1. 概述
随着油田进入中后期开发阶段,原油含水率不断上升,油层压力降低,油井动液面逐渐下降,为了保持原油稳产,降低采油成本,要求采油设备不仅能满足“深抽、大排量”提液的工艺要求,而且要具有能耗低、可靠性高等特点,为此,选用高效五连杆的抽油机变得特别重要。近几年,出现了大量新设计的五连杆抽油机。笔者介绍一种新型载荷自适应五连杆抽油机的设计方法,供有关设计者和使用者参考。
载荷自适应五连杆抽油机的受力简图如图1所示,可以看出游梁平衡重W1与副连杆BC连成一体,分别与游梁、主连杆(BA)铰接。即该抽油机由曲柄、连杆、副连杆、游梁及机架组成。按照平面机构理论,该抽油机由2个自由度构成,必须有2个驱动件才能使机构有确定的运动,实际计算过程中一般以曲柄转角θ和游梁摆角δ为自由度进行几何参数、运动参数和动力参数的求解。文献 [1] - [6] 分别介绍了二自由度五杆机构的分析计算方法。由于游梁平衡重W1与悬点载荷W2的相互作用、相互适应,其结果是当曲柄在任何位置时,使得游梁具有确定的位置。即当游梁平衡重W1和悬点载荷W2一定时,游梁摆角δ随曲柄转角θ而定,可归属于单自由度问题,因此该抽油机实际上是一种载荷自适应型单自由度抽油机。
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Figure 1. The simplified diagram of stress of the load adaptive five link-rod pumping unit
图1. 载荷自适应五连杆抽油机受力简图
2. 理论计算
假定曲柄匀速转动,已知该抽油机各个运动构件的长度,以曲柄转角θ和游梁摆角δ为驱动变量(二自由度),按照五连杆机构的计算方法进行如下计算及分析。
2.1. 运动计算
2.1.1. 速度计算
图2为该抽油机的速度矢量简图,利用作图分析法,先计算B点(在速度矢量图中用B’表示,其他点依次类推)的速度,再根据相似原理,求出M点的速度。
![](//html.hanspub.org/file/27425x11_hanspub.png)
Figure 2. The simplified diagram of the velocity vector of the pumping unit
图2. 抽油机速度矢量简图
在速度三角形
中,由余弦定理:
(1)
其中
,
。
在速度三角形
中,由正弦定理:
;
(2)
故:
(3)
式中:VCA、VBA、VBC分别为相对速度,m/s;VA为A点速度,m/s;VB为B点速度,m/s,VC为C点速度,m/s;
为OA与CO1夹角,(˚);n为曲柄转速,s−1;
为游梁角速度,s−1;Lc为游梁后臂长度,m。
在速度三角形
中,由正弦定理可知:
;
(4)
故:
(5)
式中:VMB、VMC分别为相对速度,m/s;VM为M点速度,m/s。
2.1.2. 加速度计算
图3为该抽油机的加速度矢量简图,按照求解速度的方法,同样利用作图分析法,先计算B点的加速度,再根据相似原理,求出M点的加速度,具体方法如下:
![](//html.hanspub.org/file/27425x26_hanspub.png)
Figure 3. The simplified diagram of the acceleration vector
图3. 抽油机加速度矢量简图
A点的法向加速度:
(6)
C点的加速度:
(7)
其中:
,
式中:R为曲柄半径,m;
为C点法向加速度,m/s2,
为C点切向加速度,m/s2;
为游梁角加速度,s−2;
为C点加速度,m/s2;LC为游梁后臂长度,m。
对于B点而言:
;
(8)
将加速度向
方向投影,则有:
(9)
将加速度向
方向投影,则有:
(10)
故:
;
(11)
式中:
为以点A为基点,点B绕点A转动的法向加速度,m/s2;
为以点C为基点,点B绕点C转动的法向加速度m/s2;LP为连杆长度,m;LB为副连杆长度,m;
为以点C为基点,点B绕点C转动的切向加速度,m/s2;
为以点A为基点,点B绕点A转动的切向加速度,m/s2;
为以点A为基点,点B绕点A转动的加速度,m/s2 ;
为以点C为基点,点B绕点C转动的加速度,m/s2。
在加速度三角形
中,由余弦定理:
(12)
在加速度三角形
中,由正弦定理:
