抽油機用機械式無切換換向裝置設計

劉 健，崔俊國，肖文生，傅登偉，楊 林，李延隆

抽油機用機械式無切換換向裝置設計

劉 健，崔俊國，肖文生，傅登偉，楊 林，李延隆

（中國石油大學（華東）機電工程學院，山東青島266580）

油田開采難度的不斷增加對抽油機提出了長沖程、低沖次等新的要求。通過分析現(xiàn)有主要換向機構的特點，設計了適合長沖程抽油機的導桿齒輪組合式機械無切換換向機構。對傳動機構進行了運動學分析，得出了擺動導桿機構的運動曲線。對該裝置的關鍵結構進行了設計分析，并以該裝置為基礎，研發(fā)了機械式無切換換向抽油機。

抽油機；換向器；導桿齒輪組合機構；運動學分析

隨著油田開發(fā)進入中后期，要保持油田的穩(wěn)產(chǎn)、高產(chǎn)，就需要有足夠的采液量（大泵提液）；另一方面，為開發(fā)低滲透、低品位油藏，需要小排量深抽（小泵深抽），以保持油層在較大壓差下生產(chǎn)；另外，稠油井和多氣井的數(shù)量也不斷增加。這些客觀因素都要求發(fā)展長沖程、低沖次抽油機［1］。滾筒式抽油機是長沖程、低沖次抽油機的理想機型，目前困擾該機型發(fā)展和推廣的主要問題是換向機構的可靠性較差［2］。目前，常用的換向機構均存在自身的不足和局限性，其使用領域和能夠滿足的工作要求也不盡相同。

1） 液壓換向。在液壓泵供給液壓源的基礎上，用控制液壓馬達的旋向來實現(xiàn)滾筒的正反轉。缺點是液力傳動系統(tǒng)效率較低、經(jīng)濟性差、液壓系統(tǒng)頻繁換向、整個系統(tǒng)可靠性降低［3-4］。

2） 電機換向。利用控制電機的旋向來達到控制滾筒轉向目的，對電機的性能要求較高［5］。

3） 機械換向。這是目前國內(nèi)外研究、試制較多的一類換向機構，用機械的方法來控制滾筒的轉向，可以分為3類：

①切換式。利用切換方式來控制動力源的流向，達到改變滾筒轉向的目的，主要包括離合器切換和撥板切換［6］；存在切換機構壽命短的缺點。

②軟切換式。利用齒輪在嚙合過程中與不同齒輪的嚙合來切換滾筒的旋向，在換向時雖有切換過程，但沖擊會小些。

③無切換式。不用切換使?jié)L筒旋向改變，能夠減少和消除換向時的沖擊，避免了因切換而引起的問題，比較理想［7］。

1　技術分析

根據(jù)上述對于滾筒式抽油機換向機構的分析與評價，本文設計了基于導桿齒輪組合機構原理的機械式無切換換向裝置，達到了換向的目的，屬于無切換換向裝置的范疇。

1．1 結構及原理

機械式無切換換向裝置結構如圖1所示，創(chuàng)新之處在于：曲軸的單方向旋轉即可實現(xiàn)小齒輪的換向運動，不需要切換裝置。結構原理為：導桿與大齒輪固定連接，曲軸轉動通過滑塊機構帶動導桿上下擺動，大齒輪隨之在一定角度范圍內(nèi)往復轉動，選擇合適的傳動比，從而實現(xiàn)小齒輪的換向旋轉運動。

圖1　機械式無切換換向裝置結構

1．2 關鍵結構設計

1．2．1 齒輪

本設計中，齒輪采用對稱布置，分流輸出轉矩，可以減小軸和齒輪的受力，減小換向機體的整體尺寸，便于制造、安裝。該裝置的傳動原理如圖2所示。

1．2．2 曲軸

曲軸有整體式曲軸和組合式曲軸2種形式［8］。本設計中采用組合式曲軸，如圖3所示。它由曲軸左半部、曲軸右半部和曲軸銷組成，通過液壓壓入的方法將其結合起來。該結構加工簡單，無需大型模鍛設備。

圖2　傳動原理

圖3　曲軸結構

1．2．3 導桿連接

為了避免導桿與大齒輪軸連接后降低大齒輪軸的強度，所以將導桿直接與大齒輪相連。

2　運動學分析

機械式無切換換向裝置的核心為擺動導桿機構。為了減小大齒輪軸的應力集中現(xiàn)象，提高軸的扭轉剛度和彎曲剛度，綜合考慮安裝時的裝配精度等，將導桿連接于大齒輪上，使結構更加簡單緊湊，減輕了傳動機構的質(zhì)量，節(jié)省了材料。此時的機構運動分析仍然可以由完整的擺動導桿機構的運動分析來表征，如圖4～5所示。

圖4　擺動導桿機構工作原理

圖5　擺動機構導桿原理

圖5中：曲柄O2B為原動件，以等角速度ω2轉動，其長度為l2，角位移為Φ2，曲柄回轉中心與導桿回轉中心的中心距為l1，其中O1B與O2B與x軸正方向的夾角分別為φ1、φ2。

