抽油机技术规范

5产品要求

5.1功能要求

要订购符合本规定的产品，用户/购买者应确定使用的良好作业环境条件，并指定要求和/或确定制造商的特定产品。这些要求可能会籍由平面图纸、数据表或其他适当的文件手段转达。

为了确保抽油机与其他元件有适应的接口，如完整的抽油杆和井底往复泵，抽油机应规定下列要求：

a）要求确认适用于井底泵的起重能力；

b)要求在抽油杆尺寸与井深、杆的设计，或其他计息机械参数一致；

c)要求在油井中的整个抽油杆的质量（重量）；

d)由于在油井的结构、摩擦和动态加载，潜在额外负荷；

e)由于减少齿轮等级所需的齿轮结构以及由此产生的齿轮负荷，确定投入所需的起重能

力；

f)对游梁式抽油机结构负荷能力的要求，以适应抽油杆的重量和额外负荷；

g)规定的最大冲程长度。

降低齿轮的等级、结构承载能力和最大冲程长度的综合要求，在订购特定的游梁式抽油机看时，使用在表A.1提供的一组规格数字的表示来识别。

建议应提供本规范的如表A.1给定的减速器等级、结构能力和冲程长度的游梁式抽油机，虽然这些项目的组合构成游梁式抽油机与表中指定的不必相同。

在附录B提供曲柄均衡评级的推荐格式（见图B.1），并记录抽油机的冲程和扭矩因素（见图B.2）。抽油机扭矩系数应用的建议和实例计算，包含在附录C至福建F中，抽油机减速器扭矩值的计算实例在附录G中。

系统分析的建议，包含在附录H中。

5.2技术要求

5.2.1概述

在本规范发布以后，游梁式抽油机的开发设计，应按照第6和第7章定义的方法和设想进行。

在本规范发布之前设计开发的游梁式抽油机，如制造商存档的一致性/性能记录符合本标准中的要求，可视为达到本标准的要求。

5.2.2冲程和扭矩系数

对于一个减速器的扭矩从测力计试验数据能方便而准确地确定，如果买方有要求，抽油机制造商应提供冲程和趋避欧诺个位置每隔15°的扭矩系数。如图B.2是一个记录数据格式的例子。

5.2.3设计要求

设计要求应根据包括第6、第7章和其他有关规定界定的标准进行设计。采用的附加部件的尺寸公差，应确保游梁式抽油机正常的运转。这项规定适用于制造商组装设备和更换部件或组件（分总成）的组装。

5.2.4设计文件

设计文件应包括方法、假设、计算和设计要求。设计文件应由有资格的人员而不是用原来的设计人员进行审查和核实。根据下面的列表，设计文件在最后制造日期之后应保存10年。

a）一个完整的成套图纸，文字说明/标准，包括第6和第7章指定的材料类型和屈服强度；

b)游梁式抽油机的安全装配和拆卸提供方法指导，并允许规定的操作和预先排除故障和

/或与所述性能不一致。

5.2.5设计变更

最低限度，制造商应考虑以下的设计变更：在应力水平修改或变更部件；材料改变和功能的变化。所有的设计改变和修正，都应在实施前进行确定、记录、评估和批准。设计更改和设计文件变化应要求与原先设计的控制功能相同。

6游梁式抽油机的结构要求

6.1概述

游梁式抽油机的结构要求在以下各节指定。在本规范中只考虑：光杆载荷作用在结构和/或齿轮减速器上载荷。光杆载荷评级在API11B的规范中规定。

通过辅助装置（如压缩机，冲程异径接头）附在减速器、游梁或者其他结构部件，作用在游梁式抽油机上的附加载荷，不是本规范考虑的范围。

除了冲程长度外，没有给出任何尺寸性的要求。

6.2除游梁外所有构件的设计载荷

除非另有规定，抽油机的所有几何尺寸，都通过检查抽油机的上冲程，上述不敬爱呢在曲柄的每个15度位置时的载荷，确认为在不见上的最大载荷。

曲柄所有上冲程位置，应使用光杆载荷，P R。

对于具有双向旋转和非对称扭矩系数的抽油机，设计计算用的旋转方向应是其结果能在结构部件上产生最大载荷的方向。而且应适当考虑作用在所有结构轴承和支承轴承的结构件上承载的方向。

