雙井抽油機振動影響因素及改進措施

張 博，崔鋼都，原 軍，繆志洪，田 園，田中濤，王曉華

（中國重型機械研究院股份公司，西安710032） ①

1 結構原理

搖擺式雙井抽油機（如圖1所示）是一種雙井同步采油設備，可大幅提高油田叢式井組的采油效率，并降低油田設備成本及能源成本。其工作原理為：開關磁阻電機通過皮帶驅動減速機動作，減速機通過連桿機構帶動擺動臂周期性地搖擺，由轉向機構把擺動臂的搖擺動作轉化為懸繩器總成的上下往復運動，實現抽油桿的上下往復運動。在此過程中，通過“雙井同步、動態(tài)平衡”的原理實現均衡載荷，在單井維修時，維修井口上方移出空間，另一口井繼續(xù)正常工作。

搖擺式雙井抽油機保持了游梁式抽油機的結構簡單、工作可靠、操作維護方便等優(yōu)點，電機、減速機、皮帶輪、軸承等的選用均參考油田常用游梁式抽油機，這樣就能降低油田對抽油機備品、備件的采購及管理成本。其關鍵技術包括：開關磁阻電機智能調控技術；雙井同步抽油機構；井口讓位機構；載荷補償機構。

本文針對造成搖擺式雙井抽油機振動的幾個主要影響因素，通過有限元法、經驗對比法等進行分析，并找出正確的解決辦法，為設計者下一步的設計改進提供依據。

圖1 搖擺式雙井抽油機結構

2 問題分析

在對搖擺式雙井抽油機的調試過程中發(fā)現如下問題：在兩側懸繩器換向時，整機會出現強烈的振動，該振動延續(xù)了一段時間后，設備局部出現了螺栓松動、異響等現象。課題組對整機的運行狀況進行了分析，初步總結了造成振動的5個主要影響因素：

1） 擺動臂、連桿強度不夠，在運行過程中出現了較大的折彎變形。

2） 傳動件各連接軸強度不夠，在運行過程中出現了扭曲、折彎等變形。

3） 傳動部分最大輸出扭矩／輸出功率不夠，在運行過程中出現了過載傳動。

4） 傳動底座自身強度以及其與基礎間的連接強度不夠，在運行過程中出現了整體振動。

5） 省去了皮帶傳動這一振動緩沖環(huán)節(jié)，使得傳動部分的振動直接傳送到了其他運轉部件上。

針對第1～2條影響因素，課題組對擺動臂、傳動件各連接軸進行了有限元分析，通過計算的方法進行排除；針對第3條影響因素，課題組直接將傳動底座焊接到了整機底座上，規(guī)避掉了這一因素；針對第4條影響因素，課題組選用了功率大一級的電機，通過實際運行效果進行排除；針對第5條影響因素，課題組增設了皮帶傳動，通過實際運行效果進行排除。

3 影響因素分析

3.1 擺動臂和連桿強度

在搖擺式雙井抽油機的工作過程中，連桿將傳動部分的動力通過擺動臂、轉向輪等機構傳送到懸繩器上，擺動臂和連桿的強度直接影響整機運行的穩(wěn)定性。因此，課題組將原設備上的擺動臂和連桿拆卸下來，替換上了加強后的擺動臂和連桿。

由于擺動臂和連桿均為裝配結構，為保證每個零件的運行可靠性［1］，課題組在實驗室對加強后的2個部件進行了最大受力狀態(tài)下的帶載試驗?？紤]到連桿和曲柄連接部分為偏載受力結構，課題組將此連接部分改為雙軸承支撐結構，對改進后的連桿在最大受力狀態(tài)下進行了有限元分析［2］，如圖2。

圖2 連桿應力和應變云圖

由圖2可知：連桿部件最大應力點應力值為85.7MPa，最大應變區(qū)域應變量為2.386mm。在對加強后的連桿部件進行有限元分析后，可以確認連桿最大應力低于其材料屈服強度，最大應變量應通過優(yōu)化設計來降低。

3.2 傳動件各連接軸強度

在搖擺式雙井抽油機的工作過程中，傳動件各連接軸的強度直接影響連接件運轉的平穩(wěn)性［3］。由于擺動臂轉動軸和連桿曲柄連接軸的工況最為惡劣，課題組將原來的相關零部件進行了加強。對加強后的這2個軸類零件進行最大受力狀態(tài)下的有限元分析，如圖3～4所示。

圖3 擺動臂轉動軸應力和應變云圖

由圖3可知：擺動臂轉動軸最大應力點應力值為162.4MPa，最大應變區(qū)域應變量為0.152mm。

圖4 連桿曲柄連接軸應力和應變云圖

由圖4可知：連桿曲柄連接軸最大應力點應力值為112.9MPa，最大應變區(qū)域應變量為0.021mm。在對加強后的這2個軸類零件進行有限元分析后，可以確認軸類零件最大應力低于其材料屈服強度，最大應變量遠低于實際振幅，其強度足夠。

