游梁式抽油机的节能探讨

游梁式抽油机的节能探讨（共9篇）

篇1：游梁式抽油机的节能探讨

游梁式抽油机的节能探讨

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摘要：游梁式抽油机是原油开采最主要的设备之一。由于其驱动电机在实际运行中负载率和工作效率不高，致使油区配电系统的功率因数偏低，增加了电能的损耗。目前普遍采用的节能方式是对单台抽油机进行电容器的固定无功补偿。针对传统无功补偿方式的缺陷，本次设计提出提出了动态无功补偿和进行Y—△转换相结合的节能方案，设计了动态跟踪的无功补偿装置，利用实时检测得到的系统负载率以及无功需求量来控制电容器的分组投切，实现了无功功率的“按需”补偿，取得了较为理想的补偿效果。

关键词：抽油机；节能；控制器引言

目前，抽油机是应用最普遍的石油开采机械之一，它将石油从地底提升到地面上来，从而完成采油任务。在抽油机的各种类型中，游梁式抽油机又占主要的地位，它是油田使用最广泛的一种举升设备，约占油井人工举升设备的95％[1]。虽然游梁式抽油机与无游梁式抽油机相比有很多弊端，但是由于数量多、采油成本较低等原因，游梁式抽油机在一段时期内还会占据抽油机市场的主导地位。所以，本次就以游梁式抽油机的节能作为研究的方向。

抽油机作为油田的主要生产设备，其驱动电机用电量占油田总用电量的比例很大，是油田的耗电大户，其用电量约占油田总用电量的40％，且总体效率很低（据有关调查一般效率在30％左右），导致了电能的大量浪费，提高了采油的成本。

综上所述，我们找到了抽油机节能设计的突破口，可以通过无功补偿和Y-△转换调节电机电压相结合的装置来实现抽油机的节能。这样提高了电机效率和功率因素，减小电机损耗，降低了电费成本，减少了能源的浪费[2]。工作原理和设计思路

2.1 游粱式抽油机工作原理

游梁式抽油机的类型很多，但其基本结构和工作原理是基本相同的。这类抽油机主要由游粱一连杆一曲柄机构、减速装置、动力设备和辅助装置等四大部分组成.游梁式抽油机的工作原理：电动机将其高速旋转运动传递给减速箱的输入轴，并经中间轴带动输出轴，输出轴带动曲柄作低速旋转运动。同时，曲柄通过连杆经横梁拉着游梁后端上下摆动(或者是连杆直接拉着游梁后端)。游梁前端装有驴头，活塞、液柱及抽油杆等载荷均通过悬绳器悬挂在驴头上，由于驴头随同游梁一起上下的摆动，结果驴头带动活塞作上下的垂直往复运动，就将油抽出井筒[3]。

2.2 总体设计思路

游梁式抽油机占据了抽油机市场的主导地位，故本文的研究主要是针对游梁式抽油机。

同时游梁式抽油机的拖动装置绝大部分是交流三相异步电动机，其中鼠笼型异步电动机结构简单、坚固、惯量小、运行可靠、维修少、制造成本低及可应用于恶劣工作环境等优点，使其作为油梁式抽油机动力驱动装置，得到了广泛的应用。由于抽油机在工作时负荷匹配不合理，大多数电机处于轻载状态，造成大量的电能浪费，系统效率低下。因此，本文采用了一种以无功补偿为主，并和Y 一△转换调节电机电压相结合的装置来实现抽油机的节能。通过对抽油机工作时的负载率的分析，确定电机是否处于重载状态，实现了电机在启动时和高负载时功率因素的提高；同时通过补偿电容器组的投切来实现无功补偿，从而达到抽油机的节能。游粱式抽油机的节能设计

针对目前的节能方案，考虑到当前油田的管理水平和工人的技术素质以及现场环境和员条件，缺少一种成本低，可靠性高，节能幅度大，又能提高原油产量的节能方法。因此，针对上述这些情况，本次提出了一种以无功补偿为主，并和Y—△转换调节电机电压相结合的节能装置，使得抽油机节能控制箱的装配和使用尽量的简单，并具有较高的可靠性。

3.1 Y—△转换调压控制和无功补偿节能的原理

3.1.1 Y—△转换调压的节能原理

由于三相异步电动机的总损耗为：ΣP=P1-P2=Pfe+Pcu1+Pcu2+Pmac+Pad，其中，P为输入电功率，P2为电机轴输出功率。Pcu1为定子铜损耗，2 2Pcu1 = 3I1 R1 式中I1为定子每相电流，R1为定子每相电阻值；Pcu2为转子铜损耗，2 2Pcu2 = 3I′2 R′2 式中I′

2、R′2为转子每相的折算值；Pfe为电机的铁芯损耗： 2fe mP =P1 50（f）β B50，式中P1 50 为铁耗系数，其值范围为1.05~2.50； β 为频率指数，随硅钢片的含硅量而异，其值范围1.20~1.60；f 为磁通交变频率；Bm为铁芯中磁通密度；Pmac为机械损耗。通常认为其是大小不变的常量。由于Bm∞φ m∞E1 ≈ U1，可知铁损耗Pfe正比于电机端电压的平方[4]。

Pad为附加损耗，主要由于定、转子有齿槽存在，当电机旋转时磁通发生脉振而在定转子铁芯中产生附加损耗，其大小也与磁通密度大小成正比。

从上述可以看出，若要提高电机的运行效率η，则必须降低ΣP。而降低电机端电压可以使铁损耗大为降低，降低电机线电流，则可减少铜耗，从而使效率η 增加。

电动机转入Y 接状态运行时，定子相电流降低，定子铜耗Pcu1和转子铜耗Pcu2也相应降低。同时，Bm∞φ m∞E1 ≈ U1，随着U1下降，Bm减少，使得铁耗Pfe和附加损耗Pad也相应降低，所以总损耗ΣP下降。而电机从电网输入的电功率P1=ΣP + P2，转轴上所带负载没变，即输出功率P2没变，但ΣP减少，使得从电网吸取的有功功率P1减少，电机效率η = P2 P1得以提高，星形及三角形接法运行时的效率特性如图3.1 所示。出图3.1 可得，当电动机的负载率β 小于40％时，η Y>η在不考虑电机铁芯磁路饱和时，磁通与输入电压成正比，当换接运行后U1下降为原来的1 3，磁通也降为原来的1 3。电机设计时，与额定电压对应的磁路通常处于饱和状态，所以线电压降低，磁通减少，铁芯饱和程度降低。磁通以及饱和程度降低，使产生磁通的激中国科技论文在线磁无功电流减少，因而换接后的激磁电流比三角形连接时的1/3 还要低一些。激磁电流的降低，使电机向电网吸取的空载无功功率Q0减少，由功率三角形可知，无功功率Q减少，P值一定时，功率因数角? 减小，功率因数cos? 增大。同时，电动机在Y 形连接和△形连接时的功率因数与负载率β 的关系曲线如图3.2 所示。可见，当β <70%的时候，Y 形连接的功率因数明显高于△形连接时的功率因数。

3.1.2 无功补偿的节能原理

游梁式抽油机的异步电机可看作电阻R 与电感L 串联的电路并联电容后电压U与I的相位差变小了，即供电回路的功率因数提高了。此时供电电流I的相位滞后于电压U,这种情况称为欠补偿。电容 C 的容量过大，使得电流I的相位超前于电压U，这种情况称作过补偿，此时会引起变压器二次电压升高，而且容性无功功率在线路上传输也会增加电能损耗。同时电压升高还会增大电容器本身的功率损耗，使温度上升，影响电容器的寿命。对电机进行无功补偿，可以大大减少起动电流和运行电流，减少损耗，并且相关电气设备温度降低、噪音减少，可以延长电动机的使用寿命[5]。

3.2 本次设计节能装置的实施

3.2.1 Y—△转换调压控制的方案电动机 Y 一△接法转换，就是根据电动机负载变化的情况，用改变绕组接线的方式来调整绕组电压。判断电动机负载变化的参数为负载率。负载率是指电机的实际输出功率与其额定功率之比，也称负载系数，通常以百分比表示.3.1 给出了不同电机的临界负载率：Y 形接线和△形接线电机损耗相同的负载率就是临界负载率。通过绘制各台电机不同接法时的损耗与负载率的关系曲线，找出其交点，即为临界负载率的切换点。同时可用经验公式求出电机在工作下的负载率。计算电机负载率有两种方法，一种是功率法，一种是电流法。

