游梁式抽油機的設計CYJY12873HB型抽油機設計

1、CYJY12-4.8-73HB型抽油機設計1 緒論1.1 抽油機的應用油田開采原油的方法分為兩類：一類是利用地層本身的能量來舉升原油，稱為 自噴采油法，常見于新開發(fā)且儲量大的一些油田；另一類是到了油田開發(fā)的中后期， 地層本身能量不足以使原油產生自噴，必須人為地利用機械設備將原油舉升到地面， 稱為人工舉升采油法或機械采油法 1 。上述采油方法中不利用抽油桿傳遞能量的抽油設備統(tǒng)稱為無桿抽油設備， 利用抽 油桿上下往復進行驅動的抽油設備統(tǒng)稱為有桿抽油設備。 利用抽油桿旋轉運動驅動井 下單螺旋泵裝置，雖然也有抽油桿，但習慣上不列入有桿抽油設備 3 。有桿泵采油技術是應用最早也最為廣泛的一種人工舉升機械

2、采油方法。 有桿抽油 系統(tǒng)主要有三部分組成： 一是地面驅動設備即抽油機， 它由電動機、 減速器和四連桿 機構（ 包括曲柄、連桿和游梁 ） 等組成：二是井下的抽油泵 （包括吸入閥、泵筒、柱塞 和排出閥等 ） ，安裝于油管的下端：三是抽油桿，它把地面驅動設備的運動和動力傳 給井下抽油泵。抽油機是一種把原動機的連續(xù)圓周運動變成往復自線運動， 通過抽油桿帶動抽油 泵進行抽油的機械設備。游梁式抽油機是機械采油設備中問世最早的抽油機機種， 1919 年美國就開始批量生產這種抽油機。目前我國大多數油田己相繼進入了開發(fā)的中后期， 油井逐漸喪失自噴能力， 基本 上己從自噴轉入機采。 80 年代初，我國擁有機采油

3、井 2 萬口，占總油井數的 57.3%， 機采原油產量占總產量的 27 %， 2000 年我國油氣田共有抽油機采油井約 8萬口，占 油田總井數的 90%。在這些機采油井中，采用抽油機有桿式抽油的占 90%，采用電潛 泵、水力活塞泵、射流泵、氣舉等其它無桿式抽油的只占 10%。近幾年，隨著穩(wěn)油控 水和節(jié)能的要求不斷提高，各種型式的節(jié)能型抽油機和長沖程抽油機的數量不斷增 加。由此可見， 抽油機在各油田的生產中有著舉足輕重的地位， 并且隨著油田的進一 步開發(fā)，各種新型節(jié)能抽油機將會得到廣泛地推廣和應用。1.2 國內外抽油機的發(fā)展概況1.2.1 國外抽油機的發(fā)展概況在國外，研究開發(fā)與應用抽油機已有 1

4、00多年的歷史 4 。在這一百多年的采油實 踐中，抽油機發(fā)生了很大的變化，特別是近 20 年來，世界抽油機技術發(fā)展較快，先 后研究開發(fā)了多種新型抽油機。起特性主要有以下九個方面：(1) 為了適應各種地質油藏條件和采油的工況， 研制與應用了液壓缸式抽油機、 氣壓缸式抽油機、長沖程低沖次抽油機和螺桿泵采油系統(tǒng)等。(2) 為了滿足陸地、 城市、農村水利噴灌區(qū)、 山區(qū)、沼澤、森林地帶、 沙漠地區(qū)、 淺海和海灘、海洋地區(qū)和更復雜地區(qū)抽油的需要， 研制與應用了低矮型抽油機、城 市抽油機、前置式抽油機、前置式氣平衡抽油機、緊湊型抽油機、兩點式抽油機和井 架型抽油機等。(3) 為了適應垂直井、斜井、叢式井和水

5、平井抽油工況， 研制了斜井抽油機、 叢式井抽油機、雙驢頭抽油機和高效能叢式井抽油機等。(4) 為了滿足稠油和深井開采的需要， 研制與應用了各種大型抽油機。例如常 規(guī)型抽油機最大載荷 160kN，前置式抽油機最大載荷 193kN ；前置式氣平衡抽油機最 大載荷 213kN。(5) 為了提高抽油系統(tǒng)效率， 減少抽油機動載荷與振動載荷， 研制了增大沖程 游梁抽油機和增大沖程無游梁抽油機及長沖程無游梁抽油機 (分立式和臥式兩種 ) 。(6) 為了提高采油經濟效益， 降低能源消耗， 減少抽油成本， 研制與應用了各 種新型節(jié)能抽油機和節(jié)能部件。 例如異相型抽油機、 前置式抽油機、 前置式氣平衡抽 油機、大

6、圈式抽油機、輪式抽油機、全膠帶傳動抽油機、井架型抽油機、滾筒式抽油 機、缸體式抽油機、玻璃鋼抽油桿用抽油機、自動化抽油機和智能抽油機等。節(jié)能部 件有： 高轉差率電動機、天然氣發(fā)動機、抽油機節(jié)能控制柜、窄 V 聯(lián)組膠帶、同步 膠帶、齒型膠帶等。上述抽油機和部件能節(jié)電 10%50%。(7) 為了提高抽油機精確平衡效果， 達到節(jié)電和提高抽油機運動平穩(wěn)性與使用 壽命， 研制與應用了各種平衡方式抽油機。 例如變平衡力矩抽油機、 氣平衡抽油機、 氣囊平衡抽油機、雙井平衡抽油機和自動平衡抽油機等。(8) 為了滿足邊遠地區(qū)沒有電源的抽油井試油或采油以及間歇抽油的需要， 研 制與應用了車裝式抽油機， 采用天然氣

