双驴头抽油机结构设计论文-本科论文.doc

济南大学毕业设计

毕业设计

题 目 双驴头抽油机结构设计
学 院 机械工程学院
专 业 机械工程及自动化
班 级 机升0902
学 生 韩莹
学 号 20090404020
指导教师 高常青

二〇一 一 年 五 月 二十五 日
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济南大学毕业设计
1 前言
1.1 选题背景与意义
目前，从地层中开采石油的方法可分为两种：一种是自喷采油法，利用地层本身的能量举升原油；另一种是机械采油法，利用机械设备将原油举升到地面。在机械采油法中，不利用抽油杆传递能量的设备统称为无杆抽油设备，利用抽油杆传递能量的设备统称为有杆抽油设备。有杆抽油设备由三部分组成：一是地面驱动设备，即抽油机；二是井下的抽油泵，它悬挂在油管下端；三是抽油杆，它把地面设备的运动和动力传给井下抽油泵，上述三部分也叫“三抽”，而抽油机是“三抽”的主要设备之一。抽油机一般都由传动—换向系统、支撑系统和平衡系统三大部分组成，而支撑系统又受传动—换向系统和平衡系统制约。其中，传动—换向系统中配有减速器、换向机构等，它将原动机的旋转运动变成悬点的上、下往复运动。
抽油机制造厂在国内已经有数十家，产品类型也已多样化，但游梁式抽油机仍处于主导地位，尤其是长冲程、低冲次的无游梁式抽油机的研制取得了一些进展，如由胜利油田研制的无游梁链条抽油机，经过国内十几个油田稠油及丛式井的推广使用，在低冲次抽油和抽稠油方面已初见成效。此外，桁架结构的滑轮组增距式抽油机、链条滚筒式抽油机已在某些油田进行了工业试验；齿轮增距式长冲程抽油机的研制工作也取得了新的进展；质量轻、成本低、便于调速和调整冲程的液压抽油机经过几年的研制和工业性试采油，也积累了一定的经验。其它形式的抽油机如数控抽油机、连续抽油杆抽油机、车载抽油机、摩擦式抽油机、六连杆游梁式抽油机和斜直井抽油机、直线电机抽油机等也正处于不断改造和试生产过程中。
抽油机的生产已经基本上被国外几家大的机械制造公司所垄断，如美国最早、最大的抽油机制造公司拉夫金公司、原苏联最大的抽油机生产基地阿塞拜疆石油机械制造集团。这些企业生产规模大，采用先进的部件优化技术，将抽油机系统按功能分解成若干模块，按照通用化、标准化、系列化的方式组织生产，企业的设计、制造及管理水平较高。以较少的生产模块，最大限度地满足不同用户多种类型、规格抽油机的需要，给企业带来了较高的经济效益。由于采用模块化设计方法，既满足了多品种、小批量的市场需求，又解决了企业规模化问题，产品质量大幅度提高，而成本大幅度下降。
1.2 国内外新型抽油机的发展
抽油机至今已应用了一百多年，在此期间发生了很大的变化，尤其是近年来，世界抽油机技术发展较快，先后研制了多种新型抽油机，其特点可总结为：增强了抽油机的可靠性、适应性、先进性和经济性；改善了抽油效率，减少动力消耗；提高了抽油机平衡效果，改善了抽油机的运动特性与平衡特性；扩大了抽油机的使用范围，减少了抽油机体积和质量，强化了抽油机自动化和智能化程度，全面提高了抽油机的各项技术经济指标。
适合不同井况的多种新型抽油机在国外得到了广泛的应用，下面是几种典型的新型抽油机：
（1）为了满足山区、沼泽、森林地带、沙漠地区、浅海和海滩、海洋地区和更复杂地区抽油的需要，研制与应用了低矮型抽油机、前置式抽油机、前置式气平衡抽油机、紧凑型抽油机、两点式抽油机和井架型抽油机等。
（2）为了适应垂直井、斜井、从式井和水平井抽油的工况，研制了斜井抽油机、丛式井抽油机、双驴头抽油机和高效能丛式井抽油机等。
（5）为了提高抽油系统效率，减少抽油机振动载荷与动载荷，研制了大冲程游梁式抽油机和大冲程无游梁式抽油机（分立式和卧式两种)。
（6）为了提高采油经济效益，降低能源消耗，减少抽油成本，研制与应用了各种新型节能抽油机和节能部件。例如异相型抽油机、前置式抽油机、轮式抽油机、自动化抽油机和智能抽油机等，节能部件有:高转差率电动机、天然气发动机、抽油机节能控制柜和齿型胶带等。
（7）为了提高抽油机精确平衡效果，达到节电和提高抽油机运动平稳性与使用寿命，研制与应用了各种平衡方式抽油机。例如变平衡力矩抽油机、气平衡抽油机、气囊平衡抽油机、双井平衡抽油机和自动平衡抽油机等。
（8）为了满足边远地区没有电源的抽油井试油或采油以及间歇抽油的需要，研制与应用了车装式抽油机，采用天然气发动机或汽油机、柴油机驱动抽油机，具有使用移动灵活等特点。
（9）为了提高采油效率，实现自动化开采石油，研制与应用了各种自动化抽油机和智能抽油机，采用先进的微机系统控制、检测和诊断抽油机的运行与故障，以确保高效、安全地进行抽油。
随着科学技术的不断进步，对抽油机的研究也不断地深入，以后的抽油机将会更高效、更节能，根据抽油机效率提高的途径和世界各大公司新产品的研究方向，可将抽油机发展方向总结为以下几个方面:
（1）大型化方向；
（2）低能耗方向；
（3）精确平衡方向；
（4）高适应性方向；
（5）长冲程无游梁方向；
（6）自动化和智能化方向。

