摘要
抽油机是油田的重要采油手段之一，抽油杆是抽油机的重要组成部分。本文介绍了影响抽油杆使用寿命的各种因素，分析了载荷对抽油杆寿命的影响规律，建立了抽油杆疲劳裂纹扩展模型，绘出裂纹条件下抽油杆的使用寿命曲线。根据所得到的各种条件下抽油杆的使用寿命曲线，给出合理载荷的确定方法。
应用Delphi 7.0开发抽油杆使用寿命计算软件。Delphi 7.0语言的特点：速度快，具有强大且容易使用的可视化开发环境，采用了具有灵活性和可重用的完整的面向对象程序语言—Object PASCAL，以及目前世界上最快的编译器和领先的数据库技术。本文介绍了抽油杆使用寿命计算软件的思想、实现方法和开发过程。
关键词：载荷；抽油杆；寿命；影响规律；粘温关系
目录
第1章概述 (1)
1.1 国内外发展状况 (1)
1.2 研究的意义 (3)
1.3 研究的内容 (3)
第2章抽油杆疲劳裂纹扩展模型 (4)
2.1 试验方法和结果 (4)
2.2 裂纹扩展期剩余寿命的计算 (6)
2.3 结果分析 (7)
第3章载荷对抽油杆寿命的影响 (10)
3.1 影响抽油杆寿命的因素分析 (10)
3.2 载荷对抽油杆的影响及悬点载荷的计算 (11)
3.3 抽油杆使用寿命曲线 (18)
第4章应用开发工具 (22)
4.1 Delphi 7.0的特点 (22)
4.2 Delphi 7.0 VCL组件的体系结构 (22)
4.3 BDE组件简介 (23)
4.4 数据访问组件（Data Access Component） (24)
4.5 数据控制组件（Data Control Component） (24)
第5章抽油杆使用寿命计算软件研制 (26)
5.1 系统数据库表设计 (26)
5.2 文件 (26)
5.3 数据管理 (26)
5.4 设计结果 (32)
结论 (34)
参考文献 (35)
致谢 (36)
第1章 概 述
1.1 国内外发展状况
抽油杆使用寿命的预侧与估算，国内外都进行过不少研究，特别是近10年来，国内石油大专院校、中科院金属所和油田的一些研究机构作了大量工作取得了许多有实用价位的研究成果，并已应用于生产实践:现在人们已可以对新抽油杆、使用过的旧抽油杆以及有各种缺陷的抽油杆使用寿命作量化的预测、估算及判废。
1. 美国古德曼(Goodman)提出的107次抽油杆使用寿命值
古德曼根据修正的古德曼许用应力图及API 推荐的最大许用应力计算公式，并用实验的方式得到了抽油杆的使用寿命可达1000万次而不至于发生断裂破损的结论。此结论一直被采油工作者广泛采纳。如以抽油杆的冲程与冲次进行寿命估算，冲次为10次的抽油机，抽油杆仅有23个月的工作日，这一结论显然与现场生产实际不符。如在辽河油田一些稠油深井中，一些抽油杆的使用寿命低于此极限值；在四川油田，由于腐蚀严重，使用寿命往往也低于此极限值；在玉门及大庆油田，由于工况条件较好，抽油杆的使用寿命又高于107次。特别是一些油田开展旧抽油杆检测与修复工作以来，一些有缺陷的杆被分等使用，旧杆得以重新抛丸强化，使得杆柱的断脱率明显下降，杆的使用寿命得以显著延长。
事实上，近些年来由于抽油杆在选材、制造工艺方面的创新与改进，以及在科学管理与合理使用等方面的完善与进步，使得其使用寿命得以显著延长。所以，采用10次作为抽油杆的使用寿命是有其局限性的。它只是指在无腐蚀环境及一定应力比，并在应力值等于最大许用应力的条件与范围内，抽油杆的疲劳寿命值可取107次。
2. 米勒(Miner)与麦考-斯得克(Marco-Starkey)提出的抽油杆累积损伤理论及其剩余寿命计算公式他们认为，未经使用过的新杆与经一定交变载荷工作一定时间后的旧杆，两者的差别是内部累积损伤程度有所不同，因此其剩余寿命也随之不同。
传统的Miner 线性累积损伤理论认为损伤率D 与循环应力工作频(次)率N n /成线性比，即
∑==K
i N n D 1i i )/( （1-1）
故剩余寿命
∑=-=-=K
i N n D R 1i i )/(11 （1-2）
但Marco-Starkey 理论(1945)却认为不然，他认为如果321δδδ??，则当作用同一N n /时，大应力1δ造成的损伤将会大于较小应力2δ或3δ造成的损伤。
当杆的应力时间历程不为等幅波时，损伤的累积问题更为复杂。Corten-Dolan 累积损伤理论(1956)认为：不同应力幅(??????、、、i 21δδδ)各自所作用的频(次)率i i /N n 造成的损伤率i D ，不成线性比例累积。
Corten-Dolan 寿命估算公式为：
∑==K i d S S a N N 1
l i i i )(寿 （1-3） 式中 i a 可以为八级载荷谱（8=K ）中任一级应力幅的频（次）率，∑==
K i n
n a 1i
i i ，l S 为最大应力级（1=i ）的幅值，l N 为N S -曲线上与l S 相应的疲劳指数，指数d 为N S -斜线的斜率的倒数（实际使用时以d d 85.0'=代替之）。
3. 一种新的抽油杆疲劳强度的可靠度计算摸型
该计算模型提出了常规疲劳设计方法；分析了抽油杆承受的随机工作应力并给出了处理方法；提出了抽油杆疲劳极限分布的确定方法；在已知抽油杆应力、一定应力比的疲劳强度分布的前提下，得出了抽油杆在任意应力比下的当量疲劳强度分布，并利用应力—强度干涉模型提出了抽油杆疲劳强度的可靠度计算方法。
因为抽油杆的失效形式主要是疲劳破坏，目前抽油杆强度校核的方法大致分两类：一类是前苏联的方法，常用公式有奥金格公式、克鲁曼公式和玛尔卡维茨公式，其中当量应力d δ表达式的参数选择并不完全合理，许用值[d δ]依靠经验而确定，都属于常规疲劳强度设计的范畴。
另一类是API 推荐的公式
)5625.025.0(][m in b m ax σσσ+=k （1-4）
其中：max σ为最大应力，[max σ]为最大应力许用值，min σ为最小应力，k 为腐蚀系数，b σ为抗拉强度，该公式只有静强度指标而无疲劳性能指标。在上面分析认识基础上，并结合现代疲劳强度理论可建立新的计算模型。现提出的新理论认为，抽油杆疲劳强度的可靠度计算取决于三个因素，即工作应力的分布、一定应力比下疲劳极限的分布和任意应力比下当量疲劳强度的模型。
计算模型共推导出19项计算公式，并由上述公式即可计算出抽油杆柱悬点处抽油杆疲劳强度的可靠度。
1.2研究的意义
目前在多种采油方式中，机械采油最为重要，尤其是有杆泵。对有杆泵来说，抽油杆柱作为地面抽油机和井下抽油泵的连接设备，在三抽设备中既是一个重要的部位，也是一个薄弱环节。随着油田开采年限延长，下泵深度的加大，抽油杆的工作状况将成为影响油田生产的主要因素。抽油杆的寿命直接影响着油田原油的产量和油井的维护费用。所以抽油杆的寿命对油田起着至关重要的作用。在实际的生产过程中影响抽油杆寿命的因素是多方面的。如长期疲劳工作，杆体本身质量油问题，加之工作环境差、长时间浸泡在含油腐蚀介质的液体中，设计杆柱组合不匹配以及人为因素等。
1.3研究的内容
本文研究抽油杆的使用寿命，分析载荷对抽油杆寿命的影响为油管承受交变的液柱载荷发生弯曲。油管在每个冲程中，要承受液柱压力作用在柱塞上的载荷，下冲程时液柱载荷通过固定阀尔转换到油管，油管伸长；上冲程时，液柱载荷转换到抽油杆上，液柱载荷突然消失，油管收缩并因为弯曲效应而弯曲，造成杆管之间的偏磨，这过程中既有抽油杆的脱扣又有抽油杆断裂的情况的发生。并应用Delphi语言编写抽油杆使用寿命的计算软件。
抽油杆使用寿命计算软件是一个主要应用于现场的系统软件，它可对现场测得的数据进行快速的处理，运用理论与经验公式绘制出油井温度分布曲线和粘温关系曲线，并给出一套完整的设计方案。
该系统根据现场实测的基础数据，在产液量一定时，对设计井进行系统选择设计以下主要内容
（1）确定出该井的井温分布；
（2）确定出原油粘温关系表达式；
（3）计算出悬点的最大和最小载荷；
（4）抽油杆寿命的计算。
第2章抽油杆疲劳裂纹扩展模型
抽油杆的失效分析表明，凡乎所有抽油杆的正常断裂都与疲劳有关，原油有不同程度的腐蚀性，所以抽油杆的正常失效属于程度不同的腐蚀疲劳破坏。
疲劳失效的过程主要分为裂纹萌生、裂纹扩展和断裂三个阶段。在裂纹萌生阶段，裂纹往往发生在工件的缺陷处，例如在刀痕，轧制、锻造的表面缺陷或材料内部的夹杂处形成。在弱腐蚀条件下，又可能伴随有蚀坑的形成、扩展和裂纹的形成等过程。在裂纹扩展期，已形成的可扩展裂纹在交变应力和腐蚀介质的作用下向前扩展，直到剩余的有效断面不再能承受外加应力时，便产生断裂。各种研究表明，无论在有无腐蚀介质条件下，裂纹萌生阶段都占整个疲劳寿命的主要部分，而疲劳扩展期的寿命只占总寿命的一小部分。但是，对那些强度不太高，又有足够塑性的材料，特别是在使用应力较低时，即使在裂纹扩展期仍可支撑相当长一段时间，还有利用价值。因此，有人提出能否利用抽油杆裂纹扩展期寿命的问题。根据这一要求，测定了四种抽油杆用钢在空气中和3.5%NaCl水溶液中的裂纹扩展速率，用Paris公式n
/?
k
(
=计算了当抽油杆存在各种尺寸可扩展
c
dN
da)
裂纹时的剩余寿命，以寻求利用裂纹扩展期剩余寿命的可能性。同时，从抽油杆用钢裂纹扩展期裂纹扩展的规律，探讨提高抽油杆使用寿命的途径。
2.1试验方法和结果
试验用钢的热处理和常规力学性能见表2-1。
表2-1 实验用钢的常规力学性能Array
腐蚀介质中裂纹扩展速率的测定采用10x30x160mm板状试样，在试样中部的
侧面上，用线切割开一条宽0.14mm，长3mm的狭缝，在Amsler高频疲劳试验机上，用三点弯曲的方式预制裂纹。然后，用单边缺口载方式在Instron1341电液伺服疲劳试验机上，用恒载法测定裂纹扩展速率。正弦波加载，频率为20Hz，应力比R=0.1。把试样的工作部分浸人装有3.5%NaCl水溶液的有机玻璃小盒内，为保证介质化学成分的稳定，在整个试验期间，盒内介质始终以20ml/min的速度与大桶内的介质循环交换。试验温度18土2℃，裂纹长度用移动式工具显微镜隔着有机玻璃测量，测量误差不大于0.005mm。
大气介质中裂纹扩展速率的测定，采用与腐蚀介质相同的试样，只是在Amsler 高频疲劳试验机上以三点弯曲加载方式进行测量，加载频率约为60Hz，应力比
1.0
R。三点弯曲试样的应力强度因子k的表达式为
=
Bw
Y
PS
=
a
k?
