游梁式抽油机连杆机构尺度优化及结构设计

1490008574游梁式抽油机连杆机构尺度优化及结构设计摘 要：为了提高游梁式抽油机的动力性能，提出了游梁式抽油机连杆机构尺度综合优选方法。首先，对常规游梁式抽油机的结构、性能及优缺点进行阐述，从而提出对游梁式抽油机连杆机构尺度优化的方案。其次，建立尺度综合的数学模型，对尺度进行综合优选，并据此对抽油机的运动特性进行分析。用最优尺度综合方法设计的抽油机悬点最大加速度曲线变化更加平稳，峰值更小。然后，对游梁式抽油机的动力学进行分析，计算出悬点载荷。最后，设计游梁式抽油机的主要零部件结构，并绘制装配图和零件图。通过和尺度优化前常规游梁式抽油机比较，悬点加速度减少了 18.3%，悬点最大载荷减少了 9.08%。表明以此设计的抽油机运动更加平稳，有一定的节能效果，该方法也可用于类似四连杆机构的设计。关键词：抽油机；连杆机构；尺度优化；结构设计1490008574The optimization of linkage scale and the structural design of beam pumping unitAbstract: In order to improve the dynamic performance of the beam pumping unit, the linkage scale integrated optimal method for the beam pumping unit is proposed. Firstly, the overall structure, performance and advantages or disadvantages of the conventional beam pumping unit are described. And the beam pumping unit linkage scale optimization is introduced. Secondly, the mathematical model of the scale integrated for the beam pumping unit is established, which optimizes the scale of the pumping unit. In addition, the kinematics of the beam pumping unit is analyzed according to the results above. By using the optimal scale integrated method, the ariation of the acceleration of the suspended point for the beam pumping unit is smaller. Next, the dynamics of the beam pumping unit is analyzed and the load of suspended point for the beam pumping unit is calculated. Finally, the main parts of the structure of the beam pumping unit are designed and the assembly and part drawings are drawn.Compared with conventional beam pumping unit of the same model, the polished acceleration decreases of 16.4%, and the maximum polished rod load reduction of 9.08%. It shows that the running of the pumping unit is more stable and it can achieve a certain energy-saving effect. This method can also be used for a similar four-bar linkage design.Keywords: Beam pumping unit; Linkage; Scale optimization; Structure design 目 录1 绪论 11.1 研究意义 11.2 国内外抽油机现状、发展方向及节能技术 11.2.1 抽油机主要存在的问题 11.2.2 抽油机的发展方向 21.2.3 抽油机节能技术及发展情况 31.3 本文研究内容及方法步骤 41.4 创新点 52 游梁式抽油机工作原理及运动学分析 62.1 常规型游梁式抽油机工作原理及结构特点 62.2 常规型游梁式抽油机存在的问题 72.3 常规型游梁式抽油机运动学分析 82.3.1 常规型游梁式抽油机的几何关系分析 82.3.2 悬点的位移 102.3.3 悬点的速度 112.3.4 悬点的加速度 122.3.5 悬点运动学参数计算分析 