6.3除游梁、轴承轴和曲柄外，所有结构件的设计应力

许用应力登记时一下考虑应力上升的简单应力为基础的。当发生应力上升时，适当的应使用应力集中系数。

所有结构件的设计应力，应是其材料屈服强度的函数，。

承受简单的拉伸、压缩和不可恢复的弯曲的部件应是具有0.3 Sy的极限应力。如拉伸部件在临界区发生应力上升，极限应力应为0.25 Sy。

承受可恢复弯曲的部件应具有0.2 Sy的极限应力。

下列公式（1）可用于所有起立柱作用的部件：

式中：

W2 =作用于立柱上的最大载荷，lb；

a =横截面积的面积，in2；

S y=材料的屈服强度，lb/ in2；

n =端部限制常数，假设为1；

E =弹性模量，lb/ in2；

l =l立柱的无支承长度，in；

r =截面回转半径，in；

（l/r）=应限定在对大为90，当（l/r）的值等于或小于30时，可以假设立柱处于简单的压缩状态。

6.4游梁额定设计载荷

一下公式（2）可以用来确定通常游梁的额定值，如图1所示：式中：

W =光杆载荷的游梁额定值，lb；

f cb =弯曲时许用的压应力，lb/ in2（见表1最大许用应力）；

S x=游梁的截面模数，in3。除了在临界区中的拉紧轮缘上不允许有孔或焊缝外可以使异相型横梁的总截面（见图1）；

图解：

1.拉紧轮缘的临界区； 3.均衡器轴承；

2.支架轴承； 4.驴头

图1 游梁的单元

A =从游梁支架轴承中心线到光杆中心的距离，in（见图1）。

式（2）是以使用单梁轧制钢材的通常游梁式结构为基础。对于轧制的游梁总截面可用于

确定截面模量，但是，在拉紧轮缘的临界区上不允许有孔或焊缝（见图1）。

非通常的结构或构建的部件，应考虑到载荷的变化，以检查所有临界区的应力，而适当

地方应包含应力集中系数。

图1游梁的单元

6.5游梁上的最大许用应力

在式（2）给出游梁的额定值计算，最大许用应力f cb可以从表1来确定。对于其横截面

与水平中性轴线对称的标准轧制横梁，能把临界应力压入下轮缘中。该应力的最大值f cb是

从表1中的第3和第4行较小的值确定的。

6.6其他结构部件

6.6.1轴

所有的轴承轴以及其他结构支承轴，应具有在7.4.5.1中给出的限定应力。

6.6.2悬绳器

考虑到钢丝的断裂强度，驴头用的钢丝绳的最小安全系数应是5。

搬运器、端部配件等许用应力，可参见6.3。

6.6.3驴头

“驴头”应采用铰接式结构，或者可拆卸结构，以便提供维修油井的进出口。并以一种能够防止脱落的方式固定在游梁上。

从“驴头”的支承点到“驴头”上的钢丝绳正切点的距离，在各冲程长度的任何值都应具有下列最大的尺寸公差：

a) 冲程长度在100in内时，为±1/2in。

b) 冲程长度在100-200in内时，为±5/8in。

c) 冲程长度等于或大于200in时，为±3/4in。

6.6.4曲柄

从运作负荷产生的在曲柄上的所有组合应力，应限定为0.15 S y的最大值。

6.7结构件轴承的设计

6.7.1概述

结构件轴承的轴应该用滑动轴承或滚动轴承来支承。

6.7.2滚动轴承

对于承受摆动或转动的轴承，可使用轴承负载比R1，应用公式（3）来确定，但不应比下面给出的最小值还小。对只承受摆动的轴承，轴承负载比R1应为2.0或更大。对承受全旋转的轴承，轴承负载比R1应为2.25或更大：

式中：

R1=轴承的负载比；

k =轴承的额定系数；

k =1.0，对额定值为33 1/3转/分钟和500小时；

k =3.86，对额定值为500转/分钟和3000小时；

C b=轴承生产厂规定的动态额定值，lb；和

W1=轴承上的最大载荷，lb。

6.7.3滑动轴承

滑动轴承的设计超出了本设计规范的范围。依据所提供的试验数据和现场的经验，设计滑动轴承应当是抽油机制造厂商的责任，在性能方面它们应能与为同样的工作载荷和转速设计的滚动轴承相比较。

