CYJY12-4.8-73HB型抽油机设计
在用的游梁式抽油机进行节能研究具有很大的现实意义。
1.4抽油机的发展趋势
今后，国内外抽油机主要向以下几个方面发展[6]～[9]： a.朝着大型化方向发展
b.朝着低能耗方向发展 c.朝着精确平衡方向发展 d.朝着高适应性方向发展 e.朝着长冲程无游梁方向发展 f.朝着自动化和智能化方向发展
1.5本论文的主要研究内容
近几年来，抽油机节能问题己日益引起人们的重视，国内的许多生产厂家正在不断地应用新技术，通过进行结构优化设计和改进平衡方式等，实现抽油机节能的目的，己经有一大批新型的抽油机相继投入油田开采。在开发新产品的同时，也要对现有抽油机实施节能技术改造，不断地推广节能技术。而在研究节能抽油机的同时，系统的可靠性、经济性和使用维护方便是生产厂家和用户所特别关注的问题，因此研究经济、可靠耐用、节能效果显著的抽油机是一个具有现实意义的课题。
进入二十世纪九十年代，许多科研人员、各大科研院所、抽油机制造厂家做了大量的研究上作，研制出10多种不同类型的新型抽油机。数控抽油机虽然采用了全新的技术，属于机电一体化产品，但其对游梁式抽油机没有任何继承，因而价格昂贵，且控制系统的可靠性还存在一定问题，不能推广使用。链条式抽油机存在换向冲击载荷大和钢丝绳易断，道轨刚度不足容易变形等缺点。液压抽油机存在漏油、发热可靠性差等缺点，且维护保养复杂，影响其进一步的推广使用。另外，齿轮抽油机、气平衡抽油机、增矩式抽油机等一些抽油机从理论上都是可行的，可是经不起长时间的现场考验而中途夭折。以偏轮抽油机为代表的几种六连杆抽油机，虽然节能效果显著，但其活动件较多，制造、安装、调整、维护复杂，现己基本停止了生产，摆杆抽油机的节能效果也较明显，但由于采用了开式滚轮传动，钢轨磨损严重，而且与常规机相比增加大量钢材和多个活动关节，可靠性大打折扣，其发展前景也不容乐观。双驴头抽油机采用柔性四连杆结构，节能效果较好，结构上与常规抽油机相比，减少了尾轴
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绪论
承座连接，增加了后驴头和软连接，重量增加较少。其主要问题就是钢丝绳的折断问题，但通过合理选用材料和弧面参数，这一问题将得到解决。随着数控切割设备的出现，其制造难度降低，成本下降，其发展前景看好，目前国内节能型抽油机的应用上也证明了这一点。
为此，本文在分析目前国内外在用抽油机的情况基础上，对异相曲柄抽油机进行优化设计，一方面提高其节能效果，另一方面提高其系统的可靠性，进一步进行抽油机优化设计研究。
本文的主要研究内容如下：
1、对包括抽油机在内的有杆采油系统悬点载荷计算进行研究，对抽油机的电机功率的选择。
2、根据游梁式抽油机四连杆机构的几何关系和运动特点，对游梁式抽油机的几何结构、运动参数、动力特性等进行分析。
3、对CYJY12-4.8-73HB型抽油机主要零部件（游梁、连杆、曲柄）强
度校核。
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2 游梁式抽油机的运动分析
游梁式抽油机驴头悬点载荷是标志抽油机工作能力的重要参数之一，是抽油机四杆机构力学分析的基础，是抽油机设计计算和选择使用的主要依据。抽油机工作时，抽油机悬点载荷及平衡重在曲柄轴上造成的扭矩与电机输给曲柄的扭矩相平衡。因此通过悬点载荷及平衡来计算曲柄轴扭矩，不仅可以检查减速箱是否在超过扭矩条件下工作，而且可以用来检查和计算电动机功率及功率利用情况[11]。在一定参数(悬点载荷、冲程长度和冲程次数)和一定使用范围条件下，抽油机各杆件和各节点的受力大小和方向的确定是抽油机设计计算的基本任务之一。只有在受力分析的基础上，才能正确地计算零件的主要尺寸，以保证足够的强度、耐久性和高效率。为此，首先对游梁式抽油机的悬点载荷等动力学参数进行详细的分析，然后再对抽油机四杆机构进行力学分析。
2.1游梁式抽油机的运动学分析
游梁式抽油机的运动学分析的目的：游梁式抽油机运动分析的目的是：对应于抽油机某一曲柄旋转角速度，求出驴头及各铰接点的位移、速度和加速度随时间或曲柄旋转角的变化规律，为进行载荷、扭矩等的动力学分析和计算提供数据。 2.1.1 几何尺寸分析[10]
从图2-1可的如下关系
??arcsin(IK) （式2-1）
?2?2????? （式2-2）
L?R?K?2RKcos?2 （式2-3）
22在三角形ＡＯＯ１和ＡＢＯ１中分别运用余弦定理和正弦定理可得：
??arcsin(RLsin?2) （式2-4）
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抽油机的运动分析
Bθ4CO1χφαAPLθ3KβAθO2θI
图2-1 抽油机运动机构示意图
?3?arccos(P?L?C2PL2222)?? （式2-5）
22?4???arccos(2P?L?C2CL22)?? （式2-6）
c?arccosP?C?L2PC （式2-7）
2??arccos(C?L?P2CL22) （式2-8）
式中：
?——曲柄转角，以曲柄处于铅垂向上作为零度，沿顺时针方向度量；
?2 ?3 ?4——各杆件的参考角，各角均从基杆ＯＯ１算起，并且沿逆时针方向
取正值；
Ｒ——曲柄半径； Ｐ——连杆长度； Ｃ——游梁后臂长度；
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Ｋ——基杆长度； Ａ——游梁前臂长度； Ｉ——基杆的水平投影；
?——ＢＯ１与ＡＯ１线的夹角；
? ——ＯＯ１与ＡＯ１线的夹角；
由上图还可的到如下关系：
φ＝χ＋β （式2-9）
?max?C2?K2?(R?P)2??arccos?? （式2-10）
2CK???C2?K2?(P?R)2?arccos?2CK??? （式2-11） ??min式中：
φ——ＢＯ１与ＯＯ１线的夹角；
?max——悬点处于下死点位置时，游梁后臂和基杆之间的夹角； ——悬点处于上死点位置时，游梁后臂和基杆之间的夹角；
?min2.1.2 悬点的位移、速度、加速度的分析
从上图还可以看出，，对应任一?时的悬点位移Si(以下死点作为况的起始点)为：
Si=A·δi=A·（?xam－φ） （式2-12）
式中：
Ａ——游梁前臂长度；
δi——对应任一?时的游梁位置与悬点处于下死点时游梁位置的夹角。 悬点冲程为：
Ｓ＝Ａ·δ＝Ａ·（?max－?min） （式2-13）
式中：
δ——对应于悬点处于上、下两死点位置时游梁两位置的夹角。 图2-1中各矢量有如下关系：
R?P?K?C (式2-14） 上述矢量方程用复变量可表示为：
i? Re?Pe2i?3?K?Cei?4 （式2-15）
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