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Die Erfindung betrifft einen Pumpenantrieb mit Pferdekopf und Gegengewichtsvorrichtung
und einer von einer Antriebsmaschine getriebenen Kurbelwelle, die über mindestens
einen Kurbelarm einen Antriebslenker betätigt, der mit dem Pumpenschwengel an einem
nahe dem »Pferdekopf« gelegenen Punkt verbunden ist, wobei die Gegengewichtsvorrichtung
an einem dem Antriebslenker bezüglich der Kurbelwelle entgegengesetzt liegenden
Abschnitt des Kurbelarms liegt.
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Bekannte Ölfeldpumpen dieser Bauart haben den Nachteil, daß sie eine
sehr ungleichmäßige Drehmomentbelastung für die Antriebsmaschine entwikkeln und
diese dementsprechend, ebenso wie auch die Pumpe, für sehr hohe Spitzendrehmomente
ausgelegt sein muß. Dies kommt daher, daß die Antriebsmaschine während des Pump-
oder Arbeitshubes ein Drehmoment an die Kurbelwelle des Reduziergetriebes abgeben
muß, das dem zum Herauspumpen des Öls aus dem Bohrloch erforderlichen Drehmoment
abzüglich dem durch das Gegengewicht erzeugten Drehmoment entspricht. Letzteres
wirkt der durch das Bohrloch dargestellten Belastung entgegen und unterstützt dadurch
die Antriebsmaschine. Während des Leer- oder Abwärtshubes dagegen muß die Antriebsmaschine
die Drehmomentdiferenz zwischen dem Drehmoment des Gegengewichts abzüglich des Drehmoments,
das durch die Bohrlochbelastung während des Pumphubes erzeugt wird, abgeben. Der
Leerhub unterscheidet sich dabei vom Arbeitshub dadurch, daß dieser auch noch das
Gewicht der nach oben geförderten Flüssigkeit zusätzlich zum Gewicht des Bohrstangenzuges
einschließt. Demnach ist der Leistungsbedarf der Antriebsmaschine an der Kurbelwelle
des Reduziergetriebes während des Pumphubes größer als während des Leerhubes, wenn
die Vorrichtung einwandfrei ausgewuchtet ist.
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Bei einem bekannten Pumpenantrieb der genannten Art mit Pferdekopf
liegt die Gelenkverbindung zwischen dem Antriebslenker und dem Pumpenschwengel direkt
über der Achse des Kurbelarms. Der vom Gelenkpunkt zwischen Antriebslenker und Kurbelarm
beschriebene Kreisbogen beträgt bei diesem bekannten Antrieb sowohl beim Pumpenhub
als auch bei der rückläufigen Pumpenbewegung genau 180°.
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Bei diesem Pumpenantrieb besteht keine Möglichkeit, einen Ausgleich
der ungleichmäßigen Drehmomentbelastung oder Antriebsmaschine herzustellen, da eine
Winkelverschiebung des Schwerpunktes des Gegengewichts in bezug auf die Linie, die
durch die Kurbelarmachse und den Gelenkpunkt zwischen Kurbelarm und Antriebslenker
verläuft, keine Verbesserung bringen würde.
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Es sind ferner Pumpenantriebe bekannt, bei denen die Anlenkung des
Antriebslenkers gegenüber dem Gegengewicht um einen von 180° verschiedenen Wert
erfolgt. Dies wurde vorgeschlagen, um den Gegengewichtseffekt auf die Reaktionskraft
des Antriebslenkers abzustimmen.
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Wenn eine solche Maßnahme bei einer Pumpe angewandt wird, deren beim
Hub- und Rücklaufvorgang beschriebene Kreisbogen gleich groß sind, führt sie nicht
zu einer Verminderung der Stoßbelastung auf die Kurbelwelle bzw. zu einer Glättung
der Drehmomentkurve.
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Die Drehmomentbelastung von mechanischen Ölfeldpumpen ist aber noch
aus anderen als den obengenannten Gründen ungleichmäßig, und zwar insbesondere deshalb,
weil an ihnen eine Anzahl von größeren Torsionskräften auftreten, die an der Kurbelwelle
des Untersetzungsgetriebes angreifen.