在功率法测负载率中，首先测量电机的输入功率P1，再由公式计算出电机的输出功率P2，之后就可以求出负载率。公式如下：

P2 = P1? P0 ? PR（10）

2PR = PRN(P2 P2N)（11）

其中，P2为输出功率，P1为电机的输入功率，P0为不变损耗，额定电压时为P0N，PR可变损耗，额定运行状态下为PRN。由于在用功率法测量负载率的方法中计算比较麻烦，因此功率法较为少用。在电流法测负载率中，先测量电机的输入电流I，之后计算出电机的负载率。通过上面的论述，在知道了电机临界负载率以及通过检测电流求出实际运行时电机的负载率后，就可以通过比较来决定Y 一△的转换时刻。当电机的实际负载率大子临界负载率，即β >β k 的时候，电机接成△形接法；当实际负载率小于临界负载率，即β < β k 的时候，电机接成Y 形接法。这种方法适合于定子绕组△形连接，有6 个接线柱，且适合于长期轻载运行或重载一轻载交替运行的电动机。它既可节约电能，又可改善电网的功率因数。但是由于电机转换频繁进行容易使触点损坏，因此为了减少转换频率一般在转换点的负载率之间设置一定的回差ε，通常采用负载率β < β k 一ε 时进行△-Y转换，而当β > β k +ε，进行Y—△转换，这可以通过软件的设置进行变换。

3.2.2 无功补偿的方案确定

无功补偿的方法是多种多样的，本次设计是从提高功率因数的方面来确定是否需要进行补偿。在抽油机日常工作中，节能控制器采用功率因数控制的方式工作，根据功率因数要求确定补偿容量。首先节能控制器可以判断功率因数的符号，以确定当前系统中的负载特性为感性还是容性，并根据是否过补偿以及和期望补偿后系统功率因数值进行计算比较，从而可以确定是否投切电容。

在前面论述过，当系统负载为容性时，说明可能当前系统处于过补偿状态。如果当前电机的功率因数绝对值比期望的功率因数绝对值大，说明过补偿容量在系统允许的范围内，可以不采取任何动作；如果当前电机的功率因数绝对值比期望的功率因数绝对值小，说明过补偿容量超出系统允许的范围内，则应该切除部分电容即当前补偿的电容与系统达到理想的功率因数为1 的运行状态时相比多补偿的容量[6]。

当系统负载为感性时，说明当前可能需要进行电容补偿。如果当前功率因数值大于期望功率因数值，则不需要进行无功功率补偿；若当前功率因数小于期望功率因数时，说明需要进行无功容量补偿。如果抽油机电机的有功功率实测值为P1，补偿前的功率因数为cos? 1，补偿后的功率因数为cos? 2，则补偿容量可用下述公式计算：Qc = P1(tan?1 ? tan? 2)（14）由此可以将Qc与当前补偿电容容量计算比较，从而确定该补偿或切除的电容量。

在抽油机正常工作状态下，会遇到大量的干扰，容易造成控节能制器频繁发出补偿与切除电容的指令。因此，为了避免电容的频繁投切而产生投切震荡，可以使控制器在软件上采取连续多次计算结果取平均值的方法来避免电容的频繁投切。具体方法如下：

首先确定一个负载率的上限基础值，使得节能控制器发现负载率大于此值后执行补偿程序，若实际负载率小于此值后，则不执行补偿程序，因此可以认为这个负载率的基础值为执行补偿程序的起点；其次，在确定实际负载率大于设定值后启动补偿程序，连续进行5 至10 次的测量计算，求得的平均值作为电容投切的指令；最后，不仅要关注实际负载率大于上限设定值，而且还要关注实际负载率小于下限设定值时的情况。若实际负载率小于下限设定值时，节能控制器要检测系统是否处于过补偿状态，在这种情况下可以适当切除电容或者完全切除补偿电容，避免系统对电网的影响；另外，cos? 2的确定要适当，通常将功率因数从0.9 提高到1 所需的补偿容量与将功率因数从0.72 提高到0.9 所需的补偿容量相当。因此，在高功率因数下进行补偿其效益将显着下降。这是因为在高功率因数下，cos? 曲线的上升率变小，故而提高功率因数所需的补偿容量将要相应的增加。

通过上述两节的论述，介绍了游梁式抽油机节能装置的节能原理，并提出了Y—△转换控制和无功补偿相结合的节能方案，为接下来的硬件及软件设计做好了铺垫。结论与展望

本文围绕游梁式抽油机节能和无功补偿进行研究，对抽油机的负载特性进行了较为详细的分析，对比其它的节能及补偿方式，提出了以无功补偿为主并结合Y-△转换节能的控制策略，最后根据这个思路就可以设计出游梁式抽油机节能装置的硬件和软件。

然而，本文虽然对抽油机无功补偿技术进行了论述和研究，提出了较为合理的控制策略，但仍有一些工作需要完善：

首先，补偿方案的控制策略和技术参数还需要进一步的优化；其次，补偿装置的可靠性、稳定性和抗干扰能力还需进一步的提高；最后，补偿装置的许多功能还需进一步的完善，在现有的硬件基础上实现更多的功能。

抽油机补偿技术是一项较为实用、涉及面广、针对性强的技术，需要在今后的学习中进行更多、更深入的研究和探讨。

篇2：游梁式抽油机的节能探讨

摘 要：常规游梁式抽油机结构简单可靠、耐久性好，一直以来占据采油设备的主导地位，但其耗能高、制造成本高、平衡调节困难等不足日益突出。通过分析游梁式抽油机的节能原理以及开展抽油机平衡调整技术的研究，提出了以节能为目的的游梁辅助平衡方案，在此基础上提出了一种新型自动调节游梁平衡装置。该新型游梁式抽油机平衡调节装置对原机的改动小，通过配重块在配重横梁上的相对移动可以抵消部分驴头负载，实现不停机调节平衡从而起到节能作用。

关键词：游梁式抽油机；自动平衡；节能

DOI：10.16640/j.cnki.37-1222/t.2016.12.056

0 引言

据统计，我国在用抽油机井近9万口，年新机装备量5千余台，年耗电量105亿kwh，电费开支40余亿元。在采油成本不断上升而油价由于供求失衡等原因持续低迷的情况下，节能降耗、不断降低生产成本已成为采油行业的主题。当前抽油机的节能措施主要集中在以下三个方面：

一是将常规型游梁式抽油机分批进行节能改造，改造成前置式抽油机下偏杠铃抽油机等；

二是给常规型游梁式抽油机加装节能辅助平衡装置，实施节能改造；

三是在抽油机电控柜加装电容器，对电动机无功功率进行补偿。本文的节能方案属于第二种节能方法。这种方法相比第一种方法的优势在于，基本无需改变抽油机的自身结构，改造费用低，节能效果好。依据力矩平衡的原理，在游梁式抽油机的游梁上增加一个配重梁及合适的配重，由执行机构带动配重在游梁上移动，通过改变配重块在游梁上的位置来改善抽油机的平衡性。主要结构原理

固定安装在游梁式抽油机游梁尾端的配重横梁及安装在配重横梁上可移动的辅助平衡装置主要结构如图1所示。

电动机的旋转经皮带、减速器后，转化为曲柄旋转运动，再经曲柄连杆机构转化为游梁的上下摆动。可移动配重块在链条的拉动下，沿配重横梁上的滑轨可做往复移动，当由于井下载荷变化导致平衡度偏离允许范围时，可通过平衡块沿配重横梁的移动调节平衡度。最后经驴头的上下运动带动悬绳器上挂着的光杆、泵等井下载荷上下运动完成往复抽油过程。平衡节能原理

