35型齿轮长环形齿条抽油机传动机构力学分析_彭振华.pdf
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1、2023年 第47卷 第5期Journal of Mechanical Transmission35型齿轮长环形齿条抽油机传动机构力学分析彭振华1 丁 雯1 任向海1 高雷雷2 徐海英2 王泽楠2 王旱祥2 张 辛2(1 中石化西北油田分公司 石油工程技术研究院,新疆 乌鲁木齐 830011)(2 中国石油大学(华东)机电工程学院,山东 青岛 266580)摘要 针对目前电潜泵深井开采存在作业周期短、能耗高等问题,以适用于深井开采的一种新型35型抽油机为研究对象,对其齿轮-长环形齿条传动机构进行了力学分析。建立了传动机构换向过程的力学模型,获得了换向过程中齿轮长环形齿条的受力变化规律;采用Ad
2、ams对抽油机运行过程进行了动力学仿真,研究了传动机构及多组滚轮在抽油机整个运行过程中的动力学特性,并分析了动力对抽油机运行状态的影响。结果表明,换向过程中传动机构受力随齿轮位置发生变化;上下冲程过程中长环形齿条受力大小和方向不同;齿条箱存在绕自身x轴、y轴、z轴翻转的状况;气平衡配重7 t为抽油机最优配重。研究结果可为该抽油机零部件的进一步改进优化提供理论参考。关键词 长冲程抽油机 传动机构 Adams仿真 低冲次 动力学Mechanical Analysis on the Transmission Mechanism of 35 Type Gear Long Ring Rack Pumpi
3、ng UnitsPeng Zhenhua1 Ding Wen1 Ren Xianghai1 Gao Leilei2 Xu Haiying2 Wang Zenan2 Wang Hanxiang2 Zhang Xin2(1 Petroleum Engineering Technology Research Institute,Sinopec Northwest Oilfield Company,Urumqi 830011,China)(2 College of Mechanical and Electrical Engineering,China University of Petroleum(E
4、ast China),Qingdao 266580,China)Abstract Taking a new type of 35 pumping unit suitable for deep well mining as the research object,the mechanical analysis of its gear long ring rack transmission mechanism is carried out to solve the problems of short operation cycle and high energy consumption in de
5、ep well mining with electric submersible pump.The mechanical model of the transmission mechanism is established and the force variation law of the gear long ring rack is obtained in the process of reversing.Based on the dynamic simulation of the pumping unit operation process using Adams,the dynamic
6、 characteristics of the transmission mechanism and rollers are studied and the influence of dynamic on the pumping unit operation state is analyzed.The results show that the force of the transmission mechanism changes with the gear position in the process of commutation.During the up and down stroke
7、,the size and direction of the force on the long ring rack are different.The rack box is overturned around its own x,y and z axes.The pneumatic counterweight of 7 t is the best counterweight of the pumping unit.The research results can provide a theoretical reference for the further improvement and
