目录
一.电机选择 (6)
1.1 选择电机 (6)
1.2 计算并分配传动比 (6)
1.3 传动装置的运动和动力参数计算 (6)
二.带传动设计 (8)
三.齿轮设计 (10)
3.1 高速级齿轮设计 (10)
3.2低速级齿轮设计 (14)
四.轴的设计 (19)
4.1 I轴的设计计算 (19)
4.2 II轴的设计计算 (20)
4.3 III轴的设计计算 (23)
五.轴承寿命计算 (26)
5.1 I轴轴承寿命计算 (26)
5.2 II轴轴承寿命计算 (27)
5.3 III轴轴承寿命计算 (28)
六.键的校核 (30)
七.润滑及密封类型选择 (31)
八.减速器附件设计 (32)
九.主要尺寸及数据 (33)
十.参考文献 (34)
攀枝花学院本科学生课程设计任务书
题目15 抽油机机械设计
1、课程设计的目的
本课程设计为学生提供了一个既动手又动脑，自学，查资料，独立实践的机会。将本学期课本上的理论知识和实际有机的结合起来，锻炼学生实际分析问题和解决问题的能力，提高学生综合运用所学知识的能力，装配图、零件图的设计绘图能力。
2、课程设计的内容和要求
1)、设计原始数据额定
功率(kW) 冲程(m)
冲次
(n/min
)
游
梁
前
臂
长
度
(m)
游梁
后臂
长度
(m)
额定扭矩
MS(kN*m)
游梁
支撑
中心
到底
座距
离(m)
曲
柄
转
动
轴
心
到
底
座
直
距
离
(m)
曲
柄
平
衡
块
数
曲
柄
偏
置
角
(度
)
游
梁
支
撑
中
心
到
曲
柄
转
动
轴
心
的
水
平
距
离
(m)
70 2.1,2.5,3 6 3 2.4 50 2 1.6 2 0 0 70 2.1,2.5,3 12 3 2.4 50 2 2 2 0 0 40 1.5,1.2,0.9 12 1.8 1.44 30 3.2 3 2 0 1.2
70 2,2.5,3 6 3 1.92 50 2 2 2 0 2.5
70 3,3.6,4,4.2 4 4.2 2.625 74 2 2 2 0 3.3 5
70 5.5,4.6,3.7 8 5.5 3.162 120 5 2.5 2 0 4.1 70 2.1,2.5,3 12 3 2.4 50 2 1.6 2 0 0 70 2.1,2.5,3 6 3 2.4 50 2 2 2 0 0 50 1.5,1.2,0.9 9 1.8 1.44 6.5 3.2 3 2 0 1.2 70 2,2.5,3 9 3 1.92 50 2 2 2 0 2.5
70 3,3.6,4,4.2 0 4.2 2.625 74 2 2 2 0 3.3 5
70 5.5,4.6,3.7 6 5.5 3.162 120 5 2.5 2 0 4.1
45 1.2,1.8,2.4,
3.0
12 3.5 2.31 3700 3.061 1 2 12 3.2
70 4,5,6 4 6 3.162 120 2.8 2 2 0 4.1
18 1.2,1.8,2.4,
3.0
12 3.5 2.31 2300 3.061 0 2 12 3.2
55 5,4,3 3 5.5 3 7300 7.2 2 2 8 2.4 55 5,4,3 ,3 5 3 7300 2.1 4 2 8 2.7
20 3,5,4 5 5.0
5
3.25 3700 3.3 0 2 6 2.4
45 1.2,1.8,2.4,
3.0
9 3.5 2.31 3700 3.061 1 2 12 3.2
70 4,5,6 ,8 6 3.162 120 2.8 2 2 0 4.1
18 1.2,1.8,2.4,
3.0
6 3.5 2.31 2300 3.061 0 2 12 3.2
55 5,4,3 5 5.5 3 7300 7.2 2 2 8 2.4 55 5,4,3 6 5 3 7300 2.1 4 2 8 2.7
20 3,5,4 ,6 5.0
5
3.25 3700 3.3 0 2 6 2.4
2)、要求
(1)完成传动系统与传动装置的设计计算(电机选择、带传动设计、减速器设计)；
(2)完成曲柄摇杆机构的设计及曲柄平衡块、横梁、横梁轴的设计计算；
(3)完成游梁与驴头的设计与计算；
(4)完成支撑装置及支架的设计与计算。
3)、课程设计成果
(1)每人需绘总装配图一张或部装图三张；
(2)每人需绘零件图二张；
(3)编写设计说明书。
3、主要参考文献
[1]所学相关课程的教材
[2]《机械设计课程设计》
[3]《机械设计手册》
[4]《电动机手册》
[5]《游梁式抽油机设计计算》
4、课程设计工作进度计划
(1)准备阶段（2天）
(2)设计计算阶段（3天）
(3)绘制总装配图或部装图(4天）
(4)绘零件图（3天）
(5)编写设计说明书（3天）
说明
(1)每组参数由两人完成；
(2)设计内容不可相同；
(3)两人需完成整个抽油机传动系统与传动装置的设计计算以及主要机械装置的设计
指导教师
日期年月日（签字）
教研室意见：
年月日
学生（签字）：
接受任务时间：年月日
注：任务书由指导教师填写。
一.电机选择
1.1 计算并选择电机
根据传动比合理范围，取带传动的传动比为i 带=2～4，圆柱齿
轮二级减速器传动比范围为i 齿=8～40，则总传动比范围为i ∑=i 齿带i ?=（8~40）
?（2~4）=16~160。减速器输出轴的转速为冲次0n =12r/min ，电动机转速的可选范围为：d n =i ∑?0n =192～1920r/min 。
由电机到减速器输出轴的总传递效率为：η∑=2
3
321ηηη
式中1η，2η，3η分别为V 带传动,轴承，齿轮效率。取1η=0.96，2η=0.98，
3η=0.97，则有：
∑η=0.962
397.098.0??=0.85
又w P =
9550
0Tn =955012
30000?=37.7kw
所以电动机所需的工作功率为： P d =
∑
ηw
P =
85
.07
.37=44.4kw 由P d ,d n 综合考虑后选电动机型号为Y315S-10。其主要参数如下表： 1.2 计算总传动比并分配传动比 1）传动装置总传动比：i ∑=
==12
590w d n n 49.17 2）分配到各级传动比：i ∑=齿
带i i ?
已知带传动比的合理范围为2~4。故取3=带i ，则i 齿39.16=在8~40的范围内，故合适。分配减速器传动比，因为i 齿=i 12i ?，其中i 1为齿轮高速级的传动比，i 2为齿轮低速级的传动比。故可先取i 1=3.139.16?=4.62，则i 2=3.55。 1.3 传动装置的运动和动力参数计算
电动机型号
额定功率/KW
满载转速（min r ）
额定转矩
最大转矩
Y315S-10 45
590
2.0
电动机： 转速：n 0=590min r 输入功率：P 0=P d =44.4KW 输出转矩：T 0=9.5510?60n P d ?
=9.55610??=590
4.4451019.7?N mm ? 4.计算各轴转速.输入功率.输入转矩
1轴： 转速：n 1=
r/min 67.1963
590i 0==带n 输入功率：P 1=kw P 62.4296.04.4410=?=?η
输入转矩：T 1=T 0?1η?i 带=5
1019.7?61007.2396.0?=??N mm ? 2轴： 转速：n 2=
min /57.4262
.467.19611r i n == 输入功率：P 2=kw P 51.4097.098.062.42321=??=??ηη
输入转矩：T 1
3212i T ???=ηη661009.962.497.098.01007.2?=????=N mm ? 3轴： 转速：n min /1255
.357.42223r i n ===
输入功率：P kw
P 51.3897.098.051.403223=??=??=ηη
输入转矩：T 23222i T ηη=661099.3055.397.098.01009.9?=????=N mm ?
