抽油机在机械采油设备应用论文.doc

大庆石油学院华瑞学院本科生毕业设计（论文）
摘 要
机械采油设备是油田的主要耗能设备，而机械采油设备中的抽油机占90%左右,因此抽油机能耗的高低对油田节能降耗影响甚大。针对目前抽油机存在平衡效果差，装机功率过高，效率低这一问题，设计一种游梁随动游梁平衡抽油机，以达到减小减速箱曲柄轴峰值扭矩，降低能耗，节约运行成本的目的，提高抽油机地面效率。
游梁随动平衡抽油机的设计特点是：在游梁上安装一个滑块,该滑块通过副连杆与抽油机的连杆相连,在游梁抽油机的后部加一个类似与变矩平衡装置的滑轨,在滑轨上安装平衡块。在游梁的末端安装一个支架上面放置滑轮，钢丝绳绕在滑轮上将滑块和平衡块相连。通过在下冲程过程中，调节力臂的大小，同时游梁上的平衡块上升，储存一定的位能，避免了对电动机做负功。在上冲程过程中，调节力臂的大小，同时将下冲程储存的位能释放，用来提升抽油杆和油柱。实现上下冲程运动的平衡。该设计结构简单，而且可靠性强。便于加工和维修。
本文对新型6型抽油机驴头悬点运动规律进行精确分析，通过悬点冲程长度，计算四连杆尺寸，并着重对减速箱曲柄轴扭矩进行计算，编写了相应的计算程序，将不同尺寸时四连杆机构得到的扭矩曲线进行比较，选择扭矩曲线比较平稳，峰值小且无负扭矩的一组作为设计参数，对主要零部件进行结构设计，力学分析计算及强度校核。

关键词：抽油机；新型结构；设计独特；扭矩曲线

Abstract
Machinery oilfield production equipment is the main energy-consuming equipment, machinery and equipment of oil pumping unit represented 90% Pumping energy therefore the level of energy consumption oilfield great impact. Pumping light of the present balance exists poor results, high power generators, low efficiency of this problem, the design of a beam with the dynamic balance beam pumps to reduce the crank shaft gear box peak torque, lower energy consumption, saving the purpose of operating costs, improve efficiency Pumping ground.
Balance beam pumping unit design features are : You beam installed a slider, Slide the stick through the pumping unit and the connecting rod connected, beam pumping unit in the rear plus a similar change with the moment balance device slide, slide block installed on balance. The beam at the end of the installation of a pulley, the pulley rope around the slider and the balance will be connected to the block. Through the course of the next stroke, regulating the size of the arm, while the balance beam You block up, a potential energy storage, the right to avoid negative electrical work done. Stroke in the process, regulating the size of the arm, while under-stroke stored potential energy release, rod and used to enhance oil column. Upper-stroke movement balance. The design of simple structure, and reliability. Facilitate the processing and maintenance.
For the new six-horse head pumping unit head movement for accurate analysis of the law, through the rod stroke length, the four-bar linkage estimated size, and stresses the right gear box crank shaft torque, the preparation of the corresponding computer program, right under four different sizes and link donkey head, box beam deceleration has been the weight of the torque curve, the choice of torque curve relatively stable, There is no small peak torque of a negative group as design parameters, the main components of the structural design, mechanical analysis and strength check.

Key words : Pumping unit; New Structure; Unique design; Torque curve

大庆石油学院华瑞学院本科生毕业设计（论文）
目 录
第1章 绪　论 1
第2章 6型游梁随动平衡抽油机总体方案确定及基本理论 4
2.1 6型游梁随动平衡抽油机的结构方案的确定 4
2.2 6型游梁随动平衡抽油机运动分析 6
2.3 6型游梁随动平衡四杆机构尺寸计算 10
2.4 6型游梁随动平衡抽油机悬点载荷计算 11
2.5 6型游梁随动平衡抽油机减速箱及曲柄扭矩计算 22
2.6 新型6型抽油机减速箱的选择及电动机功率的计算方法 24
第3章 6型游梁随动平衡抽油机强度校核 27
3.1 6型游梁随动平衡抽油机所受外力 27
3.2 6型游梁随动平衡抽油机零件强度计算 28
第4章　6型游梁随动平衡抽油机与常规6型抽油机进行比较 32
4.1 扭矩曲线及计算结果 32
4.2 周期载荷系数CLF 33
结 论 34
参考文献 35
致 谢 36
附　录 37