?（2-1）
)
[23w
(
/
)]
/(
其中
2/1)
2/5
2/3
2/9
2/7
a
a
w
w
a
a
w
w
(w
+
-
=
/
-
Y+
w
a
a
/
(6.
37
)
)
38
/
(7.
/
)
(3.
/
(9.2
(6.4
)
21
)
/
式中P——为载荷；
a——为裂纹长度；
B——为试样厚度；
w——为试样宽度；
S——为跨距。
单边缺口拉伸试样的应力强度因子k的表达式为
P
a
k?
=
?（2-2）
B
?
w
(
/
)
)]
/(
Y
a
[w
其中
2)
3
4
a
w
a
w
(w
.1
)
/
a
w
+
-
=
-
Y+
a
w
a
99
18
)
/
(
53
.0
/
(
85
48
.
/
(
41
)
(7.
38
.
)
/
试验时，测出裂纹长度a与运转周次N之间的关系，用7点多项式回归，得出裂纹扩展速率dN
da/与应力强度因子幅k
?的关系，再按照Paris公式da?
=求出各种材料在空气中和3.5% NaCl水溶液中的c值和n值。
dN
/k
)
(
c
（续表2-2）
2.2 裂纹扩展期剩余寿命的计算
1. 计算公式
由Paris 公式，可以求出裂纹由1a 扩展到2a 时的运转周次N 。
??=2
1)
(a a n k c da N （2-3） 根据对抽油杆各特征部位应力强度因子k 的三维有限元分析，式中的 a M k I πσ?=?，则裂纹由1a 扩展到2a 的运转周次N 可由下式求得
2
2][)(1
)22(2)22(1--?=----n a a M c N n n n I πσ （2-4） 式中的I M 是随裂纹长度由a 而改变的系数，可从文献中的有关图表中查到。对于裂纹由1a 扩展到2a 时的I M ，可取2/)(21a a +处的I M 近似值。
2. 初始裂纹深度和计算区间的划分
我们曾用材料疲劳门坎值的方法对抽油杆各特征部位允许存在的不扩展裂纹深度进行过计算，结果表明，当使用应力在材料的疲劳极限附近（=1.0σ372.6MPa ）时，对在杆身上允许存在0.13～0.27mm 深的裂纹，在杆头锻方位置上允许存在0.60～1.02mm 裂纹，而国标及API 标准规定:在抽油杆杆身上允许存在0. l0mm 裂纹，杆头锻方处允许存在0.50mm 裂纹。因为杆身部位是现行抽油杆的危险截面，所以只计算了当杆身上存在0. l0mm 裂纹时，由0.10mm 扩展到6mm 时的寿命，并以此作为分析D 级抽油杆剩余寿命的基础。计算区间的划分是把0.10～0.50mm 作为第一计算区间，对深度大于0.50mm 。的裂纹，每隔0.50mm 作为一个计算区间进行一次计算，直到裂纹深度达到6mm 为止。对于大于6mm 以上的裂纹，其剩余寿命忽略不计。
3. 计算结果
D 级抽油杆的设计应力为117.6MPa ，随着油田的开发，有的深井和重载荷井的使用应力已达196MPa ，而在文献中计算抽油杆表面允许裂纹深度使用的名义应力为372.6MPa 。因此，我们分别计算了使用应力为117.6、196.0和372.6MPa ，据文献中裂纹长短轴比2.1/=a c 时，裂纹由0.10mm 扩展到6mm ，每隔0.50mm 的各区间裂纹的扩展寿命计算结果见图2-1，2-2。每个小图的右边标出了在该条件下
裂纹由0.l0mm扩展到6mm的总寿命。由于除35Mn2钢的各区间的裂纹扩展寿命和总寿命都较高外，其余三种钢的结果都差不多，故由图2-1，2-2分别标出了20CrMo和35Mn2两种钢的结果
图2-1 20CrMo钢裂纹扩展到不同深度区间度过的寿命和总寿命
图2-2 35Mn2钢裂纹扩展到不同深度区间度过的寿命和总寿命
2.3结果分析
1. 裂纹扩展期寿命利用的可能性
由图2-1、2-2看出，除35Mn2调质外，20CrMo钢在较低使用应力（117.6MPa）
下总寿命可以达到7
10运转周次相当10数量级，按抽油杆每分钟提升10次计算，7
于两年多的时间。在使用应力为372. 6MPa时，总寿命只有6
10数量级。这只相当于两个多月的使用时间。如果把各使用应力下实际允许存在的裂纹尺度作为扩展期寿命的起点来计算，那么所有条件下裂纹扩展期的寿命都不到7
10周次，见表2-3。抽油杆是按无限寿命设计的，一个下井周期要求工作3～5年，总的运转周次大于7
10，而在使用中经常因检泵等原因将抽油杆提升到地面，但在检泵等操作中，从不对在用的旧抽油杆进行探伤，最多也就是将有明显缺陷（肉眼可见的大尺寸裂纹）的抽油杆换掉。因此，我们认为，在抽油杆上存在可扩展裂纹时，仍可工作两个月甚至两年多，但我们却不推荐有意识地将裂纹扩展期的寿命利用起来的做法。
）
表2-3 允许裂纹及其扩展寿命（
2. 铬钼钢与碳钢型抽油杆的耐蚀性比较
由图2-1、2-2知，不管什么钢种，也不管在什么裂纹长度区间，抽油杆在空气中的裂纹扩展期的寿命都高于同条件下腐蚀介质（3.5 % NaCl水溶液）中的寿命。但应注意到在裂纹较短和裂纹较长时，被测试铬钼钢20CrMo和35CrMto，与碳钢型的35Mn2、45号钢在空气中和腐蚀介质中每个扩展区间寿命的差距，可以发现，在裂纹扩展初期裂纹较短，裂纹尖端的应力强度因子幅k
?相应也较小，铬钼钢在腐蚀介质下的扩展寿命与大气介质下的差距，比碳钢型的要小得多（图2-1、2-2中表示寿命的纵坐标是对数坐标）。而在裂纹扩展后期裂纹长度较长，相应的裂尖应力强度因子幅k
?也较大，则导致的结果正好相反。铬钼钢在腐蚀介质下的裂纹扩展寿命与大气介质下的相比，差距反而比碳钢型的要大。众所周知，铬钼σ850MPa时具有一定的氢脆敏感性，这里不研究是否由此原因导致上述结钢在?
b
果，也不探讨铬钼钢和碳钢抵抗裂纹扩展能力的机理。但是，此现象告诉人们:铬铝钢在裂纹尖端应力强度因子幅k
?较低时，具有较强的抵抗腐蚀疲劳裂纹扩展的能力，随着k
?区甚至不如碳钢。
?的上升，这种能力降低，在高k
3. 从各裂纹扩展区间的裂纹扩展期寿命谈提高抽油杆使用寿命的途径
图2-1、2-2中各裂纹扩展区间寿命的统计表明，裂纹由0.10mm扩展到0.50mm 时的寿命占总寿命的60%～90%，而由0.10mm扩展到1mm时，占总寿命的70%～95%，这说明裂纹扩展期的寿命主要是在裂纹很短的区内度过的。因此，要提高抽油杆在裂纹扩展期的寿命，主要应在表面强化上下工夫，使抽油杆表面具有很低的裂纹扩展速率或者在抽油杆表面制造一个残余压应力场（采用喷丸强化或表面感应加热淬火），使裂纹尖端的应力强度因子幅k
?下降，从而阻止裂纹的扩展，这与由门坎值计算抽油杆表面允许裂纹尺寸所得出的结论是一致的。喷丸强化可以在抽油杆表面下0. 30～0.50mm范围内形成一个残余压应力层，它能有效地防止裂纹的生成和扩展。我国各大抽油杆生产厂在完成抽油杆最后一道涂漆工序之前，都对其进行喷丸处理，可惜的是，各厂家都不重视喷丸强化的效果，只把喷丸当作涂漆前的除锈手段。我们曾对某厂生产的成品D级抽油杆进行喷丸再强化处理，结果使D级杆杆身的疲劳极限由原来的430MPa提高到560MPa。显然，实施表面强化是提高抽油杆使用寿命和承载能力的有效途径。
第3章 载荷对抽油杆寿命的影响
3.1 影响抽油杆寿命的因素分析
1. 抽油杆下井使用时间长，达到或超过了其最大使用极限710（抽油杆循环次数），造成抽油杆本体因疲劳断，按照这一使用极限，冲次分别为1min 8~4-的抽油杆使用年限见表3-1（每口抽油井年运行天数按350天计算）。
表3-1 不同冲次下抽油杆使用年限
2. 由于综合含水的上升，油井腐蚀越来越严重。根据油水换相原理，当油井含水大于74.02%时，产出液由油包水型变为水包油型，管杆表面由油润湿为水润湿，失去了原油的保护作用，加快了管杆之间腐蚀的速度。
3. 由于井斜等原因引起杆管偏磨。井的平均倾斜率为3.75度，偏磨均发生在600m ～800m 以下，由于地层蠕变，加之多年的强注强采造成套管变形，使井段出现弯曲，由于套变和井斜，使井下油管产生弯曲。
4. 抽油机工作参数不合理造成抽油杆断，主要表现在冲次偏大时由液柱引起的惯性负荷较大，增加了悬点最大载荷。另外，由于杆柱下部受活塞下行阻力和其它摩擦力的影响，往往会造成杆柱在油管内的弯曲，当弯曲应力达到一定的程度会造成杆体断折，由于杆柱的弯曲还会在某一部位产生卸扣方向的扭矩，最终造成在该部位脱扣。
5. 抽油杆柱组合不合理。每年抽油杆断发生部位70%发生在抽油杆下部的φ22mm 和φ19mm 抽油杆柱。由于抽油杆在传送动力的过程中，在抽油杆内部产生了m in P 到max P 的不对称循环应力因此在交变载荷作用下，抽油杆由于疲劳发生断裂，特别是最大工作负载相对较小的φ22mm 和φ19mm 抽油杆柱。
