游梁式抽油機(jī)的設(shè)計cyjy12-48-73hb型抽油機(jī)設(shè)計畢業(yè)論文-資料下載頁
2025-06-23 04:42本頁面
【正文】 150165180195210225240255270285300315330345360圖37 示功圖及扭矩曲線4 主要零部件強(qiáng)度計算游梁式抽油機(jī)零部件主要包括：連桿、游梁、曲柄銷、游梁尾軸承、游梁支架軸承、支架、減速箱的零件等。本文章主要計算連桿、游梁、曲柄銷三個部分的強(qiáng)度。 連桿強(qiáng)度計算 [16] 抽油機(jī)連桿質(zhì)量較輕，其運動產(chǎn)生的慣性力及慣性力矩較小。如果忽略連桿運動所產(chǎn)生的慣性力和慣性力矩，則可認(rèn)連桿為二力桿，連桿力PL為： （式41）選材為20鋼的無縫鋼管。屈服極限 。最大的連桿力是對連桿進(jìn)行強(qiáng)度校核和穩(wěn)定校核的依據(jù)。連桿力由兩根連桿共同承受，計算載荷等于最大連桿力的一半。兩根連桿可能受力不均，其影響在安全系數(shù)中考慮。(1)強(qiáng)度校核 強(qiáng)度校核時，把連桿看作壓桿，其計算公式為： （式42） （式43） （式44） 式中 S ——連桿的截面積 ，； ——連桿材料的最小屈服強(qiáng)度，Pa； ——無縫鋼管的外徑 cm ——無縫鋼管的內(nèi)徑 cm ——靜強(qiáng)度許用安全系數(shù)，=4～5。(2)桿件尺寸確定可取連桿的各部分尺寸為： D=120㎜ d=80㎜代入上式可求的連桿的最大應(yīng)力為： σmax= Mpa由于連桿的材料為鋼，鋼的許用應(yīng)力為： [σ]=70 Mpa＞σmax所以上述尺寸能夠滿足連桿的強(qiáng)度要求 曲柄銷強(qiáng)度計算[17]曲柄銷是游梁式抽油機(jī)的關(guān)鍵零件，也是抽油機(jī)易損零件之一。在抽油機(jī)工作過程中，經(jīng)常發(fā)生曲柄銷損壞的現(xiàn)象，給油田生產(chǎn)造成很大的損失。導(dǎo)致曲柄銷損壞的原因有很多，除少數(shù)是因為材料本身缺陷或原始裂紋引起的破壞外，大多數(shù)屬于疲勞破壞。曲柄銷的主要失效形式有：在螺紋及其退刀槽處、圓錐面退刀槽處以及凸肩兩側(cè)處斷裂,圓錐配合面損壞或錐套被擠碎，螺母松動或脫落。 曲柄的靜強(qiáng)度計算除了防止曲柄銷配合的松動以外，當(dāng)然還必須保證曲柄銷本身有足夠的強(qiáng)度。假設(shè)曲柄銷與錐套的配合是緊密配合接觸良好,則將其看成為一端固定的懸臂梁。，螺紋退刀槽處直徑，材料為35最大連桿的拉力：= （式45）其中：——一根連桿的最大拉力,N——曲柄銷錐面大頭直徑,比較可知滿足要求。 （式46）其中：靜強(qiáng)度安全系數(shù)，； ——材料的屈服極限，取值為850Mpa。 曲柄銷疲勞強(qiáng)度校核曲柄銷失效大多屬于疲勞破壞，這是因為在連桿里的作用下，曲柄銷相對于連桿在轉(zhuǎn)動，從而產(chǎn)生交變的彎曲應(yīng)力所致。由于曲柄銷在轉(zhuǎn)動時，連桿力也在發(fā)生變化，故一般的說，應(yīng)力變化屬非對稱循環(huán)。但是只具備了光桿示功圖以后，才能準(zhǔn)確地確定循環(huán)特性，而示功圖形狀又隨油井工況而異，難以指定某一種示功圖形狀作為設(shè)計依據(jù)。當(dāng)上、下死點的懸點載荷差別較小時，曲柄銷應(yīng)力變化接近于對稱循環(huán)。因此，為了簡化，在校核曲柄銷疲勞強(qiáng)度時，可按對稱循環(huán)處理，這樣也偏向安全。在錐面配合大端處，可以看成是過盈配合，比壓100， （式47）其中：──對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限，在無可靠數(shù)據(jù)時，對結(jié)構(gòu)鋼可取=；──尺寸系數(shù)，；──表面狀況系數(shù)，取值為1。──疲勞安全系數(shù)，考慮到已按可能發(fā)生的最大載荷計算，取=。比較可知，曲柄銷由于錐面配合的比壓相當(dāng)高，應(yīng)力集中系數(shù)較大，故疲勞安全系數(shù)僅僅略高于最底許用值。 游梁強(qiáng)度計算 游梁是四連桿機(jī)構(gòu)中直接承受油井載荷的重要部件，必須要保證有足夠的強(qiáng)度和剛度。