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Eine Analyse der resultierenden Drehmomente, die an der Kurbelwelle
einer mechanischen Ölfeldpumpe mit am Kurbelarm angesetztem Gegengewicht und angetriebenem
Pumpenschwengel angreifen, ergibt, daß die Drehmomentbelastung mindestens zweimal
während eines vollständigen Zyklus der Kurbelarmbewegung durch Null geht, weil die
durch das Bohrloch aufgebrachte, an der Kurbelwelle angreifende Drehmomentbelastung
im oberen Totpunkt zur gleichen Zeit das Vorzeichen wechselt wie das durch das Gegengewicht
verursachte, an der Kurbelwelle angreifende Drehmoment in der unteren Totpunktlage
sein Vorzeichen wechselt, und umgekehrt. Eine Pumpe dieser Art kann beispielsweise
ein resultierendes Drehmoment aufweisen, das bis zu viermal während jedes Zyklus
durch Null läuft. Diese schnelle und häufige Drehmomentänderung zwischen Null und
dem Maximum macht es bei den üblichen mechanischen Pumpen schwierig, daß das Untersetzungsgetriebe
eine auch nur annähernd gleichförmige Drehmomentbelastung für die Antriebsmaschine
liefert.
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Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Antrieb für eine Pumpe
der eingangs genannten Art zu schaffen, der die Antriebsmaschine mit einem gleichförmigen
Drehmoment belastet.
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Dies wird gemäß der Erfindung durch die Kombination zweier Merkmale
erreicht, so daß die Erfindung dadurch gekennzeichnet ist, daß a) der Kurbelarm
in bezug auf den oberen Gelenkverbindungspunkt des Antriebslenkers so angeordnet
ist, daß der Kreisbogen, der vom Gelenkpunkt zwischen dem Antriebslenker und dem
Kurbelarm während des Arbeitshubes des Pumpenschwengels beschrieben wird, um einen
Winkel 2X größer als 180° ist, wobei X größer als 0° und kleiner als
45° ist, und b) der den Antriebslenker tragende Kurbelarmabschnitt dem das Gegengewicht
tragenden Kurbelarmabschnitt um einen Winkel von weniger als 180° voreilt, wobei
dieser Winkel annähernd (180°-X°) beträgt. Dieser Effekt wird bei der neuen ölfeldpumpe
dadurch erreicht, daß eine Verschiebung des Getriebekastens in Richtung auf den
Sampson-Lagerbock vorgenommen wird, so daß der Antriebslenker in seiner höchsten
Hubstellung (d. h., wenn die Belastung am größten ist) nahezu senkrecht steht, während
er beim Abwärtshub, wenn die Belastung am geringsten ist, eine geneigte Stellung
einnimmt. Nur wenn der Getriebekasten in dieser Weise verschoben ist, wird der Kreisbogen,
der vom Gelenkpunkt zwischen dem Antriebslenker und dem Kurbelarm während des Arbeitshubes
des Pumpenschwengels beschrieben wird, einen Winkel einschließen, der größer als
180° ist.
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Durch die Erfindung wird ein Zustand beseitigt; bei dem die Drehmomentkurven
der Bohrlochbelastung und des Gegengewichts gleichzeitig und somit auch die resultierende
Drehmomentbelastung dei Antriebsmaschine und gleichzeitig auch das resul.
tierende,
an der Antriebswelle angreifende Drehmoment zu Null werden.
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Der neue Pumpenantrieb ist einfach aufgebaut, gegen rauhe Behandlung
unempfindlich, relativ billig, leicht zu bedienen und instand zu halten und zuverlässig
im Betrieb. Er hat einen beträchtlich höheren Wirkungsgrad als bisher bekannte Pumpen,
arbeitet mit geringeren Betriebskosten und kann unter sich ändernden Belastungen
eingesetzt werden.
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Die Pumpenkonstruktion nach der Erfindung behält die Vorteile der
bisher üblichen mechanischen Pumpen, wie z. B. die geringen Betriebskosten und die
Brauchbarkeit unter in weiten Grenzen schwankenden Temperaturen und Witterungsverhältnissen
bei, während sich gleichzeitig bei den nachteiligen Eigenschaften bisher bekannter
Pumpen beträchtliche Verbesserungen ergeben.