7、發(fā)動機或汽油機、 柴油機驅動抽油機， 具有 使用移動靈活等特點。(9) 為了提高采油效率， 實現(xiàn)自動化開采石油， 研制與應用了各種自動化抽油 機和智能抽油機， 采用先進的微機系統(tǒng)控制、 檢測和診斷抽油機運行與故障， 以確 保高效安全經濟抽油。1.2.2 國內抽油機的發(fā)展概況我國游梁式抽油機的制造雖然只有 40 多年的歷史，但發(fā)展很快。目前已有生產 廠家三十多個，抽油機的規(guī)格有十余種。國內抽油機按起傳動、換向系統(tǒng)和平衡方式分類，主要有以下幾種：(1) 常規(guī)游梁式抽油機及其改型抽油機 常規(guī)游梁式抽油機是油田生產的主力機型， 最大的沖程為 6 米。該機構簡單，機 械換向簡單， 機械換向平穩(wěn)； 同時在

8、傳動件中很少使用壽命較短、 可靠性較差的擾性 構件，因此使用和維護都比較簡單，可靠性也高，是現(xiàn)有各抽油機中最成熟的機種， 且適用于全天候工作，至今在眾多有桿式抽油機的應用中仍占據主導地位。(2) 四桿傳動機構抽油機 這類抽油機主要是以曲柄滑塊機構為主機夠的增程式、 浮動輪式等幾種。 但該抽 油機結構復雜，安裝維護困難，目前在油田應用很少。(3) 六桿機構的抽油機為了克服四桿機構抽油機的缺點， 有研制了數種采用六桿傳動機構的抽油機。 但 這種機型結構復雜，可靠性不高，動力性改善并不明顯。(4) 筒式抽油機滾筒式抽油機是利用換向機構驅動滾筒正、 反轉，并帶動柔性見饒國天輪驅動懸 點做上、 下往復運

9、動的抽油機。 這類抽油機沒能在油田大面積推廣， 原因是換向系統(tǒng) 的可靠性和壽命較低，而且沖擊和噪音大，平衡困難。(5) 鏈條式抽油機鏈條式抽油機是利用軌跡鏈條上的特殊鏈節(jié)， 帶動往返架往復運動， 從而驅動懸 點上、下運動的抽油機。 平衡方式主要是氣平衡和重塊平衡。 但前者存在密封和失載 保護等問題，故障率高；后者慣性載荷大，鏈條和特殊鏈節(jié)的受力情況惡化，故障率 較高。而且該類抽油機維修費用大大高于常規(guī)型游梁式抽油機。(6) 液壓式抽油機 它是以液壓傳動技術為特征的抽油機。它可以最大限度地發(fā)揮油井產能，延長 地面和井下設備的使用壽命， 具有很好的產油經濟性。 但在國內， 由于液壓元件制造 水平的

10、制約，液壓抽油機可靠性不高，維護比較困難，故起發(fā)展比較遲緩。1.3 抽油機存在的主要問題1999 年我國抽油機井采油年耗電總量 1.05 1010kWh，占油氣生產總用電比例的 49.2%，年電費支出達 42 億；每臺在用的抽油機平均年維護費用約 3000 元，全國抽 油機年維護費用約 2.25 億元，而因維護設備影響油井產量約相當 1.2 億元，兩項合 計 3.45 億元；全國抽油機采油操作成本總額 45.65 億元。抽油機井是油田生產量大 面廣、投入較大的項口，因此，降低抽油機井的生產成本、提高原油生產效率，將是 油田實現(xiàn)挖潛增效的主戰(zhàn)場。 若每口抽油井 （ 其中 90%以上為常規(guī)游梁式抽

11、油機 ） 實用 功率按 10kW計， 5 104臺抽油機每天耗電近 12106kWh，年耗電近 4.4 109 kWh5 。 若我們將抽油機的系統(tǒng)效率平均提高 15 %，就全國而言每年可節(jié)電近 1.575 109 kWh， 節(jié)約費用 6.3 億元。這不僅 . 丁以節(jié)約大量能源，還可以緩解油田用電緊張狀況，既 有經濟效益又有社會效益。常規(guī)游梁式抽油機自誕生以來， 歷經百年使用， 經歷了各種上況和各種地域油田 的考驗，經久不哀，目前仍在國內外油田普遍使用。 常規(guī)機以其結構簡單、 制造容易、 可靠性高、耐久性好、維修方便、適應現(xiàn)場工況等優(yōu)點，在采油機械中占有舉足輕重 的地位。但是由于常規(guī)機的結構特征

12、，決定了它平衡效果差，曲柄凈扭矩脈動大，存 在負扭矩、載荷率低、上作效率低和能耗大等缺點。在采油成本中，抽油機電費占 30%左右，年耗電量占油田總耗電量的 2030%，為油田電耗的第二位，僅次于注水。常規(guī)抽油機的主要問題是能耗大， 效率低。我國油田在用的常規(guī)型游梁式抽油機 系統(tǒng)效率較低， 只有 16%23%，先進的地區(qū)至今也不到 30%，美國的常規(guī)型抽油機系 統(tǒng)效率較高，但也僅為 46%。究其原因，在于系統(tǒng)總效率是系統(tǒng)在地面和井下近個組 成部分的分效率和相關反饋系數的乘積， 顯然要提高抽油機系統(tǒng)的總效率實現(xiàn)節(jié)能是 一個復雜的系統(tǒng)上程問題， 任何一環(huán)的分效率變低， 都會是總效率變低， 由此可見降

