華 劍 (長江大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院,湖北荊州434023)

童新華 (裝備指揮技術(shù)學(xué)院士官系,北京1 02249)

隨動復(fù)合平衡抽油機(jī)是通過對異相型曲柄平衡抽油機(jī)進(jìn)行改進(jìn)而得到的一種新型抽油機(jī),與異相型曲柄平衡抽油機(jī)相比,其特點(diǎn)是:①方便調(diào)節(jié)隨動平衡塊的數(shù)量[1];②當(dāng)曲柄旋轉(zhuǎn)時(shí),滑桿可在滑輪上滑動,隨動平衡塊相對于游梁軸承中心的重力矩隨之改變,與曲柄平衡重聯(lián)合作用,能起到削減峰值扭矩的效果[2,3]。參考文獻(xiàn) [2]已進(jìn)行了隨動復(fù)合平衡抽油機(jī)的運(yùn)動學(xué)研究,鑒于此,筆者基于ADAMS對其進(jìn)行動力學(xué)仿真,以驗(yàn)證其動力特性和節(jié)能效果。

1 隨動復(fù)合平衡抽油機(jī)結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

隨動復(fù)合平衡抽油機(jī)的結(jié)構(gòu)如圖1所示,其主要特點(diǎn)是在游梁尾部安裝了一個(gè)滑輪,并在橫梁上安裝2根導(dǎo)桿以支撐滑桿,導(dǎo)桿與滑桿以鉸鏈連接。隨動平衡塊的數(shù)量可根據(jù)需要進(jìn)行安裝。采用了螺栓固定的方式來安裝平衡塊,這樣可以很方便地調(diào)整平衡塊的數(shù)量。由于該抽油機(jī)是在異相型曲柄平衡抽油機(jī)的基礎(chǔ)上改進(jìn)而來,故4桿機(jī)構(gòu)的總體尺寸保持不變。

圖1 隨動復(fù)合平衡抽油機(jī)結(jié)構(gòu)圖

2 曲柄凈扭矩分析

與改進(jìn)前相比,隨動復(fù)合平衡抽油機(jī)增加了滑輪-滑桿結(jié)構(gòu)和隨動平衡塊,因此其動力學(xué)特性將發(fā)生改變。由于平衡結(jié)構(gòu)發(fā)生了變化,故曲柄凈扭矩的計(jì)算也有所不同。隨動復(fù)合平衡抽油機(jī)主要桿件受力的計(jì)算公式與常規(guī)平衡抽油機(jī)桿件受力計(jì)算公式[4～6]基本相同,僅結(jié)構(gòu)不平衡重一項(xiàng)有所改變。因此,連桿力中與曲柄中線垂直的分力為:

式中,qc為游梁伸出端和滑輪的重量,N;lc0為游梁伸出端和滑輪重心至游梁支承的水平距離,m;qf為滑桿的重量,N;lf0為滑桿重心至游梁支承的水平距離,m;q0為隨動平衡塊重量,N;l0為隨動平衡重的重心至游梁支承的水平距離,m;qp為橫梁伸出端的重量,N;lp0為橫梁伸出端重心至游梁支承的水平距離,m;其他參數(shù)見文獻(xiàn)[4]。

連桿對曲柄的載荷扭矩為:

曲柄平衡扭矩為:

式中,M為曲柄平衡重及曲柄自重繞曲柄的最大力矩,N·m;Q為曲柄轉(zhuǎn)角,rad;τ為平衡相位角,rad;Rp為曲柄平衡重的平衡半徑,m;Qp為曲柄平衡重的重量,N;rq為曲柄自重的重心半徑,m;qq為曲柄自重,N。

抽油機(jī)曲柄凈扭矩由載荷扭矩、平衡扭矩2部分疊加組成,根據(jù)式(2)和式(3)可得曲柄凈扭矩:

考慮到游梁擺角δ′較小對Tn的影響可以忽略,故式(4)可簡化為:

將式(5)與異相曲柄平衡抽油機(jī)的曲柄凈扭矩公式[4]進(jìn)行對比可以看出,二者具有相同基本形式,只是前者中多了這一項(xiàng),而該項(xiàng)隨曲柄轉(zhuǎn)角變化的特性,可以產(chǎn)生改善曲柄凈扭矩的效果。為定量研究隨動復(fù)合平衡抽油機(jī)的動力特性,筆者對其進(jìn)行ADAMS仿真。

3 建立虛擬樣機(jī)模型

ADAMS2005是集建模、求解、可視化技術(shù)于一體的虛擬樣機(jī)軟件,可生成復(fù)雜機(jī)械系統(tǒng)的虛擬樣機(jī),并能夠進(jìn)行運(yùn)動和動力仿真。利用該軟件可大大減少物理樣機(jī)制造及試驗(yàn)次數(shù)、縮短產(chǎn)品研發(fā)周期和減少研制費(fèi)用[7,8]。

在ADAMS環(huán)境下建立某14型隨動復(fù)合平衡抽油機(jī)分析模型,如圖2所示。以抽油機(jī)四桿機(jī)構(gòu)下死點(diǎn)作為運(yùn)動起點(diǎn),游梁、曲柄、導(dǎo)桿及滑桿用桿件表示,隨動平衡塊及曲柄平衡重用小球表示。根據(jù)圖1對構(gòu)件之間的運(yùn)動副進(jìn)行分析可知:曲柄與連桿、游梁與支架、橫梁與游梁、滑桿與導(dǎo)桿之間為轉(zhuǎn)動副連接;滑輪與滑桿之間則是移動副連接;支架與基礎(chǔ)、隨動平衡塊與滑桿、曲柄平衡重與曲柄之間都是相對固定的。在ADAMS軟件中,轉(zhuǎn)動副簡化為剛性連接,用約束了2個(gè)旋轉(zhuǎn)自由度和3個(gè)移動自由度的旋轉(zhuǎn)副來實(shí)現(xiàn)。

