常规式游梁抽油机设计
常规游梁式抽油机主要结构参数的优化设计
常规游梁式抽油机主要结构参数的优化设计常规游梁式抽油机是一种常用的输油装置，其主要结构参数的优化设计可以对其性能进行改进，提高其运行效率和可靠性。
本文将对常规游梁式抽油机主要结构参数进行优化设计，包括游梁长度、游梁截面形状和抽油杆直径等。
首先，游梁长度是常规游梁式抽油机中一个重要的结构参数。
游梁长度直接影响到抽油杆的行程和往复运动次数，在保证充分抽油的同时，要尽量减少杆件的磨损和能耗。
根据实际工况和抽油需求，可以通过模型计算和实验测试，得到最优的游梁长度。
一般而言，游梁长度应尽量适当，既能确保抽油杆的行程充分，又能减少抽油过程中的能耗和磨损。
其次，游梁截面形状也是常规游梁式抽油机的一个关键参数。
游梁截面形状直接影响到游梁的刚度和强度，进而影响到整个抽油机的运行性能。
对于游梁截面形状的优化设计，一方面可以通过有限元分析和疲劳试验来确定合适的截面形状，避免应力集中和疲劳破坏；另一方面，可以通过几何优化设计和材料选择，来改善结构的刚度和强度，提高抽油机的运行效率和寿命。
最后，抽油杆直径也是常规游梁式抽油机中一个重要的结构参数。
抽油杆直径直接影响到抽油杆的刚度和强度，进而影响到整个抽油机的运行效率和可靠性。
抽油杆直径的优化设计需要综合考虑抽油机的工作负荷、抽油深度和运行速度等因素。
一般而言，抽油杆直径应尽量适当，既能满足抽油机的工作需求，又能保证抽油杆的强度和刚度，避免因直径过大或过小而导致的过度磨损或破坏。
综上所述，常规游梁式抽油机的主要结构参数优化设计包括游梁长度、游梁截面形状和抽油杆直径等方面。
通过合理的优化设计，可以提高抽油机的运行效率和可靠性，减少能耗和材料磨损，延长抽油机的使用寿命。
优化设计要综合考虑抽油机的工作条件、工作负荷和运行速度等因素，采用合适的分析方法和试验手段，确保设计参数的准确性和可靠性。
毕业设计常规游梁式抽油机设计
毕业设计常规游梁式抽油机设计引言：抽油机是石油开采中不可缺少的重要设备之一、游梁式抽油机作为抽油机的一种常见设计，已经在石油开采中得到广泛应用。
本文将对游梁式抽油机进行常规设计，从结构设计、工作原理、控制系统等方面进行详细阐述。
一、结构设计：游梁式抽油机的结构主要由主骨架、曲柄杆、游梁、连杆等组成。
主骨架是整个抽油机的主要支撑结构，承受着巨大的载荷。
曲柄杆通过曲轴与发动机相连接，通过往复运动驱动游梁实现抽油机的工作。
游梁由游梁杆和游梁头组成，游梁杆可以左右滑动，提供了抽油机的往复运动。
连杆连接着游梁和曲柄杆，使得游梁能够沿着曲柄杆方向运动。
二、工作原理：游梁式抽油机的工作原理基于连杆机构，将曲柄杆的旋转运动转变为游梁的往复运动。
曲柄杆与游梁通过连杆连接，当曲柄杆旋转时，连杆将转动力转移到游梁上。
由于游梁杆可以左右滑动，游梁在连杆驱动下完成了往复运动。
当游梁向上运动时，抽油杆与井下抽油泵相连，完成抽油工作。
当游梁向下运动时，抽油杆与井下抽油泵断开，准备进行下一次往复运动。
三、控制系统：常规游梁式抽油机的控制系统主要包括位置控制系统和液压系统。
位置控制系统通过传感器、控制器等实现对游梁位置的监测和控制，保证游梁的往复运动的准确性。
液压系统通过控制液压泵和液压缸等实现对游梁的驱动，控制游梁的上下运动。
在工作过程中，位置控制系统和液压系统紧密配合，以保证抽油机的正常工作。
四、优化设计：为了提高游梁式抽油机的效率和可靠性，可以进行优化设计。
首先，可以通过材料选择和结构设计来提高主骨架的强度和刚度，以承受更大的载荷。
其次，可以优化连杆的设计，减小摩擦损失，提高能量传递效率。
此外，还可以提高液压系统的控制精度和响应速度，以提高抽油机的工作效率。
结论：本文对游梁式抽油机进行了常规设计，并对其结构、工作原理和控制系统进行了详细阐述。
通过优化设计，可以进一步提高抽油机的效率和可靠性，促进石油开采工作的顺利进行。
这对于石油工业的发展具有重要意义，也为相关领域的研究提供了一定的参考。
游梁式抽油机设计
游梁式抽油机设计
一、结构设计
其次，是驱动机构的设计。
驱动机构是游梁式抽油机的核心部件，通过动力传递和控制来驱动游梁运动。
驱动机构通常采用液压或机械传动形式，根据需要选择合适的驱动方式，并确保驱动机构的安全可靠。
最后，是泵头的设计。
泵头主要用于抽取地下的石油，所以需要选择合适的泵头型号，并考虑到泵头的工作效率和稳定性。
同时，还需要考虑到泵头与游梁之间的连接方式和安装位置，以确保泵头可以正常工作。
二、动力传递
动力传递主要是通过液压或机械传动的方式将动力传递给游梁。
在液压传动方面，需要考虑到液压泵、液压缸、油管等的选型和布置，以确保液压传动的稳定性和可靠性。
在机械传动方面，需要考虑到传动轴、联轴器、齿轮箱等的设计和安装，以确保机械传动的平稳性和高效性。
三、操作控制
游梁式抽油机的操作控制主要包括对驱动机构和泵头的控制。
驱动机构的控制可以通过液压阀、电气控制柜等实现，可以实现启停、方向控制和速度控制等功能。
泵头的控制可以通过液压阀和控制阀等实现，以保证泵头的工作效率和稳定性。
同时，还需考虑到游梁的位置检测和安全保护。