13、 低系統(tǒng)高能耗的迫切性和難度。 但由于在同一工況、 井況和同一時刻下， 井下的損耗 因地面游梁機型不同而發(fā)生的差異不會很大，因此本文僅從游梁機的地面效率角度， 研究其節(jié)能問題。抽油機能耗大的主要原因：抽油機的懸點載荷狀況是影響抽油機能耗的主要因素。 人們普遍認為， 游梁機上 作效率不高的主要原因是其載荷特性與所用普通三相異步電動機的轉矩特性不相匹 配，電機的負載率過低致使電機以較低的效率運行。抽油機的結構和抽油泵上作的特點，形成了抽油機特有的負荷特性：帶有沖擊 的周期交變載荷。 在抽油機運行的一個周期內： 上沖程時， 懸點要提升沉重的抽油桿 和油液柱需要減速器傳遞很大的正向轉矩：下沖程時，輸出

14、軸被下落的懸點負荷（ 抽油桿自重 ） 正向拖動，使主動軸反向做功，減速器要傳遞較大的反向轉矩。電機在一個沖程中的某些時段被下落的抽油桿反向拖動，運行于再生發(fā)電狀態(tài)， 抽油桿下落所釋放的機械能有部分轉變成了電能回饋電網， 但所回饋的電能不能全部 被電網吸收，引起附加能量損失 。抽油機工作時， 電機所受的負荷變化極大， 在每一沖程的末尾， 減速器輸出軸上 往往出現(xiàn)負轉矩，在這種情況下，電機會處于發(fā)電運行狀態(tài)。 （ 特別是當抽油機平衡 不良時，其電機輸出功率甚至可能在 20%120%額定功率值的范圍內變化 ） ，目前游 梁式抽油機主要采用曲柄平衡， 即使在平衡良好的情況下， 減速器輸出軸仍然存在較

15、大正峰值轉矩和較大的負轉矩。平衡程度越差，其正、負轉矩的峰值越大，抽油機的 能耗也就反之增加。 負轉矩的存在必然導致電動機運行于再生發(fā)電狀態(tài)， 電能回饋電 網造成電力系統(tǒng)的附加能量損失， 這樣一來實際上使異步電機的運轉參與了抽油機的 平衡運動， 因為抽油桿下落時所釋放的機械能能除了部分轉變成平衡重的位能， 還有 部分通過電機的再生發(fā)電狀態(tài)轉化成了電能，但所產生電能又不能被電網全部吸收， 造成了能量的浪費。 同時負轉矩的存在又加速了曲柄銷的破壞， 使減速器的齒輪經常 受反向負荷，降低了抽油機的使用壽命。繼常規(guī)機后， 各種類型抽油機不斷涌現(xiàn)， 但其發(fā)展還是受到一定限制。 國產數控 抽油機采用了完全

16、不同于傳統(tǒng)游梁式抽油機的機架、 傳動系統(tǒng)和電動機， 對游梁式抽 油機沒有任何繼承， 但因價格昂貴不能推廣使用。 鏈條式抽油機存在換向沖擊載荷大 和鋼絲繩易斷， 道軌剛度不足容易變形等缺點。 液壓抽油機漏油發(fā)熱可靠性差， 且液 壓抽油機的維護保養(yǎng)比游梁式抽油機復雜的多， 影響其進一步的推廣使用。 新型抽油 機的投入使用比對在用抽油機進行節(jié)能改造需要更多的投入， 且其中大多數新機種在 可靠性和操作的方便性方面與常規(guī)游梁式抽油機相比存在著許多問題， 加之受現(xiàn)場操 作人員文化技術水平限制， 對節(jié)能所帶來的經濟效益不十分關心等諸多因素， 使大部 分新型抽油機得不到良好的推廣和應用。 因此，研制開發(fā)新型節(jié)

17、能型抽油機和對油田在用的游梁式抽油機進行節(jié)能研究具有很大的現(xiàn)實意義1.4 抽油機的發(fā)展趨勢今后，國內外抽油機主要向以下幾個方面發(fā)展 6 9：a. 朝著大型化方向發(fā)展b. 朝著低能耗方向發(fā)展c. 朝著精確平衡方向發(fā)展d. 朝著高適應性方向發(fā)展e. 朝著長沖程無游梁方向發(fā)展f. 朝著自動化和智能化方向發(fā)展1.5 本論文的主要研究內容近幾年來， 抽油機節(jié)能問題己日益引起人們的重視， 國內的許多生產廠家正在不 斷地應用新技術，通過進行結構優(yōu)化設計和改進平衡方式等， 實現(xiàn)抽油機節(jié)能的目的， 己經有一大批新型的抽油機相繼投入油田開采。 在開發(fā)新產品的同時， 也要對現(xiàn)有抽 油機實施節(jié)能技術改造， 不斷地推廣

18、節(jié)能技術。 而在研究節(jié)能抽油機的同時， 系統(tǒng)的 可靠性、經濟性和使用維護方便是生產廠家和用戶所特別關注的問題， 因此研究經濟、 可靠耐用、節(jié)能效果顯著的抽油機是一個具有現(xiàn)實意義的課題。進入二十世紀九十年代， 許多科研人員、 各大科研院所、 抽油機制造廠家做了大 量的研究上作，研制出 10 多種不同類型的新型抽油機。數控抽油機雖然采用了全新 的技術，屬于機電一體化產品，但其對游梁式抽油機沒有任何繼承，因而價格昂貴， 且控制系統(tǒng)的可靠性還存在一定問題， 不能推廣使用。 鏈條式抽油機存在換向沖擊載 荷大和鋼絲繩易斷， 道軌剛度不足容易變形等缺點。 液壓抽油機存在漏油、 發(fā)熱可靠 性差等缺點，且維護保