6.8制动装置

抽油机的制动装置应当有足够的制动能力，去承受生产厂商为有关的特定抽油机设计的曲柄在其认识位置于平衡扭矩的最大值所产生的扭矩。制动扭矩在抽油机正常工作条件下停机而油井断电时应仍然有效。抽油机的制动装置不是用于安全停机的，而只是用于工作而停机的。

注：当在抽油机上火或围绕在其四周进行工作或维修时，曲柄臂的位置和配重的位置应当用铁链或其他科接受的方式牢牢固定在静止不动的位置上。

7减速器要求

7.1概述

对游梁式抽油机减速器应为在这运行过程中遇到的不寻常的外部载荷设计。所有部件的载荷应承受抽油机的几何结构和负载额定值。本节中的数据是一般性质的，并且应审慎考虑各方面影响负荷的因素后使用。

减速器的额定值符合本规范，并且正确地应用、安装、润滑和维修，应能够在正常的油田条件下，安全地承载额定的峰值扭矩。

游梁式抽油机减速器的要求是在以下各节中指定。

游梁式抽油机减速器包括些列类型：

a)齿轮减速器；

b)链式减速器。

7.2齿轮减速器

7.2.1概述

齿轮减速机通常由一组齿轮设在原动机和曲柄之间，传递旋转力，同时降低速度，增加扭矩。

在本规范中包含的齿轮额定值的公式，只适用于具有渐开线齿轮轮齿形式的设计。

7.2.2标准尺寸、峰值扭矩额定值和速度

对给定尺寸的抽油机减速器应具有在此提供的计算的能力，尽可能接近实际的，但不得小于表2中的相应的峰值扭矩。齿轮峰值扭矩额定值应根据正常抽油机速度而定（每分钟冲程），见表3。

表3齿轮减速器峰值扭矩额定值下抽油速度

7.2.3.1概述

本规范中的许用应力是最大允许值。本规范中其他额定系数的较小的保守值应不予采用。

7.2.3.2峰值扭矩额定值

7.2.3.2.1概述

齿轮减速器的峰值扭矩额定值，是使用本节中的方程所确定的抗点蚀扭矩额定值、弯曲强度扭矩额定值或静态扭矩额定值中比较小的值。

7.2.3.2.2抗点蚀扭矩额定值

点蚀被认为是一种疲劳现象，而且是一种在轮齿表面的应力作用。

在AGMA1010-E95描述中，说有两种点蚀，初始点蚀和毁坏性点蚀时的载荷额定值。

可以用以下公式（4）或相当的公式（17）来测定齿轮抗点蚀的额定值：

T ac=C1C2C3(4)

式中：

T ac=输出轴以抗点蚀性味基础的允许的传递扭矩，in-lb;

C1 =点蚀的速度系数，公式（5）；

C2=点蚀接触宽度系数，公式（8）；和

C3 =外斜齿轮的点蚀应力数，公式（11）。

点蚀的速度系数C1，由下式给出：

式中：

np =小齿轮转速，rpm；

N0 =输出轴转速，rpm；等于抽油机速度，冲程/分钟；

de=外径减去放大的小齿轮的2倍标准齿顶高，in；和

C5=抗点蚀性的速度系数。

(6)

式中：

Vt =节距线距离（不得使用放大的小齿轮节距直径），英尺/分钟。

式中：

d=小齿轮工作节距直径，in。

点蚀接触宽度系数C2，由下式给出：

(8)

式中：

F =配对齿轮的最窄的净端面宽度，in。对于人字齿或双斜齿齿轮，净端面宽度是每

条螺旋线的端面宽度的总和。

Kh =变形系数，适用于认为由于齿轮淬火，未修正的变形。

当齿轮在切削后经过淬火，而且外形和齿距还没有修正，或要做其他处理以保证脚高的精度，轮齿的变形会影响载荷的分布。这就需要使用变形系数k h。如果没有进行淬火，k h=1；当切削后有一种元素被淬火时，k h=0.95；当切削后有两种元素都被淬火时，k h=0.90。

