毕业设计-液压抽油机设计

1液压抽油机设计摘要一种液压传动式石油开采抽油机，由包括液压泵、马达、控制阀、管路辅件在内的液压元件及相关机械零件装配组连为一个整体构成液压传动部件，通过其中的液压传动部件中的液压马达传动轮的轮面式或者齿式或者槽式传动结构与相对应的一端与采油油井的抽油泵连接杆相接的带式或者链式或者绳索式柔性传动件相配合，构成该机的往复工作机构。通过由机、电、液元器件装配组连所构成的工作冲程和冲次调整控制系统来调整和控制该机往复工作机构，牵引石油油井的抽油泵按设定的冲程和冲次连续往复工作。电动机的动力输出轴端与液压泵的转子轴端直接或者经由连轴构件实现配合连接，经由液压控制阀、工作液过滤器、管路、附件将工作液容箱和液压泵之间组连成液压控制和工作回路，构成该液一种滑块式盘传动低速大扭矩液压马达的传动盘的外周直接装配轮面备有与绳或者带或关键词：液压泵，液容箱，控制阀，传动轮4业设计论文achievewiththeconnection,viathehydrauliccontrolvalve,theworkingfluidfilters,piping,5 业设计论文 §1.2液压传动的特点及在机械行业中的应用 11 §3.1运动分析、负载分析、负载计算 13 型式和液压回路 17§4.2选择液压回路和液压系统的合成 17 第7章抽油机—深井泵抽油装置及基础理论计算 24 6 业设计论文 矩与功率计算 39 第章抽油机井系统效率及节能技术 52 7 业设计论文前言一种液压传动式石油开采抽油机，由包括液压泵、马达、控制阀、管路辅件在内的液压元件及相关机械零件装配组连为一个整体构成液压传动部件，该部件与底座、支架及其连接构件装配组合构成的机架部分一道构成该机的主体结构，通过其中的液压传动部件中的液压马达传动轮的轮面式或者齿式或者槽式传动结构与相对应的一端与采油油井的抽油泵连接杆相接的带式或者链式或者绳索式柔性传动件相配合，构成该机的往复工作机构，通过由机、电、液元器件装配组连所构成的工作冲程和冲次调整控制系统来调整和控制该机往复工作机构牵引石油油井的抽油泵按设定的冲程和冲次连续往复工作，其特征是:通过连接底座将一种滑块式具有变排量、变流向结构和功能的液压泵与相匹配的动力电动机装配组合，电动机的动力输出轴端与液压泵的转子轴端直接或者经由连轴构件实现配合连接，工作液容箱安装于连接底座的上部，经由液压控制阀、工作液过滤器、管路、附件将工作液容箱和液压泵之间组连成液压控制和工作回路，构成该液压传动部件的液压动力源部分；于一种滑块式盘传动低速大扭矩液压马达的传动盘的外周直接装配轮面制备有与绳或者带或者链式柔性传动件相对应配合的传动结构的传动轮，即构成该部件的动力转换和传动部分；将此两个部分安装于装配有升降导向轮、配置有用于安放由数块配重块叠加组合构成的组合体托架的架体之上，通过液压管路沟通这两部分之间的液压回路，即构成该传动部件的完整结构；在其内部结构中，所采用的液压泵是一个由变量、换向液压泵与组合配流阀一体化的泵、阀组合体，其组合配流阀的具体结构是，于泵的壳体的体内沿壳体内腔轴心线方向平行设置有两阀腔，两阀腔的中部，各有一径向通液孔与壳体内腔沟通，与工作液进、回液管路相接的进、回油口沿水平方向、平行、并列、垂直于两阀腔轴线的方向设置于阀腔壁的外部，两油口的底孔分别将两阀腔垂直交汇贯通，阀腔的内置件的构成及由内向外的装配顺序依次是，由内阀体、内阀芯、内压缩弹簧、内腔依次装配中心阀芯和外压缩弹簧再由限位卡环限定的中间阀体和外端部设置有液压管路接口的外阀体构成；该组8 业设计论文合配流阀在泵的工作过程中的配流规律是，当一阀腔的径向通液孔沟通的是泵的吸液工作腔，则该阀腔的内阀芯被吸外移，开通进液油口与该吸液工作腔的液流通道，中间阀体连同内腔处于关闭状态的中心阀芯一道整体被吸内移，开通回液油口经由外阀体的径向通液孔和外端管路接口与所连接管路之间的通道；与此同步，另一阀腔的径向通液孔沟通的必定是泵的排液工作腔，此时该阀腔的内阀芯关闭、中间阀体封闭外阀体的径向通液孔，即进、回液油口与泵工作腔的通路同时关闭，中间阀体内腔的中心阀芯被工作液推动外移，开通泵的排液工作腔与外阀体外端的管路接口所连接管路之间的通路；该泵的工作液排量和流向的变换是通过其体内变位定子零件的轴心线相对于转子回转轴线的径向位移量的变化实现的，即，径向位移量增大，则排量增大，径向位移量减小，则排量减小，径向位移由转子回转轴线的一侧移动至另一侧，则该泵改变工作液流向；变位定子的径向位移是通过径向相对装配于该泵的壳体上的两只平衡液缸的活塞杆受到控制液交替往复推动实现的，位移量值的确定，即泵工作排量的调定是通过调整液缸盖上的限位螺钉限定活塞复位位置来实现的，平衡液缸的液压动力是由液压系统中的控制回路提供的；在总体上，液压传动部件的整个液压系统是一个开式泵控马达容积调速及换向的液压系统，由液压动力传动工作回路和液压控制回路两部分构成；液压动力传动工作回路的基本构成是，工作液自工作液容箱经由供液管路、进液油口、组合配流阀进入液压泵的工作腔加压后，再经由组合配流阀、液压管路进入液压马达的工作腔，驱动马达旋转后，再经由液压管路、组合配流阀、工作液回液油口、工作液回液管路、回液过滤器过滤后返回工作液容箱，完成整个工作循环；液压控制回路的基本构成是，于泵的端盖上装配有工作液压力继电器、手动节流阀和二位四通电磁换向阀，端盖的体内设置有阀腔、装配有梭阀芯、预制有相关通液孔道、设置有两端和中间这三个油口构成梭阀结构，经由控制管路将组合配流阀的两只外阀体外端管路接口处分别与梭阀两端油口接通，梭阀的中间油口经由端盖的体内孔道分别与压力继电器的控制液接口和电磁换向阀进液口接通，该换向阀的两控制液油口经由盖体体内孔道、控制管路分别与径向相对装配于泵的壳体上的两平衡液缸的9 