攀枝花学院
学生课程设计
题 目： 游梁式抽油机第二部分
学生姓名： 学 号： 所在院(系)： 专 业： 班 级： 指 导 教 师： 职称：
2013年 月 日
目录
第1章 驴头 -------------------------------------------------------------4 第2章 游梁--------------------------------------------------------------6 第3章 横梁 -------------------------------------------------------------9 第4章 连杆装置 ---------------------------------------------------------12 第5章 曲柄--------------------------------------------------------------15 第6章 游梁心轴—————————————————————————————18 参考文献 ----------------------------------------------------------------22
第1章 驴头
图1.1 游梁
抽油机工作原理图
1.1 设计原始数据
额定功率：70Kw 冲次：6次/min
冲程：2.1,2.5,3.0m
1.2 主要参数
悬点载荷：抽油机驴头悬点的实际载荷。
额定悬点载荷：抽油机正常工作允许的最大的悬点载荷。
光杆的最大冲程：调节抽油机的冲程调节机构使光杆获得的最大位移。 最高冲次：调节带传动的传动比最小时的冲次数。 减速器的扭矩：减速器输出轴允许的最大扭矩。
1.3 驴头的结构设计
驴头是用来将游梁前端的往复圆弧运动变为抽油机的垂直往复运动。为了保证在一定冲程长度下，将圆弧运动变为垂直运动，圆弧面长度应为： S狐=(1.2~1.3)Smax
式中，Smax-----驴头悬点（挂抽油杆处）的最大冲程长度。 给定数据：最大冲程长度Smax=3.0m. 取S弧=1.2Smax=1.2×3.0m=3.6m.
游梁的摆角θ1设计为55º。由摆角θ1和驴头的圆弧面长度 S狐可求得弧面半径R。
S狐=θ1R
R= S狐/θ1=3.6m/55º=3.75m.
给定数据：游梁前臂长度L1=3m.
驴头宽度LAB=R-L1=3.75m-3m=0.75m.
驴头用厚为30mm的钢板焊接而成。考虑到经济性，节约资源与成本，驴头上留有5个小孔，小孔的直径为90mm。
钢板的标准及名称GB/T3274---1988.碳素结构钢和低合金结构热扎厚钢板和钢带。（[7] P3--83,表3--1--37，常用钢板，钢带的标准摘要。）为了便于驴头与游梁的链接，在驴头的腹部上下各焊接一块钢板。板长300mm,高为200mm,宽为20mm。每块钢板上均有4个螺栓孔。如图1.2所示。
图1.2 驴头的结构
两钢板间留有200mm的索道，在索道的上方焊接一个钢丝绳悬挂点，钢丝绳悬挂点选用的是低合金结构钢Q420([7] P3--21.表3--1--8，低合金钢的化学成分和力学性能。)
将低合金钢加工成直径为30mm，长度为200mm的外螺纹结构，再将其焊接在驴头的索道上。
1.4 悬点载荷G的计算
由减速器部分计算得到减速器的输出扭矩T=50 KN.m。 TȠ=GR
Ƞ------减速器输出端到驴头悬点的总效率。 R-------驴头的弧面半径。
查表1--1--3 常用零件的传递效率。[8] P15 得 齿式联轴器传递效率Ƞ1=0.99 滚动轴承传递效率Ƞ2=0.99
滑动轴承传递效率Ƞ3=0.97 销连接的传递效率Ƞ4=0.95
总效率Ƞ=Ƞ12Ƞ22Ƞ3Ƞ42=0.992 ×0.992 ×0.97 ×0.95=0.84. 悬点载荷G=TȠ/R=50KN.m×0.84÷3.0m=11.2KN.