Cm=从式（9）和式（10）得到的抗点蚀性的载荷分布系数，从图2可知，F可读到16in。

Cm =1.24+0.0312F,当F≤16 in时（9）

Cm =F/（0.45 F+2.0），当F＞16 in时（10）

如果偏差或其他不准确原因，使得选自图2的C m值，不能代表穿过端面的载荷的实际不均

来计算载荷的分布系数。

匀分布，那么推荐用AGMA 2001-D04 和AGMA908-B89

图2 对斜形和人字形齿轮及油井控制的热处理过程，斜形齿轮载荷分布系数，Cm 从式（8）得到的C2值，只能用控制良好的热处理工艺才能得到。如想要的热处理精度仍不能达到要求的C m值（用于上述的C2值），就应按照AGMA908-B89来计算C m值。

外斜齿轮的点蚀应力输，C3，由下式给出：

式中：

Sac =图3或表4给出的许用接触应力，psi；

注：建议采用表6给出的齿轮和小齿轮硬度的组合。

Cp =弹性系数，见表5；

Mg =齿轮比，；

式中：

Ng=齿轮的齿数；和

注：a 最小有效表面深度的要求，见7.2.6。

b最小有效表面深度的要求，见图9。

c最小有效表面深度的要求，见图10。

d 球墨铸铁的较大的许用应力是由制造商定义的冶金控制法来确定的。

图3 对斜形和人字形渗透调质钢齿轮允许的接触疲劳应用，Sac 表5 弹性系数C

表6淬火和调质钢的齿轮和小齿轮的最小布氏硬度

从式（11）确定的C3值是合意齿轮设计的最小值，C3值可以用下列的公式更精确测定：

式中：

Lp=抗点蚀（磨损）的几何系数，由式（13）给出：

式中：

Lmin =在接触区中接触线的最小总长度，in；

F =最窄的净面宽度，in；

￠t =工作的横向压力角，度。

式中：

￠n=正常工作的压力角，度；和

Ψ=工作的螺旋角，度。

对于大多数斜齿轮，其端面接触比为2或更大值，L min/F保守的估计值是：

式中：

Z =在水平平面内作用线的长度，in；和

P N=公称的基础节距，in。

对于合意的齿轮设计，上述L min/F的值对端面接触比为1.0至2.0时是可以接受的，可以用l p的展开式合并后，得出式（16）更精确地确定C3值：

在本规范中用来测定抗点蚀性l p的几何系数的方法是简化的，使用在AGMA2001-D04和AGMA908-B89中的方法能做出更精确和详细分析。在上述中更精确的方法是应用于端面接触比小于1的场合。当按照AGMA2001-D04和AGMA908-B89已经测定了l值时，而

且如果2C a/（m g+1）不等于外径减去2个标准齿高定高时，小齿轮的工作节径在前面所有的额定值公式中都应根据AGMA2001-D04和AGMA908-B89中的方法定义。

合并公式C1、C2、C3，带入式（4），得到T ac的公式（17）：

7.2.3.2.3弯曲强度扭矩额定值

弯曲强度的额定值与齿轮齿根部圆角的裂缝有关。在这一面积的裂缝可以认为是一种疲劳现象，而且也是作为悬置板的轮齿内的弯曲应力的作用结果。

典型的裂纹状况在AGMA 1010-E95中说明。

弯曲强度额定值计算公式的目的是，确定在轮齿的设计寿命期内，有没有发生齿根圆角裂缝的载荷额定值。

以下的式（18）或展开式（27），可用来计算斜齿和人字齿齿轮的弯曲强度的额定值：

式中：

Tat=在输出轴以上弯曲强度的基础许用传输扭矩，in-lb；

图4 渗透调质钢齿轮允许的弯曲疲劳应力，Sat

K1=强度速度系数，见式（19）；

K2=强度触点数，见式（22）；

Sat=允许的弯曲应力，单位磅/平方英寸，见下面或表7；和

K4=强度几何数，见式（25）。

强度速度系数K1,由式（19）给出：

式中：

np=小齿轮转速，r/min；

d=小齿轮的公所半径，in ；

N0=输出轴的转速，r/min（抽油速度，每分钟冲程数）；

K5=弯曲强度的速度系数。

式中：

Vt=节距线速度，f t/s。

强度触点数K2，由式（22）给出：

式中：

F =配对齿轮中最窄的端面宽度，in。对于人字齿或双斜齿轮，净端面宽度是每条螺旋

线端面宽度的综合；

=变形系数，使用于认为由于齿轮淬火，未修正的变形。

当齿轮在切削后经过淬火，而且外形和齿距还没有修正，或要做其他处理以保证脚高的精度，轮齿的变形会影响载荷的分布。这就是使用变形系数k h。如果没有进行淬火，k h=1.0；当切削后有一种元素被淬火时，k h=0.95；当切削后两种元素都被淬火时，k h=0.90。