业设计论文油路接口接通，该换向阀的回液口经由端盖体内孔道与节流阀的一端口接通，该节流阀的另一端口经由端盖的体内孔道与泵的工作泄漏液容腔接通，由此构成本系统的控制回路；该控制回路在工作状态下的适时控制状态是，分别自液压动力传动工作回路中与液压马达进、排油口相通的液压管路引入的工作液至梭阀的两端接口，经梭阀调控后，由梭阀中间接口输出压力控制液，该控制液一路至压力继电器，根据该控制液的实际工作压力相对于压力继电器设定的工作液压力额定值的超、欠状况自动控制动力电动机的运转或者停止；该控制液另一路至电磁换向阀，当电磁换向阀受电控换向，则与该阀相通的两平衡液缸中的工作液压力状态同时转换，即高压变低压、低压变高压，变为高液压力平衡液缸的活塞杆推动泵的变位定子向变为低液压力状态下的平衡液缸的方向移动，直到变为低液压平衡液缸的活塞受到限位螺钉的限制停止，移动的速度取决于节流阀对变为低压的平衡液缸的工作液回流施行节流强度的大小，当节流强度大，则移动速度小，与之相应的是液压马达的转换旋转方向的过程平滑缓慢，当节流强度小，则移动速度大，与之相应的是液压马达的转换旋转方向的过程相对迅速。 业设计论文第1章液压传动的发展概况和应用§1.1液压传动的发展概况液压传动和气压传动称为流体传动，是据17世纪帕斯卡提出的液体静压力传动原理发展起来的一门新兴技术，是工农业生产中广为应用的一门技术。当今，流体传动技术水平的高低已成为一个国家工业发展水平的重要标志。20世纪50年代我国的液压工业才开始，液压元件初用于锻压和机床设备上。六十年代有了进一步的发展，渗透到了各个工业部门，在工程机械、冶金、机床、汽车等工业中得到广泛的应用。如今的液压系统技术向着高压、高速、高效率、高集成等方向发展。同时，新元件的应用、计算机的仿真和优化等工作，也取得了卓有的成效。工程机械主要的配套件有动力元件、传动元件、液压元件及电器元件等。内燃式柴油发动机是目前工程机械动力元件基本上都采用的；传动分为机械传动、液力机械传动等。液力机械传动时现在最普遍使用的。液压元件主要有泵、缸、密封件和液压附件等。当前，我国的液压件也已从低压到高压形成系列。我国机械工业引进并吸收新技术的基础上，进行研究，获得了符合国际标准的液压产品。并进一步的优化自己的产业结构，得到性能更好符合国际标准的产品。国外的工程机械主要配套件的特点是生产历史悠久、技术成熟、生产集中度高、品牌效应突出。主机和配套件是互相影响、互相促进的。当下，国外工程机械配套件的发展形势较好。最近，这些年国外的工程机械有一种趋势，就是：主机的制造企业逐步向组装企业方向发展，配套件由供应商提供。美国的凯斯、卡特彼勒，瑞典的沃尔沃等是世界上实力最强的主机制造企业，其配套件的配套能力也是非常强的，数量上也是逐年大幅的增长，配套件主由零部件制造企业来提供。在科技大爆炸的今天，计算机技术、网络技术、通信技术等现代信息技术对人类的生产生活产生了前所未有的影响。这也为今后制造业的发展，设计方法与制造技术模式的改变指明了方向，为数字化的设计资源与制造资源的远程共享，提高产品效率奠定了基础。目前，在液压领域中，特别是中小 业设计论文企业在进行液压传动系统的设计时，存在零部件种类繁多、系统集成复杂、参考资料缺乏等一系列困难，而远程设计服务可以解决这些问题。§1.2液压传动的特点及在机械行业中的应用(1)单位功率的重量轻，即在相同功率输出的条件下，体积小、重量轻、惯性小、结构紧凑、动态特性好。(2)可实现较大范围的无级调速。(3)工作平稳、冲击小、能快速的启动、制动和频繁换向。(4)获得很大的力和转矩容易。(5)操作方便，调节简单，易于实现自动化。(6)易于实现过载保护，安全性好。(7)液压元件以实现了标准化、系列化和通用化，便于液压系统的设计、制造和使用。2、液压系统的缺点：(1)液压系统中存在着泄漏、油液的可压缩性等，这些都影响运动的传递的准确性，不宜用于对传动比要求精确地场合。(2)液压油对温度敏感，因此它的性能会随温度的变化而改变。因此，不宜用于问短变化范围大的场合。(3)工作过程中存在多的能量损失，液压传动的效率不高，不宜用于远距离传送。(4)液压元件的制造精度要求较高，制造成本大，故液压系统的故障较难诊断排除。3液压系统在机械行业中的应用：工程机械——装载机、推土机、抽油机等。汽车工业——平板车、高空作业等。机床工业——车床铣、床刨、床磨等。冶金机械——轧钢机控制系统、电炉控制系统等。起重运输机械——起重机、装卸机械等。 业设计论文铸造机械——加料机、压铸机等。第2章液压传动的工作原理和组成液压传动是以液体为工作介质来传递动力(能量)的，它又分为液压传动和液力传动两种形式。液压传动中心户要是以液体压力能来进行传递动力的，液力传动主要是以液体动能来传递动力。液压系统是利用液压泵将原动机的机械能转换为液体的压力能，g经各种控制阀、管路和液压执行元件将液体的压力能转换成为机械能，来驱动工作机构，实现直线往复运动和会回转运动。油箱液压泵溢流阀、节流阀、换向阀、液压缸及连接这些元件的油管、接头等组成了驱动机床工作台的液压系统。液油在电动机驱动液压泵的作用下经滤油器从油箱中被吸出，加油后的液油由泵的进油口输入管路。再经开停阀节流阀换向阀进入液压缸，推动活塞而使工作台左右移动。液压缸里的油液经换向阀和回油管排回油箱。节流阀用来调节工作台的移动速度。调大节流阀，进入液压缸的油量增多，工作台的移动速度就增大；调小节流阀，进入液压缸的油量就减少，工作台的移动速度减少。故速度是由油量决定的，液压系统的原理图见图。§2.2液压系统的基本组成(1)动力元件：液压缸——将原动机输入的机械能转换为压力能，向系统提供压力介质。(2)执行元件：液压缸——直线运动，输出力、位移；液压马达——回转运动，输出转矩转速。执行元件是将介质的压力能转换为机械能的能量输出装置。(3)控制元件：压力、方向、流量控制的元件。