6. 井况的影响。目前油田存在不同程度的出砂、稠油、结蜡、结垢、结盐现象。一是易造成卡泵，当强行开抽时造成杆被强行拉断；二是造成因增加抽油杆负荷引起杆断等问题造成躺井增加。
7. 其它原因，如新抽油杆质量不过关，施工质量达不到要求及原油物性差均影响抽油杆的使用寿命。
3.2 载荷对抽油杆的影响及悬点载荷的计算
载荷对抽油杆的影响主要表现在冲次偏大时由液柱引起的惯性负荷较大，增加了悬点最大载荷。另外，由于杆柱下部受活塞下行阻力和其它摩擦力的影响，往往会造成杆柱在油管内的弯曲，当弯曲应力达到一定的程度会造成杆体断折，由于杆柱的弯曲还会在某一部位产生卸扣方向的扭矩，最终造成在该部位脱扣。油管承受交变的液柱载荷发生弯曲。油管在每个冲程中，要承受液柱压力作用在柱塞上的载荷，下冲程时液柱载荷通过固定阀尔转换到油管，油管伸长；上冲程时，液柱载荷转换到抽油杆上，液柱载荷突然消失，油管收缩并因为弯曲效应而弯曲，造成杆管之间的偏磨，这过程中既有抽油杆的脱扣又有抽油杆断裂的情况的发生。抽油机在工作时悬点所承受的载荷，是进行抽油设备选择及工作状况分析的重要依据。因此，在进行抽油设备选择之前，必须掌握抽油机悬点载荷的计算方法。
一 悬点承受的载荷
抽油机在正常工作时，悬点所承受的载荷根据其性质可分为静载荷、动载荷以及其它载荷。静载荷通常是指抽油杆柱和液柱所受的重力以及液柱对抽油杆柱的浮力所产生的悬点载荷；动载荷是指由于抽油杆柱运动时的振动、惯性以及摩擦所产生的悬点载荷；其它载荷主要有沉没压力以及井口回压在悬点上形成的载荷。
1. 抽油杆柱的重力产生的悬点静载荷
抽油杆柱所受的重力在上、下冲程中始终作用在悬点上，其方向向下，故增加悬点载荷。上冲程中抽油杆柱的重力作用在悬点的载荷为
l gA W r s r ρ= （3-1）
式中 r W ——抽油杆柱的重力，N ；
s ρ——抽油杆（钢）密度，s ρ=78503m kg ；
g ——重力加速度，取9.8072s m ；
r A ——抽油杆截面面积，2m ；
L ——抽油杆柱长度，m 。
下冲程中抽油杆柱受液体的浮力，作用在悬点的载荷为
L gA W r l s rl )(ρρ-= （3-2）
式中 rl W ——抽油杆柱在液体中的重力，N ；
l ρ——抽汲液的密度，3m kg 。
2. 液柱的重力产生的悬点载荷
在上冲程中，液柱的重力经抽油杆柱作用于悬点，其方向向下，使悬点载荷增加，其值为
L A A g W )(r p l l -=ρ （3-3）
式中 l W ——上冲程中由液柱的重力产生的悬点载荷，N ；
p A ——活塞截面积，2m 。
在下冲程中，液柱的重力作用于油管上，因而对悬点载荷没有影响。
3. 振动载荷与惯性载荷
抽油机从上冲程开始到液柱载荷加载完毕，这一过程称之为初变形期。初变形期之后，抽油杆才带动活塞随悬点一起运动。抽油杆柱本身是一个弹性体，在周期性交变力的作用下做周期性变速运动，因而将引起抽油杆柱做周期性的弹性振动。这种振动还将产生振动冲击力，这个力作用于悬点上便形成振动载荷。同时，变速运动将产生惯性力，作用于悬点上便形成惯性载荷。
据资料和实践表明，液柱载荷一般都不会在活塞上（即抽油杆下端）产生明显的振动载荷，因此，在下面的讨论中忽略了液柱的振动载荷。
（1） 抽油杆柱的振动引起的悬点载荷
在初变形期末激发起的抽油杆柱的纵向振动，可用一端固定、一端自由的细长杆的自由纵振动微分方程来描述
x
u a t u ??=??2222 （3-4） 式中 u ——抽油杆柱任一截面的弹性位移，m ；
x ——自悬点到抽油杆柱任意截面的距离，m ；
a ——弹性波在抽油杆柱中的传播速度，等于抽油杆中的声速，s m ； t ——从初变形期末算起的时间，s 。
假定悬点载荷在初变形期的变化接近于静变形，沿杆柱的速度按直线规律分布，则微分方程的初始条件和边界条件分别为
初始条件 0==o t u ； L
x v
t u o t -=??= （3-5） 边界条件 00==x u ； 0==??L x x
u （3-6） 式中 v ——初变形期末抽油杆柱下端（活塞）相对于悬点的运动速度。
根据分离变量法，在以上初始条件和边界条件下，方程组的解为
x L n t n n v t x u n n o πωπω212sin )12sin()12()1(8),(0032+++--=∑∞
= （3-7） 式中 0ω——抽油杆柱自由振动的固有频率，0ω=L
a 2π。 抽油杆柱的自由纵振动在悬点处产生的振动载荷v F 为
t n n a v EA x u EA F n n
x 0022r 0
r v )12sin()12()1(8ωπ++-=??-=∑∞== （3-8） 式中 E ——抽油杆材料的弹性模量。
由式（3-8）可看出，悬点的振动载荷是t o ω的周期性函数，其周期为2π。初变形期末激发的抽油杆柱的自由纵振动，在悬点处产生振动载荷的振幅，即最大振动载荷为
v a EA F r =
vmax （3-9） 最大振动载荷发生在ωω21
0=t ，π25…处。但实际上由于存在阻尼，振动将会
随时间逐渐衰减，故最大振动载荷发生在ωω210=t 处，出现最大振动载荷的时间则为
a
L t ==0m 2ωπ （3-10） （2） 抽油杆柱与液柱的惯性产生的悬点载荷
驴头带动抽油杆柱和液柱做变速运动时存在加速度，因而将产生惯性力。如果忽略抽油杆柱和液柱的弹性影响，则可以认为抽油杆柱和液柱各点和悬点的运动规律完全一致。抽油杆柱与液柱的惯性力的大小与其质量和加速度的乘积成正比，方向则与加速度方向相反。
由前面分析知道，悬点在接近上、下死点时加速度最大，因此，惯性载荷也在接近上、下死点时达到最大值。并且，惯性载荷在上死点附近方向向上，减小悬点载荷；在下死点附近方向向下，增加悬点载荷。
如果采用曲柄滑块机构模型来计算加速度，抽油杆柱和液柱在上、下冲程中产生的最大惯性载荷值分别为
)1(1790
)1(22
r 2r i r u λλω+=+=sn W s g W F （3-11） ελλω)1(1790
)1(22
r 2l lu +=+=sn W s g W F i （3-12）
)1(1790
)1(22
r 2r i r d λλω-=-=sn W s g W F （3-13） 式中 ru i F ，lu i F ——抽油杆柱和液柱在上冲程中产生的最大惯性载荷，N ； rd i F ——抽油杆柱在下冲程中产生的最大惯性载荷，N ；
ε——油管过流断面扩大引起液柱加速度降低的系数，可由下式计算
r A i r
p --=
t A A A ε
式中 ti A ——油管的过流断面面积。 实际上，由于抽油杆柱和液柱的弹性，抽油杆柱和液柱各点的运动与悬点的运动并非一致，因此，上述按悬点最大加速度计算的惯性载荷将大于实际值。下面讨论考虑抽油杆柱的弹性时，抽油杆柱产生的惯性载荷。
初变形期末抽油杆柱随悬点做变速运动，必然会由于强迫运动而在抽油杆柱内产生附加的惯性载荷。惯性载荷的大小取决于抽油杆柱的质量、悬点加速度及其在杆柱上的分布。为了讨论问题方便，将悬点运动近似地看做简谐运动。这时，悬点运动的加速度为
t s a '=ωωcos 2
2A （3-14） 式中 A a ——悬点加速度；
t '——从悬点下死点算起的上冲程时间。
抽油杆柱上距悬点x 处的加速度x a 为
)c o s (22x a
x t s a -'=ω （3-15） 在x 处单元体上的惯性力ir dF 为单元体的质量g dx q r 与加速度x a 的乘积，即
dx a
x t s g q dF )cos(22r ir -'=ω （3-16） 对式（3-16）求积分，可得任一时刻作用在整个抽油杆柱上的总惯性力ir F 为
dx a
x t g s q F L
)cos(202r ir -'=?ω （3-17） 考虑到弹性波在抽油杆中的传播速度ρE a =，则式（3－17）的解为
)](sin [sin 2r ir a
l t t s a EA F -'-'=ωωω （3-18） 由式（3-18）看出：抽油杆柱的惯性力并不正比于加速度的瞬时值，而是正比
于在时间
a
L 期间内悬点速度的增量。当a L t 22ωπω+<'时，抽油杆柱的惯性力随t '而减小；当a L t 22ωπω+='时，抽油杆柱的惯性力等于零；当a
L t 22ωπω+>'时，惯性力将改变方向，并且随t '而增大。 4. 摩擦载荷
原油越稠，原油粘度随井温变化就越敏感。因此，井温分布对抽油井系统选择设计是十分重要的。
根据热传导，可建立井筒的能量方程为：
)(e x p 1'0111
mL t L W K K q Wm -+?????