在用工频直接启动的场合，游梁式抽油机所需启动力矩大约是正常工作的两倍以上，加之由于采油工况的复杂性，如油稠、出蜡导致驴头负载较正常工况增大等因素，因而在设计的时候采用的电动机的额定功率都比较大。而在正常抽油时，负载变轻，所需的力矩又比较小，出现了抽油杆的负荷特性与电动机的机械特性不匹配的问题，因此电机效率低的现象很严重。尤其在驴头下放时，负载变轻，传统结构游梁式抽油机的电机接近空转，降低了电网的功率因数和电机的效率，增加了无功损耗，导致能源浪费严重。三相异步电动机效率曲线图如图2所示，当电机输出机械功率低于额定功率30%后，三相异步电机的效率近乎直线下降。因此，尽量使得曲柄轴净扭矩曲线接近对应电动机输出扭矩的理想扭矩线，使电动机输出扭矩尽量多地处于电动机额定输出扭矩70%-100%范围，无疑由于电机实际使用效率的增加从而有效降低电机输入电功率，达到省电效果。

图3为根据Cyj12-4.2型常规游梁式抽油机结构尺寸，由ADAMS动力学仿真软件进行动力学仿真，得到的曲柄轴输出扭矩图。由图中可以看出，添加平衡游梁及平衡块后虽然所需曲柄轴输出扭矩有所增加，但由于抽油杆上、下行程所需的扭矩峰值更加接近，从而使得上、下行程在更多时间处于电机额定输出扭矩70%-100%的范围，减少了电机低效率运行时间，能有效提高电机效率，从而达到减少电机输入电功率即省电的效果。机械系统设计

游梁式抽油机配重块相对横梁移动辅助平衡装置示意图如图4所示。所设计的机械系统主要由配重横梁、链轮支撑座、2个链轮、1条链条、1块配重块、1组蜗轮蜗杆、1个联轴器、1个电机等组成。整个配重横梁左端即图4所示的左端与抽油机游梁尾部焊接在一起，左链轮支座固定在配重横梁上，支座上有链轮Ⅰ和右端的安置在蜗轮上的链轮Ⅱ配合使用，可使链条随链轮运动，拉动配重块在横梁上进行相对直线移动。配重块内会安装有铰接的零件，用于固定配重块及链条。

配重横梁上的电机通过蜗轮蜗杆减速，蜗轮轴带动链轮Ⅱ旋转，链轮Ⅰ和链轮Ⅱ通过链传动实现与之相连的配重块的往复移动，通过改变平衡力矩的大小达到调节平衡从而节能的目的。关键技术创新

游梁尾端的配重横梁辅助平衡装置的关键创新技术是：在常规游梁式抽油机游梁的尾部安装配重横梁，在其上面安装一套可调整且可通过链条相对横梁移动的配重块，在配重块里面安装一个使链条与配重块相铰接的铰联接。运用可调移动变矩的平衡原理，较好地平衡井口的动载变化率，从而实现常规游梁式抽油机的平衡和节能之目的。方案优点

（1）整个平衡装置通过在游梁尾部焊接，结构简单可靠，不需要改变原抽油机的结构。

（2）通过建立动力学模型精确设计配重横梁重量，可以有效改善抽油机在抽油杆上下行程的不平衡度，提高电机效率。通过改变配重横梁上配重块的位置实现精确调节抽油机的平衡，与一般平衡装置方案相比，大大拓宽了调平衡范围，平衡效果更好，并且成本较低。

（3）游梁自动平衡装置可有效地解决常规游梁式抽油机能耗大、调平衡难度大、时间长及工作效率低等技术难题，增强平衡调节的安全性。

参考文献：

篇3：游梁式抽油机的节能探讨

1 游梁式抽油机的组成

常规的游梁式抽油机由以下三个部分组成:

(1) 地面部分:游梁式抽油机, 是由减速箱、电动机与四连杆机构 (曲柄、连杆、游梁、横梁) 、悬绳器与驴头等组成的;

(2) 联系地面与地下的中间部分:抽油杆柱, 是由一种或者几种直径的接箍与抽油杆组成的。

(3) 地下部分:抽油泵, 是悬挂在套管中的油管下端;

2 游梁式抽油机的工作原理

游梁式抽油机是对含有游梁, 并通过连杆机构来换向的抽油机的统称。组成游梁式抽油机的主要有4个系统:换向系统、传动减速箱系统、支撑系统和平衡系统。因为大部分抽油机的支撑系统与减速系统的结构与工作原理类似甚至基本相同, 所以, 决定抽油机功能的主要是平衡系统与换向系统。

3 游梁式抽油机能量损失的组成

游梁式抽油机在运行过程中, 能量的损失主要包括:电动机损失, 换向与平衡损失, 传动系统损失, 减速箱损失, 抽油杆、泵、管柱损失等类型, 这其中的电动机、平衡损失具有较大的节能潜力。

4 节能措施分析

根据抽油机能量损失的构成, 针对不同的构成部分的具体情况采取可行的节能措施, 实现最大限度的节能。

4.1 电动机损失

电动机如果在额定负荷附近运行, 则处于节能运行状态。为满足最大运行功率的要求, 通常情况下, 抽油机的电动机在工作时的输出功率的平均值远低于额定功率。也就是说电动机在大多数时间里处于效率与功率因数都极低的轻载运行状态, 这就造成了能量的大量浪费。通过实测, 部分电动机的效率只能达到60%~70%, 节能潜力巨大, 可通过以下措施达到节能的目的:

(1) 变电动机机械性能, 通过变频调速技术, 实现输出功率与额定负荷的柔性配合, 改善电动机与杆、泵等各组成部分的配合关系, 从而提高系统的运行效率, 降低能耗。

(2) 通过扩大变频调速、超高转差等节能高效电动机的使用范围, 解决电动机运行效率较低的问题, 从而降低系统的装机功率, 减少电动机的能量损耗。

(3) 运用电动机节能控制装置, 实现电动机的控制装置根据运行状况的变化, 对电动机电压的动态调节, 并进行的无功补偿, 达到节能降耗的目的。

4.2 换向及平衡损失

在润滑保养状况良好的状态下, 游梁式抽油机换向部分的传动效率较高, 在换向部分结构不变的情况下, 很难取得明显的节能效果。而平衡则会对能量损失产生较大影响, 作为节能的重点, 调平衡对于抽油机节能降耗具有重要作用。抽油机的平衡方式有多种形式, 通过游梁偏置、调径变矩下偏等平衡方式的合理运用能够在不同程度上降低扭矩曲线的峰值, 减小曲线的波动, 节能平衡度的最佳点可调在90%左右。实践表明, 经合理调整平衡后的抽油机, 节能效果明显。

4.3 传动损失

工程上常用的传动皮带具有很高的传动效率, 传动过程中产生的的能量损失十分有限。可推广使用联组带传动皮带, 与其他类型的传动皮带比较, 这种传动带除具有动力大、摩擦系数小、丢转少的优势, 并且能够明显减小带轮的直径与宽度, 传动过程能量损失更小。经实测, 联组带的传动效率能够达到98%, 传动过程中能够比普通传动带节电2%左右, 在现有的技术条件下, 通过改进抽油机的传动系统降低能耗的潜力不大。

4.4 减速箱损失

该部分的能量损失主要是减速箱齿轮与轴承的摩擦损失。对减速箱而言, 最重要的是润滑问题, 润滑效果不好, 不仅会增加能耗, 还会加快轴承与齿轮的磨损速度, 因此, 必须确保减速箱内齿轮与轴承的润滑。在齿轮与轴承的润滑良好, 管理与维护措施得当的情况下, 减速箱的能量损失会大大降低, 传动效率能够达到90%, 基本能够达到大功率减速器的最大传动效率。从减速箱损失入手, 降低抽油机能耗的效果并不明显。

5 抽油杆、泵、管柱部分的能耗

5.1 抽油杆

抽油杆柱的能量损失主要为摩擦损失, 损失的大小与下泵的深度、抽油速度、出液稠度以及油井自身的弯曲情况有关。对于出液稠度较大的油井, 可以通过低冲次、长冲程的工况设计降低抽油杆柱的运行速度;同时合理采用热洗、掺稀油等措施降低油井出液的稠度, 以减轻抽油杆与油管间的摩擦力。对于存在井斜或油井本身弯曲较大的油井, 可以在抽油杆柱上安装防偏扶正装置, 以减少因杆管偏磨产生的能量损耗。