2 抽油机概述
2.1 常规游梁式抽油机概述
2.1.1 常规游梁式抽油机的基本结构

图2.1 常规型游梁式抽油机基本结构
l、刹车装置 2、电动机 3、减速器皮带轮 4、减速器 5、动力输入轴 6、中间轴
7、输出轴 8、曲柄 9、曲柄销 10、支架 11、曲柄平衡块 12、连杆 13、横梁轴
14、横梁 15、游梁平衡块 16、游梁 17、支架轴 18、驴头 19、悬绳器20、底座

抽油机可分为两大类：游梁式抽油机和无游梁式抽油机。常规型游梁式抽油机以其特别能适应野外恶劣的工作环境等明显优势，因而区别于其它众多类型的抽油机，它是由电动机、减速器、机架、四杆机构、游梁、曲柄、驴头等部分组成。减速器将电动机的高速旋转运动变为曲柄轴的低速旋转运动，曲柄轴的旋转运动经四连杆机构变为悬绳器的上下往复运动，悬绳器下面接抽油杆，抽油杆带动抽油泵柱塞在泵筒内做上下往复直线运动，从而将油井内的原油举升到地面。常规型游梁式抽油机是机械采油设备中出现最早的抽油机,其工作原理是减速箱将动力机的高速旋转运动变为曲柄轴的低速旋转运动。曲柄轴的旋转运动由四连杆机构变为悬绳器的上下往复运动，悬绳器下面接抽油杆柱，抽油杆柱带动抽油泵柱塞在泵筒内作上下往复直线运动，从而将油井内的油举升到地面，其结构如图1.1所示。
2.1.2 常规式游梁式抽油机存在的问题
能耗大、效率低是抽油机系统存在的主要问题，系统总效率是系统在地面和井下近十个组成部分的分效率和相关反馈系数的乘积，任何一环的分效率较低都会造成总效率变低。在相同井况下，井下的损耗因地面抽油机型不同所产生的差异不会很大，因此提高抽油机的效率是解决抽油机系统效率低下的关键。常规型游梁式抽油机主要有以下不足：抽油机在运行中传动角波动较大，无法保证各位置传动角均接近90°，造成曲柄轴受力很大且不均匀；悬点载荷造成的曲柄轴扭矩峰值较大，且为非正弦规律，而曲柄轴平衡力矩是以正弦规律变化的，故二者无法相抵，造成曲柄轴上净扭矩峰值较大，波动剧烈，甚至出现负扭矩。从能耗的角度来说净扭矩波动大，必然加大输入功率，增大能耗；从装机功率来说，由于扭矩峰值高，为了保证抽油机的正常运转，需选用较大功率的电机及大扭矩的减速器。
产生上述问题的原因主要有以下几个方面：
（1）常规型游梁式抽油机的悬点载荷状况是影响其能耗的主要原因，悬点载荷特性与所用普通电动机的转矩特性不相匹配，导致电机以较低的功率进行运行。
（2）常规型游梁式抽油机的结构特点和抽油泵工作的特点，形成了抽油机特有的载荷特性：带有冲击的周期性交变载荷。抽油机运行一个周期包括两个过程，上冲程和下冲程。上冲程时，悬点要提升沉重的抽油杆和油液柱需要减速器传递很大的正向转矩，下冲程时，输出轴被悬点载荷（抽油杆自重）正向拖住，使主动轴反向做功，减速器要传递较大的反向转矩。
（3）电机在一个冲程中的某些时段被下落的抽油杆反向拖住，运行于再发电状态，抽油杆下落所释放的机械能有部分转变成了电能回馈电网，但所回馈的电能不能全部被电网吸收，引起附加能量损失。
2.1.3 抽油机的节能途径
抽油机的节能途径归纳起来可分为以下三种:
（l）通过改变抽油机的结构直接降低抽油机的扭矩因数，以降低抽油机减速器输出轴的转矩及其波动，实现节能。改变抽油机的结构是为了改变四杆机构的传动特性，提高其传动效率以达到提高抽油系统效率的目的。
（2）通过改变抽油机的平衡方式，以降低减速器输出轴的转矩，达到节能目的。抽油机常用的平衡方式有两种:机械平衡和气平衡。机械平衡是新发展起来的一种平衡方式，其原理是抽油机尾梁平衡配重的力臂是变化的，因此平衡扭矩也是变化的。
（3）采用节电的驱动设备实现节能。更换抽油机的驱动装置，采用新型电机来改变异步电动机的硬机械特性，以降低抽油机的启动能耗。常用的节电驱动设备有以下几种:高转差(或超高转差)电动机、变频调速电动机、永磁同步电机、大启动力矩多速电动机、双功率电机等。
2.2 双驴头抽油机概述
双驴头抽油机是我国于96年研究开发的一种新型节能的游梁式抽油机，结构如图2.1所示。该机以常规型游梁式抽油机为基础模型，在其游梁后臂上增加了一个后驴头，将连杆与游梁的转动副连接变为驱动绳和后驴头的相切联连接，从而改变了抽油机的传动特性，与常规游梁式抽油机相比较其性能和效率都有很大的改善。

图2.2 双驴头抽油机基本结构
1.底座 2.支架 3.减速器底座 4.电动机 5.刹车系统 6.减速器7.横梁连杆
8.后驱动绳 9.后驴头 10.游梁 11.前驴头 12.悬绳与悬绳器