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Weitere Merkmale im Rahmen der Erfindung sind in den Unteransprüchen
gekennzeichnet. In der nachfolgenden Beschreibung von Ausführungsbeispielen in Verbindung
mit den Zeichnungen ist die Erfindung näher erläutert. Dabei zeigt F i g. 1 eine
Seitenansicht der mechanischen Pumpvorrichtung, F i g. 2 eine Rückansicht der Ausführungsform
nach F i g. 1, bei der einzelne Teile zur besseren Darstellung der Konstruktion
weggelassen sind, F i g. 3 eine Draufsicht, bei der ebenfalls zur übersichtlicheren
Darstellung Teile weggelassen sind, F i g. 4 eine vergrößerte Teilansicht längs
der Linie 4-4 in F i g. 1 zur Darstellung des oberen Gelenkzapfenlagers des Antriebslenkers
und des Kreuzjoches, F i g. 5 eine vergrößerte Teilansicht längs der Linie 5-5 in
F i g. 1 zur Darstellung des unteren Kurbelzapfenlagers des Antriebslenkers und
der einstellbaren Verbindung zwischen Antriebslenker und Kurbelarm, F i g. 6 eine
vergrößerte Seitenansicht des Kurbelarms, bei dem Teile teils weggelassen, teils
im Schnitt dargestellt sind, um den Ort und die Arbeitsweise des halbautomatischen
Kurbelgegengewichtsausgleichs darzustellen, F i g. 7 eine Schnittansicht längs der
Linie 7-7 in F i g. 6 zur Darstellung des Ortes des einstellbaren Trimmgewichts
des Gegengewichtssystems innerhalb des hohlen Kurbelwellenarms, F i g. 8 eine vergrößerte
Teilansicht längs der Linie 8-8 in F i g. 6 zur Darstellung des sich selbst ausrichtenden
Lagers in dem die Trimmgewichtsschraube am äußeren Ende des hohlen Kurbelarms drehbar
gelagert ist, F i g. 9 eine vergrößerte Teilansicht, bei der Teile weggelassen sind,
um die Hebelverbindung zu zeigen, die die halbautomatische Einstellung des Trimmgewichts
im hohlen Schaft des Kurbelarms bewirkt, F i g. 10 eine Teilschnittansicht längs
der Linie 10-10 in F i g. 9 zur Darstellung des Reduziergetriebes und des Kettenantriebes
auf dem Kurbelarm der über eine weitere Vorrichtung das Trimmgewicht auf der innerhalb
des Hohlraumes des Kurbelarms gelagerten Schraube nach innen und nach außen bewegt,
F i g. 11 eine Teilsehnittansicht längs der Linie 11-11 in F i g. 5 zur Darstellung
des unteren Kurbelzapfenlagers des Antriebslenkers, F i g. 12 eine Vorderansicht
der »Pferdekopf« genannten Aufhängevorrichtung für den Bohrstangenzug in vergrößertem
Maßstab, F i g. 13 eine Teilschnittansicht längs der Linie 13-13 der F i g. 12 zur
Darstellung des »Pferdekopfes«, F i g. 14 eine Teilschnittansicht längs der Linie
14-14 in F i g. 13 zur Darstellung der lösbaren Verbindung zwischen Pumpenschwengel
und »Pferdekopf«, F i g. 15 eine schematische Darstellung des Pumpenschwengels,
des Kurbelarms und des Antriebslenkers in verschiedenen Betriebslagen, die eine
merkliche Auswirkung auf die Beziehung zwischen oberen und unteren Gelenkzapfenlagern
des Antriebslenkers aufweisen, und F i g. 16 eine graphische Darstellung zur Erläuterung
des grundlegenden Drehmomentverläufs einer idealen Pumpverdichtung.
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Aus den Zeichnungen, insbesondere aus F i g. 1 bis 3, sieht man, daß
auf einer Grundplatte 1 ein Untersetzungsgetriebe 2, eine Antriebsmaschine 3 und
ein Sampson-Lagerbock 4 angeordnet ist. Kurbelarme 5 einschließlich einer Gegengewichtsanordnung
6 sind auf der Kurbelwelle 7 des Untersetzungsgetriebes angeordnet. Der Pumpenschwengel
8 ist für eine auf und ab schwingende Bewegung mit Schwengellagern 9 ausgerüstet,
die am oberen Ende des Lagerbocks angebracht sind, mit Antriebslenkern 10, die die
Kurbelarme 5 mit dem Pumpenschwengel verbinden, um diesem eine auf und ab schwingende
Bewegung zu erteilen, und schließlich mit einem am vorderen oder bohrlochseitigen
Ende des Pumpenschwengels angebrachten äußeren Gewicht, d. h. einer allgemein als
»Pferdekopf« bezeichneten Vorrichtung 11, an der das Pumpengestänge mit Hilfe des
Drahtseiles 12 aufgehängt ist.