43

第1章 绪　论
常规游梁抽油机自诞生以来，历经数百年使用，经历了各种工况和各种地况。
常规游梁抽油机隶属于有杆泵抽油装置，该装置是由地面的抽油机、井下的抽油泵及抽油杆柱所组成。抽油机是有杆泵采油装置的重要地面设备，把动力机的连续圆周运动变成抽油杆柱及抽油泵柱塞的往复直线运动，从而将地下的原油开采出来的机械设备。
目前仍在国内外普遍使用，常规游梁式抽油机以其结构简单，耐用，操作简便，维护费用低等明显优势，而区别于其他众多抽油机类型，一直占据着有杆抽油泵采油地面设备的主导地位。但是，由于它受交变载荷的作用，曲柄平衡效果差，减速器输出轴峰值扭矩大，增加了装机功率，效率低。但由于其结构上的不合理性，使得常规游梁抽油机无法解决“大马拉小车”的局面。
因此，针对常规抽油机的这种弱点出现了大量的特种抽油机,例如偏置式节能抽油机、双驴头异型抽油机等与常规机相比都有一定有节能的效果,但也存在着各自的缺点：
（1）偏置式节能抽油机
国内油田目前使用最多的抽油机的节能型抽油机是偏置型抽油机，该机保持了常规型抽油机的基本结构。如图1.1所示，与常规型抽油机相比偏置是抽油机的游梁后臂长度缩短，减速箱相对于支架的位置后移。曲柄中心至中央轴承座中心的水平距离I大于游梁后臂。当游梁处于水平位置时。曲柄亦处于水平位置，连杆与游梁及曲柄间的的夹角接近。
该型抽油机节能主要有二方　　　　面原因：一是该型抽油机的平衡重的中心线与曲柄中心线间有一个偏置，　　　　图1.1 偏置式节能抽油机
这种结构使得平衡块扭矩曲线的相位提前，从而使得悬点载荷通过连杆在曲柄轴上产生的扭矩叠加后的净扭矩曲线比较平坦，因而使电动机电流波动减小，抽油机地面系统效率提高；二是由于极位夹角的存在降低了上冲程悬点加速度，降低了上冲程悬点的惯性载荷。不足之处是限制杆件长度，不具有增程功能。
（2）双驴头异型节能抽油机
异型抽油机是我国1996年研究开发的一种新型节能抽油机。该机以常规型抽油机为基础模型，对四连杆机构进行了关键性变革。如图1.2所示，它是在常规机的游梁后臂上增加一个具有变径弧形的后驴头，游梁与横梁之间采用柔性连接件进行连接。由于柔性件和驴头圆弧始终相切，即它与游梁的之间的夹角始终90度，从而允许游梁作大摆角摆动，以获得长冲程。该型抽油机随着曲柄的转动，特殊连杆（柔性连接件）与游梁后臂弧形轮廓的切点上下移动，即连杆长度与游梁后臂有效长度均随曲柄转动而　　　　　图1.2双驴头异型节能抽油机
变化。这种参数四连杆机构的作用改变了抽油机扭矩因数的变化规律，使其悬点载荷作用到曲柄轴扭矩变化接近正弦规律，与曲柄旋转平衡扭矩的正弦规律相对应，从而使净扭矩波动幅度减小，降低减速器的额定扭矩及所配的电动机额定功率，从而达到节能的目的。不足之处是柔性连接件的寿命较短，常出现柔性绳断头现象，影响正常的生产，后驴头的变径弧形加工难度大。
所以考虑到以上问题，将考虑在游梁上安装随动的平衡块。鉴于以往的装置有在游梁上制成滑轨形状，在其上放置一个可以随游梁摆动而滑动的平衡块。该装置在一定程度上解决了游梁抽油机上下冲程的平衡问题，但是该装置对游梁的要求比较高，要求游梁和平衡块良好的接触且平衡块不滑落，加工制作较复杂，工作平稳性较差，不能很好的调节游梁抽油机的上下冲程的平衡。
另外就是由姚春冬为主设计的游梁式抽油机随动平衡装置，平衡块的重量越重，平衡效果就越好，同时避免了在游梁上仅安装平衡块所带来的问题，但是过重的平衡块对连杆的强度要求比较高，达不到标准就会断裂失效，并且其对滚子有一定的要求,因此仍不够理想。
本设计的游梁随动型抽油机是在游梁式抽油机曲柄平衡方式的基础上增加随动平衡重形成的一新型复合平衡方式。它可以随着抽油机悬点载荷和变化,自动调整游梁随动平衡重的位置，实现了变矩平衡，与双驴头的平衡方式有异曲同工之效。同时因为基本继承了常规机的四连杆结构所以可以作为常规机节能改造的结构模型。改造后不仅可以节约电能，而且还可以改善抽油机的工作状况和受力特性，提高抽油机的稳定性，延长工作寿命。同时改造成本低廉，可产生良好的经济效益和社会效益，具有广阔的应用前景。
本设计是针对以上优缺点，设计一款游梁抽油机的随动平衡装置。主要设计思路为在游梁随动平衡抽油机是在游梁上安装一个滑块,该平衡块通过副连杆与抽油机的连杆相连,在游梁抽油机的后部加一个类似与变矩平衡装置的滑轨,在滑轨上安装平衡块。在游梁的末端安装一个支架，上装滑轮，钢丝绳绕在滑轮上将滑块和平衡块相连。通过在下冲程过程中，调节力臂的大小，同时游梁上的平衡块上升，储存一定的位能，避免了对电动做负功。在上冲程过程中，调节力臂的大小，同时将下冲程储存的位能释放，用来提升抽油杆和油柱。实现上下冲程运动的平衡。