133 游梁式抽油机连杆机构尺度综合优选方法 163.1 尺度综合数学模型的建立 163.2 尺度综合优选过程 173.3 对悬点运动学参数计算结果分析 203.4 游梁式抽油机进行三维虚拟样机设计 274 游梁式抽油机的动力学分析 304.1 游梁式抽油机悬点载荷分析 304.1.1 悬点静载荷的大小和变化规律 314.1.2 基本参数的拟定计算 344.1.3 悬点动载荷的大小和变化规律 354.1.4 悬点载荷参数 计算及曲线 384.2 减速箱曲柄轴扭矩计算 405 游梁式抽油机的主要零部件设计 425.1 游梁式抽油机受力分析 425.2 减速器的选择 43I5.2.1 减速器曲柄轴的最大允许扭矩的计算及减速器的选定 435.2.2 减速器的润滑与密封 445.3 电动机的确定 465.4 V 带的确定与大带轮的设计 475.4.1 V 带的确定 475.4.2 大带轮的设计 495.5 游梁的设计 505.5.1 游梁的材料选择和参数设计 505.5.2 静强度校核 505.6 连杆的设计 515.6.1 选材 515.6.2 校核 515.7 中央轴承的校核 535.7.1 中央轴承的校核 535.7.2 轴承使用的注意事项 545.8 曲柄销的强度校核 555.8.1 防止曲柄销配合松动的措施 555.8.2 曲柄销材料的选择 555.8.3 曲柄销的校核 555.9 其他主要零部件设计 575.9.1 支架与底座 575.9.2 游梁和平衡块 575.9.3 刹车装置及刹车安全装置 575.9.4 悬绳器及光杆卡具 585.9.5 驴头 585.9.6 曲柄与曲柄销装置 596 结论 60参考文献 61致谢 62附录 A 基于 Matlab 的尺度优化前悬点参数计算程序 63附录 B 基于 Matlab 的抽油机尺度优化计算程序 .65附录 C 基于 Matlab 的尺度优化后悬点参数计算程序 .67附录 D 基于 Matlab 的尺度优化前悬点速度、加速度和优化后的对比计算程序 6901 绪论1.1 研究意义游梁式抽油机是国内外石油工业的传统采油方式之一，在我国石油开采中有杆抽油系统一直占主导地位。在我国各油田中，大约 80%以上的油井采用有杆抽油系统。游梁式抽油机以其结构简单、制造容易、可靠性高、耐久性好、维修方便、适应现场工况等优点，在采油机械中占有举足轻重的地位。但游梁式抽油机也存在很多缺点，如系统的效率低、能耗大、抽油时间以及平衡性能差等。其中，游梁式抽油机的主要问题是能耗大，效率低。我国油田在用的常规型游梁式抽油机系统效率较低，其平均系统效率仅有 16%23%。因此，有杆抽油系统的节能问题已成为国内外研究者关注的热点和重点，油田推广应用各种节能型抽油机、电机及电控箱，虽然这些节能产品的使用提高了抽油机井系统效率，但也随之产生一些问题，如它们能否组合使用,组合使用后的节能效果是否是单个节能产品节能效果的算术叠加等。因此，研究游梁式抽油机连杆机构尺度优化及结构设计问题具有非常重要的经济效益和社会意义。游梁式抽油机是一种变形的四杆机构，它是以游梁支点和曲轴中心连线做固定杆，以曲柄、连杆和游梁后臂为 3 个活动件的曲柄连杆机构，该连杆机构各杆件尺寸的不同组合将会直接影响抽油机的动力性能，我们将就此连杆机构的尺度综合问题展开谈论，在其他设计参数一定的情况下，通过优选杆长组合来讨论抽油机的重要质量指标悬点加速度的变化情况，从而进一步判断抽油机的性能优劣。为了判断游梁式抽油机的动力性能优劣，提出了游梁式抽油机连杆机构尺度综合优选方法。建立尺度综合的数学模型，对尺度进行综合的优选。并据此对抽油机的运动特性进行分析。根据悬点的系列位移、速度及加速度曲线，对抽油机的运动特性进行分析。用最优尺度综合产生的抽油机悬点最大加速度曲线变化更加平稳，峰值更小；以此设计的抽油机运动更加平稳，有一定的节能效果，该方法也可用于类似四连杆机构的设计。1.2 国内外抽油机现状、发展方向及节能技术1.2.1 抽油机主要存在的问题游梁式抽油机有杆抽油泵系统的总效率在国内一般地区评价只有 12%到23%。先进地区至今不到 30%。美国的常规抽油机系统效率较高，但也仅有 46%。系统效率低下，能耗大，耗电就多，以此，节能成为有杆抽油系统的一个急需解决的问题。此外，随着老油田油井的注水开发，油田已经开始进入高含水采油期。不断提高产液量，以液保油，这是注水开采油田保证原油稳产的必要趋势。这种开采1特点要求抽油机的冲程越长越好，使得在役的常规型游梁式抽油机型偏小，在一定程度上已经不能满足长冲程、低冲次生产的要求。系统效率低的原因究其原因，有杆抽油系统由电机地面传动设备及井下抽油设备组成，系统效率是各部分效率的连乘积，任何一环的效率低，都会失踪效率变低，因此要提高抽油机系统效率的总效率实现节能是一个复杂的系统工程问题。能耗大的主要原因由于在同一工况、井况和同一时刻下，井下的能耗因地面游梁机型不同而会发生充满度、光杆功率的变化。致使抽油机能耗大的主要原因有：（1）抽油机的负荷特性与异步电动机的转矩特性不匹配，甚至出现“发动机”工况，出现二次能量转化。一般电动机的负载率过低，约为 30%。致使电动机以较低的效率运行。