液压抽油机设计

前言
国内各大油田现以游梁式抽油机为主流，夹杂着链条抽油机等其他抽油机作为石油开采设备进行生产。

游梁式抽油机因为以曲柄滑块机构作为工作的主要机构，必须配以平衡重块，而且游梁本身也十分笨重；移动不便，制造时消耗材料较多。

链条抽油机相对于游梁式占地面积相对小，但是其整体结构导致了安装与移动的不方便。

利用液压传动的相关技术可以获得较大的输出力，而且液压传动有着传动不受地形的条件限制，参数调动灵活等优点。

随着近些年来密封与液压技术的进步，利用液压力开采石油作为一种新的方法，正受到各国的关注。

我国液压抽油方法研究的起步较晚，而且中途有一段时间停滞，故相关技术不是很完善，同时可创新的空间也较大。

液压抽油机省去了笨重的平衡重等重物，若设计拆装方便，可用于野外作业故障的迅速补救，减少因坏损抽油机不工作耽误时间减少产量的弊端；如遇工作要求调动，迅速拆装方便运输，可大大提高机动性；海上作业平台抽油设备的运输相对地面大大不便，设计轻型才有设备有利于减轻船舶的运输负担；占地面积小，适用于密集井口的开采作业，并且泵站的液压元件，再回路上稍加调整可以对多台设备进行动力供给。

因此涉及题目综合性较强，引起本人兴趣，故选中该课题作为毕业设计，希望给自己所学知识有一个综合的应用的机会。

本次设计对个人学科知识要求比较综合，涉及到液压传动，以及机械设计，工程图学等几门专业知识，而且国内可参考的文献非常少，缺点难以避免，望老师审阅后批评指教。

目录
前言
1. 绪论 (4)
1.1本课题来源及研究的目的和意义 (4)
1.2本课题所涉及的问题在国内的研究现状及分析 (4)
1.3本课题所涉及的问题在国外的研究现状及分析 (4)
2. 液压回路的设计 (5)
2.1上行回路与下行回路基本思路的确定…………………………………………………
5
2.2最终回路图的确定………………………………………………………………………
6
3. 液压元件的选用……………………………………………………………………………
7
3.1液压缸的选用……………………………………………………………………………
7
3.2液压泵的选用……………………………………………………………………………
9
3.3蓄能器的选用 (10)
3.4液压回路中各元件对应型号 (10)
4．机械部分设计 (10)
4.1 塔架部分的设计 (10)
4.2扶正系统 (12)
4.3液压缸固定部分 (13)
4.4钢丝固定 (14)
5．安装与找正 (15)
6．整体效果 (16)
致谢 (17)
参考文献 (18)
1绪论
1.1本课题来源及研究的目的和意义
随着原油储量日益减少，开采难度的增大，油田对新型采油方法以及采油设备的探索及构思也在日益更新中。