，当F≤16in时（23）。

K m=1.7 当F＞16in时（24）

如果偏差或其他不准确原因，使得选自图5的K m值，不能代表穿过端面的载荷的实际不均分布，那么推荐用AGMA 2001-D04和AGMA 908-B89来计算载荷的分布系数。

从式（22）得到的K2值，只能用控制良好的热处理工艺才能得到。如果想要的热处理精度仍不能达到要求的K m值（用于上述的K2值），就应按照AGMA 908-B89来计算K m值。

强度几何数，K4，由下式（25）给出：

K4= Jb/ Pd

式中：

Jb=根据AGMA 908-B89得出的弯曲强度的几何系数；

Pd =旋转平面中的径向节距（横向的）。

式中：

Pnd =公称径向节距，in-1；和

Ψ =工作的螺旋角，度。

应计算配对的大小两个齿轮的弯曲强度额定值。其较小的值应该是齿轮组的弯曲强度额

定值。

合并公式K1 K2和K4，代入式（4），得到T at的公式（27）：

式中：

（见图4）

7.2.3.2.4静扭矩额定值

齿轮轮齿上的静扭矩载荷，可能是由于平衡或其他非运转条件产生的阻抗扭矩造成的。关于能造成较高静扭矩抽油机的安装、维修和使用的许多条件的说明，不是本规范的范围。

齿轮减速器承受载荷的静扭矩额定值，应该等于或大于减速器铭牌上额定值的500%。某些抽油机的几何结构可能需要较高的静扭矩额定值。当要求较高静扭矩额定值时，系统分析（见附录H）可以确定。

下式（28）可以用来确定斜齿轮和人字齿轮的静扭矩额定值：

图5 对斜形和人字形齿轮，斜形齿轮载荷分布系烽Km

（28）

式中：

=在检查的齿轮或小齿轮上许用的静扭矩，in-lb；

注1：T as,1=第一级减速，T as,2=第二级减速，T as,n=第n级减速。

注2：计算输出轴上的扭矩为，T as,2= T as,1.m g2,等。

D =齿轮的工作节径，in。

=齿轮和小齿轮材料的屈服强度数。钢和球墨铸铁可参见图6，表面硬化（火焰，感应，渗氮，渗碳）材料，可使用齿轮制造商的数据表（见图B.3）的轮芯硬度来确定屈服强度数，psi。

此处：S ay =482H B-32800(见图6) （29）

K y=屈服强度系数（见表8）。

K ms=载荷分布系数，静扭矩。

式中：

K ms=0.0144F+1.07 当用in测定的F并F≤16in （30）

K ms=1.3 当F＞16in （31）

使用本公式确定的许用静扭矩额定值时保守的，因为几何系数J b包括一个疲劳的应力集中系数，应当指出某些齿轮材料不是有很好定义的屈服点，而极限强度大约等于屈服值。对于这些材料，应选用一个非常低的K y值。本规范的用户应满意自己所选择的屈服值，适用于所只用的材料。

