游梁式抽油机结构设计.doc

济南大学毕业设计
1 前言
1.1 设计目的
本设计首先通过现场实习对游梁式抽油机进行选型，对异相游梁式抽油机进行结构设计。同时以悬点加速度最小为目标，对抽油机的四杆机构进行优化设计。最后根据现有的各种异相游梁抽油机学术资料，选取其它基本参数，设计出性能完善的的异相游梁式抽油机。
1.2 设计意义
常规游梁抽油机自诞生以来，历经百年使用，期间经历了各种工况和各种地域油田生产的考验，经久不衰，至今国内外仍广泛使用。有着结构简单、耐用、操作简便、维护费用低等优点,因此游梁式抽油机一直在有杆泵采油地面设备中占主导地位.但其在结构上存在不合理性,故常规游梁式抽油机有着能耗高的缺点。然而随着世界石油工业的飞速发展，常规游梁式抽油机得到了广泛应用。为了追求开采效益最大化，以最少的投入来换取最大回报，这就要求进一步研究抽油机设备，对游梁式抽油机结构进行优化设计，以此减少游梁式抽油机在采油时的能耗。
为克服常规抽油机驴头悬点运动的加速度较大，平衡效果较差，效率较低，能耗高等缺点，经过百年时间各种改革和实验找到了两个途径：一个是在常规游梁式抽油机的基础上进行技术革新和创造，继承其优点，克服其缺点，从平衡方式上着手改进，按照变矩平衡原理，对抽油机的四杆机构采取优化技术参数，研制开发了许多节能高效异相游梁式抽油机，使传统的游梁式抽油机又呈现出强大的生命力和使用空间。
异相游梁式抽油机有很多优点，其最基本的优点是：结构简单，制造容易，维修方便，特别是它可以长期在油田全天候运转，使用可靠。大大提高了采油效率，而且维护简单，节省了劳动力为采油行业带了极大地效益。
从异相游梁式抽油机外形上看，它与常规型游梁式抽油机并没有特别显著的区别，主要不同点有两处：一是将减速器背离支架后移，增大了减速器输出轴中心和游梁摆动中心之间的水平距离，形成了较大的极位夹角（即驴头处于上、下死点位置时连杆中心线之间的夹角）；二是平衡块重心与曲柄轴中心连线和曲柄销中心与曲柄轴中心连线之间构成一定的夹角，该角称为平衡相位角。这种抽油机的曲柄均为顺时针旋转，因此曲柄平衡重总是滞后一个相位角。
异相型游梁式抽油机有一个重要特点就是极位夹角较大，一般为12°左右，所以抽油机上冲程时曲柄转过的角度增加12°为192°，下冲程时曲柄转过的角度减少12°为168°。当曲柄转速均匀不变时，悬点上冲程的时间就大于下冲程的时间，因此悬点上冲程时加速度和动载荷小于悬点下冲程时的加速度和动载荷。同时这种抽油机的平衡相位角改善了抽油机总体的平衡效果，从而降低了减速器的最大扭矩峰值，减速器扭矩变化较均匀，电动机所需功率减小，在一定条件下有节能效果。目前，这种抽油机在我国各大油田已得到广泛应用。本毕业设计就是对异相游梁抽油机进行的结构设计。
1.3 发展现状
油田行业的采油方法有自喷式采油法和机械式采油法两种。自喷式采油法的特点是利用地层本身的能量来来举升原油目的。但是随着油田的不断开发，地层能量会逐渐的被消耗掉，即使通过注水的手段对油田进行开发，在开采的的中、后期也通常会出现水淹和强水淹现象。为了保证原油的稳产、高产，这种情况下的油井就不能继续应用自喷法进行开采了。同时，由于不同地区油层的地质特点，有一些油井一开始就不能自喷。对于这些不能自喷的油井，就必须运用机械采油法进行开采。机械采油法又分为气举法和抽油法两种。气举法的特点是利用压缩气体的能量，把原油提升到地面，而抽油法的特点则是将各种结构的泵放到井下进行抽油，所以，抽油法又叫泵法。从国外石油工业最发达的国家来看，用抽油法开采的井数在生产井总数中占绝对多数，约80%左右，而抽油法所开采的原油占总产量的半数以上。由于我国油田发展的特点，目前，不论在生产井数来看，还是从提高原油产量的角度上看，采油机械采油法的井数和产量都在增长。