19、養(yǎng)復雜，影響其進一步的推廣使用。另外，齒輪抽油機、氣平 衡抽油機、 增矩式抽油機等一些抽油機從理論上都是可行的， 可是經不起長時間的現(xiàn) 場考驗而中途夭折。以偏輪抽油機為代表的幾種六連桿抽油機，雖然節(jié)能效果顯著， 但其活動件較多，制造、安裝、調整、維護復雜，現(xiàn)己基本停止了生產，擺桿抽油機 的節(jié)能效果也較明顯， 但由于采用了開式滾輪傳動， 鋼軌磨損嚴重， 而且與常規(guī)機相 比增加大量鋼材和多個活動關節(jié)， 可靠性大打折扣， 其發(fā)展前景也不容樂觀。 雙驢頭 抽油機采用柔性四連桿結構， 節(jié)能效果較好， 結構上與常規(guī)抽油機相比， 減少了尾軸 承座連接，增加了后驢頭和軟連接， 重量增加較少。 其主要問題就是鋼

20、絲繩的折斷問 題，但通過合理選用材料和弧面參數， 這一問題將得到解決。 隨著數控切割設備的出 現(xiàn)，其制造難度降低，成本下降，其發(fā)展前景看好，目前國內節(jié)能型抽油機的應用上 也證明了這一點。為此，本文在分析目前國內外在用抽油機的情況基礎上， 對異相曲柄抽油機進行 優(yōu)化設計， 一方面提高其節(jié)能效果， 另一方面提高其系統(tǒng)的可靠性， 進一步進行抽油 機優(yōu)化設計研究。本文的主要研究內容如下：1 、對包括抽油機在內的有桿采油系統(tǒng)懸點載荷計算進行研究， 對抽油機的電機 功率的選擇。2 、根據游梁式抽油機四連桿機構的幾何關系和運動特點， 對游梁式抽油機的幾 何結構、運動參數、動力特性等進行分析。3、對 CYJY

21、12-4.8-73HB 型抽油機主要零部件（游梁、連桿、曲柄）強 度校核。2 游梁式抽油機的運動分析游梁式抽油機驢頭懸點載荷是標志抽油機工作能力的重要參數之一， 是抽油機四 桿機構力學分析的基礎，是抽油機設計計算和選擇使用的主要依據。抽油機工作時， 抽油機懸點載荷及平衡重在曲柄軸上造成的扭矩與電機輸給曲柄的扭矩相平衡。 因此 通過懸點載荷及平衡來計算曲柄軸扭矩， 不僅可以檢查減速箱是否在超過扭矩條件下 工作，而且可以用來檢查和計算電動機功率及功率利用情況 11 。在一定參數 （懸點載 荷、沖程長度和沖程次數 ） 和一定使用范圍條件下，抽油機各桿件和各節(jié)點的受力大 小和方向的確定是抽油機設計計算

22、的基本任務之一。 只有在受力分析的基礎上， 才能 正確地計算零件的主要尺寸，以保證足夠的強度、耐久性和高效率。為此，首先對游 梁式抽油機的懸點載荷等動力學參數進行詳細的分析， 然后再對抽油機四桿機構進行 力學分析。2.1 游梁式抽油機的運動學分析游梁式抽油機的運動學分析的目的： 游梁式抽油機運動分析的目的是： 對應于抽 油機某一曲柄旋轉角速度， 求出驢頭及各鉸接點的位移、 速度和加速度隨時間或曲柄 旋轉角的變化規(guī)律，為進行載荷、扭矩等的動力學分析和計算提供數據。2.1.1 幾何尺寸分析 10從圖 2-1 可的如下關系式 2-1 )22（式 2-2 ）22LR2 K 2 2RK cos 2（式

23、2-3 ）式 2-4 )在三角形 和 中分別運用余弦定理和正弦定理可得： arcsin（ R sin 2）L2BC4圖 2-1 抽油機運動機構示意圖L2arccos(P22PLC2)2 2 2P2 L2 C 24 arccos( )4 2CL2 2 2P2 C 2 L2c arccos2PCarccos(C2L22CLP2)（式 2-5 ）式 2-6 ）（式 2-7 ）（式 2-8 ）式中：曲柄轉角，以曲柄處于鉛垂向上作為零度，沿順時針方向度量；2 3 4 各桿件的參考角，各角均從基桿 算起，并且沿逆時針方向 取正值；曲柄半徑；連桿長度；游梁后臂長度；基桿長度；游梁前臂長度；基桿的水平投影；

24、與 線的夾角； 與 線的夾角； 由上圖還可的到如下關系：式 2-9 )maxC2arccos22K 2 (R P)2 2CK式 2-10 )式中：C2 K 2 (P R)2 min arccos 2CK式 2-11 ) 與 線的夾角；max懸點處于下死點位置時，游梁后臂和基桿之間的夾角；min點處于上死點位置時，游梁后臂和基桿之間的夾角；2.1.2 懸點的位移、速度、加速度的分析從上圖還可以看出， ，對應任一 時的懸點位移 Si（ 以下死點作為況的起始點 ） 為： Si =Ai =A（ max ）（式 2-12）式中：游梁前臂長度；i 對應任一 時的游梁位置與懸點處于下死點時游梁位置的夾角。

25、懸點沖程為：（ max min ）（式 2-13 ）式中：對應于懸點處于上、下兩死點位置時游梁兩位置的夾角。圖 2-1 中各矢量有如下關系：R P K C （式 2-14 ）上述矢量方程用復變量可表示為：將上式兩邊對時間求導可的：R 2iei 2P 3iei 3 C 4iei 4式 2-16 )R 2i cos 2C 4i cosR 2 sin 2 P 3i cos 3 P 3 sin4 C 4 sin 4式 2-17 )令方程兩邊實部和虛部對應相等，則可的如下方程組：?2 P 3 cos 3 C 4 cos 4?R 2 cos式 2-18 )R 2 sin2 P 3 sin 3 C 4 si

