楊振宇，王勇，趙楓，劉發(fā)英，3

(1.山東理工大學，山東淄博255049;2.中國農(nóng)業(yè)大學，北京100083;3.河北工業(yè)大學，天津300401)

我國現(xiàn)有機械采油井超過90%是有桿抽油，其中游梁式抽油機約占總數(shù)的95%以上［1］。目前，我國的游梁式抽油機，產(chǎn)品規(guī)格已形成系列化、標準化。游梁式抽油機具有結(jié)構(gòu)簡單、成本低、可靠性高和適用于惡劣環(huán)境等特點，在全世界得到廣泛應用，技術(shù)也已趨于成熟，但游梁式抽油機存在體積大和效率低等缺陷。游梁式抽油機的效率在國內(nèi)一般地區(qū)只有12% ～23%，發(fā)達地區(qū)至今也不到30%［2］?？紤]到油井利用率、提高抽油機節(jié)能效果、維護方便等因素，科技人員對游梁式抽油機改進或設計了無功換向智能抽油機［3］、無基礎(chǔ)抽油機［4］、六桿游梁平衡抽油機［5］、兩級配重補償游梁式抽油機［6］和雙井節(jié)能抽油機［7］，但是還是不能從本質(zhì)上改變其性能。目前我國大部分的油田已進入了開采的中后期，油井的含水比、黏稠度逐漸上升，需要長沖程、低沖次、節(jié)能型和大載荷的抽油機，而改進的游梁式抽油機也難以實現(xiàn)這一要求。無游梁式抽油機除去了笨重的游梁，可以在很大程度上降低運動機構(gòu)的慣性力，比較容易實現(xiàn)長沖程、低沖次，而且有效沖程大，進一步提高了電能利用率和載荷提升能力。經(jīng)過近幾年的發(fā)展，國內(nèi)學者已設計出了鏈條式長沖程抽油機［8］、直線電機驅(qū)動的抽油機［9］、滾筒式抽油機［10］、螺旋凸輪式抽油機［11］和長環(huán)形齒條抽油機［12］等各種各樣的無游梁式抽油機，但還是存在結(jié)構(gòu)復雜程度偏高、零部件加工難度較大、重要部件受力不均和傳動鏈較長等不利情況。針對現(xiàn)有無游梁抽油機的不足，設計了一種雙曲柄動滑輪增程的塔架鋼絲繩型抽油機［13］，已申請發(fā)明專利。

1 雙曲柄滑輪增程抽油機的結(jié)構(gòu)原理

1.1 雙曲柄滑輪增程抽油機的結(jié)構(gòu)

雙曲柄滑輪增程抽油機主要包括以下部分:動力傳動系統(tǒng)、雙曲柄連桿機構(gòu)、配重箱總成、動滑輪總成、天輪總成、機架總成。雙曲柄滑輪增程抽油機的結(jié)構(gòu)圖如圖1所示。

圖1 雙曲柄滑輪增程抽油機結(jié)構(gòu)圖

抽油機的動力傳動系統(tǒng)主要由普通三相異步電動機、滾子鏈傳動和三環(huán)減速器構(gòu)成。動滑輪由大小卷筒組成，通過卷筒支架固定在配重箱上;小卷筒上的鋼絲繩一端用壓板固定在卷筒上，另一端用楔形接頭與機架頂部連接;大卷筒上的鋼絲繩一端也是用壓板固定，另一端繞過天輪通過懸繩器與抽油桿連接，配重箱上安裝有滾輪，兩個滑輪并列安裝組成天輪。采用電磁塊式制動器，制動軸是電機軸。此設計中，采用額定轉(zhuǎn)速為980 r/min 的Y225M-6 型電動機、16A型滾子鏈、SH500-99-120b 型三環(huán)減速器，減速機構(gòu)的總傳動比為198。采用三環(huán)減速器的主要原因有3點:(1)減速比大，可以選用扭矩較小普通電動機;(2)過載能力強，適合抽油機變載荷的情況;(3)寬度較窄，適合此抽油機的雙曲柄結(jié)構(gòu)，且使抽油機的寬度相對較窄。長沖程抽油機具有減小沖程損失、提高系統(tǒng)效率等優(yōu)點，能夠?qū)崿F(xiàn)節(jié)能的要求。

1.2 雙曲柄滑輪式抽油機的工作原理

電動機軸順時針高速轉(zhuǎn)動，經(jīng)過滾子鏈傳動和三環(huán)減速器減速后，轉(zhuǎn)化為曲柄軸的逆時針低速轉(zhuǎn)動。曲柄軸的轉(zhuǎn)動由雙曲柄連桿機構(gòu)轉(zhuǎn)化為配重箱的上下移動，滾輪沿機架內(nèi)壁滾動，將配重箱的移動限制在機架內(nèi)。抽油桿下沖程時，電動機帶動曲柄由下止點轉(zhuǎn)到上止點，連桿對配重箱產(chǎn)生向上的推動作用;抽油桿依靠自重下落，通過鋼絲繩對配重箱產(chǎn)生向上的牽拉作用;配重箱在鋼絲繩和連桿的共同作用下向上運動，此時平衡重(配重箱和動滑輪部分的重力)將抽油桿的重力勢能和電動機釋放的動能儲存為自身的重力勢能。抽油桿上沖程時，電動機帶動曲柄由上止點轉(zhuǎn)到下止點，連桿通過配重箱、鋼絲繩對抽油桿產(chǎn)生向上的牽拉作用;配重箱依靠自重下落，同時通過鋼絲繩對抽油桿產(chǎn)生向上的牽拉作用;抽油桿在鋼絲繩的拉力作用下向上移動，完成抽油動作。大、小卷筒直徑比大于1，繞卷筒軸轉(zhuǎn)動并隨配重箱上下移動，可以實現(xiàn)大卷筒上鋼絲繩的行程大于配重箱的行程，即實現(xiàn)動滑輪增程。

