四連桿抽油機傳動機構的結構計算與優化*

楊 俠，宋 晶，郭 釗，余 蓓

（武漢工程大學 機電工程學院，湖北 武漢 430073）

0 引 言

節能型抽油機是現代抽油機的發展趨勢，而抽油機平衡對能量損失影響較大，占整個損失的50%以上，是節能的重點［1］。對于傳統游梁式抽油機的平衡，是平衡重產生的力矩與懸點載荷及抽油機的結構不平衡重產生的力矩的平衡［2］，即運用重塊直接平衡結構自重和載荷兩類所產生的扭矩，但是結構自重和載荷的變化規律是不同的，僅僅直接運用平衡重塊平衡上述兩者的扭矩變化，是不可能達到的，且運動不平穩。而能量損失與抽油機扭矩的變化成比例，在其他條件相同時，抽油機扭矩變化越大，則電流的均方根值也就越高，能量損失越大；而抽油機扭矩越平穩，則能量損失就越小［3］，因此，限制抽油機扭矩變化，并使其運動平穩，是節能型抽油機的一大特點。周紅杰等［4］利用Matlab對游梁式抽油機平衡參數進行優化，使平衡扭矩變化平穩，從而達到節能的目的。此外，白晶等［5］通過計算機求解一種新型抽油機平衡，使抽油機運動平衡率有所提高。而本研究所提出的抽油機是一種新型平行四連桿抽油機，相比于傳統游梁式抽油機，其特點在于結構簡單、運動較平穩，只要結構自重達到平衡，并依據懸點載荷變化規律，就可以通過配重平衡塊平衡懸點載荷，從而使該新型平行四連桿抽油機達到全平衡。考慮到該新型抽油機的主要部件［6-8］，平行四連桿機構作為傳動機構，對抽油機運動性能有著較大的影響。同時，隨著計算機技術和軟件技術的不斷發展，計算機輔助設計軟件作為現代設計方法的一個應用，已經在各抽油機企業得到廣泛的應用［9］。

本研究重點研究該新型平行四連桿抽油機的傳動機構結構不平衡問題，運用三維設計軟件Solid?Works2010，通過建模仿真得到能保證工作過程中良好力學性能的新平行四連桿機構，分析該傳動機構的結構不平衡性，并采用天平原理，優化平行四連桿機構，最終實現新型抽油機結構平衡。

1 平行四連桿機構模型

平行四連桿機構的尺寸大小及位置關系如圖1所示。

圖1 平行四連桿機構模型

它主要由驅動臂AF、從驅動臂FB、長支撐桿EC、短支撐桿CG和基座C構成，作為傳動機構，平行四連桿機構不僅具有傳動功能，還具有精確的運動放大作用，并且由于抽油機運動特性，抽油機懸點運動軌跡必須滿足直線運動，即當B點作直線運動時，該平行四連桿機構傳遞的運動使A點也作直線運動。

本研究根據機械工程經驗，以工程運用廣泛的12型傳統游梁式抽油機數據為參考。根據抽油機設計原理，多連桿機構必須滿足抽油機運動及動力目標參數：①懸點載荷F=120 kN；②懸點沖程S=3.6 m；③懸點沖次為6次/分鐘；④四連桿變形比例機構的比例k=3。

2 結構計算和優化

2.1 初始優化

根據圖1的尺寸及位置關系，并考慮已給出的模型參數，筆者選取各桿件初始尺寸、約束等參數，驅動臂 A F=4 m，從驅動臂F B=4 m，長支撐桿EC=3 m，短支撐桿CG=1 m，限制B點運動軌跡為直線，則A點運動軌跡也為直線，所建立的簡單模型如圖2所示。

圖2 平行四連桿機構簡單模型

同時，為了使傳動機構能夠正常工作，幫助設計者合理選擇構件的適當材料和形狀，確定所需要的幾何尺寸，傳動機構必須具有足夠的強度、剛度和穩定性，即力學性能，在此基礎上，筆者以最經濟的代價，為構件確定合理的材料和形狀。而有限元分析正是基于這種思想應運而生的［10-13］，在Solidworks軟件中，CosmosWorks（Simulation）插件模塊正是基于有限元方法來進行分析，適用于對零件或裝配體的靜態、熱傳導、扭曲、頻率、跌落測試及優化分析。

對于平行四連桿機構，本研究利用有限元分析，分別對驅動臂、從驅動臂、支撐桿等分別進行靜態分析和優化分析，在保證力學性能情況下，質量最小化設計，然后進行裝配、仿真，使其運動特性基本滿足模型參數，初始優化后的結構如圖3所示。