用来控制液压系统所需的压力、流量、方向和工作性能，以保证执行元件实现各种不同的工作要求。 业设计论文(4)辅助元件：油箱、管路、压力表等。它们对保证液压系统可靠和稳定工作具有非常重要的作用。(5)工作介质：液压油。是传递能量的介质。第3章液压系统工况分析§3.1运动分析、负载分析、负载计算绘制动力滑台的工作循环图，如图1-1(a)所示。 业设计论文(a)图表1(b)(c)11工进t=L2=0.01s=25s3v0.11§3.2液压缸的确定 业设计论文§3.2.1液压缸工作负载的计算(1)工作负载：F=12000Nw(2)摩擦阻力：静摩擦阻力F=0.210000N=2000N动摩擦阻力F=0.110000N=1000N(3)惯性阻力动力滑台起动加速，反向起动加速和快退减速制动的加速度的绝对值相等，即△v=0.1m/s，△t=0.2m/s,故惯性阻力为：a根据以上的计算，可得到液压缸各阶段的各各动作负载，见表1所示，并绘制负载循环图，如图1-c所示。表1液压缸各阶段工作负载计算工况计算公式液压缸负载/N液压缸推力F/N起动F=F20002222fg加速F=F＋F15001fg快进F=快进F=F10001111fd工进F=F+F1300014444反向起动F=反向起动F=F20002222fg加速F=F+F15001667F=F=F10001111fd制动F=F－F500556注：液压缸的机械效率取n=0.9fd注：液压缸的机械效率取n=0.9m§3.2.2确定缸的内径和活塞杆的直径液压缸的面积由A=计算，按机床要求选用A=2A液压缸回油腔的被压取P=0.6Mpa，并初步选定快进、快退时回油压力损失maxb液压缸的内径为：1启动快进加速快启动快进加速快速快退启动加速快退制动圆整取标准直径D=95mm，为实现快进与快退速度相等，采用液压缸差动连液压缸实际有效面积计算无杆腔面积有杆腔面积12§3.2.3计算液压缸在工作循环中各个阶段的压力、流量和功率的实际值所示。表3液压缸各工况所需压力、流量和功率工况工进F/N回油腔(△p2)/p=02p=72p=72p=6pbp=02p=72p=72p=72进油腔压力输入流q/(L/min)输入功计算公式p1=(F+△p2A2)/(A1-A2)q=(A1-A2)v1P=p1q×10-3p1=(F+p2A2)/A1q=A1v2p1=(F+p2A1)/A1Aq=2v2Ppq×10-3 业设计论文第4章拟定液压系统图§4.1选择液压泵型式和液压回路由工况图可知，系统循环主要由低压大流量和高压小流量两个阶段顺序组成。从提高系统的效率考虑，选用限压式变量叶片泵或双联叶片泵较好。将两者进行比较(见表2)故选用双联叶片泵较好。限限压式变量叶片泵1．流量突变时，定子反应滞后，液压冲击大2．内部径向力不平衡，轴承较大，压力波动及噪声较大，工作平衡性差3．系统较简单4．无溢流损失，系统效率较高，温升较低双联叶片泵1．流量突变时，液压冲击取决于溢流阀的性能，一般冲击较小2内部径向力平衡，压力平衡，噪声小，工作性能较好。3．须配有溢流阀、卸载阀组，系统较复杂4．有溢流损失，系统效率较低，温升较高§4.2选择液压回路和液压系统的合成1、(1)调速回路的选择由工况图可知，该液压系统功率较小，工作负载变化不大，故可选用节流调速方式。由于钻孔属连续切削且是正负载，故采用进口节流调速较好。为防止工件钻通时工作负载突然消失而引起前冲现象，在回油路上加背压阀 业设计论文(2)快速运动回路与速度换接回路的选择采用液压缸差动连接实现了快进和快退速度相等。在快进转工进是，系统流量变化较大，故选用行程阀，使其速度换接平稳。从工进转快退时，回路中通过的流量很大，为保证换向平稳，选用电液换向阀的换接回路，换向阀为三位五通阀(见图3-b)。(3)压力控制回路的选择由于采用双泵供油，故用液控顺序阀实现低压大流量泵的卸荷，用溢流阀调整高压小流量泵的供油压力。为方便观察压力，在液压泵的出口处，背压阀和液压缸无杆腔进口处设置测压点(见图3-c)。2、液压系统的合成在选定的基本回路的基础上，综合考虑多种因素得到完整的液压系统，如图所示。(1)在液压换向回路中串入一个单向阀6，将工进时的进油路、回油路隔断。可解决滑台工进时进油路、回油路连通而无压力的问题。(2)在回油路上串入一个液控顺序阀7，以防止油液在快进阶段返回油箱，可解决滑台快速前进时，回油路接通油箱而液压缸无差动连接问题。(3)在电液换向阀的出口处增设一个单向阀13，可防止机床停止时系统中的油液流回油箱，引起空气进入系统影响滑台运动平稳性的问题。(4)在调速阀出口处增设一个压力继电器，可使系统自动发出快速退回信号。(5)设置一个多点压力计开关口12，可方便观察和调整系统压力。电磁铁和行程阀动作顺序见表4电磁铁和行程阀动作顺序表4工况工况元件快进工进快退停止++--2YA--+-行程阀-++-压力继电器-+-- 业设计论文b三位五通电液换向阀换接回路c用行程阀控制的 业设计论文第5章液压元件的选择§5.1选择液压泵和电机§5.1.1确定液压泵的工作压力、流量(1)液压泵的工作压力已确定液压缸的最大工作压力为2.5MPa。在调速阀进口节流调速回路中，工进是进油管路较复杂，取进油路上的压力损失p=30×10Pa,则小1大流量液压泵只在快速时向液压缸供油，由工况图可知，液压缸快退时的进油路比较简单，取其压力损失为4×10Pa，则大流量泵的最高工作压力(2)液压泵的流量由工况图可知，进入液压缸的最大流量在快进时，其值为23.7L/min，最小流量在快退时，其值为0.075L/min，若取系统泄漏系数k=1.2，则液压泵最大流量为q=1.2×23.7L/min=28.44L/minp 业设计论文由于溢流阀的最小稳定流量为3L/min，工进时的流量为0.2L/min，所以小流量泵的流量最小应为3.2L/min。