8、optimization of the pumping unit parts.Key words Long stroke pumping unit Transmission mechanism Adams simulation Low impulse times Dynamics0 引言随着经济的发展,我国对能源的需求量越来越大。为满足日益增长的油气资源需求,近年来,我国加大了深井的开采力度1。现有的深井开采设备以潜油电泵为主2-3,潜油电泵开采属于无杆泵开采方式,其存在作业周期短、能耗高等弊端4,严重影响了深井开采的效率,增加了开采成本。抽油机属于典型的有杆泵抽油设备,与无杆泵抽油设备相比,
9、具有使用寿命长、可靠性高的优文章编号:1004-2539(2023)05-0074-08DOI:10.16578/j.issn.1004.2539.2023.05.01374第5期彭振华,等:35型齿轮长环形齿条抽油机传动机构力学分析点5-6,被广泛应用于浅井石油开采。抽油机悬点载荷包括由抽油杆柱、油柱自重组成的静载荷和由加速度变化引起的动载荷,其中,动载荷对抽油机的可靠性影响较大7。若采用抽油机进行深井石油开采,其静载荷、动载荷与浅井相比显著增加,抽油机往复运动过程中受力状况复杂且动力学特性变差,会对抽油机造成较大的振动冲击,严重影响抽油机的使用寿命8。国内外学者开展了不同类型抽油机的动力特
10、性分析,研究了动力对其悬点载荷、使用寿命与开采效率的影响。冯子明等9以异相型抽油机为研究对象,获得了异相机的运动特性和负载特性的变化规律。牛曙光等10对链式抽油机换向系统进行了动力分析,探讨了换向过程中动力冲击对链条失效的影响。邵军等11对齿轮导杆式抽油机开展了换向过程的力学仿真,研究了换向过程的动力冲击对管杆偏磨与开采效率的影响。近年来,虽研制出适用于深井开采的长冲程、低冲次新型抽油机,但这些抽油机可靠性较差的问题未解决,未见现场大规模应用。顾心怿院士经过多年研究,设计出一种新型35型大载荷长冲程抽油机,该抽油机以齿轮长环形齿条为主要传动机构,通过长环形齿条的往复运动实现抽油,其最大悬点载荷
11、为35 t,冲程为8 m,适用于3 000 m以下深井开采。基于此,本文对其传动机构的换向过程进行了受力分析,对其运行过程进行了动力学仿真12,研究了抽油机传动机构及运动零部件的动力特性,为抽油机的进一步改进优化提供了理论数据,有助于提高该抽油机的可靠性,加速该抽油机的推广应用,提升我国深井开采的技术水平。1 抽油机结构组成及工作原理1.1结构组成采用 SolidWorks 建立的抽油机整体及传动机构的三维模型如图1所示。该抽油机主要由机架组件、摆杆组件和齿条箱组件构成。齿条箱组件上安装有长环形齿条(由两个半圆齿轮及直齿条组成,以下简称齿条)、大滚轮、小滚轮、内外轨道、气缸等;摆杆组件上安装有
12、齿轮、减速器、摆杆架等;机架组件上安装有H型轨道、摆杆底座等。齿条箱组件自身重力与施加在其上部的气平衡配重共同组成抽油机的配重。该抽油机的传动机构主要包括同步带轮、减速器、齿轮与齿条等。同步带轮为第一级传动机构,减速器为第二级传动机构,齿轮与齿条为第三级传动机构。各级传动比依次为1.21、25、13.41,总传动比为407.17。(a)抽油机三维模型 (b)传动机构三维模型图1三维模型Fig.13D model1.2工作原理抽油机工作原理如图2所示。其工作原理:电动机输出的旋转运动经三级传动机构减速增矩后,将电动机的旋转运动转换为齿条的上下往复运动。齿轮始终正向旋转,其被约束在齿条箱一个长环形
13、轨道内,齿条在多组滚轮与H型轨道面的接触约束下(大滚轮提供z向约束,小滚轮提供x向约束),只能沿H型轨道上下往复运动。导向轮与齿轮安装在减速器输出轴上,当齿轮沿齿条的弧线段移动时,齿轮带动摆杆架绕其底部销轴转动,完成换向。图2抽油机工作原理Fig.2Working principle of the pumping unit2 换向段理论受力计算2.1换向过程分析以抽油机由上冲程至下冲程换向过程为例进行分析。齿轮-齿条传动机构的位置及受力如图 3所示。该换向过程分为AB段与BC段,B点为上死点。在AB段,齿条y向速度逐渐减小,到达上死点B时,y向速度为0,上冲程结束;在BC段,齿条y向速度75第
14、47卷由0开始逐渐增大,到达C点后匀速运行。换向过程中,齿轮与齿条啮合时,两者间的受力为一对相互作用力。以齿条为研究对象,设其受到齿轮的啮合力为Fc。图3传动机构位置及受力Fig.3Position and stress of the transmission mechanism2.2受力计算以摆杆销轴处为坐标原点建立平面直角坐标系(图3)。设摆杆架中心线与y轴的夹角为,齿轮的角速度为w,其在换向过程中绕自身轴心旋转的角度为(AB段取值范围为0/2),摆杆架的长度为l,齿轮与半圆齿轮的中心距为R(R=R1+R2),可得与的关系为sin=-Rcosl(1)cos=l2-(Rcos)2l(2)由图
15、 3可知,齿条 y向位移 s=lcos-Rsin,根据式(1)、式(2)及=wt可得,其y向位移与时间的关系式为s=l2-Rcos(wt)2-Rsin(wt)(3)对式(3)求导,可得齿条y向速度为v=R2wcossinl2-R2cos2-Rwcos(4)电动机旋转运动经三级传动机构减速后,转换为齿条上下往复运动。忽略传动过程中的功率损失,电动机输入功率转换为齿轮驱动齿条箱沿y向以速度v移动的输出功率为P,设齿条沿y向运动时的工作载荷为F,该载荷由向上的悬点载荷与向下的配重载荷组成,大小为两者之差,作用点位于齿条重心处。齿条箱往复运动的驱动力来自齿轮齿条的啮合力,设换向段工作载荷F大小不变,半
