新型抽油機盤根盒自動壓緊裝置設計*

臧 珉，劉 曉，韓承君，劉曉東，劉子威

（山東石油化工學院，山東東營 257061）

0 引言

抽油機井口處設置盤根盒，將油管與光桿間的環形空間密封，防止原油從光桿處泄漏[1]。在生產過程中，由于光桿與盤根頻繁摩擦造成過度磨損、盤根老化等原因，致使井口密封不緊，最終出現原油漏失。為了保證良好的密封效果，需要不斷壓緊盤根，而擠壓太緊又會導致抽油機能耗升高，所以要合理控制盤根與光桿間配合松緊程度[2-5]。井口漏油問題一直是采油一線面臨的主要問題之一，因此國內許多專家學者在盤根密封的結構、使用方法、材料等方面進行了相關研究。

近幾年，石油裝備制造業的快速發展帶動了盤根密封結構上的不斷創新，中煤科工集團龐濤等[6]研制了一種自調偏式井口光桿密封裝置，實現密封盒與光桿隨動對中；東北石油大學劉曉明等[7]設計了具有防噴防盜、潤滑節能、自動補償等功能的新型盤根盒；大慶油田呂秋云[8]采用定扭矩盤根盒，采用人工調定、規范操作的方式控制抽油機盤根處的能耗。目前盤根密封結構均需要人工定期預緊、憑經驗控制預緊力，故在降低能耗、降低工人勞動強度、精準控制預緊力矩等方面沒有取得良好效果。

基于此，本文設計一種新型抽油機盤根盒自動壓緊裝置，可以代替人工定期自動預緊，并且可根據不同油井的生產參數調整擰緊力矩，提升預緊加壓精確度與工作效率，提高井口密封效果。

1 設計原理

新型抽油機盤根盒自動壓緊裝置主要由步進電機、定扭矩機構、傳動機構、自緊機構、原井口結構等部分組成，如圖1所示。

圖1 新型抽油機盤根盒自動壓緊裝置

步進電機1 按照設定程序定期工作，經行星減速器增大扭矩后，帶動定扭矩機構2 轉動。在定扭矩機構2中，通過棘輪和棘爪控制傳遞扭矩從而形成兩種運動模式：當傳遞扭矩未達到設定值時，棘爪與棘輪嚙合，棘輪旋轉，從而帶動傳動機構4始終單向轉動，自緊裝置3中的自緊螺母轉動后使壓帽下移，壓緊盤根達到緊固的效果；當盤根壓緊到一定程度，轉動自緊螺母所需扭矩超過了定扭矩機構2 的設定值時，棘輪和棘爪就會脫離嚙合，自緊螺母不再轉動，壓帽也不再下移，防止由于過度擰緊盤根造成的能耗升高，實現嚴格控制擰緊力矩的效果。整個工作過程由步進電機帶動完成，不需人工操作，實現降低工人勞動強度的效果。

為了增強新型抽油機盤根盒自動壓緊裝置的適用性，在結構設計時以原井口結構4 為基礎，通過卡扣將自緊機構和原井口結構4 連接起來，使該裝置可以方便地安裝到多種井口上，擴大裝置的使用范圍。

2 結構設計

本設計主要分為機械部分和控制部分兩大類。機械部分分為傳動機構設計、定扭矩機構、自緊機構設計；控制部分分為控制器設計、步進系統設計。通過對各個部分用SolidWorks 建立模型，進行仿真與計算，對不符合要求的地方進行整改，最終完善設計。

為了確定設計的初始數據，對油田常用游梁式抽油機的基本參數進行了調研，確定了運用較廣泛的沖程和沖次的數據：沖次為6/min＜nmax≤15/min，沖程為3 m＜Smax≤6 m；選定光桿規格為φ32 mm 的光桿；光桿平均速度為v=1.1 m/s。

2.1 傳動機構的設計

為了將步進電機的動力傳遞到自緊螺母，同時也為了降低轉速增大扭矩，設置了由棘輪、棘爪、大齒輪、螺紋管等結構組成的傳動裝置，如圖2所示。

圖2 傳動裝置示意圖

棘輪2 由直徑為124 mm 的小齒輪改裝而成，采用內棘輪的方式，不僅使安裝和拆卸更加方便，而且使棘輪與棘爪嚙合更加便利。棘輪2 安裝在行星減速器上面，兩者用聯軸器連接；直徑為172 mm的大齒輪安裝在井口上面與盤根盒通過推力軸承連接。輪芯1 通過鍵連接到主軸上，在程序的控制、電機的驅動下定期轉動，輪芯1 上裝有棘爪，棘爪隨著輪芯1 的轉動而帶動棘輪2 的轉動。棘輪2 通過螺栓與上下端蓋聯接，在棘輪內側，棘輪與棘爪嚙合后轉動，在棘輪外側與大齒輪5 嚙合，并將運動傳動給螺紋管，從而驅動自緊螺母。

通過查詢機械手冊與實際情況的對比，在實驗之后，取小齒輪模數m1=2，齒數z1=72；大齒輪模數m2=2，齒數z2=103。齒輪傳動比為：

保留一位小數取傳動比i=1.4。

通過查詢資料得，對于普通抽油機，在擰緊盤根時扭矩最大值約為T=60 N·m 時，即自緊機構達到T=60 N·m，壓帽下降到最適距離。此時，小齒輪的扭矩為：

代入數字得T1=42.56 N · m，故棘輪傳遞的扭矩為：

T2= T1=42.56 N · m

2.2 定扭矩結構設計

由于井場工作條件差異較大，抽油機型號種類多，擰緊盤根時所需的力矩也應不同，設計了扭矩可調式的定扭矩結構，如圖3 所示。電機輸出的扭矩經過行星減速器傳遞給輪芯2，彈簧3、固定件7 將棘爪6 固定在輪芯2 上，棘爪6 與輪芯2 同步轉動。通過彈簧3 可以調節棘爪6 的位置從而控制傳遞扭矩的大小，力矩的具體數值要根據井場實際相結合，受盤根盒受型號、勞損程度等作用的影響，力矩具體數值差距較大。本文以油田生產中常用的擰緊力矩最大值60 N·m 為初始參數進行結構設計，棘輪齒數通常取6～30，齒數取24。按照彎曲疲勞強度計算棘輪模數，查機械設計手冊得模數為：