第2章 6型游梁随动平衡抽油机总体方案确定及基本理论
2.1 6型游梁随动平衡抽油机的结构方案的确定
6型游梁随动平衡抽油机的结构特点简单可靠。以下内容分析其各组成部分及其作用。
1. 驴头
驴头用来将游梁前端的往复圆弧运动变为抽油杆的垂直直线往复运动。为了保证在一定冲程长度下，将圆弧运动变为直线运动，圆弧面长度应为：
=(1.2～1.3)
式中　—驴头悬点（挂抽杆处）的最大冲程程长度。
驴头用钢板焊成。新型6型抽油机采用侧转式驴头，这种结构操作方便而安全。另外，驴头的宽度应保证在修井时让开的位置可使大钩上下自由起吊。
2. 游梁
游梁采用在工字钢上加两块加强板，其优点是制造不太复杂，断面近似等
强度，金属使用较合理。
3. 横梁及连杆
横梁和连杆均是抽油机的动力传输构件。新型6型游梁式抽油机采用的是单独横梁，如图1.1所示，它由改变曲柄和连杆的连接点位置来调节冲程长度。
连杆是把曲柄的连续圆周运动变为近简谐运动的主要构件之一。连杆采用无缝钢管与连杆大小头组焊而成，其组焊焊缝应进行探伤检验。正常工作时，上端连杆头和横梁无转动，用销子相连。下端连杆头和曲柄用曲柄销子连接，在连杆销处安有滚动轴承。曲柄销子和曲柄间一般用圆锥面相连，在销子头上用一螺母固死销子和曲柄，在曲柄上有3个锥孔，用以改变冲程长度。因为连杆是完成力矩的传递，因此，对于上、下接头与钢管的焊缝是否能达到规定的强度而满足使
用要求就显得尤为重要。如果连杆中有一根连杆失效，抽油机变成单臂传动，很有可能被拉翻，造成严重的生产安全事故。焊缝作为整个连杆的薄弱环节，都会
引起设计人员高度重视，一般在设计中对焊缝的形式、焊接工艺条件、要求以及检验方法和标准都提出较高的要求和明确的规定。连杆的结构如图1.2所示。

