液壓式抽油機的設計摘要：本文根據液壓抽油機的基本參數和機構性能特點，以常規游梁式抽油機為基礎模型，對其進行技術性改進，而得到具有新型節能特點的液壓式式抽油機。該機具有無極調節沖程長度、沖次，懸點震動載荷小，控制靈活、方便等優點，可以適應不同的油井狀態，同時在最大限度內保持了常規游梁式抽油機結構簡單、操作、維修方便的優勢，適合在各種工況的原油開采，是一種綜合性能比較好的液壓抽油機。文章在液壓式抽油機基本理論的基礎上，做了以下計算：液壓式抽油機驢頭懸點載荷的計算、液壓系統原理圖的設計、液壓缸的設計和電動機的功率計算等。最后介紹的是各零部件設計的尺寸計算與校核，液壓式抽油機通過液壓系統驅動抽油桿上下往復運動；平衡系統主要用于控制和調節工作行程換向和抽油桿柱運動的平衡，是電機的負載均勻，達到節省能源的目的。，并且有利于改善構件的受力狀況，減少抽油機事故的發生，從而提高抽油機的綜合效益。對平衡的配置進行分析和優化設計，滿足所要求的工況需要。關鍵詞：液壓抽油機；液壓系統；液壓缸Thedesignofhydraulicpumpingunit

Abstract:Accordingtothebasicparametersofhydraulicpumpingunitsandagenciesoftheperformancecharacteristicsofaconventionalbeampumpingunitforthebasemodel,itstechnicalimprovements,andgetanewenergy-savingfeaturesofthehydraulicpumpingunit.Themachinehaslimitlessadjustmentstrokelength,stroke,shocksuspensionpointloadofsmall,flexiblecontrolandeasy,wellyoucanadapttodifferentstates,whilethemaximumextentpossibletomaintaintheconventionalbeampumpingunitofsimplestructure,operation,theadvantagesofeasymaintenance,suitableforavarietyofworkingconditionsincrudeoilproduction,isarelativelygoodoverallperformancehydraulicpumpingunit.Articleinthehydraulicpumpingunitbasedonthebasictheory,dothefollowingcalculation:thefirstasshydraulicpumpingrodloadcalculations,schematicdesignofthehydraulicsystem,hydrauliccylinderdesignandmotorpowercalculation.Finally,thedesignisthesizeofthepartscalculationandcheck,hydraulicpumpingunitdrivenbythehydraulicsystemoftheupperandlowerreciprocatingrod;balancesystemismainlyusedtocontrolandadjusttheworkscheduleformovementtoandsuckerrodbalancetheelectricalloadevenly,tosaveenergypurposes.Andcomponentswillhelptoimprovethesituationbyforce,toreducetheoccurrenceofpumpingunits,therebyimprovingtheoverallefficiencyofpumpingunits.Theconfigurationofthebalancedanalysisandoptimaldesign,tomeettheneedsoftherequiredconditions.

Keywords:hydraulicpumpingunit;hydraulicsystem;hydrauliccylinder

