基于交叉仿真的抽油机传动功率统计分析

基于交叉仿真的抽油机传动功率统计分析

目前，浮式汽油机的减速箱已设计为固定的传动比，主动轮和自动轮是直径固定的圆柱齿轮。该上冲程时,驴头悬点静载荷是抽油泵柱塞以上的液柱质量和抽油杆质量之和,提起这部分质量时电机需要作很大的功;下冲程时,液柱质量转移到固定阀上,驴头仅承受抽油杆柱的质量,电机不但无需作功,反而由于抽油杆靠自重下落,使电机处于发电状态。因此,在上下冲程中,电机的载荷极不均匀,加上悬点运动速度和加速度的变化,更加剧了这种不均匀性。其结果使抽油机振动加剧,电机、减速箱、抽油泵等效率降低,寿命缩短,抽油杆断裂现象增加,能耗过多。因此,抽油机-抽油泵装置中,都必须采取平衡措施,尽可能消除负功,使电动机等在上下冲程中的负载接近相等,以避免不良现象的产生。在传统的机构设计理论中,假设机构的输出构件作等速运动。等输出转速机构的主要弱点在于不能自动适应自身参数或外部工况的变化。为了克服传统机构的弱点,考虑采用一种变输出转速机构,其主要思想是控制传动机构的传递关系,实现从动构件的函数输出,从而在不改变机构结构的前提下使机构具有一定的输出柔性,改善机构的运动及动力特性。本文以机械采油虚拟试验系统为计算平台,对宝鸡CYJ10-3-53B、宝鸡CYJ14-4.2-53B、兰石CYJ12-5-73HB和三机CYJY14-5-73HB(前置,4种型号抽油机分别采用圆柱齿轮、偏心齿轮和非圆齿轮传动进行交叉计算,并对各种情况下的悬点加速度、减速箱曲柄扭矩和电动机峰值功率进行统计分析,寻求游梁平衡抽油机的最优传动方式。1理论基础1.1齿轮副中心距和发展权初始位置在一对非圆齿轮啮合过程中,如果保持两齿轮中心距不变,由于啮合节点位置沿中心连线变化,故其传动比是变化的。而且传动比的变化规律由啮合节点在中心连线上的变化规律决定,即由两齿轮节曲线向径的变化规律决定。图1为一对相互啮合的非圆齿轮副,设齿轮副中心距为A,主动轮转角为φ1,瞬时角速度为ω1,从动轮的转角为φ2,瞬时角速度为ω2。在起始位置时,φ1=0°,φ2=0°。两齿轮在任一瞬时,总有一个相对运动速度等于零的点P,它位于两齿轮的中心连线上,且满足条件ω1r1=ω2r2,则瞬时传动比和主动齿轮的节曲线向径分别为i12=ω1/ω2=r2/r1=(A-r1)/r1=f(φ1),(1)r1(φ1)=A1+i12=A1+f(φ1)r1(φ1)=A1+i12=A1+f(φ1),(2)由此得出从动齿轮的节曲线方程为1.2游梁悬点速度、加速度的修正根据牛顿-辛普森法计算四连杆机构的非线性位置问题,设抽油机减速箱输出轴中心至支架轴承中心连线为杆1、曲柄为杆2、连杆为杆3、游梁为杆4,则各杆长度和位置分别为r1/θ1、r2/θ2、r3/θ3、r4/θ4,利用四连杆机构矢量夹角的正弦和余弦函数可得到闭环矢量方程的2个分量表达式(θ1=0)首先,以名义解的形式重新定义变量,认为名义解接近精确解,其差值由以下修正因子描述式中,θ3、θ4为问题的解;ˉθθ¯3、ˉθθ¯4为接近解的名义解;Δθ3、Δθ4为修正因子。运用泰勒级数展开,可得到矩阵为了确定悬点速度、加速度,需要确定游梁的角速度和角加速度,然后乘以游梁前臂长,即可得到悬点的速度、加速度。对式(4)求导得连杆和游梁的角速度关系[-r3sinθ3r4sinθ4r3cosθ3-r4cosθ4][ω3ω4]=[ω2r2sinθ2-ω2r2cosθ2]‚(7)对上式进一步求导,即可得到连杆、游梁的角加速度关系[-r3sinθ3r4sinθ4r3cosθ3-r4cosθ4][ε3ε4]=[ε2r2sinθ2+ω22r2cosθ2+ω32r3cosθ3-ω42r4cosθ4-ε2r2cosθ2+ω22r2sinθ2+ω32r3sinθ3-ω42r4sinθ4]‚(8)设游梁前臂长为K,则悬点速度为悬点加速度为1.3起球曲柄轴销的等效平衡半径为了使悬点以一定的载荷F和一定的冲程S、冲次n工作,减速箱曲柄轴就需要给出一定的扭矩,因此减速箱曲柄轴扭矩是游梁式抽油机的基本参数之一。实践证明,减速箱曲柄轴扭矩的大小和悬点载荷、各杆件长度的比值以及抽油机的平衡情况有密切关系。它的合理确定对减速箱的设计、电动机功率的选择和抽油设备正常工作条件的保证有着非常重要的意义。以兰石CYJ12-5-73HB型游梁式抽油机为例进行分析,该抽油机采用曲柄平衡。减速箱曲柄轴扭矩等于曲柄半径和作用在曲柄轴销的切线力的乘积,由于曲柄半径固定不变,只需计算曲柄轴销的切线力即可。曲柄轴销中心受的力有切线力Fq,连杆作用力Fl,曲柄平衡重折合力Fz,曲柄轴轴承沿曲柄的反作用力Fb及曲柄平衡重质量引起的离心力。