圖3 平行四連桿機構初始優化模型

2.2 質心軌跡坐標及結構平衡優化

本研究對平行四連桿傳動機構進行了平衡分析，以基座為支點，抽油機在運動過程中，由于傳動機構自身重量產生的對支點的力矩是隨著運動過程而不斷變化的，即對支點的力矩處于不平衡狀態，這種不平衡狀態會使力矩變化幅度大，從而導致抽油機運動的不平穩，能耗增大。力矩的變化取決于質量力和質心對支點的力臂，由于傳動機構質量不變，質心對支點的力臂也就是以支點為原點、質心的坐標。

本研究以如圖3所示的裝配結構為基礎，在Solid?Works中對傳動機構進行運動仿真。

由模型參數可知，周期T=10 s，本研究利用質量屬性，在一個周期內每隔1 s取質心坐標，得到該傳動機構的三維質心運動軌跡，抽油機初始結構質心運動坐標數據如表1所示。

表1 初始結構質心運動坐標

由表1可知，質心坐標值表明平行四連桿機構質心明顯偏離支點，因此，為了保證力矩的盡可能地小或變化幅度近似不變，從而減小傳動過程的能耗，則必須在保證力學性能情況下改變其結構，使其質心接近支點。

由于該抽油機的傳動機構在運動過程中，速度較低，運動較緩慢，本研究采用天平原理，在質心偏離支點的另一端添加平衡輪，且使平衡輪的軌跡與質心軌跡近似相同，從而達到使抽油機在運動過程中，兩者相對于支點的合力矩最小和變化幅度最小，添加平衡輪之后的裝配結構如圖4所示。

為了解質心變化趨勢，找出最佳的尺寸組合，本研究選取3套設計方案，以快速分析多個設計情形，分別改變平衡輪直徑為1 002 mm、1 026 mm和1 050 mm，再進行運動仿真，質心運動軌跡坐標值的取值辦法同上，分別得到坐標值數據如表2～4所示。

圖4 添加平衡輪后的裝配結構

表2 平衡輪直徑為1 002 mm質心運動軌跡坐標

表3 平衡輪直徑為1 026 mm質心運動軌跡坐標

表4 平衡輪直徑為1 050 mm質心運動軌跡坐標

從表2～4可以知道，質心的X、Y運動坐標值是隨著時間而變化，而Z軸坐標在整個過程中是不變的，因此不予考慮。將X、Y軸坐標值隨時間變化的4組數據分別進行比較，得到X、Y軸心偏移坐標軌跡圖如圖5、圖6所示。

圖5 X軸質心偏移坐標軌跡圖

圖6 Y軸質心偏移坐標軌跡圖

圖5、圖6顯示，在初始結構中，隨著時間的變化，X軸水平坐標和Y軸豎直坐標變化幅度大，最大偏差分別為ΔXmax=1121.1mm、ΔYmax=966.31mm；本研究在傳動機構添加了平衡輪之后，隨著時間的變化，X軸水平坐標和Y軸豎直坐標整體變化幅度相對于初始結構較小，最大偏差降低分別約85.87%和92.42%，且當平衡輪直徑逐漸增大時，X軸最大偏差逐漸減小，Y軸最大偏差逐漸增大。即當平衡輪直徑為1 050 mm時，X坐標變化幅度最小，最大偏差為ΔXmax=158.38mm；當平衡輪直徑為1 002 mm時，Y坐標變化幅度最小，最大偏差為ΔYmax=73.28mm。

綜上所述，結構優化后的平行四連桿機構的質心X、Y坐標值相對于初始結構減小，而且變化幅度大大降低，導致其結構自重在運動過程中所產生的力矩減小和變化幅度也降低，從而使抽油機所需的扭矩減小并且變化平穩，能耗也就大大降低。

3 結束語

本研究通過采用三維設計軟件SoildWorks，重點對新型抽油機的傳動機構—平行四連桿機構進行了建模、優化，優化后的傳動機構的X、Y軸質心坐標最大偏差降低分別約85.87%和92.42%，從而使傳動機構運動更加趨于平穩，基本滿足結構平衡的要求，另外還具有能耗低等優點。

盡管優化后的平行四連桿機構還需要工程實例驗證，但完善的優化設計能使所設計的產品結構達到最佳的技術經濟指標，具有重要的經濟價值。

（References）：

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