液压抽油机毕业设计

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，构成该液压传动部件的液压动力源局部。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局部。其特点是:结构简单,制造、使用、维护本钱低，明显节能。关键词：液压泵，液容箱，控制阀，传动轮

HydraulicpumpingunitdesignABSTRACTAhydraulicdrivetypeoilpumpingunit,byincludinghydraulicpumps,motors,controlvalves,pipingaccessories,includinghydrauliccomponentsandmechanicalpartsassociatedwiththeassemblyasawholeconstitutesagroupofhydrauliccomponents,throughwhichthehydraulicpartsofthehydraulicmotordrivewheelorgearwheelsurface,ortrough-typestructurecorrespondingtothetransmissionsideandtheoilwellspumpconnectingrodconnectingthebeltorchainorrope-styleflexibletransmissionpartsmatchedtoformreciprocatingmachineworkingbodies.Throughthemechanical,electrical,hydrauliccomponents,theassemblyconstitutedbytheworkgroupwithstrokeandrushedrevisioncontrolsystemtoadjustandcontroltheaircraftreciprocatingbodytractionpumpoilwellssetbythestrokeandtherushingbackandforthconsecutiveworking.Motorpoweroutputshaftandthepumprotorshaftdirectlyorthroughacouplingcomponenttoachievewiththeconnection,viathehydrauliccontrolvalve,theworkingfluidfilters,piping,accessorieswillbetheworkingfluidbetweenthetankandpumptogetherintogroupsandwork-loophydrauliccontrol,hydrauliccomponentsthatmakeupthehydraulicpowersourcepart.Onekindofslider-stylediskdrivelowspeedhightorquehydraulicmotordriveplateassemblywheelperipheralsurfacewithadirectandflexibleropeorbeltorchaindrivetransmissionpartscorrespondingwiththestructureofthedrivewheel,whichconstitutethecomponentsofthepowerconversionandtransmissionparts.Itfeatures:simplestructure,manufacture,use,maintenancecostslow,clearenergy.KEYWORDS：hydraulicpump,thetankliquid,thecontrolvalve,wheeldrive目录前言 1第1章液压传动的开展概况和应用 4液压传动的开展概况 4液压传动的特点及在机械行业中的应用 5第2章液压传动的工作原理和组成 6工作原理 6液压系统的根本组成 6第3章传动装置设计 7带、减速器设计 7V带设计 7减速器设计 9减速器轴计算及轴承选择 18减速器轴的校核 21四杆机构设计 23四杆机构尺寸计算 23曲柄的设计 25连杆的设计 25链轮传动装置设计 26材料的选择 26齿数确实定 26当量的单排链的计算功率 26链条的型号和节距确实定 27中心距、链节数的计算 27链轮各个尺寸的计算 27具体结构的设计图 28天轮及滑轮设计 29天轮设计 29滑轮设计 31支承座设计 32材料的选取 32具体结构和尺寸的设计 32第4章抽油机—深井泵抽油装置及根底理论计算 35抽油机—深井泵抽油装置 35 抽油机 35 抽油泵 36 抽油杆 38抽油泵的工作原理 38 泵的抽汲过程 38 泵的理论排量 39抽油机悬点载荷的计算 39 悬点承受的载荷 40 悬点最大、最小载荷 45第5章抽油机井系统效率及节能技术 47系统效率 47 系统效率的影响因素 50 提高系统效率的方法 51抽油机井节能技术 52 抽油机的电能消耗的特点 52节能技术 52结论 56参考文献 57致谢 58附录 