26、n 4求解上述聯(lián)立方程，可求得連桿及游梁運動的角速度3、(式 2-19 ) 為：3 sin( 4 2 ) sin( 3 4 )式 2-20 ) R 2 sin( 3 2)C sin( 3 4 )式 2-21 )由于 2 =，所以連桿和游梁的角速度為： sin( 4 2) 3sin( 3 4)式 2-22 )Ysin( 3sin( 32)4)式 2-23 )式中 曲柄旋轉的角速度，rad/sn30式 2-24 )式中 n 曲柄的轉速， r/min將上式對時間 t 求導，可的連桿及游梁運動的角加速度?3、? 為：式 2-15 )Rei 2 Pei 3 K Cei 4? ? ? ? ? ?22)(式

27、 2-25)33 ?( 3 4 ) cot( 3 4) ( 4 2 ) cot(? ?244 ? 2 (?34 ) cot( 3 4)?( 2 3) cot(2 3)（式 2-26 ）2? ?式中2 = 2 ? ? ?當曲柄勻速轉動時，?2 ，則 3 、為? ? ?33( 42) cot( 4 2) ( 34 ) cot( 34)（式 2-27 ）? ? ?44( 23)cot( 2 3) ( 34)cot( 34)（式 2-28 ）當曲柄勻速轉動時，則懸點速度? ? 4 及加速度 可有下式計算（式 2-29 ）（式 2-30 ）已知：數據如下：單位（ mm）表 2-1 CYJY12-4.8-

28、73 型抽油機機構尺寸曲柄半徑連桿長度游梁后臂游梁前臂水平距離垂直距離 H-GRPCAI102942002840480035004200沖次數 n減速器額定扭矩 TE懸點沖程9 min 173 kN m4.8m2.2 計算結果根據上面的推導公式以及上表的已知數據， 通過計算機計算可得出懸點位移、 度、加速度、及扭矩因素曲線如下圖（圖 2-2 ）。通過計算機計算可得出如下結果：游梁最大擺角： 52.29 （度）；2上沖程的最大加速度： 2.436m/s 2； 上沖程的最大加速度位置： 15（度）附近 ；圖 2-2 懸點位移、速度、加速度、及扭矩因素曲線3 抽油機動力分析3.1 游梁式抽油機懸點載

29、荷計算當抽油機工作時，抽油機的驢頭懸點上作用有下列幾種載荷 11 ：(1) 油桿柱自重，用 P桿. 表示( 它在油中的重量用 P桿表示 ) ，作用方向向下。(2) 油管內柱塞上的油柱重 ( 即柱塞面積減去抽油桿面積上的油柱重 ) ，用 P 油表 示，作用方向也向下。(3) 油管外油柱對柱塞下端的壓力，用 P 壓表示，其大小取決于抽油泵的沉沒度， 作用方向向上。(4) 抽油桿柱和油柱運動所產生的慣性載荷，相應地用 P 桿慣 和 P 油慣表示。它們 的大小與懸點的加速度成正比，而作用方向與加速度方向相反。(5) 抽油桿柱和油柱運動所產生的振動載荷， 用 P 振表示，其大小和方向都是變化 的。(6)

30、 柱塞和泵筒間、抽油桿和油管間的半干摩擦力，用 P摩干 表示。還有抽油桿和 油柱間、油柱和油管間以及油流通過抽油泵游動閥 (排出閥)的液體摩擦力，用 P 摩液 表示。P摩干 和 P摩液的作用方向和抽油桿的運動方向相反。 其中游動閥的液體摩擦力只 在泵下沖程、游動閥打開時產生的，所以它的作用方向只向上。上述(1) 、 (2) 、 (3) 三項載荷和抽油桿的運動無關，稱為靜載荷。 (4) 、(5) 兩項的載荷和抽油桿的運動有關， 稱為動載荷。 但是在直井、 油管結蠟少和原油粘度 不高情況下，它們在總作用載荷中占的比重很少，約占2%- 5%左右，一般可忽略不計。為敘述方便， 這里先討論靜載荷的大小和

31、變化規(guī)律， 再討論動載荷的大小和變化 規(guī)律。3.1.1 懸點靜載荷的大小和變化規(guī)律分別對上沖程、下沖程、下死點和上死點進行分析(如下圖 3-1 )(l) 上沖程當懸點從下死點向上運動時，如圖 3-1a 所示，游動閥在柱塞上部油柱壓力作用 下關閉， 而固定閥在柱塞下面泵筒內、外壓力差作用下打開。 由于游動閥關閉，使懸 點承受抽油桿柱自重 P 桿和柱塞上油柱重 P 油，這兩個載荷的作用方向都是向下的。 同 時，由于固定閥打開，使油管外一定沉沒度的油柱對柱塞下表面產生方向向上的壓力 P 壓。因此，上沖程時，懸點的靜載荷尺P靜上為：P靜上P桿P油P壓（式 3-1 ）桿 gf桿 L油 g（Ff桿）L油

32、gh沉 Ff桿L（ 桿油 ）gF（L h沉 ）油gP桿 P油式中 桿 抽油桿材料的密度， kg/m3 ；3油 原油的密度， kg/m ；f 桿 抽油桿橫截面面積， m2F 泵柱塞截面積， m2；L 抽油桿長度或下泵深度， m；h沉 泵的沉沒度，米；（2）下沖程當懸點從上死點向下運動時，如圖 3-1b 所示，游動閥由于柱塞上、下壓力差打 開，而固定閥在泵筒內、 外壓力差作用下關閉。 前者使懸點只承受抽油桿柱在油中重 量 P桿。而固定閥關閉，使油柱重量移到固定閥和油管上這樣，下沖程時懸點的靜 載荷 P 靜下為：P靜下 P桿（式 3-2 ）上沖程 下沖程圖 3-1 懸點載荷作用圖（3）下死點 （ 從