应用机械式抽油法对石油进行开采，国内外应用最广泛的抽油设备是游梁式抽油机-抽油泵装置，也可以称作有杆设备。它的结构简单、制造容易、维护方便。整套装置由三部分组成：一是地面部分——游梁式抽油机，它由电动机、减速箱和四连杆机构以及各种支架构成；二是井下部分——抽油泵，它是悬挂在套管的下端；三是联系地面和井下的中间部分——抽油杆柱，它由一种或几种直径的抽油杆和接箍组成。石油行业内凡是不利用抽油杆柱传递能量的抽油设备统称为无杆抽油设备，凡是利用抽油杆柱上下往复运动进行采油的抽油设备统称为有杆抽油设备。利用抽油杆柱旋转运动驱动的井下单螺杆抽油泵装置虽然也有抽油杆，但在习惯上不列入有杆抽油设备。
游梁式抽油机-抽油泵抽油方法是石油行业应用最早同时也是应用最为广泛的一种人工举升采油法，早在石油工业问世时，就开始采用这一方法进行采油。随着技术的不断发展和时代的进步，有杆抽油设备也在不断完善。目前，通过有关资料了统计，在各种人工举升采油方法中，有杆抽油设备仍居于首要地位。据1989年年底的统计，有杆抽油井在机械采油井中所占的比例，我国为91％，美国为85％，原苏联为75％左右。
游梁式抽油机-抽油泵抽油是世界石油工业传统的采油方式之一，也是迄今在采油工程中一直占主导地位的人工举升方式。在我国各油田的生产井中大约有80%使用有杆抽油技术。全国各油田产液量的60%，产油量的75%是靠有杆抽油采出的。有杆抽油设备的能耗已占油田总能耗的三分之一左右。由于我国油田行业的高速发展以及工业发展的迫切需要，每年要有几千口油井投入生产，连同已有设备的更新，每年需要有几千口新井投入生产，成万台抽油泵、上千万米抽油杆和相应辅助工具。有杆抽油技术在我国石油开采占有重要地位。异相游梁式抽油机就在这种情况下迅速的发展起来了。并且在国内得到广泛应用。
1.4 设计要求
各种机械设备的设计要求首先应考虑其工作环境，其次是考虑工作性能。游梁式抽油机的工作环境是长期在露天的环境下，长时间的经受风吹日晒，甚至有的油井安装调试后一工作就是十几年，平时又属于工作人员的实时监管。所以游梁式抽油机设计时首先要求其工作可靠性、实用性以及耐用性要好，同时产品的维护要方便，以降低企业的使用成本。
本设计要求的游梁式抽油机的冲程为1.5——5米，载荷数值为80KN到120KN。
1.5 基本参数
抽油机要完成的任务是从一定的油井下面抽出地下的原油。所以。油井的深度和油井的产量决定了抽油机的基本参数，为了这两个目标相匹配，对游梁式抽油机的工作能力提出了四个指标，也就是游梁式抽油机的四个基本参数：
1、 驴头悬点的最大允许载荷：驴头悬点的最大允许载荷包括了动载荷和静载荷，它主要取决于抽油杆柱和油柱的质量。实际上它也表明了在一定的抽油杆柱和油泵泵径组合时的最大下井深度。目前悬点允许的最大载荷范围是：5——8KN到150——280KN，本设计要求的载荷为80——120KN。
2、 悬点最大冲程长度：本参数主要决定抽油机的产量和抽油机的基本尺寸和重量。选点的最大冲程长度范围是：0.3——10米，但绝大多数的抽油机冲程长度在6米以下。本设计的要求的悬点冲程为1.5——5米。
3、 悬点的最大冲程次数：当泵径一定时，悬点的最大冲程次数与最大冲程长度决定了抽油机的最大最大产量。目前实际应用的悬点最大冲程次数是从2——4/min到20/min.
4、 减速器曲柄轴的最大允许转矩：它和上述三个基本参数存在一定的关系，尤其是和最大冲程长度成正比。同时曲柄轴的最大允许转矩也决定了所选减速器的尺寸和重量。

