自平衡雙驢頭齒輪齒條驅(qū)動抽油機(jī)重點

1、節(jié)能減排大賽作品論文自平衡雙驢頭齒輪齒條驅(qū)動抽油機(jī)參賽者：白璞 蔡順凱 劉行 潘晶 余晨 詹詩倫 趙鴻翔指導(dǎo)老師：宋玉旺時間：2014年4月3日自平衡雙驢頭齒輪齒條驅(qū)動抽油機(jī)白璞 蔡順凱 劉行 潘晶 余晨 詹詩倫 趙鴻翔摘 要目前我國油田在役的傳統(tǒng)普通游梁式抽油機(jī)“磕頭機(jī)”存在效率低、能耗大、干擾電網(wǎng)等不足。本文提出一種改進(jìn)方案，命名為自平衡雙驢頭齒輪齒條驅(qū)動抽油機(jī)，采用了曲柄滑塊的齒條齒輪驅(qū)動與恒力矩的配重相結(jié)合的方式，摒棄了傳統(tǒng)的曲柄搖桿驅(qū)動與變力矩配重相結(jié)合的方式。經(jīng)詳細(xì)分析，改進(jìn)后的抽油機(jī)比普通抽油機(jī)節(jié)約電能約50%，并且改善游梁受力、降低電機(jī)功耗、降低對電網(wǎng)干擾。關(guān)鍵詞：節(jié)能；抽油機(jī)

2、；效率；能耗；曲柄；齒輪；目錄一.研制背景及意義4二.結(jié)構(gòu)組成及工作原理42.1結(jié)構(gòu)組成42.2工作原理5三.性能對比分析53.1普通抽油機(jī)性能53.2改進(jìn)方案的抽油機(jī)性能分析73.3理論功率定性分析83.4理論功率定量分析9四.縮比模型設(shè)計104.1主要參數(shù)的確定104.2主要機(jī)構(gòu)立體圖10五.齒輪齒條強(qiáng)度校核115.1系統(tǒng)的功率115.2各系數(shù)的選定125.3齒輪傳動的設(shè)計參數(shù)、許用應(yīng)力的選擇135.4齒輪的校核計算14六.經(jīng)濟(jì)性分析15七.創(chuàng)新點15八.意義及其應(yīng)用前景15九.參考文獻(xiàn)16一. 研制背景及意義21世紀(jì)是一個能源緊缺的時代，而現(xiàn)有的在役抽油機(jī)工作效率以及節(jié)能程度已經(jīng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)無法

3、滿足當(dāng)代工業(yè)生產(chǎn)的要求。隨著我國經(jīng)濟(jì)和社會不斷發(fā)展，人們生活水平不斷提高，城市化、工業(yè)化進(jìn)程進(jìn)一步加快。油田在開采石油過程中，對于選用的抽油機(jī)也提出了更高的要求。普通游梁式抽油機(jī)，存在效率低、能耗大、耗電多等不足。其效率在國內(nèi)一般地區(qū)平均只有12%23%，先進(jìn)地區(qū)至今也不到30%。美國的常規(guī)型抽油機(jī)系統(tǒng)效率較高，但也僅有46%。因此，節(jié)能成為抽油機(jī)的一個亟需解決的問題。本文提出一種改進(jìn)方案，命名為自平衡雙驢頭齒輪齒條驅(qū)動抽油機(jī)，詳細(xì)闡述其結(jié)構(gòu)組成和工作原理、性能對比分析、縮比模型設(shè)計、強(qiáng)度校核、經(jīng)濟(jì)性分析、創(chuàng)新點等內(nèi)容。經(jīng)分析，改進(jìn)后的抽油機(jī)比普通抽油機(jī)節(jié)約電能約50%，而且改善了游梁受力、降

4、低了對電網(wǎng)干擾。二. 結(jié)構(gòu)組成及工作原理2.1結(jié)構(gòu)組成圖1. 自平衡雙驢頭齒輪齒條抽油機(jī)1、抽油桿及負(fù)荷；2、主驢頭；3、游梁；4、軸承座；5齒輪副驢頭；6、齒條（滑塊）；7、軌道；8、配重；9、連桿；10、曲柄；11、驅(qū)動系統(tǒng)。注：構(gòu)件6（滑塊）、9（連桿）、10（曲柄）共同組成一個曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。 2.2工作原理自平衡雙驢頭齒輪齒條驅(qū)動抽油機(jī)是由驅(qū)動系統(tǒng)驅(qū)動曲柄整轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)動，帶動由曲柄、連桿和齒條組成的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)使齒條做上下往復(fù)運(yùn)動，同時通過齒條和副驢頭上的半齒齒輪嚙合傳動帶動游梁做擺動運(yùn)動，從而完成抽油動作。三. 性能對比分析3.1普通抽油機(jī)性能圖2. 普通抽油機(jī)運(yùn)動簡圖 1、速度分析對桿1