双驴头抽油机的工作原理：电动机通过皮带传动将高速旋转运动传递给减速箱的输出轴，经减速后由四连杆机构将旋转运动变为游梁的上下往复摆动，经游梁前后两端的驴头，通过抽油杆带动深井泵柱塞作上下往复直线运动，将井内液体油抽吸到地面。当抽油机工作时，驴头悬点上作用的负载是变化的，工作过程分为两个冲程，在上冲程时驴头悬点需提起抽油杆柱和液柱，在抽油机未进行平衡的条件下，电动机要付出很大的能量，此时处于电动状态；在下冲程时抽油机杆柱拉动电动机做功，使电动机处于发电状态。因此在抽油机的一个工作循环过程中有一个电动运行状态和一个发电运行状态。
2.3 设计目的和要求
目前随着油田开发进入高含水期，原油开采的成本越来越大。油田的很大一部分成本开支就是维持抽油机正常运行的电能以及其他形式的能量的消耗，抽油机的效率高低决定了企业收入的高低，各个油田都开始想方设法降耗节能，降低成本开支。其
中，从抽油机入手是基础的办法。对于设计人员来说，就是要设计出高效节能的抽油设备，从根本上降耗节能，所以设计出高效率的抽油机是个现实的课题。本文所述就是针对目前油田开采现状而设计的一种节能效果比较明显的抽油机—双驴头抽油机。
通过改变抽油机扭矩因数的变化规律来加强平衡效果，达到节能目的，以常规机为基础模型，对其四杆机构进行了关键性的技术变革，采用特殊曲线型的游梁后臂、游梁与横梁之间采用柔性连接结构，以得到摇杆（游梁后臂）长度、连杆长度随曲柄转角的变化而变化的特殊四杆机构，即"变参数四杆机构"，形成一种能适应采油实际工况的新型动力传动的抽油机主结构。
由于抽油机的工作环境是在露天场所，经受着风吹日晒，新的油田又多发现在沙漠，荒原、沼泽、冻地、浅海滩、深海等地，地处边远，渺无人烟，抽油机所承受的负荷为周期性交变负荷，连续运转，无人监护，所以抽油机的工作条件十分恶劣。恶劣的工作条件对抽油机提出以下的技术要求:
（1）好的可靠性：抽油机常年连续运转，工况复杂多变，加之无人监控，管理不便，因而要求其工作必须可靠。对油矿设备来说，可靠性是最重要的技术指标，抽油机发生故障将会造成停产待修、油井破坏等重大事故和严重的经济损失。
（2）好的耐久性：抽油机效用寿命(或称设计寿命和服役期)是抽油机设计水平、管理水平的综合反映，提高产品寿命，是抽油机技术进步的主攻目标。
（3）好的工作性能：性能指标包括悬点载荷、最大冲程、最大冲次、减速器输出轴最大扭矩等技术参数。随着油田的不断开发，油井含水比不断增加，泵挂深度不断地增加，势必引起悬点载荷增加，同时引起抽油工况变化而经常调节。抽油机应满足采油工艺的要求，应能适应抽油参数的变化。
（4）结构简单，易损件少：结构简单，势必故障降低；易损件少，必然可靠耐久。目前，我国的抽油机轴承和曲柄销寿命还不长，尚待得到根本改进。操作维修方便是油田现场最关心的技术。
（5）能耗低，材料消耗低：我国拥有抽油机二万七千台，若每台抽油机都能降低材料消耗，则整个的经济效益是十分可观的。
本次设计要求所设计的双驴头抽油机冲程为1.5m～5m,抽油机的下泵深度为1400m～1600m，载荷数值为80kN～120kN。
2.4 双驴头抽油机的基本参数
抽油设备的功能就是从一定井深处抽出一定数量的原油，所以，井深和产量决定了抽油机的基本结构，为了达到这两个指标，对游梁式抽油机的工作能力提出了四个指标，亦即抽油机的基本参数:
（1）驴头悬点的最大允许载荷P
这一载荷包括静载荷和动载荷，它主要取决于抽油杆柱和油柱的重量。实际上，它表明了在一定的抽油杆柱和油泵泵径组合时的最大下泵深度。目前，悬点的最大允许载荷P从5～8kN到150～28OkN。
（2）悬点最大冲程长度S
它主要决定抽油机的产量及抽油机的基本尺寸和重量。悬点最大冲程长度S从0.3m到1Om，而应用最广泛的在6m以下，本次设计要求的悬点冲程为3m。
（3）悬点的最大冲程次数N
当泵径一定时，悬点的最大冲程次数N与最大冲程长度S共同确定了抽油机的最大产量。目前，实际应用的悬点冲程次数从2-4/min到20/min。由于每一个冲程抽油杆应力发生变化，故冲程次数过大将会使抽油杆过快地发生疲劳破坏，所以限制了最大冲程次数N的进一步提高。
（4）减速器曲柄轴最大允许扭矩M
它和上述三个基本参数存在一定的关系，特别是和悬点最大冲程长度S成正比，即S越大,M也越大。同时，减速器曲柄轴的最大允许扭矩M也决定了减速器的尺寸和重量。