59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局部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局部；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局部；将此两个局部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局部之间的液压回路，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穿，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，那么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，那么排量增大，径向位移量减小，那么排量减小，径向位移由转子回转轴线的一侧移动至另一侧，那么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，位移量值确实定，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，由液压动力传开工作回路和液压控制回路两局部构成；液压动力传开工作回路的根本构成是，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；液压控制回路的根本构成是，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，由此构本钱系统的控制回路；该控制回路在工作状态下的适时控制状态是，分别自液压动力传开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，那么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，那么移动速度小，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，那么移动速度大，与之相应的是液压马达的转换旋转方向的过程相对迅速。液压传动的开展概况和应用液压传动的开展概况 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开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上下已成为一个国家工业开展水平的重要标志。 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开展，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、高集成等方向开展。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根本上都采用的；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根底上，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开展形势较好。 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开展，配套件由供给商提供。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开展，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根底。目前，在液压领域中，特别是中小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，而远程设计效劳可以解决这些问题。液压传动的特点及在机械行业中的应用1、液压传动的优点：〔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，平安性好。〔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，制造本钱大，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。 铸造机械——加料机、压铸机等。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，来驱开工作机构，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。工作原理 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。液压系统的根本组成〔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。〔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。传动装置设计带、减速器设计带传动是一种挠性传动。根本组成零件为带轮〔主动轮和从动轮〕和传动带，具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点。本次设计带传动是把电机的转速通过一定的传动比传给减速器，实现电机与减速器通过带间接连接起来。选电机的型号Y200L-8，查表的，设计抽油杆的冲次。V带设计1、传动比确实定查表得带得传动比一般推荐.