各轴运动和动力参数
轴号 功率（KW ）
输入转矩（N mm ?）
转速（min r ）
电机轴
44.4 7.195
10?
590 1轴 42.62 2.07610? 196.67 2轴 40.51 9.096
10?
42.57 3轴
38.51
30.996
10?
12
二．带传动设计 1.确定计算功率P ca
据表8-7查得工作情况系数K A =1.3。故有： P ca =K A ?P kw 5.583.145=?=
据P ca 和n 由机械设计P 157图8-11选用D 带。 2.确定带轮的基准直径d 1d 并验算带速
（1）初选小带轮的基准直径d 1d ，由机械设计155P 表8-6和由机械设计P 157表
8-8，取小带轮直径d 1d =355mm 。
（2）验算带速v ，有：
v=s m n d d /96.1010006059035514.310006001=???=?π在5s m ~30s m 之间带速合适。
（3）计算大带轮基准直径d 2d
mm i d d d 10653553d 12=?=?=带
由机械设计P 157表8-8，圆整为=2d d 1120mm 。
3.确定V 带的中心距a 和基准长度L d
(1)由机械设计P 155式（8-20），初定中心距a 0=1050mm (2)计算带所需的基准长度
21221004)()(22a d d d d a L d d d d d -+
++≈π
mm
455510504)3551120()1120355(214.3105022≈?-++?+?=
由机械设计P 146表8-2选带的基准长度L d =5000mm
（3）计算实际中心距
mm L L a a d d 12732
4555
50001050200≈-+=-+≈
中心距的变化范围为1198~1423mm 。
4.验算小带轮上的包角
0000
0120
901461273
3.57)3551120(1803.57)(180≥≈?--=--≈a d d d d α
5.计算带的根数z
（1）计算单根V 带的额定功率P r
由d mm d d 3551=和min /5900r n =查表8-4a 得 P 0=13.70kW
据min /5900r n =，i=3和D 型带，查8-4b 得 ?
P 0=2.19kW 由机械设计P 155表8-5得K α=0.912，表8-2得K L =0.96，于是：
P r =(P 0+?P 0)?K L ?K α=（13.70+2.19）?0.912?0.96=13.91kW （2）计算V 带根数z
z=
r ca P p =
2.491
.135
.58=，故取5根。 6.计算单根V 带的初拉力最小值（F 0）min
由机械设计P 149表8-3得D 型带的单位长质量q=0.61kg/m 。所以
（F 0）min =500?2)5.2(qv v z K P K ca
+?
?-αα=500?296
.1061.096.105912.05.58)912.05.2(?+???-
=1002.7N 应使实际拉力F 0大于（F 0）min 。
7.计算压轴力F p
压轴力的最小值为：
（F p ）min =2??z （F 0）min ?sin 2
α
=2?5?1002.7?0.96=9625.92N
三．齿轮设计
3.1高速级齿轮设计
1.选定齿轮类型，精度等级，材料齿数
（1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动； （2）减速器主轴转速不高，故用8级精度；
（3）材料的选择。由机械设计P 191小齿轮用20CrMnTi,渗碳淬火，齿面硬度为56-62HRC,1lim H σ=1500MP ；MP FE 850=σ;大齿轮用20Cr 渗碳淬火,齿面硬度为56-62HRC,2lim H σ=1500MP,MP FE 850=σ。
（4）选小齿轮齿数为Z 1=20，大齿轮齿数Z 2可由Z 2=i 11Z ?4.922062.4=?=，取93；
（5）初选螺旋角β=14?。 2.按齿面接触疲劳强度设计
按右式计算：d 1≥23
1)][(12H
E H d d t Z Z u u T K σεφ?±? （1）确定公式中各数值 1）试选K t =1.6。
2）由机械设计P 217图10-30选取区域系数Z H =2.433
3）由机械设计P 215图10-26可得：1αε=0.75，2αε=0.84。则：
2
1αααεεε+==0.75+0.84=1.59。 4）由机械设计P 205表10-7选取齿宽系数d φ=1。 5）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：
T 1=61007.2?N mm ?
6）由机械设计P 201表10-6查的材料的弹性影响系数Z E =189.82
1
a MP 7）计算接触疲劳许用应力
由机械设计P 207图10-19取接触疲劳寿命系数K 3
HN
=0.90，K 4
HN
=0.95,
取1,2.1==H F S S ,则有
[H σ][][]a H
H H H H MP S 15002
1500
150022
2
lim 1lim 21=+=
+=+=
σσσσ [][][]a F
FE FE F F F MP S 06.659295.090.02
2121=+=+=σσσσσ
(2)计算
1）计算小齿轮的分度圆直径d 1，由计算公式可得：
mm d t 31.78)1500
8.189433.2(62.4162.459.111007.26.1232336
1=??+?????≥
2)计算圆周速度
v=
10006011?n d t π=s m /81.01000
6067.19631.7814.3=???
3）计算齿宽b 及模数。
b=t d d 1?φ=1?78.31=78.31mm m nt =
1
1cos Z d t β
=3.80mm h=2.25m nt =2.25?3.80=8.55mm b/h=
16.955
.831
.78= 4）计算纵向重合度βε。
βε=0.318βφtan 1?
??Z d =0.318?1?20?tan14?=1.59 5）计算载荷系数K 。
已知使用系数K A =1，据v=0.81m/s ，8级精度。由机械设计P 194图10-8得K v =1.06，由表10-4得K βH =1.488。由图10-13查得K βF =1.4，由机械设计P 195表10-3查得K αH =K αF =1.4，故载荷系数：
K=K v ?K A ?K αH ?K βH =488.14.1106.1???=2.21
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：
d 1=d 13
t K K =78.31?36
.121.2=87.21mm
7）计算模数m n
m n =
1
1cos Z d β=2097
.021.87?=4.23mm
3.按齿根弯曲疲劳强度设计
按公式：m n ≥32
12
1][cos 2F Sa
Fa d Y Y Z Y KT σεφβα
β? （1）确定计算参数 1）计算载荷系数。
K=K A K V K αF K βF =08.24.14.106.11=???
2）根据纵向重合度βε=1.59，由机械设计P 217图10-28查得螺角影响系数Y β=0.88。 3）计算当量齿数。
Z 1v =β
3
1cos
Z =
91
.020
=21.98 Z 2v =
91
.093=102.2 4）查取齿形系数
由机械设计P 200表10-5查得Y 1Fa =2.80，Y 2Fa =2.194 5）查取应力校正系数
由机械设计P 200表10-5查得Y 1Sa =1.55，Y 2Sa =1.777 6）计算大、小齿轮的
][F Sa
Fa Y Y σ，并加以比较 1
11][F Sa Fa Y Y σ=06.65955
.180.2?=0.00658 2
22][F Sa Fa Y Y σ=06.659777.1194.2?=0.00592
（2）设计计算
m n mm 19.459
.120197.000658.01088.007.208.2232
2
6=????????≥ 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿根弯曲疲
劳强度计算的法面模数，取m n =5mm ，已可满足弯曲疲劳强度，用接触疲劳强度算得分度圆直径d 1=87.21mm 来计算应有的齿数。于是由：
Z 1=
n
m d βcos 1597
.021.87?==17.01,取Z 1=18，则：
Z 112Z i ?==1862.4?=83.16，取842=z
4.几何尺寸计算
（1）计算中心距
a=
=
+β
cos 2)(21n m Z Z mm 81.26214cos 25
)8418(0=?+圆整为263mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arccos
a
m Z Z n 2)(21+=arccos 26325
)8418(??+=017.14
因β值在允许范围内，故αε等不必修正 (3)计算大，小齿轮的分度圆直径
mm m z d n 82.9217
.14cos 5
18cos 011=?==
β mm m z d n 18.43317
.14cos 5
84cos 022=?==
β （4）计算齿轮宽度
b=?=11d d φ82.92=92.82mm 圆整后取B 2=95mm ，B 1=100mm 5.大小齿轮各参数见下表
低速级齿轮相关参数表6-2(单位mm)
名称 符号 计算公式及说明 模数 m m=5
压力角 α
o 20=α 齿顶高 a h
a h =*
a h =?m 5
齿根高
f
h
f
h =(*a h +*
c )m=6.25
全齿高 h
h =(2*
a h +*c )m=11.25
分度圆直径
1d
1d =m Z 1=90
2d
2d =m =2z 420
齿顶圆直径
1a d 1a d =（*
+a
h z 21）m=100 2a d
2a d =（*
+a
h z 22）m=430
齿根圆直径
1
f d 1
f d =(*
*--c h z a 221)m=77.5 2
f d
2
f d =(**--c h z a 222)m=407.5
基圆直径
1b d 1d 84.6cos =α
2b d
2d 394.7cos =α
3.2低速级齿轮设计
1.选定齿轮类型，精度等级，材料齿数
（1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动； （2）减速器主轴转速不高，故用8级精度；
（3）材料的选择。由机械设计P 191小齿轮用20CrMnTi,渗碳淬火，齿面硬度为56-62HRC,1lim H σ=1500MP ；MP FE 850=σ;大齿轮用20Cr 渗碳淬火,齿面硬度为56-62HRC,2lim H σ=1500MP,MP FE 850=σ。
（4）选小齿轮齿数为Z 3=20，大齿轮齿数Z 4可由Z 4=i 23Z ?712055.3=?=，
取71；
（5）初选螺旋角β=14?。 2.按齿面接触疲劳强度设计
按右式计算：d 3≥3
22)]
[(12H E H d t Z Z u u T K σεφα?±?