3 设计计算
3.1 整体方案的确定
目前，我国有些田进入中后期开发阶段，随着原油含水率的不断上升，油层压力和油井动液面的逐渐下降，为了保持原油稳产，即原油产量不随含水率的升高而递减，必须加大采油量，这样采油成本也相应提高。因此，要求采油设备不仅能满足“深抽、大排量”提液的工艺要求，而且要具有能耗低、可靠性高等特点，这就需要选用高效节能的抽油机。然而大量在用抽油机的主流品种仍然是常规抽油机和异相曲柄平衡抽油机，这些游梁式抽油机完成了80%以上的采油量，如果将这些抽油机进行简单的改造，使之成为节能更好的抽油机，将会给油田带来可观的经济效益。
双驴头抽油机是一种新的节能型游梁式抽油机。与同类型抽油机相比，其主要结构件和易损件受力方式有很大的不同，游梁和尾轴承座的可靠性更高。双驴头抽油机结合常规游梁式抽油机的节能优势和特点，通过对常规游梁式抽油机四杆参数和游梁结构的优化改进，使游梁和曲柄平衡得以科学配置,达到了节能、简单、牢靠、实用的目的。单圆弧曲线、3圆弧曲线、阿基米德曲线是后驴头曲面常用的三种线型。根据[4]的结论,后驴头采用阿基米德曲线的双驴头抽油机在运行时其性能和平稳性均优于前两种曲线。后驴头为3圆弧的双驴头抽油机，由于设计变量的增加其综合性能要优于后驴头为单圆弧的双驴头抽油机,但是后驴头为3圆弧的双驴头抽油机在一段圆弧向另一段圆弧过渡时由于力臂变化，将会引起力的突变。综合考虑，后驴头曲面采用阿基米德曲线，如图3.1所示。

图3.1 前后驴头示意图

结合国内外抽油机的发展趋势和实践结果，要求双驴头抽油机的特点如下：
（1）结构紧凑、性能可靠
（2）节约能耗，降低采油成本
（3）操作简便、使用方便，维护费用低
（4）高适应性、长冲程、标准化、通用化
3.2 基本参数的确定
一个抽油机系统所需的零件很多，但是游梁式抽油机的很多零件都是可以通用的。在选择或计算基本参数之前，先选择部分零部件以便于接下来的计算。参照相关资料和厂家的产品系列数据，选择杆径为25mm的抽油杆，密度为=7.8g/cm，单根长度l=9.14m；原油密度的范围在0.8～0.95g/cm之间，不同油田的情况有所不同；抽油泵选择型号为CYB95TH的管式泵，公称直径95.25mm,柱塞长度选为1500mm，泵筒长度选为9m；载荷数值为80kN～120kN。
3.2.1 冲程与冲次的选择
首先是初选抽油机的冲程与冲次，因为冲程与冲次直接关系到悬点载荷的大小，
考虑到实际需要和设计要求，由[8]初选S=3m,n=10，属于正常工况。
3.2.2悬点载荷P和P计算
