尉来集团-油田装备维修保养与再制造专家

　　往复式抽油机运行及节能机理分析张学鲁1 季祥云2 罗仁全2 武兆俊3 于胜存2 杨勇红2 滕长青4 1、 新疆油田公司 新疆克拉玛依（834000）； 2、 新疆第三机床厂 新疆乌鲁木齐市（830006）； 3 、中国石油勘探开发研究院 北京（100083）； 4、 中原石油勘探局机械制造总厂 河南濮阳（457001）。 摘要：本文从抽油泵工作原理入手，提出了抽油机1/2油柱举升原则（稀油），本文分析了往复式抽油机运行机理，并从中找出了耗能的根源。从而提出了“换向功”的概念，同时本文也指出了减小“换向功”的一些措施，为游梁式抽油机设计理出了一个思路。 关键词：举升、节能、抽油机、换向功 中图分类号：TE933.902 文献标识码：A Analyses of the reciprocating pumping unit move and save energy technical principle Zhangxuelu Jixiangyun Luorenquan Wuzhaojun Yushengcun Yangyonghong Abstract：The article analyses of the oil pump’s working principle theory, points out a priciple of the promotion oil column to 1/2 of the pumping unit (dilution oil) . the article analges move’s principle of the reciprocating pumping unit, find out sources of the expend energy, this point out a conception of the “reversing work”, simultaneous, the article point out some measures of the reduce “reversing work” put in order a new thingking for the design walking-beam pumping unit. Key words: promotion save energy pumping unit reversing work 作者简介：张学鲁（1960－），男，山东冠县人，高级工程师，博士，新疆油田公司采油总监 抽油泵是由柱塞和泵筒组成，见图2。在柱塞上装有游动阀（排除阀），在泵筒装有固定阀（吸入阀），其工作原理如下： 柱塞上行游动阀（排出阀）关闭，固定阀（吸入阀）打开，向上提动力机需对悬点载荷做功。抽油机向上提的力称之为悬点载荷，悬点载荷是标志抽油机工作能力的重要参数之一。 驴头悬点有下列六种载荷： a）抽油杆柱自重Wg（它在油中时的重量用Wg’表示），作用方向向下。 b）油管内、柱塞上的油柱重（即柱塞面积减去抽油杆面积上的油柱重），用Wo表示，方 向向下。 c）油管外油柱对柱塞下端的压力，用Fy表示，Fy的大小取决于泵的沉没度，作用方向向上。 d）抽油杆柱和油柱运动所产生的惯性载荷，相应的用Fpi和Foi表示，它们的大小与悬点的加速度成正比。而作用方向与加速度方向相反。 e）抽油杆柱和油柱运动所产生的振动载荷用Fv表示，Fv的大小和方向都是变化的。 f）柱塞和泵筒间，抽油杆（接箍）和油管间的半干摩擦力用Ffd表示，还有抽油杆和油柱间，油柱和油管间，以及油流通过抽油泵游动阀（排出阀）的液体摩擦力用Ffl表示。