游梁的位置检测可以通过限位开关、传感器等实现，以确保游梁的正常工作范围。
安全保护方面可以采用过载保护装置、漏油报警装置等，以确保抽油机的安全运行。
总结起来，设计游梁式抽油机需要考虑到机器的结构、动力传递和操
作控制等方面。
在设计过程中，需要根据实际需求选择合适的材料和部件，并对各部件进行合理布置和安装。
同时，还需对驱动机构和泵头进行合理
选择和控制，以确保游梁式抽油机的正常运行。
常规游梁式抽油机设计
常规游梁式抽油机设计抽油机是利用物理原理将水或其他液体从井底抽上来的装置，广泛应用于石油、石油化工和水处理等领域。
常见的抽油机类型有很多，其中梁式抽油机是一种常用的设计。
下面将介绍梁式抽油机的设计原理和构造。
梁式抽油机的设计可以分为三个部分：输液系统、驱动系统和支撑系统。
输液系统是梁式抽油机的核心部分，它负责将井底的液体抽到地面。
输液系统包括井口设备、抽油杆和泵。
井口设备通常包括井口阀、井口头和泵桥等设备，其作用是保证液体正常流入抽油杆和泵。
井口阀用于控制液流的通断，井口头用于连接抽油杆和泵。
抽油杆是将驱动力传递给泵的关键部件。
它由一根或多根连接在一起的钢管组成，常见的有六角形和圆形截面。
抽油杆通常由优质碳素钢制成，具有较高的强度和刚性。
电机是驱动系统的主要动力源，负责提供驱动力给减速器。
电机的选型要根据抽油机的功率和工作条件来确定。
减速器用于将电机的高速旋转转换为适合抽油机运行的低速旋转。
减速器通常采用齿轮传动的结构，能够提供较高的传动比和较大的扭矩输出。
连杆是将减速器的旋转运动转换为抽油杆的线性往复运动的关键部件。
它由一对连杆和一根活塞杆组成。
连杆和活塞杆要具有较高的强度和刚性，以确保传动的可靠性和稳定性。
支撑系统是梁式抽油机的支撑和定位装置，它负责固定抽油机的各个部件，并保持其稳定运行。
支撑系统包括井口支撑装置、牵引装置和平衡装置。
井口支撑装置用于支撑并固定抽油机的上部分，通常由一个支撑架和一个固定架组成。
支撑架用于支撑抽油杆和泵，固定架用于固定井口设备。
牵引装置用于将抽油杆与支撑架连接起来，并通过定位轮对其进行固定。
牵引装置具有较高的刚性和可靠性，以确保抽油机的稳定运行。
平衡装置用于平衡抽油机在运行过程中产生的力和扭矩，以减少对井口设备和支撑系统的冲击和磨损。
通过合理的设计和选型，梁式抽油机能够高效地将井底的液体抽上来，并保持稳定的运行。
在设计过程中，需要考虑井深、产液量、液体性质和工作环境等因素，并且要根据实际情况进行调整和改进，以提高抽油机的性能和可靠性。
常规型游梁抽油机传动装置设计
常规型游梁抽油机传动装置设计打开文本图片集一、传动装置总体设计方案1.传动方案传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。
2.该方案的优缺点由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。
展开式二级圆柱齿轮减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。
二、动力学参数计算1.电动机输出参数2.高速轴的参数3.中间轴的参数4.低速轴的参数5.工作机轴的参数各轴转速、功率和转矩列于下表三、减速器的密封與润滑1.减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。
对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等;对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。
本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。
输入轴与轴承盖间V 3m/s，输出轴与轴承盖间也为V 3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。
2.齿轮的润滑通用的闭式齿轮传动，其润滑方式根据齿轮的圆周速度大小决定。
由于低速级大齿轮的圆周速度v≤12m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池进行浸油润滑。
这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。
为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距离油池地面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。
由于低速级大齿轮全齿高h=6.75mm≤10mm，取浸油深度为10mm。
则油的深度H为H=30+10=40mm根据齿轮圆周速度查表选用负荷工业齿轮油（GB 5903-2011），牌号为320润滑油，黏度推荐值为266cSt。
常规式游梁抽油机设计PPT学习教案
结构紧凑；（4）、能在温度较高、有油污等恶劣环境下工作。