载荷包括动载荷和静载荷,主要取决于抽油杆柱和油柱的重量，=7.8g/cm,
=0.85g/cm,抽油杆杆径选25mm,单根杆长选l=9.14m,取下泵深度为1500m,则需Z=165根，由[8]得
P= (P+P′) (1+)
P= P (1-) (3.1)
式中 P—油井动液面以上断面积等于柱塞面积的油柱重，N；
S—悬点冲程长度，m；
n—悬点最大冲程次数；
对于双驴头抽油机，按设计要求S=3m,n=10,计算如下：
单根杆重
G = vg
=
=345(N)
则总的杆重为
P= vgZ
= 34516
= 5520(N)
又由
P′= F(L-h) (3.2)
式中 F—泵柱塞截面积，m；
L—下泵深度或抽油杆长度，m；
h —泵的沉没度，m；
—原油的重度，N/m；
代入式（3.2）得
P′ =88560(N)
把以上计算代入公式（3.1）得
P=（P+P′）(1+)
=（56925+88560）（1+）
= 145485(N)
P= P (1-)
=56925(1-)
=47384.5(N）
3.2.3扭矩的计算
扭矩是抽油机的又一基本参数，扭矩大小决定着减速箱尺寸的大小，所以在计算扭矩时要综合考虑各方面的因素，以达到优化平衡。在分析抽油机使用的大量统计资料基础上得知，绝大多数情况下，减速箱曲柄轴的最大扭矩值M和悬点的峰位载荷是同时产生的。根据[8]中公式:
M=300S+0.236S(P+ P) (3.3)
式中 S—悬点冲程长度，m；
M—曲柄最大扭矩，N·m；
P—悬点最大载荷，N；
将数据代入得
M=3003+0.2363（145485+47384.5）
=13745（N·m）
3.3 平衡重的设计
3.3.1 平衡方式的选择
从悬点载荷的变化规律可以看出:游梁式抽油机在整个工作循环内载荷是不均匀的。对静载荷来说，上冲程时，驴头悬点需提起抽油杆和油柱，这时电动机要付出很大的能量，到下冲程时，抽油杆依靠自重就可以下落，不但不需要电动机付出能量，
反而对电动机做功，使电动机处于发电机运行状态。因此，电动机在上、下冲程中的
载荷是非常不均匀的。在悬点下冲程时，要把平衡重由低处抬到高处，这就增加了平衡重的位能。为了抬高平衡重，除了依靠抽油杆柱下落所放出的位能外，还要发动机付出部分能量，这就消除了下冲程时发动机反而接受能量的现象，而在悬点上冲程时平衡重由高处下落，把下冲程时储存的位能释放出来，帮助发动机去提升抽油机杆柱和油柱，这就减少了发动机上冲程时所需要给出的能量。
表3.1 游梁式抽油机平衡方式比较
平衡方式
优点
缺点
适用范围
机械平衡