电动机在一个冲程中的某个时段下落的抽油杆返乡拖动，运行于再生发电状态，抽油杆下落锁释放的机械能有部分转变成了电能回馈电网，但锁回馈的电能不能全部被电网吸收，引起附加能量损失，同时负扭矩的存在使减速器的齿轮经常收反向载荷，产生背向冲击，降低了抽油机的使用寿命。（2）常规抽油机的扭矩因数大，载荷波动系数 CLF 也大，故均方根扭矩大，能耗增加。（3）常规抽油机运行的悬点加速度，速度最大值过大，影响悬点载荷，动载荷增大。采用对称循环工作制使充满度下降，影响产量，泵效率降低，能耗也增大。1.2.2 抽油机的发展方向抽油机的发展趋势主要朝着以下几个方向：（1）朝着大型化方向发展随着世界油气资源的不断开发，开采油层深度逐年增加，石油含水量也不断增加，采用大泵提液采油工艺和开采稠油等，采用大型抽油机。所以，近年来国外出现了许多大载荷抽油机。例如前置式气平衡抽油机最大载荷 213kN、气囊平衡抽油机最大载荷 227kN 等，将来会有更大载荷抽油机出现。采用长冲程抽油方式，抽油效率高、抽油机寿命长、动载小、排量稳定，具有较好的经济效益。如法国 Mape公式抽油机最大冲程 10m，WGCO 公司抽油机最大冲程 24.38m。（2）朝着低能耗方向发展为了减少能耗，提高经济效益，近年来研制与应用了许多节能型抽油机。如异相型抽油机、双驴头抽油机、摆杆抽油机、渐开线抽油机、摩擦换向抽油机、液压抽油机及各种节能装置和控制装置。（3）朝着高适应性方向发展现在抽油机应具备较高的适应性，以便扩宽使用范围。例如适应各种自然地理2和地质结构条件抽油的需要；适应各种成分石油抽取的需要；适应各种类型油井抽取的需要；适应深井抽取的需要；适应长冲程的需要；适应节电的需要；适应精确平衡的需要；适应无电源和间歇抽取的需要；适应优化抽油的需要等。（4）朝着长冲程无游梁抽油机方向发展近年来国内、外研制与应用了多种类型的长冲程抽油机，其中包括增大冲程游梁抽油机，增大冲程无游梁抽油机和长冲程无游梁抽油机。实践与理论表明，增大冲程无游梁抽油机是增大冲程抽油机的发展方向，长冲程无游梁抽油机是长冲程抽油机的发展方向。（5）朝着自动化和智能化方向发展近年来，抽油机技术发展的显著标志是自动化和智能化。BVKER 提升系统公司、DELTA-X 公司、APS 公司等研制了自动化抽油机，具有保护和报警功能，实时测得油井运动参数及时显示与记录，并通过进行综合计算分析，推得出最优工况参数，进一步指导抽油机在最优工况抽油。NSCO 公司智能抽油机采用微处理机和自适应电子控制器进行控制与检测，具有抽油效率高、节电、功能多、安全可能、经济性好、适应性强等优点。总而言之，抽油机将朝着节能降耗并具有自动化、智能化、长冲程、大载荷、精确平衡等方向发展。1.2.3 抽油机节能技术及发展情况抽油机节能技术目前主要从以下几个方面进行研究：（1）采用节能驱动设备这种方法是从研究电机的特性入手，研究开发新型的电动机，使之与采油井井况相匹配，进而达到提高电动机的效率和功率因数的母的，即采用高转差率电动机（转差率 8%13%）和超高转差率电动机代替常规转差率电动机（转差率小于 5%） 。美国 Baldor 电器公司生产的高转差率电动机驱动抽油机可提高功率因数 74%，节电22.7%；在国内，超高转差率电动机有功节电率为 10.56%，综合节电率为 17.42%；还有采用同步电机、变频器等，但因造价高，难以推广；另外，还有采用节能配电箱来实现节电的。（2）采用节能控制装置如 DSC 系列抽油机多功能程控装置、间抽定时控制装置。（3）采用节能元部件如窄 V 型带带传动和同步带传动等。（4）改进平衡方式如采用气动平衡或天平平衡等。（5）改进“三抽”系统部件3有采用抽油机导向器、空心抽油机、减振式悬绳器等部件，都可提高三抽系统的工作效率，达到节能的目的。（6）采用高效节能泵提高泵效，即降低了百米吨豪，实现节能。（7）改进抽油机的结构这种方法主要是通过对抽油机四杆机构的优化设计和改变抽油机平衡方式来改变抽油机曲柄轴净扭矩曲线的形状和大小，减少负扭矩，使扭矩波动平缓，从而减小抽油机的周期载荷系数，提高电动机的工作效率，达到节能的目的。例如：美国CMI 公司研究开发 TORQM-ASTER 异相型抽油机，其最大扭矩减小 60%，节电15%35%；美国 Lufilin 公司开发的 MARX-2 型前置式抽油机，平均节电 36.8%；自 20 世纪 80 年代中后期我国油田使用最多的节能型抽油机是偏置式节能抽油机，该机系统效率提高 3.68%，电耗下降 14.87%；1991 年由华北油田采油一厂开发的双驴头节能抽油机与常规机相比，该机的系统效率提高了 8.22%，电耗下降 24.5%。总之，近年来抽油机节能技术的研究已成为科技攻关的方向。以上七种方法都已经取得了显著的节能效果，有的在原有抽油机的基础上加以改造，简单易行，改造费用低，但是不能从根本上解决抽油机的工作工况，使之与电动机的工作特性相匹配；有的改变了电动机的工作特性，使之与抽油机的工作工况相匹配，提高了电动机的工作效率和功率因数，达到节能的目的，但是改造费用太高，不利于大范围的推广。