BHN。表面硬化和经磨削的齿轮及小齿轮的轮芯硬度列在制造厂商的齿轮减速机的数据表中（图B.3）。

b.关于火焰和感应淬火的最小表面深度和淬火方式可参见图8。方式8A被限定到约5DP

和更细。工艺控制对于取得正确的淬火方式是非常重要的。这种类型的另敬爱呢应进行仔细的检验，因为其利用压应力低于方式8B的压应力。轮齿的变形和缺乏韧性可能需要减少许用的英里数。

c.最小表面深度应按图9中的规定。

d.最小表面深度应按图10中的规定。

e.球墨铸铁允许的较高应力是用冶金控制法测定的。

图6 钢和球墨铁许用屈服强度数，Say

表8屈服强度系数，K

7.2.4金属材料

在本规范中包括在许用应力S

和S at，是以商业的黑色金属材料制造惯用方法为基础的。硬度、

ac

拉伸强度和微结构式许用应力数值的标准。要求具有合理的纯度登记和冶金控制，以便允许使用本规范中包括的许用应力数值。

7.2.5剩余应力

任何一种具有表面硬度和芯部硬度有差别的材料都很可能具有剩余应力。如能正确地控制，这些应力就会被压缩并会加强齿轮轮齿的抗弯强度。喷丸硬化、表面渗碳、渗氮、感应淬火都是在轮齿表面有压缩应力的常用方法。

在热处理后磨削轮齿表面可以减少剩余压缩应力。磨削齿根的圆角区可能会造成齿根的拉应力。在磨削过程中应注意防止在微结构上产生变化，以确保存在剩余压缩应力。

7.2.6最小有效表面深度

7.2.6.1概述

有效表面深度就是具有最低洛氏硬度为50R c的表面深度。最小有限表面深度是公称径节P nd的函数。

7.2.6.2火焰和感应淬火齿轮

火焰和感应淬火齿轮的最小有效表面深度定义为式（32），见图7：

图7 火焰或感应淬火的齿轮的最小有效表面深度，He

（32）注：最小有效表面深度的定义式：在零件表面下，其洛氏硬度已降到50R c的深度，或比表面硬度低5点的深度。

7.2.6.3渗碳齿轮

渗碳齿轮的最小有效表面深度，用in表示，定义为式（33）和式（34），见图9

注1：在有效表面深度曲线上显示的值和范围可以作为一个指导，对于要求有最高性能的齿轮装置，应详细地研究其应用、载荷和生产工艺以掌握硬度和内应力所需要的变化率。而且测量表面深度中表面及允许公差的方法，就会成为用户和制造厂之间协商的事了。

注2：有效表面深度的定义式在零件表面下，其洛氏硬度已降到50R c的深度。到碳芯总表面深度大约为1.5*有效表面深度。

7.2.6.4渗氮齿轮

渗氮齿轮的最小表面深度，用in表示，定义范围为式（35）至（36），见图10：

注：所列出的值已成功地用于渗氮齿轮，而且也可以用来作为指南，对于要求有最高性能的齿轮装置，特别是对于大直径、大节距和高工作应力，应详细地研究其应用、载荷和制造工艺，以确定整个轮齿的硬度、强度和剩余内应力要求的变化率。

图8 可以接受的火焰和感应淬火

图9 渗碳齿轮的有效表面深度，He

图10 渗氮齿轮的最低的总表面深度，He

7.3链式减速器

7.3.1设计

链式减速器的驱动可以采用一级、两级或者三级减速方式。

单排或多排滚柱链，应采用副耳环ANSI B29.100的重型系列的链条，连接板可比ANSI B29.100规定的值稍微厚一些。多排链条的中心连接板可采用压配合的方式压装在销轴上。

链轮应采用符合ASME规定的齿形，小链轮不得少于11个齿。

7.3.2额定值

链条和链轮的额定值，应当以20个冲程/分钟的正常稠油速度为基础来计算。

7.3.3金属材料

小链轮应采用钢制件而且最低的布氏硬度为225。大链轮可采用钢件或铸铁件。

7.3.4尺寸

两个链轮中心线之间的距离，不得小于大链轮节圆半径加上小链轮节圆直径的和。选择链条的长度应该获得节距的偶数（无偏置连接）。

两个节距的最小拉紧距离或链条长度的3%，取两者之间的较小值。

7.3.5对准

轴和链轮应当对准中心，以便使穿过宽度是上的载荷得到正确的分布。在轴拉紧而可以移动的位置上，应做好参考标志以便检查平行度。

7.3.6峰值扭矩额定值

第一级减速的峰值扭矩额定值应按下述方法计算：

a)对于两级减速的减速器，第1级减速（高速）的峰值扭矩额定值，应取决于曲柄轴的峰值扭矩额定值乘以减速的峰值扭矩，再乘以第2级减速（低速）的速比。

b)对于三级减速的减速器，第1级减速（高速）的峰值扭矩额定值，应取决于曲柄轴的峰值扭矩额定值乘以高速减速的峰值扭矩，载乘以第3级（中速）和第3级（低速）减速的比。

