双游梁式增程与力平衡抽油机的综合与分析0外齿垫圈
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双游梁式增程与力平衡抽油机的综合与分析
双游梁式增程与力平衡抽油机的综合与分析 2011年12月09日 来源： 提高有杆式抽油机的冲程无疑会带来许多益处。然而，通过直接增长游梁来提高抽油杆冲程，将使游梁抽油机过于庞大。另外在常规游梁抽油机中，采用联接到曲柄一端的平衡重来减小曲柄驱动力。当冲程增加后，也须增加平衡重质量，这不仅增大了抽油机系统的水平动载荷，也增大了曲柄摆杆机构尺寸和复杂性，不利于抽油机系统的平稳运行。因而如何对常规游梁抽油机进行改造来提高其冲程并减小驱动力和整机体积，一直是采油研究人员研究的目标。综合考虑上述因素、实际工况和制造成本，笔者在常规游梁抽油机曲柄摆杆机构的基础上采用平面连杆系统综合法构造出以下2种集增程、机械换向和驱动力平衡功能为一体的机构，来提高抽油机冲程和减小曲柄驱动力矩，并针对每1个方案作了受力分析和冲程计算，推导出了抽油机冲程、 平衡重质量及驱动力计算式， 最后对各个方案作了比较和分析。1 增程与驱动力平衡机构方案1的综合 采用逆向综合法，由自由度为1的可行平面连杆系统中，采用10杆平面连杆系统 (2个四元杆、2个三元杆、6个二元杆和13个单铰点)如图1a所示，构造出双游梁式抽油机增程与动力平衡机构方案1如图1b、c所示。在此10杆平面连杆系统中，用三元杆1和2分别取代机架和曲柄，用四元杆4和6分别取代上游梁和下游梁，用二元杆3，5，7，8，9和10分别取代上连杆、下连杆、牵引带、导向轮、平衡带和平衡轮。为了简明表示平面连杆系统的运动功能，只考虑机构中反映运动特性的上述主要运动元件，不必考虑次要运动元件平衡重、抽油杆和辅助平衡重，并用2个曲线箭头分别表示运动的输入和输出端。图1 方案1的平面连杆系统 (a) 和双游梁抽油机示意图 (b、c) 方案1的增程与驱动力平衡机构的原理和特点说明如下：方案1是由常规游梁抽油机的上、下曲柄摆杆机构、左侧平衡重带轮增力机构和右侧带轮增程机构综合而成。其中上曲柄摆杆机构是由机架1、曲柄2、连杆3和上游梁4构成了四杆机构，实现上游梁的摆动。下曲柄摆杆机构是由机架1、曲柄2、下连杆5和下游梁6构成了四杆机构，实现下游梁相对上游梁的逆向摆动。左侧平衡重带轮增力机构是由平衡重、平衡轮、上下游梁、平衡带及机座构成。平衡轮与上游梁左端铰接，平衡带两端分别与下游梁左端和平衡重联接且绕过平衡轮。 当上下、 游梁摆动时， 平衡重随平衡轮作上下运动，并借助平衡轮和平衡带将平衡重的2倍和1倍质量力分别加到上游梁左端和下游梁左端，从而使上下冲程的曲柄驱动力矩达到均载，且远小于平衡前曲柄驱动力矩。右侧带轮增程机构是由牵引带、导向轮、上下游梁和机座构成。导向轮与上游梁右端铰接，牵引带两端分别与下游梁右端和抽油杆联接且绕过导向轮。当上、下游梁逆向摆动时，抽油杆随导向轮作上下运动，由导向轮行程倍增功能和上、下游梁逆向摆动增程功能使抽油杆冲程增加了3倍。该抽油机系统的特点在于利用了曲柄摆杆机构机械换向功能、平衡重带轮增力机构的增力平衡功能和带轮增程机构的增程功能实现平稳机械换向，并用较小驱动力获得较大的冲程。在方案1中，可以用2个并列布置减速器的双出头式输出轴与2个曲柄固连，由1个电动机通过皮带传动驱动2个减速器的输入轴同步转动， 使得结构简单紧凑， 如图1c。2 驱动力参数与增程系数的计算 2．1 连杆驱动力与工作载荷的关系 当抽油机的上游梁绕塔架铰点逆时针和顺时针摆动时，抽油杆分别作上冲程运动和下冲程运动，系统的受力情况如图1b所示。由力平衡条件可求得：Fu1a=Wu(1+1/η)b-m1(g-a0)(1+η)c,Fu2a=Wu(b/η)-m1(g-a0)c．η，Fd1a=m1(g+a0)(1+1/η)c-Wd(1+η)b,Fd2a=m1(g+a0)(c/η)-Wdb．η。 （1）式中，Fu1和Fd1分别为抽油杆上冲程和下冲程时方案1中的上游梁与上连杆垂直方向的驱动力；Fu2和Fd2分别为抽油杆上冲程和下冲程时方案1中的下游梁与下连杆垂直方向的驱动力；Wu和Wd分别为抽油杆上冲程和下冲程光杆的工作载荷；m1是方案1中的平衡重质量；a是连杆与游梁铰点至塔架铰点的距离；b是导向轮中心至塔架铰点的距离；c是平衡轮中心至塔架铰点的距离； g是重力加速度； a0是平衡重运动加速度； η是导向轮和平衡轮的效率，η=0.97。 2．2 平衡重质量、抽油杆上升的冲程和驱动力 为了减小曲柄驱动力矩，应保证游梁摆至水平位置时，抽油杆上冲程和下冲程时曲柄驱动力矩相等和同向，即应满足平衡条件：Fu1+Fu2=Fd1+Fd2。由此可得到方案1的平衡重合理质量m1计算式： （2）
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