5.2 抽油泵

抽油泵的能量损失主要为容积和水力损失。可通过优选柱塞泵筒间隙的方式, 在保持柱塞泵筒间的摩擦力大小不变的前提下, 减少液体漏失, 同时选用耐磨耐冲击、水力损失小凡尔球、凡尔座, 降低因凡尔失灵产生的水里阻力和抽油泵漏失, 达到降低抽油泵部分能量损耗的目的。

5.3 管柱

管柱的能量损失可以在油管的螺纹部位加装密封件, 确保油管的密封性, 减少螺纹处产生的损坏, 减少管柱的漏失, 降低管柱的容积损失。管柱产生的水力损失与油管内壁的粗糙度以及井液的上流速度值的平方成正比, 要对油管采取防腐措施并定期进行结垢清理, 降低因油管内壁腐蚀结垢引起的能量损失。同时在进行抽汲参数的选择时, 应尽量采用长冲程、低冲速、大泵径参数, 以降低井液的上流速度, 降低能耗。

摘要：游梁式抽油机在抽油机中占主导地位, 其结构简单, 经久耐用。当前, 在油田开发过程中, 成本与能耗的不断提高, 对抽油机的节能性能提出了更高的要求, 本文首分析了游梁式抽油机的组成、工作原理及能量损失的组成, 并系统阐述了其节能措施, 希望能对油田的健康可持续发展有所帮助。

关键词：游梁式抽油机,节能,探讨

参考文献

[1]陶兴明.抽油机扭矩曲线的计算及节能效果评价[J].油气田地面工程, 2010, (08) [1]陶兴明.抽油机扭矩曲线的计算及节能效果评价[J].油气田地面工程, 2010, (08)

[2]周录方.高含水后期抽油机系统节能方法探讨[J].油气田地面工程, 2010, (06) [2]周录方.高含水后期抽油机系统节能方法探讨[J].油气田地面工程, 2010, (06)

[3]朱君, 王增藩, 孙慧峰等.游梁式节能抽油机的原理及性能对比[J].大庆石油学院学报, 2005.29 (5) :40-43[3]朱君, 王增藩, 孙慧峰等.游梁式节能抽油机的原理及性能对比[J].大庆石油学院学报, 2005.29 (5) :40-43

篇4：游梁式抽油机的主要技术特点

游梁式；抽油机；技术特点；应用

游梁式抽油机在油田生产中发挥的重要作用，如何能够更好地认识和应用这种抽油机的技术，对于我们提高工作效率、改进工作水平具有重要的意义。

1.抽油机“无功损耗”分析特点

作为耗能大户，抽油机的节能广泛受到关注，部分理论认为，游梁式抽油机通常采用普通电机驱动，电机功率因数和负载率往往较低，常常在低于30%情况下运行，通过实施某些新技术或增加无功补偿装置就可将功率因数提高到90%以上，因此大大减小电机的无功损耗，起到大幅度节约能源的目的。

针对这种认识，我们需要理清一下什么是无功功率，在具有电感和电容的电路里，这些储能元件在半周期的时间里把电源能量变成磁场（或电场）的能量存起来，在另半周期的时间里对已存的磁场（或电场）能量送还给电源。我们把与电源交换能量的速率的振幅值叫做无功功率。它不对外做功只是与电源进行能量交换，才被定义为无功功率，但它决不是无用功功率，电动机需要有无功功率才能建立和维持旋转磁场，使转子转动，变压器也同样需要有无功功率，才能使变压器的一次线圈产生磁场，在二次线圈感应出电压。因此，没有无功功率，电动机就不会转动，变压器也不能变压。

对于供电系统，如果出现低功率因数运行的情况，会造成发电机有功功率的输出降低，使电气设备容量得不到充分发挥等不良影响，因此在电网中必须设置一些无功补偿装置来补偿功率因数的降低。对于具体的用电设备来说，无功功率增加会使电流增加造成部分用电设备有用功增加，对于电机来说无用功功率增大，会导致电机线损增加，但是由于电机内阻较小，通常可以忽略不计。

此对于用电设备来讲，提高功率因数不可能显著降低设备的耗电。

2.游梁式抽油机的节能技术

“游梁式抽油机”实际是机械采油系统的代称，应该指由抽油机—抽油杆—抽油泵组成的采油系统。在这种系统中，抽油机是系统的动力提供装置，它所提供的能量是包括抽油泵、抽油杆、油管以及电机、输出管线等等在内的机械采油系统能量消耗总和，在游梁式抽油机—抽油杆—抽油泵组成的机械采油系统中，抽油机的效率是最高的，设计合理的常规游梁式抽油机，不计减速器效率的情况下效率可达90%以上，其他结构形式的抽油机是难以做到的，系统的效率较低，主要是抽油泵、抽油杆等的效率较低，即使是抽油机、电机的综合效率达到1，则系统的效率仍然为30～45%，因此在这个有多个系统组成的串联动力传动系统中，研究节能问题需要从提高三抽系统效率着手，片面强调地面设施的节能，是难以取得理想效果的。

3.游梁式抽油机功率匹配分析

在应用中，有种观点认为游梁式抽油机的启动转矩大，为克服这一问题抽油机通常需要配备较大的电机，以确保抽油机能够正常使用，由于游梁式抽油机所配电机功率较大，正常工作时。负载率低，大马拉小车，所以造成能源的大量浪费。”游梁式抽油机的启动转矩真得很大吗？

游梁式抽油机运转时，输出轴上的净扭矩等于悬点载荷在曲柄上产生的扭矩与曲柄产生的平衡力矩作用之和，抽油机启动时通常是在上下死点位置时启动，此位置时游梁式抽油机扭矩因数最小，悬点载荷在曲柄上产生的力矩和曲柄本身产生的平衡力矩都接近于零，这时曲柄净扭矩和电机驱动力矩也是最小的，如果抽油机停机在上下死点位置时，一个人的力量就可以推动抽油机转动一定的角度，如果是下死点启动由于曲柄位置最高，储备足够能量将更有利于抽油机的启动，游梁式抽油机光杆是做近似余弦加速度规律运动的，无突变载荷，这些因素都有利于抽油机的启动，相反启动扭矩大是某些非游梁式抽油机的特点。从另一方面讲，即便是抽油机起动力矩真的很大，由于电动机本身具有较强的抗过载能力，短时间的过载使用，使电动机功率提高到额定功率的两倍左右也不会对电动机产生影响。

因此从抽油机正常使用来看无需人为增大电机功率，如果用户在使用过程中测量电机电流与电机额定电流相差较大，可以更换较小的电机。

4.电流参数配置分析

由于抽油机电机配置需要考虑做业时举升曲柄条件需求，修井做业时需要在脱开光杆的情况下举升曲柄，在抽油机负载率较大时，曲柄平衡力矩达到较大，此时游梁式抽油机电机工作力矩要比正常工作时大的多的，作业时，游梁式抽油机常需采用往复摆动曲柄的方法甩上曲柄，或采用提前调整平衡块、吊车辅助作业等方法完成举升曲柄工作，所以抽油机设计时不需要根据举升曲柄这一特殊需要选配电机，对于非游梁式抽油机如果平衡系统采用的是重块平衡，想利用电机的力量提升平衡重块难度会更大这里不做分析。

另外，抽油机所配电机功率大并不一定会造成能耗大幅度提高。虽然抽油机运转所需功率的大小取决于载荷的大小，而非取决于电机额定功率的大小，一般来讲电动机负载率在25～90%范围内效率较高，效率达到80～90%，如果电动机负载率低于25%或超载时才会出现电动机效率显著降低，抽油机电机选大，可满足更多做业条件的需要，功耗并非显著增加，考虑到提高电机使用寿命，建议电机的最大电流最好不要超过电机额定电流。

5.抽油机的合理选型及配备分析

常常有人把抽油机匹配电机的大小作为衡量抽油机是否节能的标准，也有人认为：“低冲次抽油机可以匹配较小功率的电机，因此可以大幅度节约能源，游梁式抽油机应向低冲次方向发展。”抽油机运转所需功率与抽油机的冲次成正比，每分钟运转10次和运转2次的抽油机装机功率当然会有显著的变化，但是抽油机的冲次与原油产量有着密切的关系，游梁式抽油机能够适应高冲次的工作条件下运行，这正是其历经百年长盛不衰重要原因之一，游梁式抽油机具有较宽的使用范围，可以满足每天0～300方排量的使用要求。