5、和2分析可得： 圖3. 普通抽油機(jī)速度分析圖由普通抽油機(jī)速度分析(如圖3所示)，應(yīng)用瞬心定理可得： (2) 靜力分析桿1和桿2力矩平衡： 對桿3受力沿桿分解： (3) 功率由功率表達(dá)式，代入公式(2)和公式(3)可得： 3.2改進(jìn)方案的抽油機(jī)性能分析圖4為改進(jìn)方案自平衡雙驢頭齒輪齒條抽油機(jī)的運(yùn)動分析。圖4. 自平衡雙驢頭齒輪齒條驅(qū)動抽油機(jī)運(yùn)動簡圖(1) 速度分析對桿1和2分析可得： 圖5. 自平衡雙頭驢齒輪齒條驅(qū)動抽油機(jī)速度分析圖由圖5，應(yīng)用瞬心定理可得： (2) 靜力分析桿1和桿2力矩平衡： 對桿3受力沿桿分解： (3) 功率由功率表達(dá)式，代入公式(6)和公式(7)可得： 3.3理論功率定性

6、分析由公式(4)和公式(8)得到了普通抽油機(jī)和自平衡雙驢頭齒輪齒條抽油機(jī)的功率。普通游梁式抽油機(jī) 自平衡雙驢頭齒輪齒條抽油機(jī) 上述兩式進(jìn)行對比，由于前半部分相等，而后半部分一定有。所以，由此可得雙驢頭齒輪齒條抽油機(jī)達(dá)到了節(jié)能的效果。3.4理論功率定量分析經(jīng)以下數(shù)據(jù)分析可知，本文所提出的改進(jìn)方案自平衡雙驢頭齒輪齒條抽油機(jī)，具有運(yùn)行功率低且功率平穩(wěn)的優(yōu)點。以一分鐘沖程為8次作為參考，取l1長度2米，游梁擺角取，可求出主驢頭的平均速度v1 假設(shè)主驢頭重量為20000N，每次抽油重量為12000N，取配重為26000N，l2與l1的比值為8/9。表1. 角度關(guān)系表0°45°90&#

7、176;135°180°225°270°315°70°53°66°86°131°135°139°101°7°-22°-33°-18°9°33°37°25°根據(jù)角度關(guān)系表(表1)中的數(shù)據(jù)代入之前推導(dǎo)的公式之后，進(jìn)行功率比較可以得到表2。表2. 功率對比表0°45°90°135°180°225°270°315°P

8、16034.26688.14782.54691.68601.212645.78576.54052P233603360336033603360336033603360圖6. 功率對比圖四. 縮比模型設(shè)計4.1主要參數(shù)的確定在設(shè)計縮比模型的過程中，我們認(rèn)為重點是確定齒輪的規(guī)格。我們定齒輪的模數(shù)為3，半徑（同時也是L2的長度）為150mm，擺角為/3，可以確定齒條的最小長度為220mm；同時我們還可以確定曲柄的長度L4為80mm。由齒條和曲柄的長度我們推導(dǎo)出了連桿的長度為236mm，游梁的另一端長度L1為170mm。在實際的加工當(dāng)中我們適當(dāng)?shù)姆糯罅艘徊糠珠L度，方便加工和安裝。在配重的安放位置這方面，

9、考慮到齒輪的齒面受力不能過大。因此，該抽油機(jī)的配重將裝置在副驢頭上，與主驢頭類似地將懸掛配重的繩置于光滑的以轉(zhuǎn)動軸為圓心的圓弧上。4.2主要機(jī)構(gòu)立體圖圖6.7.8為主要機(jī)構(gòu)的設(shè)計圖片圖7. 傳動機(jī)構(gòu)(曲柄滑塊機(jī)構(gòu))圖8. 游梁及主副驢頭圖9. 三維立體圖五. 齒輪齒條強(qiáng)度校核5.1系統(tǒng)的功率抽油過程最大功率(負(fù)載時) 當(dāng)，V1取0.7(米/秒)時 所以此時轉(zhuǎn)矩為式中n為轉(zhuǎn)速，單位為r/min。5.2各系數(shù)的選定計算齒輪強(qiáng)度用的載荷系數(shù)K，包括使用系數(shù)、動載系數(shù)、齒間載荷分配系數(shù)及齒向載荷分配系數(shù)，即 (1)使用系數(shù)是考慮齒輪嚙合時外部因素引起的附加載荷影響的系數(shù)。該齒輪傳動的載荷狀態(tài)為輕微沖擊