第2章 游梁
游梁是抽油机主要承载部件，承担着抽油机的全部工作载荷，因此必须要有足够的强度和一定刚度。游梁由前臂和后臂组成。前臂长3m，后臂长2.4m。前臂与驴头相连，后臂通过横梁与连杆相连，中间部分通过滚动轴承与支架相连。中部有四个长孔，固定在游梁支承上，靠四个调整螺栓对游梁进行微调，使驴头悬点对准井口中心。
为了保证游梁的刚度强度，游梁用两工字钢焊接而成，横截面如图2.1所示。
图2.1 游梁的截面示意图
2.1 平衡重重力G1的计算
由于平衡重是用来平衡悬点载荷的，所以平衡重对与平衡重等高的支架中线的力矩等于悬点载荷对支架轴的力矩，即 G1L2=(G+G0)L1
G1-------平衡重的重力 L2---------后臂梁长
G0--------驴头重力（G=11KN） L2------前臂梁重力 G1=8.83KN
2.2 游梁的受力分析
当抽油机未工作时，游梁处于平衡位置。即游梁前臂端，后臂端对支架轴的力矩相等。设后臂端受力为F1，支架受力为F2 则 GL1=F1L2
F1=GL1/L2=11.2KN.m×3.0m÷2.4m=14.0KN F2=G+F1=11.2KN+14.0KN=25.2KN
如图2.2所示，做出游梁受力的剪力图和弯矩图。
图2.2
得出游梁的最大的剪力为11KN,最大弯矩为14.6KN.m。
游梁所受的最大弯曲正应力σmax=Mmax/Wz ([11] P169,公式6--4） Mmax------最大弯矩 Wz--------抗弯截面系数
σmax=Fmax/A ( [11] P20 公式2--1） Fmax-----最大力
A-------游梁横截面面积。
所以，Mmax/Fmax=W/A=14.6KN.m/11KN=1.3
查表3--1--54 热轧工字钢 （[7], P3--114) 得工字钢的型号为40C 高度h=400mm 腿宽度b=146mm 腰厚度d=14.5mm 平均腿厚度t=16.5mm 内圆弧半径r=12.5mm
腿端圆弧半径r1=6.3mm 如图2.3所示。
图2.4
在游梁的前臂端上下对称焊接如图2.3所示的钢板，用来与驴头腹部钢板螺纹连接。
图2.5
在支架轴处用如图2.4所示的A型耳板。（ [9] P22 耳板结构图
)
图2.6 查表
1.24 耳板结构尺寸（[9] ,P23 ) 支架轴的耳板材料为Q345
第三章 横梁
3.1横梁的受力分析
受力分析图如图3.1所示
图3.1
弯矩图如图3.2所示
图3.2
根据公式G0L1=L2F 计算得到F=13.75KN 根据《材料力学》公式的 WZ=bh²/6 A=bh
Wz------抗弯截面系数
查表得横梁的抗弯截面系数Wz=1.85x10m 横梁所受的最大弯曲正应力σmax=Mmax/Wz σmax=Fmax/A
σmax-----最大弯曲正应力 Mmax/Fmax=W/A A----横梁横截面积 可取L=1.8m A=15360mm² 材料用Q235
横梁的结构图如图3.3所示
4
3
图3.3
3.2横梁心轴的设计
横梁心轴是用来连接游梁后臂耳板与横梁，只受弯矩，不受扭矩。其结构如图3.4所示。
图3.4查表
B.8横梁心轴的配合尺寸 D=64mm d=40mm
L=144mm L1=38mm L2=68mm 横梁心轴的受力分析如图3.5所示
F=F1+F2
F=G1=8.83KN
弯矩图如图3.6所示
根据《材料力学》公式的 WZ=πd3
/32 Wz------抗弯截面系数
4
3
查表得横梁的抗弯截面系数Wz=1.66x10m
轴所受的最大弯曲正应力σmax=Mmax/Wz σmax=Fmax/A
σmax-----最大弯曲正应力 Mmax/Fmax=W/A A----轴横截面积 πR²=A
R可取32mm
3.3 横梁心轴轴承的选用
考虑到轴承所受载荷基本为径向，且受力较大。
查《机械设计手册》选用60000型深沟球轴承，代号为61810. 其基本尺寸为D=65mm, d=50mm,B=7mm.
3.4 深沟球轴承的寿命计算
图3.5
106cε
Lh=）
60np 根据《机械设计》公式
根据冲次数为6n/min 所以n=0.9r/min
取ε=3 C=4.415KN Lh=36000h
3.5 轴承的润滑
根据轴承的工作条件 采用油脂润滑。
第四章 连杆
4.1由于抽油机对称分布，连杆，曲柄，平衡块的数量均为2个。
连杆装置：由无缝钢管和上、下接头组焊而成的连杆，连杆销，曲柄销及曲柄销轴承座组成。上端靠连杆销与横梁连结，下锥面配合有螺栓与轴承座相连，曲柄销用左右旋紧螺母紧固在曲柄上，曲柄销螺母可根据需要配备三棱梅花螺母。
曲柄装置：两个曲柄装置对称的固装在减速器的从动轴上，曲柄上有若干个直径相同的曲柄销孔，将曲柄销 紧固在不同的曲柄销孔里，既可得到不同冲程长度。曲柄装配有齿条，用来调节平衡块在曲柄上的位置。