抽油机作为一种普及的采油设备，也在不断的构思和日益更新中。

液压抽油机作为近些年来迅猛发展的新型抽油设备，有着优于传统设备的强项。

增大载荷是本课题研究的目的之一，是在结构最简，材料最省得方案下尽可能的增大其工作载荷。

传统的游梁抽油机虽有大载荷的特点，但这种旧型设备体型笨重，运输和安装都较为麻烦，尤其是海上平台更是不允许过的的大质量设备。

能在质量最轻和结构最简的情况下增大工作载荷，有着方便运输以及满足海上平台开采要求的重要意义。

节能减排是本课题研究的目的之二。

到1995年统计的游梁抽油机总数约为4万台，但使用期却没有超过5年的，如果每年需更换10%的设备，使用的钢材金额会在1.5亿元左右。

首先不看使用寿命，这种旧型设备本省的钢材用量就非常的大。

液压抽油机工作原理不是曲柄连杆机构或者其变形，工作原理在本身结构上的改进就省去了大量的钢材，有着改善采油设备经济性的重要意义。

此外结构上的优化方便了安装，同时也方便了拆卸和运输，即故障诊断更换坏损元件也相对方便了许多。

在工作上迅速的故障诊断与维修有着增加设备连续工作时间的意义。

1.2本课题所涉及的问题在国内的研究现状及分析
我国开始研究液压抽油机是从60年代开始的。

1966年北京石油学院提出“液压泵—液压缸”结构的抽油机，以液压缸伸缩来完成主要工作，同时用油管做平衡重，并利用其往复运动增大冲程。

1987年吉林工业大学研制出YCJ-II型液压抽油机，同样以液压缸做驱动。

1992年、1993年兰州石油机械研究所、浙江大学先后以“液压泵—液压马达”结构研制出新型液压抽油机。

此后至近几年来，随着油田开采的要求，液压技术、密封技术的发展，液压元件的成熟，液压抽油机业迅速发展起来。

以下对上述几种抽油机作简要分析：
YCJ—II型液压抽油机直接用液压缸的直线往复运动工作，具有结构简单，比常规抽油机节能的特点。

在辽河油田的实验说明其在北方冬季野外有可连续运行的能力，其液压与电气系统亦是可行的。

不足在于：安全保护措施有所欠缺，对机电一体化技术应用不足等。

YCJ12—12—2500型滚筒式液压抽油机利用换向阀控制液压马达的正反转，以齿轮—齿条机构实现往复运动，同时采用了机械平衡方式。

在液压系统上弥补了YCJ—II型的不足，同时整机平稳运行。

功率回收型液压抽油机利用了“变量泵—马达”这一特殊元件，实现了“长冲程，低冲次，大载荷”的特点，并有安全保护功能。

最重要的是它通过能量的储存于转换使功率回收，而且相当完全，平衡也是最完美的。

1.3本课题所涉及的问题在国外的研究现状及分析
国外对于液压抽油机的研制起步较早，但由于翻译过的外文文献较少，这里只做介绍，不做详细分析。

1961年美国Axelson公司研制出Hydrox长冲程CB型液压抽油机，冲程1.2~7.95m，适井深度670~2032m，并在几个大油田获得成功的应用性实验。

1965年苏联研制出ArH油管平衡式液压抽油机，可分开调节上下冲程的速度，冲程长度1.625~4.275m。

目前，这类产品已形成产品系列。

1977年加拿大研制出HEP型液压抽油
机。

冲程10m，最高冲次5.0/min，悬点载荷34.23~195.64KN。

此后仍有不少新型液压抽油机产品出现，在国外，液压抽油机已形成系列产品走向市场，在油田作业表现出较高的可靠度和采油效益。

2液压回路的设计
2.1上行回路与下行回路基本思路的确定
液压执行元件常用的有液压马达与液压缸。

对于抽油机来说，其工作为直线往复运动，液压马达可配合齿轮齿条机构做直线往复运动实现长冲程，液压缸则较短冲程内直接实现直线往复运动。

因冲程为3m，故选液压缸为执行元件。

为充分利用液压缸伸长时的力大于收缩时的力之这一特点，机械结构上决定以液压缸那个伸长为上行冲程，液压缸收缩为下行冲程，液压回路与之对应分别为上行回路和下行回路。

思路上参照参考文献[1]，由于悬点始终受到向下的重力，故考虑将下行回路时悬点下降的重力势能回收，在上行回路时释放帮助液压缸的提升，减少液压泵的排量。

图1 上行回路
如图，上行回路的思路基本如此，由已经在下行回路中回收了重力势能的蓄能器同液压泵同时向液压缸供油，提升悬点。

活塞杆前端排除的油液直接回油箱，以减少阻力，减轻液压泵的负担。

此处，蓄能器的出口压力必须大于等于液压泵的出口压力，否则将是液压泵同时向蓄能器和液压缸供油，适得其反。

蓄能其出口压力大小大约是选点最大载荷除以活塞面积，数值可暂设为液压泵2MPa，蓄能器最低出口压力1.5Mpa，提升悬点需要1MPa。

下行回路应实现能量的回收利用，故液压缸排除的油液暂定为全部回收到蓄能器内，而液压泵也同时推动活塞杆下行，，即蓄能器回收了重力势能与液压泵输出的能量，避免了带动液压泵的电机频繁停转启动导致先圈内电流变化引起的发热等对电动机的不利损害，或者液压泵直接卸载导致的能量浪费。