本次设计取查表得那么减速器的输入转速减速器的总的降速比2、皮带确定查表得那么电动机的计算功率〔1〕带型号选择查表得选择V带的型号为C型查表得初选小带轮的直径为那么大带轮的直径〔2〕带速计算查表得符合推荐值范围故适宜〔3〕中心距及带长计算〔式3.1〕那么带入数据有初取〔式3.2〕查表得取〔式3.3〕那么实际中心距中心距变换范围〔4〕带包角的验算符合〔5〕V带根数确实定查表得那么根数取(6〕初拉力得计算由?机械设计?P149表8-3的那么实际(7)压轴力的计算(8)小带轮尺寸设计查表得电机Y200L-8输出轴的直径，长度键槽的宽，,那么键槽的高度=.查表得带和轮连接时的各个参数(9)选带轮的材料为Q235,小带轮零件图如图3.1：图3.1小带轮零件图减速器设计I级齿轮传动设计(1)传动比计算查表得(2)功率、转速计算有设计要求可得齿轮的转速不高，应选择八级精度。(3)齿轮材料的选择选择小齿轮的材料为，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45号钢，硬度为240HBS，两者相差40HBS(4)齿数的选择选小齿轮的齿数为取(5)齿轮具体的设计初选螺旋角，载荷系数，查表得选齿宽系数，查表得选区域系数。查表得材料的弹性影响系数查表得那么小齿轮的转距查表得小齿轮的接触疲劳强度大齿轮的接触疲劳强度应力循环次数〔式3.4〕查表得接触疲劳寿命系数取失效概率，平安系数〔式3.5〕小齿轮的分度圆直径〔式3.6〕计算圆周速度v计算齿宽不b及模数齿高宽高比查表得使用系数，8级精度查表得得那么纵向重合度查表得，，那么载荷系数那么校合分度圆直径计算模数齿跟弯曲强度设计动载系数纵向重合度查表得螺旋角影响系数那么当量齿数查表得取齿型系数得查表得应力校合系数计算大小齿轮的查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限查表得取疲劳寿命系数取弯曲疲劳平安系数那么小齿轮大齿轮大齿轮的数值大那么设计模数对计算结果由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿跟弯曲疲劳强度计算的模数，为了符合两者取，就可以满足强度，但为了同是满足强度，取分度圆直径那么取，那么取那么中心距按圆整后的中心距修正螺旋角变化不大不需要修改，那么大齿轮的分度圆直径为(6)齿轮几何要素的尺寸计算查表得得大齿轮的齿顶圆直径为大齿轮的齿根圆直径为小齿轮的齿顶圆直径为小齿轮的齿根圆直径为那么小齿轮的宽度为取大齿轮的宽度为图3.2小齿轮零件图II级齿轮传动设计(1)传动比的分配(2)功率和转速的计算由设计要求可得齿轮的转速不高，应选择八级精度。(3)齿轮材料的选择选择小齿轮的材料为40Cr，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45号钢，硬度为240HBS，两者相差40HBS(4)齿数的选择初选小齿轮的齿数为那么大齿轮的齿数取(5)齿轮具体的设计初选螺旋角，载荷系数，查表得选齿宽系数，查表得选区域系数。查表得材料的弹性影响系数查表得得小齿轮的转距查表得得小齿轮的接触疲劳强度大齿轮的接触疲劳强度应力循环次数查表得取接触疲劳寿命系数取失效概率，平安系数由式10-12得由式得小齿轮的分度圆直径计算圆周速度V计算齿宽不b及模数齿高宽高比查表得使用系数，8级精度查表得得那么纵向重合度查表得，，那么载荷系数那么校合分度圆直径计算模数齿跟弯曲强度设计动载系数由纵向重合度查表得螺旋角影响系数那么当量齿数查表得取齿型系数得查取应力校合系数计算大小齿轮的查表得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限查表得疲劳寿命系数取弯曲疲劳平安系数小齿轮大齿轮大齿轮的数值大那么设计模数对计算结果由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿跟弯曲疲劳强度计算的模数，为了符合两者取，就可以满足强度，但为了同是满足强度，取分度圆直径那么取，那么取那么中心距按圆整后的中心距修正螺旋角变化不大不需要修改，那么大齿轮的分度圆直径为(6)齿轮几何要素的尺寸计算查表得大齿轮的齿顶圆直径为大齿轮的齿根圆直径为小齿轮的齿顶圆直径为小齿轮的齿根圆直径为那么小齿轮的宽度为取大齿轮的宽度为减速器轴计算及轴承选择1、减速器轴径的计算轴径的初算 〔式3.7〕其中P为轴所传递的功率,n为轴的转速,C可由?机械设计课程设计?P18表3-1得出,本次设计取。抽油机长期连续工作，减速器作为动力输出，所以对减速器轴的要求较高查表选轴的材料为20Cr，许用弯曲应力，剪切疲劳极限弯曲疲劳极限屈服强度极限抗拉强度极限硬度56～62HBS由,由,由,2、具体结构和尺寸的计算根据前面带轮的宽度，减速器轴的宽度及轴承端盖厚度，及各局部间隙可算得减速器一轴的长度。由计算的，取与减速器相连轴的直径为d=42mm，为了满足轴向定位要求需要制出一轴肩查表可得r=,取安装轴处的直径d=50mm，为了满足轴向定位要求需要制出一轴肩查表可得r=，那么此时轴的直径为d=56mm为了方便定位在齿轮安装处需设计一轴肩查表得r=2mm，那么安装齿轮处的直径降为d=56mm，同样在安装轴承处设轴肩的高度r=1.6，安装轴处的直径降为d=50mm图3.3减速器一轴零件图同样的方法可设计的轴二的具体尺寸和结构如如图3.4：图3.4减速器二轴零件图3、轴承的选取本次设计采用滚动轴承，滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支撑转动零件的。