§5.1.2液压泵的确定根据以上计算数据，查阅产品目录，选用相近规格YYB-AA36/6B型双联叶片泵。液压泵电动机功率为：压缸的最大输出功率出现在快进工况，其值为0.33kW。此时，泵的输出压力应为=8.4×10Pa，流量为=(36+6)L/min=42L/min。取泵的总效率η=0.75，则电动机所需功率计算为P=pq/n=0.784kwp2pp有上述计算，可选额定功率为1.1kW的标准型号的电动机。§5.2辅助元件的选择根据系统的工作压力和通过阀的实际流量就可选择各个阀类元件和辅助元件，其型号可查阅有关液压手册。液压泵选定后，液压缸在各个阶段的进出流量与原定值不同，需重新计快进(L/min)运动速v=q/(AA)=度/()/(L/min)工进1qAq/A=v=q/A=快退q=q=28.441pq=Aq/A= 业设计论文§5.3确定管道尺寸由于本液压系统的液压缸为差动连接时，油管通油量较大，其实际流量q约为75.28L/min=1.255×10-3/s，取允许流速v=3m/s。主压力油管根据公d=2q=20.2cm§5.4确定油箱容积按经验公式V=(5~7)qv，选取油箱容积为:v第章液压系统的性能验算§6.1管路系统压力损失验算由于有同类型液压系统的压力损失值可以参考，故一般不必验算压力损失值。下面以工进时的管路压力损失为例计算如下：已知：进油管、回油管长约为l=5m，油管内径d=20mm，压力有的密度为9000kg/m3，工作温度下的运动粘度=46m3／s。选用L－HM32全损耗系统用油，考虑最低温度为15℃，右路总的局部阻力系数为=7.2。§o.1.1判断液流类型利用下式计算出雷诺数edv为层流。§o.1.2沿程压力损失利用公式分别算出进、回油压力损失，然后相加即得到总的沿程损失。 业设计论文沿程压力损失△××××××局部压力损失i2aaa§6.2液压系统的发热与温升验算本机床的工作时间主要是工进工况，为简化计算，主要考虑工进时的发热故按工进工况验算系统温升。液压系统的发热量:散热量3取当系统达到热平衡时即AA最高温度为△℃℃℃故不需采用相应的散热措施。 业设计论文第7章抽油机—深井泵抽油装置及基础理论计算机械举升采油方式是目前大庆油田的最主要的、也是应用最为广泛的是采油方式。在机械举升工艺中，抽油机—深井泵采油是应用井数最多的举升工艺。在本章节中，重点介绍抽油机—深井泵采油的基础理论、技术发展、测试技术以及节能新技术的应用。§7.1抽油机—深井泵抽油装置抽油机—深井泵抽油装置是指由抽油机、抽油杆、深井泵组成的抽油 系统。它借助于抽油机曲柄连杆机构的运动，将动力机(一般为电动机)的旋转运动转变为光杆的上下往复运动，用抽油杆带动深井泵柱塞进行抽§7.1.1抽油机 业设计论文抽油机是抽油机—深井泵抽油系统中的主要地面设备。游梁式抽油机主要由游梁-连杆-曲柄机构、减速箱、动力设备、辅助设备等四大部份组成。工作时，动力机将高速旋转动动通过皮带和减速箱传给曲柄轴，带动曲柄轴做低速旋转运动，曲柄通过连杆经横梁带动游梁作上下往摆动，挂在驴头上的悬绳器便带动抽油杆作上下往复动动。游梁式抽油机按照结构主要分为两大类：即普通式游梁式抽油机和前置式游梁式抽油机。随着抽油机制造技术的不断发展进步，自20世纪90年代后，陆续开发了不同形式的以节能为目的的抽油机，节能抽油机仍然属于普通式游梁式抽油机结构。关于节能型抽油机的结构特点，将在节能技术中加以介绍。普通式游梁式抽油机和前置式游梁式抽油机两者的主要组成部分相同，只是游梁与连杆的连接位置不同。普通抽油机一般采用机械平衡，而前置式抽油机最初多采用气动平衡，但由于技术上的不完善，后来使用机械平衡的方法，目前在我厂使用的前置式抽油机均为机械平衡。前置式抽油机上冲程曲柄转角为195º，下冲程曲柄转角165º，使得上冲程较下冲程慢。我国已制定了游梁式抽油机系列标准，其型号表示方法如下：平衡方式代号F---复合平衡Y---游梁平衡 业设计论文B---曲柄平衡Q---气动平衡减速箱形式代号：H为点啮合双圆弧齿轮；渐开线人字齿轮省略减速箱曲柄轴最大允许扭矩，KN.m光杆最大冲程m悬点最大载荷10KNCYJ-常规型游梁式抽油机系列代号CYJQ-前置型CYJY-偏置型抽油泵是抽油机—深井泵抽油系统中的井下设备。由于它的工作环境复杂，条件恶劣，而且它工作的好坏直接关系到油井的产量，因而应满足以下一般(1)结构简单，强度高，质量好。连接部分密封可靠；(2)制造材料耐磨，抗腐蚀性好，使用寿命长；(3)规格能满足排量要求，适应性强；(4)便于起下。抽油泵主要由工作筒、柱塞及固定凡尔、游动凡尔组成。按照抽油泵在油管中的固定方式分为杆式泵和管式泵。在我厂主要应用管式泵。我国已制定了抽油泵系列标准，其型号表示方法如下：CYBRHAM-0.6 业设计论文机械式位位 泵加长短节长度m柱塞长度m泵筒长度m定位部位：A-定筒式、顶部定泵筒形式：H-金属柱塞厚壁筒L-金属柱塞组合泵筒W-金属柱塞薄壁筒S-软柱塞薄壁筒P-软柱塞厚壁筒公称直径mm抽油泵代号抽油泵柱塞和泵筒配合分为三个等级，其间隙值见下表间隙等级间隙等级直径上的间隙(μⅢⅡⅠ抽油泵的等级与试压时的漏失量有关，管式泵不同等级漏失量推荐值试验压力试验压力公称直径间隙等级业设计论文ⅠⅠⅡ最大漏失量(L/min)69(mm)(MPa)Ⅲ我国生产的抽油杆从级别上分有C、D、K三种级别。C级抽油杆用于轻、中型负荷的抽油机井；D级抽油杆用于中、重负荷的抽油机井；K级抽油杆用于轻、中负荷有腐蚀性的抽油机井。大庆油田使用的抽油杆为C级和D级抽油杆。由于各个抽油杆生产厂家采取的加工工艺不一，使用的加工材料不一，抽油杆的机械性能也各不相同。§7.2抽油泵的工作原理§7.2.1泵的抽汲过程1、上冲程抽油杆带动柱塞向上运动，柱塞上的游动凡尔受管柱内液柱的压力而关闭。