６％，国外平均水平为３０．０５％…２４—２７，因此， 抽油机的节能是全世界所关注的问题，对于我国来讲， 节能具有更大的现实意义。因此，开发一种新型高效 节能抽油机，具有重大的现实意义。
坂＝ｖ∞（ｗ＋觋）＋詈％ｃｏｓ（口１一ｐ）一
＝ＶｌＱｃｏｓＰｌ—ＭＡｓｉｎ（０＋ｒ）
（９）
帆＝即（形＋％）＋詈％ｃｏｓ（口１一卢）一
詈Ｑｃｏｓ妒ｌ—ＭＡｓｉｎ（０＋ｒ）
（１０）
其中，研一曲柄轴转矩因素。
２．３．２曲柄轴均方根转矩
厂７１：五■—一
帆＝√刍Ｊ。％２ｄ０
（１１）
２．４电动机的功率札
电动机有效输出功率札为
万方数据
第３４卷第３期
曲柄导杆式六杆机构抽油机设计计算
４７
率的波动幅度非常巨大，负载率低于４０％是国家规定 的电动机非经济运行区。由于电动机工作时的热损失 是电流和功率波动量的函数，而这种波动量与抽油机 曲柄轴净转矩的波动量成正比，在其他条件不变时，曲 柄轴净转矩曲线越平缓，波动越小，则电流均方根值就 越接近电流平均值，消耗于热损失的功就越小。因此， 曲柄轴净转矩曲线呈小波动形态，是提高电动机负荷 率、减小电动机热损失功的最佳方案。
幽２机构运动简图
２．１．２悬点加速度
（１）导杆的角加速度ｅ，将唧对时间求一阶导 数，即为ｅ。
￡ｐ：一卷（面“ｐ一一ＡＢ＇ｅｏｓｐ）
（４）
（２）游梁的角加速度￡。ｌ 将ＯＪｐｌ对时间求一阶导 数，即为％ｌ
啊－ｅＰ（１＋等斧）＋器№州舻
０１ Ｂｌ’ｅｏｓｌ９０２）
（５）
（３）悬点加速度口
口＝Ｐｌ×ｅ口ｌ
构的主要基本尺寸为：曲柄长为Ｒ，导杆长为Ｐ，游梁
长为Ｐ．，机架支点Ｂ和曲柄轴线０之间的距离为ｃ，
曲柄轴线Ｄ和机架支点０，之间的距离为ｃｌ，曲柄转
角为目，曲柄初始位置与机架之间的夹角为９，其余参 数如图２所示。 ２．１．１悬点的速度
（１）导杆的角速度叫。 由速度瞬心法可求得导杆
的角速度
唧＝∞（１－等）
ｐｕｍｐｉｎｇ ｃｉｅｎｃｙ ａｎｄ ｈｉｇｈｅｒ ｅｎｅｒｇｙ ｃｏｎｓｕｍｐｔｉｏｎ ｏｆ ｐｕｍｐｉｎｇ ｕｎｉｔ．Ａ ｃｒａｎｋ ｇｕｉｄｅ ｓｉｘ ｂａｒ
ｕｎｉｔ ｔｈａｔ ｉｓ ｄｅｓｉｇｎｅｄ ｂｙ ｔｈｅ
ｂｅａｍ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ａｎｄ ｇｕｉｄｅ ｂａｒ ｍｅｃｈａｎｉｓｍ，ｒｅａｌｉｚｅｓ ａ ｓｍａｌｌ ｆｌｕｃｔｕａｔｉｎｇ ｆｏｒｍ ｏｆ ｔｈｅ ｂｒａｃｅ ａｘｉｓ ｎｅｇａｔｉｖｅ ｔｏｒｑｕｅ，ａｎｄ ｏｂｖｉ·
！ 绳盘整篮矍∈三！｛鬟一动机 ／］厂Ｚｉ磊平衡重
Ｋ澈严嘿动机 。，绳杆连接器卜·：钢绳／／ｌｌ
篡纠㈧，矗毒 １５机架／１７ ｌ｜＼＼Ｉ ７减速器
２机构的运动及动力性能参数
２．１运动参数 抽油机的运动和动力性能参数主要包括：悬点的
速度、加速度、转矩因素、悬点载荷、曲柄轴净转矩、曲