曲柄平衡
1. 结构简单
2. 制造容易
3. 可避免造成过大的惯性力
1. 消耗金属多
2. 调整较困难
重型机

游梁平衡
1. 平衡方式简单
2. 可减小连杆、曲柄销受力
3. 简化曲柄轴结构
1. 高冲程时惯性大
2. 安装调节不便
小型机
复合平衡
兼有曲柄平衡和游梁平衡的特点
中型机

气动平衡
1. 重量轻，节约钢材
2. 调整方便，平衡效果好
3. 改善抽油机受力状况
1. 结构复杂，制造质量要求高
2. 故障率相对较高
重型长冲程机

目前游梁式抽油机的平衡采用机械平衡和气动平衡两种，而在机械平衡中，按照平衡重位置的不同又可分为游梁平衡、曲柄平衡和复合平衡三种。游梁平衡就是把平衡重装在游梁的尾部，平衡重的位置不变，大小可调；曲柄平衡是将平衡重装在曲柄上，平衡重的位置可调而大小不变；复合平衡则是上述两种平衡的结合。本次设计为双驴头游梁式抽油机，可以使用机械平衡，也可使用气动平衡，对两种方式进行比较如表3.1。但考虑到使用成本、结构的复杂程度以及使用可靠性，选择机械平衡中的曲柄平衡。对于曲柄平衡方式应当确定曲柄平衡的半径和平衡块的重量。对于平衡重的大小可以通过能量守恒进行计算，并且将抽油机游梁和曲柄的自重全部按平衡块的重量进行计算。
3.3.2曲柄平衡重的计算
确定了平衡方式为曲柄平衡，就必须涉及到曲柄平衡重的计算，在计算过程中采用的准则为抽油机电动机上、下冲程做功相等即首先根据抽油机电动机上、下冲程做功求出下冲程时机械平衡装置应储存能量的大小或上冲程时抽油机下落所释放能量的大小。
下冲程时，平衡装置存储的能量应等于电功机下冲程所做的功与下冲程抽油杆柱下落所做的功之和
A=A+A （3.4）
上冲程时，平衡装置释放的能量(等于下冲程时贮存的能量)加上电动机冲程所做的功等于冲程提升抽油杆柱和油柱所做的功
A=（A+A）/2 (3.5)
根据平衡准则，电动机下冲程做的功等于电动机上冲程做的功即A=A，则由式(3.4)和(3.5)得
A=(A+A)/2 (3.6)
平衡重的大小要综合考虑整体运动平衡，即下冲程和上冲程过程中尽量使电动机输出功率相等，从而最大限度地减少减速箱、电动机以及抽油杆的震动载荷，提高整体的使用寿命。根据[8]中得
Q= （3.7）
=
=66434.5（N）
式中Q—平衡块的有效重量，N；
A=2rq+2q ( 3.8)
式中A—总存储能量；
q—曲柄自重；
q—游梁部件的重量；
K—Q离游梁支点O的距离；
—q的重心离游梁支点O的距离；
—q的重心离曲柄旋转中心O′的距离；
r —Q的平衡半径，即曲柄平衡重中心离曲柄旋转中心O的距离；
将已知数据代入上式得
A=2
=6581254(kg)
设：=R′—曲柄自重所相当的曲柄平衡重的半径，将R′代入总能量公式，得到曲柄平衡重的平衡半径为
R=′ (3.9)
=
=880(mm)
则曲柄平衡重中心离曲柄旋转中心O的距离为880mm。由于本设计是在常规游梁式抽油机的基础上改进的，因此抽油机曲柄平衡重的重量为3.5t。
3.4电动机的选择
电动机的选择要满足抽油机正常工作时的需要，主要有三个方面：电机的启动性能；电机的过载性能；电机与抽油机匹配后的动力性能。同时为了节能，电机不能超过所需功率过多，同时还要考虑价格等因素，由[9]得到如下公式计算所需电动机的功率：