圖2 隨動復(fù)合平衡抽油機(jī)的ADAMS模型

4 模型的加載

該抽油機(jī)的曲柄轉(zhuǎn)速為6r/min,可在ADAMS軟件中設(shè)定。隨動平衡塊和曲柄平衡重的重力定義方法是設(shè)置固定于滑桿和曲柄上的球的重量,其方向始終豎直向下。抽油機(jī)系統(tǒng)的外力為懸點(diǎn)載荷,作用于游梁前端,其方向始終豎直向下,懸點(diǎn)載荷值是曲柄轉(zhuǎn)角的分段函數(shù)。懸點(diǎn)載荷由動載荷和靜載荷組成,靜載荷包括抽油桿柱自重、柱塞上的液柱重量、柱塞下端的液柱壓力;動載荷則包括抽油桿和液柱的慣性載荷、振動載荷以及柱塞與泵筒、抽油桿和油管之間的摩擦載荷[4]。據(jù)文獻(xiàn) [4]寫出懸點(diǎn)載荷值各組成部分的分段函數(shù),在ADAMS軟件中采用IF函數(shù)施加分段階躍力,經(jīng)過后處理曲線的運(yùn)算,可得到各分段函數(shù)的曲線,經(jīng)疊加后形成一個(gè)循環(huán)中懸點(diǎn)的載荷曲線 (見圖3)。

5 仿真結(jié)果

改進(jìn)前、后游梁中心軸承在X方向受力曲線如圖3所示,從圖3可以看出,改進(jìn)前、后中心軸承的受力規(guī)律并沒有改變,但受力的大小則發(fā)生了變化,改進(jìn)前最大值為80.404kN,最小值為-11.782kN;改進(jìn)后的最大值是75.235kN,最小值是-10.264kN,說明最大值有所減小,而最小值有所增大。因此,改進(jìn)后游梁中心軸承的最大應(yīng)力將減小6.43%,同時(shí)受力變化幅度也得以降低,增強(qiáng)了中心軸承的抗疲勞破壞能力。

曲柄扭矩代表了抽油機(jī)的平衡性能,是衡量游梁式抽油機(jī)能耗指標(biāo)的重要參數(shù)。改進(jìn)前、后曲柄凈扭矩曲線如圖4所示,可以看出,改進(jìn)前峰值扭矩為96.55kN·m,改進(jìn)后峰值扭矩為92.54kN·m,比改進(jìn)前相減小了4.15%,這說明改進(jìn)后抽油機(jī)的平衡性能得到了改善,具有較好的節(jié)能效果。

圖3 改進(jìn)前后游梁中心軸承X方向受力曲線

圖4 改進(jìn)前后曲柄凈扭矩曲線

6 結(jié) 論

1)與傳統(tǒng)的力學(xué)推導(dǎo)和編程方法相比,采用ADAMS軟件能夠方便地進(jìn)行隨動復(fù)合平衡抽油機(jī)的動力學(xué)分析,可以避免繁瑣的公式推導(dǎo)過程并減少物理樣機(jī)制造及試驗(yàn)次數(shù),從而縮短產(chǎn)品研制周期、減少研發(fā)費(fèi)用。

2)對隨動復(fù)合平衡抽油機(jī)的ADAMS動力仿真表明,與異相型曲柄平衡抽油機(jī)相比,隨動復(fù)合平衡抽油機(jī)的游梁中心軸承的受力情況和平衡性能均得到了改善,既提高了抽油機(jī)的疲勞壽命,又具有較好的節(jié)能效果。

[1]姜士湖,楊秀娟,閆相禎,等.一種新型平衡式游梁抽油機(jī)的仿真分析 [J].石油學(xué)報(bào),2005,26(1):117～120.

[2]華劍,童新華.隨動復(fù)合游梁平衡抽油機(jī)運(yùn)動學(xué)研究 [J].石油礦場機(jī)械,2009,38(4):13～15.

[3]孟慶沂,賈建新,譚利華,等.抽油機(jī)游梁尾端的彎梁滑動輔助平衡裝置 [J].石油機(jī)械,2005,33(5):55～56.

[4]董世民,張士軍.抽油機(jī)設(shè)計(jì)計(jì)算與計(jì)算機(jī)實(shí)現(xiàn)[M].北京:石油工業(yè)出版社,1994.

[5]鄔亦炯,劉卓均.抽油機(jī)[M].北京:石油工業(yè)出版社,1994.

[6]張建軍,李向齊,石惠寧.游梁式抽油機(jī)設(shè)計(jì)計(jì)算 [M].北京:石油工業(yè)出版社,2005.

[7]范成建,熊光明,周明飛.虛擬樣機(jī)軟件MSC.ADAMS應(yīng)用與提高 [M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2006.

[8]鄭凱,胡仁喜,陳鹿民,等.ADAMS 2005機(jī)械設(shè)計(jì)高級應(yīng)用實(shí)例 [M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2006.