張 博，崔鋼都，原 軍，繆志洪，田 園，田中濤，王曉華

（中國重型機(jī)械研究院股份公司，西安710032） ①

1 結(jié)構(gòu)原理

搖擺式雙井抽油機(jī)（如圖1所示）是一種雙井同步采油設(shè)備，可大幅提高油田叢式井組的采油效率，并降低油田設(shè)備成本及能源成本。其工作原理為：開關(guān)磁阻電機(jī)通過皮帶驅(qū)動減速機(jī)動作，減速機(jī)通過連桿機(jī)構(gòu)帶動擺動臂周期性地?fù)u擺，由轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)把擺動臂的搖擺動作轉(zhuǎn)化為懸繩器總成的上下往復(fù)運(yùn)動，實(shí)現(xiàn)抽油桿的上下往復(fù)運(yùn)動。在此過程中，通過“雙井同步、動態(tài)平衡”的原理實(shí)現(xiàn)均衡載荷，在單井維修時(shí)，維修井口上方移出空間，另一口井繼續(xù)正常工作。

搖擺式雙井抽油機(jī)保持了游梁式抽油機(jī)的結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、操作維護(hù)方便等優(yōu)點(diǎn)，電機(jī)、減速機(jī)、皮帶輪、軸承等的選用均參考油田常用游梁式抽油機(jī)，這樣就能降低油田對抽油機(jī)備品、備件的采購及管理成本。其關(guān)鍵技術(shù)包括：開關(guān)磁阻電機(jī)智能調(diào)控技術(shù)；雙井同步抽油機(jī)構(gòu)；井口讓位機(jī)構(gòu)；載荷補(bǔ)償機(jī)構(gòu)。

本文針對造成搖擺式雙井抽油機(jī)振動的幾個(gè)主要影響因素，通過有限元法、經(jīng)驗(yàn)對比法等進(jìn)行分析，并找出正確的解決辦法，為設(shè)計(jì)者下一步的設(shè)計(jì)改進(jìn)提供依據(jù)。

圖1 搖擺式雙井抽油機(jī)結(jié)構(gòu)

2 問題分析

在對搖擺式雙井抽油機(jī)的調(diào)試過程中發(fā)現(xiàn)如下問題：在兩側(cè)懸繩器換向時(shí)，整機(jī)會出現(xiàn)強(qiáng)烈的振動，該振動延續(xù)了一段時(shí)間后，設(shè)備局部出現(xiàn)了螺栓松動、異響等現(xiàn)象。課題組對整機(jī)的運(yùn)行狀況進(jìn)行了分析，初步總結(jié)了造成振動的5個(gè)主要影響因素：

1） 擺動臂、連桿強(qiáng)度不夠，在運(yùn)行過程中出現(xiàn)了較大的折彎變形。

2） 傳動件各連接軸強(qiáng)度不夠，在運(yùn)行過程中出現(xiàn)了扭曲、折彎等變形。

3） 傳動部分最大輸出扭矩／輸出功率不夠，在運(yùn)行過程中出現(xiàn)了過載傳動。

4） 傳動底座自身強(qiáng)度以及其與基礎(chǔ)間的連接強(qiáng)度不夠，在運(yùn)行過程中出現(xiàn)了整體振動。

5） 省去了皮帶傳動這一振動緩沖環(huán)節(jié)，使得傳動部分的振動直接傳送到了其他運(yùn)轉(zhuǎn)部件上。

針對第1～2條影響因素，課題組對擺動臂、傳動件各連接軸進(jìn)行了有限元分析，通過計(jì)算的方法進(jìn)行排除；針對第3條影響因素，課題組直接將傳動底座焊接到了整機(jī)底座上，規(guī)避掉了這一因素；針對第4條影響因素，課題組選用了功率大一級的電機(jī)，通過實(shí)際運(yùn)行效果進(jìn)行排除；針對第5條影響因素，課題組增設(shè)了皮帶傳動，通過實(shí)際運(yùn)行效果進(jìn)行排除。

3 影響因素分析

3.1 擺動臂和連桿強(qiáng)度

在搖擺式雙井抽油機(jī)的工作過程中，連桿將傳動部分的動力通過擺動臂、轉(zhuǎn)向輪等機(jī)構(gòu)傳送到懸繩器上，擺動臂和連桿的強(qiáng)度直接影響整機(jī)運(yùn)行的穩(wěn)定性。因此，課題組將原設(shè)備上的擺動臂和連桿拆卸下來，替換上了加強(qiáng)后的擺動臂和連桿。