对于有低冲次需求的井矿，用户只需要匹配低速电机或调速电机既可满足要求，因为抽油机冲次降低，所需电机功率也随之减少所以匹配低速电机不会造成成本的大量增加

6.游梁式抽油机的成本投入价值分析

由于游梁式抽油机存在着单机重量高，生产成本高，购置成本高的传统观点，在人们的认识中存在一定的不理解。其实，对于中小型抽油机来说，游梁式抽油机生产成本并不高于非游梁式抽油，对于较大型号游梁式抽油机与同型号的非游梁式抽油机相比，游梁式抽油机重量最高，制造成本较高，尤其是冲程5米以上的游梁式抽油机其制造成本将会显著提高，但是，游梁式抽油机具有很高的可靠性，可以节省大量销售、服务费用，因此游梁式抽油机仍然是目前市场上价格最低廉的抽油机。

7.游梁式抽油机发展前景

在中国抽油机市场一度出现“繁荣”的局面，针对抽油机的设计以及配套装置的设计品种不断涌现，但是真正能够经得起时间考验长期被用户接收的少之又少，分析原因，主要是由于他们都是在以上列举的针对游梁式抽油机错误认识指导下研发出来的产品，所以其产品是难以达到预期效果。

篇5：游梁式抽油机设计计算（推荐）

卢国忠 编 05-04 游梁式抽油机的主要特点是：游梁在上、下冲程的摆角相等，即上下冲程时间相等。且减速器被动轴中心处游梁后轴承的正下方。

一、几何计算

1.计算(核算)曲柄半径R和连杆有效长度P 己知：冲程S、游梁后臂长C、游梁前臂长A、极距K(参见图1)由余弦定理推导可得： 公式： R12C2K22CKcostC2K22CKcosb

------(1)

PC2K22CKcostR

-------(2)式中：t900

1b9002

tng

K1I3600Smas

12 H4AI2H2

2.计算光杆位置系数PR：

PR是在给定的曲柄转角θ时，光杆从下死点计算起的冲程占全冲程的百分比。(图2)（图3）

公式：PR

st10％

-----------(3)Smastb曲柄

sPRSmax

12PR1

式中：

t,b 分别代表下死点和上死点的

角的值

Rsin

J

sin11C2J2P2

JPC2PCcos

cos 2CJ22

C2P22KRcos()K2R2 cos 2CP1  上冲程

360 下冲程 二运动计算

己知：曲柄角速度ω、曲柄转角θ，分析驴头悬点的位移s、速度v、加速度a的变化规律。

1.假定驴头悬点随u点作简谐振动：

AR1cosC2ARAR

以Smax代入得： vsinCCARa2conCsamax

1Sma1xcos21vSmin

asx212aSmosacx2s1Smax2 21R2.接严格的数学推导 amax2Smax1

2P三动力计算

1．从示功图上求悬点载荷W 示功图是抽油机悬点载荷W与光杆位置PR的关系曲线图。是用示功仪在抽油机井口实测出来的。设计中无法实测，只好用理论公式计算并绘制------称为人工示功图，为以后的受力分析、强度计算提供主要依据。

2． 光杆载荷W加在曲柄轴上的扭矩的计算（见图2，图3）a.美国石油学会(API)定义TF为扭矩因素，表示单位光杆载荷W在减速器上产生的扭矩T。计算公式推导如下：API规定生产厂要向抽油机用户提供一张θ角每变化15度的TF值变化表。

TFWAFlCsinFlAWCsin

TFqRTARsin WCsinFqRFlRsinFl

ARsinW

CsinFqsin考虑抽油机的结构不平衡重B的影响：

TARsinWB Csin光杆载荷在减速器上产生的扭矩：

TWnTFWB

b.应用PR表、示功图和TF表求出悬点载荷在减速器上产生的扭矩曲线，如 300： T30TF30W30B

3〃曲柄、平衡重加在曲柄轴上的扭矩计算

设曲柄自重为q，其重心到转轴中心距为r平衡重总重为Q，其重心到转轴中心距为R 产生的最大平衡力矩为： MmaxqrQR 4计算减速器净扭矩

当曲柄处于θ角位置时，其平衡力矩为 M =(QR+qr)×sinθ

悬点载荷在减速器上产生的扭矩TWnTFWB

其净扭矩为

TnTFWBMmaxsin

由此式可以绘制曲柄扭矩图。

5〃电动机功率计算 a.理论计算

由于曲柄受规律变化的扭矩作用，其计算功率用的扭矩值只能

222Tn21Tn2Tn3TnmTnm应用均方根扭矩来计算。

式中 Tn1,Tn2,Tnm0

曲柄轴的计算功率为：

N1.424104Tnn

电机功率为： NdN d 式中 N---曲柄轴的计算功率 HP Tn--曲柄轴扭矩，N m n---曲柄转速，冲次，d,--抽油机总效率，取0.6—0.8 b.估算公式 NQL KW 3900 式中 Q—深井泵理论日产量，m3/d Q1440ASn m3/d L--深井泵下泵深度，m A--深井泵柱塞面积，m2

—抽油机冲次，1/min S—抽油机冲程长度，m 5．平衡计算

在抽油机的设计和使用中，被普遍采用的平衡准则有三种：1。上、下冲程中，电动机所付出的平均功率相等。2．上、下冲程中，减速箱曲柄轴的输出扭矩峰值相等。3．在抽油机的整个冲程中，曲柄轴舜时的扭矩与平均扭矩偏差的平方和最小。

第1条准则的平衡计算简单、实用。表示为：下冲程时平衡重所储存的能量Ao等于电动机下冲程所做的功Adx加上下冲程抽油杆下落所做的功Axx，即

A0AdsAxx

上冲程时，平衡重所放出的能量Ao加上电动机上冲程所做的功Ads等于上冲程驴头悬点提升抽油杆和液柱所做的功Axs,即

AoAdsAxs

由于上、下冲程中，电动机所作的功相等，即AdsAdx，由此可求得平衡重所储存的能量：

A0AxsAxx 2a.如已测得抽油机驴头悬点的实际示功图如图-4，则：

面积OABCFO面积OADCFOqpqs2

1(面积OADCFO面积ABCD)qpqs2A0式中 qp----示功图纵坐标比例，N/mm qs----示功图横坐标比例，m/mm b.如果没有实际示功图，亦可用静力示功图作近似计算，如图5 A0WgSmaxWySmax2(WgWy2)Smax

式中 Wg----抽油杆在油液中的重量，N Wy----油井中动液面以上，断面积等于柱塞面积的油柱重量，N Smax----抽油机的最大冲程，m 计算平衡重储能

以图-3的复合平衡为例，图中：

Qy----游梁平衡重；

KcQy离游梁支点O的距离； Qb----曲柄平衡重；

RQb的平衡半径；

qy----游梁总成的重量； ly----游梁重心距； qb----曲柄自重； lb----曲柄重心距；

下冲程时，KcKAKSmaxc(2r)2rc AACCK 储存能量为 2rQyc

C游梁平衡重抬高的距离为

曲柄平衡重抬高的距离为 2R , 储存能量为 2RQb 游梁总成的重量抬高的距离为2rlyC，储存能量为2rqylyC

曲柄自重抬高的距离为2lb，储存能量为2lqbb 总储存能量为 Ao2rQy为方便计算，设

QyRKcl2RQb2rqyb2lbqb CCqylyKc----游梁总成的重量所相当的游梁平衡重大小；

qblb----曲柄自重所相当的曲柄平衡重的平衡半径。Qb代入上式，求得游梁平衡重的大小： QyAoRRQbQy KcKc2rrCC曲柄平衡重的平衡半径： RAoQyQKyrcR，2QbQbC对于单独的游梁平衡，Qb0，同时曲柄自重的影响，则： QyAoQy2rK cC对于单独的曲柄平衡，Qy0，同时游梁自重的影响，则： RAo2QR b