4.2 计算连杆，曲柄的长度
在图1中，后臂，连杆，曲柄，曲柄转动轴心到支架轴心的距离组合成，四连杆，其中后臂为摇杆，其摆角为55º，因为此曲柄连杆为对称循环结构，所以后臂端头处于极限位置时，端头到平衡位置的距离为曲柄长度L3=sin27.5ºL2=1.1m
支架轴心和曲柄转动轴心到底座的距离分别为h1, h2.高度差h=0m.由勾股定理求的连杆长度
L4L3+h2=.12+0=1.1m
2
4·3连杆的结构设计
连杆上端，下端连接结构如图4.1所示。
图4.1
4·4连杆上销轴的设计
连杆上端与游梁两端的耳板用连杆上销轴连接。连杆上销轴如图4.2所示。其中D的公差按m7选用（[12] P38）
图4.2
D=30mm ，L=110mm
4·5连杆的应力分析与强度校核
抽油机的连杆连接曲柄装置与横梁。通常连杆为无缝钢管，连杆在抽油机工作时，承受拉力或压力。连杆在不同位置时，所受的力大小不同，根据示功图选悬点载荷最大位置时对连杆进行校核。此时抽油机的位置如下图所示:
图4.3抽油机结构示意图
曲柄销处的作用切线T，连杆作用力P连，曲柄平衡重折合力G曲，曲柄平衡质量造成的离心力G曲=ω2⋅r/g，游梁上作用力有悬点载荷P，连杆作用力P连，游梁支点O'的反作用力Rg(Rx,Ry)以及游梁重G。
根据游梁支点—的力矩平衡式：
P⋅A=P连⋅C⋅sinβ⇒P连=
A
⋅P
C⋅sinβ
4-1
引入结构不平衡重，则有：
其中A=3.0m，C=2.0m，P=80KN式中关于β的计算：
J=K2+R2-2KRcosθ-φ 4-2
代入θ=60 ，φ=34.14218 ，则J=3.04236m。 利用余弦定理则有：
⎛C2+P2-J2⎫⎛22+3.222-9.2559⎫
β=arccos ⎪=arccos ⎪=66.61
2CP2⨯2⨯3.22⎝⎭⎝⎭
P连=
A3⋅P=⨯80=130.7404KN
C⋅sinβ2⨯sin66.61
连杆的横截面积：取直径42mm的实心杆。
⎛D⎫⎛D-12⎫⎛96⎫⎛96-12⎫2
A=π ⎪-π ⎪=π⨯ ⎪-π⨯ ⎪=1696.46mm
⎝2⎭⎝2⎭⎝2⎭⎝2⎭
2
2
2
2
σ=
P连130.7404=⨯103=38.53MPa 2⋅A2⨯1696.46
许用应力：[σ]=
σs
S
=
225
=150MPa 1.5
式中：S——安全系数 σ≤[σ]
故：取连杆材料Q235即可满足强度要求
第五章 曲柄
5.1 曲柄的设计
两个曲柄装置对称的固装在减速器的从动轴上，曲柄上有若干个直径相同的曲柄销孔，将曲柄销 紧固在不同的曲柄销孔里，既可得到不同冲程长度。曲柄装配有齿条，用来调节平衡块在曲柄上的位置。
前面已经计算出曲柄的长度为1100mm。曲柄的一端与连杆用曲柄销轴连接。另一端与减速器的输出轴用滚动轴承相连接。曲柄的结构如图5.1所示。
图5.1
5·2曲柄轴的设计
曲柄轴用来连接连杆和曲柄，如图5.2所示。
图5.2
D1和D2的公差分别按k6和n8选用，均应滚压加工。查表8.10曲柄轴与轴承的配合尺寸（一） （[12] P39) 得曲柄轴的结构尺寸
L1=72mm L2=56mm L=176mm d= 56mm D=80mm d0=8mm。 5·3
曲柄轴轴承型号的选择
查表E.1 游梁式抽油机用轴承 （[12] P55)得 曲柄轴轴承型号60000，代号为61810
查《机械设计手册》深沟球轴承表 （[13] P6-143)得基本尺寸d=60mm D=80mm B=10mm
5.4 深沟球轴承的寿命计算
106cε
Lh=）
60np 根据《机械设计》公式
取C=4.415KN, n=1n/min ε=3 Lh=36000h
5.5 轴承的润滑
根据轴承工作条件，选用油脂润滑。
5·4曲柄连接设计强度校核
抽油机曲柄连接图所示，已知曲柄键材料为：40Cr，材料的弹性模量：
E=2⨯105MPa ，泊松比：ν=0.27合长度：l=114mm，曲柄强度校核：
(1) 求A-A截面的最大弯矩M：
Mmax=
A1
⋅P P连max⨯l0⇒P连=
C⋅sinβ2
4-3
其中:A=3.0mm，C=2.0mm，P=80KN，R=0.947mm，P=3220mm 此时:θ=60
J=K2+R2-2KRcosθ-φ=3.04236m
⎛C2+P2-J2
β=arccos 2CP⎝
⎫⎛22+3.222-9.255961911⎫
⎪ ⎪=arccos=66.6137 ⎪ ⎪2⨯2⨯3.22⎭⎝⎭
P连=
A3
⋅P=⨯80=130.7404KN
C⋅sinβ2⨯sin66.6137
Mmax=
11
P连max⨯l0=⨯130.7404⨯60=392.212N⋅m 22