Ffd和Ffl的作用方向和抽油杆的运动方向相反，其中游动阀的液体摩擦力只在泵下冲程，游动阀打开时产生，所以它的作用方向只向上。 上述a、b、c三项载荷和抽油杆的运动无关，称为静载荷。d、e两项的载荷和抽油杆的运动有关，称为动载荷。f项的载荷也和抽油杆的运动有关，但在直井、油管结腊较少和原油粘度不高情况下，它们在总作用载荷中占的比重很少，约占2%～5%左右，一般可忽略不计（稠油例外）。这里为了述叙方便起见，先只讨论静载荷的大小，从而分析抽油机的平衡规律。 1、悬点静载荷的大小和变化规律。 分别对上冲程、下冲程、下死点和上死点四种情况进行分析。 当悬点从下死点往上走时为上冲程，如图2a所示。游动阀在柱塞上po压力作用下关闭，而固定阀在柱塞下面泵筒内、外压力差作用下打开。由于游动阀关闭，使悬点承受抽油杆自重Wg和柱塞上油柱重Wo，见图3a，这两个载荷的作用方向都是向下的，使抽油杆伸长称之为抽油杆冲程损失。同时由于固定阀打开，使油管外一定沉没度的油柱对柱塞下表面产生方向向上的压力Fy，因此，上冲程时，悬点的静载荷Fs等于： 如图3a在一个轮子的两端分别挂抽油杆和配重，在悬点向上提时若忽略沉没度的影响，则 Fs＝Wg+Wo ，是抽油机对提升油柱作功，原油（液体）不断地被排出油管。当悬点到达上死点，排油（液体）结束。沉没度大，冲次低，Fy不可忽略，其上行理论排油（液体）量为： 式中，R为抽油泵（内孔）半径；R1为抽油杆光杆半径；h为冲程长度；ρ为油（液体）密度。 当悬点向下放时，柱塞下端泵筒空间为πR2h（无抽油杆占有空间），这样上、下行程泵筒的空间差为 ，即悬点上行泵筒内抽油杆占有一定空间，悬点下行泵筒内无抽油杆占有空间。按油满井口原则（忽略一切损失），其下行程亦应排油其排油量为 ，这样，在上、下冲程中的总排油量为πR2hρ。概括的说：柱塞上行时将柱塞之上的环形等高h（冲程长度）的液体排入输油管线，将柱塞之下的液体吸入泵内；柱塞下行时将柱塞之下泵筒内的液体转入柱塞之上的油管内，其差值 的液体排入输油管线。也就是说，从理论上讲（一切损失忽略不计）排油过程贯穿上下行程。但因柱塞圆面积远大于抽油杆光杆圆面积，所以上提排油也远大于下放排油。随着液体的排除，悬点载荷将有一定波动。悬点下行，游动阀打开，固定阀关闭，此时悬点上油柱载荷理论上为零，油柱的重量加在油管上，使油管伸长称之为油管冲程损失。悬点下行时悬点载荷只有泵挂的重量，而悬点天轮另一端的配重的重量仍是泵挂重+1/2油柱重的配重。这样，天轮反转则需做功向上提1/2油柱重的配重（泵挂配重与泵挂重相互抵消），见图3b。 悬点向上需对1/2油柱提升作功，悬点向下仍需对相当于1/2油柱重的配重提升作功，这就是抽油机1/2油柱举升原则。这个原则是在忽略了沉没度影响前提下的一个静平衡原则。有了这样一个原则，就可对抽油机的节能理出一个思路。其中直线正反转缠绕法抽油机的平衡方式与上述分析类同，属直接平衡抽油机。 2、节能机理分析 目前往复式抽油机有两种形式： 1、闭环轨迹式。 2、正反转缠绕式。 下面将闭环轨迹式分析如下： 先分析链条轨迹式，见图4。其工作原理如下： 据1/2油柱举升原则，链条带动换向动块，换向架随链条匀速上行拉动悬点，对1/2油柱提升做功，其余的重量均由配重承担。当换向动块切入链轮后，链条运行速度不变，但换向动块的上行速度发生变化（按余弦规律递减vcosα），即一部分解成水平速度。当换向动块上升到链轮的极点（最高点），换向动块的上行速度为零（vcos900＝0），即上行速度全部转化为水平速度，即水平速度最大。由于换向动块此时上行速度为零，开始换向，换向动块随链条继续运行，此时换向架下端是泵挂（因游动阀已打开，油柱重等于零），而另一端向下拉的是相当于泵挂＋1/2油柱重的配重，这样两端泵挂重相互抵消，仅存向下拉的力1/2油柱重的配重。