四．主要构件的受力计算（见图-3）1．游梁受力分析

Mo0FLsinCWBA

连杆轴向力 FAWBLCsin

游梁切向力 FLsin 游梁纵向力 FLcos Xo0xoFLxFLcos Yo0yoFLyFLsinWB

2．支架受力分析

MH0yQEyODxOH yFLQECsinWBCHcos

MQBDxoH 0yHEyoF yHLEDsinWBEDHcos

EX0xHcos FxQxoL3． 曲柄—减速器被动轴总成受力分析

MXYo~sinQRqrsinF0FLQCrC

rFsinQRqrsin FCCLocos 0xoFLosinF 0yoQqFLC4． 曲柄肖轴受力分析

的剪切力作用。曲柄肖轴受一对大小等于FL5． 减速器受力分析 6． 支座受力分析

篇6：常规游梁式抽油机安全操作规程

一、启动前的准备工作

(1)改好流程，检查出油管线是否畅通，冬天提前2-4小时预热水套炉。

(2)检查光杆卡子是否紧固牢靠，光杆盘根盒盘根松紧是否合适，润滑油是否足够，悬绳器滑轮是否正常。

(3)检查减速箱油量是否适量（应在两丝堵之间），检查曲轴、游梁、支架各轴承润滑脂是否足够。

(4)检查刹车是否灵活完整，应无自锁现象。

(5)检查皮带有无油污及损坏情况，并校对其松紧度。

(6)检查各部位固定螺丝、轴承螺丝、驴头销子螺丝、平衡块螺丝等无松动现象，并检查曲柄销子有无脱出及保险销有无松动现象。

(7)检查曲柄轴、减速箱皮带轮、电机皮带轮、刹车的键有无松动现象。

(8)检查保险丝是否插牢、启动开关有无异样，电器设备接地装置是否良好，保险丝（熔断丝）是否符合规定。

(9)检查电机三相绕阻的直流电阻是否平衡，绝缘电阻是否过到安全值。

(10)检查和排除抽油机周围妨碍运转的物体。

二、启动操作

1、先松刹车。

2、盘皮带轮，对于新井或长期停产油井，重新开抽前人工盘动眼带轮，观察有无卡碰现象。

3、按启动电钮或推动手柄。启动电机时，先使曲柄平衡块作2-3次摆动，以利于曲柄平衡块惯性启动抽油机。

三、启动后的检查工作

1、检查联接部位、减速箱、电动机、轴承等各部位有无不正常的声音。

2、检查各部位有无振动现象。

3、检查减速箱及各轴承部位有无漏油现象。

4、检查曲柄销子、平衡块有无松动、脱出，驴头上下运动 时井内有无碰击等现象。

5、检查回压、套压是否正常，井口是否出油，方卡子是否 松脱，悬绳器毛辫子是否打扭，盘根盒是否损坏或发热，三相 电流是否平衡等。

6、检查光杆是否发热，各轴承发热温升不高于2 0℃，电机 外壳温度不超过6 5℃。

7、经检查一切确认后，操作人员方可离开。

8、每间隔2-4小时应巡回检查一次，如发现有不正常现象，立即停抽，进行检查处理，将处理结果填入报表，情况严重时，应及时将情况汇报队里。

四、停机操作

1、按停止电钮，让抽油机停止工作，刹紧刹车。

2、根据油井情况，让驴头停在适当的位置。出砂井驴头停在上死点；油气比高、结蜡严重、稠油井停在下死点；一般井驴头停在冲程1/3-1/2这时曲柄在右上方位置（井口在左前方时），开抽时容易启动。若停抽时问长，按关井操作规程进行。

五、注意事项

1、启动抽油机时应注意的事项

(1)启动时抽油机附近禁止站人，尤其注意不准站在曲柄放置扫击范围之内，防止伤人。

(2)盘皮带时只能用手压着皮带盘，禁止用手抓皮带盘动，以免把手带进皮带轮槽挤伤手指。

(3)必须当曲柄摆放方向和抽油机转动方向一致时才可启动。

(4)连续启动3-4次仍不能启动时，禁止启动。

2、新安装的抽油机开抽后应注意事项

(1)第一周内应加强巡回检查，每两小时检查一次。

(2)按下列要求对各部螺丝进行拧紧：

1)第一天运转4小时后应拧紧作业一次。

2)三天内每天拧紧作业一次。

3)第一个月内应半月拧紧作业一次。

篇7：游梁式抽油机的节能探讨

王 晓

严 锦

李滨城(江苏科技大学 江苏镇江 212003)摘 要:本文首先应用矩阵法对游梁式抽油机机构进行了数学模型,在此基础上应用了MATLBA/SIMULINK软件进行了运动分析及动态静力分析。根据对仿真结果的比较分析,可以更好地了解游梁式抽油机的运动学及动力学性能,从而找出进一步提高其工作效率的设计方案。

关键词:游梁式抽油机 MATLAB/SIMULINK 运动分析 动态静力析

游梁式抽油机具有性能可靠、结构简单、操作维修方便等特点,是目前油田上使用广泛的采油装置,如图1所示。游梁式抽油机的工作过程为首先由电动机经皮带传动将高速旋转运动传递给减速器,再由曲柄连杆机构将旋转运动变为游梁的上、下摆动。挂在驴头上的悬绳器通过抽油杆带动抽油泵柱塞作上、下往复运动,将油液抽至地面完成其工作要求。

本文在应用矩阵法对游梁式抽油机进行运动学及动力学建模的基础上,借助MATLAB/SIMULINK对设计参量进行了辅助分析,为对其进行进一步的优化设计研究提供了帮助。

图1 游梁式抽油机

1、运动分析

建立如图2所示直角坐标系,根据图2所示的矢量封闭多边形得 :

（1）

将各矢量分别向 x 轴和 y 轴投影,得到投影方程为

(2)将式(2)对时间进行一次求导并整理成矩阵形式,得速度表达式为 :

(3)对矩阵(3)进行时间一次求导得加速度表达式为:

(4)

图2 游梁式抽油机机构运动简图

图3 构件1的受力分析图

2、动态静力分析

游梁式抽油机机构有4个铰链,每个铰链受杆的作用分别有x , y 方向的两个分力,另外还有一个待求的平衡力矩共9个未知量,需列出九个方程求解。其中需要用到的量还有各构件所受的惯性力及惯性力矩。

根据运动分析求得的各构件的角速度和角加速度,可以计算出各构件的质心加速度,从而可得各构件所受惯性力及惯性力矩。

如图3所示,对构件1进行受力分析。构件1受惯性力、重力、杆2对它的作用力和杆4对它的作用力以及平衡力矩。构件1为匀速转动,其角加速度α=1,所以惯性力矩为零。根据 ∑ = 0、∑ = 0和 ∑ = 0,写出方程式如下：

(5)同 理 ,对 构 件 2进 行 受 力 分 析 ,如 图 4所 示。根 据 ∑ = 0、∑ = 0 和 ∑ = 0 ,写出如下平衡方程式 :

(6)同 理 ,对 构 件 3进 行 受 力 分 析 ,如 图 5所 示。根 据 ∑ =0、∑ = 0和 ∑ = 0, 写出如下方程式 :

(7)

图4 构件2的受力分析图

图5 构件3的受力分析图

其中 为抽油杆的载荷 ,抽油杆的惯性力 /9.8。

根据以上九个方程式可以解出九个未知数,将以上方程组化为矩阵形式,可表示为:

(8)

3、SIMULINK仿真模型的建立

3.1 SIMULINK 仿真模型

该游梁式抽油机机构运动及动力分析求解时,自变量可以是时间 t 或者构件1与 x 轴的夹角θ1,构件1的角速度ω1已经确定,杆1在运动过程中带动杆

2、杆 3运动所产生的角速度是与θ1有关联的。角速度ω

2、ω3的解,可由角加速度α2、α3积分得到 ,在求角加 速度α2、α3时要用到矩阵表达式(4),为求解这个矩阵表达式 ,需要 建 立 一 个 MATLAB函 数 Kinematics,该 函 数 的 输 入 参 数 是θ1、θ2、θ

3、ω

1、ω

2、ω3 这 6个 量 ,输 出 参 数 是α2、α3,所 以 由α2、α3进行积分得到的就要返回嵌入 SIMULINK中的函数 Kine-matics里。为求解矩阵表达式(8),需要建立第二个 MATLAB函数 Dynamics,该函数用来求解各个转动副处两杆间作用力以及一个待求的平衡力矩。为了表达计算和仿真结果,这里通过建立后处理函数Post Processer和simout输出模块来实现。