由于擺動臂和連桿均為裝配結(jié)構(gòu)，為保證每個(gè)零件的運(yùn)行可靠性［1］，課題組在實(shí)驗(yàn)室對加強(qiáng)后的2個(gè)部件進(jìn)行了最大受力狀態(tài)下的帶載試驗(yàn)?？紤]到連桿和曲柄連接部分為偏載受力結(jié)構(gòu)，課題組將此連接部分改為雙軸承支撐結(jié)構(gòu)，對改進(jìn)后的連桿在最大受力狀態(tài)下進(jìn)行了有限元分析［2］，如圖2。

圖2 連桿應(yīng)力和應(yīng)變云圖

由圖2可知：連桿部件最大應(yīng)力點(diǎn)應(yīng)力值為85.7MPa，最大應(yīng)變區(qū)域應(yīng)變量為2.386mm。在對加強(qiáng)后的連桿部件進(jìn)行有限元分析后，可以確認(rèn)連桿最大應(yīng)力低于其材料屈服強(qiáng)度，最大應(yīng)變量應(yīng)通過優(yōu)化設(shè)計(jì)來降低。

3.2 傳動件各連接軸強(qiáng)度

在搖擺式雙井抽油機(jī)的工作過程中，傳動件各連接軸的強(qiáng)度直接影響連接件運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性［3］。由于擺動臂轉(zhuǎn)動軸和連桿曲柄連接軸的工況最為惡劣，課題組將原來的相關(guān)零部件進(jìn)行了加強(qiáng)。對加強(qiáng)后的這2個(gè)軸類零件進(jìn)行最大受力狀態(tài)下的有限元分析，如圖3～4所示。

圖3 擺動臂轉(zhuǎn)動軸應(yīng)力和應(yīng)變云圖

由圖3可知：擺動臂轉(zhuǎn)動軸最大應(yīng)力點(diǎn)應(yīng)力值為162.4MPa，最大應(yīng)變區(qū)域應(yīng)變量為0.152mm。

圖4 連桿曲柄連接軸應(yīng)力和應(yīng)變云圖

由圖4可知：連桿曲柄連接軸最大應(yīng)力點(diǎn)應(yīng)力值為112.9MPa，最大應(yīng)變區(qū)域應(yīng)變量為0.021mm。在對加強(qiáng)后的這2個(gè)軸類零件進(jìn)行有限元分析后，可以確認(rèn)軸類零件最大應(yīng)力低于其材料屈服強(qiáng)度，最大應(yīng)變量遠(yuǎn)低于實(shí)際振幅，其強(qiáng)度足夠。

3.3 傳動可靠性

電機(jī)功率和減速機(jī)額定輸出扭矩這2個(gè)參數(shù)是整機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行的保障，電機(jī)功率或扭矩不足會降低相關(guān)件的壽命，產(chǎn)生過載振動，長期磨損內(nèi)部傳動件后會產(chǎn)生異響。因此，電機(jī)功率和減速機(jī)額定輸出扭矩的選型是整機(jī)設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)。

抽油機(jī)電機(jī)選型的前提條件應(yīng)綜合考慮光桿沖程、沖次及懸繩器最大載荷［4］，預(yù)算功率為

Py＝1.15FS／2t

式中：F為單側(cè)懸繩器最大載荷，N；S為光桿沖程，m；t為光桿完成1次沖程所需要的時(shí)間，s。

抽油機(jī)減速機(jī)選型的前提條件應(yīng)綜合考慮電機(jī)功率、電機(jī)轉(zhuǎn)速及光桿沖次，預(yù)算減速機(jī)輸出扭矩［5］為

T＝9 549ηPei／n

式中：η為電機(jī)功率因數(shù)；Pe為電機(jī)額定功率，kW；i為傳動比；n為電機(jī)輸出轉(zhuǎn)速。

經(jīng)過計(jì)算，初步選定了合適的電機(jī)和減速機(jī)型號，經(jīng)過一段時(shí)間的運(yùn)行，記錄了用電量、整機(jī)最大運(yùn)行電流等參數(shù)。為保證電機(jī)、減速機(jī)運(yùn)行的可靠性，采用下列公式進(jìn)行了實(shí)際運(yùn)行功率的計(jì)算，為以后的電機(jī)選型提供依據(jù)。即