1—横梁 2—轴承架 3—横梁轴 1—上连杆头 2—连杆体 3—下连杆头
图1.1 抽油机的横梁 图1.2 连杆结构示意图

4. 减速器
减速器是把动力机的高速转动变为抽油机所需要转速的装置。在抽油机中，
它有减速和增扭矩的作用。可以抽象为这样的一个模型：
动力机减速箱工作机构
根据减速比的要求，6型游梁随动型抽油机采用两级双圆弧人字齿轮传动。
减速箱的润滑油多采用极压型工业齿轮油，考虑到气温的影响，一般在冬季采用标号小一些的齿轮油，夏季采用标号大一些的齿轮油。减速器中，大齿轮靠油池浸油润滑，小齿轮靠大齿轮所带的油进行润滑；高速轴（如主动轴）的轴承靠齿轮油的飞溅润滑，低速轴（如被动轴、中间轴）的轴承则靠刮油板供油润滑。
5. 电动机
电动机是抽油机的动力源，它的运行是否可靠是整机正常运行的根本保证。 6型游梁随动型抽油机的驱动电机，安装在抽油机游梁上的专用滑轨上，该专用滑轨可使电动机在前后左右方向上调整、移动，以便于采用不同型号电动机时，对正和胀紧传动皮带。
6. 刹车装置及刹车安全装置
为了保证抽油机的安全运行，就必须有一套操作方便、动作灵敏、安全可靠的刹车制动装置。该装置是一套由刚性杆件连接的刹车操纵机构和制动机构的组可以安放示功仪，测悬点示功图。制动机构是安装在减速器输入轴端的完成刹车功能的刹车执行装置。6型游梁随动型抽油机采用外包式刹车装置，此装置由刹车瓦、刹车轮、定位轴、刹杆、死刹杆、连块等组成。其特点是防风沙性能较好，但防油性能较差。这种刹车装置结构简单，造价较低，安装调试、维护保养方便，刹车效果一般，但是在社会环境不太好的地方容易被人为地拆卸和破坏。
刹车安全装置是为了保证在抽油机安装、调整和停机作业时的绝对安全而设置的保险装置。该装置形似一个挂钩，安装在减速器的中间轴的端盖或外抱式刹车的固定销处，在停机后除拉紧刹车外，一定要将刹车安全装置的挂钩（即保险锁块）放入刹车毂外缘的缺口内。
7. 支架与底座
支架是架高游梁、驴头的桁架构件，采用型钢焊成。支架由螺丝紧固在抽油机的底座上。
底座是支撑抽油机的主要构件，俗称底盘或船形底座。底座采用型钢焊成，有足够的强度和刚度。在抽油机安装时，用紧固件把底座固定在专用的混凝土基础上。
8. 悬绳器
由卡瓦牙、上下支撑板及顶丝等组成，将钢丝绳及光杆连成一体。悬绳器上可以安放示功仪，测悬点示功图。
9. 随动滑块及随动游梁平衡块
随动滑块是一个圆柱型的滚轮，在其前端安装固定钢丝绳用的毂，同时在游梁上安装一个固定类似于盖的装置用来固定该滑块，保证其不脱离游梁运动。而平衡块安装于游梁副后臂装置上，作成小车的形式，当平衡块重量不够时可以在上面加平衡重。
10. 附加连杆
在原有的连杆上再增加一个连杆，下端与连杆相联接，上端与随动滑块联接，来实现连杆对随动滑块的驱动。保证下上冲程时滑块能一直保持相驴头方向移动，在下冲程向远离驴头方向移动。
2.2 6型游梁随动平衡抽油机运动分析
6型抽油机的基本参数是设计计算抽油机及合理选择使用抽油机的基础，本章主要研究四个基本参数（悬点载荷 、冲程长度、冲程次数和减速箱曲柄轴扭矩）的大小和变化规律；其次讨论驱动抽油机的电动机的额定功率的选择方法。　　　　　掌握抽油机悬点的运动规律（悬点的位移、速度和加速度）是研究抽油装置动力学、确定抽油装置的基本参数及进行抽油装置设计的基础，因此首先分析其运动规律。新型6型抽油机是以游梁中轴和尾轴中心的连线作固定杆，以曲柄、连杆和游梁后臂为三个活动杆件所构成的曲柄摇杆机构（图2.1）。本节在研究抽油机四杆机构循环特性的基础上，研究悬点的运动规律。