换向动块的下行速度是由零递增到与链条同步后开始直线下行。当上述换向动块处在链轮的下极点处，此时悬点位于下死点，开始换向，换向动块继续运行，悬点开始加速上行，直至悬点上升速度与链条同步。 在上述过程中，换向动块不但存在直线运行，也存在水平运行。其直线运行所做的功，是提升悬点所做的有用功，而水平运动所做的功，是在水平分力作用下，水平位移所做的功。在此过程中提升力越大，水平分力亦越大。我们称水平位移所做的功为换向功。相对换向功的大小除与力有关，还取决于天轮直径的大小，也就是说弧线运行长度相对直线运行长度的比例。当将链轮的直径加大，直至两链轮之间的有效空间被一个链轮所占有，这个链轮就变成了常规游梁式抽油机的曲柄销运行轨迹所构成的圆，其换向动块就变成了曲柄销。其结构如下，见图5。 游梁式抽油机 游梁式抽油机实质上是由两个轮子构成的：第一个轮子是以游梁回转中心（中央轴承座）为圆心，游梁前臂为半径，驴头弧面为外圆的一个圆所构成的轮子，通过这个轮子的摆动在其弧面上缠绕或释放钢绳达到提升或放下悬点的往复运动，因此，轮子直径和摆角的大小就决定了冲程的大小。设冲程长度为H，摆角为α，游梁前臂长为K1，后臂（动力臂）长为K，连杆长为I，曲柄工作半径长为r，游梁平衡动力臂长为L2， 则： 从上式可以看出，要实现长冲程有两条途径：1、增大游梁前臂长K1；2、增大摆角α。增大K1，必定导致K值增大而使抽油机结构不紧凑而笨重。常规机推荐K1/K在1～1.75之间（大型抽油机取大值）。而游梁平衡和复合平衡则可突破上述的界定，因为它们的动力臂不是K而是 K变（后面将详细阐述）。从上述分析可见增大摆角将是实现抽油机长冲程小结构的有效途径；第二个轮子是以减速器输出轴为圆心，曲柄工作半径为半径的一个圆所构成的轮子。 现在我们来分析一下第二个轮子，曲柄销所走的轨迹这样一个圆，设圆的直径为1，圆的周长则为3.14，设抽油机工作臂与动力臂长度相等，抽油泵往复运行1m，曲柄销要走近3.14m（弧长与弦长的关系）。其中曲柄销的上下位移是拉动连杆从而拉动游梁摆动，曲柄销的水平位移则是为曲柄销换向服务的。 从图中可以看出，曲柄销是在以减速器输出轴为中心，曲柄工作半径为半径的一个特定的圆中旋转，为加速和减速留有足够的空间。但常速（高速）却是瞬间即逝。从换向平稳工作可靠来说，它提供了最佳环境；但从节能来分析，即使游梁式抽油机做到了最佳平衡，即满足了1/2油柱举升原则，也要耗费较大的能量。也就是曲柄销在切向力作用下做旋转运动时，它的水平分力在使曲柄销做水平位移的同时也使抽油机支架产生摆动或材料应变。 而曲柄销水平位移所消耗的功是为了换向创造条件，故称为换向功，又称内耗功。 综上所述，采用闭环轨迹法换向的抽油机均存在着换向功。由于链条式抽油机链条在链轮上的弧线长度远小于其直线长度，从而保证了抽油机有足够的匀速直线运动，故其相对换向功也就小于游梁式抽油机。这也就是链条机较游梁机节能的根本原因之所在，尤其在长冲程时其优势发挥更加充分。 从上述分析也可以看到，链条机链条运行的轨迹是游梁机曲柄销运行轨迹的一个特例，即把曲柄销运行轨迹的一个圆在垂直方向压扁了就是链条式抽油机。 直线往复机 那直线往复机有没有换向功呢？回答应该是肯定的，有！至于多少这要看其工作原理了。从图3可以看出，其直线往复机就是靠电机的正反转实现直线往复运动的。除去电器元件自身耗能外，对于电机来说只要正反转，就必须有一个启动、加速、匀速、减速、停止、换向这样一个过程，这个过程的实现目前有变频调速智能控制、开关磁阻智能控制等方式。