（1）确定公式中各数值 1）试选K t =1.6。
2）由机械设计P 217图10-30选取区域系数Z H =2.433
3）由机械设计P 215图10-26可得：3αε=0.75，4αε=0.86。则：
αε=43ααεε+=0.75+0.86=1.61。
4）由机械设计P 205表10-7选取齿宽系数d φ=1。 5）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：
T 2=610545.4?N mm ?
6）由机械设计P 201表10-6查的材料的弹性影响系数Z E =189.82
1
a MP 7）计算接触疲劳许用应力
由机械设计P 207图10-19取接触疲劳寿命系数K 3
HN =0.90，K 4
HN
=0.95,
取1,2.1==H F S S ,则有
[H σ][][]a H
H H H H MP S 15002
1500
150022
2
lim 1lim 21=+=
+=+=
σσσσ [][][]a F
FE FE F F F MP S 06.659295.090.02
2121=+=+=σσσσσ
(2)计算
1）计算小齿轮的分度圆直径d 1，由计算公式可得：
mm d t 14.103)1500
8.189433.2(55.3155.361.1110545.46.1232336
3=??+?????≥
2）计算圆周速度
V=
10006023?n d t π=s m /23.01000
6057.4214.10314.3=???
3）计算齿宽b 及模数。
b=t d d 3φ=1?103.14=103.14mm m nt =
3
3cos z d t β
=1.41mm h=2.25m nt =2.25?1.41=5.0mm
mm h b 63.200
.514.103== 4)计算纵向重合度βε。
βε=0.318βφtan 3Z d =0.318?
1?20?tan14?=1.59 5）计算载荷系数K 。
已知使用系数K A =1，据v=0.23m/s ，8级精度。由机械设计P 194图10-8得K v =1.02，由表10-4得K βH =1.52。由图10-13查得K βF =1.4，由机械设计P 195表10-3查得K αH =K αF =1.4，故载荷系数：
K=K v ?K A ?K αH ?K βH =52.14.1102.1???=2.17
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：
3d =d 3t 3
t K K =103.14?36
.117.2=114.07mm
7）计算模数m n
m n =
3
3cos z d β=
20
97
.007.114?=5.53mm
3.按齿根弯曲疲劳强度设计
按公式：m n ≥32
12
2][cos 2F Fa
Sa d Y Y Z Y KT σεφβα
β? (1）确定计算参数 1）计算载荷系数。
K=K A K V K αF K βF =0.24.14.102.11=???
2）根据纵向重合度βε=1.59，由机械设计P 217图10-28查得螺角影响系数Y β=0.88。 3）计算当量齿数。
Z 3V =
β
3
3
cos Z =
91
.020
=21.98 Z 4V =
β
3
4cos
Z 91
.071
=
=78.02 4）查取齿形系数
由机械设计P 200表10-5查得Y 3Fa =2.80，Y 4Fa =2.238 5）查取应力校正系数
由机械设计P 200表10-5查得Y 3Sa =1.55，Y 4Sa =1.75 6）计算大、小齿轮的
]
[F Sa
Fa Y Y σ，并加以比较 []3
3
3F Sa Fa Y Y σ=
06
.65955
.180.2?=0.00658
[]4
4
4F Sa Fa Y Y σ00595
.006.659752
.1238.2=?=
（2）设计计算
m n mm 38.559
.120100658
.088.097.010545.40.223
2
26=????????≥ 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m n =6mm ，已可满足弯曲疲劳强度，用接触疲劳强度算得分度圆直径d 3=114.07mm 来计算应有的齿数。于是由：
Z 3=
n
m d βcos 3=697
.007.114?=18.44取Z 3=19，则:
Z 324z i ?==1955.3?=67.45，取684=z
4.几何尺寸计算
（1）计算中心距
a=
βcos 2)(43n m Z Z +mm 07.26997
.026
)6819(=??+=圆整为270mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arccos a m Z Z n 2)(43+=arccos
270
26
)6819(??+=084.14 因β值在允许范围内，故αε等不必修正 （3)计算大，小齿轮的分度圆直径
mm m z d n 93.11784
.14cos 619cos 033=?==
β mm m z d n 08.42284
.14cos 6
68cos 044=?==
β （4）计算齿轮宽度
b==3d d φ=117.93mm 圆整后取B 2=120mm ，B 1=125mm
5.大小齿轮各参数见下表
低速级齿轮相关参数表6-2(单位mm)
名称 符号 计算公式及说明 模数 m m=6
压力角
α o 20=α 齿顶高 a h
a h =*
a h =?m 6
齿根高 f
h
f
h =(*
a h +*
c )m=7.5
全齿高 h
h =(2*a h +*c )m=13.5
分度圆直径
1d
1d =m Z 1=114
2d
2d =m =2z 408
齿顶圆直径
1a d 1a d =（*
+a
h z 21）m=126 2a d
2a d =（*
+a
h z 22）m=420
齿根圆直径
1
f d 1
f d =(*
*--c h z a 221)m=99
2
f d
2
f d =(**--c h z a 222)m=393
基圆直径
1b d 1d 107.1cos =α
2b d
2d 383.4cos =α
四．轴的设计
4.1 I 轴的设计计算
1.求轴上的功率，转速和转矩
由前面算得mm N T r n kW p ·
1007.2m in,/67.196,62.426111?=== 017.14=β,020=n α
2.求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为：d 1=92.82mm
F 1t =
112d T =82
.921007.226
??=44602N F 1r =F β
αcos tan 1n
t =N 1674317.14cos 20tan 446020
0=? N
F F t a 1126117.14tan 44602tan 011=?==β
3.现初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计P 370表15-3，取A 0=106，于是得：
mm n P A d 67.6367
.19662.4210633
11
01min =?=≥ 因键槽影响，故将轴径增加4%~5%,取轴径为67mm 。又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取d min =70mm 。 4.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
通过分析比较，选用[2]图15-1的装配方案
I II III IV V VI VII VIII
（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）I-II 段是与带轮连接的其d II I -=70mm ，l II I -=200mm ，由机械传动装置设计手册P 384选键20X180GB1096。
