主機構為導桿機構的游梁式抽油機性能分析與評價

趙海暉 綦耀光 杜宏偉 陳波 毛建平 孫軍中國石油大學（華東）機電工程學院

主機構為導桿機構的游梁式抽油機性能分析與評價

趙海暉 綦耀光 杜宏偉 陳波 毛建平 孫軍
中國石油大學（華東）機電工程學院

為了對主機構為導桿機構的新型抽油機進行性能分析與評價，本文給出了其運動、動力分析的解析方法。結合典型樣機的尺寸，分析了該抽油機的懸點運動、動力特性、主要構件的受力特征和減速箱上的力矩特征。分析表明：該抽油機極位夾角較大，上沖程的懸點速度可近似為勻速，對于特定的示功圖，有節能效果。但上、下沖程的運動平順性較差，一般需采用游梁平衡方式，曲柄作用在游梁上的載荷較大且方向交變。該結構適合在低沖次、小型抽油機選用。

導桿機構；抽油機；性能分析

抽油機將電機的旋轉運動轉換成懸點往復直線運動，是目前油田應用最多的三抽采油裝備中的地面驅動設備。高需求量和不同的運動要求，促使新型抽油機不斷涌現［1-4］。業界人士從改變抽油機懸點運動規律、改善抽油桿柱工作性能的角度不斷研發新型節能抽油機［5-7］，例如有的學者設想將牛頭刨床的主機構（導桿機構）旋轉90°，并高架得到一種新型的抽油機［8-9］。新型抽油機的出現，既豐富了采油設備的類型，推動了設計水平的提升和發展，也為機型選用帶來了新的問題。故對其動力學性能進行分析和認識并為油田選型提供依據是當前亟需解決的問題。本文給出了一種油田新近使用的以導桿機構為主機構的游梁式抽油機力學性能分析方法，分析了其運動、動力學性能，討論了該種抽油機選擇需注意的問題，為該抽油機的設計和選型提供了支持。

1 以導桿機構為主機構的游梁式抽油機的結構分析Structure of beam pumping units with guide bar mechanism

該抽油機外形如圖1所示，其機構運動簡圖如圖2所示。

圖1　新型導桿型抽油機Fig.1 Beam pumping units with guide bar mechanism

圖2　新型導桿型抽油機機構運動圖Fig.2 Diagram of mechanical movement

該抽油機采用電機-皮帶-減速箱傳動，減速箱輸出軸帶動曲柄轉動，通過擺動導桿機構，將曲柄的旋轉運動變成導桿的擺動，帶動與導桿固結成90°布局的游梁擺動，從而驅動驢頭實現懸點的上下往復運動以完成抽油動作。由圖2可知，由于曲柄的布局設計和旋轉角度的差異，使得在曲柄上布置平衡重較為困難，因此，現場普遍采用游梁平衡方式實現該抽油機懸點載荷的平衡［10］。由機構的組成原理［11］可知，導桿機構比曲柄搖桿機構更容易獲得較大的極位夾角。該抽油機的極位夾角等于游梁的擺角，一般為30～40°，遠大于目前以曲柄搖桿機構為主機構的常規游梁式抽油機（通常為8～12°）。如果抽油機的曲柄為勻速運動，則其上沖程的平均速度將顯著小于下沖程的平均速度，具有顯著的急回特性。這有助于降低抽油機減速箱的力矩，降低驅動功率，具有一定節能意義，但對懸點的示功圖和平衡有較高的要求。該抽油機必須采用游梁平衡方式，按照抽油機設計的一般認識［5］，其平衡效果將優于目前廣泛采用的曲柄平衡方式。可見，該抽油機有可能有較好的節能效果，但其是否節能和滿足油田的工作狀況，需通過力學分析求出其運動學、動力學特征才能做出較為準確的判斷。

2 以導桿機構為主機構的游梁式抽油機的運動分析Movements of beam pumping units with guide bar mechanism

從圖2所示的機構運動簡圖可知，取O1為坐標原點，則游梁的擺角φ3可以用下式計算

式中，l1為曲柄半徑，m；l4為機架高度，m；φ1為曲柄與x軸正向的夾角，rad；φ3為游梁的擺角，rad。

游梁的最大上擺角φ3max為

該抽油機的游梁擺角為2φ3max，從導桿機構的基本性質可知其極位夾角也為2φ3max。則，懸點的位移為

s=l（3φ3+φ3max） （3）

式中，l3為游梁前臂長度，m；s為懸點的位移，m。

由機構簡圖中幾何關系可知

l1cosφ1cos φ3=（l4-l1sinφ1） sinφ3（4）

上式兩邊對時間t求導，可求出游梁的角速度ω3的表達式為

由公式（5）可得，懸點速度的表達式為ν3=l3ω3（6）

對公式（5）求導，可求出游梁角加速度α3的表達式為

從式（7）可以得到，該抽油機的懸點加速度a3為

3 以導桿機構為主機構的游梁式抽油機的動力學分析Kinetic features of beam pumping units with guide bar mechanism