对曲柄轴中心作力矩平衡方程式Fqr+Fzrsinφ=Flrsinα,(11)又游梁支点处受的力有悬点载荷F,连杆作用力Fl,游梁支点的反作用力FRx、FRy。对游梁支点作力平衡方程式得FK1=FlKsinβ,(12)则曲柄轴销所受的切线力可以表示为Fp=Κ1sinαΚsinβF-Fzsinφ,(13)由此可求得曲柄轴扭矩Μq=Κ1sinαΚsinβFr-Fzrsinφ=vAωF-FzrDsinφ。(14)由于曲柄平衡的等效平衡半径与曲柄平衡重及其安装位置、曲柄自重及其重心有关,曲柄扭矩为Μq=smax(vAωsmax)F-(RFz+qqlq)sinθ,(15)式中,曲柄平衡半径R为R=(Fg+Fy/2)rΚ1FzΚ-qqlqFz。(16)在不考虑传动效率的条件下,根据悬点载荷产生功率与平衡效果,可以推出电动机在相应传动条件下的功率特性为Ν=[F-(FzFR+qqlq)cosθΚ1]⋅(vAωsmax)。(17)2数据计算2.1游梁的重、密度和规格以兰石CYJ12-5-73HB型常规游梁平衡抽油机(曲柄平衡)分析传动方式优化过程。优化目标时,在保证减速箱输出扭矩平衡的条件下,抽油机悬点最大加速度和电动机输出功率尽可能小。兰石CYJ12-5-73HB型常规游梁平衡抽油机基本参数:悬点最大载荷120kN,冲次4/min-1,曲柄旋转半径1385mm,冲程5.0m,皮带轮直径ϕ200mm,结构不平衡重0.64kN,曲柄重心1070mm,单块曲柄质量2179kg,平衡块数量4块,单块平衡块质量1670kg,总质量29338kg。游梁前臂长5010mm,后臂长2905mm,连杆长4500mm,支架轴承中心至底座地面高7340mm,减速箱输出轴中心至支架轴承中心水平距离2905mm,减速箱输出轴中心至底座地面高2840mm,曲柄最大旋转半径2700mm,驴头曲率半径5010mm,曲柄偏置角0°,外形尺寸11721mm×2626mm×9960mm。YCY280M2-8型,功率55kW,转速740r/min。JS-1000H型双圆弧齿轮减速器,中心距1000mm,总传动比28.25,额定扭矩73kN·m,齿数z1/z2/z3/z4分别为19/100/19/102,大皮带轮直径ϕ1250mm。泵深2000m,泵径ϕ44mm,动液面高1000m,油管规格139.7mm(51/2英寸),抽油杆组合ϕ19mm×500m+ϕ22mm×1000m+ϕ25mm×500m。不考虑上冲程油管内液柱体积变化;不考虑活塞自重;忽略游梁自重的影响;暂不考虑传动效率的影响。2.2抽油机悬点的计算a)利用牛顿-辛普森法计算四连杆机构非线性位置问题,绘出连杆和游梁位置曲线。b)分别计算该抽油机悬点在采用圆柱齿轮传动、偏心齿轮传动和非圆齿轮传动时的速度、加速度曲线、减速箱曲柄轴扭矩变化情况、抽油机功率特性变化曲线。c)比较圆柱齿轮传动、偏心齿轮传动和非圆齿轮传动输出结果,寻求游梁平衡抽油机最优传动方式。2.3抽油机传动的性能参数变化兰石CYJ12-5-73HB型游梁平衡抽油机(曲柄平衡)分别采用圆柱齿轮传动、偏心齿轮传动和非圆齿轮传动时,抽油机各项性能参数变化曲线对比如图2。3不同传动形式对抽油机峰值功率的影响通过对宝鸡CYJ10-3-53B、宝鸡CYJ14-4.2-53B、兰石CYJ12-5-73HB和三机CYJY14-5-73HB(前置)4种型号抽油机分别采用圆柱齿轮、偏心齿轮和非圆齿轮传动进行交叉计算,对各种情况下的悬点速度、悬点加速度、减速箱曲柄扭矩和电动机峰值功率进行统计分析,如表1。由表1可以看出,对于宝鸡CYJ10-3-53B、宝鸡CYJ14-4.2-53B和兰石CYJ12-5-73HB等常规机型,偏心齿轮传动和非圆齿轮传动都可以改变抽油机悬点加速度、减速箱曲柄扭矩和电动机峰值功率,但前者降低幅度较小;对于异型机CYJY14-5-73HB(前置),悬点加速度下降幅度较大,曲柄扭矩稍有降低,而峰值功率增大了,不符合既定的优化目标。由兰石CYJ12-5-73HB分析曲线和数据可以看出,非圆齿轮传动能够有效降低上冲程悬点加速度,使机构运动平稳,部分地降低减速箱曲柄扭矩,减小下冲程电机峰值功率。但会增大上冲程峰值功率,而整体平均功率有所降低。这满足在减速箱输扭矩出平衡的条件下,抽油机悬点最大加速度和电动机输出功率尽可能小的优化目标。而偏心齿轮传动改变较小,对系统性能影响不大。4级传动的经济性利用一对互相啮合的非圆齿轮,可以实现当主动轮作匀速转动时,从动轮便按一定规律作变角速运动,非圆齿轮可以使工作机构具有变速运动,能协调工作机构的循环周期。如果在