4）链传动方案的缺点
瞬时链速和瞬时传动比不是常数，因此传动平稳性较差，工作中有一定的冲击和噪音。
5）带链传动的应用范围
（1）、带传动适用于中小功率的传动；目前V带传动应用最广，一般带速为v=5-25m/s，传动比i<=7，传动效率为0.90-0.95。
T3
9549
P3 n3
9549
5.24 7
7.15
•m
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齿轮减速器的设计计算
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高速级齿轮传动设计计算
选择材料及确定许用应 力
小齿轮用38CrMnAlA调
质，齿面硬度255—
321HBS，
H lim1 710MPa
FE1 600MPa
大齿轮用ZG35SiMn调
2
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齿轮圆周速度
v
d1n1 601000
3.14 80.8 326.67 m
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s
1.38m s
所以选用8级精度是合宜的
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带链传动的方案比较
1）带传动方案的优点
（1）、适用于中心距较大的传动；（2）、带具有良好的的挠性，可缓和冲击，吸收振动；（3）、过载时带与带轮之间会出现打滑，打滑虽使传动失效，
出此坐标点位于B型区 域，则以B型计算
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减速器三维模型
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谢谢观映！
常规游梁式抽油机设计与仿真毕业答辩PPT
通过上面对游梁式抽油机驴头悬点运动规律的研究可 以看出,1个冲程过程中,悬点速度时刻在发生变化,悬点 加速度也不断地跟随变化,运动规律复杂。 得出的抽油机悬点位移、速度和加速度随时间变化曲 线也符合理论分析得到的变化规律，进一步完善了该 游梁式抽油机的设计 可以看出借助于先进的计算机仿真技术,在开发初期就 可对其结构进行优化,可大大缩短产品生产周期,降低 成本。
基于Pro/E的抽油机运动学分析仿真
抽油机悬点运动学Pro/E分析
Pro/E软件中的Mechanism模块是专用于进行机构运动学分析和
仿真的,可以对抽油机驴头悬点运动规律进行精确的计算分析。
建立抽油机简化模型
先设置驱动装置,再进相应计算参数的设置,包括计算时间、初始 条件等。以抽油机横梁处于水平位置,且向下运动作为计算的零 时刻位置,进行计算后,可得如下结果曲线。
支架
本次设计的支架全部采用 三腿结构，支架前面的2个 主腿采用单根的工字钢或 槽钢制造，后腿采用2个槽 钢对焊，并间断补强，制 作时，将前腿和后腿分开 制造，现场安装时将支架 后腿按要求组装并锁紧即 可。
常规游梁式抽油机设计与仿真(毕业设计)
摘要现在油田的采油方式有两种：一种是利用地层本身的能量来举升原油，称作自喷采油法；另一类是人为的利用机械设备将原油举升到地面，称作机械采油法。
自喷采油法是最经济的方法，但是随着油田的开发，地层压力的降低，地层能量的消耗，油田不能再采用自喷采油法，就需要利用机械采油法。
机械采油法，有杆抽油是国内外油田最主要的，也是至今在机械采油方式中占绝对主导地位的人工举升方式。
有杆抽油系统主要由抽油机、抽油杆、抽油泵三部分组成，抽油机是有杆抽油系统最主要的升举设备。
根据其是否有游梁，抽油机可以划分为游梁式抽油机和无游梁式抽油机。
而常规游梁抽油机自诞生以来，历经百年，经历了各种工况和各种地域油田生产的考验，经久不衰。
目前仍在国内外普通使用。
常规游梁式抽油机以其结构简单、耐用、操作简便、维护费用低等明显优势，一直占据着有杆系采油地面设备的主导地位。
所以研究有杆类采油设备是非常有意义的。
本文介绍了常规抽油机工作原理与节能原理，设计过程中对抽油机运动学和动力学分析与计算，阐述了常规游梁式抽油机运动规律。
游梁式抽油机驴头的悬点载荷标志抽油机的工作能力的重要参数之一，而看它是否节能，其技术指标是抽油机的电动机实耗功率的大小及减速器的工作状态。
本设计全面概述了常规性抽油机的发展概况，抽油机的优化设计及其节能原理，对抽油机得几何参数，运动参数，动力学参数进行了全面的分析计算，以对常规游梁式抽油机进行优化设计。