此时泵内压力降低，固定凡尔在环形空间液柱压力与泵内压力之差(即沉没压力)的作用下而打开。如果油管内已充满液体，在井口将排相当于柱塞冲程长度的一段液体，同时泵内吸入液体。造成泵吸入液体的条件是泵内 业设计论文压力低于沉没压力。2、下冲程抽油杆带动柱塞向下运动，固定凡尔立即关闭，泵内压力升高到大于柱塞以上液柱压力时，游动凡尔打开，柱塞下部的液体通过游动凡尔进入柱塞上部，使泵排出液体。所以下冲程是泵向油管排液的过程，条件是泵内压力高于柱塞以上液柱压力。§7.2.2泵的理论排量泵的工作过程由三个基本环节组成，即：柱塞在泵内让出容积、井内液体进泵内和从泵内排出液体。理想情况下，柱塞上、下冲程进入和排出的液体体积都等于柱塞让出的体积V。V=fsps－光杆冲程mD－泵径mm每分钟排量VmV=fsnmp每日排量：Q=1440fsntp§7.3抽油机悬点载荷的计算 业设计论文抽油在不同抽汲参数下工作时，悬点所承受的载荷是选择抽油设备及分析设备工作状况的重要依据。为此了解悬点承受哪些载荷和怎样计算这些载荷是十分必要的。§7.3.1悬点承受的载荷1、静载荷(1)抽油杆柱载荷驴头带动抽油杆运动过程中，抽油杆柱的载荷始终作用于驴头上。但在下冲程时，游动几尔打开，油管内液体的浮力作用于抽油杆柱上，所以，下冲程中作用在悬点上的抽油杆柱的重力减去液体的浮力，即它在液体中的重力作用在悬点上的载荷。而在上冲程中，游动凡尔关闭，抽油杆柱不受油管内液体浮力的影响，所以上冲程中作用在悬点上的抽油杆柱的载荷是抽油杆在空气中的重力。上冲程作用在悬点上的抽油杆柱的载荷：W=fpgl=qglrrsr式中：Wr－抽油杆在空气中的重力，N；ρs－抽油杆材料(钢)的密度，ρs=7850Kg/m3；L－抽油杆长度m；qr－每米抽油杆的质量，Kg/m。 业设计论文下冲程作用在悬点上的抽油杆柱的载荷：W'=f(pp)gl=q'glrpslrρl－液体的密度，kg/m3。为了便于计算，我们在表中列出不同直径抽油杆在空气中的每米重量。截面积(cm2)空气中每米抽油杆重量(Kg/m)(2)作用在柱塞上的液柱载荷在上冲程时，由于游动凡尔关闭，液柱载荷作用在柱塞上；而下冲程时，由于游动凡尔打开，液柱载荷作用在油管上，因而悬点只在上冲程承受液柱W=(ff)LpglprL(3)沉没压力对悬点载荷的影响上冲程时，在沉没度压力的作用下，井内液体克服泵的入口设备的阻力进入泵内，此时液流所具有的压力称吸入压力，此压力作用在柱塞底部产生：P=pf=(pp)fiipnip式中：Pi－吸入压力pi作用在柱塞底部产生的载荷N 业设计论文pi－吸入压力Pafp－柱塞截面积m2pn－沉没压力PaΔpi－液流通过泵固定凡尔产生的压力降Pa而在下冲程时，吸入阀(固定凡尔)关闭，沉没压力对悬点载荷没有影其中，Δpi的确定比较复杂，计算公式如下：P=f=pp=p(sn)21P=f=pp=p(sn)2i22g2f22g7291022f200式中：vf-液体通过固定凡尔阀孔的流速，m/s;f0－固定凡尔阀孔截面积，m2；ξ－由实验确定的阀流量系数。对于标准型阀可查图。但在查图之前需计算雷诺数NdvN=0fRevν－液体运动粘度，m2/s。 业设计论文(4)井口回压对悬点载荷的影响液流在地面管线流动阻力所产生的井口回压对悬点产生附加载荷。其性质与液体产生的载荷相同，特点是上冲程增大悬点载荷，下冲程减小抽油杆柱载荷。P=p(fP=p(ff)P=pf下冲程时：hdhrPh井口回压Pa由于沉没压力和井口回压在上冲程时产生的悬点载荷变化方向相反，故此在近似计算中将其忽略。2、动载荷(1)惯性载荷抽油机运转时，驴头带抽油杆和液柱做变速运动，因而产生抽油杆和液柱的惯性力。如果忽略抽油杆和液柱的的弹性影响，则可以认为抽油杆和液柱的各点与抽油机悬点运动完全一致，产生的惯性力除与抽油杆和液柱的质量有关外，还与悬点加速度的大小成正比。抽油杆的惯性力Ir为：I=argA液柱的惯性力Il为： 业设计论文I=WlalgA式中：ε-考虑油管过流断面变化引起液柱加速度变化的系数：ff=prfftfrftf-油管过流断面面积如果结合抽油机悬点运动规律，最大加速度将发生的上死点和下死点，其加速度值分别为：max2lmax2l上死点时下死点时以此可求得上冲程时抽油杆柱引起的悬点最大惯性载荷Iru为：rug2lg230lr1790l下冲程时液柱引起的悬点最大惯性载荷Ird为：I=Wrs2(1r)=Wsn2(1r)rdg2lr1790l上冲程时液柱引起的悬点最大惯性载荷Ilu为：I=WLs2(1+r)=Wsn2(1+r)LUg2lL1790l下冲程时液柱不随悬点运动，因而没有液柱惯性载荷。实际上由于受抽油杆柱和液柱的弹性影响，抽油杆柱和液柱各点的运动与悬点的运动并不相同，所以按上述悬点最大加速度计算的惯性载荷将大于 业设计论文实际数值，在液柱中含气和冲次较低的情况下，计算点最大载荷时可忽略液柱惯性载荷。(2)振动载荷抽油杆柱作为一弹性体，由于抽油杆柱作变速运动和液柱载荷周期性地作用在抽油杆上，从而引起抽油杆的弹性振动，它所产生的振动载荷也作用于悬点上，其数值与抽油杆的长度、载荷变化周期及抽油机结构有关。在一般情况下的理论计算时，忽略抽油杆柱的振动载荷。3、摩擦载荷抽油机井工作时，作用在悬点上的摩擦载荷受以下五部份的影响：(1)抽油杆柱与油管之间的摩擦力：在直井内通常不超过抽油杆柱重(2)柱塞与衬套之间的摩擦力：当泵径不超过70mm时，其值小于(3)液柱与抽油杆之间的摩擦力：除与抽油杆长度和运动速度有关外，主要取决于液体的粘度。(4)液柱与油管之间的摩擦力：除与液流速度有关外，主要取决于液体的粘度。(5)流体通过游动凡尔的摩擦力：除与固定凡尔的结构有关外，主要取决于液体的粘度。 