P=0.8[T] (3.10)
式中P—电动机的功率，kW；
[T]—减速箱的额定转矩，N；
—减速箱输出轴转速，r/min；
代入以上数据得
P=0.8
=35.2(kw)
由计算结果查[16]知，选用电动机的型号为HM2—280S—8，其额定功率为37kw，额定转速为740r/min。
3.5减速器的选择
电动机选择以后，要根据电机的各项性能指标选择匹配的减速器，首先传动比要合适，其次要根据额定扭矩和最大扭矩校核轴的强度，还要考虑经济因素。减速器是游梁式抽油机的主要部件，它的作用是传递动力和降低运动速度将电动机的高速转动变为抽油机曲柄的低速转动。目前，游梁式抽油机的减速机构多采用带传动加齿轮减速器，冲次调整一般是通过改变抽油机皮带轮的直径或应用多速电动机的不同转速来实现。若应用第一种方式，一般电动机配有三个皮带轮，齿轮减速器主动轴上装有一个大皮带轮。调整冲次时需停机，按不同冲次要求更换电动机轴上规定直径的皮带轮。这种方式调整冲次不方便，工作效率低。若应用多速电动机的不同转速来调整冲次，具有方便、快捷等特点。一般多速电动机有双速、三速两种，可实现二种、三种冲次的调整，也可辅以皮带轮的改变获得多种冲次。但由于多速电动机受到价格高、体积大、对电器控制部分要求高、故障率高的限制，多用于小型抽油机的配置。
根据传动比的要求，一般采用三轴两级齿轮传动，其齿轮多采用双圆弧或渐开线齿形。在早期生产的抽油机减速器中，采用的是渐开线齿轮，因其中心距的可分性及制造、测量方便等许多优点，得到广泛应用，但存在以下缺点：
（1）渐开线齿轮啮合时，两齿面之间的滑动对于齿面的磨损、发热、传动平稳性和效率以及使用寿命都不利；
（2）渐开线外啮合齿轮相对曲率半径较小，承载能力受到限制。
为了提高齿轮传动的承载能力和传动平稳性，创造了新的齿轮啮合—圆弧齿轮，它是将渐开线齿轮轮齿的凸面与凸面相接触，改变成齿廓为圆弧、使凸圆弧齿廓与凹圆弧齿廓相啮合。增大了相对曲率半径，增加了接触面积,提高齿面接触强度。实践表明，单圆弧齿轮接触强度比渐开线齿轮提高0.5～1.5倍，双圆弧齿轮轮齿弯曲强度比渐开线齿轮提高30%，接触强度也比单圆弧齿轮提高接近一倍。双圆弧齿轮传动具有承载能力大、效率高、寿命长和工艺简单等优点，为了提高齿轮传动的承载能力和传动平稳性，目前我国抽油机行业几乎全部采用双圆弧齿轮减速器。
综上，本设计抽油机传动比设为28，选用中心距为8500mm的双圆弧齿轮减速器。
4运动分析
4.1简化模型
抽油机的抽油功能最终还要靠游梁、连杆和曲柄等部件的运动把电机的旋转运动转化为驴头的往复直线运动从而带动柱塞泵上下运动来实现。因此，游梁、曲柄以及
连杆的尺寸直接影响到抽油机的上下冲程运动是否协调，也直接影响着抽油机的效率。对于游梁式抽油机系统来说，其本质上可简化为一个四连杆机构，要分析抽油机的运动，只需对简化的四连杆模型进行运动分析即可。图4.1是双驴头抽油机的简化几何模型，曲柄顺时针方向旋转，O是减速器输出轴中心，O是游梁支承中心，O是阿基米德曲线的起点。