1.3 本文研究内容及方法步骤本论文设计需要解决的重点问题就是如何对游梁式抽油机连杆机构进行尺度优化设计，使整个抽油机的结构合理，并能够相应地降低能耗。主要内容包括：（1）认真查阅、收集资料，深刻理解论文所要设计的内容，在此基础上完成开题报告；（2）分析目前常规游梁式抽油机的缺点，提出连杆机构尺度优化方案。建立尺度综合优选数学模型，并给出求解算法；（3）根据提供的原始数据和尺度优化结果，对常规游梁式抽油机运动学及动力学进行分析，得到悬点速度、加速度的公式，计算抽油机悬点动载荷，根据研究结果说明该方法的优越性；（4）设计该抽油机的机械结构，对主要零部件的性能进行校核；（5）画出装配图及零件图，设计图纸量不得少于 3 张 0 号图；（6）按照毕业设计规范，完成设计说明书（论文）的撰写工作，要求设计说明书总量大于 2 万字，并用计算机打印；4（7）完成外文资料翻译，要求不少于 15000 个印刷符号。本次设计为游梁式抽油机连杆机构尺度优化及结构设计，设计的步骤方法如下：（1）认真查阅、收集资料，做到深刻的理解本次论文所要设计的内容；（2）首先了解游梁式抽油机的工作原理、结构特点，分析目前常规游梁式抽油机的缺点，提出连杆机构尺度优化方案。建立尺度综合优选数学模型，并给出求解算法；（3）根据提供的原始数据和尺度优化结果，通过复合平衡式抽油机传动原理的分析，推导悬点速度、加速度等参数和抽油机其它参数的运动学方程；（4）确定悬点的动载荷、静载荷，减速箱曲柄轴扭矩的计算；（5）对抽油机的机械结构，对主要零部件的性能进行校核；（6）对抽油机连杆机构尺度优化设计；（7）对游梁式抽油机结构设计；（8）对抽油机零部件进行结构设计；（9）绘制游梁式抽油机连杆机构尺度优化及结构设计的装配图；（10）绘制主要零部件的零件图。1.4 创新点（1）研究并设计游梁式抽油机连杆机构尺度综合优选方法：优化目标、设计变量，建立尺度综合的数学模型，推导出尺度综合优选过程；（2）将研究出的连杆机构的优化算法进行编程计算；（3）对游梁式抽油机进行运动学、动力学分析；（4）对比尺度优化前后悬点参数，并编程绘制相关曲线。52 游梁式抽油机工作原理及运动学分析游梁式抽油机的优化设计是一种以常规型游梁式抽油机为基础模型，对其连杆机构尺度进优化，使以此设计的抽油机运功更加平稳，并具有一定的节能效果。因此，先介绍常规型游梁抽油机的工作原理及结构特点和其存在的问题，然后对常规型游梁式抽油机进行运动学分析。2.1 常规型游梁式抽油机工作原理及结构特点图 2-1 常规游梁式抽油机结构图1-底座；2- 支架；3-悬绳器；4-驴头；5- 游梁；6-横梁抽承座；7-横梁；8-连杆；9-曲柄销装置；10-曲柄装置；11-减速器；12-刹车保险装置；13-刹车装置；14-电动机；15-配电箱。常规型游梁式抽油机由底座、支架、悬绳器、驴头、游梁、横梁轴承座、横梁、连杆、曲柄销装置、曲柄装置、减速器、刹车保险装置、刹车装置、电动机、配电箱组成。抽油机工作时，电动机（14）转速通过三角皮带带动减速箱(11)减速后，由四连杆机构(曲柄(10)、连杆(8)、横梁(7)、游梁(5)把减速箱输出轴的旋转运动变为游梁驴头(4)的往复运动。用驴头(4)带动抽油杆做上下往复的直线运动。通过抽油杆再将这个运动传给井下抽油泵的柱塞。在抽油泵泵筒的下部装有固定阀(吸入阀)，而在柱塞上装有游动阀(排出阀)，当抽油杆向上运动，柱塞做上冲程时，固定阀打开，泵从井中吸入原油。同时，由于游动阀关闭，柱塞将上面的油管中的原油6上举到井口，这就是抽油泵的吸入过程。当抽油杆向下运动，柱塞做下冲程时，固定阀关闭而游动阀打开，柱塞下面的油通过游动阀排到它的上面。这就是抽油泵的排出过程。其结构简图如图 2-1。常规型游梁式抽油机结构特点：支架支撑在游梁中部，曲柄连杆机构和减速器位于支架的后面；曲柄轴中心基本位于游梁尾轴承的正下方。这样，工作时上下冲程的时间（或曲柄转角）相等。2.2 常规型游梁式抽油机存在的问题能耗大、效率低是抽油机系统存在的主要问题。由于在同一种工况、井况和同一时刻下，井下的能耗因地面游梁机型不同会发生差异。如示功图会有所改变，表明泵的充满度、光杆功率的变化。致使抽油机能耗的主要原因有：抽油机的负荷特性与异步电动机的硬的转矩特性不像匹配，甚至出现“发电机”工况，出现二次能量转化。一般电动机的负载率过低，约为 30%致使电动机以低效率运行。电动机在一个冲程中的某个时段下落的抽油杆反向拖动，运行于再生发电状态，抽油杆下落所释放的机械能有部分转变成电能回馈电网，但所回馈的电能不能全部被电网吸收，引起附加能量损失，同时负扭矩的存在使减速器的齿轮经常反向载荷，产生背向冲击，降低了抽油机的使用寿命。常规抽油机的扭矩因数大，载荷波动系数 CLF 亦大，故均方根扭矩大，能耗增加。常规抽油机运行的悬点加速度、速度的最大值过大，影响悬点载荷，动载增大。采用对称循环工作制度使泵充满度下降，影响产量。泵效率降低，能耗亦增大。系统总效率是系统在地面和井下近十个组成部分的分效率和相关反馈系数的乘积，任何一环的分效率较低都会造成总效率变低。在相同井况下，井下的损耗因地面抽油机型不同所产生的差异不会很大，因此提高抽油机的效率是解决抽油机系统效率低下的关键。