PAGEII目錄1緒論 11.1前言 11.2國外液壓抽油機的發展概況 21.3國內液壓抽油機的發展概況 21.4抽油機的現狀～發展方向及其節能技術 31.4.1現有抽油機主要存在的問題 31.4.2今后抽油機的發展方向 41.4.3抽油機節能技術及發展情況 51.5液壓抽油機設計方案及基本原理 62液壓抽油機總體尺寸的確定 72.1公式推導 72.1.1幾何關系公式 72.1.2行程計算公式 82.1.3力矩計算公式 82.1.4單位功計算公式 82.1.5油缸最大擺角公式 82.2方案計算 82.2.1分別計算SKIPIF1<0和S。 92.2.2分別計算SKIPIF1<0和SKIPIF1<0 92.2.3計算SKIPIF1<0及SKIPIF1<0。 92.2.4計算單位功 92.2.5 計算油缸行程 92.2.6計算油缸最大擺角SKIPIF1<0 103運動分析 103.1原理闡述 103.2液壓缸中活塞運動的規律 113.3驢頭懸點的運動特性分析 133.4驢頭懸點運動分析結果 143.4.1驢頭懸點運動速度分析 144液壓系統的設計和液壓元件的選擇 174.1液壓系統的設計 174.2液壓元件的設計和選擇 184.2.1液壓缸的設計 184.2.2確定液壓泵的實際流量以及泵的選型 194.2.3蓄能器的選擇與計算 194.2.4所需功率的計算與電機的選型 194.2.5其他液壓元件的選擇 204.3密封裝置的設計 214.3.1密封裝置的簡介和分類 214.3.2密封裝置的選擇 224.3.3密封圈在使用中的注意事項 225 液壓抽油機載荷分布及平衡分析 245.1懸點載荷 245.1.4 懸點靜載荷 255.1.2懸點動載荷的簡化計算 265.1.3懸點最大載荷和最小載荷計算 275.2平衡計算 285.2.1平衡的定義及判斷 285.5.2平衡度的計算 286主要部件結構的設計校核計算 306.1主要部件強度計算、校核 306.1.1游梁的強度計算校核 306.1.2游梁軸承的校核 326.2其余部件的設計和選擇 336.2.1驢頭的設計 336.2.2橫梁的設計 346.2.3 支架的設計 346.2.4鋼絲繩和懸繩器 347與常規型抽油機比較優缺點 347.1常規型游梁抽油機簡介 347.2與常規型抽油機比較 358 結論 36參考文獻 37致謝 38PAGE381緒論1.1前言一百多年前，以石油制成品為動力的機器誕生以后，對石油的飛速發展，為石油工業的崛起提供了發展的契機。伴隨石油開采業的發展，人們不同的油田、不同的油井，產量有大有小，有些也不能自流到地面。為此產生了解決油井生產舉升的設備抽油機。液壓抽油機是有桿采油裝置中的地面動力傳動裝置，其作用是通過液壓驅動系統驅動曲柄連桿或其他連桿結構等，其動力是由動力機變為液壓泵和抽油泵的往復運動，實現抽油泵的吸油和排油過程，并懸掛抽油桿，承受荷重。隨著采油設備技術研究的深入，設計和制造水平的提高，抽油機在最初的雛形上得到了長足的發展，其技術發明有數百種。近年來，有余制造工藝及元件質量的不斷提高，特別是采油工藝的需要，又引起人們的重視。盡管抽油機的種類很多，結構形式各異，但是，由于不同油田對抽油機的要求不同，近幾年來，隨著我國各油田越來越多地需要長沖程、低沖次的抽油機來提高產量，以研究開發出多種節能型液壓抽油機。液壓抽油機主要由液壓驅動系統、平衡系統組成。液壓驅動系統主要用于驅動抽油桿，帶動抽油油泵作上、下往復運動；平衡系統主要用于控制和調節工作行程換向和抽油桿柱運動的平衡，是電機的負載均勻，達到節省能源的目的。平衡方式有啟動平衡、機械平衡、兩井互相平衡和用油管柱平衡等4種。液壓式抽油機的主要優點是：具有無極調節沖程長度、沖次，懸點震動載荷小，控制靈活、方便等優點，可以適應不同的油井狀態。液壓式抽油機的主要缺點是：存在裝機功率大、能耗高、自適應能力差等缺點。近些年來，我國石油裝備總水平已有很大提高，特別是采油工程中，機械采油井已超過90%以上，其中有感沖、有桿抽油油井又占機械采油的90%以上。目前，抽油機、抽油桿、抽油泵自給率100%。對保持原油總產量穩定，起了決定性作用。為了追求開采效益最大化，以最少的投入換來最大的回報，開發節能高效的抽油設備，成為了油田經營者和抽油機設備生產廠家致力追求的目標。因此，對抽油機的結構尺寸進行合理的設計是十分必要的。1.2國外液壓抽油機的發展概況國外抽油機的研制起步較早，到50-60年代，隨著液壓技術的迅速發展，液壓抽油機的結構和液壓系統得到了較好的優化改進，在此基礎上出現了各種形式的性能優良的液壓抽油機。1961年美國Axelson公司研制成功了Hydrox長沖程CB型液壓抽油機，其沖程長度為1.2-7.95m，適用井深為670-2032m，并在美國幾大油田獲得了成功的應用性試驗；965年前蘇聯國立石油機械制造科學院研制成功了ArH型油管平衡是液壓抽油機，并在哈迪局石油管理局的兩口井深為700-1100m的敬重進行了工業性實驗，經一年半的試用后，證明該機重量輕、易安裝、性能可靠，此后該機便投入了小批量生產和使用；1977年加拿大CanadianFormostLtd,研制成功了一種技術先進的HEP型液壓抽油機，該機最大的特點是上下沖程的速度可以分開調節，該機的沖程長度為1.625-4.267m，在加拿大埃爾伯塔省冷湖地區成功的進行了小批量實驗，目前該機型已形成產品系列；法國Mape公司研制成功了Mape型長沖程液壓抽油機，其最大沖程長度為10m，最高沖次為5次每分，懸點最大載荷為34.23-195.64KN，目前Mape型液壓抽油機已有6中規格的產品。美國WGCO公司研制成功的整體低矮型長沖程液壓抽油機更具特點，滾筒由倆組馬達交替驅動實現柔性驅動滯后滾筒的正反向旋轉，整機裝配的功率為147KW，最大沖程次數為3米每分，該機的液壓系統和其它部分的易損件可以滿足40000h的使用壽命要求。