假設O1B為S，曲柄角位移方程為

則B點的坐標為

建立擺動導桿機構封閉矢量方程，有

將矢量方程投影到x軸和y軸上，得

經(jīng)計算得

式中：φ2不等于90°和270°。

式（7）為擺動導桿O1B在1個周期內(nèi)的轉角函數(shù)φ1的表達式。

為建立擺動導桿角速度函數(shù)，將式（6）關于t求導數(shù)得

化簡式（8）得

式（9）為擺動導桿O1B在1個周期內(nèi)角速度函數(shù)ω1的表達式。由式（9）求得

式中：0°≤φ2＜360°。

為建立擺動導桿角加速度函數(shù)，將式（10）關于時間t求導得

化簡式（11）可得

式（12）為擺動導桿O1B在1個周期內(nèi)角加速度函數(shù)ε1的表達式。

若擺動導桿機構從右下45°（即φ2＝45°）開始運動，將數(shù)據(jù)代入得ω2＝6．6 r／min，l2＝200 mm，l1＝1 010 mm。

對應的1個周期的擺動導桿角速度特性曲線和角加速度特性曲線如圖6～7所示。

圖6　擺動導桿角速度特性曲線

由圖6可以看出：擺動導桿從0時刻開始加速，在t1時刻角速度到最大速度ω后開始減速；在t2時刻角速度減小到零后換向加速；在t3時刻反向角速度達到最大ω后開始減速；在t4時刻速度減小到零，完成1個周期往復運動。

由圖7可以看出：擺動導桿的角加速度曲線與角速度曲線相對應，即角速度為零時（0、t2、t4時刻），正向或反向角加速度為最大ε；在角速度正向或反向達到最大時（t1、t3時刻），角加速度變?yōu)榱恪?/p>

圖7　擺動導桿角加速度特性曲線

3　性能特點

1） 主機構采用了擺動導桿機構，原理簡單，方案可靠。

2） 機構具有急回特性，縮短了非工作行程的時間，提高工作效率。

3） 結構簡潔，機械故障率和制造成本低。

4） 傳動效率高，轉動力矩大，可用于潤滑狀況差的工作環(huán)境。

5） 左、右對稱設計，結構受力合理，穩(wěn)定性好。

6） 采用了分流輸出轉矩方式，結構更加緊湊。

4　機械式無切換換向抽油機

圖8　機械式無切換換向抽油機結構示意

以機械式無切換換向結構為基礎，設計了16-08-070型機械式無切換換向抽油機。最大懸點載荷160 k N，沖程8 m，允許的最大載荷差70 k N，結構如圖8所示。工作原理為：利用低速大轉矩永磁同步電機加一級帶傳動驅(qū)動，通過該換向裝置，實現(xiàn)驅(qū)動輪的往復轉動，從而由懸繩器帶動抽油桿上下往復運動，實現(xiàn)采油作業(yè)。

該抽油機能夠?qū)崿F(xiàn)長沖程、低沖次，并具有運轉換向平穩(wěn)、振動噪聲小、節(jié)能、維修方便等優(yōu)點。

5　結論

1） 通過分析現(xiàn)有主要換向機構的特點，設計了機械式無切換換向結構，對傳動機構進行了運動學分析，得出了擺動導桿機構運動規(guī)律曲線。

2） 對該裝置的關鍵結構進行了設計分析，并分析了該裝置的特點。

3） 以該裝置為基礎，設計了機械式無切換換向抽油機。

4） 本機構在運動學、動力學上有其自身的優(yōu)越性，但是目前仍然沒有找到可靠的方法準確校核該換向裝置的工作壽命，在這方面還需要進一步研究。

［1］ 張自學，兆文清，王鋼．國內(nèi)外新型抽油機［M］．北京：石油工業(yè)出版社，1994：55-59．

［2］ 采油技術手冊編寫組．采油技術手冊［K］．北京：石油工業(yè)出版社，1984：578-583．

［3］ Jean J M ourlevat，Tho mas B M orrow．Recently Developed Long Stroke Pu m pingU nit Incorporates Novel Flexibility for a Wide Variety of A pplications［G］．SP E 11338，1982．

［4］ 嚴少雄，白樹泰．長沖程滾筒式液壓抽油機［J］．石油礦場機械，1994，23（1）：40-42．

［5］ 綦耀光，陳軍．電機換向滾筒式抽油機的動力性能分析［J］．石油礦場機械，2008，37（3）：62-65．

［6］ Roy D E wing．Long Stroke Pu m ping U nit［G］．SP E 3186，1970．

［7］ 張少波，陳義保，高和平．滾筒式抽油機無切換換向機構設計［J］．石油機械，1998，26（7）：4-6．

［8］成大先．機械設計手冊［K］．北京：化學工業(yè)出版社，1992．

Design of M echanical Reversing Device without Switching for Pum ping Unit

LIU Jian，CUI Junguo，XIAOW ensheng，F(xiàn)U Deng wei，YANG Lin，LI Yanlong
（College of M echanical and Electronic Engineering，China Uniuersity of Petroleu m（H uadong），Qingdao266580，China）

New-type pu m ping units with characteristic such as long-stroke and low-velocity are necessary because of the increasing exploitation difficulty in oilfield．M echanical reversing device without switching based on co m bined mechanism of guide-bar and gear for pu m ping unit are designed according to the analysis of the current reversing devices．T he kinematics analysis of this mechanism is carried out and the law of m otion of the swing guide-bar mechanism is obtained．A new kind of pu m ping unit based on mechanical reversing device without switching is developed．Keywords：pumping unit；commutator；combined mechanism of guide-bar and gear；kinematics analysis

T E933．103

A

10．3969／j．issn．1001-3842．2015．01．007

1001-3482（2015）01-0026-04

2014-06-11

劉 健（1970-），男，江蘇贛榆人，副教授，博士，主要從事石油機械及動態(tài)測試技術研究。