常规型游梁式抽油机主要有以下不足：（1）抽油机在运行中传动角波动较大，无法保证各位置的传动角均接近 90，造成曲柄轴受力很大且不均匀。（2）悬点载荷造成的曲柄轴扭矩峰值较大，且为非正弦规律，而曲柄轴平衡力矩是以正弦规律变化的，故二者无法相抵，造成曲柄轴上净扭矩峰值较大，波动剧烈，甚至出现负扭矩。（3）从能耗的角度来说净扭矩波动大，必然加大输入功率，增大能耗。（4）从装机功率来说，由于扭矩峰值高，为了保证抽油机的正常运转，势必要选用较大功率的电机及大扭矩的减速器，这就是“大马拉小车”现象。7产生上述问题的原因有以下几个方面: （1）常规型游梁式抽油机的悬点载荷状况是影响其能耗的主要因素。悬点载荷特性与所用普通电动机的转矩特性不相匹配，致使电机以较低的效率运行。（2）常规型游梁式抽油机的结构特点和抽油泵工作的特点，形成了抽油机特有的载荷特性:带有冲击的周期性交变载荷。抽油机运行一个周期包括两个过程，上冲程和下冲程。上冲程时，悬点要提升沉重的抽油杆和油液柱需要减速器传递很大的正向转矩，下冲程时，输出轴被悬点载荷(抽油杆自重)正向拖动，使主动轴反向做功，减速器要传递较大的反向转矩。（3）电机在一个冲程中的某些时段被下落的抽油杆反向拖动，运行于再生发电状态，抽油杆下落所释放的机械能有部分转变成了电能回馈电网，但所回馈的电能不能全部被电网吸收，引起附加能量损失。2.3 常规型游梁式抽油机运动学分析游梁式抽油机运动分析的主要任务是：求出驴头悬点的位移、速度和加速度随时间变化的规律，以便为载荷分析和扭矩计算提供运动学数据。在曲柄角速度等于常数的情况下，问题也就归结为求解悬点位移速度和加速度随曲柄转角的变化规律。2.3.1 常规型游梁式抽油机的几何关系分析图 2-2 常规型游梁式抽油机运动简图基本参数及意义表示如下：A游梁前臂长度，mm；C游梁后臂长度，mm；8P连杆长度，mm；R曲柄半径，mm；I游梁支承中心到减速器输出轴中心的水平距离，mm；H游梁支承中心到底座底部的高度，mm；G减速器输出轴到底座底部的高度，mm；H-G曲柄回转中心至中心轴承的垂直距离，mm；C 与 K 的夹角；S抽油机的冲程；n抽油机的冲次；P额定悬点载荷；K极距，即游梁支承中心到减速器输出轴中心的距离，mm；J曲柄销中心到游梁支承中心之间的距离,mm；曲柄转角，以曲柄半径 R 处于 12 点钟位置作为零度，沿曲柄旋转方向度量；零度线与 K 的夹角，由零度线到 K 沿曲柄旋转方向度量；C 与 P 的夹角，称传动角；xC 与 J 的夹角；K 与 J 的夹角；K 与 R 的夹角；kP 与 R 的夹角。由图可知：（2-GHIarctn1）式中正负号取决于曲柄旋转方向，曲柄旋转方向的判断为：面向抽油机，井口在右侧，顺时针旋转为“+ ”，逆时针旋转为“-” 。（2-k2）（2-kKRJcos223）（2-CPJarcos224）9（2-CJP2arcos5）（2-kJRsinarc6）（2-7）（2-CKRPb2arcos28）（2-tarcs229）（2-k10）在有“ ”式中， “+”用于曲柄顺时针旋转， “-”用于曲柄逆时针旋转。2.3.2 悬点的位移根据以上几何关系分析结果，对常规游梁式抽油机的运动学特性进行分析，推导相应公式，得到悬点位移、速度、加速度。本文以常规型游梁抽油机 CYJ5-2.5-26HB 为例进行研究，并对此抽油机的运动学关系进行计算编程，画出相应的曲线图。100 1 2 3 4 5 600.8位 位 位 位 rad/s位位位位m图 2-2 悬点位移曲线图以悬点处于最低位置（下死点）为计算位移的起点。游梁摆动的角位移为 ，最大角位移为 。根据抽油机四杆结构的几何关系：max（2-b11）（2-tbmax12）悬点位移 （2-AS13）悬点最大位移 （2-maxax14）在抽油机的设计和使用中，常用的是 与 的比值，称为位置因素，表示为：Smax（2-tbSPRmax15）显然， 。当悬点位于下死点时， =0；悬点位于上死点时， =1。10PRPR其悬点位移的计算结果详见表 2-1，得到位移图像如图 2-2： 112.3.3 悬点的速度图 2-3 速度分析示意图0 1 2 3 4 5 6-0.5-0.4-0.3-0.2-位 位 位 位 rad/s位位位位m/s图 2-4 悬点速度曲线如图 2-3 所示，游梁后臂 C 和曲柄半径 R 均为绕定点转动，连杆 P 做平面运动。利用速度投影定理，忽略连杆 P 变形的影响，连杆两端点（ d 和 b）的速度在连杆轴线上的投影相等。d、b 两点分别 和 O 转动， 、 分别垂直于 R 和 C，将 、1dvb dv向连杆轴线投影有：v（2-2cos 2cosbvvd16）则12（2-dbvsin17）因为 ， ，悬点速度为RWvdbvCA（2-sin18）式中 为曲柄旋转的角速度，其余参数同前。其悬点速度的计算结果详见表 2-1，得到速度图像如图 2-4：2.3.4 悬点的加速度0 1 2 3 4 5 6-0.3-0.2-0.30.4位位位位 rad/s位位位位位m/s2图 2-5 悬点加速度曲线悬点速度对时间的一次导数即为悬点加速度。