上述装置控制电机的运行程序是启动、加速、匀速运行、减速、停止、换向。在这个过程中，减速有两种方式，一是能耗减速制动，二是惯性减速制动。在智能控制方面，若能在检测分析的前提下，做到电机提前停电，利用惯性运行至停止，这样换向功就大大减小了。若采用能耗制动换向，电机制动的能量（放电电阻放电产生热量）就是做了换向功。 游梁式抽油机的换向功是由曲柄旋转产生的，在中、低冲刺中为减少换向功应尽量增大游梁平衡的分量，游梁平衡分量越大，曲柄上的驱动扭矩越小，轴向分力小，换向功也就越小了，这也就是在结构参数相同的情况下，游梁平衡抽油机较曲柄平衡抽油机节能原因之所在。 从上述分析可见，在长冲程的前提下，链条机较游梁机节能，直线机中的电机正反转（尽量做到惯性减速止动，少用能耗减速止动）较闭环轨迹法机节能。以上只是做了宏观分析，每种抽油机还要视其结构做具体分析。 游梁式抽油机 游梁式抽油机其自身结构参数不同，其耗能效果也不同。现对游梁式曲柄平衡抽油机做受力分析如下：见图6。 1、在游梁处在水平状态做静平衡受力分析如下： 设L1＝L2 悬点力为F1，游梁尾端垂直平衡力为F2，连杆上拉力为Fcr，水平分力Fh，中座支撑力为Ft， 从图6可以看出，此机静平衡的条件是： L1F1＝L2F2，Ft＝F1+F2 同时在游梁上有一个水平分力将作用在中央轴承座上，设L1＝L2,则： （1） （2） 从②式可以看出，因为Sinθ是递增函数，θ角越大，Fh越大，也就是说水平分力越大。而θ的大小又是由曲柄的工作长度r和连杆长度I所决定， 即sinθ＝r/I （3） 从③式可见要使Fh小的条件是r小，I大。即曲柄工作半径r越小越好，连杆I长度越长越好。但在实际中受结构的限制，一般取0.35～0.4。为此，一般游梁式抽油机存在一定的水平分力是不可避免的。在水平分力的作用下，曲柄销水平位移做功同时也使支架纵向摆动或材料应变，这是有害的。为此，GB11649－89提出了控制标准要求。 连杆与游梁夹角最大和最小时进行受力分析 2、在连杆与游梁夹角最大和最小时进行受力分析（最大传动角和最小传动角） 其相对最大轴向分力一般出现在最大和最小传动角时如图7所示。 从图7中可见在三角形ABC中，A角是最小传动角的余角，最小传动角越小，A角越大，其直角边BC所占比例越大（tgA＝BC/AB递增函数）。Fz越大，即轴向分力越大。 从图7中可见，在三角形A’B’C’中，C’角是最大传动角的补角（内错角相等），最大传动角越大，C’角越小，B’ C’所占比例越大（ctgC’＝B’C’/A’B’递减函数），Fz越大即轴向分力越大。 从上述分析可见决定最大、最小传动角的因素，是游梁的摆角，摆角越大，最小传动角越小，最大传动角越大，游梁相对轴向分力也越大，其轴向分力沿轴向推拉游梁与游梁的摆动无关，所以它是有害的。在它的作用下，支架摆动或材料发生应变。也就是说连杆上的拉力有相当一部分作了无用功。这也就是常规游梁曲柄平衡抽油机摆角界定在57.30的主要原因。因为游梁式抽油机曲柄销子的运动轨迹是一个圆，尽管它始终在作匀速圆周运动，但它的垂直瞬间位移始终在变化。也就是说它始终处于加速和减速变化之中。为此，在杆件选择时追求的目标是理想加速度曲线，而实际的加速度曲线往往与理想有一定偏离，这样将实际加速度与理想加速度进行比较，便得出了运动指标这样一个概念： 从上式可见理想的运动指标追求值是1。从式中分子1+(r/I)可以看出，追求理想运动指标，就要使曲柄越小越好，连杆越长越好，只有这样r/I才能越小；从分母来看，要使其 趋近于1，只有使r/K越小越好。但上述追求是不可能实现的，为此运动指标一般不大于1.53。