2 总体尺寸、四连杆机构确定
2.1 四杆机构的优化
抽油机是将原油从井下举升到地面的主要采油机械设备之一。由文献[1,3-14]可知常用的有杆抽油设备主要由三部分组成：一是地面驱动设备即抽油机；二是井下的抽油泵，它悬挂在油井油管的下端；三是抽油杆，它将地面设备的运动和动力传递给井下抽油泵。
抽油机由电动机驱动，经减速传动系统和执行系统（将转动变换为悬点的上下往复运动）带动抽油杆及抽油泵柱塞作上下往复移动，从而实现将原油从井下举升到地面的目的。

悬点——执行系统与抽油杆的联结点
悬点载荷P(kN)——抽油机工作过程中作用于悬点的载荷
抽油杆冲程S(m)——抽油杆上下往复运动的最大位移
冲次n(次/min)——单位时间内柱塞往复运动的次数

悬点载荷P的静力示功图——在柱塞上冲程过程中，由于举升原油，作用于悬点的载荷为P1，它等于原油的重量加上抽油杆和柱塞自身的重量；在柱塞下冲程过程中，原油已释放，此时作用于悬点的载荷为P2，它就等于抽油杆和柱塞自身的重量。
假设电动机作匀速转动，抽油杆（或执行系统）的运动周期为T。油井设计参数为：上冲程时间：8T/15；下冲程时间：7T/15；冲程S：5m;冲次n：9；悬点最大载荷12 0KN。
2.1.1 设计过程
以异相游梁式抽油机上冲程悬点加速度为最小进行计算，即摇杆CD顺时针方向摆动过程中的α3max最小，由此确定a、b、c、d。

图 2-1
2.1.2 设计分析
执行系统设计分析：

图 2-2

由文献[2,20-24]可知设计要求抽油杆上冲程时间为8T/15，下冲程时间为7T/15，则计算可得到上冲程曲柄转角为192°，下冲程曲柄转角为168°。
找出四杆机构摇杆的两个极限位置。
CD逆时针摆动——C2→C1，下 冲 程 ( 反 行 程°) ， P2 ，=168°，快行程，B2→ B1。
曲柄转向应为逆时针，曲柄摇杆机构
a2 + d 2 > b2 + c2
设计约束：
(1)极位夹角
约束

(2)行程要求
通常取e/c=1.35           S = eψ =1.35cψ
(3)最小传动角要求

(4) 其他约束
整转副由极位夹角保证。各杆长>0。
其中极位夹角约束和行程约束为等式约束，其他为不等式约束。
(5)抽油机曲柄摇杆机构的设计
若以ψ为设计变量，因S=1.35cψ ，则当取定ψ时，可得c。根据c、ψ作图，根据θ作圆η，其半径为r。

图 2-3

各式表明四杆长度均为Ψ和β的函数

∴取Ψ和β为设计变量
根据工程需要：

2.1.3 优化计算
(1)在限定范围内取 ψ、β，计算c、a、d、b，得曲柄摇杆机构各构件尺寸；
(2)判断最小传动角；
(3)取抽油杆最低位置作为机构零位：曲柄转角β=0，悬点位移S=0，求上冲程曲柄转过某一角度时摇杆摆角、角速度和角加速度α3（可按步长0.5°循环计算）；
(4)找出上冲程过程中的最大值α3max。
对于抽油机四杆机构，已知杆长为a,b,c,d，原动件a的转角及等角速度为,
(，n执行机构的输入速度) 
(5) 由文献[3,70-77]，从动件位置分析（如图所示），为AD杆的角

机构的封闭矢量方程式为：
（1.1）

欧拉公式展开

令方程实虚部相等
　　 （1.2）
消去得，　 　　　　　 （1.3）
其中
为 　
代入（1-3）得关于的一元二次方程式，解得

(1.4)

B构件角位移可求得 （1.5）
(6)速度分析
对机构的矢量方程式求导数得
（1.6）
将上式两边分别乘以或得
或　　　（1.7）＆（1.8）
(7)加速度分析
将（1-6）式对时间求导得
　　　　　　（1.9）
对上式两边同乘或得