此外，加拿大CurtisHooverInc。也相繼研制成功了低機架型和高機架型兩種型的液壓抽油機，該液壓抽油機的最大懸點載荷為222，26KN，最大沖程長度為5.08m，最大沖程次數可達12次每分?？傊?，為了適應油田生產的需要，并在此基礎上提高設備的工作可靠性和采油效益，國外已研制成功了各種形式的液壓抽油機，這些抽油機已相繼在石油開采中得到了推廣應用，發揮了良好作用，取得了良好的經濟效益，目前國外液壓抽油機已形成系列產品并以推向市場。1.3國內液壓抽油機的發展概況隨著油田開發的推移，我國大多數油田都已進入開發的中后期，逐漸喪失自噴能力.基本上已從自噴轉入機采。80年代初.我國擁有機采油井2萬口，占油井總數的57.3%.機采原油產量占總產量的27%。到80年代束，我國擁有機采油井3萬口，占油井總數的85%，機采原油產量占總產量的80%.在這些機采油井中，來用抽油機有桿式抽油占90%，采用電潛泵、水力活塞泵、射流泵、氣舉等其它無桿式抽油只占10%。1.4抽油機的現狀～發展方向及其節能技術1.4.1現有抽油機主要存在的問題游梁式抽油機——有桿抽油泵全系統的總效率在國內一般地區平均只有12％～23％，先進地區至今也不到3O％。美國的常規型抽油機系統效率較高，但也僅有46％。系統效率低下，能耗大，耗電就多，因此，節能成為有桿抽油系統的一個亟需解決的問題。此外，隨著老油田油井的注水開發，油田已經開始進入高含水采油期。不斷提高產液量，以液保油，這是注水開采油田保證原油穩產的必要趨勢。這種開采特點要求抽油機的沖程越長越好，使得在役的常規型游梁式抽油機機型偏小，在一定程度上已經不能滿足長沖程、低沖次生產的要求。1）系統效率低的原因究其原因，有桿抽油系統是由電機、地面傳動設備及井下抽油設備組成，系統效率是各部分效率的連乘積，任何一環的效率變低，都會使總效率變低，因此要提高抽油機系統的總效率實現節能是一個復雜的系統工程問題。2）抽油機能耗大的主要原因由于在同一工況，井況和同一時刻下，井下的能耗因地面游梁機型不同而會發生差異。如示功圖會有所改變，表明泵的充滿度光桿功率的變化。致使抽油機能耗大的主要原因有：抽油機的負荷特性與異步電動機的硬的轉矩特性不相匹配，甚至出現“發電機”工況，出現二次能量轉化。一般電動機的負載率過低，約為3O％，致使電動機以較低的效率運行。電動機在一個沖程中的某個時段被下落的抽油桿反向拖動，運行于再生發電狀態，抽油桿下落所釋放的機械能有部分轉變成了電能回饋電網，但所回饋的電能不能全部被電網吸收，引起附加能量損失，同時負扭矩的存在使減速器的齒輪經常受反向載荷，產生背向沖擊，降低了抽油機的使用壽命。常規抽油機的扭矩因數大，載荷波動系數CLF亦大，故均方根扭矩大，能耗增加。常規抽油機運行的懸點加速度、速度的最大值過大，影響懸點載荷，動載增大。采用對稱循環工作制使泵充滿度下降，影響產量，泵效降低，能耗亦增大。1.4.2今后抽油機的發展方向抽油機的發展趨勢主要朝著以下幾個方向。2．1朝著大型化方向發展隨著世界油氣資源的不斷開發，開采油層深度逐年增加，石油含水量也不增加，采用大泵提液采油工藝和開采稠油等，都要求采用大型抽油機。所以，近年來國外出現了許多大載荷抽油機，例如前置式氣平衡抽油機最大載荷213kN、氣囊平衡抽油機最大載荷227kN等，將來會有更大載荷抽油機出現。采用長沖程抽油方式，抽油效率高、抽油機壽命長、動載小、排量穩定，具有較好的經濟效益。如法國Mape公司抽油機最大沖程10m，WGCO公司抽油機最大沖程24．38m。2．2朝著低能耗方向發展為了減少能耗，提高經濟效益，近年來研制與應用了許多節能型抽油機。如異相機、雙驢頭抽油機、擺桿抽油機、漸開線抽油機、摩擦換向抽油機、液壓抽油機及各種節能裝置和控制裝置。2．3朝著高適應性方向發展現在抽油機應具備較高的適應性，以便拓寬使用范圍。例如適應各種自然地理和地質構造條件抽油的需要；適應各種成分石油抽取的需要，適應各種類型油井抽取的需要；適應深井抽取的需要，適應長沖程的需要；適應節電的需要；適應精確平衡的需要；適應無電源和間歇抽取的需要；適應優化抽油的需要等。24朝著長沖程無游梁抽油機方向發展近年來國內、外研制與應用了多種類型的長沖程抽油機，其中包括增大沖程游梁抽油機，增大沖程無游梁抽油機和長沖程無游梁抽油機。實踐與理論表明，增大沖程無游梁抽油機是增大沖程抽油機的發展方向，長沖程無游梁抽油機是長沖程抽油機發展方向2．5朝著自動化和智能化方向發展近年來，抽油機技術發展的顯著標志是自動化和智能化。BAKER提升系統公司、DELTAX公司、APS公司等研制了自動化抽油機，具有保護和報警功能，實時測得油井運動參數及時顯示與記錄，并通過進行綜合計算分析，推得出最優工況參數，進一步指導抽油機在最優工況抽油。NSCO公司智能抽油機采用微處理機和自適應電子控制器進行控制與監測，具有抽油效率高、節電、功能多、安全可靠、經濟性好、適應性強等優點?？偠灾?，抽油機將朝著節能降耗并具有自動化、智能化、長沖程、大載荷、精確平衡等方向發展。