图2 下行回路
如此，得到了上行回路与下行回路的雏形，接下来应添加元件，解决控制问题，以及其他可能出现的问题。

在上行回路中，上行回路中，压力设定为提前文已经提到，并作为后期计算选取元件的重要指导。

在下行回路，由于选点载荷依然较大，活塞杆的下落即使无液压泵供油也会自行发生，其速度有可能超过液压泵供油的速度，导致液压缸成为动力元件，液压泵成为执行元件，即悬点拉着液压泵和电动机转，导致其作负功，故有必要在液压泵的出口设置单向装置，必须避免选点拉着泵转这一现象，所以需要在泵的出口处加一个溢流阀。

另外为防止压力过大损坏蓄能器，而不选取过大容积的蓄能器，故在蓄能器的出口加一个溢流阀引导超出蓄能器设定最大压力的有也回油箱。

图3 修改后的下行回路
稍作改动后如上图所示。

回路之间的切换，即液压缸走向的变化，由行程开关检测，电磁换向阀控制，回路中若需要其他的换向阀，尽量统一使用一套行程开关以减少不必要的元件。

2.2最终回路图的确定
在草纸上设计了4种方式的回路，经FluidSIM液压设计辅助软件进行仿真后，留下最后一套方案定稿。

图4 FluidSIM中的液压回路
左图为检测上行回路，右图为检测下行回路，经软件检测表明，该回路设计合理，并满足使用要求，箭头方向为液压油走向。

由于软件内元件库的元件如蓄能器，液压泵（该软件中以泵站形式表示）的图样不能更改，故将绘制的液压回路图帖于正文中，如下图所示。

图5 最终确定的液压回路
三个换向阀均在左位时为上行回路，均在右位时切换至下行回路。

3液压元件的选用
3.1液压缸的选用：
本次设计选用标准液压缸做驱动元件。

首先保证冲程为3米，即液压缸行程为3000mm，油手册活塞行程系列（GB/T 2349—
1980）第三系列。

液压缸可以上拉或者上推形式带动悬点上下动作，故以两种方法，确定液压缸需用行程，求出数据作对比以选优劣。

根据用途，选择冶金设备用UY 型液压缸。

按《机械设计手册（液压传动）》表20-6-4选取工作方式，均以最长行程为宗旨，以头部法兰式（TF ）固定方式进行计算。

上推：一段刚性固定，一段自由方式。

由p D d L k 2
4.192=，1L L S -=，2k L L =，得出：12
2.96L p
D d S -=
上拉：一段铰接，刚性导向，一段刚性固定方式。

由p
D d L k 24.192=
，1L L S -=，k L L 2=，得出：128.384L p
D d S -=
其中1L 等尺寸在手册表20-6-38，表20-6-41中查得。

D ，d ，p 三个参数在表20-6-37中选取，分别以两种方式计算在对应情况下的液压缸需
用行程S ，得下列两表。

以上推方式的液压缸许用行程：
40/28 0.2513 0.1883 0.1264 0.0665 0.0321 50/36 0.4015 0.3183 0.2364 0.1571 0.1117 63/45 0.5478 0.4446 0.3430 0.2448 0.1884 80/56 0.7265 0.6006 0.4768 0.3569 0.2882 100/70 0.9306 0.7733 0.6185 0.4686 0.3828 12590 1.3433 1.1352 0.9304 0.7323 0.6188 140/100 1.4729 1.2435 1.0179 0.7995 0.6743 160/110 1.5406 1.2977 1.0588 0.8276 0.6950 180/125 1.8007 1.5219 1.2477 0.9823 0.8301 200/140 2.0713 1.7565 1.4469 1.1473 0.9755 220/160 2.5499 2.1762 1.8085 1.4528 1.2488 250/180 2.8076 2.3913 1.9819 1.5856 1.3585 280/200 3.1309 2.6721 2.2207 1.7839 1.5336 320/220 3.2812 2.7954 2.3176 1.8551 1.5901 360/250 3.9044 3.3469 2.7983 2.2675 1.9633 400/280
4.5155
3.8861
3.2668
2.6675
2.3240
表1 以上推方式的液压缸许用行程
以上拉方式的液压缸许用行程：
50/36 0.2767 0.2434 0.2107 0.1790 0.1608 63/45
0.3481 0.3068 0.2662 0.2269 0.2044
80/56 0.4304 0.3800 0.3305 0.2826 0.2551 100/70 0.5403 0.4773 0.4154 0.3555 0.3211 12590 0.7257 0.6425 0.5606 0.4813 0.4359 140/100 0.7992 0.7074 0.6171 0.5298 0.4797 160/110 0.8442 0.7471 0.6515 0.5590 0.5060 180/125 0.9723 0.8608 0.7511 0.6449 0.5841 200/140 1.1015 0.9756 0.8518 0.7319 0.6632 220/160 1.3170 1.1675 1.0204 0.8781 0.7965 250/180 1.4635 1.2970 1.1333 0.9748 0.8839 280/200 1.6168 1.4333 1.2528 1.0781 0.9779 320/220 1.7085 1.5142 1.3230 1.1380 1.0320 360/250 1.9749 1.7518 1.5324 1.3201 1.1984 400/280 2.2403 1.9885 1.7408 1.5011 1.3637
表2 以上拉方式的液压缸许用行程
经对比，选取以上推方式，缸径280，杆径200，在10Mpa 下工作，许用行程为3.1309米的液压缸，型号为UY TF 11 280X3000—10。