33、下沖程到上沖程的轉折點 ） 此時，對抽油桿柱或油管柱來說，載荷都發(fā)生了變化：1） 對抽油桿柱來說， 在這一瞬間懸點載荷發(fā)生了變化， 由下沖程的 P 靜下變到上沖 程的 P靜上，增加了一個載荷 P=P靜上P靜下P油 （ 油柱重） ，載荷增加就使抽油桿伸 長，伸長的大小 桿等于：PL P油 L桿（式 3-3 ）Ef 桿 Ef桿式中 鋼的彈性模量，等于 2.1 1011N/m2（或 Pa）在伸長變形完畢以后，載荷 P 才全部加到抽油桿或懸點上。實際上，在抽油桿 柱受載伸長的過程中，驢頭已開始上沖程。當懸點往上走了一個距離桿時，由于同時產生的抽油桿柱伸長的結果， 使柱塞還在原地不動， 就是柱塞對泵筒沒

34、有相對運動， 因而不抽油，如圖 3-2c 所示。 作P油 LEf管2） 對油管柱來說，下沖程時， 由于游動閥打開和固定閥關閉，油柱重 P油壓在固 定閥上， 即壓在泵筒和油管的下部。而當轉到上沖程時， 游動閥關閉，整個油柱重量 都由柱塞和抽油桿柱承擔， 而油管柱上就沒有這個載荷作用。 因此，在抽油桿柱加載 的同時油管柱卻卸載。 卸載引起油管長度的縮短， 并且一直到縮短變形完畢以后， 油 管柱的載荷才全部卸掉。油管柱的縮短的大小 管等于：式 3-4 )式中 f 管 油管管壁的橫截面面積， m2；這樣一來， 雖然懸點帶著柱塞一起往上走， 但是由于油管柱的縮短， 使油管柱的 下端也跟著柱塞往上走，柱塞

35、對泵筒還是沒有相對運動，還不能抽油（ 如圖 3-2d 所示） 。一直到懸點走完一段距離等于 管以后，柱塞才開始抽油。上面所進行的分析表明： 懸點從下死點到上死點雖然走了沖程長度， 但是由于 抽油桿柱和油管柱的靜變形結果，使抽油泵柱塞的有效長 度 S 效，要比小。所以S效 S（式 3-5 ）而靜變形的大小等于式 3-6 )PE油f管L(11式中 稱為變形分配系數，一般可取 . . (1 f桿 )f管(a) (b) (c) (d) (f)圖 3-2 抽油桿柱和油管柱變形過程圖解(4) 上死點 ( 從上沖程到下沖程的轉折點 ) 它和下死點的情況恰恰相反。這時，對抽油桿柱說，靜載荷由上沖程的P 靜上

36、，變到下沖程的 P 靜下，減少了油柱重 P油，抽油桿因而縮短 桿。因此，當懸點往下走了桿時，由于抽油桿柱的縮短，柱塞在井下原地不動，它對泵筒不產生相對運動， 因而不能排油。而對油管柱來說，因為加載 P油而伸長了 管，油管 （ 或泵筒 ） 好象跟 著柱塞往下走。因此，在懸點再走完 管以前，柱塞和泵筒還不能產生相對運動，也 不會排油。因此，在排油過程中，柱塞的有效沖程長度 S 效比懸點最大沖程長度 S 減 少了一個同樣的靜變形入值?，F(xiàn)在把上、下沖程中懸點靜載荷隨它的位移變化規(guī)律利用圖形來表示 （ 圖 3-3） ， 這種圖形稱為靜力示功圖。圖中 AB斜線表示懸點上沖程開始時載荷由柱塞傳遞到懸 點的過

37、程。 EB 線相當于柱塞和泵筒沒有發(fā)生相對運動時懸點上行時的距離，即EB=。當全部載荷作用到懸點以后，靜載荷就不再變化而成水平線BC，到達上死點 C為止。 CD線表示抽油桿柱的卸載過程。卸載完畢后，懸點又以一個不變的靜載荷向 下運動，成為水平線 DA而回到下死點 A。這種靜力示功圖，只有在淺井，而且抽油 機沖次較低時才能用動力儀測得。S效上死點油+P桿 PA 死點P桿圖 3-3 表明，在 邊形 ABCD。圖 3-3 靜力示功圖、下沖程內，懸點靜載荷隨懸點位移的變化規(guī)律是一個平行四3.1.2 懸點動載荷的大小和變化規(guī)律在井較深、 抽油機沖程次數較大的情況下， 必須考慮動載荷的影響。 動載荷是由

38、慣性載荷和振動載荷兩部分組成。為簡化起見，本文只討論慣性載荷。慣性載荷包括抽油桿柱和油柱兩部分， 即 P桿慣和 P油慣。如果忽略抽油桿和油柱的彈性影響，可以認為，抽油桿柱以及油柱各點的運動規(guī)律和懸點完全一致。所以， P桿慣和 P 油慣的大小和懸點加速度ac大小成正比，而作用方向和后者相反。P油慣p桿慣P油c g式 3-7 )式 3-8 )考慮油管過流斷面擴大引起油柱加速度降低的系數Ff桿E f 桿1式中的 F 管- 表示油管過流斷面的面積， 油管管壁的截面積。它和上式中采用的符號（ 見圖 3-4） ，其大小為：（式 3-9 ）管是不同的， 后者表示F管f桿Ff桿圖 3-4 油管過流斷面擴大圖1