16、圆齿轮切向受力为Fe,齿轮分度圆半径为R1,压力角为20,齿轮与半圆齿轮分度圆处周向线速度vc=wR1,可求得齿轮齿条啮合切向力Fe的表达式为Fe=Pvc=Fvvc=FR2cossinR1l2-R2cos2-FRcosR1(5)根据图 3 中啮合切向力 Fe与啮合力 Fc的关系,可求得齿轮齿条啮合力Fc为Fc=Fecos=FR2cossinR1l2-R2cos2 cos-FRcosR1cos(6)由式(6)可知,换向过程中齿条受力与驱动载荷F、齿轮-半圆齿轮间中心距R、齿轮分度圆半径R1、齿轮转过的角度等参数有关,而齿轮角速度只影响换向过程的快慢,对齿条受力无影响。设齿条啮合力 Fc与 y 轴
17、夹角为,由图 3 可知,=-,可求得 Fc沿 x 向、y 向的分力表达式分别为Fcx=Fcsin=(FR2cossinR1l2-R2cos2 cos-FRcosR1cos)sin(-)(7)Fcy=Fccos=(FR2cossinR1l2-R2cos2 cos-FRcosR1cos)cos(-)(8)当齿轮由AB段移动至BC段,齿条的运动与驱动载荷方向发生改变。根据抽油机设计要求,上下冲程过程中的电动机输出转矩应尽量相等。将式(7)、式(8)中的F替换为-F,可求得齿条在BC段的受力,BC段的取值范围为/2。根据求得的齿条受力Fc的表达式,绘制出整个换向过程中齿条x向、y向受力随齿轮转动角度的
18、变化曲线,如图4所示。(a)x方向 (b)y方向图4齿条受力变化规律Fig.4Force variation law of the rack由图4可知,当0/2时,将BC段换向过程中齿条x向、y向的受力函数曲线延伸并取反,即为AB段换向过程中齿条x向、y向的受力函数曲线。齿条受力在x向、y向的分力均存在两个零点。当=/9时,齿条受力F2正好与y轴平行,在x方向无分力;当=11/18时,齿条受力F2正好与x轴平行,在y方向无分力;当=/2时,齿条速度为0,相当于驱动齿条76第5期彭振华,等:35型齿轮长环形齿条抽油机传动机构力学分析所需功率为0,则齿条受力为0。将设计与已知参数代入式(7)、式(
19、8),求得图4中图象幅值的最大值(即换向过程中受力最大值),其中,齿条x向受力最大值为92 011.1 N,y向受力最大值为138 288.9 N。3 动力学仿真分析抽油机的三级传动机构中,同步带轮与减速器传动机构的零部件均属于选型件,齿轮-齿条传动机构中除齿轮齿条外,齿条箱上安装的多组滚轮也属于自设计的重要零件,其与齿轮-齿条传动机构共同配合保证抽油机正常运行,其可靠性对抽油机的使用寿命具有重要影响。为明确动力冲击对传动机构及滚轮的影响,获取抽油机运行时传动机构的运动状态,本节建立了抽油机动力学仿真模型,对抽油机的运行过程进行了仿真模拟,研究了齿轮-齿条传动机构及滚轮的动力学特性变化规律,为
20、后续这些重要零件的改进优化提供了理论数据。3.1仿真模型建立将采用 SolidWorks 建立的抽油机三维模型导入Adams,为提高计算效率,对某些非重要零部件进行了简化,抽油机仿真模型如图5所示。根据抽油机零件的实际运动情况,在各运动零部件上添加相应的固定、旋转约束副。由于抽油机齿轮-齿条传动机构结构特殊,Adams中无与该结构相符的约束副,故对传动机构的齿轮与齿条、导向轮与内外轨道、滚轮与H型轨道之间添加了Contact接触。采用Adams软件提供的动力学接触算法进行分析计算,接触刚度系数K、碰撞指数e、最大阻尼系数C和侵入深度d均采用Adams中钢材的默认值13。该算法将两个接触的零件按
21、刚体进行碰撞运算,仿真结果以波动的形式呈现。(a)接触副添加 (b)滚轮命名图5抽油机仿真模型Fig.5Simulation model of the pumping unit为便于解释与说明,对不同位置的滚轮进行了命名,滚轮命名及相应位置如图5(b)所示。根据滚轮在空间上下与左右的不同安装位置(基于 Adams 坐标系),将齿条箱左右两侧同在上方或同在下方的滚轮命名为同组滚轮,齿条箱同在左侧或同在右侧的滚轮命名为同侧滚轮,对角安装的滚轮命名为对角滚轮。3.2仿真参数设置3.2.1运行参数设置设定抽油机冲次为1.5 次/min,根据齿轮-齿条传动比求得齿轮转速设定值为127()/s。抽油机运行
22、周期为40 s,设定2.5个周期100 s为仿真总时长,求解步长为1 000步,其余参数采用Adams默认值。以抽油机位于下死点位置时为仿真初始时刻,仿真结果分为4个阶段,分别为上冲程匀速直线段、上冲程转换为下冲程的换向段、下冲程匀速直线段与下冲程转换为上冲程的换向段。3.2.2悬点与配重载荷设置由于摩擦载荷在悬点载荷中所占比重较小,本文仅考虑静载荷与动载荷14。该抽油机所使用的抽油杆柱较长,在运行过程中会产生较大的弹性变形。以井深 3 000 m 为例,计算了悬点载荷及抽油杆柱弹性变形量,绘制出抽油机理论示功图,根据示功图编写了悬点载荷随时间的变化函数,并绘制函数图象。所得示功图与悬点载荷图
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