出了用SIMULINK建立的游梁式抽油机仿真模型,图中各模块间的关系已经在图中标出。利用该模型最终可以得到上述各参量随时间 t 或转角θ 1的变化的规律。3.2 SIMULINK 仿真结果

在 用 SIMULINK进 行 仿 真 时 ,需 要 对 各 个 参 数 赋 初 值 ,θ1、θ2、θ

3、ω

1、ω

2、ω3对 应 的 初 值 可 以 利 用M A T L A B 软 件求解得到,见表1。最后用MATLAB的plot等绘图命令进行后处理,得出游梁式抽油机运动学和动力学仿真曲线,如图7所示。

4、结语

本文运用MATLAB/SIMULINK软件对游梁式抽油机进行了运动学和动力学分析,从而确定了该机构的运动规律,该方法简便易行,精确度较高。根据仿真出来的机构相应构件的角速度、角加速度及各处作用力等一系列的参数可以帮助设计者有效地控制所抽取油的重量,以最大程度地提高抽油机的工作效率。

表1用SIMULINK仿真时各参数初始值

这个表格估计要重新做一个

图7 游梁式抽油机机构运动学和动力学仿真结果图

参考文献

篇8：常规型游梁式抽油机的节能改造

游梁式抽油机是机械采油设备中问世最早的抽油机机种, 1919年美国就开始批量生产这种抽油机[1]。由于常规型游梁式抽油机具有结构简单、可靠耐用等优点, 一直占据着有杆泵采油设备的主导地位, 但因其结构特点, 使得在运转过程中出现“大马拉小车现象”, 造成能源浪费[2]。以大庆油田有限责任公司第七采油厂为例, 现有常规型游梁式抽油机975台, 占抽油机装机总量的49.6%。因此, 通过对油田常规型游梁式抽油机的节能改造, 不仅可以节约大量能源, 还可以缓解油田用电紧张状况, 既有经济效益又有社会效益。

为了降低采油厂对电能的投入, 我们积极探讨了老机型抽油机的改造工作, 在老机型基础上进行节能升级改造。在众多节能型抽油机中选择了下偏杠铃抽油机对老机型进行改造, 因为实现这种改造, 老机型变动较小, 容易实施, 且节能效果较好。

2 改造原理

2.1 下偏杠铃抽油机

下偏杠铃抽油机原理图如图1所示, 它与常规型游梁式抽油机的不同为在游梁式抽油机的游梁尾部增加一个下偏重锤。该重锤充分利用连杆、横梁、支架和减速箱间的空间, 其中心应在游梁支撑中心以下。从常规游梁抽油机扭矩平衡曲线图中可见[3], 曲柄平衡扭矩曲线 (如图2) 是一条正弦线, 对称分布, 若没有偏置角, 上、下冲程峰值分别发生在曲柄转角90°和270°;而载荷扭矩曲线 (如图2) 是一条变形的正弦线, 上冲程扭矩变化大, 曲线斜度大, 峰值扭矩发生在曲柄转角60°邻域内, 下冲程扭矩变化比上冲程变化平缓, 扭矩峰值发生在曲柄转角285°邻域内。载荷扭矩曲线的峰值与曲柄平衡扭矩曲线的峰值不对应, 造成净扭矩曲线 (如图2) 的的波动, 上冲程峰值偏向一边, 有负扭矩存在。因此增加一条相应的曲线进行对上述曲线进行复合平衡, 将使得载荷扭矩曲线变得更加合理, 而游梁下偏重锤所产生的平衡曲线能较好的满足这一要求, 该曲线可由下式求出:

式中:TF-减速器扭矩因数, WPC-下偏重锤质量, L-偏锤力矩, 它随游梁摆动变化, L-游梁前臂长。

由于偏锤质量在调整平衡后是常量, 但下偏重锤的平衡曲线是随着减速器扭矩因数和偏锤力矩变化而变化的, 负荷扭矩最大点发生在扭矩因数最大点附近, 因此偏锤平衡扭矩曲线的峰值能与负荷扭矩曲线的峰值相对应, 达到比较好的平衡效果。

2.2 改造实施方案

在相对于常规机节能20%以上的前提下, 为了减少改造工作量, 降低改造成本, 应尽量采用原有部件和结构。因此对常规型游梁式抽油机的节能升级改造是在老机型的基础上, 通过对部分结构进行改进, 改变其传动机构或平衡效果达到节能的目的。

1.悬绳器2.吊绳3.驴头4.游梁5.支架6.横梁7.偏锤8.连杆9.曲柄装置10.曲柄销11.减速器12.底座13.电动机14.刹车

常规机改造成下偏杠铃抽油机结构如图3所示。偏锤抽油机的偏锤采用铸件铸成园饼形状, 采用多块方式, 使偏锤质量可以调节, 通过穿轴固定在钢板上后与游梁连接。

3 改造效果

比较图中两种净扭矩曲线 (如图4所示) , 可以看出下偏杠铃抽油机的净扭矩曲线峰值比改造前的峰值得到了明显的降低, 因此对抽油机的载荷平衡具有良好的平衡效果, 从而达到了抽油机得节能目的。而且净扭矩峰值的降低, 可以大大延长减速器得实用寿命。

参考文献

[1]崔振华, 余国安, 等.有杆抽油系统[M].北京:石油工业出版社, 1994.

篇9：游梁式抽油机的节能探讨

(燕山大学机械工程学院，河北 秦皇岛 066004)

引 言

游梁式抽油机皮带传动系统具有如下特点：负载扭矩波动大、双向交变；电动机转速存在波动，特别是超高转差电动机驱动的游梁式抽油系统，电动机转速波动率可达到20%以上。负载扭矩以及电动机转速的大范围波动导致皮带纵向振动加剧，增大了皮带的摩擦功率损失，降低了皮带传动效率[1]。

皮带传动在大、中、小型机械中都有着广泛的应用。皮带在运转过程中，由于受离心力、带轮转速波动及负载扭矩波动等的综合影响，导致皮带弹性体存在振动。皮带传动系统的特性决定了皮带弹性体的振动受到带轮惯性质量的影响。皮带的振动不仅降低了皮带的传动精度和使用寿命，而且降低了带的传动效率[2～7]。为此关于皮带振动的研究引起了国内外学者的广泛关注，并提出了大量的有关带振动问题的模型[8～18]。文献[8～10]建立了带横向振动以及带的纵向振动模型，给出了带的滑移率与带振动的固有频率，分析了各结构参数对滑移因子的影响。文献[11～15]建立了带的动力学模型，提出了带振动及滑移率的测试方法，并分析了预紧力、阻尼等参数对带振动的影响。对于皮带纵向振动的研究文献[9,16]广泛采用以两个带轮转角为广义坐标的两自由度扭转振动力学模型，该模型将皮带简化为无质量的弹簧，两个带轮简化为两个具有转动惯量的圆盘；文献[14,17,18]将皮带简化为质量分布均匀的弹性体，建立了皮带纵向振动的数学模型，但没有考虑带轮转动惯量对皮带纵向振动的影响。鉴于目前皮带纵向振动模型的不足以及皮带纵向振动对游梁式抽油系统动力特性具有显著影响，本文进一步研究了游梁式抽油机皮带纵向振动特性仿真的力学与数学模型。该分析方法对以带传动为基础的机械系统动态特性的设计具有参考价值。

1 皮带纵向振动的力学模型

图1(a)为皮带传动装置示意图。

图1 皮带传动系统力学模型

S1为小带轮包角所对应圆弧的长度(m)；S2为大带轮包角所对应圆弧的长度(m)；R1为小带轮半径(m)；R2为大带轮半径(m)；Lt为皮带切线段长度(m)；L为皮带节线长度(m)；Je1为简化到小带轮处的等效转动惯量(kg·m2)；Je2为简化到大带轮处的等效转动惯量(kg·m2)；me1为简化到皮带上切点A1的等效质量(kg)；me2为简化到皮带上切点C1的等效质量(kg)；E为皮带材料弹性摸量(Pa)；ρ为皮带材料密度(kg/m3)；Med为简化到小皮带轮处的等效驱动力矩(N·m)；Mbf为简化到大皮带轮处的等效阻力矩，即负载扭矩(N·m)；Fed为简化到小皮带轮处的等效驱动力(N)；Fef为简化到大皮带轮处的等效阻力(N)。