3.3 傳動可靠性

電機功率和減速機額定輸出扭矩這2個參數是整機穩(wěn)定運行的保障，電機功率或扭矩不足會降低相關件的壽命，產生過載振動，長期磨損內部傳動件后會產生異響。因此，電機功率和減速機額定輸出扭矩的選型是整機設計的基礎。

抽油機電機選型的前提條件應綜合考慮光桿沖程、沖次及懸繩器最大載荷［4］，預算功率為

Py＝1.15FS／2t

式中：F為單側懸繩器最大載荷，N；S為光桿沖程，m；t為光桿完成1次沖程所需要的時間，s。

抽油機減速機選型的前提條件應綜合考慮電機功率、電機轉速及光桿沖次，預算減速機輸出扭矩［5］為

T＝9 549ηPei／n

式中：η為電機功率因數；Pe為電機額定功率，kW；i為傳動比；n為電機輸出轉速。

經過計算，初步選定了合適的電機和減速機型號，經過一段時間的運行，記錄了用電量、整機最大運行電流等參數。為保證電機、減速機運行的可靠性，采用下列公式進行了實際運行功率的計算，為以后的電機選型提供依據。即

式中：W 為運行時間內的用電量，kW·h；t為運行時間，h；U 為電壓值，V；I為整機最大運行電流，A。以上計算公式僅供參考，在實際計算時應根據井位要求考慮卡泵規(guī)避系數、安全系數、動載系數等計算因素。

3.4 其他影響因素分析

3.4.1 機架及其相關連接件的強度

由于各傳動件均安裝在機架上，傳動過程的驅動力需要通過機架平衡，因此，機架及其相關連接件的強度直接影響整機的運行穩(wěn)定性［6］。通過在實際運行過程中對機架及其相關連接件的觀察，排查出中間架、傳動底座等幾個出現小幅變形的部件，并做出如下設計更改：增大中間架與相關件的連接面（如圖5所示）；將傳動底座與整機底座設計為焊接一體式結構。

圖5 中間架改進前后對比

3.4.2 皮帶傳動作用

皮帶傳動有著過載保護、緩振降噪、維修方便、價格低廉等優(yōu)勢，但傳動效率較低，傳動比不準確?？紤]到抽油機要求較高的整機平穩(wěn)性以及較低的制造和維護成本，而對傳動精度要求不高，因此課題組將傳動方式從“電機—減速機—曲柄”更改為“電機—皮帶—減速機—曲柄”，即增加了一級皮帶傳動，降低了減速機的速比。

4 結論

1） 經過驗證，提高擺動臂各軸孔的加工平行度能夠大幅提高設備運行穩(wěn)定性。

2） 優(yōu)化連桿軸孔尺寸，即設計為雙軸承支撐結構，增大受力面積。

3） 合理選定各主要連接軸的設計安全系數及材質，確保連接軸的使用壽命。經過驗證，主要受力軸選用40Cr鋼，在同樣強度要求下尺寸比較合理。

4） 通過實際用電情況復核電機功率，確保電機功率、減速機輸出扭矩的可靠性。經過驗證，圓柱齒輪減速機在抽油機上的使用性能更好。

5） 優(yōu)化整機機架及其相關連接件的結構及形式，在允許的情況下盡量使用焊接一體式設計，確保整機運行的穩(wěn)定性。

6） 增加一級皮帶傳動，確保整機抗噪性能。經過驗證，皮帶傳動的傳動性能更適合油田采油機械。

［1］ 鄧興平，許偉東，李 偉，等.彎游梁抽油機平衡臂失效分析及結構改進［J］.石油礦場機械，2011，40（10）：19-23.

［2］ 馬衛(wèi)國，黃輝建，徐鐵鋼，等.抽油機曲柄銷總成接觸有限元分析［J］.石油礦場機械，2011，40（12）：58-61.

［3］ 李 娟，李曉東，韓修廷，等.單曲柄正扭矩柔性抽油機原理及試驗研究［J］.石油礦場機械，2012，41（8）：36-39.

［4］ 湯敬飛，吳曉東，馬國瑞，等.調徑變矩抽油機懸點載荷計算［J］.石油礦場機械，2011，40（11）：37-40.

［5］ 鄒龍慶，周 亮.游梁式雙驢頭雙井抽油機動力性能分析［J］.石油礦場機械，2012，41（8）：14-17.

［6］ 張萬江，于勝存，陳國黨.游梁平衡式抽油機結構件特點及焊接工藝［J］.石油礦場機械，2010，39（6）：82-84.