冲次为每分钟6次，即周期为T=10s ，行程h=3m ，则有平均速度s m v /6.0T
h
2==工 悬点最大载荷为80kN ，即上升行程负重80kN 。

回程落下负重按以下公式计算：（参照参考文献[1]）
c b a G2G1F -F -F -F -F =落F
式中落F ——抽油杆的落下负载
G1F ——抽油杆重力
G2F ——活塞杆以及钢丝接头等零件重力
a F ——运动部件的惯性力
b F ——各密封处摩擦阻力
c F ——井下油柱液阻力
其中除去活塞杆等重力G2F =9.02kN ，其余参数直接引用文献[1]中数据，得
落F =48.93kN 。

3.2液压泵的选用
已知液压缸活塞面积615.752
cm ，杆端承压面积301.62
cm ，周期T=10s ，液压缸的机械效率和容积效率手册上未能查到，故取95.0==v m ηη。

上升冲程，蓄能器与液压泵同时向液压缸注油，下降冲程，只有液压泵向液压缸供油。

故在一个周期内，液压缸内进入的液压油体积为活塞腔最大容积与活塞杆腔最大容积之和。

该体积为：=T V (615.752cm ⨯300cm )+ (301.062cm ⨯300cm )=2750433
cm
3cm 184725=上V ，3cm 90318=下V
允许上下冲程速度不等，但要/周期不变，有s t T 10t =+=下上
设泵的输出速率为X s cm /3，蓄能器输出体积为Y 3
cm ，又有上上V Y =+∙t X ，
下下V =∙t X 。

考虑到可以使用多个蓄能器并联使用，并通过调整蓄能器工作容量时限要求，故暂设蓄
能器可放出上升行程所需油液的三分之一，即蓄能器实际工作排量为3
cm 61575=W V 。

则
下行回路中回收部分油液，当压力过大时，由溢流阀排出。

解得 4.23s =上t ，77s .5=下t ，X=21346.8s cm /3。

则每分钟流量为1280808min /3
cm ，取泵转速（电动机转速3000r/min ），容积效率0.92，得泵的排量为464ml/r ，故选取A7V500型柱塞泵。

3.3蓄能器的选用
下降冲程时回收油液，液压缸内油液全部进入蓄能器，当蓄能器压力一定时，由溢流阀回油箱。

在下降冲程，重力与液压泵对活塞的力同时作用，将油液送入蓄能器；上升冲程时悬点重力相对液压泵与蓄能器的输出为阻力。

分别计算在上升和下降冲程，就悬点外力对活塞面的作用力：
MPa 3.175.61580p 2==
cm kM 上，MPa 8.075.61593.48p 2
==cm kM
下
即为保障在上升冲程时，蓄能器输出油液，其出口压力最小为MPa p 3.12=。