根本结构分为四局部：1、内圈2、外圈3、滚动体4、保持架。由设计可知减速器轴承既承受轴向力，又承受径向力。查表得选择圆锥滚子轴承机构代号30000，由轴一支撑处的直径选一轴选择轴承代号30210小径大径宽由轴二支撑处的直径选二轴的轴承型号为30216小径大径宽由轴三支撑处的直径选三轴的轴承型号为30228小径大径宽。4、键的选择本次设计减速器所使用的键全部选用平键，由设计图可得轴一安装齿轮处的直径d=56mm，查表可得键的根本尺寸b=16mm，h=10mm，选长度L=125mm.安装带轮处轴的直径为d=42mm，查表可得键的根本尺寸b=12mm，h=8mm，选长度L=110mm。轴二安装齿轮处的轴径均为d=86mm，查表可得键的根本尺寸b=25mm，h=14mm，选长度分别为L=160mm，L=90mm。减速器轴的校核减速器轴的校核，减速器共有三轴，我们着重对一轴进行校核。轴一简化图如：图3.5轴一简化图1、轴上的功率、转速、转矩的计算由上面的计算可知轴上的功率，转速转矩2、齿轮上作用力的计算由上面的计算可知齿轮的分度圆直径那么有,，式中，3、轴的尺寸设计如上面4、轴上载荷的计算从轴的结构图以及弯矩和扭矩中可以看出C截面为轴的危险面现在将C处的数据列于表3.1：载荷水平面垂直面支反力F弯矩M总弯矩扭矩T5、校核轴的强度轴单向转动扭转切应力为脉动循环变应力取查表得其中W可查表得到查表15-1得因此轴是平安的。四杆机构设计四杆机构尺寸计算1、曲柄连杆机构的条件查表得曲柄连杆机构那么杆长条件如下：(1)组成周转副的两杆中必有一杆为最短杆。(2)最短杆长度+最长杆长度其余两杆的长度之和。取曲柄的长度为L1=500mm：2、转角的计算如上图所示L1为曲柄原动件，S2C,S2D分别为摇杆L3的两个极限位置出选择各个参数如图当四杆机构的L1,L2处在同一直线及S1BD在同一直线时那么根据余弦公式其中a，b为相邻的边那么有当四杆机构L1,L2重合时及AS1C在同一直线时那么有那么曲杆L3的转角初选转角，如最后有不适宜的地方，稍加以调整曲柄的设计由上面计算可得减速器三轴的直径为d=取d=140mm曲柄的长度为L=500mm,选曲柄的材料为Q235A,具体结构和尺寸如图3.7曲柄零件图连杆的设计选连杆的材料为Q235A链轮传动装置设计材料的选择链轮机构是将四杆机构和天轮连接器来的重要部件，同时也是将四杆机构所传递动力通过钢丝绳传送给天轮，从而完成整个系统的运作。链轮为传递动力的重要部件，对材料的要求较高。小链轮为主动轮，查表得选小链轮的材料为20Cr，热处理的方式渗碳、淬火、回火，处理后硬度50～60HBC,齿数大链轮为从动轮选择材料为Q235,热处理的方式焊接后退火,热处理后的硬度为140HBS齿数确实定传递的功率不大由查表得选择滚子链,链速最大的传动比本次设计取因为小链轮的齿数,取那么大链轮的齿数由四杆机构可得大轮的相对转速那么小链轮的速度为当量的单排链的计算功率〔式3.8〕查表得，选择三排链那么链条的型号和节距确实定根据和小链轮的转速查表得选择链的型号40A查表可得链条的节距，滚子直径排距，那么可得链轮的宽度为中心距、链节数的计算 〔式3.9〕为了使结构紧凑，本次设计取中心距 〔式3.10〕为了使得链条的过渡链接，将圆整为 〔式3.11〕查表得那么链传动的最大中心距链轮各个尺寸的计算小链轮的尺寸查表可得分度圆直径〔式3.12〕齿顶圆直径〔式3.13〕齿根圆直径〔式3.14〕同理的大链轮的尺寸参数分度圆直径，齿顶圆直径，齿根圆直径具体结构的设计图小链轮图如.图3.9小链轮零件图大链轮图如图3.10大链轮零件图天轮及滑轮设计天轮设计1、材料的选择选天轮的材料为ZG452、天轮的具体几何尺寸的设计设计冲程为，那么曲柄连杆机构从最低点到最高点滑轮所转过的周长为L=米。取大天轮的直径为，那么天轮所转过的弧度，大小天轮同轴那么小天轮的所转过的角度取大链轮距天轮的距离为两米，那么可算出曲柄连杆机构从最低点到最高点时小天轮所转过的钢丝长度L草图如

由图可知根据余弦公式其中a、b为相邻的边当四杆机构处在最低点时有那么3594mm当四杆机构处在最高点时有那么那么根据，可得小天轮的直径为了设计的方便取小链轮一体的滑轮的直径.具体的分布是大天轮在中间，两个小天轮对称分布在大天轮的俩边3、天轮轴承的选取由结构可得天轮轴承主要承受轴向力，所以我们选深沟球轴承,查表得结构代号为60000，选轴承的型号为6036内径外径宽,4、天轮轴的设计本次设计采用轴轮一体式具体的尺寸和结构图3.12天轮零件图滑轮设计1、材料的选择选择滑轮的材料为HT2502、滑轮的具体设计取滑轮的直径3、滑轮轴承的选取由结构可得滑伦轴承主要承受轴向力，所以我们也选深沟球轴承,由?机械设计?P309表13-1得结构代号为60000，选轴承的型号为6036内径外径宽,4、滑轮轴的设计本次设计采用轴轮连体式，具体的尺寸和结构如图3.13滑轮零件图支承座设计支承座分为上下两个部，主要是用来支撑轴承。本次设计共有三处使用：1、四杆机构处支撑大链轮2、桁架上支撑天轮处3、悬架支撑滑轮处。材料的选取因为支承座支撑轴承,应选择支承座的材料为HT200，桁架两处的轮使用的轴承相同，都选轴承的型号为6036，内径外径宽,具体结构和尺寸的设计由上面轴承的选择可得出支撑座的内径为280mm,具体的结构和尺寸如设计如图3.14、3.15所示，支承座上图3.14轴承座上支承座下图3.15轴承座下第4章抽油机—深井泵抽油装置及根底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—深井泵采油的根底理论、技术开展、测试技术以及节能新技术的应用。