2）II-III 段用于安装轴承端盖，轴承端盖的总宽度为20mm （由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II 段右端的距离为30mm 。故取l III II -=60mm ，因其右端面需制出一轴肩故取d III II -=75mm 。
3）初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承，II-III 段右端安装轴承，由机械传动手册
P
39
轴承目录里初选30316选
d B D ??=mm mm mm 3917080??，故d IV
III -=80mm 。又右边套筒长取151mm ，所以
l IV
III
-=196mm
4）取安装齿轮段轴径为d V
IV
-=85mm ，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知
齿轮宽度为100mm 为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l V
IV
-96=mm 齿轮右边V-VI 段为轴肩定位，轴肩高h ≥
0.07d ，故取h=6mm 则此处d VI
V -=91mm 。宽度b ≥1.4h 取l VI
V
-=20mm ，由机械传动装置设计手册P 384表选
键25X80GB1096。
5）VI-VII 段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍选用圆锥滚子30316，所以d VIII
VII
-=80mm ，所以此处轴肩高h ≥0.07d ，取h=6mm ，故d VII
VI
-=86mm ，轴肩宽度
取l VII
VI -=139mm ，l VIII
VII
-=50mm 。
4.2 II 轴的设计计算 1.求轴上的功率，转速和转矩
由前面算得mm N T r n kW p ·
1009.9m in,/57.42,51.406222?=== 2.求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为：d 2=407.22mm ，mm d 83.1483=
F 2t =2
22d T =22.4071009.926
??=44644N
抽油机的开题报告 抽油机是开采石油的一种机器设备，俗称“磕头机”，通过加压的办法使石油出井，常见抽油机即游梁式抽油机是油田广泛应用的传统抽油设备，通常由普通交流异步电动机直接拖动。 一、课题的意义。 抽油机的产生和使用由来已久，迄今已有百年历史。应用最早，普及最广的属常规型游梁式抽油机，早在140年前就诞生了，至今在世界各产油国中仍占绝对优势。其结构简单、可靠耐用、易损件少、操作简单、维修方便、维护费用低，使其经久不衰。然而，随着油田的不断开发，要求抽油机具有长冲程、大负载、能耗低、体积小、重量轻等性能特点来满足日益发展的油田开发的需要。 游梁式抽油机井数量多，其工作性能，特别是节能性能直接影响采油成本。在采油成本中，抽油机电费占30%左右，年耗电量占油田总耗电量的20%——30%，为油田电耗的第2位，仅次于注水。游梁式抽油机抽油系统的总效率在国内一般地区平均只有%——23%，先进地区至今也不到30%，可见降低抽油系统高能耗的迫切程度与难度。 自动调节平衡式抽油机的结构特点决定了其节能特性，具有平衡效果好、光杆最大载荷减小、节能效果好等特点。与同级常规抽油机相比，所配备电动机功率可小20%;以相同挂泵深度
条件下油井每度电的出油量相比，比常规抽油机节约能耗35%左右。美国前置型抽油机比常规型抽油机节能31.9%~39.60%，我国该型机比常规型抽油机节能34.9%。因此，完善和发展游梁式抽油机设计理论，研制节能效果显著的节能型游梁式抽油机对于抽油机井节能降耗、提高举升系统的经济效益和我国石油工业发展具有重要的实际意义和极大的深远影响。 二、国内外发展现状及方向。 在世界范围内，研究与应用抽油机已有100多年历史。在百余年的采油实践中，抽油机发生了很大变化。特别是近20年来，世界抽油机技术发展较快，先后研发了多种新型抽油机。抽油机的各项技术经济指标达到了有史以来的最高水平。目前，世界上生产抽油机的国家主要有美国、俄罗斯、法国、加拿大和罗马尼亚等。美国石油学会APISpec11E《抽油机规范》中规定，抽油机共有77中规格。美国Lufkin公司生产B，C，M，A等四种系列抽油机：B系列游梁平衡抽油机8种规格;C系列曲柄平衡抽油机64种规格;M系列前置式抽油机46种规格;A系列前置式气动平衡抽油机26种规格。 俄罗斯生产13种规格游梁抽油机。法国Mape公司生产种规格曲柄平衡游梁抽油机以及立式斜井抽油机和液缸型抽油机。加拿大生产液、电、气组合一体式HEP抽油机。罗马尼亚按美国API标准生产51种规格的游梁抽油机，35种规格的前置式抽油机及前置式气动平衡抽油机。目前，世界上抽油机最大下泵深度
采油工程课程设计 任务要求
一、基础数据 为了避免雷同，每个同学的基础数据中的几个关键参数是不一样的，课程设计中的计算引用参数及结果也是不同的，因此，请特别注意计算并应用这几个参数，否则一定不及格。 1、每个同学不同的关键参数 井深：2000+学号末两位×10，单位是m 例如: 学号为214140001512，则井深=2000+12×10=2120m。 油层静压：井深/100×1.0，单位是MPa 例如：井深为2120m，则油层静压=2120/100×1.0=21.2MPa 测试井底流压：学号×0.005+2，单位是MPa 例如：井深为2120m，则测试点流压为2120×0.005+2=12.6MPa 2、每个同学相同的参数 油管内径：59mm 油层温度：70℃ 恒温层温度：16℃ Pa 地面脱气油粘度：30m s 油相对密度：0.84 气相对密度：0.76 水相对密度：1.0 油饱和压力：10MPa 含水率：0.4 套压：0.5MPa 油压：1MPa 生产气油比：50m3/m3 测试产液量：30t/d 抽油机型号：CYJ10353HB 电机额定功率：37KW 配产量：50t/d 管式泵径：56mm 冲程：3m 冲次；6rpm 沉没压力：3MPa 抽油杆：D级杆，使用系数SF=0.8，杆径19mm，抽油杆质量2.3kg/m
二、计算步骤及评分标准 1、基础数据计算与分析（10分） 根据学号计算井深和油层静压，根据给定基础数据分析该井采油工程的特点。 2、画IPR曲线（10分） 1）采油指数计算； 2）画出IPR曲线； 3）利用IPR曲线，由给定的配产量计算对应的井底流压。 3、采油工程参数计算（20分） 若下泵深度为1500米，杆柱设计采用单级杆，其基本参数已给出，计算悬点最大、最小载荷。 4、抽油机校核计算（20分） 说明给定抽油机型号的参数，计算设计中产生的最大扭矩和理论需要电机功率，并与给定抽油机型号参数进行对比，判断此抽油机是否满足生产要求。 5、增产措施计算（20分） 由于油藏渗透率较低，需要对储层进行水力压裂，已知施工排量2方/分，裂缝高度15米，压裂液综合滤失系数分 003 .0，设计的压裂裂缝总长度为400米，试用 米/ 吉尔兹玛公式计算所需的施工时间；如果平均砂液比为30%（支撑剂体积/压裂液体积），计算相应的支撑剂体积和压裂液体积。 6、注水措施建议（10分） 由于储层能量不足，需要采用注水方式补充地层能量，为了保护储层，请对注水措施提出建议（包括水质要求、水质处理、注入过程、与地层配伍性、五敏分析等）。7、书写格式（10分） 1）要求课程设计报告电子版页面A4型号，报告为封面、目录、设计详细内容 2）封面上写明课程名称、姓名、班级、学号、完成日期 3）目录列出正文中的一级标题和二级标题 4）正文宋体、小四、1.5倍行距、无段前段后，内容要有主要计算公式，体现数据代入的计算过程，逻辑性强，具有一定分析和认识。
液压抽油机设计 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。
文件编号：RHD-QB-K3235 （操作规程范本系列） 编辑：XXXXXX 查核：XXXXXX 时间：XXXXXX 游梁式抽油机安全操作规程标准版本
