改善游梁式抽油機負扭矩工況的一種新途徑

閆永杰，張 瑞，蘇智劍

（鄭州大學 機械工程學院，鄭州 450001）

0 引言

現有游梁式抽油機由于載荷作用到曲柄上的扭矩與曲柄上配重所產生的扭矩二者變化規律的不完全一致，如圖1所示。造成抽油機在一個工作循環中，電動機端兩次出現負扭矩的情況，使電動機工作在發電狀態，所產生的電力諧波嚴重干擾了電網的正常運行。為解決此問題，國內外開展了大量的相關研究工作[1,5,8]。我們在前人研究的基礎上，提出了一種使用特殊設計的非圓齒輪傳動機構解決該問題的技術方案，其思路是利用非圓齒輪的變傳動比特性，在通過理論分析和實驗研究得到曲柄實際轉速圖的基礎上，設計相關非圓齒輪副參數，用非圓齒廓部分代替抽油機減速箱一級圓柱齒輪進行傳動，進而改善或消除游梁式抽油機負扭矩工況。

圖1 游梁式抽油機負扭矩產生的原因

1 游梁式抽油機數學模型的建立

1.1 非圓齒輪—曲柄搖桿串聯機構的動力學和運動學分析

圖2為非圓齒輪—曲柄搖桿串聯機構的模型圖。減速箱輸入軸O1上為主動非圓齒輪，減速箱的輸出軸O2上為從動非圓齒輪，曲柄搖桿機構的曲柄AB和減速箱輸出軸固連在一起，曲柄隨著輸出軸的轉動而運動。

圖2 非圓齒輪—曲柄搖桿串聯機構模型圖

角位移方程：

角速度方程：

角加速度方程：

以上各式中，ri(i=1,2,3,4)分別表示桿長；θi=(i=1,2,3,4)是各桿與水平正向的夾角，單位為rad；是各桿的角速度，單位為rad/s，ai是各桿的角加速度，單位為rad/s2。

圖3 游梁式抽油機扭矩計算模型圖

1.2 抽油機曲柄扭矩計算模型

設純光桿載荷扭矩為TW，平衡扭矩為TR，凈扭矩為TW，扭矩因數為TF：

可知：

將上式帶入式(4)有：

2 實例計算與分析

我們以CYJ10-3-53HB型抽油機為例來分析抽油機在運行中的運動學和動力學特性。如圖為CYJ10-3-53HB型游梁式抽油機的結構模型簡圖。

2.1 抽油機的動力學和運動學特性

抽油機的動力學和運動學特征如圖4～圖7所示。

圖4 曲柄勻速轉動時游梁式抽油機懸點的運動學特性

圖5 游梁式抽油機曲柄搖桿機構扭矩因數圖

圖6 游梁式抽油機搖桿機構傳動比圖

圖7 游梁式抽油機曲柄速度擬合圖

2.2 分析計算

從以上對游梁式抽油機的運動學和動力學性能的理論分析可得，在普通游梁式抽油機運行中，會周期的出現曲柄失速的現象，即出現負扭矩（如圖7所示）。由于搖桿機構的傳動比在一個周期內兩次存在瞬時較大的情況，在一個周期內抽油機的運動存在較大的不平穩，導致抽油機在運行過程中出現負扭矩，因此我們設計了一種應用于現有游梁式抽油機的非圓齒輪副的設計方法，重新設計減速箱，用非圓齒輪代替一級圓柱齒輪，用以解決上述現象。如圖7所示，在游梁式抽油機工作周期中，曲柄出現兩次失速現象，分別處在上行程和下行程。在曲柄失速階段，我們設計使用非圓齒廓代替原有的齒輪圓形齒廓，使齒輪傳動比由固定變為可變，當失速現象發生時，適當調整傳動比，使電機能在保持額定轉速的情況下，曲柄轉速能對四桿機構運動進行跟隨，進而使曲柄失速現象得到改善，減少或消除抽油機在運行過程中出現的負扭矩。

綜合前面的分析計算，我們運用非圓齒輪傳動的特性，用非圓齒廓部分代替一級圓柱齒輪，重新設計游梁式抽油機的減速箱。根據搖桿機構的傳動比特性，以及所編寫的計算程序，選擇一組合適的傳動比參數，設計非圓齒輪節曲線如圖8所示。由非圓齒輪節曲線所確定的傳動比，重新對游梁式抽油機懸點速度進行擬合計算，所得到的抽油機懸點速度如圖9所示。通過與曲柄勻速時抽油機懸點速度進行對比，我們發現抽油機懸點速度曲線可以分為A,B,C,D四個階段。在A，C階段，我們擬合出的懸點速度與曲柄勻速時基本重合；在B，D階段由于非圓齒輪傳動比變化，使曲柄速度增大，實現電機能在保持額定轉速的情況下，曲柄轉速能對四桿機構運動進行跟隨，改善了這一階段曲柄失速的現象，減少或消除了抽油機在運行過程中出現的負扭矩。

圖9 游梁式抽油機懸點速度擬合對比圖

3 結論

從以上計算分析可以看到：游梁式抽油機的減速箱，采用非圓齒廓部分代替圓柱齒輪，能夠有效的解決游梁式抽油機在運行中產生的負扭矩現象，減小系統的不平衡度，消除電動機在運行中產上的發電現象，改善游梁式抽油機的運行狀態，以增加采油效率。

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