美國的抽油機(jī)游梁一般采用寬翼工字鋼，而我國缺少這種鋼材，所以中、小型抽油機(jī)常用普通工字鋼；大、中型抽油機(jī)常用鋼板直接焊接而成，焊接游梁有單腹板和雙腹板兩種。雙腹板截面形狀如圖5—4所示。 圖44 游梁雙腹板橫截面形狀圖 游梁的受力分析[17]正常情況下游梁只受彎矩作用，若暫不考慮平衡重，則游梁受力情況與其所受彎曲應(yīng)力分別如圖55所示。 圖45 游梁受力簡圖和彎曲應(yīng)力圖由上圖可知，過游梁支座的橫截面為游梁的危險截面。圖46為游梁前臂受力及危險截面所受內(nèi)力示意圖。 危險截面的內(nèi)力可有下式計算： （式48）式中 P1——危險截面軸力； Q1——危險截面剪力； M——危險截面彎矩； q游1 ——游梁前臂及驢頭等部件的重力； l游1——游梁前臂及驢頭等部件的重心到危險截面的距離； I2——游梁前臂及驢頭等部件對游梁旋轉(zhuǎn)中心的轉(zhuǎn)動慣量；圖46 游梁前臂外力及危險截面內(nèi)力示意圖 因為在游梁中剪切應(yīng)力很小，可略去不計，當(dāng)只考慮彎曲和軸力所產(chǎn)生的正應(yīng)力時，危險點在游梁橫截面的上邊緣。危險點的正應(yīng)力σ可由下式計算： （式49）式中 σ——游梁危險截面上危險點的正應(yīng)力； F——游梁危險截面的橫截面面積； W——游梁危險截面的抗彎模量。 強(qiáng)度校核[17]可取游梁的各個尺寸為： w=350㎜ h=690㎜ k=20㎜ b=50㎜把上面的尺寸代入上面的公式中，通過計算機(jī)計算可得：游梁最大應(yīng)力σ=由于游梁材料的許用應(yīng)力為70 Mpa＞游梁最大應(yīng)力。所以上述尺寸滿足要求。參考文獻(xiàn)[l] 崔振華，：石油土業(yè)出版社，[2] ，1993， 21(1)：43～46[3] 檀朝東，、1996，3(6)：33～39[4] 馮耀忠，李光，韓煒，國外抽油機(jī)技術(shù)的新發(fā)展（一），石油機(jī)械，2000，28（10）：58～60[5] ，[6] ，1987， 16 (S)： 28～32[7] ，1996 19 (6)： 41～46[8] 馮耀忠，李光，韓煒，國外抽油機(jī)技術(shù)的新發(fā)展（二），石油機(jī)械，2000，28（10）：58～60[9] 張連山， 國外抽油機(jī)發(fā)展趨勢， 國外石油機(jī)械，1996，7（3）：28～35[10] (下冊) .北京：石油工業(yè)出版社，1980：225～271[11] 鄔亦炯，劉卓鈞，趙貴祥，等， 抽油機(jī)[M]. 北京：石油工業(yè)出版社，1994 [12] 齊俊林，郭方元，黃偉，石油學(xué)報，27（6）：116～124[13] 萬邦烈，采油機(jī)械的設(shè)計計算，北京：石油工業(yè)出版社，1988：10～12，47～60[14] 董世民，張士軍. 抽油機(jī)設(shè)計計算與計算機(jī)實現(xiàn)[M]. 北京：石油工業(yè)出版社[15] 濮良貴，[16] 朱冬眉，[17] [18] Hamacher H W,Nickel S. Rest ricted planar location problems and applications[J ] . Naval Research Logistics ,1995 ,42 (8) :967O992致謝本論文是在導(dǎo)師華劍老師的悉心指導(dǎo)下完成的。華老師多次詢問研究進(jìn)程，并為我指點迷津，幫助我開拓研究思路，精心點撥、熱忱鼓勵。華老師一絲不茍的作風(fēng)，嚴(yán)謹(jǐn)求實的態(tài)度，踏踏實實的精神，不僅授我以文，而且教我做人，雖歷時三月，卻給以終生受益無窮之道。對華老師的感激之情是無法用言語表達(dá)的。感謝彭三河老師、陳義厚老師、張云華老師、張善彪老師、黃和祥老師、劉守祥老師、楊潔老師等，大學(xué)四年來對我的教育培養(yǎng)。他們細(xì)心指導(dǎo)我的學(xué)習(xí)與關(guān)心我的生活，在此，我要向諸位老師深深地鞠上一躬。感謝農(nóng)機(jī)四個班119名同學(xué)四年來對我學(xué)習(xí)、生活的關(guān)心
教學(xué)課件相關(guān)推薦
鄂ICP備17016276號-1