或

由文献成计算可得：　
a=1.9197m圆整为1.920m；b=5.203m；c=5.187m； d=7.843m； e=7.002m。
2.2 总体尺寸、四连杆机构确定
(1) 参数及意义表示
A—游梁前臂长度，m
C—游梁后臂长度，m
P—连杆长度,m
R—曲柄半径，m
I—游梁支承中心到减速器输出轴中心的水平距离，m
H—游梁支承中心到底座底部的高度，m
G—减速器输出轴到底座底部的高度，m
K—极距，即游梁支承中心到减速器输出轴中心的距离，m
J—曲柄销中心到游梁支承中心之间的距离，m
θ—曲柄转角，以曲柄半径R处于12点钟位置作为零度，沿曲柄旋转方向度量
Φ—零度线与K的夹角，由零度线到K沿曲柄旋转方向度量
β—C与P的夹角，称传动角
x—C与J的夹角
ρ—K与J的夹角
ψ—C与K的夹角
ψb—光杆在最低位置时的ψ角
ψt—光杆在最高位置时的ψ角
—K与R的夹角
α—P与R的夹角
(2) 优化设计以后，再与国内各个抽油机生产厂家生产的抽油机类比，选用抽油机的其它基本尺寸如下：对应尺寸：A=e; C=c; R=a; P=b;A=3m；C=5.187m；P=5.203m；R=1.920m；I=3.70m；H=7.900m；G=2.900。

图2-4 抽油机运动简图

3 位移、速度、加速度的计算过程
3.1 原理部分
3.1.1 原理阐述
由文献[2,8-17]如图2-4可见：

Φ=arctg （3.1）

=θ-Φ （3.2）
J= （3.3）
β=arccos() （3.4）
x=arcco （3.5）
ρ=arcsi （3.6）
另外有：
ψ=x-ρ （3.7）
ψb=arcco （3.8）
α=(β+ψ)- （3.9）
3.1.2 悬点位移
以光杆处在最低位置时（即下死点）作为计算位移的起始点。
游梁摆动角位移为δi，最大角位移称为游梁摆角δ。
δi=ψb-ψ （3.10）
δ=ψb-ψt （3.11）
悬点位移为： Si=Aδi （3.12）
悬点最大位移即光杆冲程长度为：S=Aδ （3.13）
3.1.3 悬点速度
查《抽油机》P38,利用速度瞬心法可得：
（3.14）
式中 w—曲柄旋转角速度，/s
n—抽油机冲次，/min
游梁摆动的角速度w (/s)为：
w= （3.15）
悬点速度v(m/s)为：
v= （3.16）
3.1.4 悬点加速度
游梁摆动的角速度为：
= (3.17)
悬点加速度就是驴头圆弧面上与悬绳切点的切向加速度，用a（）表示。
a=A （3.18）
3.1.5 分为三种情况
第一种，θ在0到θ=Φ
其中，；ψ=x+ρ；。其余公式同上。
第二种，θ在θ=Φ到θ=Φ+
公式已在上面列出。
第三种，在θ=Φ+到θ=2
其中， =Φ-θ；ψ=x+ρ；。其余公式同上。
3.1.6 说明
由于上冲程时的悬点载荷比下冲程时的悬点载荷要大得多，所以一般来说，总是希望上冲程时的速度和加速度尽可能小一些。因此，对于异相型抽油机，当曲柄顺时针方向旋转时，上冲程时的速度和加速度都比较小，因此，顺时针旋转是合理的。上面的计算过程也是这样计算的。
4 平衡分析
4.1 理论部分
4.1.1 悬点静载荷
(1) 由文献[1,56-58] 有，第一级每米抽油杆自重＝3.14／100kN/m，第二级每米抽油杆自重＝2.35／100kN/m,查《采油技术手册》P269，第一级杆柱长度与总长之比＝0.70，第二级杆柱长度与总长之比＝0.30，设抽油井深或抽油杆柱总长L＝2000m
多级抽油杆，每米抽油杆重，查《抽油机》P53,
= 0.70×2.35/100+0.30×3.14/100=2.587/100kN/m （4.1）
—第i级抽油杆每米自重，Kn/m;
—第i级杆柱长度与总长之比。
(2)在上下冲程中，抽油杆柱自重始终作用于抽油机驴头悬点上是个不变载荷。查《抽油机》P53,抽油杆自重用下式计算：
Wr =×L=(2.587/100) ×2000=51.74kN, （4.2）
抽油杆柱在油液中的自重,查《抽油机》P54,
（4.3）
=(1-0.127×0.95) ×51.74=45.50kN
(3) 查《抽油机》P58有＝24.63／10000 m，设油井动液面深度＝1600m，油液密度 ，查《抽油机》P54,
作用于柱塞的液柱载荷，
＝0.95×9.81×1600×25.52/10000＝38.05kN （4.4）
式中g—重力加速度，g=9.81m/s
(4) 悬点静载荷
令W代表上冲程悬点静载荷，W代表下冲程悬点静载荷，查《抽油机》P55,
W= Wr+ W＝45.50+38.05=83.55kN
W= Wr =45.50kN
上述静载荷计算公式没有考虑井口回压和套管压力的影响。
4.1.2 动载荷的简化计算
查《抽油机》P62,抽油杆柱动载荷W= Wr （4.5）
液柱动载荷
WW （4.6）
W—作用于柱塞环形面积上的液柱重量，kN
由于油管内径和抽油泵直径不同，故杆管环形空间内的速度和加速度也就不等于抽油泵柱塞的运动速度和加速度，所以引入加速度修正系数
= （4.7）
式中—杆柱面积
A—柱塞面积
A—用油管内径计算的流通面积，m
对于组合杆柱，应分段计算和W，然后求和。
W= （4.8）
= （4.9）
作用于第i级抽油杆柱塞环形面积上的液柱重量
W= （4.10）
式中 —第i 段杆柱面积，m
—第i段杆柱长度，m
—最下部杆柱面积，m
查《抽油机》P54，有第一级抽油杆横截面积，第二级抽油杆横截面积，所以第一级抽油杆加速度修正系数为，

