Синтез рычажного механизма наземного привода штанговой скважинной глубинно-насосной установки и обоснование его новой кинематической схемы

АННОТАЦИЯ

На основе анализа достоинств и недостатков рычажного четырехзвенного механизма II класса привода штанговой скважинной глубинно-насосной установки (ШСНУ), применяемой в промыслах для добычи нефти, предложено вместо него использовать шестизвенный механизм III класса. Для этого авторами проведен структурно-кинематический синтез данного механизма, и на этой основе обоснована возможность его применения в качестве наземного привода ШСНУ, предложено новое техническое решение для осуществления этого. Новое техническое решение включает в себя ряд устройств, механизмов и узлов, которые, в отличие от базового механизма станка-качалки, применяемого в реальных нефтяных промыслах, позволяют значительно снизить динамические нагрузки на привод. К тому же, за счет уменьшения габаритов и снижения металлоемкости, они дают возможность уравновешивать механизм привода насоса при минимальных затратах энергии и средств.

Наличие в структуре предложенного механизма привода СК подвижного жесткого контура, обладающего в сочетании с тремя поводками широкими кинематическими и динамическими возможностями, позволяет выполнять данной конструкции одновременно функции уравновешивающего устройства и в то же время прямолинейно-направляющего механизма. Таким образом, предложенные авторами методика синтеза рычажного механизма привода и новые схемы при внедрении в производство позволяют достичь значительного экономического эффекта.

ABSTRACT

On the basis of the analysis of merits and demerits of the lever four-unit mechanism II of a class of the drive of the sucker-rod borehole deep and pump installation applied in crafts to oil production it is offered to use to the place him the six-unit mechanism III of a class. For this purpose authors have carried out structural and kinematic synthesis of this mechanism, and on this basis the possibility of its application as the land drive of pump installation is proved, the new technical solution for implementation of it is proposed. The new technical solution turns on a number of devices, mechanisms and knots which, unlike the basic mechanism of the pumping unit used in real oil fields allow to lower dynamic loads of the drive considerably. Besides, due to reduction of dimensions and decrease in metal consumption they give the chance to counterbalance the pump drive mechanism at the minimum expenses of energy and means. Existence in structure of the offered mechanism of the SK drive of the mobile rigid contour possessing in combination with three leads ample kinematic and dynamic opportunities allows to carry out this design at the same time functions of the counterbalancing device and in too time is rectilinear - the directing mechanism. Thus, the new schemes offered by authors a technique of synthesis of the lever mechanism of the drive and offered at introduction in production allow to reach considerable economic effect.

В нефтяных промыслах с механизированным способом добычи нефти одним из основных видов оборудования все еще остается штанговая скважинная глубинно-насосная установка (ШСНУ), где в качестве наземного привода применяется станок-качалка (СК), представляющий собой четырехзвенный механизм второго класса, содержащий кривошипно-шатунную пару и шарнирно соединенное с ней двуплечее коромысло (балансир), имеющее на переднем плече дуговую головку, снабженную гибким элементом, связывающим балансир с точкой подвеса колонны штанг [6]. Во время работы четырехзвенного механизма СК (рис. 1) вращательное движение кривошипа 1 посредством шатуна 2 преобразуется в возвратно-поступательное движение точки Р подвеса штанги (ТПШ).

К недостаткам механизма относятся металлоемкость, большие габариты и, как следствие, большая масса, что усугубляется применением тяжелых грузовых противовесов.

Рисунок 1. Обычный четырехзвенный механизм II класса привода ШСНУ, применяемой в промыслах для добычи нефти

Данный механизм СК также ненадежен в эксплуатации из-за частных выходов из строя сальникового штока и других его подвижных частей.

Известен также шестизвенный механизм второго класса привода СК, полученный присоединением элементов двухпроводковый группы к основному четырехзвенному кривошипно-коромысловому механизму в шарнирной точке соединения головки балансира и стойки с таким расчетом, что двухпроводковая группа в сочетании с передним плечом балансира составляет приближенно-прямолинейно-направляющий механизм [1].

Однако в данном механизме привода СК, несмотря на применение специальной головки балансира в виде шарнирно-рычажного прямолинейно-направляющего механизма, не обеспечивается требуемый закон движения точки подвеса штанг, более того, не исключается использование грузовых противовесов, что непременно приводит к большим габаритам и массам.