业设计论文上冲程中作用在悬点上的摩擦载荷主要受(1)(2)及(4)三项影响，(2)(3)及(5)四项影响，其方向是向上，减小悬点载荷。在直井中无论稠油还是稀油，抽油杆柱与油管、柱塞与衬套之间的摩擦力数值都不大，均可忽略，但在稠油井内，液柱摩擦引起的摩擦载荷则是不可忽略的，但对于大庆油田而言，原油的性质不属于稠油，因而液柱摩擦引起的摩擦载荷可以忽略。4、抽汲过程中的其它载荷一般情况下，抽油杆柱载荷、作用在柱塞上的液柱载荷及惯性载荷是构成悬点载荷的三项基本载荷，在稠油井内的摩擦载荷及大沉没度井中的沉没压力对载荷的影响也是不可忽略的。除上述载荷外，在抽油过程中尚有其它一些载荷，如在低沉没度井内由于泵的充满程度差，会发生柱塞与泵内液面的撞击，产生较大的冲击载荷，从而影响悬点载荷。各种原因产生的撞击，虽然可能会造成较大的悬点载荷，是抽油中的不利因素，但在进行设计计算时尚无法预计，故在计算中都不考虑。虑§7.3.2悬点最大、最小载荷1．计算悬点最大和最小载荷的一般公式根据对悬点所承受的各种载荷的分析，抽油机工作时，上、下冲程中悬 业设计论文点载荷的组成是不同的。最大载荷发生在上冲程中，最小载荷发生在下冲程中，其值分别如下：P=W+W+I+P+F+PPmaxrluhuuviP=W'+IPFPminLdhddvWr、Wr’—上、下冲程中作用在悬点上的抽油杆柱载荷；Wl—作用在柱塞上的液柱载荷；Iu、Id—上、下冲程中作用在悬点上的惯性载荷；Phu、Phd—上、下冲程中井口回压造成的悬点载荷；Fu、Fd—上、下冲程中的最大摩擦载荷；Pi—上冲程中吸入压力作用在活塞上产生的载荷。在下泵深度及沉没度不很大、井口回压及冲数不甚高的稀油直井内，在计算最大和最小载荷时，通常可以忽略Pv、Fu、Fd、Phu、Pii及液柱惯性载荷。此时可得：P+r|maxrl1790lP=q'LgWminrr1790l如果按将抽油机悬点运动规律简化为简谐运动时，则可忽略r/l的影响。 业设计论文2、计算悬点最大载荷的其它公式抽油杆在井下工作时，受力情况是相当复杂的，所有用来计算悬点最大载荷的公式都只能得到近似的结果。现将国内外所用的一些比较简便的公式列在下面，供计算时参考：公式Ⅰ公式Ⅱ公式Ⅲ公式Ⅳ公式Ⅴmaxrl(137)公式Ⅰ可用于一般井深及低冲数油井。P+r)|公式Ⅲ是式maxrl1790(l)的另一种表达形式，本质上是完全相同的。公式Ⅱ、Ⅳ和V都是把悬点运动简化为简谐运动，取r／l＝0。公式Ⅳ只考虑了抽油杆柱产生的惯性载荷，公式Ⅱ和V同时考虑了抽油杆柱和液柱的惯性载荷。考虑到摩擦力的影响，在公式Ⅱ和工中的液柱载荷采用W’(即作用在柱塞整个截面积上的液柱载荷)，而公式V中采用W1(即作用在柱塞环形面积人一人上的液柱载荷)。所以，公式V的计算结果较公式Ⅱ小。 业设计论文§7.4抽油机平衡、扭矩与功率计算§7.4.1抽油机平衡计算如果抽油机没有平衡块，当电动机带动抽油机运转时，由于上冲程中悬点承受着最大载荷，所以电动机必须作很大的功才能使驴头上行；而下冲程中，抽油杆在其自重作用下克服浮力下行，这时电动机不仅不需要对外作功，反而接受外来的能量作负功。这就造成了抽油机在上下冲程中的不平衡。抽油机不平衡造成的后果是：(1)上冲程中电动机承受着极大的负荷，下冲程中抽油机反而带着电动机运转，从而造成功率的浪费，降低电动机的效率和寿命o(2)由于负荷极不均匀，会使抽油机发生激烈振动，而影响抽油装置(3)会破坏曲柄旋转速度的均匀性，而影响抽油杆和泵的正常工作。因此，抽油机必须采用平衡装置。1、平衡原理抽油机运转不平衡，是因为上、下冲程中悬点载荷不同，造成电动机在上、下冲程中所作的功不相等。要使抽油机在乎衡条件下运转，就应使电动机在上、下冲程中都作正功：在下冲程中把能量储存起来；在上冲程中利用储存的能量来帮助电动机作功。下面我们用一个最简单的机械平衡方式，来说明这种可能性和达到平衡的基本条件。 业设计论文在抽油机后梁上加一重物，在下冲程中让抽油杆自重和电动机一起对重物作功，则：A=A+Awdmd式中：A—下冲程中抽油杆自重和电机对重物物所作的功，即重物储WAd—抽油杆柱对重物所作的功，即悬点在下冲程中作的功；Amd—电动机在下冲程中对重物作的功，即电动机在下冲程中作A=AAmdwd在上冲程中，将重物储存的能量释放出来和电动机一起对悬点作功，则：A=A_+A,A=AAuwmumuuw式中：Au——上冲程中悬点作的功；Amu——上冲程中电动机作的功。要使抽油机平衡，应该让电动机在上、下冲程中作的功相等，即：A=AAA=AAwdUw为了达到平衡，在下冲程需要对重物作的功和上冲程中需要重物释放的 业设计论文能量的关系应为：AAA=Udw2上式说明：为了使抽油机平衡运转，在下冲程中需要储存的能量应该是悬点在上、下冲程中所作功之和的一半。上式是进行平衡计算的基本公式。2、平衡方式为了把下冲程中抽油杆自重作的功和电动机输出的能量储存起来，可以采用不同的平衡方式。目前采用的主要有气动平衡和机械平衡。(1)气动平衡下冲程中通过游梁带动活塞压缩气包中的气体，把下冲程所作的功储存起来并转变为气体的压缩能。上冲程中被压缩的气体膨胀，将储存的压缩能转换成膨胀能帮助电动机气动平衡多用于大型抽油机。这种平衡方式不仅可以大量节约钢材，而且可以改善抽油机的受力情况，但平衡系统的加工制造质量要求高。中通过游梁带动的活塞压缩气包中的气体，把下冲程中作的功储存起来并(2)机械平衡在下冲程中，以增加平衡块的位能来储存能量；在上冲程时平衡重降低位能，来帮助电动机作功。平衡方式主要有三种：①游梁平衡：在游梁尾部加平衡重，适用于小型抽油机； 业设计论文②曲柄平衡(旋转平衡)：平衡重加在曲柄上，这种平衡方式便于调节，并可避免在游梁上造成过大的惯性力，适合于大型抽油机；③复合平衡：在游梁尾部和曲柄上都有平衡重，是上述两种平衡方式的组合，多用于中型抽油机。