由公式（4-10）作用与第一级杆柱柱塞环形面积上的液柱重量12.15 kN
第二级抽油杆加速度修正系数为

由公式（4-10）作用与第二级杆柱柱塞环形面积上的液柱重量28.59kN
注意：当冲程最长时，冲次最小。
查《采油技术手册》P31，N =9min
上冲程时的悬点动载荷等于抽油杆柱动载荷与液柱动载荷之和。
W=W+W=(W+ W) （4.11）
下冲程时，液体向上运动的速度和加速度很小，其动载可忽略不计。
W= W= W （4.12）
利用程序可进行计算。
4.1.3 悬点最大载荷与最小载荷的计算
为了补偿摩擦力与振动载荷的影响，对动载荷的简化计算公式（4-11）作了一定修正：取=1，取下死点时之加速度作为计算最大动载荷的依据。查《抽油机》P81,
加速度因素，k=＝,查《抽油机》P45，运动指标有m=1.17, m=1.06
杆柱柱塞环形面积上的液柱重量
W=W+W＝12.15+28.59＝40.74kN
悬点最大载荷
Wmax=W+W+( W+ W)× m×k
=45.50+38.05+ (40.74+51.74) ×1.17×0.2489=110.48kN
悬点最小载荷
Wmin=W-W× m×k
=45.50+51.74×1.06×0.2489
=31.85kN
4.1.4 平衡部分
当曲柄连杆机构施加于轴上的扭矩方向与轴的旋转方向一致时（主动力矩）扭矩为负值；相反，扭矩为正值（阻力矩）。
悬点载荷与结构不平衡重的差值W-B称为纯光杆载荷。
纯光杆载荷在曲柄轴上产生的扭矩为：
T =(W-Bcos )=(W-Bcos) （4.13）
式中 T—纯光杆载荷扭矩，kN·m
v—悬点速度，m/s
w—曲柄角速度，s
—扭矩因数，m；代表单位悬点载荷在曲柄轴上产生的扭矩。
== （4.14）
在曲柄轴上的净扭矩T计算时，转动惯性在曲柄轴上产生的扭矩对净扭矩的影响不大，四连杆机构摩擦的影响可忽略。简化为：
T=（W-B）-Msin （4.15）
其中，查《抽油机手册》B＝7.71kN，M为两曲柄及平衡块产生的扭矩（设单块曲柄重量844kg,力臂长度0.9m，单块平衡块质量650kg，力臂长度0.8m）：
M=2×0.9×8440×+4×0.8×6500×10 ＝36kN·m