1.4.3抽油機節能技術及發展情況抽油機節能技術目前主要從以下幾個方面進行研究。3．1改進抽油機的結構這種方法主要是通過對抽油機四桿機構的優化設計和改變抽油機平衡方式來改變抽油機曲柄軸凈扭矩曲線的形狀和大小，減小負扭矩，使扭矩波動平緩，從而減小抽油機的周期載荷系數，提高電動機的工作效率，達到節能的目的。例如：美國CMI公司研究開發TORQM—AsTER異相型抽油機，其最大扭矩減小6O％節電l5％～35％l美國Lufilin公司開發的MARKⅡ型前置式抽油機，平均節電36．8％；自2O世紀8O年代中后期我國油田使用最多的節能型抽油機是偏置式節能抽油機，該機系統效率提高3．68％，單耗下降14．87％；1991年由華北油田采油一廠開發的雙驢頭節能抽油機與常規機相比，該機的系統效率提高了8．22％，單耗下降24．5％。‘3．2采用節能驅動設備這種方法是從研究電機的特性人手，研究開發新型的電動機，使之與采油井井況相匹配，進而達到提高電動機的效率和功率因數的目的，即采用高轉差率電動機(轉差率8％～13％)和超高轉差率電動機代替常規轉差率電動機(轉差率小于5％)。美國Baldor電器公司生產的高轉差率電動機驅動抽油機可提高功率因數74％，節電22．7％；在國內，超高轉差率電動機有功節電率為10．56％，綜合節電率為17．42％；還有采用同步電機、變頻器等，但因造價高，難以推廣；另外，還有采用節能配電箱來實現節電的。3．3采用節能控制裝置如DSC系列抽油機多功能程控裝置、間抽定時控制裝置3．4采用節能元部件如窄V型帶傳動和同步帶傳動等。3．5改進平衡方式如采用氣動平衡或天平平衡等。3．6改進“三抽”系統部件有采用抽油桿導向器、空心抽油桿，減振式懸繩器等部件，都可提高三抽系統的工作效率，達到節能的目的。3．7采用高效節能泵提高泵效，即降低了百米噸耗，實現節能。總之，近年來抽油機節能技術的研究已成為科技攻關的方向。以上七種方法都已經取得了顯著的節能效果，有的在原有抽油機的基礎上加以改造，簡單易行，改造費用低，但是不能從根本上解決抽油機的工作工況，使之與電動機的工作特性相匹配；有的改變了電動機的工作特性，使之與抽油機的工作工況相匹配，提高了電動機的工作效率和功率因數，達到了節能的目地。1.5液壓抽油機設計方案及基本原理圖1-1液壓抽油機原理圖該液壓抽油機采用常規的游梁式，由液壓泵驅動液壓缸繼而經游梁帶動驢頭上下移動，從而完成整個運動過程。液壓抽油機主要由液壓驅動系統、平衡系統組成。液壓驅動系統主要用于驅動抽油桿，帶動抽油油泵作上、下往復運動；平衡系統主要用于控制和調節工作行程換向和抽油桿住運動的平衡，是電機的負載均勻，達到節省能源的目的。平衡方式有啟動平衡、機械平衡、兩井互相平衡和用油管柱平衡等4種2液壓抽油機總體尺寸的確定設計的該液壓抽油機選擇第二種硬接方式，其特點是油缸與游梁連接點的上下倆極限位置A,B與油缸上下支點SKIPIF1<0在一條直線上。顯然，此時ACB弧的弦長SKIPIF1<0即是油缸的行程S,當油缸的最大旋轉角度SKIPIF1<0固定時（一般為一個弧度），S只與旋轉半徑r有關，與其他參數無關。此時的S既是第一種硬連接方式的油缸行程的極限值。2.1公式推導2.1.1幾何關系公式圖2-1第二種硬連接方式的幾何關系圖SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<02.1.2行程計算公式SKIPIF1<02.1.3力矩計算公式SKIPIF1<0SKIPIF1<02.1.4單位功計算公式SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<02.1.5油缸最大擺角公式SKIPIF1<02.2方案計算此方案的計算參照圖2其計算步驟如下：2.2.1分別計算SKIPIF1<0和S。由集合關系公式得SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<02.2.2分別計算SKIPIF1<0和SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<02.2.3計算SKIPIF1<0及SKIPIF1<0。由力矩計算公式計算2.2.4計算單位功計算SKIPIF1<0SKIPIF1<0計算SKIPIF1<0；SKIPIF1<0可見功率未受損。計算油缸行程計算SKIPIF1<0SKIPIF1<02.2.6計算油缸最大擺角SKIPIF1<0由式得出油缸最大擺角SKIPIF1<0將SKIPIF1<0和SKIPIF1<0二曲線一并畫入圖2-2中。圖2-2第二種硬連接方式的特性曲線3運動分析3.1原理闡述由該液壓抽油機的原理圖可知：驢頭懸點的運動規律取決與液壓缸中活塞的運動規律。因為從結構上看，倆者之間的關系是正比例關系，因此，研究驢頭懸點的運動規律與研究活塞的運動規律是一致的。圖3-1液壓抽油機的原理圖3.2液壓缸中活塞運動的規律在設計中，活塞的運動規律除在上下沖程開始和結束時是勻加速運動，在上下沖程交替時，有一短暫的靜止時間，其他時間內均為勻速運動。