В четырехзвенном механизме второго класса привода СК (рис. 2, а), содержащем балансир 1 с дуговой головкой с передним и задним плечами, последнее из которых имеет в точке сочленении его с шатуном 2 зубчатый реечный механизм, зубчатое колесо 3 которого выполнено с возможностью движения между неподвижной и подвижной рейками 4 и 5, установленными на балансире посредством пружин натяжения 15 амортизатора 6 [2].

Рисунок 2. Конструктивно-кинематические схемы механизмов привода СК:

а) балансир СК; б) общий вид трансмиссии привода СК; в) цепная передача переменного передаточного отношения с коромыслово-пружинным замкнутым контуром силового замыкания

В данном техническом решении авторами сделана попытка преобразования базового механизма, показанного на рис. 1, путем изменения плеча балансира в ходе его работы. Это осуществляется путем изменения длины _ВС заднего плеча ВС балансира 3 на величину _ВС при помощи зубчато-реечной пары с пружинным амортизатором. В процессе работы механизма длина _ВС плеча ВС балансира изменяется соответственно изменению нагрузки на привод, т. е. с возрастанием нагрузки длина заднего плеча увеличивается, а со снижением нагрузки – уменьшается. Однако выполнение средней пары двухпроводковой группы четырехзвенного механизма в виде зубчатого реечного механизма с пружинными амортизаторами несколько усложняет конструкцию балансира, хотя здесь достаточно эффективно компенсируется ударная динамическая нагрузка на привод.

Такой же технический эффект получается в механизме трансмиссии СК (рис. 2, б), содержащей двухступенчатый редуктор 1 закрытого типа с цилиндрической зубчатой передачей 2 первой ступени и цепной передачей 3 второй ступени [4]. Первая ступень, кинематически связана с электродвигателем 5 посредством клиноременной передачи 4. Цепная передача имеет ведущую звездочку 6 круглой формы, ведомую звездочку 9, имеющую форму эллипса и зубчатую цепь 7. Эллипсообразная звездочка, установленная на выходном валу 8 внутри корпуса редуктора, помимо ее основного назначения, совмещает функцию уравновешивающего устройства (противовеса). На конце выходного вала снаружи редуктора жестко установлен кривошип 10 механизма СК. Цепная передача имеет натяжное устройство с возвратно-вращательными ходами (рис. 2, в). Причем в натяжном устройстве, образующем замкнутый коромыслово-пружинный контур, по мере вращения эллипсообразной звездочки 9 плавно меняется натяжение в цепи 7. В результате чего контактирующее с ветвями цепи а и в при помощи пружины 16 ролики 14 и 15 качаются относительно оси 11 ведущей звездочки вместе со связанными с ними коромыслами 12 и 13.

Тем не менее изменение длины плеча балансира за счет пружинного амортизатора или же предложенный механизм трансмиссии привода СК все же не обеспечивают возможность получения любого требуемого закона движения ТПШ.

Анализируя вышеизложенную информацию, можно сделать вывод о том, что путем совмещения преимуществ каждого из вышеприведенных механизмов в одном условном механизме привода СК можно достичь более качественного уравновешивания нагрузки на привод. Однако это, в свою очередь, несколько усложняет конструкцию механизма СК, делает его металлоемким и крупногабаритным. Более того, при таком подходе вопрос о реализации любого требуемого закона движения ТПШ полностью не решается. Очевидно, это можно будет достичь путем подбора такой схемы механизма СК, которая обеспечивала бы изменение плечи балансира в процессе работы механизма за счет конструктивных соотношений его звеньев. Одним из эффективных методов достижения данной цели может стать проведение структурно-кинематического синтеза механизма на основе схемы существующей базовой модели [5].

Для эффективного конструктивного решения данной проблемы и в целях снижения ударных динамических нагрузок на привод СК был проведен структурно-кинематический синтез, который впоследствии позволил нам предложить новое техническое решение.

Переменность длины _ВС плеча ВС балансира СК механизма, показанного на рис. 1, можно обеспечить, используя шарнирный рычажный шестизвенный механизм III класса вместо шарнирного четырехзвенника, что повышает надежность работы СК по сравнению с его аналогом с зубчато-реечной парой. Для этого плечо ВС балансира заменим диадой ВDC, обеспечивающей переменность расстояния между центрами шарниров С и В (на рисунке не показано). Полученный шарнирный шестизвенник ОАВDC имеет две степени свободы. Для исключения данной лишней степени свободы соединим звено ВD данного шарнирного шестизвенника при помощи бинарного звена EF с двумя вращательными кинематическими парами, накладывающее одно условие связи. В результате получим структурную схему одноподвижного шестизвенного механизма III класса (рис. 3).