图2.1 抽油机机构简图

2.2.1 抽油机四杆机构的循环特性
目前，国内外使用的游梁式抽游机四杆机构的循环主要有以下三种形式
（1） 对称循环型；
（2） 近似对称循环型;
（3） 非对称循环型。
6型游梁随动型抽油机的四杆机构为非对称循环。6型机的机构极位夹角取12度。
2.2.2 悬点运动规律的精确分析　　
在精确分析抽油机的运动规律时，用复变矢量法，这是一种比较简单的方法，首先介绍复变矢量法的有关基础知识。
设在xy平面内的任意矢如图2.2，矢量可以用一个复数来表示，式中xA和yA代表A点在x、y轴上的投影，而则是虚数单位．这一矢量在x轴和y轴上的分量xA、分别为 图 2.2 矢量表示方法示意图

以及

式中　R——矢量的模。
按Euler的关系式，，所以矢量可以写成
　　　　　　(2–1)
这种矢量的复变数表达式比较简明扼要，而且也比任何其它的矢量表达式更易于求导，将(2-1)式两边对θ求导得 　　　

图 2.3 随动型抽油机结构示意图

图2.3为游梁随动型抽油机运动机构示意图，四杆机构的四个连杆R、C、K、P可以用、、、四个矢量来表示，为便于分析，对图中各角度正方向规定如下：
（1）曲柄转角θ在12点位置算起，并且沿顺时针方向时取为正值；
（2）各杆件的参考角、、等角度均从基杆算起，并且沿逆时针方向取为正值。
（3）各杆件的几何尺寸规定为：
—曲柄长度；—连杆长度；—游梁后臂长度；—基杆长度；—游梁前臂长度；—基杆的水平投影；——基杆的竖直投影。
图中的几何关系为：

图2.3中各矢量有如下关系式

上述矢量方程用复变矢量可表示为

将上式两边对时间求导可得

或
令方程两边实部和虚部对应相等，则可得如下方程组

求解上述联立方程，可求得连杆及游梁运动的角速度、为

(2-2)
将上式对时间t求导,可得游梁运动的角加速度为
(2-3)
由于曲柄匀速运动，所以式中；，则为
(2-4)
悬点速度及加速度可由下式计算

(2-5)
当悬点处于下死点及上死点两极限位置时，游梁后臂和基杆之间的最大夹角及最小夹角分别为
(2-6) (2-7)
悬点冲程长度S为
(2-8)
以下死点为位移的零点，向上为位移正方向，则任意时刻悬点的位移为
(2-9)
悬点的位移与悬点的最大冲程长度关系

(2-10)
2.3 6型游梁随动平衡四杆机构尺寸计算
确定四杆长
（1）悬点的最大冲程长度

和限制杆长，根据式（2-6）、（2-7）、（2-8）计算。

-1.5
-1
-0.5
0
0.5
1
1.5
2
2.5
3
3.5
1
25
49
73
97
121
145
169
193
217
241
265
289
313
337
361