由于蓄能器在此作“辅助油源”，则充气压力MPa p p 78.03.16.06.020=⨯==，并取指数K=1.4。

要求释放油液V=61575mL 。

由公式])1
()3.11/[()78.01(61575])1()1/[()1(4.11
1
4.114.111112100p p p p V V K K K -⨯=-=。

先设MPa p 71=，算得2026776.3cm 1=V ，故可选用NXQ1-L150/10LR 型气囊蓄能器。

考虑到释放油液的速率，需在4.23s 内将61575mL 油液全部放出，此处改为4个40L
的小蓄能器，型号NXQ1-L150/10LR ，用三个三通并行连接。

此处出口的溢流阀选用DT02B20，最小压力设定为1.3MPa ，在液压泵出口处同样安装一个该型号的溢流阀，防止下行回路中液压泵做负功最小压力设定为0.8MPa 。

3.4液压回路中各元件对应型号
元件型号件数备注
液压泵A7V500 1 配3000r/min电动机
液压缸UY TF 11 280X3000—10 1
蓄能器NXQ1-L150/10LR 4
溢流阀DT02B20 1 蓄能器出口压力调至1.3MPa，
液压泵出口压力调至0.8MPa
三位四通电磁换向阀4WE10N10/OFW200-50-N 1
二位三通电磁换向阀3WE10B10/OFW200-50-N 1
二位二通电磁换向阀3WE10B10/OFW200-50-N 1 手册总未查到相关产品，故用
三通阀堵住一通作为二通阀用
表3 液压元件清单
4机械部分设计
4.1 塔架部分的设计
塔架可由建筑塔吊的部件改造而来，使用Q235角钢焊接成型。

整体塔架的各个部分均用Q235型钢焊接而成。

对塔吊塔架进行测绘，得到实体图后进行有限元应力分析，如下图
图6 中部塔架零件校核应力分析
经分析，最大应力仅有8.63Mpa，而且应力分布较为均匀，即材料、零件在安全范围内，可以使用。