其中等效转动惯量和等效质量之间的关系，等效力矩与等效力之间的关系如下：

(1)

(2)

2 皮带纵向振动的数学仿真模型

(3)

其中

(4)

式中a为声音在皮带中的传播速度(m/s)；ω1为小带轮的角速度(rad/s)；f(y,t)为皮带截面y在时刻t所受的分布激振力(N)；ρ为皮带线密度(kg/m)；A为皮带横截面面积(m2)；u*为皮带基础运动(m/s)；Sx为任意时刻t皮带截面X在运动曲线坐标系中的几何位置(m)。

由图1(b)所示的静止坐标系可见，分布力f(y,t)只在等效质点处作用有集中力Fed、Fef，其它截面分布力为零。根据动坐标与静坐标的变换关系，分布激励力f(y,t)为

(5)

Sx为任意时刻t皮带截面X′在静坐标系中的几何位置。由于皮带沿节线做周期性循环运动，而坐标x的取值范围为0≤x≤L，故Sx由下式计算

(6)

集中力Fed取决于小皮带轮处的等效驱动力矩Med；Fef取决于大皮带轮处的等效阻力矩Mef。限于篇幅，等效驱动力矩Med、等效阻力矩Mef的计算方法见文献[1]，本文不再赘述。鉴于本文重点是研究皮带的纵向振动特性，同时根据实际油井等效驱动力矩Med与等效阻力矩Mef的变化规律，将Med和Mef简化为[18]

(7)

式中M0，M1和M2为系数；ω为大皮带轮转动的平均角速度(rad/s)。ω与抽油机悬点冲程次数n之间的关系为

(8)

式中iBox减速箱传动比。

游梁式抽油机工作时，曲柄轴净扭矩周期性波动，即电动机负载扭矩周期性波动，从而导致电动机转速周期性波动，即小皮带轮转速周期性波动。由公式(3)可见，小皮带轮角速度波动是皮带纵向振动的激励，相当于振动理论中基础运动所导致的系统受迫振动。小皮带轮角速度可以展开为傅式级数，为便于讨论小皮带轮角速度波动对皮带纵向振动特性的影响，将小皮带轮角速度简化为

ω1=ω0+K0cos(ωt)

(9)

式中ω0为小带轮平均角速度(rad/s)；K0为小皮带轮角速度波动幅值(rad/s)。

3 自由振动的固有频率与振型函数

系统自由振动方程为

(10)

系统自由振动的通解

u(x,t)=U(x)sin(ωnt+φ)

(11)

式中ωn为系统自由振动的固有频率(rad/s)；φ为任意常数，由系统初始条件决定。

振型函数U(x)为

(12)

式中b=ωn/a；B1，B2，D1和D2为由边界条件决定的待定系数。

皮带纵向振动在两个质点me1和me2处满足连续性条件

(13)

将式(11)和(12)代入上式可得固有频率方程

A1A2-A3+A4=0

(14)

式中 参数A1，A2，A3和A4由下式计算

(15)

式中 参数C1，C2和C3和C4表示为

(16)

方程(14)是关于未知数b的超越代数方程，应用数值法可求得前n个根b1，b2，…，bn以及皮带纵向振动的前n阶固有频率为ωni=abi(i=1，2，…，n)。与ωni对应的第i阶振型函数为：

(17)

式中 系数λ1i，λ2i和λ3i为

(18)

式中 系数ψ1i，ψ2i，ψ3i和ψ4i的表达式为

(19)

式中E1i，E2i，E3i和E4i的表达式为

(20)

4 受迫振动的稳态响应

根据主振型对质量的正交性，可得正则振型函数

(21)

(22)

式中

(23)

式中 参数QNi表达式为

(24)

正则激振力为

pi(t)=Fed(t)UNi(x)|x=0-Fef(t)·UNi(x)|x=L1-

(25)

正则坐标下的运动微分方程

(26)

通过运用振型叠加原理，将皮带弹性体的纵向振动偏微分方程(3)简化为式(26)所示的n个相互独立的无阻尼单自由度系统的受迫振动微分方程。应用四阶龙格库塔法并采用零初始条件分别求正则坐标qi(i=1，2，…，n)的稳态响应。

系统受迫振动的动态响应

(27)

要得到运动坐标下系统受迫振动的动态响应，需通过变换公式。UNi(x)与UNi(y)变换关系如下：

当0≤Sx

(28)

当L1≤Sx

(29)

系统在运动坐标系下受迫振动的动态响应

(30)

式中UNi(y)为阵型函数；qi(t)为模态坐标。

5 仿真实例与结果分析

以下仿真计算的基本参数为：传动带长度L=4 m；带切线段长度Lt=0.97 m；单根皮带线密度ρ=0.37 kg/m；皮带根数z=4；单根皮带横截面积A=1.55×10-4m2；摩擦系数μ=0.6；小带轮半径R1=0.15 m；大带轮半径R2=0.45 m；皮带弹性模量E=2×108Pa；冲次n=6 min-1；减速箱传动比iBox=35；减速箱传动效率ηBox=95%；大皮带轮平均角速度ω=21.99 rad/s。

5.1 系统对转速波动的响应

当ω0=65.97 rad/s，k0=150 rad/s；M0=1 200 N·m；M1=0；M2=0；时，图2和3给出了皮带传动系统对转速波动的动态响应曲线。

图2 皮带某点纵向振动的瞬时位移随时间变化曲线

图3 皮带某点瞬时速度随时间变化曲线

5.2 系统对载荷激励的响应

当M0=-400 N·m；M1=400 N·m；M2=1 500 N·m；ω0=65.97 rad/s，k0=0时，图4～5给出了皮带传动系统对载荷激励的稳态响应曲线。

图4 皮带某点纵向振动的瞬时位移随时间变化曲线

图5 皮带某点的瞬时速度随时间变化曲线

由图2～5可得以下结论：

(1) 系统转速波动加剧了皮带的纵向振动，影响了皮带的瞬时位移与瞬时速度，皮带的瞬时位移和速度出现剧烈波动；

(2) 与系统转速波动激励的响应相比，外载荷波动激励对皮带纵向振动产生较大的影响，皮带的瞬时位移与瞬时速度不仅出现剧烈波动而且振幅较大。

5.3 系统对转速与载荷激励的响应

图6 带轮振动的瞬时位移随时间变化曲线

图7 带轮瞬时转速随时间变化曲线

图8 主从动带轮的转差随时间变化曲线

当M0=-400 N·m；M1=400 N·m；M2=1 500 N·m；ω0=65.97 rad/s，k0=150 rad/s时，图6和7给出了大小带轮瞬时位移与瞬转速随时间变化曲线，图8给出了传动系统大小带轮的转差随时间变化曲线由以上图可知：

(1) 考虑带轮的惯性质量对皮带纵向振动的影响，带轮的瞬时位移呈周期性波动，小带轮的瞬时振动位移明显大于大带轮的瞬时振动位移；

(2) 带轮的瞬时转速呈周期性波动，小带轮的瞬时速度高于大带轮转化到小带轮处的瞬时等效转速，说明大小带轮之间存在瞬时转差；

(3) 受皮带纵向振动的影响，大小带轮瞬时转差呈现简谐波动；当瞬时转差为负值时，小带轮被拖动；瞬时转差的存在说明皮带传动系统瞬时传动比不恒定，皮带与带轮之间存在滑差。

6 结 论

(1) 考虑带轮惯性质量对皮带纵向振动的影响建立了两坐标系弹性体纵向振动的力学与数学模型。应用坐标变化法求解系统受迫振动的响应，仿真分析了转速波动以及负载扭矩的波动对皮带纵向振动的影响。该分析方法对带轮附件驱动系统的动态特性的设计具有理论与实际意义；

(2) 转速波动激励与载荷波动激励使得皮带纵向振动的瞬时位移与瞬时速度出现周期波动；其振动幅值受到带轮惯性质量的影响；

(3) 带轮瞬时振动位移受其惯性质量的影响，惯性质量越小瞬时振动位移越大；带轮瞬时转差的存在说明皮带瞬时传动比不恒定，皮带与带轮之间存在相对滑动。

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