;
(13)
在加速度三角形
中,由余弦定理:
(14)
式中:
为B点的加速度,m/s2,
为以点B为基点,点M绕点B转动的加速度,m/s2;
为以点C为基点,点M绕点C转动的加速度,m/s2,
为点M的加速度,m/s2。
在加速度三角形
中,根据余弦定理,有:
(15)
在加速度三角形
中,根据余弦定理,有:
(16)
(17)
(18)
在加速度三角形
中,根据余弦定理,有:
(19)
(20)
(21)
在加速度三角形
中,根据余弦定理,有:
(22)
(23)
在加速度三角形
中,根据正弦定理,有:
(24)
(25)
(26)
在加速度三角形
中,根据余弦定理,有:
(27)
式中:
为以点D为基点,点M绕点D转动的加速度,m/s2;
为D点的加速度,m/s2;
为F点的加速度,m/s2;
为以点F为基点,点M绕点F转动的加速度,m/s2。
在加速度三角形
中,根据余弦定理,有:
(28)
(29)
(30)
在加速度三角形
中,根据正弦定理,有:
(31)
在加速度三角形
中,根据余弦定理,有:
(32)
式中:
为K点的加速度,m/s2;
为以点H为基点,点K绕点H转动的加速度,m/s2。
(33)
(34)
故:
(35)
在加速度三角形
中,根据余弦定理及正弦,有:
(36)
式中:
以点E为基点,点K绕点E转动的加速度,m/s2;
为点E的加速度,m/s2。
(37)
2.2. 受力分析
游梁平衡重的惯性载荷:
(38)
悬点总载荷:
(39)
取游梁支座为研究对象,列力平衡方程解得:
(40)
式中:g为重力加速度,m/s2;W2为悬点静载荷,N;LA为游梁前臂长度,m。
在整个抽油机受力分析过程中,必须满足如下条件:
(41)
式中:LD为副平衡臂长度,m;LB为副连杆长度,m。
(42)
;
(43)
式中:TW为工作扭矩,N∙m;TB为平衡扭矩,N∙m;TN为净扭矩,N∙m;τ为偏置角,˚;MB为最大平衡扭矩,N∙m。
3. 计算实例及分析
以CYJZ10-4.2-53HF型抽油机为例,研究自适应抽油机的性能特点。抽油机机构尺寸如下:曲柄半径为1120 mm,连杆长度为3800 mm,游梁后臂长度为2550 mm,游梁前臂长度为4365 mm,减速器输出轴中心到支架轴承中心的水平距离为3400 mm,减速器输出轴中心到支架轴承中心的垂直距离为3615 mm,副连杆长度为855 mm。计算工况冲次数为6.0 min−1,泵径为44 mm,理论计算冲程为4.20 m。运用抽油机计算软件 [7] 可进行相应的计算,图4为悬点的加速度曲线图,图5为抽油机的工作扭矩、平衡扭矩和减速器输出轴扭矩图。
![](//html.hanspub.org/file/27425x108_hanspub.png)
Figure 4. The curve of the acceleration of the suspension point varying with the angle of rotation of the crank
图4. 抽油机悬点加速度随曲柄转角变化的曲线
![](//html.hanspub.org/file/27425x109_hanspub.png)
Figure 5. The curve of torque changing with crank angle of pumping unit
图5. 抽油机的扭矩随曲柄转角变化曲线
4. 结论
1) 载荷自适应五连杆抽油机具有运转平稳、能耗低、抗冲击能力强的特点,特别是当光杆失载的情况下具有明显的抗冲击性能。
2) 与相同工况的偏置型抽油机相比,节电8.65%,减速器峰值扭矩降低16.83%,连杆受力降低44.94%。载荷自适应五连杆抽油机是一种比较有发展前途的节能型抽油机。
3) 研究的数值计算方法,对于其他同类型二自由度自适应抽油机的设计计算提供了技术支撑。
在设计过程中,由于该抽油机的冲程长度随着外载荷的变化而变化,在结构设计时应以最大载荷的冲程长度来设计驴头的弧面结构,以防止出现弧面长度不足的情况;另外,在上下冲程换向时,由于载荷的突然变化而造成游梁短时不运动,而副连杆出现“爬行”的现象,对此,应当引起设计者和使用者的高度重视。
基金项目
新疆石油管理局重点攻关项目(YJS2017-C9001)。
NOTES
*通信作者。