3、平衡计算抽油机平衡的条件是在一个抽汲循环中，重物在下冲程中储存的能量或上冲程帮助电机所做的功，应等于上冲程和下冲程悬点作功之和的一半。上冲程悬点所作的功：AW+W/)surl下冲程悬点所作的功：A=W/sdr代入公式则得：A+A1A=ud=(W/+WA+A1w2r2l§7.4.2电机的选择与功率计算ρ—抽汲液体的密度，Kg／m3；η—泵效； 业设计论文L—有效提升高度，即动液面深度，m。光杆功率就是通过光杆来提升液体和克服井下损耗所需要的功率。要准确地计算光杆功率，必须根据实测示功图计算，即：HPAsnC100A—示功图载荷线包围的面积，cm2；上式可算得的光杆功率为平均功率线，如前所述，根据示功图绘制扭矩曲线，亦可准确地求得光杆平均功率。下面的公式可近似地计算光杆功率；HP=W'snLPR601000式中：W'—按柱塞截面积计算的液柱载荷，N；L上式是以不考虑抽油杆柱和油管柱弹性变形的理论示功图为基础。这里 业设计论文近似地认为，它的面积与考虑变形和惯性载荷后的理论示功图的面积是相等的，并忽略了摩擦载荷的影响。显然，对于摩擦载荷大的井，计算结果将会根据油井产量计算得的水力功率，是实际作功的有效功率，它小于光杆功率。它们之差反映了井下摩擦、杆柱振动、惯性以及泵漏失等因素引起的荷运转外，一般可取0．8)即可求得需要电动机输出的平均功率。§7.5泵效的计算在抽油井生产过程中，实际产量Q一般都比理论产量Qt要低，两者的比值叫泵效，用η表示，即：在正常情况下，若泵效为0．7~o．8，就认为泵的工作状况是良好的。有些带喷井的泵效可能接近或大于l。矿场实践表明，平均泵效大都低于0.7，甚至有的油井泵效低于03。影响泵效的因素很多，但从深井泵工作的三个基本环节(柱塞让出体积，液体进泵，液体从泵内排出)来看，可归结为以下三个方面：(1)抽油杆柱和油管柱的弹性伸缩。根据深井泵的工作特点，抽油杆柱和油管柱在工作过程中因承受着交变载荷而发生弹性伸缩，使柱塞冲程小于光杆冲程，所以减小了柱塞让出的体积。 业设计论文(2)气体和充不满的影响。当泵内吸人气液混合物后，气体占据了柱塞让出的部分空间，或者当泵的排量大于油层供油能力时液体来不及进入泵内，都会使进入泵内的液量减少。(3)漏失影响。柱塞与衬套的间隙及阀和其它连接部件间的漏失都会使实际排量减少。只要保证泵的制造质量和装配质量，在下泵后一定时期内，漏失的影响是不大的。但当液体有腐蚀性或含砂时，将会由于对泵的腐蚀和磨损使漏失迅速增加。泵内结蜡和沉砂都会使阀关闭不严，甚至被卡，从而严重破坏泵的工作。在这些情况下，除改善泵的结构、提高泵的抗磨蚀性能外，主要是采取防砂及防蜡措施，以及定期检泵来维持泵的正常工作。实际产液量可写为：p从上述三方面出发，泵效的一般表达式可写为：n=n入..n1.nB式中n=P—考虑抽油杆柱和油管柱弹性伸缩后的柱塞冲程与光杆冲程之比，表示杆、管弹性伸缩对泵效的影响；=V液V活—进入泵内的液体体积与柱塞让出的泵内体积之比，表示泵的充满程度；n—泵漏失对泵效影响的漏失系数；1 业设计论文1n=—由于泵效是以地面产出液的体积计算，n则是考虑地面原BBB油脱气引起体积收缩对泵效计算的影响。B为吸人条件下1被抽汲液体的体积系数。为了对影响泵效的因素进行定量计算和分析，下面分别讨论柱塞冲程、充满系数及漏失的计算。§7.5.1柱塞冲程一般情况下，柱塞冲程小于光杆冲程，它是造成泵效小于1的重要因素。抽油杆柱和油管柱的弹性伸缩愈大，柱塞冲程与光杆冲程的差别也愈大，泵效就愈低。抽油杆柱所受的载荷不同，则伸缩变形的大小不同。如前所述，抽油杆柱所承受的载荷主要有：抽油杆柱及液柱载荷(总称静载荷)；抽油杆柱和液柱的惯性载荷及抽油杆柱的振动载荷(总称动载荷)。下面就分别分析由这些载荷作用所引起的抽油杆柱及油管的弹性变形，以及对柱塞冲程的影由于作用在柱塞上的液柱载荷在上、下冲程中交替地分别由油管转移到抽油杆柱和由抽油杆柱转移到油管，从而引起杆柱和管柱交替地增载和减载，使杆柱和管柱发生交替地伸长和缩短。当驴头开始上行时，游动阀关闭，液柱载荷作用在柱塞上，使抽油杆发生弹性伸长。因此，柱塞尚未发生移动时，悬点这一段距离即为抽油杆柱的伸长，用λr表示. 业设计论文当悬点继续运动时，油管要卸去载荷要缩短一段距离。此时，柱塞与泵t筒之间没有相对位移。这段缩短距离使悬点增加了一段无效位移。用λ表示。t所以，吸入阀仍然是关闭的。当驴头继续上行时，柱塞才开始与泵筒发生相对位移，吸人阀开始打开并吸入液体，一直到上死点。由此看出：柱塞有效移动距离(柱塞冲程)Sp比光杆冲程小λ，而且λ＝λr+λt。下冲程开始时，吸入阀立即关闭，液柱载荷由抽油杆柱逐渐移到油管上，使抽油杆缩短λr，而油管伸长λt。此时，只有驴头下行λ＝λr+λt距离之后，柱塞才开始与泵筒发生相对位移。因此，下冲程中柱塞冲程仍然比光杆冲程小λ值。抽油杆柱和油管柱的自重伸长在泵工作的整个过程中是不变的，因此，它们不用会影响柱塞冲程。由此，柱塞冲程：prt式中λ—冲程损失。由于液柱载荷引起的冲程损失使泵效降低的数值n'为：入spλ值可根据虎克定律来计算： 业设计论文如果为多级抽油杆，则：W'一考虑沉没度影响后的液柱载荷，为上、下冲程中静载荷之差，N；lpllfpfp、fr、ft—柱塞、抽油杆及油管金属的横截面积，m’；L—抽油杆柱总长度，m；Lf——动液面深度，m；m——抽油杆柱级数；Li第i级抽油杆的长度，m；fi—第i级抽油杆的截面积，m’。由公式可看出：柱塞截面积愈大，泵下得愈深，则冲程损失愈大。为了减小液柱载荷及冲程损失，提高泵效，通常不能选用过大的泵，特别是深井中总是选用直径较小的泵。当泵径超过某一限度(引起的λ≥s/2)之后，泵的实际排量不但不会因增大泵径而增加，反而会减小。当λ≥s；时，活塞冲程等于零，泵的实际排量等于零。