图 2.4 悬点位移、速度及加速度变化曲线

（2）根据图2.3，有公式；
（3）悬点处于下死点及上死点两极限位置时，四杆机构有两个运动的极限
位置：
处于下死点时、、三边要满足三角形关系；
处于上死点时、、三边要满足三角形关系。
（4）根据经验估算新型6型游梁式抽油机的四杆机构、总机重和总体积。
在满足上述四个条件的前提下，优化设计四杆机构，得出四杆长
=1375，=2870，=2400，= 3984 （2-11）
根据以上推导的公式和上述计算得出的四杆杆长，编程计算出悬点运动到任意位置的位移、速度及加速度，并用曲线图表示出其变化规律，如图2.4所示。
2.4 6型游梁随动平衡抽油机悬点载荷计算
新6型游梁式抽油机驴头悬点载荷是标志抽油机工作能力的重要参数之一，也是抽油机设计计算和选择使用的主要根据。
当抽油泵工作时，抽油机驴头悬点上作用有下列六项载荷：
（1）抽油杆柱自重，用表示（它在油中重量用表示），作用方向下。
（2）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），用表示，作用方向也向下。
（3）油管外油柱对活塞下端的压力，用表示，的大小取决于泵的沉没度，作用方向向上。
（4）抽油杆柱和油柱运动所产生的惯性载荷，相应的用和表示。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。
（5）抽油杆柱和油柱运动所产生的振动载荷，用表示，其大小和方向都是变化的。
（6）柱塞和泵筒间、抽油杆（接箍）和油管间的半干摩擦力，用表示。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，用表示。和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、游动阀打开时才产生，所以它的作用方向只向上。
上述（1）、（2）、（3）三项载荷和抽油杆的运动无关，称为静载荷。（4）两项载荷和抽油杆的运动有关，但是在直井、油管结蜡少和原油粘度不高的情况下，它们在总作用载荷中占的比重很小，约占2%-5%左右，但是由于研究的是常规抽油机的随动平衡，所以该项必须考虑。由于（5）涉及的运动规律较为复杂，且对整机的运动而言，其作用较小，在新型6型游梁式抽油机设计中，将在总作用载荷中占比重很小的第（5）、（6）项忽略。这里为了叙述方便起见，先讨论静载荷的大小和变化规律，再根据公式计算悬点最大载荷和最小载荷，最后定性分析一下第（4）项中的摩擦力对悬点载荷的影响问题。
2.4.1 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（图2.5）。
1. 上冲程
当悬点从下死点往上移动时，如图2.5a所示，游动阀在柱塞上部油柱压力作用下关闭，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和柱塞上油柱重，这两个载荷的作用方向都是向下的。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。因此，上冲程时，悬点的静载荷等于
=
=
=
　　　　　　　　 = 　　　　　　　　　 （2-12）

a b
a—上冲程 b—下冲程
图 2.5 悬点载荷作用

式中 ——抽油杆材料的密度，kg/m；
——原油的密度，kg/m；
——抽油杆横截面面积，m；
——泵柱塞横截面面积，m；
——抽油杆长度或下泵深度，m；
——泵的沉没度，m；
——油井中动液面以上（即段液柱），断面积等于柱塞面积面积的油柱重。
2．下冲程
当悬点从上死点往下移动时，如图（2.5b）所示，游动阀由于柱塞上、下压力差打开，而固定阀在泵筒内外压力作用下而关闭。游动阀打开，使悬点只承受抽油杆柱在油中重量。而固定阀关闭，使油柱重量移到固定阀和油管上。这样一来，下冲程时悬点的静载荷等于
（2-13）
3．下死点（从下冲程到上冲程的转折点）
这时，对抽油杆柱或油管柱来说，载荷都发生了变化：
（1）对抽油杆来说，在这一瞬间，悬点载荷发生了变化，由下冲程的变到上冲程的，增加了一个载荷（油柱重），载荷增加就使抽油杆伸长，伸长的大小等于：