其正半周期的函數表示為：SKIPIF1<0式中：SKIPIF1<0為最大速度，SKIPIF1<0為加速時間，SKIPIF1<0為半停止時間，T為沖程周期。由于抽油機沖次為6次/min；故活塞運動的周期為：SKIPIF1<0=10s設計活塞運動過程中加速時間為：SKIPIF1<0上下死點位置停頓時間各為：SKIPIF1<0故半周期內活塞勻速運動時間為：SKIPIF1<0=5-1-1=3s則：SKIPIF1<0SKIPIF1<0而活塞的沖程長度為：SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0所以可得活塞的加速度為：SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0活塞的最大速度為：SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0所以可得液壓缸活塞桿速度的特性曲線圖如下：圖3-2工作液壓缸活塞桿的速度特性曲線3.3驢頭懸點的運動特性分析驢頭懸點的運動規律取決于液壓缸中活塞的運動規律。從結構上看，兩者之間的關系是正比例關系。因此，研究驢頭懸點的運動規律與研究活塞的運動規律是一致的。所以驢頭懸點速度規律其半周期函數表達式為：SKIPIF1<0式中：SKIPIF1<0為最大速度，SKIPIF1<0為加速時間，SKIPIF1<0為半停止時間，T為沖程周期。將上式積分一次，得到驢頭懸點位移-時間函數為：SKIPIF1<0式中：SKIPIF1<0為最大位移，積分常數由初始位置確定。將速度半周期函數微分一次，的驢頭懸點加速度-時間函數為：SKIPIF1<0式中：SKIPIF1<0，為最大加速度。YCYJ8-3-6型液壓抽油機基本參數為懸點最大載荷為80KN，沖程長度3m，沖刺6SKIPIF1<0。由于驢頭懸點的運動規律與液壓缸活塞的運動關系是正比例關系，因此：驢頭懸點最大位移為：SKIPIF1<0SKIPIF1<0=2.876m懸點最大加速度為：SKIPIF1<0懸點最大速度為：SKIPIF1<03.4驢頭懸點運動分析結果3.4.1驢頭懸點運動速度分析圖3-3驢頭懸點運動位移曲線圖3-4驢頭懸點運動的位移特性圖驢頭懸點運動加速度曲線圖3-5驢頭懸點運動的加速度特性曲線4液壓系統的設計和液壓元件的選擇4.1液壓系統的設計圖4-1液壓系統原理圖該液壓原理圖為全狀態調控式液壓抽油機的液壓系統。它是包括一套油泵組合，既有電機29手動變量軸向柱塞泵30、粗油濾31和單向閥26等4部分組成。高壓油依次經過精油濾32、電液換向閥18、兩個液控單向閥17和17A，分別與油缸12的中間兩腔管路12，15相通。油缸12上腔13A由管路13分別經過高壓截止閥40，41，42和43與蓄能器20、油源B點和油箱相通，其中40，41兩閥通徑為40mm，而42和43的通徑為16mm。電接點壓力45的兩個電接點Kg和Kd分別感受油路負載壓力。它可將點信號送至電路控制中心加以判斷和處理后，才能發出停機與否命令。電磁溢流閥23做安全閥適用，遠程調壓閥25起調節作用。此外，二位三通電磁換向閥19、蓄能器22和單向閥27組成液控單向閥17與17A的控制回路。顯然，液控單向閥17與17A的啟閉只與換向閥19的電路通斷有關，與泵源有無壓力無關。因為蓄能器22經常保持有足夠的壓力與流量，顯然，此時液控單向閥變成了電控單向閥。此外，由蓄能器21、溢流閥24與單向閥28組成系統的補油回路8.壓力表45，46，47，分別表示油源壓力、蓄能器20的瞬時壓力與補油回路48的充放壓力。全狀態調控式液壓抽油機包括九個回路，分別為：1.啟動回路；2.換向回路；3.平衡回路；4.過載與斷載保護回路；5.補油回路；SKIPIF1<0SKIPIF1<06.剎車回路；7.消震回路；8.液位控制與油溫控制回路；9.電機熱保護回路。4.2液壓元件的設計和選擇4.2.1液壓缸的設計油缸的主要參數為行程SKIPIF1<0，活塞桿半徑R和中間腔桿半徑SKIPIF1<0等四個參數，其中SKIPIF1<0由抽油機最大行程S和前后驢頭力臂來決定。其中力臂比為4：1，故SKIPIF1<0；活塞桿半徑r取決于懸點最大載荷SKIPIF1<0,在4SKIPIF1<0拉力作用下，根據拉伸強度可算出r；缸半徑R與中間桿徑SKIPIF1<0分別與蓄能器平均壓力SKIPIF1<0和負載壓力平均值SKIPIF1<0有關。一般SKIPIF1<0選取范圍為14-20MPa為宜，過高蓄能器壽命降低，過低會增大油缸尺寸和蓄能器容量。SKIPIF1<0選取范圍也應在14-20MPa為宜。確定r，Ｒ和SKIPIF1<0這里μ=0.03/0.08=0.375,初選SKIPIF1<0=18MPa，則可由下式得出SKIPIF1<0若選SKIPIF1<0，則SKIPIF1<0若選SKIPIF1<0，則SKIPIF1<0SKIPIF1<0求SKIPIF1<0，SKIPIF1<0選SKIPIF1<0，由式得到SKIPIF1<0故SKIPIF1<0因而SKIPIF1<0取SKIPIF1<0，則SKIPIF1<0此時SKIPIF1<0變成SKIPIF1<04.2.2確定液壓泵的實際流量以及泵的選型由式得知SKIPIF1<0若選排量為40Ml/r的手動軸向柱塞泵，其型號為40SCY14-1B.