§7.5.2泵的充满程度 业设计论文多数油田在深井泵开采期，都是在井底流压低于饱和压力下生产的，即使在高于饱和压力下生产，泵口压力也低于饱和压力。因此，在抽汲时总是气液两相同时进泵，气体进泵必然减少进入泵内的液体量而降低泵效。当气体影响严重时，可能发生“气锁”，即在抽汲时由于气体在泵内压缩和膨胀，使吸人和排出阀无法打开，出现抽不出油的现象。通常采用充满系数β来表示气体的影响程度：V'V=LVP式中Vp—上冲程活塞让出的容积；V'—每冲程吸人泵内的液体体积。l充满系数β表示了泵在工作过程中被液体充满的程度。β愈高，则泵效愈高。泵的充满系数与泵内气液比和泵的结构有关。用Vl、Vg表示；余隙体积用s塞让出的体积用体积用s塞让出的体积用Vp表示。则：V+V=V+Vsplg用R表示泵内气液比，即R＝Vg／Vl，则Vg＝RVl，那么：V+V=V+RVspllV+VV=spV'=VVllsl1+Rp令余隙比K=V/V，则：sp=K=因此可得出如下结论：(1)K值越小，β值就越大。减小K值，可尽量减小余隙体积以增大柱塞冲程以提高柱塞让出的体积Vp。因此，在保证柱塞不撞击固定阀的情况下，尽量减小防冲距，以减小余隙。(2)R愈小，β就越大。为了降低进入泵内的气液比，可增加泵的沉没深度，使原油中的自由气更多地溶于油中；也可以使用气锚，使气体在泵外分离，以防止和减少气体进泵。§7.5.3提高泵效的措施泵效的高低是反映抽油设备利用效率和管理水平的一个重要指标。前面只就泵本身的工作状况进行了分析，谈到了相应的措施。实际上，泵效同油层条件有相当密切的关系。因此，提高泵效的一个重要方面是要从油层着手， 业设计论文保证油层有足够的供液能力。实践证明：对于注水开发而采用抽油开采的油田，加强注水是保证油井高产量、高泵效生产的根本措施；在一定的油层条件下，使泵的工作同油层条件相适应是保证高泵效的前提。下面简要介绍为了提高泵效在井筒方面应采取的一般措施：(1)选择合理的工作方式。当抽油机已选定，并且设备能力足够大时，在保证产量的前提下，应以获得最高泵效为基本出发点来调整参数。在保证过fp、s、n的乘积不变(即理论排量一定)时，可任意调整三个参数。但fp、s、n组合不同时，冲程损失不同。一般是先用大冲程和较小的泵径，这样，既可减小气体对泵效的影响又可降低悬点载荷。对于油比较稠的井，一般采用大泵、大冲程、小冲数；而对于连喷带抽的井则选用大冲数快速抽汲，以增强诱喷作用。(2)确定合理沉没度，以降低泵口气液比，减少进泵气量，从而提高泵的充满程度。(3)改善泵的结构，提高泵的抗磨、抗腐蚀性能，采取防砂、防腐蚀、防蜡及定期检泵等措施。(4)使用油管锚减少冲程损失。如前所述，冲程损失是由于静载变化引起抽油杆柱和油管柱的弹性伸缩造成的。如果用油管锚将油管下端固定，则可消除油管伸缩，从而减少冲程损失。深井中将油管下部锚定可消除由于 业设计论文内压引起的油管螺旋弯曲，从而消除因此而降低的活塞冲程。(5)合理利用气体能量及减少气体影响。气体对抽油井生产的影响随油井条件不同而不同。对刚由自喷转为抽油的井，初期尚有一定的自喷能力，可合理控制套管气，利用气体能量来举油，使油井连喷带抽，从而提高油井产量和泵效。实践证明：对于一些不带喷的抽油井，合理控制套管气可起到稳定液面和产量的作用，并可减少因脱气而引起的原油粘度的增加。对于一般含气的抽油井，要提高泵的充满系数就必须降低进泵气油比，其措施之一是适当增加沉没度，以减少泵吸入口处的自由气量。但要增大沉没度，就必须增加下泵深度。因此，用增大沉没度来提高泵效的措施总是受到某些条件的高含气抽油井减少气体对泵工作影响的有效措施是在泵的人口处安装气锚(井下油气分离器)，将油流中的自由气在进泵前分离出来，通过油套管环形空间排到地面。第章抽油机井系统效率及节能技术抽油机井的耗能占全厂总能耗的三分之一以上，是全厂能耗占有比例最大的一个部份，因而采取节能降耗技术措施，提高机采井系统效率是降低我厂维护成本，实现油田可持续发展的重要手段，这与每一名员工的切身利益息息相关。§8.1系统效率系统效率，顾名思义就是系统的工作效率。机采井的系统工作效率就是 业设计论文机采井的系统效率。以抽油机井为例，抽油机井的系统效率主要是由以下工作效率组成：一是电机动的工作效率；二是皮带传动效率；三是减速箱的传动效率；四是四连杆机构的传动效率；五是抽油杆传动效率；六是抽油泵的工作效率。由于上述各个部份均是起到传递能量的或做功的作用，因而在计算过程中，可以用能量的形式来加以表达。故此：将电机工作效率定义为η电，则η电的表达式为：电wn=w电机输出100％电w将皮带的传动效率定义为η皮带，则η皮带的表达式为：n=W皮带输出100％带W将减速箱的传动效率定义为η减速箱，则η减速箱的表达式为：Wn=减速箱输出100%减速箱W将四连杆机构的传动效率定义为η四连杆，则η四连杆的表达式为：Wn=悬点100%四连杆W将抽油杆传动效率定义为η抽油杆，则η抽油杆的表达式为： 业设计论文Wn=抽油杆输出100%抽油杆W将抽油泵的工作效率定义为η抽油泵，则η抽油泵的表达式为：nW=抽油泵100%W由于抽油机井的系统效率为各部份工作效率(传动效率)之积，因而抽油机井系统效率的表达式为：n=nnnnnn100%电机皮带减速箱四连杆抽油杆抽油泵WWWWWW=电机输出皮带输出辣速箱输出悬点杆输出抽油泵100%WWWWWW电机输入电机输出皮带输出减速箱输出悬点杆输出WW其中W抽油泵是指抽油泵在举升液体时所做的功，可以用下式表达：H—液体的被举升高度，简称举升高度米由于我们现场上被实际测得的是抽油机井的动液面深度，并且动液面的深度受套压的直接影响，同时井口还有一定的压力(称为油压或回压)。因而需对举升高度进行计算。计算公式如下：h=h102(PP)/y动套油液 业设计论文式中：H动—机采井的动液面深度，米混合液