图4.1 简化几何模型
图中：A—游梁前臂长度，m；
I—游梁后臂长度，m；
AB—连杆长度，m；
R—曲柄半径，m；
I—游梁支承中心O至减速器输出轴中心O的水平距离，m；
H—游梁支承中心O至减速器输出轴中心O的垂直距离，m；
e —游梁支撑中心O至阿基米德曲线起点O的距离，m；
α—阿基米德曲线的基线与水平方向之间的夹角，度；
β—阿基米德曲线基点O和游梁支承中心O的连线与水平方向的夹角，度；
与常规型游梁式抽油机不同的是，双驴头抽油机的游梁后臂长度I和连杆长度AB均是变量，由图4.1可以得出以下几何关系
Φ=tg(I/H) (4.1)
对△ABO和△AOO分别运用余弦定理和正弦定理，可得
AO= (4.2）
(4.3)
(4.4)
（4.5）
在△BOO中
I= （4.6）
△S为曲线原点开始到两杆与弧面切点所经过的弧长
△S= (4.7)
阿基米德螺线的极坐标方程为
r =e
可以得到 △S= (4.8)
4.2执行机构的设计分析

图4.2 执行机构简图

根据抽油机的运动轨迹，计算出执行机构的各个要素，由[12]知抽油杆上冲程时间为，下冲程时间为,则上冲程曲柄转角为192°下冲程曲柄转角为168°，由图4.2知该机构为曲柄摇杆机构，故
a+d >b+c
最小传动角为
g=180-cos (4.9)
=40°
行程要求通常取
=1.35 (4.10)
S=e=1.35c
极位夹角要求
(4.11)
=(b+a)-2(b+a)(b-a)cos+(b+a)
其它的约束为各杆的长度均大于零，整转副由极位夹角保证，且极位夹角和行程约束为等式，其它均为不等式，若以为设计变量，因为S=1.35c，则当为定值时，可求出c，由图可得
l=b-a= (4.12)
=2c
l=b+a= (4.13)
=2c
a=c (4.14)
b=c (4.15)
d= (4.16)
r=c (4.17)
g=c (4.18)
执行机构中各杆的长度均为和的函数，根据设计需要取
45° 55°
则可得抽油机执行机构基本尺寸为 a=3m,c=5.2,r=2.5m，h=8m,d=5.2m,g=3.7m。

5 其它主要零部件的设计计算
5.1 带传动的设计
电动机的功率通过带传动传递给减速器，之所以选用带传动是因为带传动具有结构简单、传动平稳以及缓冲吸震等特点，当设备过载时会出现打滑现象，从而保护了设备。
5.1.1确定计算功率P
由[8]得
P=KP (5.1)
式中K—工作情况系数；
P—所需传递的额定功率；
由[5]表8—7查得工况系数K=1.4，故
P=1.437