游梁式抽油机安全操作规程标准版 本 操作指导：该操作规程文件为日常单位或公司为保证的工作、生产能够安全稳定地有效运转而制定的，并由相关人员在办理业务或操作时必须遵循的程序或步骤。，其中条款可根据自己现实基础上调整，请仔细浏览后进行编辑与保存。 1.1.1启动游梁式抽油机操作规程 1.1.1.1操作前准备 1.1.1.1.1穿戴好劳动保护用品。 1.1.1.1.2准备工具、用具：管钳、活动扳手、绝缘手套、试电笔、钳型电流表、润滑脂、细纱布；班报表、记录笔。 1.1.1.2操作步骤 1.1.1. 2.1启动前检查 1.1.1. 2.1.1检查流程是否正确、畅通，井口零部件及仪表是否齐全、完好且符合要求，悬绳器及方卡
子是否牢固。 1.1.1. 2.1.2检查抽油机各连接部位紧固螺栓是否牢固可靠及各润滑部位油量、油质是否符合要求。 1.1.1. 2.1.3检查刹车各部件连接完好,灵活好用。 1.1.1. 2.1.4检查皮带松紧合适，无老化、无蹿槽、无打扭、无油污现象。盘皮带无卡阻现象。 1.1.1. 2.1.5检查电器设备是否完好，处于备用状态，电线无老化、裸露现象。 1.1.1. 2.1.6检查和排除抽油机周围妨碍运转的物体。 1.1.1. 2.2启动抽油机 1.1.1. 2.2.1取下刹车锁销，松开刹车，合上铁壳开关，检查抽油机周围无障碍物，用试电笔检测电控柜外壳确认安全，戴绝缘手套，打开电控柜门，侧身
海洋石油开采工程课程设计
目录 一、设计概要 (1) 二、基础数据 (1) 三、采油参数计算 (5) 四、注入水水源选择与水质要求 (7) 五、注入系统压力分析 (10) 六、注水井投（转）注措施及要求 (15) 七、注水井增注及调剖措施 (16) 八、注水井的日常管理要求 (16) 九、注水工艺方案总结及实施建议 (17) 十、参考文献 (17)
一、设计概要 注水在我国的大多数油田开发中是一项十分重要的开采方式，对于补充地层能量，维持油田较长期高产稳产，是一种有效、易行的方法，对我国原油生产具有举足轻重的作用。在多油层、小断块、低渗透和稠油油藏注水开发方面，形成了适合油藏特点的配套技术。 如何实现有效注水，确保注水水质合格，减少注水过程中的油层损害，减少注水系统的腐蚀及降低注水能耗，是衡量注水技术水平的尺度。油田注水在注水开发方案确定之后，首先要依据油层物理性质和注水来确定注水水质标准，根据注水水质选定足量的水源、水处理技术、预测注水系统压力、进行注水水管柱优化设计、注水井投（转）注措施要求以及增效将耗措施和系统的生产管理要求等。 本设计针对MD碎屑岩油藏低孔低渗等储层特性，采用注水开发，并着重对注水水质，注水系统压力分析和注水管柱进行设计。 通过这次课程设计，了解开采工程基本设计思路、设计内容，掌握设计的基本方法、步骤以及设计中所涉及的基本计算，加强系统的工程训练，培养分析和解决实际工程问题的能力。 二、基础数据 1、井深：2670m油层静压：26.7MPa 套管内径：0.124m 油层温度：90℃ 恒温层温度：16℃地面脱气油粘度：30mPa.s 油相对密度：0.84气相对密度：0.76 水相对密度：1.0油饱和压力：10MPa 含水率：0.4套压：0.5MPa油压：1MPa生产气油比：50m3/m3 原产液量(测试点)：30t/d原井底流压(测试点)：15.35MPa 抽油机型号：CYJ10353HB电机额定功率：37KW 配产量：50t/d泵径：44mm 冲程：3m冲次；6rpm
液压抽油机介绍 一、前言 随着定向井、海陆丛式井和水平井钻井技术的快速推进，现有采油设备已渐渐难以适应时代的发展，因此，液力无杆采油技术逐渐得到重视，早年的水力活塞泵虽因结构复杂而退出市场，但不能因此否定此种原理的可行性，无杆泵的设计成功，正是这种液力采油技术的一种延续、一种更新，它使我们在深井和超深井内采收稠油、高凝油有了可靠的保证。 二、技术特点 1，无杆泵是用标准抽油泵的零部件装配而成，所以，其使用寿命和工作环境与普通管式泵等同。 2，举升液活塞与动力液活塞的面积比可随意调节，从而使地面泵的输出压力随意降低。3，无杆泵是一种集加热和采油为一体的采油工具，工作时可将液压泵内原油加热后输送至无杆泵，这样，可将井下的稠油、蜡油热释降粘后举升到地面，在循环的全过程可保持温度均衡，可实现全井段降粘清蜡。 4，无杆泵动力液为油井采出液，即井内原油。 5，使用无杆泵后，没有机械传动部分，所以，运行效率高，节能节电。 三、工作原理 上冲程时，换向阀控制上油腔室的进油孔开启，出油孔关闭，同时控制下油腔室的进油孔关闭，出油孔开启，此时动力液经油管进入上油腔室推动柱塞管上行，使柱塞管上部原油、顶部油腔室内原油和下油腔室内原油流入油套环空，部分原油经油套环空被推向地面，与此同时，底部油腔室内将吸入部分原油，其目的是在降低推油压力的前提下，为下一个冲程做准备（见附图1）。 下冲程：当柱塞管上冲程至上止点时，换向阀自动将上油腔室的进油孔关闭，出油孔开启，并同时控制下油腔室的进油孔开启，出油孔关闭，这时动力液便进入下油腔室推动柱塞管下行，使柱塞管上部空间压力降低，从而，吸进井内原油，与此同时，底部油腔室和上油腔室内原油流入油套环空，部分原油经油套环空被推向地面，此时顶部油腔室吸入部分原油，以降低推油压力（见附图2），完成一个循环过程。全部抽油过程见动画示意图。 四、主要技术指标 项目指标 无杆泵总长4900mm 无杆泵两端扣型 2 1/2″TBG 泵体最大外径：112mm 双向作功冲程1400mm 动力液活塞直径Φ68mm×Φ68mm 举液活塞直径Φ38mm×Φ38mm 活塞作用面积比1：0.3 举液活塞总重量30Kg 无杆泵井下工作时间与管式泵等同 五、最小启动压力计算示例： 以泵挂深度2000米为例，油压1Mpa,不考虑泵沉没压力，举液活塞上行时，受力为：Φ38柱塞面上的液柱载荷2268.23 Kg，油压产生的压力113.4 Kg，泵筒与活塞的半干摩擦力0.35Kg （参考资料：泵径小于Φ70mm时，单个活塞摩擦力小于1.717N）,活塞自重30Kg，动力液水力损失258.6Kg（动力液水力损失每千米1.14 Mpa），合计2670.58 Kg
游梁式抽油机设计计算 卢国忠编 05-04 游梁式抽油机的主要特点是：游梁在上、下冲程的摆角相等，即上下冲程时间相等。且减速器被动轴中心处游梁后轴承的正下方。 一、几何计算 1.计算(核算) 曲柄半径R和连杆有效长度P 己知：冲程S、游梁后臂长C、游梁前臂长A、极距K(参见图1)由余弦定理推导可得：
公式： () b t CK K C CK K C R ψψcos 2cos 22 12222 -+--+= ------(1) R CK K C P t --+=ψcos 222 -------(2) 式中：1090δφψ+-=t 2090δφψ--=b H I tng 1 -=φ A S mas πδδ4360021?== 22H I K += 2. 计算光杆位置系数R P ： PR 是在给定的曲柄转角θ时，光杆从下死点计算起的冲程占全冲程的百分比。(图2)（图3） 公式：10?--='= b t t mas S s PR ψψψ ψ％ -----------(3) 曲柄 max S PR s ?=' ()121δδ?-=PR 式中： b t ψψ, 分别代表下死点和上死点的ψ角的值 ρ χψ-= ()?? ? ? ??-=-J R φ?ρsin sin 1 βcos 22 2 PC C P J -+= ??? ? ??-+=-CJ P J C 2cos 2221 χ
??? ? ??---++=-CP R K KR P C 2)cos(2cos 22221 ?θβ ()φθψβα--+= 上冲程 ()[]φθψβα--++=360 下冲程 二运动计算 己知：曲柄角速度ω、曲柄转角θ，分析驴头悬点的位移s 、速度v 、加速度a 的变化规律。 1. 假定驴头悬点随u 点作简谐振动： ()? ω? ω?con C AR a C AR v C AR s ??=??=-?= 2sin cos 1 以C AR S 2max =代入得： ()?ω? ω?c o s 21s i n 21 c o s 121 2m a x m a x m a x S a S v S s ==-= 2max max 2 1 ωS a = 2.接严格的数学推导 ?? ? ? ?+=P R S a 12 1max 2max ω 三动力计算 1．从示功图上求悬点载荷W 示功图是抽油机悬点载荷W 与光杆位置PR 的关系曲线图。是用示功仪在抽油机井口实测出来的。设计中无法实测，只好用理论公式计算并绘制------称为人工示功图，为以后的受力分析、强度计算提供主要依据。 2． 光杆载荷W 加在曲柄轴上的扭矩的计算（见图2 ，图3）