39、）慣性載荷對懸點總載荷的影響上沖程時，柱塞 （或抽油桿 ）帶著油柱運動，所以沖程的慣性載荷 P慣上等于：P慣上P桿慣P油慣 （1P油慣 ）P桿慣P桿慣1 m)Pg桿 ac式 3-10 )式中 m 一表示油柱慣性載荷與抽油桿柱慣性載荷的比值。利用上式可得P油慣P油油g（F f桿）F1f桿P桿慣P桿桿 gf 桿 Lf 管 1f桿（F1)2油f桿桿F管1f桿式 3-11 )下沖程時，柱塞 （或抽油桿 ）不帶油柱運動，所以下沖程的慣性載荷 P慣下等于：式 3-12 )P桿P慣下P桿慣acg考慮了慣性載荷作用以后，懸點的總載荷為：上沖程： P上 P靜上 P慣上下沖程： P下 P靜下 P慣下這樣，示功圖就

40、由平行四邊形 ABCD靜（ 力示功圖 ）變成扭曲的四邊形 A B C D 這種示功圖，稱為動力示功圖，如圖 3-5 所示。BPmax油P+桿 PP油上死點CDA 死點Pmin圖 3-5 動力示功圖從圖中可以看出，懸點的最大載荷 Pmax發(fā)生在上沖程靜變形期結束后一瞬間，如圖中的 B點。最大載荷 Pmax等于靜載荷加上動載荷 （絕對值 ） ；懸點的最小載荷 Pmin發(fā)生在下沖程靜變形期結束后一瞬間， 如圖中的 D 點。其大小等于靜載荷減去動載荷（絕對值）。3.1.3 懸點的最大載荷和最小載荷懸點的最大載荷和最小載荷， 特別是最大載荷是正確設計和選擇抽油機和抽油桿 以及確定電動機功率的主要依據之一

41、， 所以目前有很多計算公式， 有些先從理論上來 推導，在引如實驗校正系數，有些是純粹的經驗公式；有些只考慮慣性載荷，而另一 些除了考慮慣性載荷外還考慮振動載荷的影響。 在慣性載荷方面， 有些考慮了柱塞上 的油柱的慣性，有些則略去了油柱的的慣性。但是，應特別指出的是，在所有的計算 公式中都沒有考慮摩擦力的影響。在實際計算，可通過下式進行計算懸點的最大載荷和最小載荷：Pmax(P桿PminP桿 (1P油 )(11S7n902 )Sn21790式 3-13 )3.1.4 摩擦力對懸點載荷的影響定性分析表明， 摩擦力增加了懸點的最大載荷， 減少了懸點的最小載荷， 加大載 荷的變化幅度與不平衡性以及擴大

42、了示功圖面積， 這不但給抽油機的上作帶來了很不 利的影響，而且使電機功率消耗大大增加。對于低粘度井液的油井，液體摩擦力（ 抽油桿柱和油柱間，油柱和油管間，油流通過泵游動閥的摩擦力均為液體摩擦力） 的數值小，只有 100200N，完全. 丁以忽略不計，但是，當油井中原油的粘度很大，從 0.1 Pa S 到 l0Pa S 時，抽油桿和油柱間或油柱和油管間的液體摩擦力有時可達 10000N20000N，對懸點載荷影響很大。 特別是在下沖程時， 和抽油桿運動方向相反 的液體摩擦力如果在數值上超過抽油桿柱在油中重量， 就會產生驢頭懸點運動大大超 前抽油桿運動的現(xiàn)象，也就是驢頭往下走時，抽油桿還沒有往下走

43、。 （ 甚至驢頭己走 到下死點，抽油桿都不運動，遼河油田曾出現(xiàn)類似現(xiàn)象 ） 這樣，當抽油桿和泵柱塞還 沒有達到下死點時驢頭就開始上沖程。其結果是一方面縮短了柱塞的有效沖程長度， 降低了抽油泵排量，另一方面山于上沖程時油柱重力和摩擦力突然加到抽油機驢頭 上，造成沖擊載荷，影響抽油機的使用壽命。所以在粘油井抽油時，應該采取措施避 免下沖程時驢頭超前油桿運動的現(xiàn)象， 如向油井中注熱稀油或地層水， 增加油管自徑， 采用加重抽油桿等方法， 此外，非常重要的方法就是采用加大沖程長度、 降低沖次（ 2 3 次 / 分）的抽汲方式，因此，在稠油區(qū)的遼河油田，長沖程，低沖次的鏈條抽油機 得到了推廣應用。在叢式井

44、 （ 上自、下斜） 和斜井中抽油時， 山抽油桿接箍和油管間， 柱塞和泵筒間 產生的半干摩擦力，將達到很大的數值，也應采取相應的措施。為了提高機泵系統(tǒng)效率，口前，從克服和減少摩擦力方面，采取的措施有：（1）采用連續(xù)抽油桿 （ 抽油桿之間沒有接箍的單根抽油桿 ） 。減少液體摩擦力。（2）采用滾輪接箍。減少半干摩擦力。（3）采用調心石墨盤根盒。減少半干摩擦力。（4）用光桿聯(lián)接懸繩器和井下抽油桿。減少井口的半干摩擦力。（5）采用玻璃纖維抽油桿 （ 連續(xù)抽油桿的一種 ） 。旨在減輕抽油桿重量，減少液體 摩擦力。3.2 游梁式抽油機減速器曲柄軸凈扭矩的計算為了使懸點以一定的載荷 P和一定的抽汲方式 （S