对于后置型游梁式抽油机，悬点加速度公式为：（2- kCRPCARKa sinsicoincossin219）13其悬点加速度的计算结果详见表 2-1，得到加速度图像如图 2-5：2.3.5 悬点运动学参数计算分析表 2-1 显示了曲柄转角变化 时，悬点位移、速度、加速度随其变化的数值，5表 2-1 如下所示。图 2-6 为曲柄转角变化与悬点位移、速度、加速度之间的关系曲线图，图 2-6 如下所示。表 2-1 悬点参数计算数值表角度 )(位移 S)m(速度 v)s/m(加速度 a)s/m(20 0.001181 -0.02999 0.3788395 0.000702 0.02329 0.38751410 0.007689 0.077398 0.39065315 0.022202 0.131515 0.38753620 0.044179 0.184732 0.37762625 0.07343 0.236083 0.36065430 0.109626 0.28459 0.33669635 0.152307 0.329308 0.30621940 0.200885 0.369388 0.27008945 0.254667 0.404126 0.22952150 0.312871 0.433007 0.18599455 0.374661 0.455729 0.14111460 0.439174 0.472217 0.0964865 0.50555 0.482608 0.05354470 0.572964 0.487224 0.01350275 0.640644 0.486534 -0.0227780 0.707892 0.481101 -0.0547285 0.774092 0.471544 -0.0821490 0.838715 0.45849 -0.105195 0.901317 0.442545 -0.12385100 0.961536 0.424263 -0.13882105 1.019082 0.404135 -0.15052110 1.073729 0.382578 -0.15949115 1.125304 0.359933 -0.16627120 1.173673 0.336469 -0.1713714125 1.218739 0.312386 -0.17526130 1.260425 0.287823 -0.17834135 1.298671 0.262867 -0.18098140 1.333427 0.237559 -0.18345145 1.364644 0.211905 -0.186150 1.392272 0.18588 -0.1888155 1.416258 0.159441 -0.19199160 1.43654 0.132528 -0.19563165 1.453047 0.105077 -0.19975170 1.4657 0.077021 -0.20431175 1.474411 0.048307 -0.20922180 1.479086 0.018896 -0.21433185 1.479627 -0.01123 -0.21942190 1.475935 -0.04204 -0.22424195 1.467919 -0.07349 -0.22847200 1.455497 -0.10546 -0.23174205 1.438607 -0.1378 -0.2337210 1.417212 -0.1703 -0.23396215 1.391306 -0.2027 -0.23219220 1.360926 -0.23469 -0.22811225 1.326149 -0.26594 -0.22152230 1.287103 -0.2961 -0.21232235 1.243966 -0.3248 -0.20051240 1.196965 -0.35168 -0.1862245 1.146375 -0.37642 -0.16958250 1.092518 -0.39869 -0.15089255 1.035753 -0.41825 -0.13043260 0.976474 -0.43486 -0.1085265 0.915104 -0.44833 -0.08536270 0.852089 -0.45853 -0.06129275 0.787893 -0.46532 -0.03648280 0.722994 -0.46864 -0.01112285 0.657881 -0.46839 0.014685290 0.593052 -0.46454 0.040831295 0.529011 -0.45704 0.06725915300 0.466268 -0.44585 0.093925305 0.405337 -0.43094 0.120788310 0.346736 -0.41229 0.147795315 0.290987 -0.38988 0.174874320 0.23861 -0.36371 0.201909325 0.190129 -0.3338 0.228734330 0.146058 -0.3002 0.25511335 0.106908 -0.26298 0.280714340 0.073171 -0.22228 0.305127345 0.045317 -0.1783 0.327824350 0.023783 -0.13132 0.348173355 0.00896 -0.08172 0.365446360 0.001181 -0.02999 0.3788390 1 2 3 4 5 6-0.4-0.60.8位 位 位 位 rad/s位位位位 位 位 位 m位 位 位 位 m/s位 位 位 位 位 m/s2图 2-6 悬点位移、速度、加速度曲线从表 2-1 和图 2-6 可知，以 CYJ5-2.5-26HB 为例，悬点速度最大值为，悬点加速度最大值 。