(2) 求最小结合压力Pfmin： J1= J2= s1= s2=
πd14
64
=
π⨯0.0664
64
=0.9314⨯10-6m4
πD4-d14
64
(
)=π⨯(0.105
4
-0.0664
=5.0352⨯10-6m4
64
4
)
πd12
4
=
π⨯0.0662
=3.4212⨯10-3m2
2
πD2-d12
4
(
)=π⨯(0.105
-0.0662
4
)=5.2378⨯10
-3
m2
G11
===0.3937
E21+ν21+0.27
取K1=K2=1得：
1111++-6-6GJ1J22 α=⋅=0.3937⨯=1036.57 1111E
++-3s1s23.4212⨯105.2378⨯10-3
α=32.20
eαl-e-αl
shαl= =19.629
2
取μ=0.17，r1=
Pfmin=
d1
=33mm， 2
Mmax⋅J⋅2α4μr14J1+J2shαl
3922212⨯5.0352⨯10-6⨯3220
=4-6
4⨯0.17⨯0.033⨯0.9314+5.0352⨯10⨯19.629=6.733081794⨯10-6
(3) 求螺纹预紧力：
⎡⎛β⎫⎤
QP=πd1lPfmin⎢tg ⎪+ν⎥Qp 4
⎣⎝2⎭⎦
-4
⎛β⎫1
式中：μ=0.17，tg ⎪=，β为锥角1:10。
⎝2⎭20
⎛1⎫
QP=π⨯0.066⨯0.114⨯6.733081794⨯106 +0.17⎪=35⋅01347622⨯103KN
⎝20⎭
(4) 求拧紧力矩T：
Q2 T≈0.2Pd=0.⨯
3
35.0134⨯7622⨯10=0.072KN50⋅4.194 m
(5) 校核螺纹根部的静强度：
采用M72⨯2螺纹，螺纹小径d1=68.923mm，材料为40Cr，抗拉强度为
σb=940MPa，根据资料[2]，取S=2，则有：
σb4⨯1.3⨯35.01347622⨯106
=12.2MPa≤=470MPa σ=2
Sπ⨯0.068923
显然螺纹根部强度足够。
第六章 游梁心轴
6.1 心轴轴是用来连接游梁与支架。心轴的结构设计如图6.1所示，其中D和d1分别按h11和n6选用。 （[12] P39
)
图
6.1
L=320mm L1=16mm L2=160mm L3=64mm D=110mm d1=96mm d3=90mm
6·2支架心轴轴承的选择
查表E.1 游梁式抽油机用轴承 （[12] P55)选用型号60000，代号为61816的深沟球轴承
查表6--2--77深沟球轴承 （[13] P6-304)得基本尺寸d=76mm D=90mm B=38mm 、
5.4 深沟球轴承的寿命计算
106cε
Lh=）
60np 根据《机械设计》公式
取C=25.2KN, n=1n/min ε=3 Lh=36500h
5.5 轴承的润滑
根据轴承工作条件，选用油脂润滑。
6·3游梁支承的强度校核
轴的主要功能是支承旋转零件、传递力矩、力和运动。本设计的游梁支承轴主要功能是支承旋转零件。轴的主要材料是经过轧制或锻造而成的优质中碳钢和合金钢。其中最常用的是经调质处理的45号钢；不重要的或受力较小的轴，也可用Q235—A制造。对于受载较大的轴的尺寸和重量受到限制，或需要提高轴颈的耐磨性以及处于高温、低温、腐蚀等条件下工作的轴，可采用合金钢，所以只为了提高轴的刚度而选用合金钢是不经济的。球墨铸铁和一些高强度铸铁，由于它们铸造性能好，减振性能也好，应力集中敏感性能，适应于制造外形复杂的轴，如曲轴、凸轮等。为了提高轴的强度和耐磨性，可对轴进行热处理或化学处理，以及表面强化处理等。本设计中的游梁支承轴选用45号钢，调质处理，HBS为217MPa～255MPa。
轴的强度计算：
(1) 受力分析
图6.2受力分析图
①水平面受力分析:
图6.3水平面受力图
②对水平面受力分析所得弯矩图：
图6.4弯矩图
③垂直面内受力分析
图6.5垂直面内受力图
④对应垂直面内受力分析的弯矩：
图6.6对应垂直面内受力的弯矩图
⑤合成弯矩图：
图6.7合成弯矩图
(2) 作弯矩图：
水平弯矩图②，垂直弯矩图④，合成弯矩图⑤。
水平面最大弯矩：
MAx=MBx=Fx1⨯0.112=25.94729⨯0.112⨯103=2906.0965N⋅m
垂直面最大弯矩：
MAy=MAy=Fy1⨯0.112=116.5127⨯0.112⨯103=13049.4224N⋅m
合成最大弯矩：
MA=MAy+MAy=2906.09652+13049.42242=13369.09952N⋅m
MB=MA=13369.09952N⋅m 22
(3) 强度校核：
从合成弯矩图可知截面A、B处载荷最大，可能是危险截面，下面校核这个截面。
σ+max=Mmax13369.09952⨯32==27.718MPa3Wπ⨯0.17