45、和 n） 工作，減速箱曲柄軸就需 要給出一定的扭矩， 因此減速箱曲柄軸扭矩是游梁式抽油機的基本參數之一。 實踐證 明：減速箱曲柄軸扭矩大小和懸點載荷、 各桿件長度的比值和抽油機的平衡情況有密 切的關系。 它的合理確定對減速箱的設計、 電動機功率的選擇和抽油設備的正常工作 有非常重要的意義。下面就來討論減速箱曲柄軸扭矩的大小和變化規(guī)律。減速箱曲柄軸扭矩 Tn等于曲柄半徑 R和作用在曲柄銷的切線力 T 的乘積Tn RT （式 3-14 ）在工作過程中，曲柄半徑 R 是不變的，所以減速箱曲柄軸扭矩 Tn的變化規(guī)律和 切線力 T的變化規(guī)律是一樣的。為了計算 Tn值，必須首先求出 T 值。下面以曲柄平衡

46、的抽油機 （圖 2-2） 為例進行計算。 在曲柄銷處的作用力有切線力T，連桿作用力 P 連，曲柄平衡重折合力 Q曲，曲柄軸軸承沿曲柄的反作用力 P 柄以及曲Q曲 2 柄平衡重質量造成的離心力 Q離（Q 離=R） 。g對曲柄軸中心 O作力矩平衡方程式：RT Q曲RsinP連 Rsin 1式 3-15 )移項整理的T P連 sin 1 Q曲 sin（式 3-16 ）從上式可見，為了計算 T 值，需要先求出 P連值，應將游梁上各作用力對游梁支 點 O1 作力矩平衡方程式。在游梁上的作用力有懸點載荷 P，連桿作用力 P 連，以及由驢頭、游梁、橫梁和 連桿組件的重力，折合到驢頭懸點處的折合力 B（稱為結

47、構不平衡重力 ） 。，游梁支點 O1的反作用力 R平和 R垂?，F(xiàn)在對游梁支點 O1 作力矩平衡方程式：（P B）A P連C sin 1 （式 3-17）Q離P連3R垂BC14O1AQ曲圖 3-6 抽油機受力示意圖移項得：(P B)A 1P連sin式 3-18 )所以(P B)A sin 1sin 1Q曲 sin式 3-19 )因此減速箱曲柄軸扭矩 Tn 為：Tn(P B)A Rsin 1C sin 1Q曲 Rsin式 3-20 )TF(P B) M 曲sin式中：PACRsin 1sin 1只取決于抽油機的幾何尺寸和曲柄轉角，其意義為單位懸點載荷在曲柄上所產生的扭矩，將其稱為扭矩因數，用 TF

48、 表示：式 3-21 )PA Rsin 1C sin 1M曲 為曲柄自重及曲柄平衡重在曲柄上所產生的扭矩，稱之為曲柄平衡扭矩3.3 游梁式抽油機電機功率的確定(1) 抽油機設計時，由于懸點最大載荷，最大沖程，最高沖次均己確定下來，即 已知了 Pmax Smax nmax ，可根據上式(式 3-14 )求出減速器最大輸出扭矩 Mmax，然后確定 減速器輸出軸的最大軸功率 Nmax：maxn maxmax9550式 3-22 )由于抽油機抽汲工況的差別， 上式確定的減速器輸出軸功率是個極限， 一般情況 下達不到，這樣配電機，電機功率肯定偏大，具體使用時，大馬拉小車，造成不合理 現(xiàn)象，因此還需考慮功

49、率系數，一般取 K=0.60.8 ，這樣，配用電機功率可用下式 確定：max(0.6 0.8)maxn max9550式 3-23 )3.4 計算最大下泵深度(1) 初步確定上沖程的靜載荷 P 靜上P靜上1000N(1amax )g式 3-24 )式中： amax上沖程的最大加速度， m/s2 ，向上為正（2）計算抽油桿的當量截面積fr1 P1fr 2 P2f r3 P3式 3-25 )式中： fri 各抽油桿的面積； P1、 P 2、P 3 各抽油桿的比例； fri P1、P2、P3可 通過下表 2 確定表 3-1 抽油桿有關尺寸和比例type泵徑抽油桿 1直徑dgan2dgan3dgan4

50、比例dbgan2dbgan3dbgan4CYJ12-4.8-732810.8750.750.6250.160.180.210.45CYJ12-4.8-733210.8750.750.6250.170.20.230.4CYJ12-4.8-733810.8750.750.6250.20.230.260.31CYJ12-4.8-734410.8750.750.6250.230.260.290.22CYJ12-4.8-735110.8750.7500.260.290.440CYJ12-4.8-735610.8750.7500.290.330.380CYJ12-4.8-735710.8750.7500.

51、290.330.380CYJ12-4.8-736310.8750.7500.330.370.30CYJ12-4.8-737010.8750.7500.360.410.230CYJ12-4.8-738310.875000.430.5700CYJ12-4.8-739510001000（3）計算最大下泵深度LP靜上(式 3-26 )frd ( 桿 液 ) fP 液將計算的 L 圓整到一個偏小值（最小圓整單位為 50m），確定 L3.5 計算結果通過上面對抽油機動力公式的分析，及已知數據通過計算機分析可得出如下結 果：最大下泵深度 H為： 2632.861 （米）； 最大平衡扭矩為： 179.973（

52、 千牛米 ） ；最大凈扭矩 N ：73.435 千牛米 ） ；計算電機功率為： 35.701（ 千瓦） ； 實際沖程為： 4.418（ 米） ； 均方根扭矩： 35.8 （ 千牛米 ） ； 最大懸荷為： 119.378（ 公斤） 。表 3-2 抽油機動力數據表曲柄轉角懸點載荷平衡扭矩曲柄凈扭矩0108.64328.158-17.86315113.986-18.8159.82530114.981-64.50642.09845114.903-105.80165.57560114.983-139.86673.43575117.158-164.43869.93590117.837-177.78454.460105