取游梁為受力構件，如圖3所示，該抽油機游梁受到曲柄通過滑塊作用在導桿上的力F23，機架作用在游梁上的力F43，同時游梁受到懸點載荷、平衡重的作用。考慮游梁的加速度變化，可以將慣性力矩考慮在內，取游梁對轉動中心O2點的力矩平衡，有

圖3　游梁受力分析Fig.3 Diagram for stresses on the beam

式中，F23為曲柄通過滑塊作用在游梁（擺桿）上的力，N； M13=I3a3，為游梁組件的慣性力矩，N·m；Q為懸點載荷，m；Qp為平衡重，N；l3'為游梁后臂長，m；l31為曲柄對游梁的力作用點到游梁轉動中心的距離，m；可以用下式計算

考慮游梁的力平衡，有

取曲柄為受力體（如圖4所示），對O1點取力矩平衡，則維持曲柄勻速運轉，需要作用在曲柄上的驅動力矩為

考慮曲柄的平衡，機架作用在曲柄上的力為

式中，Qp1、lp1、τ1為曲柄平衡的重力、質心到曲柄旋轉中心的距離、異相角，單位分別N、m、rad；F41為機架作用在曲柄轉動中心的力，N；F43為機架作用在游梁轉動中心的力，N。

圖4　曲柄受力分析Fig.4 Diagram for stresses on the crank

依據上述公式，可以對典型的以導桿機構為主機構的游梁式抽油機的運動動力性能進行分析。

4 實例分析Case studies

4.1典型抽油機的運動特性分析

Kinetic features of typical pumping units

設某型號抽油機的機架高度l3為3.5 m，游梁擺角為57o，沖程4.2 m，其曲柄半徑為l1為1.67 m，抽油機上沖程對應的曲柄轉角為237o，下沖程為123o，當沖次為4時，懸點的運動規律如圖5所示。

圖5　沖次為4、沖程為4.2 m典型抽油機的運動規律Fig.5 Movements of typical pumping units with 4 strokes and travel of 4.2 m

由圖5可以看出，該抽油機上沖程的速度特性變優，近似勻速運動（圖5b），這有利于三抽系統上沖程的工作性能。但該抽油機上下沖程運動一致性變壞，下沖程懸點加速度顯著大于常規游梁式抽油機（一般游梁式抽油機的懸點最大加速度在1.8～2.5 m/s2左右，該抽油機最大為8 m/s2），這將影響抽油機本身的動力平穩性和抽油桿柱振動特性，影響三抽系統的正常平穩工作，需要研究降低最大懸點加速度的方法。

如果提升該抽油機機架的高度，將機架高度從3.5 m增加到4.2 m，仍維持游梁擺角為1弧度，則對應的曲柄半徑將從1.67 m增至2.05 m，其懸點加速度運動規律圖6所示。對比圖5可以發現：盡管大幅度增加了抽油機的整機高度，但懸點運動特性并無顯著變化。減小游梁的擺角，也將影響懸點的運動規律：如果將曲柄的半徑從2.05 m降至1.5 m，則游梁擺角為42o，所需游梁前臂的長度則從4.2 m增加到5.75 m，懸點的運動規律如圖7所示。對比圖5和圖6 可以看出，抽油機運動平滑性變優，但上沖程懸點的加速度顯著增加。

圖6　改變支架高度后抽油機的懸點加速度變化規律Fig.6 Changes in accelerations of suspension points of pumping unit with heights of supporting rack changed

圖7　減少曲柄半徑及增加游梁前臂長度后的懸點加速度變化規律Fig.7 Changes in accelerations of suspension points of pumping unit with radius of the crank reduced and with the prolonged forearm of the beam

從上面分析可以看出，由于該抽油機的極位夾角過大，其懸點的運動平順性較差，這不利于改善三抽系統的整體動力學性能。因此，從運動分析可以看出：該類抽油機更適合在低沖次、小沖程工況下工作。