柄轴均方根转矩和电动机功率等。 图２为导杆式六杆机构抽油机运动简图。图中机
ｏｐｔｉｍｕｍ ｅｎｃｅ ｔｈｅ ｎｅｇａｔｉｖｅ ｔｏｒｑｕｅ ｌｉｎｅ—ｓｈａｐｅ ａｌｅ ａｎａｌｙｚｅｄ．Ｂａｓｅｄ Ｏｉｌ Ｍａｔｌａｂ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｔｏｏｌｂｏｘｅｓ，ａｌｌ ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ
ｄｅ·
ｓｉｇｎ ｗａｓ ｍａｄｅ．Ｆｉｎａｌｌｙ，ｅｎｅｒｇｙ—ｓａｖｉｎｇ ｅｆｆｅｃｔ ｉｓ ａｎａｌｙｚｅｄ．
Ｎ，－罴
（１２）
其中，叩——抽油机效率。
３设计实例及结论分析
３．１实例计算 根据给定的曲柄导杆式六杆机构方案，应用自主开
发的《基于ＭＡＴＬＡＢ优化工具箱‘７１的抽油机仿真优化系
统》…对导杆式六杆机构抽油机进行仿真优化设计。 实例１１９Ｊ，设计工况为光杆最大冲程Ｉｓ＝４．２ｍ，冲
次ｒｔ＝９次／ｍｉｎ，泵挂９００ｍ，沉没度３５０ｍ，泵径８３ｍｍ，
文章编号：１００４—２５３９（２０１０｝０３一００４６—０４
机械传动
２０１０焦
曲柄导杆式六杆机构抽油机设计计算
任涛
（西安石油大学机械工程学院， 陕西西安７１００６５）
摘要普通异步电动机的输出转矩基本恒定不变，而抽油机曲柄轴净转矩确是交变载荷，两者的载 荷特性无法达到“和谐”的匹配，直接导致抽油机运行效率低下、能耗增高。利用游梁结构和导杆机构设 计的曲柄导杆式六杆机构抽油机，实现了曲柄轴净转矩曲线呈小波动形态变化，大大提高了电动机的负 荷率和电动机功率利用率，实现了抽油机节能降耗。根据设计方案，建立了导杆式六杆机构抽油机在复 合平衡方式下的运动和动力学模型，并以Ｍａｔｌａｂ优化工具箱为平台，对设计方案进行全参数优化设计， 以实际载荷工况对导杆式六杆机构抽油机节能效果进行了对比分析。
（８）
其中Ⅳ——抽油机的输入功率，ｋＷ
形——悬点载荷，ｌ【Ｎ
ｗｋ——游梁结构不平衡重等效载荷，ｋＮ
移２——导杆重心的线速度，ｍ／ｓ
％——导杆自重等效载荷，ｌ【Ｎ
坞——最大平衡转矩，ｋＮ·ｍ
Ｑ——游梁平衡重等效载荷，ｌ【Ｎ 口，——游梁平衡重的线速度，ｍ／ｓ ｒ——曲柄平衡重相位角，（ｏ） ２．３．１曲柄轴的净转矩坂
在计算负载功率时，除了悬点载荷功率外，还应该考 虑游梁和导杆自重产生的负载功率，游梁自重可以等效
到悬点处的载荷，导杆自重可以等效到导杆重心处的集 中载荷［６］坳一１７３。按抽油机的输入功率等于输出功率 得Ｅ６Ｎｏ一１７３
Ｎ＝ｔ７（形＋ｗ；１）＋Ｖ２形ｋｃｏｓ（１／１一卢）一移ｌＱｃｏｓｑｏｌ
—Ｍａｍｓｉｎ（０＋ｒ）
杆径２５ｒａｍ，油管直径７５ｍｍ，含水率８０％。 实例２【１０Ｊ：设计工况为光杆最大冲程Ｓ＝５ｍ，冲次
ｎ＝６次／ｍｉｎ，泵挂１０００ｍ，沉没度３００ｍ，泵径７０ｍｍ，杆 径２２ｍｍ，油管直径６２ｍｍ，含水率９２％。