采油工程课程设计 课程设计 姓名：孔令伟 学号：201301509287 中国石油大学（北京） 石油工程学院 2014年10月30日
一、给定设计基础数据： (2) 二、设计计算步骤 (3) 2.1油井流入动态计算 (3) 2.2井筒多相流的计算 (4) 2.3悬点载荷和抽油杆柱设计计算 (12) 2.4抽油机校核 (16) 2.5泵效计算 (16) 2.6举升效率计算 (19) 三、设计计算总结果 (22) 四、课程设计总结 (23)
一、给定设计基础数据： 井深：2000+87×10=2870m 套管内径：0.124m 油层静压：2870/100×1.2 =34.44MPa 油层温度：90℃ 恒温层温度：16℃ 地面脱气油粘度：30mPa.s 油相对密度：0.84 气相对密度：0.76 水相对密度：1.0 油饱和压力：10MPa 含水率：0.4 套压：0.5MPa 油压：1 MPa 生产气油比：50m3/m3 原产液量(测试点)：30t/d 原井底流压(测试点)：16.35Mpa 抽油机型号：CYJ10353HB 电机额定功率：37kw 配产量：50t/d 泵径：56mm 冲程：3m 冲次：6rpm 柱塞与衬套径向间隙:0.3mm 沉没压力：3MPa
二、设计计算步骤 2.1 油井流入动态计算 油井流入动态是指油井产量与井底流动压力的关系，它反映了油藏向该井供油的能力。从单井来讲，IPR 曲线表示了油层工作特性。因而，它既是确定油井合理工作方式的依据，也是分析油井动态的基础。本次设计油井流入动态计算采用Petro bras 方法Petro bras 方法计算综合IPR 曲线的实质是按含水率取纯油IPR 曲线和水IPR 曲线的加权平均值。当已知测试点计算采液指数时，是按产量加权平均;预测产量时,按流压加权平均。 (1) 采液指数计算 已知一个测试点： wftest P 、txest q 和饱和压力b P 及油藏压力P 。 因为 wftest P ≥b P ，1j =txwst wfest q P P -=30/(34.44-12)= 1.3/( d.Mpa) (2) 某一产量t q 下的流压Pwf b q =j(b P P -1)=1.4 x （34.44-10）=34.22t/d m o zx q =b q +8.1b jP =34.44+1.4*10/1.8=42.22t/d omzx q -油IPR 曲线的最大产油量。 当0?q t ?b q 时，令q 1t =10 t/d ，则p 1wf =j q P t - 1=15.754 Mpa 同理，q 2t =20 t/d ，P 2wf =13.877 Mpa q 3t =30 t/d ，P 3wf =12.0 Mpa 当q b ?q t ?omzx q 时，令q 4t =50 t/d,则按流压加权平均进行推导得： P 4wf =f )(1j q P t w -+0.125(1-f w )P b =8.166Mpa
第一章绪论 1.1 选题的目的和意义 随着油田的开发，我国大多数油田已进入开发的后期，逐渐丧失自喷能力，需要从自喷转向机采，而目前，我国开采石油耗电指标与国外先进水平相比，还有很大差距，我国抽油机的运行效率特别低，平均效率仅为25.96%，而国外平均水平为 30.05%，年节能潜力可达几十亿千瓦时,尽管研制和应用了一些节能抽油机，但是由于使用数量不多，其总耗电量还是很大的，近年来，我国研制的新型抽油机，几乎都具有高效节能特点，目前，在用的抽油机系统效率一般在20%~30%之间，因此，开展新型抽油机，替换常规机型是大势所趋，随着油田的不断开发，地层能量逐渐消耗，为了保证原油的稳产、高产，机械采油己经成为广泛采用的一种方法。我国有机采油井 5 万多口，占油井总数的80%左右，抽油机井的耗电量占总耗电量的四分之一，由于抽油机井的系统效率较低，大量的能量(70%以上)在传递过程中损失掉，如果将抽油机井的系统效率提高 5%，年节电 20×10e8 千瓦时，这不仅可节约大量资金，而且，还可以缓解油田电力紧张状况。当今世界，资源日益匮乏，“节能减排”已成为已成为一个不可忽视的方面，也是为了人类的继续生存而思考的，“节能减排”将成为永远不变的一个主题。而我国广泛使用的游梁式抽油机虽然结构简单、操作方便和可靠耐用，但机械效率和采油综合效率低、平衡度差、耗电量过高、机体过重和冲程的长度受到限制等不易克服的缺点。 1.2 链条式抽油机的发展现状 抽油机的产生和使用已有一百多年的历史。应用最多，使用最广的属游梁式抽油机。目前在世界产油国仍在大量使用。美国拥有40万台，我国拥有近三万台，一百多年来，游梁式抽油机的结构和原理没有实质性的变化。我国抽油机制造业已有50年的历史，经过进口修配、仿制试制、设计研制三个阶段。近几年我国的链条式抽油机发展比较快，但游梁式抽油机还占有主要地位，根据国情，我国现在应该改造优良式抽油机，研发新型节能抽油机。 抽油机的发展及节能抽油机的发展趋势主要朝以下几个方向：(1) 低能耗方向为了减少能耗，提高经济效益，近年来研制与应用了许多节能型抽油机。如异相双驴头抽油机、摆杆抽油机、渐开线抽油机、摩擦换向抽油机、液压抽油机及各种节能装置和控制装置。(2)大型化方向随着世界油气资源的不断开发，开采油层深度逐年增加，石油含水量也不断增大，采用大泵提液采油工艺和开采稠
In the schedule of the activity, the time and the progress of the completion of the project content are described in detail to make the progress consistent with the plan.游梁式抽油机的危险分析与防范措施正式版
游梁式抽油机的危险分析与防范措施 正式版 下载提示：此解决方案资料适用于工作或活动的进度安排中，详细说明各阶段的时间和项目内容完成的进度，而完成上述需要实施方案的人员对整体有全方位的认识和评估能力，尽力让实施的时间进度与方案所计划的时间吻合。文档可以直接使用，也可根据实际需要修订后使用。 摘要分析了游梁式抽油机在运行和维修作业过程中存在的平衡块旋转危险、皮带传动危险、减速箱高处作业危险、电机漏电危险、操作台高处作业危险、电机电缆漏电危险、节电控制箱漏电危险、刹车失灵危险、毛辫子悬绳器危险和攀梯危险，有针对性地提出了防范措施。 关键词游梁式抽油机危险分 析油田安全 石油生产中的游梁式抽油机采油是靠电动机通过三角皮带、减速箱、曲柄连杆
机构，把高速旋转运动变成驴头低速上下往复运动，再由驴头带动抽油杆做上下往复运动，将油井中的液体抽至地面。游梁式抽油机在将电能转换为上下往复直线运动拉动深井泵抽油的运行过程中，存在着漏电危险、旋转运动碰伤危险和机构伤害危险等；在维修作业过程中存在着机构伤害危险、触电危险、高空坠落危险、高空落物危险和皮带挤手危险等。为减少、杜绝游梁式抽油机造成的人身伤亡事故，更好地消减巡回检查和维修作业危险因素，笔者分析了游梁式抽油机存在的危险，有针对性地提出了防范措施。 1、概述 游梁式抽油机存在着十大危险。这十
游梁式抽油机专用电动机的设计
0 引言 利用游梁式抽油机采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采油方式。游梁式抽油机具有：惯性力矩较大，启动困难；周期性冲击载荷；连续工作在室外环境等特点。因此，要求用于拖动该设备的电动机应具有较大的启动力矩、较软的机械特性、全天候连续工作等基本条件。 API规范11L6《游梁式抽油机用电动机规范》将NEMA设计 D电动机作为基本设计，并对转差率、温升作出了明确要求。国家发展和改革委员于2005年发布了中华人民共和国石油天然气行业标准SY/T 6636-2005《游梁式抽油机用电动机规范》，本标准修改采用API规范11L6：1993《游梁式抽油机用电动机规范》（英文版），包括其《游梁式抽油机用电动机规范增补》的内容。 1 产品的型号表示方法 根据BG4831-2000《电动机产品型号编制方法》的规定，并考虑与已有的YH系列高转差率电动机相区别，国产游梁式抽油机专用电动机型号的表示方法如下： ─□ 极数 中心高