則當電機轉速為1460r/min時的流量為SKIPIF1<0因此沖刺n可達到SKIPIF1<04.2.3蓄能器的選擇與計算由式算出SKIPIF1<0今選蓄能器一個為80L，即NXQ-L80/31.5A,則SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<04.2.4所需功率的計算與電機的選型此時所需功率由式可得出SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0若扔設SKIPIF1<0,或者沖次為SKIPIF1<0，或者沖成為SKIPIF1<0則SKIPIF1<0這里選電機功率為15KW，其型號為Y160L-4。4.2.5其他液壓元件的選擇1油箱的選擇油箱的用途是儲油和散熱，此外還能沉淀油中的雜志和分離油氣等。油箱的容量主要根據散熱的要求確定，同時也要考慮液壓系統工作時的油箱內液面的最低高度，又要顧及到停機時負載與管路中的油返回油箱不至溢出。另外，還要考慮到油中所含的雜志能夠有機會沉淀，所含空氣也能夠排除。一般油箱的有效容積每分鐘流量的2-6倍大小則SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0現選取油箱容量為200L，壁厚3mm。2油管的選擇油管是用來連接各元件，是整個液壓系統彼此溝通的連接件。由于橡膠管可以隨意彎曲，并允許在工作中有一定的相對運動，另外其抗震性好、裝配方便，并能吸收液壓系統中一定的壓力。所以選取橡膠管，但是其成本高，壽命短。油管截面積計算油管的內徑應與要求的流通能力相適應，若管徑太小、液壓油流速太高會增加沿途壓力損失，使油溫過高，而會引起震動和噪聲；若管徑太大，不便于安裝，而且體積大，造價增高，但對于大功率系統，尤其冷卻困難的系統相當的重要。管內徑計算公式：SKIPIF1<0式中Q通過油管的最大流量V油管中的最大流速一般對于吸油管v<1.5m/s,對于高壓管v<5m/s;對于回油管v<2.5m/s。管接頭是用來連接油管與液壓元件的部分，分為焊接式、法蘭式、卡套式與擴口式。濾油器選擇液壓系統的故障，往往是由于液壓油中含有雜志而引起的。油中含有雜質會使運動零件劃傷、磨損甚至壞死，或者常使截流小孔堵死等，因此液壓系統中油的清潔是非常重要的。除了油箱、管件和液壓元件干凈外，這里還得引入濾油器。安裝在油管上用網狀粗濾油器有效的保護這真個液壓系統；任何液壓系統都要在液壓泵的出口管路上裝精濾油器以保護所有的液壓元件；在重要液壓元件錢安裝濾油器。蓄能器的選擇蓄能器的用途是一種高壓油的壓力容器，在液壓系統中起著非常重要的作用，其主要用途：1.用作補油2.吸收沖擊3.起濾波作用4.用作保壓源或應急源選擇氣囊式蓄能器。5.冷卻器和加熱器選擇冷卻器選用蛇形管冷卻器即在回油上串聯一個類似彈簧行的管子，并將其放在水箱中，水可以不斷的流進流出用以散掉熱量。當液壓油在過冷的地方工作時，如-40攝氏度以下時就應啟動將油溫加熱到15攝氏度以上，否則泵易吸空，而出口壓力會過高，此時需要增設加熱器，一般加熱器都采用電熱管絲式并有加溫控制線路，在加熱時可以預先設定溫度值。4.3密封裝置的設計4.3.1密封裝置的簡介和分類密封是防止流體或固體微粒從相鄰結合面間泄漏以及防止外界雜質如灰塵與水分等侵入機器設備內部的零部件或措施。密封是解決液壓系統泄漏問題的有效手段之一。當液壓系統的密封不好時會因外泄漏污染環境，還會造成空氣進入液壓系統而影響液壓泵的工作性能和液壓執行元件運動的平穩性;當內泄漏嚴重時，造成系統容積效率過低及油溫升過高，導致系統不能正常工作。密封可分為靜密封和動密封兩大類。靜密封主要有墊密封、密封膠密封和直接接觸密封三大類。根據工作壓力，靜密封又可分為中低壓靜密封和高壓靜密封。中低壓靜密封常用材質較軟寬度較寬的墊密封，高壓靜密封則用材質較硬接觸寬度很窄的金屬墊片。動密封可以分為旋轉密封和往復密封兩種基本類型。按密封件與其作相對運動的零部件是否接觸，可分為接觸式密封和非接觸式密封；按密封件和接觸位置又可分為圓周密封和端面密封，端面密封又稱為機械密封。動密封中的離心密封和螺旋密封，是借助機器運轉時給介質以動力得到密封，故有時稱為動力密封。4.3.2密封裝置的選擇對密封裝置的要求：在工作壓力和一定溫度范圍內，應具有良好的密封性能，并隨著壓力的增加能自動提高密封性能。密封裝置和運動件之間的摩擦要小，摩擦系數要穩定?？垢g能力強，不易老化，工作壽命長，耐磨性好，磨損后在一定程度上能自動補償。結構簡單，使用、維護方便，價格低廉。間隙密封是靠相對運動見配合面之間的微小間隙來進行密封的。間隙密封常用與柱塞、活塞或圓柱配合副中。O型密封圈一般用耐由橡膠制成，其橫截面呈圓形，它具有良好的密封性能，內外側和斷面都能其密封作用。