实例１对比抽油机为目前油田上在用的节能型抽 油机【９Ｊ：偏置式抽油机（ＣＹＪＹｌｏ＿－４．２＿－５３ＨＢ）、双驴头
ｐｕｍｐｉｎｇ ｃｏｎｓｕｍｐ— ｏｕｓｌｙ ｒａｉｓｅｓ ｔｈｅ ｌｏａｄ ｒａｔｅ ａｎｄ ｔｈｅ ｐｏｗｅｒ ｕｔｉｌｉｚａｔｉｏｎ ｒａｔｅ ｏｆ ｅｌｅｃｔｒｏｍｏｔｏｒ．Ｔｈｅ
ｕｎｉｔ ｄｅｃｒｅａｓｅｓ ｅｎｅｒｇｙ
ｆｉｏｎ．Ａ ｍａｔｈｅｍａｔｉｃ ｍｏｖｅｍｅｎｔ ａｎｄ ｄｙｎａｍｉｃ ｍｏｄｅｌｉｎｇ ｉｓ ｂｕｉｌｔ ｕｐ ｂｙ ｄｅｓｉｇｎ ｐｒｏｐｏｓａｌ，ａｎｄ ｔｈｅ ｋｅｙ ｐｍｍｎｅｔｅｒｓ ｔｈａｔ ｉｎｆｌｕ—
（６）
２．２悬点载荷计算
悬点载荷由下式计算［５］
万方数据
机械传动
２０１０拄
肜＝Ｅｒｒ瓦ｄｕ ｌ删＋舡（ｎ—ｎ）
（７）
其中ｎ——抽油杆柱任意截面积算处的位移，ｍ
Ｅ——抽油杆材料的弹性模量，Ｎ／ｍ２
．‘——抽油杆的截面积，舒
￡——下泵深度，ｍ
Ｂ、以——分别为抽油杆和井液的密度，ｋｓ／ｍｓ ２．３曲柄轴的净转矩和均方根转矩
关键词 导杆式抽油机设计计算 净转矩形态 节能分析优化设计
Ｄｅｓｉｇｎ Ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ ｏｆ ａ Ｃｒａｎｋ Ｇｕｉｄｅ Ｓｉｘ Ｂａｒ Ｐｕｍｐｉｎｇ Ｕｎｉｔ
Ｒｅｎ Ｔａｏ
ＥＩｌｇｉｎ咖，Ｘｉ’∞Ｓｈｉｙｏｕ （Ｓｃｈｏｏｌ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃｓ
Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｘｉ’锄７１００６５，Ｃｈｉｎａ）
冒
室 ∞如∞如加ｍ 墩
耋
０
＿
Ｖ
：双驴如黼．
ｍ加 ０
５０ ｌｏｏ １５０ ２００ ２５０ ３００ ３５０
曲柄转角，（。）
图３抽油机曲柄轴净转矩曲线 表２导杆式、渐开线抽油机主要性能参数
最大净转矩 最小净转矩 均方根转矩 机型
／（ｋＮ·ｍ） ／（ｉＮ·ｍ） ／（ｋＮ·ｍ）
载荷波动 系数ＣＬＦ
有功节 电率
渐开线 导杆机
３１．０５ ２３．４４
０．４８ １１．∞
２１．５７ １７．１３
１．１０ １．０２
Ｏ ２０．５８％
图３为偏置式、双驴头、偏轮式和摆杆式抽油机曲 柄轴净转矩曲线【９Ｊ４卜躬，图４为相同工况下的导杆式 六杆机构抽油机转矩曲线。图５为渐开线节能抽油机 曲柄轴转矩曲线［１０】１∞。１舛，图６为相同工况下的导杆 式六杆机构抽油机转矩曲线。表１为实例１工况下导 杆式六杆机构抽油机仿真优化设计结果和偏置式、双 驴头、偏轮式、摆杆式抽油机设计结果［９］４１－４３。表２为 实例２工况下导杆式六杆机构抽油机仿真优化设计结 果和渐开线节能抽油机设计结构［１０Ｊ№一１０４。 ３．２结论分析