（2-14）

式中　E——钢的弹性模数，等于N/m（或）。
在伸长变形完毕以后，载荷才全部加到抽油杆或悬点上。实际上，在抽油杆柱受载伸长的过程中，驴头已开始上冲程。当悬点往上走了一个距离时，由于同时产生的抽油杆柱伸长的结果，使柱塞还停留在原来位置，即柱塞对泵筒没有相对运动，因而不抽油，如图2.6c所示
（2）对油管柱来说，下冲程时，由于游动阀打开和固定阀关闭，油柱重压在固定阀上，也就是压在泵筒和油管的下部。而当转到上冲程时，游动阀关闭，整个油柱的　　图　2.6 抽油杆柱和油管柱变形过程图解
重量都由柱塞和抽油杆柱承担而油管柱上就没有这个载荷作用。因此，在抽油杆柱加载的同时，油管柱却卸载。卸载引起油管长度的缩短，直到缩短变形完毕以后，油管柱的载荷才全部卸掉。油管柱缩短的大小等于
（2-15）
式中　——油管管壁的横截面积，m。
这样一来，虽然悬点带着柱塞一起往上移动，但是由于油管柱的缩短，使油管柱的下端也跟着柱塞往上移动，柱塞对泵筒还是没有相对运动，即还不能抽油。如图2.6中d所示。一直到悬点经过一段距离等于以后，柱塞才开始抽油。
上面所进行的分析表明：悬点从下死点到上死点虽然走了冲程长度S，但是由于抽油杆柱和油管柱的静变形结果，使抽油泵柱塞的有效冲程长度要比S小。所以
（2-16）
而静变形的大小为

（2-17）式中　称为变形分配系数，一般可取0.6～0.9。
4．上死点（从上冲程到下冲程的转折点）
它和下死点情况恰恰相反。这时，对抽油杆柱来说，静载荷由上冲程的变到下冲程的，减少了油柱重，抽油杆因而缩短。因此当悬点往下走了时，由于抽油杆柱的缩短，柱塞在井下原地不动，它对泵筒不产生相对运动，因而不能排油。而对油管柱来说，因为加载而伸长了，油管（或泵筒）好像跟着柱塞往下走。所以，当选点走完以前，柱赛和泵筒还不能产生相对运动，也不会抽油。因此，在排油过程中，柱塞的有效冲程长度比悬点冲程长度减少了一个同样的静变性值。
现在把上、下冲程中悬点静载荷随它的位移变化规律利用图形来表示，如图2.7所示，这种图形称为静力示功图，图中AB斜线表示悬点上冲程开始时载荷由柱塞传递到悬点的过程。EB线相当于柱塞和泵筒没有发生相对运动时悬点上行时的距离，即EB=λ。当全部载荷都作用到悬点以后，静载荷就不再变化而成为水平线BC，到达上死点C为止。 CD线表示抽油杆柱的卸载过程。卸载完毕后，悬点又以一个不变的静载荷向下运动，成为水平线DA而回到下死点A。这种静力示功图，只有在浅井，而且抽油机的冲次较低时才能用动力仪测得。
上面静力示功图中表明，在上、下冲程内，悬点静载荷随悬点位移的变化规律是一平行四边形ABCD。
2.4.2悬点动载荷的大小和变化规律
在井较深、抽油机冲程次数较大的情况下，必须考虑动载荷的影响，动载荷是由惯性载荷和振动载荷两部分组成的。现在先讨论惯性载荷，再讨论振动载荷。
1.惯性载荷
惯性载荷包括抽油杆柱两部分，即和。如果略去抽油杆和油柱的弹性影响，可以认为，抽油杆柱以及油柱各点的运动规律和悬点完全—致。所以，和得大小和悬点加速度大小成正比，而作用方向和后者相反。 　　
（2-18）

图 2.7 静力示功图

（2-19）
式中　——考虑油管过流断面扩大引起油柱加速度降低的系数

（2-20）

上式中的表示油管过流断面的面积，它和前面式（2-17）中用到的式不同的，时表示油管管壁的横截面面积。
（1） 惯性载荷对悬点总载荷的影响
上冲程时，柱塞(或抽油杆)带着油柱运动，所以上冲程的惯性载荷等于

= （2-21）

式中 m——表示油柱惯性载荷与抽油杆柱惯性载荷的比值。可得
根据其中的关系，利用计算公式开始如下推导，再与静力示功图相比较从而得出相关关系式。

（2-22）
下冲程时，柱塞（或抽油杆）不带动液柱运动，所以得出下冲程的惯性载荷， 惯性载荷大小的变化规律和悬点加速度的大小变化规律相类似，但方向和后者相反。就是说，在上冲程前半段，加速度向上，惯性载荷就向下，这时悬点的总载荷应该等于静载荷加上惯性载荷。而到上冲程后半段，加速度向下，惯性载荷就变为向上，所以这时悬点的总载荷应惯性载荷。下冲程情况刚好相反。
考虑了惯性载荷作用以后，示功图就由平行四边形ABCD(静力示功图)变成扭歪的四边形，这种示功图，称为动力示功图，如图2.8所示。