σ-max=Mmax13369.09952⨯32==27.718MPa 3Wπ⨯0.17
MPa σ+max≤[σ+]=216
σ-max≤[σ-]=216MPa
参考文献:
[1] 《游梁式抽油机的设计计算》张建军，李向齐，石慧宁编著 石油工业出版社 出版2005.6
[2] 《机械设计手册·单行本·常用工程材料》 成大选主编 化学工业出版社 2004·1
[3] 《机械设计手册·单行本·常用设计资料》 成大选主编 化学工业出版社 2004·1
[4] 《钻井和修井井架，底座设计指南》 侯依甫 编著 石油工业出版社 出版2005.9
[5 《机械设计基础课程设计》 主编 朱双霞 史新逸 李梁 哈尔滨工程大学出版社 2009·8
[6] 《材料力学1》第三版 单祖辉编著 高等教育出版社 2009
攀枝花学院
学生课程设计
题 目： 游梁式抽油机第二部分
学生姓名： 学 号： 所在院(系)： 专 业： 班 级： 指 导 教 师： 职称：
2013年 月 日
目录
第1章 驴头 -------------------------------------------------------------4 第2章 游梁--------------------------------------------------------------6 第3章 横梁 -------------------------------------------------------------9 第4章 连杆装置 ---------------------------------------------------------12 第5章 曲柄--------------------------------------------------------------15 第6章 游梁心轴—————————————————————————————18 参考文献 ----------------------------------------------------------------22
第1章 驴头
图1.1 游梁
抽油机工作原理图
1.1 设计原始数据
额定功率：70Kw 冲次：6次/min
冲程：2.1,2.5,3.0m
1.2 主要参数
悬点载荷：抽油机驴头悬点的实际载荷。
额定悬点载荷：抽油机正常工作允许的最大的悬点载荷。
光杆的最大冲程：调节抽油机的冲程调节机构使光杆获得的最大位移。 最高冲次：调节带传动的传动比最小时的冲次数。 减速器的扭矩：减速器输出轴允许的最大扭矩。
1.3 驴头的结构设计
驴头是用来将游梁前端的往复圆弧运动变为抽油机的垂直往复运动。为了保证在一定冲程长度下，将圆弧运动变为垂直运动，圆弧面长度应为： S狐=(1.2~1.3)Smax
式中，Smax-----驴头悬点（挂抽油杆处）的最大冲程长度。 给定数据：最大冲程长度Smax=3.0m. 取S弧=1.2Smax=1.2×3.0m=3.6m.
游梁的摆角θ1设计为55º。由摆角θ1和驴头的圆弧面长度 S狐可求得弧面半径R。
S狐=θ1R
R= S狐/θ1=3.6m/55º=3.75m.
给定数据：游梁前臂长度L1=3m.
驴头宽度LAB=R-L1=3.75m-3m=0.75m.
驴头用厚为30mm的钢板焊接而成。考虑到经济性，节约资源与成本，驴头上留有5个小孔，小孔的直径为90mm。
钢板的标准及名称GB/T3274---1988.碳素结构钢和低合金结构热扎厚钢板和钢带。（[7] P3--83,表3--1--37，常用钢板，钢带的标准摘要。）为了便于驴头与游梁的链接，在驴头的腹部上下各焊接一块钢板。板长300mm,高为200mm,宽为20mm。每块钢板上均有4个螺栓孔。如图1.2所示。
图1.2 驴头的结构
两钢板间留有200mm的索道，在索道的上方焊接一个钢丝绳悬挂点，钢丝绳悬挂点选用的是低合金结构钢Q420([7] P3--21.表3--1--8，低合金钢的化学成分和力学性能。)
将低合金钢加工成直径为30mm，长度为200mm的外螺纹结构，再将其焊接在驴头的索道上。
1.4 悬点载荷G的计算
由减速器部分计算得到减速器的输出扭矩T=50 KN.m。 TȠ=GR
Ƞ------减速器输出端到驴头悬点的总效率。 R-------驴头的弧面半径。
查表1--1--3 常用零件的传递效率。[8] P15 得 齿式联轴器传递效率Ƞ1=0.99 滚动轴承传递效率Ƞ2=0.99
滑动轴承传递效率Ƞ3=0.97 销连接的传递效率Ƞ4=0.95
总效率Ƞ=Ƞ12Ƞ22Ƞ3Ƞ42=0.992 ×0.992 ×0.97 ×0.95=0.84. 悬点载荷G=TȠ/R=50KN.m×0.84÷3.0m=11.2KN.