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油。抽油机抽油机是抽油机—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开展进步，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局部相同，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：CYJ10–3–53HBF复合平衡平衡方式代号Y游梁平衡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要求：〔1〕结构简单，强度高，质量好。连接局部密封可靠；〔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：CYB38R加长短节长度m柱塞长度m泵筒长度m定位部件形式：C-皮碗式；M-机械式定位部位：A-定筒式、顶部定位B-定筒式、底部定位T-动筒式、顶部定位泵筒形式：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-软柱塞厚壁筒抽油泵形式：R-杆式泵；T-管式泵公称直径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ⅠⅡⅢ直径上的间隙〔μm〕20~70>70~120>120~170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见下表：公称直径〔mm〕试验压力〔MPa〕间隙等级ⅠⅡⅢ最大漏失量〔L/min〕3210105451119638125535142144145620164556184789209457187803213170230986261783272116931039531213383552抽油杆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。抽油泵的工作原理泵的抽汲过程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〔即漂浮压力〕的作用下而翻开。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压力低于漂浮压力。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，游动凡尔翻开，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。泵的理论排量泵的工作过程由三个根本环节组成，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。式中：fp－柱塞面积，，m2s－光杆冲程mD－泵径m每分钟排量Vm每日排量：抽油机悬点载荷的计算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。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，游动几尔翻开，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：式中：Wr－抽油杆在空气中的重力，N；g－重力加速度，m/s2；fp－抽油杆截面积，m2；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。下冲程作用在悬点上的抽油杆柱的载荷：式中：Wr‘－抽油杆在空气中的重力，N；ρl－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。直径d(m)截面积〔cm2〕空气中每米抽油杆重量〔Kg/m〕16192225〔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，由于游动凡尔翻开，液柱载荷作用在油管上，因而悬点只在上冲程承受液柱载荷。〔3〕漂浮压力对悬点载荷的影响上冲程时，在漂浮度压力的作用下，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向上的载荷：式中：Pi－吸入压力pi作用在柱塞底部产生的载荷Npi－吸入压力Pafp－柱塞截面积m2pn－漂浮压力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，漂浮压力对悬点载荷没有影响。其中，Δpi确实定比拟复杂，计算公式如下：式中：vf-液体通过固定凡尔阀孔的流速，m/s;fp－柱塞截面积，m2；f0－固定凡尔阀孔截面积，m2；vp－柱塞运动速度，m/s；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NRe：式中：d0－固定凡尔阀孔径，m；vf－液流速度，m/s；ν－液体运动粘度，m2/s。〔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。