下式（37）可用于计算链条的额定值：

式中：

T =峰值扭矩额定值in-lb；

S =符合ASME B29.100的链条极限抗拉强度，lb；和

R =大链轮节距的半径，in。

7.4部件

7.4.1机架

机架可以视任何一种设计，它有足够的刚性，在齿轮和结构的最大载荷下正确地保持轴的位置，这就是其目的。

7.4.2轴承

轴可以支承在滑动轴承或混东轴承中。

7.4.3滑动轴承

在计划范围，滑动轴承设计成灾内外实际载荷的基础，在额定峰值扭矩时，其支承的压力不得超过750psi。

7.4.4滚动轴承

应按照制造厂商的推荐值，在内外实际载荷的基础上，和额定的峰值扭矩及额定转速下，不低于15000小时的L-10寿命来选择滚动轴承。

7.4.5轴

7.4.5.1

对于钢轴，扭转产生的最大应力f s,t，不得超过在图11抽油机扭矩额定值上列出的值。这些许用应力极限值为从键槽、台阶和型槽等产生的有效应力集中系数不超过3.0。如果应力集中系数（又称缺口灵敏度）超过3.0时，就要求对压配合或异常偏移进行详细的分析。

7.4.5.2

应分析造成轮齿不能对准的轴偏移，而无需顾及应力的级别，以确保达到轮齿要求的满意接触，以取得计算齿轮装置额定值的C m（见7.2.3.2.2）和K m（见7.2.3.2.3）值。

7.4.6键的应力

应按下式（38）和（39）计算键的剪切和压应力：

式中：

S s =键的剪切应力，psi（见表9）；

S c =键的应力，psi（见表9）；

T t=传递的轴扭矩，in-lb；

d s=轴的直径，in（对锥形轴，可用平均直径）；

w =键的宽度，in；

L =键的长度，in；

h1=键在承受键槽的轴或轮毂中的高度，In(对于在轮毂或轴中有不相等部分的键槽的设计，h1应是其最小的那部分)。

对使用AISI材料，以峰值扭矩额定值为基础的键最大许用应力在表9中列出。如果不是是哟纪念馆AISI材料，适当的键的最大许用应力应进行计算。这些应力限定值是在假设采用紧配合时扭矩能力等于或大于减速器轴上的额定值为基础的。

7.4.7峰值负荷（过载）

轴与轮毂的对接，应当有能力承受制造商指定的游梁式抽油机相关的最大逾期负载。

7.4.8紧固件的应力

除了任何外部结构载荷之外，紧固件的应力是从齿轮减速器的扭矩额定值产生的力来确定的。

螺纹紧固件（螺栓、双头螺栓和有头螺钉）的拉伸面积最大许用应力不得超过在表10中列出的值。拉伸面积（A t）是用下列公式计算的：

式中：

A t =紧固件的拉伸面积，in2；

D m =紧固件的主直径，in；

N t =紧固件上毎in的螺纹圈数。

图11 轴系允许的应力

表9允许的键应力

注：表中所列的值时假设在紧配合时扭矩能力等于或大于减速器额定值的情况下测得的。当使用所附的其他方法时，应进行详细的应力分析。

表10紧固件的允许的最大拉伸应力

注：表10中所列数值的基础是防止在峰值额定值载荷时接缝处开启。

7.4.8.1拉伸预载荷

螺栓、栓头螺栓或有头螺钉上的拉伸载荷，应是在螺纹拉伸面积确定的材料的屈服强度70%。

7.4.9专用的密封和通气装置

应该考虑到游梁式抽油机是在室外恶劣的气候条件下工作的，并且应配备为这些条件专门设计的密封件和通气装置。

8产品的鉴定

8.1游梁式抽油机结构铭牌

每台游梁式抽油机都应设置一块大体撒很难过如图12所示的铭牌。制造厂商可随意设计铭牌的内容，也可以包括其他不矛盾并相应的信息，例如型号和润滑说明。当结构不平衡为负值时，应在铭牌上打印上负号（-）。