第2章 游梁
游梁是抽油机主要承载部件，承担着抽油机的全部工作载荷，因此必须要有足够的强度和一定刚度。游梁由前臂和后臂组成。前臂长3m，后臂长2.4m。前臂与驴头相连，后臂通过横梁与连杆相连，中间部分通过滚动轴承与支架相连。中部有四个长孔，固定在游梁支承上，靠四个调整螺栓对游梁进行微调，使驴头悬点对准井口中心。
为了保证游梁的刚度强度，游梁用两工字钢焊接而成，横截面如图2.1所示。
图2.1 游梁的截面示意图
2.1 平衡重重力G1的计算
由于平衡重是用来平衡悬点载荷的，所以平衡重对与平衡重等高的支架中线的力矩等于悬点载荷对支架轴的力矩，即 G1L2=(G+G0)L1
G1-------平衡重的重力 L2---------后臂梁长
G0--------驴头重力（G=11KN） L2------前臂梁重力 G1=8.83KN
2.2 游梁的受力分析
当抽油机未工作时，游梁处于平衡位置。即游梁前臂端，后臂端对支架轴的力矩相等。设后臂端受力为F1，支架受力为F2 则 GL1=F1L2
F1=GL1/L2=11.2KN.m×3.0m÷2.4m=14.0KN F2=G+F1=11.2KN+14.0KN=25.2KN
如图2.2所示，做出游梁受力的剪力图和弯矩图。
图2.2
得出游梁的最大的剪力为11KN,最大弯矩为14.6KN.m。
游梁所受的最大弯曲正应力σmax=Mmax/Wz ([11] P169,公式6--4） Mmax------最大弯矩 Wz--------抗弯截面系数
σmax=Fmax/A ( [11] P20 公式2--1） Fmax-----最大力
A-------游梁横截面面积。
所以，Mmax/Fmax=W/A=14.6KN.m/11KN=1.3
查表3--1--54 热轧工字钢 （[7], P3--114) 得工字钢的型号为40C 高度h=400mm 腿宽度b=146mm 腰厚度d=14.5mm 平均腿厚度t=16.5mm 内圆弧半径r=12.5mm
腿端圆弧半径r1=6.3mm 如图2.3所示。
图2.4
在游梁的前臂端上下对称焊接如图2.3所示的钢板，用来与驴头腹部钢板螺纹连接。
图2.5
在支架轴处用如图2.4所示的A型耳板。（ [9] P22 耳板结构图
)
图2.6 查表
1.24 耳板结构尺寸（[9] ,P23 ) 支架轴的耳板材料为Q345
第三章 横梁
3.1横梁的受力分析
受力分析图如图3.1所示
图3.1
弯矩图如图3.2所示
图3.2
根据公式G0L1=L2F 计算得到F=13.75KN 根据《材料力学》公式的 WZ=bh²/6 A=bh
Wz------抗弯截面系数
查表得横梁的抗弯截面系数Wz=1.85x10m 横梁所受的最大弯曲正应力σmax=Mmax/Wz σmax=Fmax/A
σmax-----最大弯曲正应力 Mmax/Fmax=W/A A----横梁横截面积 可取L=1.8m A=15360mm² 材料用Q235
横梁的结构图如图3.3所示
4
3
图3.3
3.2横梁心轴的设计
横梁心轴是用来连接游梁后臂耳板与横梁，只受弯矩，不受扭矩。其结构如图3.4所示。
图3.4查表
B.8横梁心轴的配合尺寸 D=64mm d=40mm
L=144mm L1=38mm L2=68mm 横梁心轴的受力分析如图3.5所示
F=F1+F2
F=G1=8.83KN
弯矩图如图3.6所示
根据《材料力学》公式的 WZ=πd3
/32 Wz------抗弯截面系数
4
3
查表得横梁的抗弯截面系数Wz=1.66x10m
轴所受的最大弯曲正应力σmax=Mmax/Wz σmax=Fmax/A
σmax-----最大弯曲正应力 Mmax/Fmax=W/A A----轴横截面积 πR²=A
R可取32mm
3.3 横梁心轴轴承的选用
考虑到轴承所受载荷基本为径向，且受力较大。
查《机械设计手册》选用60000型深沟球轴承，代号为61810. 其基本尺寸为D=65mm, d=50mm,B=7mm.
3.4 深沟球轴承的寿命计算
图3.5
106cε
Lh=）
60np 根据《机械设计》公式
根据冲次数为6n/min 所以n=0.9r/min
取ε=3 C=4.415KN Lh=36000h
3.5 轴承的润滑
根据轴承的工作条件 采用油脂润滑。
第四章 连杆
4.1由于抽油机对称分布，连杆，曲柄，平衡块的数量均为2个。
连杆装置：由无缝钢管和上、下接头组焊而成的连杆，连杆销，曲柄销及曲柄销轴承座组成。上端靠连杆销与横梁连结，下锥面配合有螺栓与轴承座相连，曲柄销用左右旋紧螺母紧固在曲柄上，曲柄销螺母可根据需要配备三棱梅花螺母。
曲柄装置：两个曲柄装置对称的固装在减速器的从动轴上，曲柄上有若干个直径相同的曲柄销孔，将曲柄销 紧固在不同的曲柄销孔里，既可得到不同冲程长度。曲柄装配有齿条，用来调节平衡块在曲柄上的位置。
4.2 计算连杆，曲柄的长度
在图1中，后臂，连杆，曲柄，曲柄转动轴心到支架轴心的距离组合成，四连杆，其中后臂为摇杆，其摆角为55º，因为此曲柄连杆为对称循环结构，所以后臂端头处于极限位置时，端头到平衡位置的距离为曲柄长度L3=sin27.5ºL2=1.1m