Рассмотрим алгоритмы синтеза нового механизма СК III класса. Для этого звеньями 1–4 данного механизма жестко связываем подвижные системы координат   соответственно. Геометрические параметры звеньев рассматриваемого механизма III класса должно обеспечить необходимое качательное движение балансира согласно уравнению исключающее ударные динамические нагрузки.

Синтезируемый механизм представляет собой передаточный механизм III класса и состоит из исполнительной кинематической цепи – двух подвижных координат  и , совершающих вращательные движения согласно уравнению , и замыкающей кинематической цепи – диады ABD с присоединенным бинарным звеном EF с вращательными кинематическими парами.

Рисунок 3. Расчетная схема к структурно-кинематическому синтезу

шестизвенного механизма III класса

Вектор  параметров синтеза исследуемого механизма подразделяем на:

•      векторы варьируемых

•      и аппроксимируемых параметров синтеза

где: – координаты шарниров А и D в системах координат  и  соответственно и длины звеньев АВ и ВD диады ABD;  – координаты шарниров Е и F в системах координат  и OXY соответственно и длина бинарного звена EF.

Вектор  варьируемых параметров синтеза задается при помощи ЛП- последовательности. При этом должно выполняться условие

.                                                    (1)

,                                (2)

где

.                              (3)

Координаты шарнира «В» в абсолютной системе координат OXY и угол  в уравнении (3) определяются решением задачи о положениях диады ABD.

После подстановки выражения (3) в уравнение (2) и невырожденной замене переменных

, ,                     (4)

функция (2) представляется в виде линейных форм по группам параметров синтеза , т. е.

,         (k=1,2),                                   (5)

где: , , а  и  – функции от известных параметров.

Представление функции (2) в виде линейных форм (5) позволяет сформулировать и решить аппроксимационные задачи синтеза бинарного звена ЕF, основанные на Чебышевском и квадратическом приближениях и градиентных методах [7].

Предложенная методика синтеза позволила нам обосновать перспективность и возможность эффективного применения шестизвенного механизма III класса в качестве наземных приводов ШСНУ.

Нами был предложен механизм привода СК, содержащий кривошип 1, шарнирно связанный с ним шатун 2, который является одним из поводков трехповодковой группы с жестким треугольным замкнутым контуром 4 (далее – контур), остальные поводки 5 и 7 которого шарнирно связаны со стойкой 6. При этом поводок 7 в совокупности с контуром 4 представляет собой переменное заднее плечо двуплечего балансира 3, другое переднее плечо 8 которого имеет дуговую головку 9, сообщающую возвратно-поступательное прямолинейное движение связанной с ней точке подвеса колонны штанг СК (рис. 4). Таким образом, механизм, образованный присоединением трехповодковой группы к кривошипной паре, является шестизвенным механизмом III класса с одной степенью подвижности [3].

Рисунок 4. Схема шестизвенного механизма III класса, 
применяемого в качестве наземного привода ШСНУ

Соотношения длин сторон треугольного контура 4 и других звеньев на основании структурно-кинематического синтеза должны быть подобраны так, чтобы в течение одного цикла работы механизма привода СК длина заднего плеча балансира, зависящая от взаимоположения составляющих звеньев 4 и 7, менялась, обеспечивая тем самым требуемое сопротивление плеча, прямо пропорционально к нагрузке на привод.

Во время работы предложенного механизма вращение кривошипа 1 посредством шатуна 2, являющегося одним из поводков трехповодковой группы с жестким контуром 4, и его второго поводка 5 преобразуется в возвратно-качательное движение балансира 3, которое посредством дуговой головки 9, установленной на переднем плече 8 балансира, переходит в прямолинейное возвратно-поступательное движение ТПШ. При этом с возрастанием нагрузки на привод переменное плечо балансира увеличивается, а со снижением нагрузки – уменьшается.

Наличие в структуре механизма привода СК подвижного жесткого контура, обладающего в сочетании с тремя поводками широкими кинематическими и динамическими возможностями, позволяет выполнять данной конструкции одновременно функции уравновешивающего устройства и в то же время прямолинейно-направляющего механизма. Таким образом, предложенное техническое решение позволяет снизить металлоемкость и габариты механизма привода СК. Предложенная методика структурно-кинематического синтеза позволяет определять оптимальные соотношения не только механизмов привода СК, но и других аналогичных плоских механизмов сложных конструкций, содержащих в структуре двухповодковые группы.