5 主要零部件校核及电机选择
5.1 主要零部件的强度计算
5.1.1 游梁
(1)由采油技术成，强度校核
= MPa （5.1）
n= = ≥[n] （5.2）
式中 —游梁材料的最小屈服极限，MPa
[n]—许用安全系数，[n]=3.3～4.0
梁断面系数,查《抽油机》得, =7.99/1000m
静强度安全系数基本上符合要求。
(2) 侧向稳定性
对于工字形截面梁，由采油技术成，API推荐的稳定许用应力公式[]= kPa （5.3）
式中 t—工字钢上、下翼板厚度，选为0.027m
b—工字钢上、下翼板宽度，选为0.294m
h—游梁截面高度，选为0.852m
L=max(A,C)
[]＝ MPa
> [],说明侧向稳定有较小裕度，应适当增加宽度和厚度，增加加强筋，减少截面高度，
再取 t=0.030m;
b=0.330m;
h=0.800m;
许用应力 []=4.414(h/bt)=73.2Mpa
此时， <[]
说明侧向稳定有较大裕度。符合侧向稳定性要求。
5.1.2 连杆
连杆为空心圆柱体结构，材料为A3。
为上冲程中偏离90最远的角（连杆与游梁的夹角）。
对于异相型抽油机，曲柄顺时针旋转，当上冲程结束时，角偏离90最远。
=arccos （5.4）
＝arccos[]=134.4
查《抽油机》P235 ，机械平衡游梁抽油机最大连杆力
P=([W]-B) =(73+0.7) ×=139.4kN （5.5）
曲柄平衡的异相型抽油机的连杆只承受拉力，只需进行抗拉强度校核。
连杆外径D=0.08m,壁厚t=0.016mm,所以连杆面积为
F＝m
查《抽油机》P237,连杆最大拉应力
21.78MPa （5.6）
（5.7）
F为连杆本体截面积，m；=240MPa为连杆材料最小屈服强度，kPa；[n]为静强度许用安全系数，[n]=4～5。
计算结果说明选用的连杆尺寸偏大，小些会更好。
5.1.3 曲柄销
由采油成曲柄销锥部大头直径d=100mm,螺纹退刀槽处直径 d=70mm,材料为35CrMo。
1. 弯曲静强度校核
一根连杆的最大作用力P==69.7kN
查《抽油机》P248，安装尺寸=90mm,
最大弯曲应力为：
（5.8）
查《机械设计》，材料35CrMo许用应力 850MPa
（5.9）