???? ??--+=θ （3-19） 式中 θ——油管中L 位置处原油的温度，℃；
K 1——总传热系数，W/（ m ·℃）；
1q ——内热源，W/m ；
W ——水当量，W/ ℃
'0t ——井底原油温度，℃；
m ——地层温度梯度，℃/m 。
对于常规采油来说，由于没有内热源，故可取q1=0。
水当量W 可如下计算：
w w C M C M W +=00 （3-20） 式中 M o ——原油质量流量，kg/s ；
C o ——原油比热，W/（g ·℃）；
M w ——地层水质量流量，kg/s ；
C w ——地层水的比热，W/（g ·℃）；
g ——重力加速度，m/s 。
将已知数据代入能量方程，可计算出任意深度所对应的油井温度，由此温度便可以计算出处于该深度处原油的粘度，从而可以进一步计算摩擦载荷、选择抽油设备。
抽油机在工作时，作用在悬点上的摩擦载荷由以下五部分组成。
（1） 抽油杆柱与油管的摩擦力
该摩擦力rt F 在上、下冲程中都存在，其大小在直井内通常不超过抽油杆重量的1.5％。
（2） 柱塞与衬套之间的摩擦力
该摩擦力pb F 在上、下冲程中都存在，一般泵径不超过70 mm 时，其值小于
1717N 。
（3） 抽油杆柱与液柱之间的摩擦力
抽油杆柱与液柱之间的摩擦发生在下冲程，其摩擦力的方向向上，是稠油井内抽油杆柱下行遇阻的主要原因。阻力的大小随抽油杆柱的下行速度而变化，其最大值可近似确定为
m a x 2221rl ])
1(ln )1(1[2v m m m m L F --+-=πμ （3-21） 式中 rl F ——抽油杆柱与液柱之间的摩擦力，N ；
1μ——井内液体的动力粘度，S Pa ?；
m ——油管内径与抽油杆直径之比，r ti d d m =；
ti d ——油管内径，m ；
r d ——抽油杆直径，m ；
x v ma ——抽油杆柱最大下行速度，s m 。
x v ma 可按悬点最大运动速度来计算，当把悬点简化成简谐运动时可得
60
2m ax sn s v πω== 由式（3－19）看出，决定rl F 的主要因素是井内液体的粘度及抽油杆柱的运动速度。因此，在抽汲高粘度液体时，往往采用低冲次、长冲程工作方式。
（4） 液柱与油管之间的摩擦力
液柱与油管之间的摩擦力发生在上冲程，其方向向下，故增大悬点载荷。资料表明，下冲程杆柱与液柱的摩擦力rl F 约为液柱与油管间摩擦力rl F 的1.3倍。因此，可根据rl F 来估算lt F
3
.1rl lt F F =
（3-22） （5） 液体通过游动阀的摩擦力
在高粘度大产量油井内，液体通过游动阀产生的阻力往往是造成抽油杆柱下部弯曲的主要原因，对悬点载荷也会造成不可忽略的影响。液流通过游动阀时产生的压头损失为
g v A A g v h 21212p 2v 2p 22121μμ== （3-23） 式中 l h ——液体通过游动阀的压头损失，m ；
l v ——液体通过阀时的流速，s m ；
g ——重力加速度，2s m ；
p v ——活塞运动速度，s m ；
p A ——活塞截面积，2m ；
v A ——阀孔截面积，2m ；
μ——阀流量系数，对于常用的标准型阀，其中 νl
v e v d R = 式中
v d ——阀孔径，m ；
ν——液体的运动粘度，s m 2。
如果把活塞运动看成简谐运动，则式（3-21）可写成
g sn A A h 2
2v 2
p 2l )(17291μ= （3-24） 由液流通过游动阀的压头损失而产生的活塞下行阻力为
22v 3
p 2l l p l lv )(7291sn A A h gA F μρρ== （3-25） 5. 其它载荷
除上述各种载荷以外，还有如沉没压力和管线回压产生的载荷等都会影响到悬点载荷。沉没压力的影响只发生在上冲程，它将减小悬点载荷。液流在地面管线中的流动阻力所造成的井口回压，将对悬点产生附加载荷，其性质与油管内液体的作用载荷相同，即上冲程中增加悬点载荷，下冲程中减小悬点载荷。因二者可以部分抵消，一般计算中常可忽略。
二 悬点的最大和最小载荷
抽油机在上、下冲程中悬点载荷的组成是不同的。最大载荷和最小载荷的计算式分别为
上冲程 s v u bu ilu iru l r m ax F F F F F F W W W -++++++= （3-26） 下冲程 v d bd ird rl m in F F F F W W ----= （3-27） 式中 m a x W ，min W ——悬点承受的最大和最小载荷，N ；
bu F ，bd F ——上、下冲程中井口回压造成的悬点载荷，N ；
u F ，d F ——上、下冲程中的最大摩擦载荷，N ；
v F ——振动载荷，N ；
s F ——上冲程中沉没压力产生的悬点载荷，N 。
在下泵深度及沉没度不是很大，井口回压及冲数不很高的稀油直井内，常可以忽略v F ，u F ，d F ，s F ，b F 及ilu F 。则，最大和最小载荷分别简化为
)1(1790
2
r l r i r u l r m a x λ+++=++=sn W W W F W W W （3-28） )1(1790
2r rl ird rl m in λ--=-=sn W W F W W （3-29） 令 rl r W W ='
L gA W p l l ρ='
则悬点所承受的最大和最小载荷公式可分别写成另一种形式
)1(17902r l r m ax l
r sn W W W W ++'+'= （3-30） )1(17902r r m i n l
r sn W W W --'= （3-31） 式中 r W '——抽油杆在液柱中重量，即抽油杆受的重力与液体对其浮力之差，N ； l W '——占据整个油管流通面积的液体重量，亦为上、下冲程静载荷差，N ； s ——光杆冲程，m ；
n ——冲次，1min -。
3.3 抽油杆使用寿命曲线
（1）疲劳试验 常规机械性能检验说明3种焊接工艺均满足要求。由于抽油杆在工作时承受交变载荷作用。为了检验空心抽油杆的抗疲劳性能，对其进行了疲劳试验。本次试验在MTS-810材料试验机上进行。共有16根短杆试件。试件包括焊缝、接头和接箍，试件总长度800mm 。加载水平分为三级，试验频率为16Hz ，最大试验应力分别取371、391和411MPa ，取应力比r=0.3。疲劳试验数据见表3-2
（2）参数估计 分布参数是根据样本的试验数据进行估计的，假设空心抽油杆在各级应力水平下的疲劳寿命按对数正态分布。首先把各级应力水平下的疲劳寿命i N ，取对数i X ，并依大小顺序排列，即
由 n 210N N N ≤???≤≤?
取 i 1lg N X =
得 n 21X ≤???≤≤<∞-X X
对数疲劳寿命的均值和标准差S 分别按式（3-32）和式（3-33）计算
对数平均命 ∧=-
==∑μn
i X n X 1i 1 （3-32）
滚动轴承润滑脂的消耗量及润滑制度
滚动轴承润滑脂的消耗量及润滑制度 ①滚动轴承润滑脂消耗量 一般灌注式润滑的球和滚子轴承装填润滑脂要注意： (1)装在水平轴上的一个或多个轴承要填满轴承里面和轴承之间的空隙 (如用多个轴承)，但外盖里的空隙只填全部空间的2?-; 3 4 (2)装在垂直轴上的轴承，要填满轴承里面，但上盖只填空间的一半，下 1 3 盖只填空间的-?3; 3 4 (3)在易污染的环境中，对低速和中速轴承，要把轴承和盖里的全部空间填满。 上述是一般装填润滑脂的参考数据。要注意的是装脂量太多，轴承运行容易发热，温升很高。所以轴承转速越高，则润滑脂装人量应适当减少。当滚动轴承转速在1500r/min以上时，装脂量占滚动轴承箱容积的30%?50% ;在转速小于 1500r/min的装脂量占滚动轴承箱容积的60%?70%。 由于润滑脂质量不断提高，既可延长加脂间隔周期又可以大大减少装入 量。高质量润滑脂填充人滚动轴承内、外座圈、滚动体滚道之间的空间，轴承盖以内的空间不再填装润滑脂，这种加填脂的方法称为”空毂润滑”。不少单位在汽车的车轮轴承内采用工业锂基脂，做空毂润滑试验，取得一定效果，并节约了大量润滑脂。但要注意采用”空毂润滑”时，要求机械安定性和胶体安定性好的高质量润滑脂。否则使用中容易流失，难以保证良好润滑。采用”空毂润滑”应先试验，取得效果和经验后再行普及或推广。高温及环境污染严重的滚动轴承不宜采用空毂润滑。
润滑脂填充量，通常可按下述一些公式计算，可大致估计求得。 不区别轴承类型，仅从轴承尺寸（外径和宽度）估算填充量的公式 Q=0.005DB 式中Q 填充量，g; D 轴承外径，mm B 轴 承宽度，mm 也有人利用下面公式估算 Q=0.01dB 式中Q—填充量，cm； D 轴承外径，mm B --- 轴承宽度，mm 可以看出利用内径计算的公式比较合理一些，因为只要给出轴承型号，就可知道轴承的内径，可以立即算出来。另外算出来的是体积，因为对于矿物油、硅油、氟油的润滑脂其密度是不一样的，所以利用轴承内径来计算填充量比较更切合实际一些。 轴承第二次加脂量的估计公式。 轴承运转一段时间之后，需要补加润滑脂，究竟加多少合适，德国KI iBEI 之公司给出了一个估算公式 Q=0.005dB 3 式中Q补加润滑脂的量，cm； d --- 轴承的内径,mm; B --- 轴承的宽度，mm
滚动轴承润滑脂的消耗量及 润滑制度 -标准化文件发布号：（9456-EUATWK-MWUB-WUNN-INNUL-DDQTY-KII