上冲程时：下冲程时：式中：Ph－井口回压Pa由于漂浮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，那么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：液柱的惯性力Il为：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：ftf-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：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：下冲程时液柱引起的悬点最大惯性载荷Ird为：上冲程时液柱引起的悬点最大惯性载荷Ilu为：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量的1.5%。〔2〕柱塞与衬套之间的摩擦力：当泵径不超过70mm〔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。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，其方向是向下，增加悬点载荷。下冲程中作用在悬点上的摩擦载荷主要受〔1〕〔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那么是不可忽略的，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根本载荷，在稠油井内的摩擦载荷及大漂浮度井中的漂浮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，如在低漂浮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。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：式中：Pmax、Pmin—悬点最大和最小载荷；Wr、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；Pv—振动载荷；Pi—上冲程中吸入压力作用在活塞上产生的载荷。在下泵深度及漂浮度不很大、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：如果按将抽油机悬点运动规律简化为简谐运动时，那么可忽略r/l的影响。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拟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Ⅴ公式Ⅰ可用于一般井深及低冲数油井。公式Ⅲ是式的另一种表达形式，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。第5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本钱，实现油田可持续开展的重要手段，这与每一名员工的切身利益息息相关。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，那么η电的表达式为：将皮带的传动效率定义为η皮带，那么η皮带的表达式为：将减速箱的传动效率定义为η减速箱，那么η减速箱的表达式为：将四连杆机构的传动效率定义为η四连杆，那么η四连杆的表达式为：将抽油杆传动效率定义为η抽油杆，那么η抽油杆的表达式为：将抽油泵的工作效率定义为η抽油泵，那么η抽油泵的表达式为：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：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：式中：Q—油井日产液量NH—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：式中：H动—机采井的动液面深度，米γ液—混合液比重混合液的密度由以下公式确定：但由于工程单位制与国际单制之间的差异，需要将系统效率计算公式进行统一单位，以适合我们目前使用的计量单位。能量的最根本单位为焦耳〔J〕,即：N.m/s，目前生产中最为常用的单位是吨、米、KW，因此要换算成牛顿〔N〕、米。即：1吨=9800N功率常用单位为KW，换算为标准的国际单位，即：1KW=3600000J/H将功率换算为日耗电量，那么需将功率值乘以24。将上述换算关系代入，可得出公式如下：系统效率的影响因素前面推导了系统效率的计算公式，下面就计算公式，分析影响系统效率的影响因素。从公式可以看出，系统效率与产液量、举升高度之积成正比，与电机功率成反比。换句话就是，产液量越高、动液面越深，系统效率越高；耗电量越小，系统效率越高。但是，三者之间有一定的影响。假设：两口在原油物性一致的条件下，两口井下泵深度、泵径与产液量均相同，动液面越高，耗电量越小；如果两口井动液面高度相同时，那么产液量越大，耗电量越大。从油田生产技术管理角度上看，影响系统效率的因素主要有如下五个方面：一是原油物性的影响。原油组分中，如果重质含量〔指胶质、沥青质和蜡质〕含量越高，举升液体过程中需要克服的摩擦阻力越大，电机的耗量也就越大。在各种条件相同的情况下，这种井的系统效率也就越低。二是泵况的影响。泵况好的井与泵况差的井〔这里指的泵况是指泵漏失井〕，在耗电量上尽管有差距，但耗电量的减小是不与泵漏失量成比例关系的，同时由于泵况变差，油井的产液量下降动液面上升，致使产液量与鼗升高度之积变小，系统效率下降，有时系统效率可能降至为零。