取,符合安全要求。
2. 抗拉静强度校核 查《抽油机》P246
螺纹退刀槽面积A==3848mm
查《抽油机》P248,,螺纹退刀槽处抗扭截面
W=0.2d=68600mm，曲柄销退刀槽处承受很大的拉力和扭矩，计算其应力，
拉应力
＝118.5mm （5.10）
切应力
MPa （5.11）
曲柄销退刀槽处最大的拉力
147MPa （5.12）
抗拉静强度校核n== =5.8>[ n] （5.13）
符合安全要求。
3. 疲劳强度校核，
计算对称循环下的弯曲疲劳极限，查《抽油机》P247,
=0.27（）＝0.27×（850+1000）＝500MPa （5.14）
锥面配合大端处，可看成是过盈配合，，查《机械设计手册》，K=3.3,尺寸系数，表面情况系数=1（磨削表面）。疲劳强度校核，
查《抽油机》P249,
n= （5.15）
查《抽油机手册》疲劳安全系数[n]=1.3~1.5。
疲劳安全系数高于最低许用值。零件可以安全使用。
5.1.4 支架轴承校核
先通过冲次N=，冲程S=5.5m和游梁前臂长A=7.002m计算轴承转速n=2.52,再通过编程，见附录H,可以计算出，对支架作用力,
垂直分力最大值=6000kN,水平分力最大值=5500kN
由设计成选用双列圆锥滚子轴承，型号为2097948,内径d=240mm,外径D=320mm, 额定动载荷C=461000kN.
并且X=0.67,Y=3.31, 在可靠度为90％时，系数a=1, =10/3.当量动载荷取
21070kN
修正额定寿命L＝18479 h （5.16）
考虑到当量动载荷选用的是最大值，算出的寿命略有点小，所以选取同类型最大外径D=400mm的轴承。
5.1.5 横梁轴承座与游梁的连接螺栓
有关设计数据如下：螺栓间距b=165mm，轴承座中心高h=150mm,螺栓尺寸为M42×140，材料为45号钢。
1. 受力分析
由前面的计算有=134.4，最大轴向拉力
P＝
＝=189kN （5.18）
===-185kN（负号表示该力离开井口） （5.19）
由力学成公式求最大预紧力
＝］ （5.20）
＝
式中 —轴承座与游梁之间的摩擦系数，一般可取≥0.3～0.35
x—螺栓连接的刚度系数，x＝0.3
k—防滑安全系数，文献推荐为1.6
最大工作拉力为
S＝＝ （5.21）
螺栓中最大拉力为，即，此时
Q＝T+＝250.5+0.3×＝270.2kN （5.22）
螺栓直径d=42mm，螺栓中计算最大应力，
MPa
2. 静强度校核
由材料力学成，45号钢，＝650MPa，＝360MPa，＝0.23（）＝0.23（650+360）＝232MPa
查《抽油机》P251,静强度安全系数
n＝＝＝1.42>[n] （5.23）
［n］—安全系数，［n］=1.3～1.5。静强度符合安全要求。
3. 疲劳强度校核
疲劳强度安全系数
0.927 （5.24）
查《抽油机》P253有，k＝4.8，＝0.88，＝0.90，＝4.67
n=
1.41>[n] （5.25） 式中 —螺栓拉伸疲劳极限，Mpa；
—平均应力影响系数，对车制螺栓，取0.3；
k—螺栓应力集中系数；
—表面状态系数；
—尺寸系数；
［n］—安全系数，［n］=1.3～1.5；
以上校核符合疲劳强度条件。零件可以安全使用。
5.2 主要零部件设计
5.2.1 驴头
驴头装在游梁前端，由钢板和角钢焊接而成。驴头的作用是保证抽油时光杆始终对准井口中心位置。为此驴头在制作时是以游梁支点轴承为圆心，以轴承到驴头前端长为半径画圆弧，这样可以保证抽油机工作时，头部中心投影与井眼中心重合。
为了修井需要，驴头必须能从井口移开。本机采用侧转式驴头。侧转式驴头是用一个垂直销轴与游梁联接，修井时驴头侧转，让出修井机游动系统上下活动空间。单垂直销轴连接的驴头用一个销轴固定，使驴头工作时位置不变。修井时拔开销轴，横向拉动驴头使之侧转。
驴头弧面长应为抽油机最大光杆冲程的1.2倍左右，另外驴头必须有足够的宽度尺寸，以便驴头移离井口时，游动系统上下活动自由起吊，不致碰撞抽油机。
5.2.2 游梁
游梁用支架轴承安装在支架上，前端与驴头相连，后端通过尾轴承和游梁相连。抽油机工作时，游梁绕支架轴承作摇摆运动传递动力，同时承受悬点载荷、连杆的拉力和支架轴承对游梁的反作用力等载荷。因此，要求游梁有足够的强度和刚度。由于此抽油机为轻型抽油机，故采用工字形截面游梁。