s/m4872.0axv 2maxs/3907.基于 Matlab 的尺度优化前悬点参数计算程序见附录 A。163 游梁式抽油机连杆机构尺度综合优选方法游梁式抽油机是一种变形的四杆机构，它是以游梁支点和曲轴中心连线做固定杆，以曲柄、连杆和游梁后臂为 3 个活动件的曲柄连杆机构，该连杆机构各杆件尺寸的不同组合将会直接影响抽油机的动力性能。本文拟就此连杆机构的尺度综合问题展开讨论，在其他设计参数一定的情况下，通过优选杆长组合来讨论抽油机的重要质量指标悬点加速度的变化情况，从而进一步判断抽油机的性能优劣。3.1 尺度综合数学模型的建立已知条件:极位夹角 ，冲程 S，冲次 n，游梁前臂 A，游梁支点与曲轴中心之间的水平距离 I，垂直距离 H 以及曲柄长度 R 的变化范围，最小传动角 。36min待求参数:曲柄长度 R、连杆长度 P 及游梁后臂(摇杆)长度 C。图 3-1 所示为尺度综合的几何模型。根据图 3-1 建立待求参数的数学方程如下：O 2O 1图 3-1 尺度综合几何模型游梁摆角（3-ASarctn1）机架长度（3-2HIK2）17（3-21222costanisico1stinsi RKP3）（3-2sincos1co122RPC4）3.2 尺度综合优选过程由上述数学模型可知，有 2 个方程，却有 3 个未知数，若按常规方法求解将十分困难。为此，本文介绍一种通过迭代曲柄长度 R 来求解连杆及摇杆长度 P、C 的简便方法。具体步骤为：采用 Matlab 软件，令 R 由 0 变化到其范围上限，步长为一定值，相应于 R 的每次迭代，根据方程(3-3)、方程(3-4)均会产生一个 P、C 值与 R对应，表 3-1 所示为迭代过程。由表可知，连杆机构各杆件长度组合尺度综合是有多组解的，这多组解是否都能作为抽油机连杆机构的杆长，以及哪组解为最优，必须通过计算四杆机构的性能指标最小传动角 来寻求答案。首先由方程(5)min-方程(8)计算出上述每组尺度综合所对应的连杆机构传动角 、 及最小传动角12，见表 3-2。min（3-PCR2)(arcos21 5）（3-K2)(arcos22 6）或 （3-PCR2)(arcos18022 187）（3-),min(21i8）表 3-1 迭代 R 求 P、C 单位：mR P C K0.00 2.8306 1.1084 3.40970.01 2.830478 1.109012 3.40970.02 2.830136 1.110755 3.40970.03 2.829566 1.113652 3.40970.04 2.828767 1.117696 3.40970.05 2.82774 1.122874 3.40970.06 2.826483 1.129171 3.40970.07 2.824998 1.136567 3.40970.08 2.823284 1.145042 3.40970.09 2.821339 1.154572 3.40970.10 2.819164 1.16513 3.40970.11 2.816758 1.17669 3.40970.12 2.814121 1.189222 3.40970.13 2.811251 1.202696 3.40970.14 2.808149 1.217079 3.40970.15 2.804813 1.232342 3.40970.16 2.801243 1.24845 3.40970.17 2.797437 1.265373 3.40970.18 2.793395 1.283077 3.40970.19 2.789116 1.301531 3.40970.20 2.784598 1.320704 3.40970.21 2.77984 1.340564 3.40970.22 2.774842 1.361081 3.40970.23 2.769602 1.382227 3.40970.24 2.764118 1.403972 3.40970.25 2.758389 1.42629 3.40970.26 2.752413 1.449154 3.40970.27 2.74619 1.472539 3.4097190.28 2.739717 1.496419 3.40970.29 2.732992 1.520773 3.40970.30 2.726013 1.545576 3.40970.31 2.71878 