滚动轴承润滑脂的消耗量及润滑制度 ①滚动轴承润滑脂消耗量 一般灌注式润滑的球和滚子轴承装填润滑脂要注意： （1）装在水平轴上的一个或多个轴承要填满轴承里面和轴承之间的空隙 (如用多个轴承)，但外盖里的空隙只填全部空间的32～4 3； （2）装在垂直轴上的轴承，要填满轴承里面，但上盖只填空间的一半，下盖只填空间的31～4 3； （3）在易污染的环境中，对低速和中速轴承，要把轴承和盖里的全部空间填满。 上述是一般装填润滑脂的参考数据。要注意的是装脂量太多，轴承运行容易发热，温升很高。所以轴承转速越高，则润滑脂装人量应适当减少。当滚动轴承转速在1500r ／min 以上时，装脂量占滚动轴承箱容积的30％～50％；在转速小于1500r ／min 的装脂量占滚动轴承箱容积的60％～70％。 由于润滑脂质量不断提高，既可延长加脂间隔周期又可以大大减少装入量。高质量润滑脂填充人滚动轴承内、外座圈、滚动体滚道之间的空间，轴承盖以内的空间不再填装润滑脂，这种加填脂的方法称为”空毂润滑”。不少单位在汽车的车轮轴承内采用工业锂基脂，做空毂润滑试验，取得一定效果，并节约了大量润滑脂。但要注意采用”空毂润滑”时，要求机械安定性和胶体安定性好的高质量润滑脂。否则使用中容易流失，难以保证良好润滑。采用”空毂润滑”应先试验，取得效果和经验后再行普及或推广。高温及环境污染严重的滚动轴承不宜采用空毂润滑。 润滑脂填充量，通常可按下述一些公式计算，可大致估计求得。 不区别轴承类型，仅从轴承尺寸(外径和宽度)估算填充量的公式 Q = 式中 Q ——填充量，g ； D ——轴承外径，mm ； B ——轴承宽度，mm 。 也有人利用下面公式估算 Q = 式中 Q ——填充量，cm 3； D ——轴承外径，mm ； B ——轴承宽度，mm 。 可以看出利用内径计算的公式比较合理一些，因为只要给出轴承型号，就可知道轴承的内径，可以立即算出来。另外算出来的是体积，因为对于矿物油、硅油、氟油的润滑脂其密度是不一样的，所以利用轴承内径来计算填充量比较更切合实际一些。 轴承第二次加脂量的估计公式。 轴承运转一段时间之后，需要补加润滑脂，究竟加多少合适，德国KI üBEI 之公司给出了一个估算公式 Q =
记号的含义 螺旋弹簧的设计时候使用的记号如下表1所示。横弹性系数G的值如表2所示。表１.计算时使用的记号及单位 记号记号的含义单位 d 材料的直径mm D1 弹簧内径mm D2 弹簧外径mm D 弹簧平均径mm Nt 总圈数— Na 有效圈数— Hs 试验载荷下的高度mm Hf 自由高度mm c=D/d 弹簧指数— G 横弹性指数N/mm2 P 弹簧所受负荷N δ弹簧的弯曲mm k 弹簧定数N/mm τ0扭转应力N/mm2 τ扭转修正应力N/mm2
记号 记号的含义单位 κ应力修正系数—表2.横弹性系数：G（N/m㎡） 材料G的值 弹簧钢钢材 高碳素钢丝 高强钢丝 油回火钢丝 7.85×104 不锈钢 SUS304 SUS316 SUS631J1 6.85×104 6.85×104 7.35×104黄铜丝 3.9×104锌白铜丝 3.9×104磷青铜丝 4.2×104铍铜丝 4.4×104 螺旋弹簧的设计用基本计算公式 螺旋弹簧的负荷和弹簧定数?弯曲的关系具有线性特征弹簧的负荷和弯曲是成比例的。 从螺旋弹簧的尺寸求弹簧的定数 压缩螺旋弹簧的素線径因扭转而产生弯曲的弹簧定数K 螺旋弹簧的扭转应力
螺旋弹簧的扭转修正应力 螺旋弹簧试验载荷下高度（端面磨削的情况下） 螺旋弹簧两端的各厚度之和 不同材质螺旋弹簧在高温时的机械特性 表3. 不同温度下弹簧的横弹性定数（N/mm2） 材質環境100℃200℃300℃400℃500℃600℃SUP10 通常76500 74300 ————SUS304 耐蚀?高温68100 66200 ————SUS316 耐蚀?高温68100 66200 ————SKD4 高温77000 74700 71600 69000 ——INCONEL X750 耐蚀?高温77700 76600 74700 72800 70900 —INCONEL 718 耐蚀?高温74700 72400 70100 67800 65900 63600 C5191 耐蚀—————— 表4. 不同温度下弹簧的容许应力（N/mm2） 材質応力位置100℃200℃300℃400℃500℃600℃SUP10 τ ０490 410 ———— SUS304 τ ０0.7a 0.5a ————
弹簧弹力计算公式详解 压力弹簧、拉力弹簧、扭力弹簧是三种最为常见的弹簧，压力弹簧、拉力弹簧、扭力弹簧的弹力怎么计算，东莞市大朗广原弹簧制品厂为您详解，压力弹簧、拉力弹簧、扭力弹簧的弹力计算公式。 一、压力弹簧 ·压力弹簧的设计数据，除弹簧尺寸外，更需要计算出最大负荷及变位尺寸的负荷; ·弹簧常数：以k表示，当弹簧被压缩时，每增加1mm距离的负荷(kgf/mm); ·弹簧常数公式(单位：kgf/mm)： G=线材的钢性模数：琴钢丝G=8000 ;不锈钢丝G=7300 ，磷青铜线G=4500 ，黄铜线G=3500 d=线径 Do=OD=外径 Di=ID=内径 Dm=MD=中径=Do-d N=总圈数 Nc=有效圈数=N-2 弹簧常数计算范例: 线径=2.0mm , 外径=22mm , 总圈数=5.5圈,钢丝材质=琴钢丝 二、拉力弹簧 拉力弹簧的k值与压力弹簧的计算公式相同 ·拉力弹簧的初张力：初张力等于适足拉开互相紧贴的弹簧并圈所需的力，初张力在弹
簧卷制成形后发生。拉力弹簧在制作时，因钢丝材质、线径、弹簧指数、静电、润滑油脂、热处理、电镀等不同，使得每个拉力弹簧初始拉力产生不平均的现象。所以安装各规格的拉力弹簧时，应预拉至各并圈之间稍为分开一些间距所需的力称为初张力。 ·初张力=P-(k×F1)=最大负荷-(弹簧常数×拉伸长度) 三、扭力弹簧 ·弹簧常数：以k 表示,当弹簧被扭转时，每增加1°扭转角的负荷(kgf/mm). ·弹簧常数公式(单位：kgf/mm): E=线材之钢性模数：琴钢丝E=21000 ,不锈钢丝E=19400 ,磷青铜线E=11200 ,黄铜线E=11200 d=线径 Do=OD=外径 Di=ID=内径 Dm=MD=中径=Do-d N=总圈数 R=负荷作用的力臂 p=3.1416
电机的常见故障及处理 由于电机的种类繁多，结构和用途各异，因而电机出现的故障也是多种多样的。一般来讲，电机的故障与电机设计和制造的质量有关，与电机的使用条件，工作方式及使用维护因素等都有关。在正常情况下，电机的使用寿命可达15年以上；但若由于装配不良，使用不当或缺乏必要的日常维护，就容易发生故障而造成损坏，从而缩短电机的使用寿命。 轴承过热和产生异响的原因及处理 轴承是电机中较容易磨损的零件，也是负载较重的部分，因而轴承的故障也较多。随着轴承种类的不同，故障现象也有所不同，现分别加以叙述。 一．滚动轴承过热的原因及处理 1．滚动轴承安装不正确，配合公差太紧或太松滚动轴承的工作性能不仅取决于轴承本身的制造精度，还和与他配合的轴和孔的尺寸精度、形位公差和表面粗糙度、选用的配合以及安装正确与否有关。一般卧式电机中，装配良好的滚动轴承只承受径向应力，但如果轴承内圈与轴的配合过紧，或轴承外圈与端盖的配合过紧，即过盈大时，则装配后会使轴承间隙变得过小，有时甚至接近于零，这样，转动就不灵，运行中就会发热。如果轴承内圈与轴的配合过松，或轴承外圈与端盖配合过松，则轴承内圈与轴，或轴承外圈与端盖，就会发生相对转动，产生摩擦发热，造成轴承的过热。通常，标准中将作为基准零件的轴承内圈内径公差带移至零线以下，这对同一个轴的公差带与轴承内圈形成的配合，要比它与一般基准孔形成的配合要紧的多。 轴承外径的公差带与一般基准轴公差带的位置相同，也在零线下方，但轴承外圈平均外径的公差值也是特殊规定的。所以同一个孔的公差带与轴承外圈形成的配合，与一般圆柱体的基轴制配合也不完全相同。滚动轴承外圈与端盖的配合一般采用过渡配合。因为作用于滚动轴承外圈上的负荷是局部负荷，这种负荷仅被外圈滚道的下部区域所承受，故选用滚动轴承的配合时，应使配合面间存在不大的过盈或不大的间隙。这样，在电机运行时，受到冲击或振动的情况下，滚动轴承外圈可以产生间歇性的转动，从而避免轴承外圈的局部磨损，提高轴承寿命。同时，还可以保证电机转子温度升高时，轴伸长有可能。正确的配合公差见下表。 当滚动轴承的内圈与轴配合过紧，或滚动轴承的外圈与端盖配合过紧时，可采用新加工的方法使配合合适。当滚动轴承的内圈与轴配合过松，或滚动轴承的外圈与端盖配合过松时，可采用喷涂金属或镶套的方法来弥补。 2．润滑脂不合适、质量差、加得太多或太少润滑脂选得合适与否将影响到轴承能否正常工作。选用时，主要掌握电机轴承温度以及是否亲水两个条件。可根据电机安装地点是潮湿还是干燥，是清洁还是多尘，以及运行中轴承的最高工作温度等情况选用。必要时，夏、冬季使用的润滑脂也应有所区别，因为有的地方夏冬季的温度相差很大，必须使用不同的润滑脂。当使用钙基或钠基润滑脂时，每运行1000-1500小时要添加一次润滑脂，运行累计2500-3000小时后应更换。当使用二硫化钼时，添加和换油的时间可以延长。锂基润滑脂是一种具有耐高温（150℃）和低温（-60℃）、耐高速、耐负荷、耐水性能的润滑脂，当在冬季时，可选用1号锂基润滑脂，在夏季时可用2、3号锂基润滑脂。 如果润滑脂选得不合适或使用维护不当，润滑脂质量不好或已经变质，或混入了灰尘、杂质等都有可造成轴承发热。润滑脂加得过多或过少也会造成轴承发热，因为润滑脂过多时，轴承旋转部分和润滑之间会产生很大的摩擦；而润滑脂加得过少时，则可能出现干摩擦而发热。因此，必须调整润滑脂用量，使其约为轴承室空间体积的1/2-1/3。对不合适的或变了质的润滑脂应清洗干净，换上合适的和洁净的润滑脂。