5.2.3 横梁
横梁是游梁和连杆连接的中间部件。动力经过横梁才能带动游梁作摆动。本设计采用直型横梁。
5.2.4 连杆和曲柄销
连杆部件总成包括连杆体、曲柄销、轴承和连杆销子等零件。连杆体一般用无缝钢管制成。下端接头孔内装有双列向心球面滚子轴承，用以和安装在曲柄上的曲柄销相连接。
5.2.5 曲柄和平衡块
在曲柄上装有根据油井工况所配的平衡块。平衡块可以沿曲柄侧面移动，以改变平衡扭矩大小，取得较好的平衡效果。条形结构曲柄是具有矩形截面的铸铁件。曲柄大段与减速器轴配合的孔和曲柄端头铣通成槽，以便可以产生较大的弹性变形。曲柄与减速器输出轴用单键连接，用螺栓和螺母将曲柄夹紧在减速器输出轴上。在孔与轴的结合面上产生较大的摩擦力，增加连接的可靠性，而又比较容易拆卸。为了调节抽油机的平衡扭矩，曲柄上有刻线和数字，用来标明平衡块回转半径或平衡块扭矩大小。曲柄销孔对曲柄中心线偏移一个相位角。
5.2.6 支架
支架用支架轴承和游梁相连。当抽油机工作时，支架承受悬点载荷和连杆拉力，是重要的受力部件，因此要求支架具有足够的刚度和强度。
支架用型钢焊制而成，采用塔型（四腿）支架。
支架人梯固定在支架侧面或前面，以供安装和维修之用。
5.2.7 制动装置
制动装置的作用是当抽油机电源切断后,刻使抽油机立即停止转动或停留在任意位置。对制动装置的要求是操作力小，制动速度快和安全可靠。制动装置由手柄、拉杆、增力摆杆和制动器等部分组成。本机制动器采用外抱式。
5.2.8 钢丝绳和悬绳器
为了保证光杆沿井眼中心作上下往复直线运动，除驴头制成一定的弧面外，还必须用柔性件使驴头与光杆连接。要求钢丝绳弯成两根，旋向相反，以使钢丝绳受力后旋转趋势相互抵消，是悬绳器和光杆不受影响。
悬绳器由上、下两条横梁、中间螺旋支柱和光杆卡子等零件组成。
5.2.9 电机选择
电动机的选择需要满足抽油机正常工作时的需要，主要有以下方三个面：①电机的启动性能；②电机的过载性能；③电机与抽油机配合后的动力性能，同时为了节能，点击不能超过所需功率过多，同时还要考虑价格等因素。查阅相关论文资料得到如下公式计算所需电动机的功率：
=0.8[T] （5.26）
——电动机的功率，KW
式中[T]——减速箱的额定转矩，
——减速箱输出轴转速，r/min
带入以上数据得：
=0.860.5
=50.24
由前面的计算,可选用YCY280，额定功率55kW，转数740r/min。
5.2.10 减速器
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。减速器一般采用三轴两级齿轮传动，总传动比i＝25～35。减速器通常使人字齿轮或斜齿轮的闭式结构。
此机型选用ZLH 75-28-Ⅱ型减速器。其中总中心距为1000mm，传动比为25。
5.2.11 V带的选择
1、确定计算功率
由《机械设计》156页公式得：
=P （5.27）
——工作情况系数；
P——所需传递的额定功率；
由《机械设计》8——7查的工作情况系数=1.4，故
=P
=1.455
=77KW
2、根据和n可从【5】图8—11选择V带的类型，n为小带轮的转速即电动机的转速，由【16】可知n=740r/min,结合P=77（KW），查图选D型窄V带型号1×4ZVJ15(4)。
5.1.12 确定带轮的基准直径d并验算带速v
(1)初选小带轮的基准直径d
根据V带的带型，由【5】表8—6和表8—8，取小带轮的直径d=375mm。
（2）验算带速v
根据【5】中式（8—13）计算带的速度
v = (5.28)
=
=14.52(m/s)
因为5m/s<v<25m/s,故带速合适。
（3）计算大带轮的基准直径
由 d=id (5.29)
由于减速箱的传动比i=25，冲次为n=10，又因为电动机的转速为740r/min，所以此处带的传动比应选i=3，所以
d=3375
=1125(mm)
根据表8—8，圆整为d=1120mm。
（4）确定V带的中心距a和基准强度
根据式 0.7（d+ d） （5.30）
初定中心距a=1800mm
由下式计算带所需的基准长度：
L2a+( d+ d)+ (5.31)
=2