游梁式抽油机专用高转差电动机代号 2 产品的主要特点 API规范11L6对电动机的基本设计（包括标准电动机规范、电气性能和特性执行标准、工作条件、启动特性、绝缘系统、机械结构及材料选择等）、试验内容及方法均作了详细的规定。依据这个标准生产的YCH系列游梁式抽油机专用电动机，与依据JB/T 6449-92生产的YH系列（IP44）高转差率三相异步电动机相比，其主要性能、结构特点如下： ⑴连续工作制、转差率5-8%、F级绝缘不超过B级温升； ⑵堵转转矩倍数≥2.75； ⑶使用系数为1.15； ⑷堵转电流符合NEMA设计 D； ⑸每相绕组内至少安装一个密封的温度检测器进行保护，当绝缘系统达到最高工作温度时驱动打开电动机控制电路，停止电动机运行； ⑹ 9根绕组引出线，可形成4种不同的输出转矩，使电动机与负载达到合理的匹配； ⑺电机中装有空间加热带，保证电机停止运行状态下内部温度比环境温度高5℃，防止凝露； ⑻端盖上设有润滑油注入孔和废油排除孔，可在不拆卸电机的情况下更换润滑脂；
采油工程课程设计 姓名：魏征 编号：19 班级：石工11-14班 指导老师：张黎明 日期：2014年12月25号
目录 3.1完井工程设计 (2) 3.1.1油层及油井数据 (2) 3.1.2射孔参数设计优化 (2) 3.1.3计算油井产量 (3) 3.1.4生产管柱尺寸选择 (3) 3.1.5射孔负压设计 (3) 3.1.6射孔投资成本计算 (4) 3.2有杆泵抽油系统设计 (5) 3.2.1基础数据 (5) 3.2.2绘制IPR曲线 (5) 3.2.3根据配产量确定井底流压 (7) 3.2.4井筒压力分布计算 (7) 3.2.5确定动液面的深度 (21) 3.2.6抽油杆柱设计 (24) 3.2.7校核抽油机 (25) 3.2.8计算泵效，产量以及举升效率 (26) 3.3防砂工艺设计 (30) 3.3.1防砂工艺选择 (31) 3.3.2地层砂粒度分析方法 (31) 3.3.3 砾石尺寸选择方法 (32) 3.3.4支持砾石层的机械筛管规格及缝宽设计。 (32) 3.3.5管外地层充填砾石量估算。 (33) 3.3.6管内充填砾石量估算 (33) 3.3.7携砂液用量及施工时间估算 (33) 3.3.8防砂工艺方案施工参数设计表 (34) 3.4总结 (34)
3.1完井工程设计 3.1.1油层及油井数据 其它相关参数：渗透率0.027 2m μ ，有效孔隙度0.13，泥岩声波时差为3.30 /s m μ，原油粘度8.7Mpa/s,原油相对密度为0.8，体积系数为1.15。 3.1.2射孔参数设计优化 （1）计算射孔表皮系数 p S 和产能比 R p 根据《石油工程综合设计》书中图3-1-10和图3-1-11得 36.8 t = 18.38min 2 V Q ==注注=2.1，t S =22，R p =0.34。 （2）计算1 S ， 1 R p ， dp S ， d S a) PR1=-0.1+0.0008213PA+0.0093DEN+0.01994PD+0.00428PHA-0.00142 7+0.20232z /r K K -0.1147CZH+0.5592ZC-0.0000214PHA2 =0.59248 b) PR1= 1(/)/[(/)] E W E W Ln R R Ln R R S +,得1S =5.03018 c) 因为S1=Sdp+Sp,所以Sdp=S1-Sp=5.03018-2.1=2.93018 d) 因为St=Sdp+Sp+Sd,所以Sd=St-Sdp-Sp=22-2.93018-2.1=16.96982
抽油机国内外研究现状与发展趋势 一．国内抽油机研发现状 油机是有杆抽油系统中最主要举升设备。根据是否有游梁，可分为游梁式抽油机和无游梁式抽油机。经过一百多年的实践和不断的改进创新，抽油机不管是结构形式还是在使用功能上，都产生了很大的变化。特别是近几十年来，世界对原油的需求量不断加大，对油田深度开采的能力有了更进一步的要求，在很大程度上加快了抽油机技术发展的速度，催生出多种类型。目前, 国内抽油机制造厂有数十家, 产品类型已多样化, 但游梁式抽油机仍处于主导地位。根据公开发表的资料统计, 我国现有6 大类共45 种新型抽油机[ 1] , 并且每年约有30 种新型抽油机专利, 十多种新试制抽油机[2] , 已形成了系列, 基本满足了陆地油田开采的需要。各种新型节能游梁式抽油机如双驴头式抽油机、前置式抽油机、异相曲柄平衡抽油机、前置式气平衡抽油机、下偏杠铃系列节能抽油机[ 3]和用窄V 形带传动的常规抽油机等均已在全国各个油田推广应用, 并取得了显著的经济效益。长冲程、低冲次的无游梁式抽油机的研制也取得了一些进展, 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[4], 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、滚筒式长冲程抽油机已在某些油田进行了工业试验[5]; 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[6]。其他型式新颖的抽油机如数控抽油机、连续抽油杆抽油机、车载抽油机、磨擦式抽油机、六连杆游梁式抽油机和斜直井抽油机等也正处于不断改造和试生产过程中[7]。然而，游梁式抽油机的缺点是不容易实现长冲程低冲次的要求，因而不能满足稠油井、深抽井和吉气井采油作业的需要。同时，长冲程低冲次的无游梁式抽油机的性能尚有待完善 (如油田正在使用的链条式抽油机还存在链条寿命短、换向冲击载荷大和钢丝绳易断、导轨刚．度不足容易变形等问题)，而且品种规格还很少，不能适应当前石油工业的发展[8]。液压抽油机至今仍处在研制阶段[9] 二·国外抽油机的研发现状 目前，世界上生产抽油机的国家主要有美国、俄罗斯、法国、加拿大和罗马尼亚等[10]。为了减少能耗, 提高采油经济效益, 近年来国外研制与应用了许多节能型抽油机。例如异相型抽油机节电15%~ 35%; 前置式抽油机节电368% 前置式气平衡抽油机节电35% 轮式抽油机节电50%~ 80% 大圈式抽油机节电30%; 自动平衡抽油机节电30% ~ 50%; 低矮型抽油机节电5% ~20%; ROTAFLEX 抽油机节电25% 智能抽油机节电174%; 螺杆泵采油系统节电40%~ 50% [11]。近年来国外很重视改进和提高抽油机的平衡效果, 使抽油机得到更精确平衡。近年来, 为了节约能耗、提高采油经济效益, 国外研制与应用了许多节能型抽油机, 在采油实践中, 取得较好的使用效果。如变平衡力矩抽油机, 可使上冲程平衡力矩大于下冲程力矩。前置式气平衡抽油机, 由于可在动态下调节气平衡, 平衡效果较好。气囊平衡抽油机有90% 以上载荷得到平衡[12]。双井抽油机可利用两口油井抽油杆柱合理设计得到更精确的平衡。自动平衡抽油机可保证在上下冲程每一瞬间得到较精确的平衡效果[13]。近年来国外研制与应用了多种类型长冲程抽油机, 其中包括增大冲程游梁抽油机、增大冲程无游梁抽油机和长冲程无游梁抽油机[14]。 1 前置式气平衡抽油机美国工J uf kin 公司生产的A 系列前置式气平衡抽油机具有较好的技术经济指标, 抽油机重量减轻40 %, 尺寸缩小3 5 % , 动载荷
液压式抽油机的设计 摘要：本文根据液压抽油机的基本参数和机构性能特点，以常规游梁式抽油机为基础模型，对其进行技术性改进，而得到具有新型节能特点的液压式式抽油机。该机具有无极调节冲程长度、冲次，悬点震动载荷小，控制灵活、方便等优点，可以适应不同的油井状态，同时在最大限度内保持了常规游梁式抽油机结构简单、操作、维修方便的优势，适合在各种工况的原油开采，是一种综合性能比较好的液压抽油机。文章在液压式抽油机基本理论的基础上，做了以下计算：液压式抽油机驴头悬点载荷的计算、液压系统原理图的设计、液压缸的设计和电动机的功率计算等。最后介绍的是各零部件设计的尺寸计算与校核，液压式抽油机通过液压系统驱动抽油杆上下往复运动；平衡系统主要用于控制和调节工作行程换向和抽油杆柱运动的平衡，是电机的负载均匀，达到节省能源的目的。，并且有利于改善构件的受力状况，减少抽油机事故的发生，从而提高抽油机的综合效益。对平衡的配置进行分析和优化设计，满足所要求的工况需要。 关键词：液压抽油机；液压系统；液压缸