以下焊接零件同样进行分析。

图7 底部塔架零件校核应力分析
下部分支架应力也远小于Q235角钢的屈服强度极限。

与水泥台地脚螺栓连接的底座部分，通过有限元分析，得知需进行加强部分的焊接设计，以尽量减小应力。

图8 底座零件校核应力分析
左图为初始设计未有加强筋设计时的应力分布情况，如右图，加强后应力分布情况得以明显改善，最大应力明显降低。

4.2扶正系统
为保证液压缸与水平地面的垂直度，防止在工作时因倾斜角度过大，随工作时间的增长产生偏磨损伤，故设计此系统。

由于塔架各零件均为焊接件，故加工精度不做过高要求，但误差不会太大，故设计以下微调的方法，帮助液压缸刚体扶正，即加工误差在装配中的补偿。

图9 扶正系统示意
在塔架顶端的平面设置四个下端为粗牙螺纹连接，上端为短销定位兼连接的螺栓类零件，意义在于通过调动4个零件的高度。

调整固定液压缸水平面相对于地面的平行程度，来保证液压缸与水平地面的垂直程度。

图10 定位销零件校核应力分析
由该零件承受载荷情况，选用40Mn锻钢。

图11 配合定位销的零件校核应力分析
与之连接的两个零件，由Q235角钢与40Mn锻钢焊接而成，为保证相关形状公差，制造过程为先焊接，再加工孔。

由于焊接件形状复杂，应力分布情况也较为复杂，但仍未超出235Mpa的屈服强度极限。

4.3液压缸固定部分
连接顶部法兰与顶部部件底面的四根无缝钢管焊接而成的连杆，其应力也在安全范围。

图12 顶部连杆零件校核应力分析
连接四根连杆的底部零件，由100*100的工字钢焊接而成，制造时焊接上加强筋，其应力情况如下。

图13 顶部盖板零件校核应力分析
顶部法兰直接连接液压缸缸体，受力最为直接，其应力也较大。

图14 顶部法兰零件校核应力分析
在两个台阶之间添加了R5的圆角之后，应力情况改善如下，值得一提的是，R10的圆角时，最大应力反而变大了。

图15 倒R5圆角后应力改善情况
4.4钢丝固定
图16 顶部钢丝固定零件
以销轴配合于活塞杆前端，两边张开并打孔，穿入钢丝。

5安装与找正
安装时首先在井口附近砌水泥台，尽量保证水平，然后划线安装地脚螺栓。

待水泥凝固后，将最下端的支座安装上，此阶段需灵活处理与井口的关系，以方便接下来的塔架加高，水泥台划线必须注意，井口的抽油杆出口应在中心，误差不允许过大。

图17 底座的固定
图18 井口装置与划线位置
随后支起2层塔架，安装至扶正装置，即图9所示位置零件即可，随后在地面安装塔架上部分，但不安装液压缸。

图19 上部分安装情况
其目的在于，质量尚轻，安装拆卸较为方便。

将该部件安装于塔架上，利用法兰盘的8个螺孔和工程线、重锤等建筑用垂直度测量设备，通过调整4个螺栓的高度，保证重锤线与井口抽油杆出口在同一直线上，螺栓上端类似销轴，但与之配合的孔侑足够大的间隙，
图20 扶正装置原理几何解析
即如上图所示，较大的配合间隙可以调整三角形顶点相对于中心垂线的位置，如次可避免因钢丝绳拉动方向不与地面垂直，导致塔架在水平方向上受力，使之整体结构不稳定。

该
误差来自于地面水泥台的水平程度以及机械加工时塔架自身的倾斜，但误差不会太大，否则塔架产品不合格或者水泥台需要重新搭建。

此后卸下上端的部件，安装液压缸，再次将上端的部件安装于塔架上。

此时图20位置上的三角形顶点与抽油杆共线。

法兰盘上用于安装螺栓的孔也是较为松动，为的是在安装液压缸时，调整螺栓松紧，使液压缸轴线与抽油杆垂直，放置在工作时径向受力，造成偏磨。

因为重力，以及悬点载荷，调整好后的系统不易再变动，因此在安装时确定可行后，直到下次拆装都不用再调整该系统。

6整体效果
图21 整体效果图
液压元件均放置于旁边的泵站中。

致谢
首先感谢指导老师廖结安老师提出这样一个综合性较强的毕业设计课题，并在设计过程中给予监督与指导。

另外同样感谢任课老师兼班主任李宜峰老师在液压回路设计上给予的指导和批评，以及在大学四年中各位授课老师对本人知识的传授。

同时也感谢同样在做毕业设计的同学们与本人在毕业设计上问题的交流探讨。

毕业设计是本科生在大学本科阶段的最后一次设计，是对专业知识技能综合应用的考验，本人并不是优等生，但是此次设计是尽全力完成的。

相信老师们在审阅毕业设计的同时也是在寻求一种慰藉：“4年的授课总算有成效，没有白费”，希望老师能在本篇设计中找到这种感觉，因为就目前而言一个毕业生能报答老师的仅此而已。

如果设计欠佳，希望老师们对本片设计的错误及缺点严厉批评，学生会将此教导作为本科最后的授课，谨记终生。

参考文献
[1]陈春安,陈铁民.YCH—II型液压抽油机的研制..石油机械,1988年,16卷(11期).
[2] 孔昭瑞.国内抽油机的发展趋向[J].石油机械，1995,23(2):49 54.
[3] 薄涛.中国液压抽油机的发展概况与技术水平[J].钻采工艺2002, 25(2):60-62.
[4] 荀昊.国外液压抽油机的发展概况与技术水平[J].新强石油科技2001，11（1）：62-63.
[5] 张彦延,潘红政,金文倩,李高升,张作龙.液压技术在抽油设备上的应用[J].石油机械,2000,28 (4):49-50.
[6]张连山.国外抽油机的技术发展.石油机械,1999,(27):54 -56 .
[7]张连山.2010年世界新型抽油机技术发展预测[J].钻采工艺编辑部，1999年.
[8]陈春安,陈铁民.YCH-II型液压抽油机的研制,石油机械1988,11
[9]许福玲,陈尧明.液压与气压传动.第三版.北京,机械工业出版社,2008年.
[10]大连理工大学工程图学教研室.机械制图.第六版.北京,高等教育出版社,2007年.
[11]成大先.机械设计手册(液压传动卷).北京:化学工业出版社,2004年.。