4.2典型抽油機的動力特性分析

Kinetic features of typical pumping units

對于上述抽油機，對于圖8所示的懸點靜力示功圖，當沖次為6次/ min時，配重為81 kN時實現平衡，曲柄作用在游梁上力的變化規律如圖9所示，減速箱力矩的變化如圖10所示。可以看出：曲柄與游梁之間的作用力較大，且方向是交變的，減速箱上的力矩特性較游梁式抽油機［2］的力矩特性沒有根本的變化，峰值力矩和負扭矩均變大，表明該抽油機沒有優于游梁式抽油機的節能效果。盡管抽油機支架承受的水平載荷了有下降，但不明顯。

圖8　抽油機受力分析的靜力示功圖Fig.8 Indicator diagram for static stresses on suspension point of the pumping unit

圖9　曲柄通過滑塊作用在游梁上的力Fig.9 Stresses of the crank on the beam through the slider

圖10　抽油機減速箱上的力矩變化規律Fig.10 Changes in torques of gear box in the pumping unit

圖11　沖次為1次/分時抽油機減速箱上的力矩變化規律Fig.11 Changes in torques of gear box in the pumping unit with 1 stroke/m

如果將該抽油機的沖次從6次降為1次，則該抽油機在平衡重為81 kN時將達到基本平衡，減速箱上的力矩曲線如圖11所示，力矩曲線變化相對平緩，最大值小于78 kN·m，與游梁式抽油機相當。而負扭矩為35 kN·m，較常規游梁式抽油機偏大。

5 結論Conclusions

（1）本文給出了該種新型抽油機的運動、動力分析方法，為該新型抽油機設計與分析提供了依據。

（2）通過對典型抽油機分析可發現，該抽油機（以導桿機構為主機構的游梁式抽油機）更適合小沖程、低沖次的工作狀態。對于大型抽油機，過大的極位夾角對于改善其運動、動力性能并無顯著優勢。抽油機減速箱的力矩變化較大，負扭矩和峰值扭矩較大，節能效果不明顯。

（3）該抽油機曲柄銷與導桿之間屬移動副，受力方向交變，這對潤滑和結構制造精度有一定的要求，在設計時需要注意。

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（修改稿收到日期 2015-12-26）

（編輯景 暖）

Analysis and assessment on performance of beam pumping units with guide bar mechanism

ZHAO Haihui， QI Yaoguang， DU Hongwei， CHEN Bo， MAO Jianping， SUN Jun
College of Mechanical Engineering， China University of Petroleum， Qingdao， Shandong 266580， China

For analysis and assessment on performance of a state-of-art pumping units with guide bar mechanism， analytic methods were provided in this paper for analyzing their movements and kinetic features. Depending on the dimension of the prototype， movements and kinetic features of suspension points in the pumping units， together with stresses on major components and torques of the gear box were determined. The results show that the pumping units have relatively high crank angles between extreme positions. Velocities of suspension point during upward stroke can be seen as constant approximately. These movements may contribute to energy conservation in certain indicator diagrams. However， movements in upward and downward strokes displayed poor smoothness. Consequently， beams may be deployed to balance the system. Crank may produce significant stresses with alternating directions on the beam. The pumping units with this structure can effectively satisfy demands of miniature pumping units with low strokes in oilfields.

guide bar mechanism； pumping unit； performance analysis

ZHAO Haihui， QI Yaoguang， DU Hongwei， CHEN Bo， MAO Jianping， SUN Jun. Analysis and assessment on performance of beam pumping units with guide bar mechanism［J］. Oil Drilling & Production Technology， 2016， 38（2）： 272-276.

TE933

A

1000 -7393（ 2016 ） 02 -0272 -05

10.13639/j.odpt.2016.02.027

國家科技支撐計劃（編號：2012BAH26F04），國家自然科學基金（編號：51174224）聯合資助。

趙海暉（1971-），副教授，碩士生導師，從事采油機械方面研究和教學工作。通訊地址：（266580）山東省青島市長江西路66號中國石油大學（華東）機電工程學院。電話：0532-86988709。E-mail：zhaohaihui@upc.edu.cn

綦耀光（1957-），教授，博導，主要從事采油機械方面研究和教學工作。通訊地址：（266580）山東省青島市長江西路66號中國石油大學（華東）機電工程學院。電話：0532-86988819。E-mail：qiyg57@126.com

引用格式：趙海暉，綦耀光，杜宏偉，陳波，毛建平，孫軍.主機構為導桿機構的游梁式抽油機性能分析與評價［J］.石油鉆采工藝，2016，38（2）：272-276.