1.570809 3.40970.32 2.711289 1.59645 3.40970.33 2.703538 1.622481 3.40970.34 2.695526 1.648883 3.40970.35 2.687249 1.675638 3.40970.36 2.678706 1.70273 3.40970.37 2.669893 1.730142 3.40970.38 2.660809 1.757861 3.40970.39 2.65145 1.785871 3.40970.40 2.641814 1.814159 3.40970.41 2.631897 1.842713 3.40970.42 2.621696 1.871519 3.40970.43 2.611208 1.900568 3.40970.44 2.60043 1.929847 3.40970.45 2.589357 1.959347 3.40970.46 2.577987 1.989057 3.40970.47 2.566314 2.018968 3.40970.48 2.554335 2.049072 3.40970.49 2.542046 2.07936 3.40970.50 2.529442 2.109825 3.40970.51 2.516518 2.140457 3.40970.52 2.50327 2.171252 3.40970.53 2.489692 2.202201 3.40970.54 2.475778 2.233299 3.40970.55 2.461524 2.264539 3.40970.56 2.446923 2.295915 3.40970.57 2.431968 2.327422 3.40970.58 2.416654 2.359055 3.40970.59 2.400974 2.390808 3.40970.60 2.384919 2.422677 3.40970.61 2.368483 2.454658 3.40970.62 2.351658 2.486746 3.4097200.63 2.334435 2.518937 3.40970.64 2.316805 2.551227 3.40970.65 2.29876 2.583612 3.40970.66 2.280288 2.616089 3.40970.67 2.26138 2.648655 3.40970.68 2.242024 2.681306 3.40970.69 2.22221 2.714039 3.40970.70 2.201924 2.746851 3.40970.71 2.181153 2.77974 3.40970.72 2.159884 2.812702 3.40970.73 2.138101 2.845736 3.40970.74 2.115789 2.878838 3.40970.75 2.09293 2.912007 3.40970.76 2.069507 2.94524 3.40970.77 2.045501 2.978535 3.40970.78 2.02089 3.01189 3.40970.79 1.995651 3.045303 3.40970.80 1.969762 3.078772 3.4097表 3-2 多组尺度综合对应的最小传动角 minR/m P/m C/m传动角 )/(1传动角 )/(2最小传动角 )/(min0.00 2.8306 1.1084 78.7088 21.4819 21.48190.10 2.819164 1.16513 73.08517 2.817803 2.8178030.20 2.784598 1.320704 67.47165 12.70814 12.708140.30 2.726013 1.545576 62.1662 24.29897 24.298970.40 2.641814 1.814159 56.82826 32.58789 32.587890.50 2.529442 2.109825 50.90434 38.40674 38.406740.60 2.384919 2.422677 43.57916 42.33139 42.331390.70 2.201924 2.746851 33.0632 44.60146 33.06320.80 1.969762 3.078772 8.665102 45.01299 8.665102由表 3-2 可知，并非所有解都能满足已知条件中最小传动角 的要求，36min说明只有满足条件的尺度综合才能作为抽油机连杆机构的杆件长度。同时由表中容易得到最小传动角 的最大值所对应的尺度综合。最小传动角 越大，机构的min in传力性能越好，故该组尺度综合即为最优值。213.3 对悬点运动学参数计算结果分析已知一台后置抽油机的极位夹角 ，冲程 S=1.5m，冲次 n=6 ，游梁121mi前臂 A=2.5m，游梁支点与曲轴中心之间的水平距离 I=2.422 m，垂直距离 H=2.4 m，以及曲柄长度 R 0.8m、最小传动角 。min36首先