关键词：常规游梁式抽油机；结构设计计算；优化AbstractMethod of oilfield exploitation of crude oil is divided into two kinds: one kind is uses thehigh energy to lift crude oil, known as the flowing production method; another kind is the use of mechanical equipment for the crude oil onto the ground, called the mechanical recovery method. Flowing production method is the mosteconomical, but with the development of oil fields, lower formation pressure,formation energy consumption, oil field can not use the flowing production method,need to use mechanical recovery method. Machinery production equipment from the mode of production can be divided into two kinds: rod production equipment and no rod production equipment, and rod production equipment for the main part,so the energy problem rod production equipment is very meaningful.Beam pumping unit is the main equipment for the production of rod oil extraction equipment in oil field. In some oil fields in China try to use technology to replace theconventional beam pumping machine is advanced, but because the cost is too high, the cost recovery period is too long, so in the field or in the beam pumping unit.This paper introduces the conventional pumping unit working principle and theprinciple of energy saving pumping unit, the analysis and calculation of the kinematics and dynamics of machine design process, the conventional beampumping oil machine movement law. One of the important parameters of the beampumping unit horsehead of the pumping unit horsehead load mark working ability,and to see whether it is energy saving, the technical indicators are motor pumping unit of the actual power consumption and the size of the reducer working state. The design of a comprehensive overview of the development of the conventionalpumping unit, optimizing design and energy-saving principle of oil drawing machine,the geometrical parameters, pumping motion parameters, the kinetic parameterswere analyzed to calculate.目录常规游梁式抽油机设计与仿真第一章绪论1.1游梁式抽油机技术发展抽油机产生和使用由来已久，已有百年的历史。
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常规游梁式抽油机应用 的是曲柄摇杆机构原理 而在此四杆机构的循环 方式，有以下三种：
对称循环、近似对称循 环和非对称循环
原理图：
基本参数的确定
游梁抽油机的运动分析 游梁式抽油机悬点载荷计算 游梁式抽油机减速箱曲柄轴扭矩计算 游梁抽油机的抽汲工况 游梁式抽油机的电动机选择计算
查表可得i高1 速3 级传动比:
i2 1.3 ~ 1.4 46.67 7.94
则低速级传动比:
i3 5.88
各轴转速计算
n1
nm i1
980 3
326.67 r
min
n2
n1 i2
326.67 7.94
41.14r
min
n3
n2 i3
41.14 5.88
7r
min
各轴功率计算
轴1： P1 Pd 1 5.860.95 5.57KW