改革开放30年来,我国润滑脂产量持续快速增长,2010年已超越美国、日本,成为世界第一的润滑脂生产大国。1985年，我国润滑脂产量还只有7.8万吨，2010年中国润滑脂产量达到33.6万吨。并每年以5%-6%的年增长率增加，其增长率比普通润滑油快一倍。而且润滑脂的产品结构也趋于合理，2009年我国润滑脂产量中，锂基润滑脂产量最高，达22.9万吨，占到了润滑脂总产量的71.1%;复合锂基润滑脂产量为4.38万吨，所占比重为13.61%;脲基润滑脂产量为1.23万吨，所占比重为 3.82%;近年来，我国润滑脂行业在大力改进和提高现有产品质量、性能的同时，积极推广应用高性能复合皂基脂和非皂基脂，尤其是复合锂基脂、聚脲基脂和生物降解润滑脂，这将是今后相当长时间内润滑脂市场发展的主要方向。不仅如此，润滑脂的生产规模集约化程度也显著提高。虽然国内润滑脂市场仍然是大、中、小企业并存，但是涌现出了一批生产规模为1万~7万吨/年大型润滑脂生产企业，构成了中国润滑脂工业的中坚力量。这些大型企业的产量占到全国润滑脂总量的60%以上。 但我国的润滑脂行业发展还有很多问题亟待解决，最为严重的问题是润滑脂产品质量过低。以润滑脂消费量与GDP总量之比来看，我国单位GDP润滑脂消耗量远远高于美国，日本等发达国家。造成这现象的最主要原因是：润滑脂产品质量标准过低。现行的润滑脂产品质量标准在制定时照顾了大多数企业的实际水平，而没有从技术的高标准出发。中国石油学会石油炼制分会润滑脂专业委员会主任朱廷彬指出，润滑脂产量大，同时也说明了我国低档产品较多，机械润滑效率低下。而市场上“超低价润滑脂”的出现也说明我国润滑脂技术标准管理存在不足。 其次，我国润滑脂产品的试验方法和质量标准中理化指标多，而性能指标少。比较中美两国的润滑脂试验方法标准，中国的理化试验项目比例为45%，美国为22%，中国的性能试验项目比例为55%，而美国高达78%。 另外，产业结构集约化程度还需提高。通过强强联合，企业兼并重组，逐步淘汰生产设备落后、产品质量低劣、生产规模较小的润滑脂厂，形成若干个具有较大生产经营规模，占有较大市场份额，具有较强技术开发能力的大型润滑脂生产企业，增强企业在国内外市场上的竞争力，改变我国润滑脂行业长期存在的生产厂多而小、散而乱、缺乏市场竞争力的状况。 不仅如此，在润滑脂的使用环节，也普遍存在如选脂不当、过度加脂和润滑脂污染/浪费等问题。比如，电动机在装配线上用普通钙基脂较多，这种脂的耐高温性、抗负荷性、剪切稳定性能均较差，生产单位也知道有质量较高的脂可选用，但因其成本高而放弃使用。 要解决这一制约行业发展的难题，必须要从润滑脂采购企业的观念入手。如很多润滑脂生产企业的主要客户是钢铁厂，后者所需的润滑脂产品以高端产品为主，但采购方在购买产品时问的第一个问题往往是：“你最低多少钱能卖?”只要价格高于对方的预期，一切免谈，而不考虑好的润滑脂给企业带来的后续成本效益。这个现象在行业中普遍存在，润滑脂客户太过于关注产品价格，忽略了优质润滑脂能为企业带来的价值。
压缩弹簧参数计算 G/(Kg/mm 许用剪切应力 [ τ]最大许用 線徑d 压力（mm) 中徑 D（mm) 有效圈數n 材质) （Mpa）Ps(Kg.f) 20 110 5 60Si2Mn 8000 740 2154.368 圆柱螺旋压缩与拉伸弹簧的设计 1圆柱弹簧的参数及几何尺寸 1、弹簧的主要尺寸（见右图） 如图所示，圆柱弹簧的主要尺寸有：弹簧丝直径d、弹簧圈外径 D、弹簧圈内径 D1，弹簧圈中径 D2，节距 t、螺旋升角 a、自由长度 H0等。 2、弹簧参数的计算 弹簧设计中，旋绕比（或称弹簧指数）C是最重要的参数之一。 C=D2/d ，弹簧指数愈小，其刚度愈大，弹簧愈硬，弹簧内外侧的应力相差愈大，材料利用率 低；反之弹簧愈软。常用弹簧指数的选取参见表。 弹簧丝直径 d （mm ）0.2 ～ 0.4 0.5 ～1 1.1 ～ 2.2 2.5～6 7～ 16 18～40 C 7～14 5～ 12 5～ 10 4 ～10 4 ～8 4 ～6 弹簧总圈数与其工作圈数间的关系为： 弹簧节距 t一般按下式取： （对压缩弹簧）； t=d （对拉伸弹簧）； 式中：λ max ---弹簧的最大变形量； --- 最大变形时相邻两弹簧丝间的最小距离，一般不小于0.1d 。 弹簧钢丝间距： δ=t-d； 弹簧的自由长度： H=n ·δ +(n0-0.5)d（两端并紧磨平）； H=n ·δ +(n0+1)d（两端并紧，但不磨 平）。弹簧螺旋升角： ，通常α取 5 ～90 。 弹簧丝材料的长度： （对压缩弹簧）；
（对拉伸弹簧）； 其中 l为钩环尺寸。2弹簧的强度计算 1、弹簧的受力（见右图） 图示的压缩弹簧，当弹簧受轴向压力，弯矩 M=FRsin α，切向力 Q=Fcos 螺旋角α的值不大（对于压缩弹簧为簧丝中起主要作用的外力将是扭矩 F时，在弹簧丝的任何横剖面上将作用着：扭矩T=FRcosαα和法向力 N=Fsinα（式中R为弹簧的平均半径）。由于弹簧 6～ 90 ） ,所以弯矩 M和法向力 N可以忽略不计。因此，在弹 T和切向力 Q。α的值较小时， cos α≈可1,取 T=FR 和 Q=F 。这 当拉伸弹簧受轴向拉力 F时，弹簧丝槽剖面上的受力情况和压缩弹簧相同，只是扭矩 Q均为相反的方向。所以上述两种弹簧的计算方法可以一并讲述。 T和切向力2、弹簧的强度 从受力分析可见，弹簧受到的应力主要为扭矩和横向力引起的剪应力，对于圆形弹簧丝 系数 Ks 可以理解为切向力作用时对扭应力的修正系数，进一步考虑到弹簧丝曲率的影响，可得 式中 K为曲度系数。它考虑了弹簧丝曲率和切向力对扭应力的影响。一定条件下钢丝直径 3、弹簧的刚度 圆柱弹簧受载后的轴向变形量 式中 n 为弹簧的有效圈数；G为弹簧的切变模量。 这样弹簧的圈数及刚度分别为
压力弹簧计算公式 压力弹簧 ·压力弹簧的设计数据，除弹簧尺寸外，更需要计算出最大负荷及变位尺寸的负荷； · 弹簧常数：以k表示，当弹簧被压缩时，每增加1mm距离的负荷(kgf/mm)； · 弹簧常数公式（单位：kgf/mm）： G=线材的钢性模数：琴钢丝G=8000 ；不锈钢丝G=7300 ，磷青铜线G=4500 ，黄铜线G=3500 d=线径 Do=OD=外径 Di=ID=内径 Dm=MD=中径=Do-d N=总圈数 Nc=有效圈数=N-2 弹簧常数计算范例:
线径=2.0mm , 外径=22mm , 总圈数=5.5圈 ,钢丝材质=琴钢丝 拉力弹簧 拉力弹簧的 k值与压力弹簧的计算公式相同 ·拉力弹簧的初张力：初张力等于适足拉开互相紧贴的弹簧并圈所需的力，初张力在弹簧卷制成形后发生。拉力弹簧在制作时，因钢丝材质、线径、弹簧指数、静电、润滑油脂、热处理、电镀等不同，使得每个拉力弹簧初始拉力产生不平均的现象。所以安装各规格的拉力弹簧时，应预拉至各并圈之间稍为分开一些间距所需的力称为初张力。 · 初张力=P-（k×F1）=最大负荷-（弹簧常数×拉伸长度） 扭力弹簧
·弹簧常数：以 k 表示,当弹簧被扭转时，每增加1°扭转角的负荷 (kgf/mm). ·弹簧常数公式（单位：kgf/mm）: E=线材之钢性模数：琴钢丝E=21000 ,不锈钢丝E=19400 ,磷青铜线E=11200 ,黄铜线E=11200 d=线径 Do=OD=外径 Di=ID=内径 Dm=MD=中径=Do-d N=总圈数 R=负荷作用的力臂 p=3.1416 大量自学内容可能对你会有帮助https://www.doczj.com/doc/b517022241.html,/study.asp?vip=3057729
胡克弹性定律指出，在弹性极限范围内，弹簧的弹性力f 与弹簧的长度x 成正比，即f =-kx，k 是一个物体的质量弹性系数，该系数由材料的性质决定，负号表示弹簧产生的弹性力与其延伸(或压缩)方向相反弹簧常数: 以k 表示，当弹簧被压缩时，载荷(kgf/mm)增加1mm 的距离，弹簧常数公式(单位: kgf/mm) : k = (g d4)/(8dm3 nc) g = 钢丝的刚度模量: 钢琴丝g = 8000; 不锈钢丝g = 7300; 磷青铜丝g = 4500;黄铜丝g = 3500d = 线径= 0d = 外径= id = 内径= md = 中径= do-dn = 转速总数弹簧常数的计算例子: 线径= 2.0 mm，外径= 22 mm，总匝数= 5。5圈，钢丝材料= 钢琴钢丝k = (gxd4)/(8xdm3xnc) = (8000x24)/(8x203x3.5) = 0.571 kg f/mmpull，张力弹簧的k 值与压力弹簧的k 值相同。 张力弹簧的初始张力: 初始张力等于拉开彼此接近的弹簧所需的力，并发生在弹簧轧制成型之后。在制作张力弹簧时，由于钢丝材质、线径、弹簧指数、静电现象、油脂、热处理、电镀等的不同，使得各张力弹簧的初始张力不均匀。因此，在安装各种规格的张力弹簧时，应该预张力到平行弯道之间一定距离的力称为初张力。 初始张力= p-(kxf1) = 最大载荷-(弹簧常数x 拉伸长度)扭转弹簧常数: 以k 表示，当弹簧扭转时，载荷(kgf/m)增加1个扭转角。弹簧常数(单位: kgf/mm) : k = (exd #)/(1167 xdmxpnxr) e = 钢丝的刚度模量: 钢琴线e = 21000，不锈钢线e = 19400，磷青铜线e =
润滑脂的生产流程
润滑脂调合车间岗位设置： 操作流程 4.1调配前准备 4.1.1原物料库存和存储状态确认, A、生产计划部计划员确认基础油、散装添加剂及桶装或袋装添加剂有足够的库存，下达“半成 品材料领用单（俗称调配单）”及“（日期及班次）润滑脂车间添加剂领用单”； B、润滑脂车间调合岗位一核算添加剂及基础油领用数量，并根据“（日期及班次）润滑脂车间 添加剂领用单”、车间《添加剂日报表》上日结存数量核算出本次领用数量，并将本次领料数量记录在“（日期及班次）润滑脂车间添加剂领用单（见附表记录１）”上。 1）袋装添加剂计算方法：当日需求数量减去在线库结存数量，除以原料包装规格（如1X25KG）折算成袋，每次领用的数量不能小于需求的数量，如果领取数量不足整袋的情 况，按整袋领取； 2）桶装添加剂计算方法：按照需求数量减去在线库结存数量，除以原料包装规格折算成桶数进行领取；如在线库账面结余数量与实际数量相符，且结余数量可以满足当日需求数 量，则不用领用，领取数量不足整桶的按整桶领取。 C、调合岗位一根据生产计划下达的“半成品材料领用单（俗称调配单）”用对讲机与油料库管 员（9频道）确认基础油和添加剂有足够的库存量来满足调配生产的需求；如果原材料不能满足生产时，调合岗位一需立即将信息反馈润滑脂班长，由润滑脂班长负责与生产计划部计划员沟通； D、如果基础油需要通过散装泵送方式领用，调合岗位二根据“半成品材料领用单（俗称调配单， 见附表记录２）”与仓储人员确认存放基础油的罐号，并将罐号记录在领用单左列空白区； 以方槽子、200L大桶形式领用的基础油需折算需领用的整桶数量。 4.1.2调配设备状态确认