在摆角α不变的前提下K小r亦小，二者的比值是相等的（见图8）， K值为游梁后臂（动力臂），如果K小，则整体结构紧凑，但驱动力将增加，相应的支架底座上的力也将增加。为此常规游梁曲柄平衡抽油机推荐r/K为0.45～0.5之间，但游梁平衡抽油机和下偏杠铃抽油机其值不受上述范围限制，因其动力臂Kb是由K和L2两个力臂合成的，而L2又大于K，所以Kb必定大于K（见图9）。由上述分析可见当r/K界定在0.45～0.5之间时K值就可以缩小，这样就为增大摆角创造了条件，这也就是游梁平衡和复合平衡抽油机能够实现大摆角、长冲程的原因之一。 下图9为游梁平衡抽油机的受力分析： 设L2＝2K1 ； 静平衡等式如下： L2F2＝K1F1 从上图可见，因抽油机动力臂长是抽油机工作臂长的2倍，所以平衡力仅是悬点力的1/2，而中央轴承座的反力F仅是1.5倍悬点力。这样所有活动关节受力大为减小，从而也就延长了它们的使用寿命，尤其连杆力减小后曲柄轴向分力也相应减小了，曲柄销水平位移力减小了，这样换向功（内耗功）也就减小了。近几年来由于游梁偏置平衡抽油机的问世，它对消减峰值扭矩是非常有效的，同时又因游梁下偏为调平衡创造了条件。但无论什么抽油机都要遵循1/2油柱举升原则，所以在中、低冲次同参数条件下游梁平衡式抽油机较曲柄平衡式抽油机连杆力小，曲柄轴向分力小，换向功小，节能。 从上述分析可见由于采用了游梁偏置平衡，为尽可能大的发挥1/2油柱举升原则创造了条件。同时使抽油机各杆件、各活动关节、中央轴承座、横梁轴承座、曲柄销总成受力大为减少。从而减小了换向功（内耗功）。但游梁平衡也存在不可忽视的缺点，尤其是配重加在游梁的尾端。它的缺点表现在：一但悬点失载，即光杆、抽油杆、接箍失效脱断，其尾重势能的释放是绕游梁中央轴承座中心旋转予以释放。强大的势能一旦突破四连杆的薄弱环节，（前置式机尤为突出），在它的旋转区间内的电动机、刹车、减速器、箱座均将成为横扫的对象，同时还可能造成人身安全事故。为此文献中推荐，游梁平衡用于小型抽油机是有道理的。 近年来，很多油田推出了悬挂偏置抽油机，见《石油矿场机械》2003年第4期，该机的特点是： 1、增设后驴头，这样悬挂配重的运行轨迹是一条垂线、增设失载保护装置，在方便了调参，实现重块下调、轻块上调，减轻了操作手劳动强度的同时还起到了失载保护的作用。 此举为游梁平衡步入大型抽油机开辟了先河。 从动态示功图12a可见，悬点最大载荷是在抽油杆弹性变形结束以后出现的，而曲柄平衡扭矩曲线（对减速器输出轴）则是正弦分布，见图12b。这样，在一个冲程周期中有两次最大即900和2700。那悬点最大峰值扭矩能否于平衡峰值扭矩相对应呢？相对应平衡效果好，否则效果差，二者偏离越大，平衡效果越差。从示功图可见，在井下参数不变的情况下，冲程越长其偏离越大，也就是说游梁式曲柄平衡抽油机很难适应长冲程抽汲工况。为此就出现了大电机、大减速器的匹配即“大马拉小车”。 从动态示功图可见，抽油杆、管的弹性变形造成了“冲程损失”。有文献介绍当下泵深度为2500m时，柱塞的冲程损失（杆、管冲程损失之和）约为1.28m。也就是说此时抽油机的冲程设为1.28m时，就一点油也抽不出来，冲程损失达100％。为此深抽必须长冲程，只有这样才能减小相对冲程损失。 从上述分析可见，游梁式曲柄平衡抽油机不适于长冲程的开发理由有二： 1、曲柄平衡换向功大（内耗功），效率低； 2、受摆角的限制（57.30），很难实现长冲程小结构。庞大的抽油机使价格高、运输、安装、使用不便而很难为用户接受。 下偏杠铃抽油机 从上述分析可见，应该找一种兼顾优点、舍弃缺点的抽油机，它就是下偏杠铃抽油机，见《石油矿场机械》2002年第5期。 从图13中可见，下偏杠铃抽油机属复合平衡，若将杠铃重加到足以平衡悬点载荷，该机就变成了游梁平衡。