它具有結構緊湊、運動件的摩擦阻力小、制造容易、裝拆方便、成本低、高低壓均可用等特點，在液壓系統中得到廣泛的應用。唇形密封圈根據截面的形狀可分為Y形、V形、U形、L行等，其工作原理：液壓力將密封圈的兩唇邊壓向形成間隙的兩個零件的表面。這種，密封作用的特點是隨著工作壓力的變化自動調整密封性能，壓力越高則唇邊被壓的越緊，密封性越好，當壓力降低時唇邊壓緊程度也隨之降低，從而減少了摩擦阻力和功率消耗。此外，還能自動補償唇邊的磨損。組合式密封裝置包括密封圈在內的二元以上元件的組合密封裝置。充分發揮了橡膠密封圈和滑環各自的長處，不緊工作可靠，摩擦力低、穩定性好，而且使用壽命比普通橡膠密封提高近百倍，在工程上得到了廣泛應用。回轉軸的密封裝置這種密封圈主要用作與液壓泵、液壓馬達和回轉式液壓缸的伸出軸的密封，以防止油液漏到殼外部，它的工作壓力一般不超過0.1MPa，最大允許線速度為4-8m/s。4.3.3密封圈在使用中的注意事項(1)不能裝錯方向和破壞唇邊。唇邊若有50μm以上的傷痕，就可能導致明顯的漏油。

(2)防止強制安裝。不能用錘子敲入，而要用專用工具先將密封圈壓入座孔內，再用簡單圓筒保護唇邊通過花鍵部位。安裝前，要在唇部涂抹些潤滑油，以便于安裝并防止初期運轉時燒傷，要注意清潔。

(3)防止超期使用。動密封的橡膠密封件使用期一般為3000～5000h，應該及時更換新的密封圈。

(4)更換密封圈的尺寸要一致。要嚴格按照說明書要求，選用相同尺寸的密封圈，否則不能保證壓緊度等要求。

(5)避免使用舊密封圈。使用新密封圈時，也要仔細檢查其表面質量，確定無小孔、凸起物、裂痕和凹槽等缺陷并有足夠彈性后再使用。

(6)安裝時，應先嚴格清洗打開的液壓系統各部位,最好使用專用工具，以防金屬銳邊將手指劃傷。

(7)更換密封圈時，要嚴格檢查密封圈溝槽，清除污物，打磨溝槽底。

(8)為防止損壞導致漏油，必須按規程操作，同時，不能長時間超負荷或將機器置于比較惡劣的環境中運轉。液壓抽油機載荷分布及平衡分析5.1懸點載荷抽油機通過抽油桿帶動井下抽油泵工作時，在抽油機驢頭懸點上作用有三類載荷：靜載荷：包括抽油桿自重以及油管外靜壓力作用于抽油泵柱塞上的液壓靜載荷。動載荷：由于抽油桿柱和油管內的液體不等速運動而產生的桿柱動載荷以及作用于柱塞上的液柱動載荷。各種摩擦力產生的載荷：由于油井中影響摩擦力的因素特別復雜，例如，桿柱與油管的偏心桿柱速度與液體流速在油井的深度方向上的變化，液體粘度在油井深度方向上的變化等因素。到目前為止還沒有一套公認的比較可靠的計算方法，并在通常情況下摩擦力忽略不計。在抽油機驢頭懸點上下往復運動的過程中，靜載荷和動載荷是隨之作周期性變化的。因此在抽油機驢頭懸點上下往復運動的過程中，研究靜載荷和動載荷是非常必要的。先設已知所設計的條件為：井深為2000m，抽油液體密度為SKIPIF1<0；動液面深度為：SKIPIF1<0。因此可以由此初步定下泵深度為SKIPIF1<0，并選取抽油桿為高強度桿，采用的泵徑為：SKIPIF1<0。查《抽油機技術手冊四》71頁可得：抽油桿為二級桿柱，每級桿柱直徑為：SKIPIF1<0SKIPIF1<0每級桿柱占總下泵深度的百分比為：SKIPIF1<0SKIPIF1<0懸點靜載荷在下沖程中，抽油桿自重始終作用于抽油機驢頭懸點上，是一個不變的載荷，它可以用下式計算：SKIPIF1<0式中SKIPIF1<0抽油桿柱自重L抽油桿總長SKIPIF1<0每米抽油桿自重查《抽油機》表22，4頁得：每米抽油桿自重為：SKIPIF1<0SKIPIF1<0所以，該組合抽油桿的等效每米抽油桿自重為：SKIPIF1<0SKIPIF1<0抽油桿自重為：SKIPIF1<0其中SKIPIF1<0井深密度，為SKIPIF1<0則SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0作用于柱塞的液柱載荷隨抽油泵泵閥啟閉狀態下的不同而變化。下沖程時，柱塞上的游動閥是開啟，柱塞上下連通。假如不計液體通過游動閥和柱塞內孔的阻力，則柱塞上下的液體壓力相等。因此，柱塞上的液柱載荷等于零。上沖程時，游動閥關閉而固定閥打開，柱塞上下不再連通。柱塞上面的液體壓力等于油管內液柱靜壓力，柱塞下面的液體壓力油管外面液壓柱以下液柱靜壓力。這一壓力差在柱塞上產生液柱靜壓力。壓差在柱塞上產生的液柱載荷SKIPIF1<0（KN）。SKIPIF1<0其中：SKIPIF1<0柱塞面積，SKIPIF1<0g重力加速度，SKIPIF1<0SKIPIF1<0油井動液面深度，m由于泵徑D=44mm，所以查《抽油機》55頁表23得：抽油泵柱塞面積為：SKIPIF1<0所以SKIPIF1<0=14.82KN懸點靜載荷：設SKIPIF1<0為上沖程懸點靜載荷SKIPIF1<0為下沖程懸點靜載荷SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0注：上述靜載荷公式沒有考慮井口回壓和套管壓力的影響。