The design of hydraulic pumping unit Abstract: According to the basic parameters of hydraulic pumping units and agencies of the performance characteristics of a conventional beam pumping unit for the base model, its technical improvements, and get a new energy-saving features of the hydraulic pumping unit. The machine has limitless adjustment stroke length, stroke, shock suspension point load of small, flexible control and easy, well you can adapt to different states, while the maximum extent possible to maintain the conventional beam pumping unit of simple structure, operation, the advantages of easy maintenance, suitable for a variety of working conditions in crude oil production, is a relatively good overall performance hydraulic pumping unit. Article in the hydraulic pumping unit based on the basic theory, do the following calculation: the first ass hydraulic pumping rod load calculations, schematic design of the hydraulic system, hydraulic cylinder design and motor power calculation. Finally, the design is the size of the parts calculation and check, hydraulic pumping unit driven by the hydraulic system of the upper and lower reciprocating rod; balance system is mainly used to control and adjust the work schedule for movement to and sucker rod balance the electrical load evenly, to save energy purposes. And components will help to improve the situation by force, to reduce the occurrence of pumping units, thereby improving the overall efficiency of pumping units. The configuration of the balanced analysis and optimal design, to meet the needs of the required conditions. Key words: hydraulic pumping unit; hydraulic system; hydraulic cylinder
兰州航空工业职工大学 毕业设计（论文） 题目：游梁式抽油机二级传动装置 专业： 班级： 学生姓名： 指导老师： 年月日
摘要 通过对减速器的简单了解，开始学习设计齿轮减速器，尝试设计增强感性认知和对社会的适应能力，及进一步巩固已学过的理论知识，提高综合运用所学知识发现问题、解决问题，以求把理论和实践结合一起。 学习如何进行机械设计，了解机械传动装置的原理及参数搭配。学习运用多种工具，比如CAD等，直观的呈现在平面图上。通过对圆柱齿轮减速器的设计，对齿轮减速器有个简单的了解与认知。齿轮减速器是机械传动装置中不可缺少的一部分。机械传动装置在不断的使用过程中，会不同程度的磨损，因此要经常对机械予以维护和保养，延长其使用寿命，高效化的运行，提高生产的效率。 【关键词】：机械传动装置、齿轮减速器、设计原理与参数配置
目录 第一节设计任务------------------------------------(3)第二节方案设计分析--------------------------------(3)第三节轴承的选择及寿命计算------------------------(17)第四节设计结果------------------------------------(22)第五节心得体会------------------------------------(23)第六节附录----------------------------------------(25)
引言 1.1 减速器的主要型式及其特性 减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。 减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。 电动机联轴器高速轴中间轴低速轴 减速器系统框图 以下对几种减速器进行对比： 1）圆柱齿轮减速器 当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于8时，最好选用二级(i=8—40)和二级以上(i>40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减速器时应注意：1)轴的刚度宜取大些；2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。 圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40 000kW，圆
采油工程课程设计指导书 中国石油大学（北京） 石油天然气工程学院 2013.3.5
本次采油工程课程设计的主要内容是进行有杆抽油生产系统设计，通过设计计算，让学生了解有杆抽油生产系统的组成、设计原理及设计思路。 1．有杆泵抽油生产系统设计 1．1有杆抽油生产系统设计原理 有杆抽油系统包括油层，井筒流体、泵、油管、抽油杆、抽油机、电动机、地面出油管线直到油气分离器。有杆抽油系统设计就是选择合理的机，杆，泵，管以及相应的抽汲参数，目的是挖掘油井潜力，使生产压差合理，抽油设备工作安全、高效及达到较好的经济效益。 在生产过程中，井口回压h p 基本保持不变，可取为常数。它与出油管线的长度、分离器的入口压力有关，此处取MPa p h 0.1 。 抽油井井底流压为wf p 向上为多相管流,至泵下压力降至泵的沉没压力(或吸入口压力)n p ,抽油泵为增压设备,故泵出口压力增至z p ,称为泵的排出口压力.在向上,为抽油杆油管间的环空流动.至井口,压力降至井口回压h p 。 (1)设计内容 对刚转为有杆泵抽油的井和少量需调整抽油机机型的有杆抽油井可初选抽油机机型。对大部分有杆抽油油井。抽油机不变，为己知。对于某一抽油机型号，设计内容有： 泵径、冲程、冲次、泵深及相应的泵径、杆长，并求载荷、应力、扭矩、功率、产量等技术指标。 (2)需要数据 井：井深，套管直径，油层静压，油层温度 混合物：油、气、水比重，饱和压力 生产数据：含水率，套压，油压，生产气油比，原产量，原流压（或原动液面）。 (3)设计方法这里介绍给定配产时有杆抽油系统的设计方法。首先需要获得油层的IPR 曲线。若没有井底流压的测试值，可根据测试液面和套压计算得井底流压，从而计算出采液指数及IPR 曲线。 1）根据测试液面计算测试点流压 从井口到井底可分为三段。从井口到动液面为气柱段，若忽略气柱压力，则动液面