其游梁平衡的优点和缺点也将在该机上体现出来。为保持该机曲柄平衡的优点，使抽油机各杆件间无交变载荷，又能发挥下偏游梁平衡的优点，就必须兼有曲柄平衡的优势。 为保持下偏杠铃抽油机对常规游梁式抽油机优点的继承性（耐用、皮实），又能兼顾游梁平衡的优点（各节点受力小），其独创的偏置平衡的五条曲线可有效的消减峰值扭矩，为游梁式抽油机实现小结构大摆角提供了保证。为此，它已成为新机型设计和老机型改造的最佳选择（对老机型可做节能改造，亦可做增型改造）。 为保证下偏杠铃抽油机的优点，必须使下偏杠铃的平衡力矩不大于悬点泵挂力矩（对中座取矩）。这样就保证了在抽油机运行过程中连杆始终承受的是拉力。为此做到连杆、曲柄销、尾轴承座无冲击载荷，实现了运行平稳之目的，从而也就延长了上述杆件活动关节的使用寿命。也就是说游梁平衡，可使中央轴承座、尾轴承座、曲柄销总成受力减小，减小换向功，节能。曲柄平衡可使上述活动关节无冲击载荷。又由于下偏动态平衡可有效地消减峰值扭矩，减小了各活动关节的冲击载荷，免去了失载破坏的后顾之忧，同时达到节能的目的。 通过上述杆件受力及相互关系分析，就可求出它们的尺寸，这样四连杆实际存在的三个杆件的相关尺寸已做了交待，还有一个实际不存在的杆件就是基杆KJ，它是游梁中座中心O与曲柄旋转中心O1的连线，其长度用下式求得，见图21。 从图21中可见，在直角三角形OCO1和OCB1中得： 式中：r——曲柄半径 I——连杆长度 K——游梁后臂长 KJ——基杆长度（从曲柄回转中心到中座中心） 综上所述，下偏杠铃抽油机继承了游梁平衡、曲柄平衡和常规复合平衡的全部优点，同时又舍弃了它们的不足，同时结构简单，仅在游梁尾端增加一个下偏刚性体，为此，下偏杠铃抽油机的问世就成为油田的首选对象。 参考文献： 刘洪智、郭东主编”异型游梁式抽油机” 北京 石油工业出版社，1996年。 华东石油学院矿机教研室编“石油钻采机械” 北京 石油工业出版社，1980年。 张学鲁、季祥云、罗仁全编著“ 游梁式抽油机技术与应用” 北京 石油工业出版社，2001年。 * * 往复式抽油机运行及节能机理分析 国内外应用最广泛的抽油设备是有杆泵抽油设备，它的结构简单制造容易、维护方便。图1为游梁式抽油机——抽油泵装置简图。整套装置由三部份组成：一是地面部份——游梁式抽油机；二是井下部份——抽油泵；中是联接地面和井下部份——抽油杆柱。 为此，要想设计一台理想的抽油机，必须分析抽油泵的工作原理。 1－电动机； 2－减速器； 3－四连杆机构； 4－抽油杆柱； 5－油管； 6－套管； 7－抽油泵； 8－游动阀； 9－固定阀 图1 游梁式抽油机－抽油泵装置示意 A B a 上冲程 b 下冲程 图2 抽油泵工作示意图 H hc L ? 油柱配重 抽油杆配重 ? 油柱配重 抽油杆配重 油柱重 抽油杆重 抽油杆重 图3 悬点静载荷变化 a 悬点上行 b 悬点下行 3 1 2 4 5 6 7 8 9 10 B A A B 零速 零速 加速 减速 减速 加速 常速 常速 常速 常速 零速 零速 减速 加速 加速 减速 ?油 柱重 ?油 柱配重 1，4，6，10－链轮；2、9－链条； 3－换向架；5－悬点泵挂；7－换向滑块； 8－配重（相当泵挂） 图4 无游梁式抽油机原理 0 3150 450 900 1350 1800 2250 2700 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 零速 加速 高速 高速 减速 加速 减速 图5 曲柄旋转角度 图6 游梁式曲柄平衡抽油机 受力分析 L1 L2 θ F2 Fh Fcr Ft F1 图8 摆角α与游梁后臂K的关系 