5.1.2懸點動載荷的簡化計算抽油桿柱動載荷為：SKIPIF1<0液柱動載荷為：SKIPIF1<0SKIPIF1<0式中：SKIPIF1<0用油管內徑計算的流通面積，SKIPIF1<0SKIPIF1<0作用于柱塞環形面上的液柱重量，SKIPIF1<0對于組合桿柱，應分段計算SKIPIF1<0和SKIPIF1<0，然后求和。SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0式中：SKIPIF1<0第i段桿柱面積，SKIPIF1<0SKIPIF1<0第i段桿柱長度，mSKIPIF1<0最下部桿柱面積，SKIPIF1<0查《抽油機》55頁，有：SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0注意：當沖程最長時，沖刺最小。查《采油技術手冊》21頁，SKIPIF1<0上沖程時的懸點動載荷等于抽油桿動載荷與液柱動載荷之和。SKIPIF1<0下沖程時，液體向上運動的速度和加速度很小，其動載荷可忽略不計。SKIPIF1<05.1.3懸點最大載荷和最小載荷計算其簡化計算公式為：SKIPIF1<0查《抽油機》45頁，有SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<05.2平衡計算5.2.1平衡的定義及判斷液壓抽油機平衡概念是這樣定義的，上行功率的平均值與下行功率的平均值相近的程度，或著將兩者之比定義為平衡度，并用SKIPIF1<0來表示。若兩者相等平衡度為1，這是理想情況，對于液壓抽油機此指標是可以做到的。但考慮到其他指標，如果這樣做會使上行時的負載壓力SKIPIF1<0或下行時的負載壓力SKIPIF1<0的最大壓力變大，影響油泵及液壓元部件的壽命，而且令平衡度為1也十分重要，實際上平衡度的概念是希望抽油機在一個沖程中運行平穩，受力均勻和效率高。對于液壓抽油機一般只要平衡度在70%-90%之間已足夠用。因為電機在70%以內的功率和因素功率都很高。該液壓抽油機的平衡方式則采用液壓平衡回路來實現整機的平衡的。5.5.2平衡度的計算為了簡化平衡度的計算可采用數字積分法即SKIPIF1<0SKIPIF1<0該液壓抽油機的沖程為3m，沖次為SKIPIF1<0。由上式可得該液壓抽油機的平衡度為：SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0

6主要部件結構的設計校核計算6.1主要部件強度計算、校核6.1.1游梁的強度計算校核游梁是連桿機構中直接承受油井載荷的重要部件。必須保證足夠的強度和剛度。游梁的材料一般多采用這樣的結構，即在工字鋼上加兩塊加強板.制造不太復雜，斷面近似等強度，金屬使用較合理。選擇游梁為50b型熱軋普通工字鋼(GB706-88)，材料為Q235鋼材。選擇游梁的材料為50b型的熱軋普通工字鋼(GB706-88)，材料為Q235。根據《機械工程材料實用手冊》和《常用鋼材手冊》確定工字鋼的基本參數為：基本尺寸為：h=300mm,b=200mm,t=20mm,L=3500mm,SKIPIF1<0=20mm，截面積為：132.00SKIPIF1<0，Wy=1860SKIPIF1<0。工字鋼的結構為下圖所示：圖6-1工字鋼的截面圖游梁重為：Q游=5.6KN；Q235的機械性能為：屈服強度：235MPa；抗拉強度：375-460Mpa。強度校核游梁危險截面內的正應σ隨懸點載荷ω作周期性變化，但由于σmin/σmax一般大于0.25，應力幅σa比較小，應力集中系數也較小，故可不作疲勞強度校核。1.靜強度校核考慮到短時作用的最大懸點載荷Wmax有可能超過抽油機的額定懸點載荷[W]。例如柱塞瞬時卡住而驢頭繼續作運動Wmax=μj[W]kN（6-1）σmax=KμjSKIPIF1<0kPa（6-2）式中，μj為考慮到柱塞遇卡的特殊情況時的載荷增大倍數，一般取1.5—1.8；K為軸力與力偶等影響使正應力增大的系數，一般取為1.1—1.2；為簡便期間，可將Kμj并入安全系數中，將安全系數適應放大，而應力則按額定懸點載荷計算：則有：σmax=SKIPIF1<0（6-3）Wy游梁斷面系數Wy=1.86×10-3σmax=[W]A/Wy=(50×2.1)/（1.86×10-3）=540.3Mpans=216/54..03=4[ns]=3.3—4.0查《機械工程材料實用手冊》得：屈服強度：235MPa。靜強度安全系數完全滿足要求。游梁的彎矩圖見圖6-2。圖6-2游梁的彎矩圖2.側向穩定性校核游梁截面的高度尺寸一般均大于其寬度尺寸，以便在截面積相同的情況下，獲得較大的截面系數，提高抗彎曲能力。但如果高度過大，游梁有可能發生側向失穩，在設計組焊的工字鋼形游梁時尤其應該注意。即使采用型鋼，如果游梁無支撐長度（一般是前臂長A）過長，也可能發生側向失穩。因此，游梁除做靜強度校核外，還須對其進行側向穩定性校核。不產生側向失穩的臨界應力σc為：σc=SKIPIF1<0（6-4）代入數值計算得：σc=78.6Mpa對于工字形截面的游梁，API推薦的穩定許用應力公式為：[σc]=SKIPIF1<0KPa（6-5）式中t—工字鋼上下