图 2.8 动力示功图

图2.8 动力示功图

（2）惯性载荷对抽油泵柱塞有效冲程长度的影响
从上面的分析可以看出，最大惯性载荷发生在上死点和下死点。而且在上死点，即上冲程的终点处，惯性载荷向上，减小抽油杆柱重量，使抽油杆柱受压缩，柱塞因而产生附加冲程长度。在下死点即下冲程的终点处，惯性载荷向下，增加抽油杆的重量，抽油杆柱伸长，又给柱塞一个附加冲程长度。因此柱塞的有效冲程长度就由式（2-16）变为下式
（2-24）
变形e1和e2的计算公式和λ相类似，所不同的是e1和e2是惯性载荷产生的。惯性载荷是沿抽油杆均匀分布的质量力，可以将它看作作用在抽油杆柱重心的集中力。抽油杆柱重心对单级杆柱来说，就是在抽油杆柱长度的中心点处，所以

（2-25）

上式中的和指的是在上死点和下死点处的最大惯性载荷。
为了简便起见，我们略去油柱惯性载荷的影响，利用式（2-22），（2-23），（2-24），并代入相应的常数(，kg/m，N/m)式(2-25)就成为下列形式：
（2-26）
将上式代入式（2-23），就可得到考虑惯性载荷作用后，柱塞有效冲程长度的表达式
（2-27）
式中　—冲程增加系数，。
当采用普通抽汲工况时，K值一般很小，和1仅有1.5％～2.6％的差别，但随着下泵深度L和冲程次数n的增加，K值迅速增加，因为在K值的表达式中L和n都是2次方的关系。例如，当=800m和=5min-1时，=1．0052，而当=1500m和=10min-1时，=1.0467。
2. 振动载荷
抽油杆柱又细又长，弹性很大，很像一根长弹簧。在长弹簧下端突然拿去一
重物，都会产生振动。抽油杆柱也一样。当悬点开始向上时，在抽油杆柱和油管柱静变形期内，油柱重量逐渐加到柱塞和抽油杆柱上，这时柱塞和泵筒没有相对移动，所以抽油杆柱不会产生振动。而当静变形终了一瞬间，悬点以一定速度运动，这时，抽油杆柱和柱塞突然带动油柱运动，抽油杆柱就会产生一次振动。当悬点开始向下时，在静变形结束后，柱塞和抽油杆柱突然卸去油柱重量，又发生一次振动。就这样上下循环一次，发生两次振动。由于井下存在着各种阻力，使振动的振幅在冲程进行过程中逐渐变小。但是，当悬点的运动频率，即强迫振动频率和抽油杆柱——油柱弹性系统的自振频率相同或成整数倍时，就会产生共振现象，使振幅越来越大，对抽油杆柱工作很不利。为了避免共振现象的产生，必须正确的选择悬点的冲程次数。考虑到振动载荷的影响后，示功图变为如图2.8所示的。但是，在新型6型游梁式抽油机设计中，由于振动载荷在总作用载荷中占得比重很小，又由于设计时间仓促，条件不允许，不能实地测量，所以不考虑振动载荷对整个系统的影响。
2.4.3 悬点的最大载荷和最小载荷
从图2.8所示的动力示功图中可以看出，悬点的最大载荷发生在上冲程静变形期结束后一瞬间，如图2.8中的点。最大载荷等于静载荷加上动载荷（惯性载荷和振动载荷），悬点的最小载荷发生在下冲程静变形期结束后一瞬间，如图2.8中的点。最小载荷等于静载荷减去动载荷。　
悬点的最大载荷和最小载荷，特别是最大载荷是正确设计和选择抽油机和抽油杆以及确定电动机功率的