支架轴心和曲柄转动轴心到底座的距离分别为h1, h2.高度差h=0m.由勾股定理求的连杆长度
L4L3+h2=.12+0=1.1m
2
4·3连杆的结构设计
连杆上端，下端连接结构如图4.1所示。
图4.1
4·4连杆上销轴的设计
连杆上端与游梁两端的耳板用连杆上销轴连接。连杆上销轴如图4.2所示。其中D的公差按m7选用（[12] P38）
图4.2
D=30mm ，L=110mm
4·5连杆的应力分析与强度校核
抽油机的连杆连接曲柄装置与横梁。通常连杆为无缝钢管，连杆在抽油机工作时，承受拉力或压力。连杆在不同位置时，所受的力大小不同，根据示功图选悬点载荷最大位置时对连杆进行校核。此时抽油机的位置如下图所示:
图4.3抽油机结构示意图
曲柄销处的作用切线T，连杆作用力P连，曲柄平衡重折合力G曲，曲柄平衡质量造成的离心力G曲=ω2⋅r/g，游梁上作用力有悬点载荷P，连杆作用力P连，游梁支点O'的反作用力Rg(Rx,Ry)以及游梁重G。
根据游梁支点—的力矩平衡式：
P⋅A=P连⋅C⋅sinβ⇒P连=
A
⋅P
C⋅sinβ
4-1
引入结构不平衡重，则有：
其中A=3.0m，C=2.0m，P=80KN式中关于β的计算：
J=K2+R2-2KRcosθ-φ 4-2
代入θ=60 ，φ=34.14218 ，则J=3.04236m。 利用余弦定理则有：
⎛C2+P2-J2⎫⎛22+3.222-9.2559⎫
β=arccos ⎪=arccos ⎪=66.61
2CP2⨯2⨯3.22⎝⎭⎝⎭
P连=
A3⋅P=⨯80=130.7404KN
C⋅sinβ2⨯sin66.61
连杆的横截面积：取直径42mm的实心杆。
⎛D⎫⎛D-12⎫⎛96⎫⎛96-12⎫2
A=π ⎪-π ⎪=π⨯ ⎪-π⨯ ⎪=1696.46mm
⎝2⎭⎝2⎭⎝2⎭⎝2⎭
2
2
2
2
σ=
P连130.7404=⨯103=38.53MPa 2⋅A2⨯1696.46
许用应力：[σ]=
σs
S
=
225
=150MPa 1.5
式中：S——安全系数 σ≤[σ]
故：取连杆材料Q235即可满足强度要求
第五章 曲柄
5.1 曲柄的设计
两个曲柄装置对称的固装在减速器的从动轴上，曲柄上有若干个直径相同的曲柄销孔，将曲柄销 紧固在不同的曲柄销孔里，既可得到不同冲程长度。曲柄装配有齿条，用来调节平衡块在曲柄上的位置。
前面已经计算出曲柄的长度为1100mm。曲柄的一端与连杆用曲柄销轴连接。另一端与减速器的输出轴用滚动轴承相连接。曲柄的结构如图5.1所示。
图5.1
5·2曲柄轴的设计
曲柄轴用来连接连杆和曲柄，如图5.2所示。
图5.2
D1和D2的公差分别按k6和n8选用，均应滚压加工。查表8.10曲柄轴与轴承的配合尺寸（一） （[12] P39) 得曲柄轴的结构尺寸
L1=72mm L2=56mm L=176mm d= 56mm D=80mm d0=8mm。 5·3
曲柄轴轴承型号的选择
查表E.1 游梁式抽油机用轴承 （[12] P55)得 曲柄轴轴承型号60000，代号为61810
查《机械设计手册》深沟球轴承表 （[13] P6-143)得基本尺寸d=60mm D=80mm B=10mm
5.4 深沟球轴承的寿命计算
106cε
Lh=）
60np 根据《机械设计》公式
取C=4.415KN, n=1n/min ε=3 Lh=36000h
5.5 轴承的润滑
根据轴承工作条件，选用油脂润滑。
5·4曲柄连接设计强度校核
抽油机曲柄连接图所示，已知曲柄键材料为：40Cr，材料的弹性模量：
E=2⨯105MPa ，泊松比：ν=0.27合长度：l=114mm，曲柄强度校核：
(1) 求A-A截面的最大弯矩M：
Mmax=
A1
⋅P P连max⨯l0⇒P连=
C⋅sinβ2
4-3
其中:A=3.0mm，C=2.0mm，P=80KN，R=0.947mm，P=3220mm 此时:θ=60
J=K2+R2-2KRcosθ-φ=3.04236m
⎛C2+P2-J2
β=arccos 2CP⎝
⎫⎛22+3.222-9.255961911⎫
⎪ ⎪=arccos=66.6137 ⎪ ⎪2⨯2⨯3.22⎭⎝⎭
P连=
A3
⋅P=⨯80=130.7404KN
C⋅sinβ2⨯sin66.6137
Mmax=
11
P连max⨯l0=⨯130.7404⨯60=392.212N⋅m 22
(2) 求最小结合压力Pfmin： J1= J2= s1= s2=
πd14
64
=
π⨯0.0664
64
=0.9314⨯10-6m4
πD4-d14
64
(
)=π⨯(0.105
4
-0.0664
=5.0352⨯10-6m4
64
4
)
πd12
4
=
π⨯0.0662
=3.4212⨯10-3m2
2
πD2-d12
4
(
)=π⨯(0.105
-0.0662
4
)=5.2378⨯10
-3
m2
G11
===0.3937
E21+ν21+0.27
取K1=K2=1得：