2 雙曲柄滑輪增程抽油機的主要參數(shù)

懸點最大載荷:120 kN;

懸點最小載荷:70 kN;

沖程:4.8 m;

沖次:5 次/min;

天輪軸距地面高度:9 160 mm;

機架底座尺寸:3 060 mm×1 940 mm。

3 雙曲柄滑輪抽油機的設計與計算

雙曲柄滑輪式抽油機的設計步驟如下:根據(jù)懸點載荷確定所用鋼絲繩的直徑;根據(jù)鋼絲繩直徑確定小卷筒和天輪(滑輪)的名義直徑;確定大小卷筒直徑比和曲柄連桿尺寸;確定平衡重;分析曲柄上的扭矩，選取電動機;設計、校核各部分結(jié)構(gòu)。

3.1 確定大小卷筒直徑比和曲柄連桿尺寸

分別取e =1，1.5，2，3，則有以下幾種方案，如表1所示。

表1 曲柄連桿機構(gòu)方案

由于方案3 中大卷筒名義直徑D1大卷筒和曲柄回轉(zhuǎn)直徑2a 接近，使得機架的尺寸相對較小，故此設計方案中選用方案3，并將連桿長度圓整為b =3 000 mm。

3.2 確定平衡重

采用平衡準則，電動機上下沖程做功相等，抽油機的上下沖程趨于平衡，使抽油機運轉(zhuǎn)平穩(wěn)。

抽油機上、下沖程時，卷筒的受力分析如圖2所示。

圖2 卷筒的受力分析

列平衡方程如下:

圖中，F(xiàn)1、F'1為鋼絲繩對大卷筒的拉力，F(xiàn)1=120 kN、F'1=70 kN;F2、F'2為鋼絲繩對小卷筒的拉力，F(xiàn)2=240 kN，F(xiàn)'1=140 kN;F3、F'3為連桿在y 方向上對卷筒的力，根據(jù)平衡準則，應使F3=F'3;G 為抽油機的平衡重。聯(lián)立上述式(1)和(2)，解得G=285 kN。

3.3 曲柄滑塊運動分析和確定電動機額定功率

抽油機正常工作時，曲柄所承受的扭矩是不斷變化的，一般根據(jù)曲柄軸上的等值扭矩Me選擇電動機。將配重箱部件簡化為滑塊，假設曲柄作勻角速度運動，建立如圖3所示的力學模型。

圖3 中，α 為曲柄轉(zhuǎn)過的角度;ω 為曲柄的角速度，根據(jù)抽油機的沖次為 5次/min，可以求出:ω =M 為曲柄軸的扭矩(N·m);F為鋼絲繩對滑塊(卷筒)的拉力，上沖程時F = F1+ F2=360 kN，下沖程時F =F'1+F'2= 210 kN;G 為抽油機的平衡重285 kN。

用UG 軟件進行動力學分析，可以求得曲柄軸上的瞬時扭矩。取Δθ =1°，將UG 分析所得的數(shù)據(jù)導入Excel 進行計算，求出曲柄軸上的等值扭矩Me:

圖3 曲柄滑塊機構(gòu)的運動分析力學模型

計算時，間隙Δθ 取得越小，Me的值計算越精確。

滾子鏈的傳動效率η鏈=0.96，三環(huán)減速器的傳動效率η減=0.90，則減速機構(gòu)的總傳動效率:

η=η鏈×η減=0.96 ×0.90 =0.864

根據(jù)Me=42 kN·m，η =0.864，可以求得所需電動機的功率Pr:

因此，選取額定功率為30 kW 的Y225M-6 型Y系列(IP44)三相異步電動機。

各部分的詳細結(jié)構(gòu)設計、校核，減速器、制動器的選擇等計算內(nèi)容可以查閱參考相關(guān)設計手冊資料，在此不再贅述。

4 結(jié)論

采用雙曲柄連桿機構(gòu)，可以在很大程度上避免因平衡重質(zhì)量不均勻或滾輪受力不均勻引起的晃動。利用動滑輪(大、小卷筒)增大沖程，可以大大降低曲柄的長度，降低運動系統(tǒng)的運動慣性，提高傳動的可靠性，降低整機高度，減少材料消耗。三環(huán)減速器具有單級傳動比大、效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、體積相對較小和承載能力強等優(yōu)點。采用動滑輪增程效果明顯，縮短了曲柄和連桿的長度，可實現(xiàn)抽油機長沖程、低沖次、節(jié)能大載荷的要求。

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