润滑脂的选择标准 润滑脂的种类和牌号很多，应用场合也很广，要用好润滑脂，除了需要了解各种润滑脂的特性之外，还必须了解应用场合的工作条件（温度、负荷、转速、接触介质等等），润滑方式，换油周期等情况。只有使润滑脂的特性与应用场合相适应，才能充分利用润滑脂的使用性能，收到最好的使用效果。具体的说，应从以下几个方面来考虑问题。 （一）根据使用润滑脂的目的 选择润滑脂时，首先应明确使用润滑脂的目的。按润滑脂所起的主要作用，润滑脂大致可分为减摩、防护、密封三大类，因此需要根据润滑脂润滑的部位，确定润滑脂所起的作用以哪一个为主，据此来选用符合要求的润滑脂。 作为减摩用润滑脂，主要应考虑耐高低温的范围、耐转速的界限、负荷的大小等。 作为防护润滑脂，则应重点考虑接触的金属，接触的介质是水气，还是化学气体，在润滑脂的性能方面，应着重考虑对金属的防护性的指标，如抗氧化性、抗水性等方面性能。 作为密封润滑脂，则应首先考虑接触的密封件材料，是橡胶，是塑料，或者金属。尤其是用橡胶和塑料为密封元件时，一定搞清楚橡胶的牌号，根据润滑脂同橡胶的相容性来选择适宜的润滑脂。其次应考虑接触的介质，如水、醇类、油。然后应考虑是静密封还是动密封，若是静密封应选择粘稠一点的密封润滑脂，若是动密封，应选择基础油黏度不能太大的润滑脂。 （二）根据润滑部位的工作温度 润滑部位的工作温度是选择润滑脂的重要依据。使用润滑脂的典型部件是滚
动轴承，就有关轴承温度和润滑脂的寿命的关系来看，轴承温度每上升10-15℃，润滑脂的寿命约降低1/2.。一般来说，轴承外圈温度比内圈温度低15℃，在中低速（3000-5000r/min）工作的轴承温度与内部介质的温度近似。 考虑润滑脂耐温性能，不仅是看润滑脂的滴点的高低，而且还应考虑其基础油的类型、抗氧化性能、蒸发性能等。 以上说的是高温情况，润滑部位的工作温度有些情况下处于较低温度。一般来说，温度处于-30℃以下，必须使用合成油的润滑脂，特别是一些仪表用微型轴承，气动力矩小，选用润滑脂时要特别注意。合成油润滑脂的最低的极限温度是-80℃。 （三）根据润滑脂部位的负荷 矿石粉碎机、球磨机等机械的轴承受到较大的冲击负荷；大型电机的定子重量在成吨以上，所以轴承负荷时比较大的；齿轮的润滑条件是相当苛刻的，存在滚动摩擦和滑动摩擦，一般齿轮所传递的力都是比较大的；还是蜗轮蜗杆都是承受较大的负荷。在这些部位选用润滑脂必须考虑抗磨性和极压型。 （四）根据润滑部位的运动速度 润滑部件的运动速度对润滑脂的轴承寿命影响很大。因此在选用润滑脂时，一定要考虑润滑部位的运动速度。 对于滚动和圆柱滚子轴承，一般来说，内径在50mm以下时，当dn值＜300000时，可以采用润滑脂，dn值＞300000时应采用润滑油润滑。 （五）根据润滑部位的环境情况和所接触的介质 润滑部位所处的环境和所接触的介质对润滑脂的性能有极大影响。 （六）根据润滑脂的加注方法
常用的润滑脂有哪几种 俗称中油或黄油。稠厚的油脂状半固体。用于机械的摩擦部分，起润滑和密封作用。也用于金属表面，起填充空隙和防锈作用。主要由矿物油（或合成润滑油）和稠化剂调制而成。根据稠化剂可分为皂基脂和非皂基脂两类。皂基脂的稠化剂常用锂、钠、钙、铝、锌等金属皂，也用钾、钡、铅、锰等金属皂。非皂基脂的稠化剂用石墨、炭黑、石棉，根据用途可分为通用润滑脂和专用润滑脂两种，前者用于一般机械零件，后者用于拖拉机、铁道机车、船舶机械、石油钻井机械、阀门等。主要质量指标是滴点、针入度、灰分和水分等。用来评价润滑脂胶体稳定性的指标为分油试验、滚动轴承性能试验等。滚筒试验是测试滚压作用下稠度变化的试验方法。流动性试验是评价在低温下润滑脂可泵送性的试验方法。抗水淋性试验是评价润滑脂对水淋洗出的抵抗能力的试验方法。胶体安定性是润滑脂在贮存和使用中保持胶体稳定，液体矿油不从脂中析出的性能。机械安定性是表示润滑脂在机械工作条件下抵抗稠度变化的性能。滚珠轴承扭矩试验是评价润滑脂低温性能的一种试验方法。 润滑脂是将稠化剂分散于液体润滑剂中所组成的一种稳定的固体或半固体产品,其中可以加入旨在改善润滑脂某种特性的添加剂及填料。润滑脂在常温下可附着于垂直表面不流失,并能在敞开或密封不良的摩擦部位工作,具有其它润滑剂所不可替代的持点。因此,在汽车和工程机械上的许多部位都使用润滑脂作为润滑材料。 （一）润滑脂的分类： 润滑脂品种复杂,牌号繁多,分类工作十分重要。原先采用的按稠化剂进行分类的GB501一65巳不能适应润滑脂发展及使用的要求 巳于1988年4月l日宣布废止。GB7631.8一90规定了按使用要求对润滑脂进行分类的体系,这个分类体系等效地采用了ⅠSO的分类方法,巳代替了GB501一65。但目前生产销售与使用的润滑脂尚未完全纳入新的分类体系之中,因而,为了说明新旧分类体系的具体不同,有必要对新旧分类体系进行比较对照。 l.旧分类GB5bl一65 GB501一65是按稠化剂组成分类的,即分为皂基脂、烃基脂、无机脂与有机脂四类。 皂基按所含皂类不同又分为单一皂基,如钙基、钠基、锂基、铝基、钡基、铅基和其它基;混含皂基,如钙钠基、钙铝基、铅钡基、铝钡基;复合皂基,如复合钙基、复合铝基等若干小组。同组的各种润滑脂按用途或使用又分为工业、船用……等若干小组。 旧分类中润滑脂的命名按下列顺序进行： 牌号——尾注——组别或级别名称——类别 例:l号合成钙基润滑脂(代号为ZG一lH) 其中：1号--牌号(锥入度系列号) 合成--尾注(合成脂肪酸) 钙基--组别(稠化剂) 润滑脂--类别(润滑脂) 润滑脂的代号按以下排列顺序表示: 类号——组号——级号——牌号——尾注号 例:Z J——4 S(4号石墨烃基润滑脂) 其中：Z--类号(固定代号) J--组号(稠化剂为烃基) 4--牌号(锥入度系列号) S--尾注号(含有石墨填充料) 润滑脂按稠化剂组成分类,局限性较大,使用同一种稠化剂可以生产出许多种具有不同性能的润滑脂,即使是不同类型的稠化剂生产的润滑脂,其性/溢也往往难以准确区分。所以,以稠化剂组成分类,使用者会感到混淆不清,不依据使用经验及查找对应标准就难以选用。从分组、命名和代号中看不出润滑脂的使用条件,必须再查找这个代号的润滑脂标准。因此,给使用者正确选用带来困难,容易发生错用,造成润滑事故。 2.新分类GB7631.8一90 l)适用范围 这个分类标准适用于润滑各种设备、机械部件、车辆等所有种类的润滑脂,不适用于特殊用途的润滑脂。也就是说,只对起润滑作用的润滑脂适用,对起密封、防护等作用的专用脂均不适用。这个分类标准是按甲带?毕孪昂呼卵操年条往举行岔类中。在这个标准的分类体系中,一种润滑脂亻冬亨一个代号,这个代号与该润滑脂在应用中最严格的操作条件(温度、水污染和负荷条件等)相对应。实际上,GB7631.8
怎样正确加注润滑脂 润滑脂能减少机械摩擦，防止金属老化及防漏气、漏油、漏水，以保证机械设备的正常动作。 一、供脂方式 1.加脂周期长、润滑脂稠度硬的用加油枪打； 2.加脂周期短、润滑脂稠度稀的，且润滑点周边环境恶劣的用电动或气动供脂泵注入。 3.自动加脂可应用于： ●危险或不宜进入的地方 ●手工加脂易受环境污染时 ●润滑器保养人员不够时 自动加脂优点： ●改善设备维护人员的工作条件，只做定期巡检即可。 ●节省人力、体力，提高工作效率 ●安装时不影响生产，减少怠机时间。 ●定量、定时地供应所需油脂，保持最佳润滑状态。 ●节省油脂。可自行补充油脂，重复使用。 ●操作稳定可靠。可以设定好润滑周期及润滑剂量，按需要随时可停可续 ●操作简单，人手更换，方便快捷 ●可有预警功能：当需要补充油脂或润滑异常时，都会自动发出报警信号。 二、加入量要适宜 加脂量过大，会使摩擦力矩增大，温度升高，耗脂量增大；而加脂量过少，则不能获得可靠润滑而发生干摩擦。一般来讲，适宜的加脂量为轴承内总空隙体积的1/3～1/2。估算公式： Q = 0.005 ×D ×B Q——填充量，单位g D——轴承外径，单位mm B——轴承宽度，单位mm 三、禁止不同品牌的润滑脂混用 由于润滑脂所使用的稠化剂、基础油以及添加剂都有所区别，混合使用后会引起胶体结构的变化，使得分油增大，稠度变化，机械安定性等都要受影响。 四、注意换脂周期以及使用过程管理
注意定期加注和更换润滑脂，在加换新脂时，应将废润脂挤出，直到在排脂口见到新润滑脂时为止。加脂过程务必保持清洁，防止机械杂质、尘埃和砂粒的混入。 全自动加脂机的出现结束了人工给设备润滑点添加润滑油脂的历史，它不仅能减少劳动强度、降低设备维护成本、提高工作效率，而且还能将润滑油脂充分地、持续不断地添加到各个润滑点，提高加脂质量、减少设备故障，从而保证了生产的连续性和安全性。 例如：VICSEN-PUL型微型全自动润滑脂加注机（见上图），该设备由智能微处理控制系统控制，全部数字显示、注油周期调节方便、定量准确，并且设有压力保护装置。用户可以很方便地在面板上设定从0.5天到12个月的注脂周期。广泛适用于各种工况企业的应用现场，亦满足高温、强振动和危险环境下的润滑需要。 维克森（北京）科技有限公司网址：https://www.doczj.com/doc/b517022241.html,
弹力计算公式压力弹簧 初拉力计算 F0=〖｛π3.14×d 3 ｝÷(8×D)〗×79mpa F0=｛3.14×(5×5×5)÷(8×33)｝×79=117 kgf 1.压力弹簧的设计数据，除弹簧尺寸外，更需要计算出最大负荷及变位尺寸的负荷； 2.弹簧常数：以k表示，当弹簧被压缩时，每增加1mm距离的负荷(kgf/mm)； 3.弹簧常数公式（单位：kgf/mm）； K=(G×d4)/(8×D3×Nc) G=线材的钢性模数：琴钢丝G=8000 ；不锈钢丝G=7300 ，60Si2MnA钢丝G=7900，磷青铜线G=4500 ，黄铜线G=3500 d=线径(钢丝直径) D=中径 N=总圈数 Nc=有效圈数 F=运动行程(550mm) 弹簧常数计算范例： 线径=5.0mm , 中径=20mm , 有效圈数=9.5圈,钢丝材质=不锈钢丝 K=(G×d4)/(8×D3×Nc)=(7900×54)/(8×203×9.5)=8.12kgf/m m×(F=100)=812 kgf 拉力弹簧