式中：W 為運(yùn)行時(shí)間內(nèi)的用電量，kW·h；t為運(yùn)行時(shí)間，h；U 為電壓值，V；I為整機(jī)最大運(yùn)行電流，A。以上計(jì)算公式僅供參考，在實(shí)際計(jì)算時(shí)應(yīng)根據(jù)井位要求考慮卡泵規(guī)避系數(shù)、安全系數(shù)、動載系數(shù)等計(jì)算因素。

3.4 其他影響因素分析

3.4.1 機(jī)架及其相關(guān)連接件的強(qiáng)度

由于各傳動件均安裝在機(jī)架上，傳動過程的驅(qū)動力需要通過機(jī)架平衡，因此，機(jī)架及其相關(guān)連接件的強(qiáng)度直接影響整機(jī)的運(yùn)行穩(wěn)定性［6］。通過在實(shí)際運(yùn)行過程中對機(jī)架及其相關(guān)連接件的觀察，排查出中間架、傳動底座等幾個(gè)出現(xiàn)小幅變形的部件，并做出如下設(shè)計(jì)更改：增大中間架與相關(guān)件的連接面（如圖5所示）；將傳動底座與整機(jī)底座設(shè)計(jì)為焊接一體式結(jié)構(gòu)。

圖5 中間架改進(jìn)前后對比

3.4.2 皮帶傳動作用

皮帶傳動有著過載保護(hù)、緩振降噪、維修方便、價(jià)格低廉等優(yōu)勢，但傳動效率較低，傳動比不準(zhǔn)確。考慮到抽油機(jī)要求較高的整機(jī)平穩(wěn)性以及較低的制造和維護(hù)成本，而對傳動精度要求不高，因此課題組將傳動方式從“電機(jī)—減速機(jī)—曲柄”更改為“電機(jī)—皮帶—減速機(jī)—曲柄”，即增加了一級皮帶傳動，降低了減速機(jī)的速比。

4 結(jié)論

1） 經(jīng)過驗(yàn)證，提高擺動臂各軸孔的加工平行度能夠大幅提高設(shè)備運(yùn)行穩(wěn)定性。

2） 優(yōu)化連桿軸孔尺寸，即設(shè)計(jì)為雙軸承支撐結(jié)構(gòu)，增大受力面積。

3） 合理選定各主要連接軸的設(shè)計(jì)安全系數(shù)及材質(zhì)，確保連接軸的使用壽命。經(jīng)過驗(yàn)證，主要受力軸選用40Cr鋼，在同樣強(qiáng)度要求下尺寸比較合理。

4） 通過實(shí)際用電情況復(fù)核電機(jī)功率，確保電機(jī)功率、減速機(jī)輸出扭矩的可靠性。經(jīng)過驗(yàn)證，圓柱齒輪減速機(jī)在抽油機(jī)上的使用性能更好。

5） 優(yōu)化整機(jī)機(jī)架及其相關(guān)連接件的結(jié)構(gòu)及形式，在允許的情況下盡量使用焊接一體式設(shè)計(jì)，確保整機(jī)運(yùn)行的穩(wěn)定性。

6） 增加一級皮帶傳動，確保整機(jī)抗噪性能。經(jīng)過驗(yàn)證，皮帶傳動的傳動性能更適合油田采油機(jī)械。

［1］ 鄧興平，許偉東，李 偉，等.彎游梁抽油機(jī)平衡臂失效分析及結(jié)構(gòu)改進(jìn)［J］.石油礦場機(jī)械，2011，40（10）：19-23.

［2］ 馬衛(wèi)國，黃輝建，徐鐵鋼，等.抽油機(jī)曲柄銷總成接觸有限元分析［J］.石油礦場機(jī)械，2011，40（12）：58-61.

［3］ 李 娟，李曉東，韓修廷，等.單曲柄正扭矩柔性抽油機(jī)原理及試驗(yàn)研究［J］.石油礦場機(jī)械，2012，41（8）：36-39.

［4］ 湯敬飛，吳曉東，馬國瑞，等.調(diào)徑變矩抽油機(jī)懸點(diǎn)載荷計(jì)算［J］.石油礦場機(jī)械，2011，40（11）：37-40.

［5］ 鄒龍慶，周 亮.游梁式雙驢頭雙井抽油機(jī)動力性能分析［J］.石油礦場機(jī)械，2012，41（8）：14-17.

［6］ 張萬江，于勝存，陳國黨.游梁平衡式抽油機(jī)結(jié)構(gòu)件特點(diǎn)及焊接工藝［J］.石油礦場機(jī)械，2010，39（6）：82-84.