圖3 定扭矩結構

式中：T為棘輪傳遞的扭矩；Z為棘輪的齒數；ψ為齒寬系數；[σ]為棘輪材料許用彎曲應力。

代入數字計算可得：m≥2.77 mm。棘輪模數選3 mm，棘輪的其余結構參數如表1所示。

表1 棘輪結構參數Table.1 Structural parameters of ratchet wheel

如圖4 所示，軸3 采用階梯軸的形式，使用軸用墊圈4能更好地固定棘輪的各個零部件。為減小軸3與端蓋之間的摩擦，選用內徑14 mm 的軸承5。固定件1的作用是與棘爪2 限制彈簧的伸長量，從而實現精確扭矩，固定件1 通過螺栓固定在T 型槽中。為了能更好地固定棘爪2，方便拆裝棘輪，增加材料的利用率，降低輪芯強度，在輪芯上選用60°燕尾槽固定棘爪。同時，為了棘爪強度和降低傳動誤差，采用兩個棘爪對稱布置的方式。

圖4 棘爪固定

2.3 自緊機構的設計

在生產過程中，主要通過人工的方式來進行盤根預緊。原理是通過使壓帽轉動，從而使壓帽向下移動，進而擠壓位于下方的密封填料，使其與光桿更加緊密的接觸，防止漏油的產生[9-13]。在該裝置設計時，仍然采用這個原理，主要區別是，將傳統的人工預緊升級為步進電機驅動的機械預緊。自緊機構的具體結構如圖5 所示，通過傳動機構將扭矩傳遞給大齒輪2。大齒輪2與螺紋管3 通過螺栓9 連接，當齒輪2 轉動時，螺紋管3 也隨之旋轉。此時，在內外螺紋旋合作用下壓帽4 會向下移動，擠壓盤根填料8，使其與光桿6貼合緊密，達到最終壓緊盤根的目的。

圖5 自動補償盤根盒

齒輪2與壓帽5位于井口上方，為防止大齒輪2與井口裝置10 之間、螺紋管3 與壓帽4 之間接觸產生磨損，放置有推力軸承1 和推力軸承7。壓帽4 與螺紋管3 通過螺旋副做相對運動，壓帽4 向下壓緊盤根8，導向螺栓5固定在盤根盒上，防止壓帽4 隨螺紋管3 的旋轉而轉動。導向螺栓一共有3個，成等邊三角形分步，增大穩固性。同時，為了避免因推力軸承1左右躥動影響壓帽的下降，在推力軸承1 上固定了一個壓片。壓片直徑110 mm，底部含有固定推力軸承1 的圓孔。選用直徑為φ3 mm 的十字平頭螺栓固定在盤根盒上，并且在圓周均布固定，使受力均勻，固定效果更好。

螺紋管的螺紋螺距為6 mm，小徑為115 mm。螺紋管的內徑為85 mm，螺紋內壁直接與井口距離為1 mm，減少摩擦，降低能量損耗。

2.4 步進電機的選擇

由于需要定期工作擰緊螺母，且運動速度不高，該裝置選用步進電機為動力源。光桿直徑選取32 mm，其運行速度約為v=1.1 m/s。根據對井場生產數據的調研與分析，常規井口盤根擰緊操作時所需扭矩為60 N·m，考慮到工作環境和實際需求，同時留有設計余量，本裝置選取功率為7.5 kW 兩相步進電機，型號為D57CM31，其轉速為1 500 r/min，可傳遞扭矩為3.1 N·m；選擇PLF60A型減速器，傳動比為16。電動機輸出的扭矩經減速器、直齒輪傳遞后增大，通過傳動比可以計算出扭矩為69.44 N·m，足夠帶動自緊機構正常運轉。

選定步進電機步進角1.8°，步進電機驅動器采用DM860 型，細分數為2，脈沖頻率為500 Hz，計算每秒鐘轉過的角度：

式中：φ為步進電機步進角；Z為細分數；f為脈沖頻率。

經過計算可得φ= 450°，即每秒1.25 轉，則轉速為75 r/min，電機工作在最大扭矩區間，可發揮電機性能。電機運行的程序如圖6所示。

圖6 電機運轉程序

3 結束語

本文通過對國內現有的抽油機盤根密封裝置研究和油田實際使用情況進行了分析和研究，設計出一種運用定力矩機構、傳動機構、自緊機構相互配合，實現定期自動預緊的裝置。

（1）通過使用STM32 單片機控制步進電機定期轉動的方式，使裝置自動定期工作，改變了人工定期預緊的模式，減少了工人勞動強度。

（2）通過設計棘輪與棘爪配合實現扭矩控制功能，經過理論計算和軟件模擬，證明該結構裝置能夠實現預定功能。

（3）考慮到每個井口因為壓力、深度、含油量各不相同，需要根據每個井口的實際情況設置扭矩，設置了扭矩調節功能，增強了裝置的適用性。

（4）裝置以現有井口結構為設計基礎，可以方便地直接安裝在現有裝置上，適應范圍廣，成本低。