轴2： P2 P1 2 5.570.97 5.40KW
轴3： P3 P2 3 5.40 0.97 5.24KW
各轴扭矩计算
轴1：
T1
9549
P1 n1
9549
5.57 326.67
0.16
•m
轴2：
T2
9549 P2 n2
9549
5.40 41.14
1.25
•m
轴3：
T3
60 1000
s
1.38m s
所以选用8级精度是合宜的
带链传动的方案比较
1）带传动方案的优点 （1）、适用于中心距较大的传动；（2）、带具有良好的的挠性，可缓和冲击，吸收振动；（3）、过载时
带与带轮之间会出现打滑，打滑虽使传动失效，但可防止损坏其他零件；（4）、结构简单、成本低廉。 2）带传动方案的缺点 （1）、传动的外廓尺寸较大；（2）、需要张紧装置；（3）、由于带的滑动，不能保证固定不变的传动比；
55KW
额定电流
104
满载转速为 同步转速为
nm 980r min
1000r min
传动比分配
总传动比
由选定的电动机满载转
n 速nm和工作机主动轴转
速 ，得出传动比为:
i0
nm n
980 7
140
传动装置传动比分配
初步选取V带传
动比为: i1 3，
则减速器的传 为: i i0 140， 46.67
冲程S(m)
冲次n(次/min) 悬点载荷P(kN)
8T/15 7T/15
1.8 7 P1=20，
P2=5
电动机选择和传动比分配
电动机所需的工作功率：Pd
PW
5.08 0.95 0.97 0.97 0.97
5.86KW
执行机构的曲柄转速：
n 7r min
电动机的型号可选为 Y280M-6的三相异步电 动机，额定功率为
H lim 2 590 MPa
FE2 500 MPa
由表取 SH 1.1 SF 1.25
H1
H lim1 SH
710 1.1
645 .45MPa
H 2
H lim 2
SH
590 1.1
536 .36MPa
FE1
FE1
SF
600 1.25
480 MPa
FE2
FE2
取：b2 65 b1 70
取 m 3.25
实际 d1 Z1 m 25 3.25 81.25mm
d2 Z2 m 198 3.25 643.5mm
中心距 a d1 d2 81.25 643.5 362.375mm
2
2
齿轮圆周速度
v
d1n1
60 1000
3.14 80.8 326.67 m
机构运动简化
悬点运动规律简化图
OB1 R LL 0.8m 2.0m 2.8m OB2 LL R 2.0m 0.8m 1.2m
SB 2R 2 0.8m 1.6m
机构关系框图
游梁式抽油机主要构件的介绍
减速器及传动装置设计--王宁博
设计参数分析与确定
上冲程时间 下冲程时间
9549 P3 n3
9549 5.24 7
7.15
•m
齿轮减速器的设计计算
高速级齿轮传动设计计算
选择材料及确定许用应 力
小齿轮用38CrMnAlA调
质，齿面硬度255—
321HBS，
H lim1 710 MPa
FE1 600 MPa
大齿轮用ZG35SiMn调
质，齿面硬度241—
269HBS，
带传动设计计算
运动和动力参数的确定 已知 传动的额定功率为5.86KW ，
电机转速n1为980r/min，减速器轴 转速n2为327r/min 计算过程：
p 计算功率 c
查表13—8得 k A =1.6，故 Pc k A p 1.6 5.86kw 9.4kw
选v带型号
本设计方案选普通v带
SF
500 1.25
400 MPa
按齿面接触强度设计
设齿轮按8级精度制造。 取载荷系数 k 1.25
齿宽系数 0.8 小齿轮上的转矩
T1
9.55 106
P n1
9.55 106
5.57 326 .67
N
•m
1.6284
105 N
• mm
ZE 188
d1
3
2k T1
u
u
1
(
ZE
EH
H
)2
3
21.51.628105 7.94 1 (188 2.5)2
0.8
7.94 536.36
80.8mm
齿数 Z1 25 则 Z2 7.94 25 198
故实际传动比 i 198 7.92
模数：m
d1 Z1
80.8 25
25 3.2mm
齿宽：b d • d1 0.880.8 64.64mm
（4）、带的寿命较短；（5）、传动效率较低。 3）链传动方案的优点 与带传动相比 （1）、链传动没有弹性滑动和打滑，能保持准确的的平均传动比；（2）、需要的张紧力小，作用在轴上
的压力也小，可减少轴承的摩擦损失；（3）、结构紧凑；（4）、能在温度较高、有油污等恶劣环境下工 作。 4）链传动方案的缺点 瞬时链速和瞬时传动比不是常数，因此传动平稳性较差，工作中有一定的冲击和噪音。 5）带链传动的应用范围 （1）、带传动适用于中小功率的传动；目前V带传动应用最广，一般带速为v=5-25m/s，传动比i<=7，传动 效率为0.90-0.95。 （2）、链传动广泛应用于矿山机械、农业机械、石油机械、机床及摩托车中；通常，链传动的传动比i<=8； 中心距a<=5-6m；传动效率p<=100kW；圆周速度v<=15m/s；传动效率约为0.95-0.98。