1111++-6-6GJ1J22 α=⋅=0.3937⨯=1036.57 1111E
++-3s1s23.4212⨯105.2378⨯10-3
α=32.20
eαl-e-αl
shαl= =19.629
2
取μ=0.17，r1=
Pfmin=
d1
=33mm， 2
Mmax⋅J⋅2α4μr14J1+J2shαl
3922212⨯5.0352⨯10-6⨯3220
=4-6
4⨯0.17⨯0.033⨯0.9314+5.0352⨯10⨯19.629=6.733081794⨯10-6
(3) 求螺纹预紧力：
⎡⎛β⎫⎤
QP=πd1lPfmin⎢tg ⎪+ν⎥Qp 4
⎣⎝2⎭⎦
-4
⎛β⎫1
式中：μ=0.17，tg ⎪=，β为锥角1:10。
⎝2⎭20
⎛1⎫
QP=π⨯0.066⨯0.114⨯6.733081794⨯106 +0.17⎪=35⋅01347622⨯103KN
⎝20⎭
(4) 求拧紧力矩T：
Q2 T≈0.2Pd=0.⨯
3
35.0134⨯7622⨯10=0.072KN50⋅4.194 m
(5) 校核螺纹根部的静强度：
采用M72⨯2螺纹，螺纹小径d1=68.923mm，材料为40Cr，抗拉强度为
σb=940MPa，根据资料[2]，取S=2，则有：
σb4⨯1.3⨯35.01347622⨯106
=12.2MPa≤=470MPa σ=2
Sπ⨯0.068923
显然螺纹根部强度足够。
第六章 游梁心轴
6.1 心轴轴是用来连接游梁与支架。心轴的结构设计如图6.1所示，其中D和d1分别按h11和n6选用。 （[12] P39
)
图
6.1
L=320mm L1=16mm L2=160mm L3=64mm D=110mm d1=96mm d3=90mm
6·2支架心轴轴承的选择
查表E.1 游梁式抽油机用轴承 （[12] P55)选用型号60000，代号为61816的深沟球轴承
查表6--2--77深沟球轴承 （[13] P6-304)得基本尺寸d=76mm D=90mm B=38mm 、
5.4 深沟球轴承的寿命计算
106cε
Lh=）
60np 根据《机械设计》公式
取C=25.2KN, n=1n/min ε=3 Lh=36500h
5.5 轴承的润滑
根据轴承工作条件，选用油脂润滑。
6·3游梁支承的强度校核
轴的主要功能是支承旋转零件、传递力矩、力和运动。本设计的游梁支承轴主要功能是支承旋转零件。轴的主要材料是经过轧制或锻造而成的优质中碳钢和合金钢。其中最常用的是经调质处理的45号钢；不重要的或受力较小的轴，也可用Q235—A制造。对于受载较大的轴的尺寸和重量受到限制，或需要提高轴颈的耐磨性以及处于高温、低温、腐蚀等条件下工作的轴，可采用合金钢，所以只为了提高轴的刚度而选用合金钢是不经济的。球墨铸铁和一些高强度铸铁，由于它们铸造性能好，减振性能也好，应力集中敏感性能，适应于制造外形复杂的轴，如曲轴、凸轮等。为了提高轴的强度和耐磨性，可对轴进行热处理或化学处理，以及表面强化处理等。本设计中的游梁支承轴选用45号钢，调质处理，HBS为217MPa～255MPa。
轴的强度计算：
(1) 受力分析
图6.2受力分析图
①水平面受力分析:
图6.3水平面受力图
②对水平面受力分析所得弯矩图：
图6.4弯矩图
③垂直面内受力分析
图6.5垂直面内受力图
④对应垂直面内受力分析的弯矩：
图6.6对应垂直面内受力的弯矩图
⑤合成弯矩图：
图6.7合成弯矩图
(2) 作弯矩图：
水平弯矩图②，垂直弯矩图④，合成弯矩图⑤。
水平面最大弯矩：
MAx=MBx=Fx1⨯0.112=25.94729⨯0.112⨯103=2906.0965N⋅m
垂直面最大弯矩：
MAy=MAy=Fy1⨯0.112=116.5127⨯0.112⨯103=13049.4224N⋅m
合成最大弯矩：
MA=MAy+MAy=2906.09652+13049.42242=13369.09952N⋅m
MB=MA=13369.09952N⋅m 22
(3) 强度校核：
从合成弯矩图可知截面A、B处载荷最大，可能是危险截面，下面校核这个截面。
σ+max=Mmax13369.09952⨯32==27.718MPa3Wπ⨯0.17
σ-max=Mmax13369.09952⨯32==27.718MPa 3Wπ⨯0.17
MPa σ+max≤[σ+]=216
σ-max≤[σ-]=216MPa
参考文献:
[1] 《游梁式抽油机的设计计算》张建军，李向齐，石慧宁编著 石油工业出版社 出版2005.6
[2] 《机械设计手册·单行本·常用工程材料》 成大选主编 化学工业出版社 2004·1
[3] 《机械设计手册·单行本·常用设计资料》 成大选主编 化学工业出版社 2004·1
[4] 《钻井和修井井架，底座设计指南》 侯依甫 编著 石油工业出版社 出版2005.9
[5 《机械设计基础课程设计》 主编 朱双霞 史新逸 李梁 哈尔滨工程大学出版社 2009·8
[6] 《材料力学1》第三版 单祖辉编著 高等教育出版社 2009