10、，原動機(jī)為電機(jī)裝置，所以使用系數(shù)取1.1。(2)動載系數(shù)：齒輪傳動不可避免地會有制造及裝配誤差，輪齒受載后還要產(chǎn)生彈性變形，對于直齒輪傳動，輪齒在嚙合過程中，不論是有雙對齒嚙合過渡到單對齒嚙合，或是有單對吃嚙合過渡到雙對齒嚙合的期間，由于嚙合齒對的剛度變化，也要引起動載荷。為了計及動載荷的影響，引入了動載系數(shù)KV，如圖9所示。由于速度v很小，根據(jù)圖9查得，KV取1.0。圖10. 動載系數(shù)KV(3)齒間載荷分配系數(shù)。一對相互嚙合的斜齒（或直齒）圓柱齒輪，有兩對（或多對）齒同時工作時，則載荷應(yīng)分配在這兩對（或多對）齒上。對于直齒輪及修形齒輪，取.0。(4)齒輪載荷分布系數(shù)。當(dāng)軸承相對于齒輪做不對稱

11、配置時，受災(zāi)前，軸無彎曲變形，齒輪嚙合正常，兩個節(jié)圓柱恰好相切：受載后，軸產(chǎn)生彎曲變形，軸上的齒輪也就隨之偏斜，這就使作用在齒面上的載荷沿接觸線分布不均勻。計算齒輪強(qiáng)度時，為了計及齒面上載荷沿接觸線分布不均勻的現(xiàn)象，通常以系數(shù)來表征齒面上載荷分布不均勻的程度對齒輪強(qiáng)度的影響。根據(jù)機(jī)械設(shè)計表取=1.1。綜上所述，最終確定齒輪系數(shù)=1.1111.1=1.21。5.3齒輪傳動的設(shè)計參數(shù)、許用應(yīng)力的選擇1.壓力角的選擇：我國對一般用途的齒輪傳動規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為=20°。2.模數(shù)m齒數(shù)z的選擇：模數(shù)取3，為使齒輪免于根切，對于=20°的標(biāo)準(zhǔn)直齒輪，應(yīng)取z17，這里取z=100。3齒

12、厚b，直徑d的取值：取b=20mm，d=300mm4.齒輪的許用應(yīng)力：按下式計算 式中：S為疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)。對于接觸疲勞強(qiáng)度計算時，取S=1；進(jìn)行齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算時，取S=1.251.5。查機(jī)械設(shè)計表可得=1.3。為齒輪疲勞極限。彎曲疲勞極限用代入；接觸疲勞極限用代入，查機(jī)械設(shè)計圖得，代入=1.3，S=1可得 取，S=1.4代入公式可得 雙向工作乘以0.7，所以F取值513.3(MPa)。當(dāng)齒數(shù)z=100時，齒形系數(shù)=2.2，應(yīng)力校正系數(shù)=1.82?；緟?shù)選擇完畢5.4齒輪的校核計算1、接觸強(qiáng)度校核本傳動為齒輪齒條傳動，傳動比近似無窮大，所以=1，為彈性影響系數(shù)，單位，其數(shù)值查機(jī)械設(shè)計

13、表，取=189.8，為區(qū)域系數(shù)，對于標(biāo)準(zhǔn)齒輪取值為2.5，所以有2、彎曲強(qiáng)度校核代入?yún)?shù)計算可得結(jié)論：齒輪齒條的接觸強(qiáng)度、彎曲強(qiáng)度滿足要求。六. 經(jīng)濟(jì)性分析圖11. 功率對比圖結(jié)論：根據(jù)圖11可得，曲柄每轉(zhuǎn)一圈，改進(jìn)后的抽油機(jī)比普通抽油機(jī)每小時節(jié)約大概為3.6kwh，節(jié)約電能約50%。七. 創(chuàng)新點本文提出的改進(jìn)方案自平衡雙驢頭齒輪齒條驅(qū)動抽油機(jī)，具有以下創(chuàng)新點：1改善游梁受力：配重對游梁產(chǎn)生的力矩為恒定力矩，不因運(yùn)動而改變；2降低電機(jī)功耗：采用齒條齒輪的驅(qū)動方式和恒定力矩的配重方式；3. 降低對電網(wǎng)干擾：采用整轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)動,電機(jī)不會處于反轉(zhuǎn)發(fā)電狀態(tài)；配重方式改變，降低電機(jī)負(fù)荷。八. 意義及其應(yīng)用前景(一) 節(jié)能抽油機(jī)的設(shè)計、研發(fā)、推廣、運(yùn)用，響應(yīng)了科學(xué)發(fā)展觀的要求，符合社會主義特色市場經(jīng)濟(jì)的特征。(二) 節(jié)能抽油機(jī)的開發(fā)與應(yīng)用是必然趨勢。與傳統(tǒng)抽油機(jī)相比，本文的改