图7 连杆与游梁最大和最小夹角示意 K r r θ o A B C β F2 A’ B’ C’ α 最小传动角 最大传动角 F2 F F1 图9 游 梁 平 衡 抽 油 机 受 力 1－悬绳器； 2－前驴头； 3－横梁轴承座； 4－中央轴承座； 5、游梁； 6－后驴头； 7－抬头变矩装置； 8－偏置配重； 9－易调悬挂配重； 10－围栏； 11－配重托架； 12－底座总成； 13－电机座； 14－刹车操纵装置； 15－支架； 16－减速器； 17－曲柄装置； 18－连杆装置。 图10 悬挂偏置式游梁抽油机结构示意 1－螺栓及螺母； 2－可调配重块； 3－螺母； 4－大垫片； 5－微调块； 6－弹簧； 7－基本配重块 8－拉杆； 9－盖板； 10－背帽； 11－悬绳； 12－悬挂体； 13－配重托架 图11 易调悬挂配重 从上述分析可见：游梁平衡抽油机由于动力臂的加长，从而使抽油机各杆件和活动关节受力大为减小。但它还存在着另外一个缺点，那就是在游梁平衡中为满足油柱举升原则，其连杆必将在悬点上冲程时向下拉游梁，悬点下冲程时向上推游梁（前置式相反）。为此，连杆、曲柄销总成及横梁轴承座将受推拉的交变载荷。如图9 曲柄平衡抽油机的连杆上则不存在交变载荷，如图6所示。 从图6可见减速器输出轴带动曲柄平衡块恒速旋转，拉动悬点载荷升起时（上冲程），曲柄平衡块帮助动力机做功，连杆受拉力。当曲柄划过下死点后，悬点载荷（泵挂）通过连杆拉动曲柄平衡块举升，连杆上仍旧受的是拉力，这里平衡块是加在曲柄上，属间接平衡。悬点一旦失载，平衡重的势能将连同曲柄围绕减速器的输出轴做双向摆动而逐步释放。也就是说，势能释放具有回旋的余地，对整机无破坏力。 但曲柄平衡在长冲程时，存在平衡效果差的不足，很难实现1/2油柱举升原则。 P S a θ θ 净扭矩 曲柄扭矩 0 5 -5 15 10 -10 -15 5.3 900 1800 2700 3600 S＝3m，n＝12r/min D＝φ56mm 悬点扭矩 T/×104N·m b 图12 示功图及扭曲曲线 下偏杠铃抽油机示意 α－游梁摆角； αu－游梁的上摆角； αd－游梁的下摆角； β－下偏杠铃装置的偏置角； O－游梁的回转中心； G－下偏杠铃装置的质量中心； W－负载。 K K α αd αu β G W O 图14 下偏杠铃游梁复合平衡抽油机的节能机理 L1 αd ω a αc＝00 b d αc＝1800 c L1 β ω L1 R αu ω L1 L1 Rc Qc Mc－曲柄与平衡块平衡质量；Rc－曲柄平衡质量中心到减速器输出轴中心的距离；αc－设曲柄转角为曲柄指向时钟12点时为00；m1－下偏杠铃质量；L1－杠铃质量中心至中央轴承座中心的水平距离；β－下偏杠铃的偏置角；αmax－游梁最大摆角等于αu+αd。 图15 下偏杠铃装置与曲柄平衡关系 平衡力矩TG 0 90 180 270 360 曲柄转角θ/（0） 2 4 1 3 a β＝00时下偏杠铃偏置配重G的平衡扭矩趋势曲线象限运动 呈对称分布 图16 第一条平衡趋势曲线 a β－α/2＜0时，下偏杠铃的偏置配重G的平衡扭矩趋势曲线象限运动 呈不对称分布 图17 第二条平衡趋势曲线 a β－α/2≥00且β+α＜900时，下偏杠铃的偏置配重G的平衡扭矩趋势曲线 第三条平衡趋势曲线 a β+α/2=900时，下偏杠铃的偏置配重G的平衡扭矩趋势曲线 第四条平衡趋势曲线 a β+α/2＞900时，下偏杠铃的偏置配重G的平衡扭矩趋势曲线 第五条平衡趋势曲线 下偏杠铃抽油机几何关系

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