因而泵况好的井系统效率高于泵况差的井。三是与抽油机本身的工作状况有关，如平衡状况、润滑状况、对中状况。上述的工作状况越好，能耗将越低，系统效率将越高。四是与电机本身有关。从理论上讲，将一定量的液量从井底举升到地面，所消耗的能量将会是一定的，但是，在实际电机实际消耗的功率将会远远大于这一能量。主要原因除去各运转部的工作效率的影响之外，有两个方面，一是电机本身将会消耗一部份能量，这一部份的能量起到为电机运转的励磁作用；二是电机有一部份空载能量消耗。五是与油层的供液状况与抽油机下入参数有关。如果说，抽油泵泵径选择的合理，地面参数选择的事理，抽油泵下入深度也非常合理，这样不仅能够保证油层与抽油泵之间的供采平衡，同时也将会得到较高的系统效率。相反，一旦各种参数都是不合理的，将会出现供大于采或采大于供的情况，前者会导致产液量相对偏低，举升高度相对偏小，系统效率较低。后者尽管有较高的产液量，但出现供液缺乏的状况，致使能耗很大，系统效率也会较低。提高系统效率的方法通过上述分析，认为影响系统效率主要有五个方面的因素，同样也可以说，提高系统效率也可以从这五个方面入手，采取措施。一是针对原油物性的影响。可以采取向套管内参加降粘化学药剂的方法，到达提高系统效率的目的。如我们在采油三矿进行的不热洗工艺试验，至少可以使单井系统效率提高1个百分点。二是针对泵况的影响。做好泵况分析、检泵恢复的工作。三是针对抽油机本身的工作状况的因素，认真做好抽油机井的“五率〞调整工作。四是针对电机工作方面的因素，相应采取一些节能技术措施。如更换节能型电机、节能型控制箱等方法减小电机的空载能量消耗。五是针对油层的供液状况与抽油机下入参数的影响因素采取相应的变换工作参数的方法。对于高液面的抽油机井，可以采取换大泵径、上提泵挂等方法；对于地面抽汲参数偏大的井，可以采取换大泵径下调参数的方法；对于供液条件不好的井，可以采取换小泵径、下调参数的方法。抽油机井节能技术抽油机-深井泵举升本身是一种耗能的举升工艺，一旦在测试中发现能耗为负，那么一定说明测试中存在问题。但是由于抽油机-深井泵举升过程中由于悬点载荷呈周期性变化，悬点载荷的不均匀性，必然导致在其能耗过程中表现出了一定的特殊性。正是由于这种特殊性，也为抽油机井实施节能降耗带来了一定的前提条件，也可以肯定地说，目前抽油机井节能措施无不针对其能耗的特殊性而采取的。抽油机的电能消耗的特点由于抽油机井悬点载荷呈周期性变化，因而从能耗上也会呈现出周期性变化的特点。一般情况下，我们认为抽油机井的悬点载荷在一定的时间内有着很好的重复性，因而从能耗角度也会很直接地反映其重复性。抽油机在运转过程中其能量消耗主要有以下几个方面的特点：一是其能耗的不均衡性。主要表现在上下冲程过程能量消耗不等，而且受到平衡状况的影响。平衡效果好，其不均衡性表现差，平衡越不好，不均衡衡性表现越强，甚至会出现上下冲程能耗比值为负；二是表现为平均有功功率与电机额定功率比值较低的特点。这主要是由于抽油在启动时需要较大的转矩，因而在选择抽油机电机时，额定功率选择较大。从近十年的现场测试能耗数据的结果说明，电机的功率利用率一般的三分之一以下，最高的也不会超过45%。三是表现为常规电机的低功率因数特点。从现场测试的结果说明，抽油机在使用常规的Y系列电机时，其功率因数一般在以下，最高的也没有超过。产生的原因有二：一是电机的利用率较低；二是感性负荷表现强烈。节能技术抽油机节能技术主要是围绕上述三个特点实现的。从目前应用的抽油机井节能技术主要有三大类：一是提高功率因数类。如电容补偿、永磁电机。二是提高电机功率利用率类。如高转差电机、多速电机、Y-Δ转换控制箱。三是改善电机消耗功率不均衡类。主要是液力藕合器、离合器等。1、电容补偿及补偿量的计算电容补偿采用的是与并联电力电容补偿无功功率。由于供配电线路及常用用电设备，在正常工作时均呈现感性负荷的特点，用电力电容补偿就是利用电容电流与电感电流相位相反的作用抵消电感电流，从而提高功率因素。或者是说由电容器来供给负荷的无功电流，减少电源输送无功电流量。电容补偿时产生两个效果，一是降低了抽油机电机工作时的无功功率，使功率因素提高，这对于供电电网无疑是一个奉献；二是电容补偿降低了电机的工作电流，从而减小了线路及用电设备〔电机〕的发热损失。电容补偿量的计算一般由下式确定：式中：P－最大负荷日平均有功功率，kw；tgφ1、tgφ2－补偿前后功率因数角的正切值；cosφ1、cosφ2－补偿前后功率因数值；Qc－补偿电容容量，kvar。2、节能电机的种类及节能原理目前油田为常用的节能电机有三类，即：高转差电机、双功率电机、永磁电机。〔1〕高转差电机从电机学原理可知，电机堵转转矩与两个因素有关，一是电机的功率；二是电机的转差率。电机功率越大，其堵转转矩越大；电机的转差率越大，其堵转转矩越大。从节能角度理解应中选择转差率高的电机。因为高转差电机可大幅降低抽油机电机机座号，从而实现节能的目的。从中区西部节能试验区的应用效果，使用高质量的高转差电机平均实现节能12%以上。但有一个重要的因素限制，即转差率越高，电机工作发热越严重，因而解决电机工作高温问题是实现高转差的主要因素。从目前应用的高转差电机均为引进技术。一是美国技术；二是俄罗斯技术。两种技术特别有着本质的区别。美国技术着重从解决电机的散热问题角度来提高电机的转差率。使用的材料是铝合金材料，它利用铝合金材料的散热能力强的特点提高电机的转差率。CJT系列高转差电机是这一技术的代表产品。俄罗斯技术着重从提高电机绕组的绝缘等级，实现提高电机搞高温性提高电机的转