拉力弹簧的初张力：初张力等于适足拉开互相紧贴的弹簧并圈所需的力，初张力在弹簧卷制成形后发生。拉力弹簧在制作时，因钢丝材质、线径、弹簧指数、静电、润滑油脂、热处理、电镀等不同，使得每个拉力弹簧初始拉力产生不平均的现象。所以安装各规格的拉力弹簧时，应预拉至各并圈之间稍为分开一些间距所需的力称为初张力。 初张力=P-（k×F1）=最大负荷-（弹簧常数×拉伸长度） 扭力弹簧 弹簧常数：以k 表示,当弹簧被扭转时，每增加1°扭转角的负荷(kgf/mm) 弹簧常数公式（单位：kgf/mm）： K=(E×d4)/(1167×D×p×N×R) E=线材之钢性模数：琴钢丝E=21000，不锈钢丝E=19400 ，磷青铜线E=11200 ，黄铜线E=11200 d=线径(钢丝直径) D=中径 N=总圈数 R=负荷作用的力臂 p=3.1416
减少工艺用往复活塞压缩机注油量的试验 陈向东1周震贤2 合肥通用机械研究院，安徽合肥230031 潍坊顺利节能润滑技术有限公司山东潍坊261000 摘要：根据化工压缩机的实际运行磨损情况，分析了传统压缩机注油量计算公式的缺陷，提出了新的注油量计算公式和经验数据。 Practice to Reduce Lubricant Consumption for Processing Piston Compressors CHEN Xiangdong1,ZHOU Zhenxian2 （1．Hefei General Machinery Research Institute,Hefei 230031,China 2.Weifang Shunli Energy-saving Lubrication technoledgy Company Limited,Weifang 261000,China) Abstract: Based on wear results of processing piston compressors,the paper discusses defects of traditional lkubricant consumption formula.Some useful lkubricant consumption formulas are introduced. 1．传统润滑方案的分析 工艺用压缩机现有的润滑实践中广泛采用注油润滑技术。随着自润滑材料的技术的发展，聚四氟乙烯配件也广泛得到了应用。但现有润滑技术存在着以下缺点：一是系统中的大量的润滑油会对工艺气体造成污染。二是润滑油的耗量惊人。三是不能解决压缩机特殊部位的润滑要求。 我们不妨对传统的压缩机的润滑做一番较为深入的了解： 关于压缩机注油的理论最早见于前苏联弗廉克尔教授在1960版的《活塞式压缩机》一书，书中阐述：对空气压缩机卧式气缸1克油可润滑400m2,气缸表面积，立式气缸1克油可润滑500m2,气缸表面积，对高压级气缸，气缸最大工作压力为50至100kg/cm2时，注油量为以上推荐值的1.5至2倍；气缸最大工作压力为220至350 kg/cm2时，注油量为以上推荐值的3至4倍。 实践中采用计算公式： g=2×60×π×D×S×n÷(400～500) g/h （1） 式中: D---气缸直径，m; S—活塞行程，m; n---转速，rpm。 煤气压缩机的润滑油消耗量可适当增加，有时可比同类压缩机高50%，对于未经清理的焦炉气压缩机可增到2~3倍。 新制造的大型压缩机，至少在200小时磨合期内，供油量应加倍。
弹簧弹力计算公式 Revised by Liu Jing on January 12, 2021
弹力计算公式 压力弹簧 初拉力计算 F0=〖｛π3.14×d3｝÷(8×D)〗×79mpa F0=｛3.14×(5×5×5)÷(8×33)｝×79=117 kgf 1.压力弹簧的设计数据，除弹簧尺寸外，更需要计算出最大负荷及变位尺寸的 负荷； 2.弹簧常数：以k表示，当弹簧被压缩时，每增加1mm距离的负荷(kgf/mm)； 3.弹簧常数公式（单位：kgf/mm）； K=(G×d4)/(8×D3×Nc) G=线材的钢性模数：琴钢丝G=8000 ；不锈钢丝G=7300 ，60Si2MnA钢丝 G=7900，磷青铜线G=4500 ，黄铜线G=3500 d=线径(钢丝直径) D=中径 N=总圈数 Nc=有效圈数 F=运动行程(550mm) 弹簧常数计算范例： 线径=5.0mm , 中径=20mm , 有效圈数=9.5圈 ,钢丝材质=不锈钢丝 K=(G×d4)/(8×D3×Nc)=(7900×54)/(8×203×9.5)=8.12kgf/mm×(F=100)=812 kgf 拉力弹簧
拉力弹簧的初张力：初张力等于适足拉开互相紧贴的弹簧并圈所需的力，初张力在弹簧卷制成形后发生。拉力弹簧在制作时，因钢丝材质、线径、弹簧指数、静电、润滑油脂、热处理、电镀等不同，使得每个拉力弹簧初始拉力产生不平均的现象。所以安装各规格的拉力弹簧时，应预拉至各并圈之间稍为分开一些间距所需的力称为初张力。 初张力=P-（k×F1）=最大负荷-（弹簧常数×拉伸长度） 扭力弹簧 弹簧常数：以 k 表示,当弹簧被扭转时，每增加1°扭转角的负荷 (kgf/mm) 弹簧常数公式（单位：kgf/mm）： K=(E×d4)/(1167×D×p×N×R) E=线材之钢性模数：琴钢丝E=21000 ，不锈钢丝E=19400 ，磷青铜线 E=11200 ， 黄铜线E=11200 d=线径(钢丝直径) D=中径 N=总圈数 R=负荷作用的力臂 p=3.1416
弹簧弹性势能公式的六种推导方法 摘要：本文用六种不同的方法，从六种不同的角度推导出弹簧弹性势能的表达式。 关键词：弹性势能，微元，积分，振动方程 我们知道，弹簧的弹性势能的表达式为2 2 1kx E p = ，k 为弹簧的劲度系数，x 为弹簧的形变量。但很多教材及教辅中都是直接给出公式，少有推导过程。笔者现用如下六种方法来推导弹簧弹性势能的表达式，加深读者理解和记忆，方便学习。 下文中，为方便讨论，忽略弹簧的质量及一切摩擦，且研究的都是水平弹簧振子，但推导出的结果适用于任何情况下的弹簧。 1 微元法 弹簧的弹性势能等于自势能零点开始保守力做功的负值。外力拉弹簧时，外力的功与弹簧反抗形变而施于外界之力做的功大小相等而符号相反，因此，弹性势能等于自势能零点开始外力做功的正值[1]。 取弹簧自由端为势能零点。设弹簧在外力F 的作用下发生形变量x ，将这个形变过程等分成很多小段，如n 段，那么每一小段中可近似认为拉力是不变的。 第1小段形变量22 11111...n x k x F W n x k F n x x =?===?，拉力的功，拉力 第2小段形变量22 222222..2.n x k x F W n x k F n x x =?===?，拉力的功，拉力 第3小段形变量22 333333..3.n x k x F W n x k F n x x =?===?，拉力的功，拉力 第n 小段形变量22 ...n nx k x F W n nx k F n x x n n n n n =?===?，拉力的功，拉力 所以，拉力的总功为
()()2 1. 321.3.2..2222 2 2222222321+=++++=++++=++++=n n n kx n n kx n nx k n x k n x k n x k W W W W W n 当2 2222 12.kx n n kx W n ==∞→时，。因为弹性势能等于自势能零点开始外力做功的 正值，所以弹簧的弹性势能2 2 1kx W E P ==。 2 动能定理法 取弹簧自由端为势能零点。设F 缓慢拉弹簧使其发生形变量x 。缓慢拉动意味着每一个位置都可看作是平衡状态，动能的变化0=?k E 。弹簧的弹力kx F =，因为F 与x 是线性关系，所以弹力的平均值为kx F 2 1 = ，外力F 的平均值也为kx 2 1 ，方向与弹簧弹力方向相反。设弹簧反抗外力做功为W ，由动能定理得 2 2 1 kx x F W W x F -=-=∴=+ 因弹簧弹性势能等于自势能零点开始保守力做功的负值，所以2 2 1kx W E P =-=。 3 积分法 取弹簧自由端为势能零点。设弹簧形变一微小量dx ，弹力做功为dW 。 k x d x F d x dW -=-= 两边积分： ??-=x k x d x dW 0 221kx W -=∴ 所以弹簧的弹性势能22 1 kx W E P =-=。 4 机械能守恒法
弹簧弹力计算 压力弹簧的设计数据，除弹簧尺寸外，更需要计算出最大负荷及变位尺寸的负荷； 弹簧常数：以k表示，当弹簧被压缩时，每增加 1mm距离的负荷(kgf/mm)； 弹簧常数公式（劲度系数）（单位：kgf/mm）：K=(G×ｄ４)／（８×Ｄｍ３×Ｎｃ） G=线材的钢性模数：琴钢丝G=8000 ；不锈钢丝G=7300；磷青铜线G=4500 ；黄铜线G=3500 d=线径 Do=OD=外径 Di=ID=内径 Dm=MD=中径=Do-d N=总圈数 Nc=有效圈数=N-2 弹簧常数计算范例:线径=2.0mm , 外径=22mm , 总圈数=5.5圈 ,钢丝材质=琴钢丝 K=(G×ｄ４)／（８×Ｄｍ３×Ｎｃ）＝（８０００×２４）／（８×２０３×３．５）＝０．５７１ｋｇｆ／ｍｍ 拉力弹簧 拉力弹簧的 k值与压力弹簧的计算公式相同。 拉力弹簧的初张力：初张力等于适足拉开互相紧贴的弹簧并圈所需的力，初张力在弹簧卷制成形后发生。拉力弹簧在制作时，因钢丝材质、线径、弹簧指数、静电、润滑油脂、热处理、电镀等不同，使得每个拉力弹簧初始拉力产生不平均的现象。所以安装各规格的拉力弹簧时，应预拉至各并圈之间稍为分开一些间距所需的力称为初张力。 初张力=P-（k×F1）=最大负荷-（弹簧常数×拉伸长度） 扭力弹簧 弹簧常数：以 k 表示,当弹簧被扭转时，每增加1°扭转角的负荷(kgf/mm). 弹簧常数公式（单位：kgf/mm）: K=(Ｅ×ｄ４)／（１１６７×Ｄｍ×ｐ×Ｎ×Ｒ） E=线材之钢性模数：琴钢丝E=21000 ,不锈钢丝E=19400 ,磷青铜线E=11200,黄铜线E=11200 d=线径 Do=OD=外径 Di=ID=内径 Dm=MD=中径=Do-d N=总圈数 R=负荷作用的力臂 p=3.1416