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Bei der hier beschriebenen Ölpumpvorrichtung ist das Untersetzungsgetriebe
2 auf der Bohrlochseite des Sampson-Lagerbocks angebracht und fest mit der Grundplatte
verbunden. Die Antriebsmaschine 3 ist auf der Grundplatte zwischen dem Untersetzungsgetriebe
2 und dem Sampson-Lagerbock angebracht, so daß die Antriebsmaschine gewartet werden
kann, während die Pumpe arbeitet. Sie kann, wie dargestellt, auf einem Motorlager
15 befestigt sein, das auf der Grundplatte 1 für eine Gleitbewegung in Längsrichtung
relativ zu dem Untersetzungsgetriebe angebracht wird, wodurch die Spannung des Antriebsriemens
eingestellt werden kann.
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Der Sampson-Lagerbock 4 ist am rückwärtigen Ende der Grundplatte 1
angebracht und besteht aus auf Abstand stehenden senkrechten Streben 16, die durch
Querstreben 17 miteinander verbunden sind, aus Ankerplatten 18, die an den oberen
Enden der Streben befestigt sind, sowie auf Abstand stehenden Druckstützen
19, die zwischen den Ankerplatten und gegenüberliegenden Seiten des Untersetzungsgetriebes
2 befestigt sind. Die Lagergehäuse 20 des Schwengellagers 9 werden von den
Ankerplatten 18
getragen und bestehen mit diesen aus einem Stück. Der rohrförmige
Schwengellagerzapfen 21 ist innerhalb des Schwengellagers 9 für eine begrenzte
Drehbewegung um eine Waagerechte oder Querachse angeordnet. Das rückwärtige Ende
des Pumpenschwengels ist an dem Lagerzapfen 21, senkrecht zu diesem verlaufend,
in dessen Mitte starr befestigt.
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Nach Verankerung der Pumpe auf ihrem Betonfundament ist es erwünscht,
kleinere Änderungen der Lage des »Pferdekopfes« 11 in bezug auf das Bohrloch zu
machen, um eine einwandfreie Ausrichtung
zwischen Bohrloch und »Pferdekopf«
zu erreichen. Solche Einstellungen lassen sich besonders einfach durch eine kleine
seitliche Verschiebung des Pumpenschwengels erreichen. Demgemäß weist der Pumpenschwengel
zwei Versteifungsstreben 22 auf, die sich von gegenüberliegenden Seiten in der Nähe
des vorderen Endes aus divergierend nach hinten erstrecken, wo sie an äußeren Enden
des Schwengellagerzapfens 21 befestigt sind. Das rückwärtige Ende jeder dieser Streben
22 endigt in einem Bolzen 23, der in einer Bohrung eines Bügels 24 geführt ist,
der an einer Abschlußplatte 25 an dem jeweiligen Ende des Schwengellagerzapfens
angebracht ist. Eine Mutter 26, die auf das Ende des Bolzens 23 aufgeschraubt ist,
liegt an dem Lagerbügel 24 an und verspannt eine der Streben in der Weise, daß das
vordere Ende des Pumpenschwengels in seitlicher Richtung in die gewünschte Lage
für eine einwandfreie Ausrichtung des »Pferdekopfes« mit dem Bohrloch verschwenkt
wird.
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Auf der Unterseite des Pumpenschwengels 8 ist in der Nähe von dessen
freiem Ende ein Kreuzjoch 27 starr angebracht (F i g. 3), das quer zu einem Montagebüge128
angeschweißt ist, der seinerseits mit dem Pumpenschwengel durch Bolzen od. dgl.
verbunden ist. Ein Paar zur Ausrichtung des Pumpenschwengelkopfes dienende Einstellvorrichtungen
29, die im Zusammenhang mit den F i g. 1, 3 und 4 näher beschrieben werden, sind
ebenfalls zwischen dem Kreuzjoch 27 und dem Pumpenschwengel 8 angeordnet, um eine
Torsionsbewegung des Pumpenschwengels zu bewirken, falls der Pumpenschwengel so
weit verdreht sein sollte, daß der »Pferdekopf« nicht mehr völlig senkrecht hängt.
Die außenliegenden Enden des Kreuzjoches 27 durchsetzen die oberen Zapfenlager 30
der Antriebslenker 10.
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Die unteren Zapfenlager 31 der Antriebslenker 10, die an den unteren
Enden der Antriebslenker sitzen, sind auf Zapfen 32 (F i g. 8) drehbar gelagert,
die an einstellbaren Kurbelhebelkupplungen 33 liegen, die auf einem abgewinkelten
Teil 34 der Kurbelarme 5 für eine Längs-Gleitbewegung aufgesetzt sind. Zum Einstellen
der Hublänge und des Verhältnisses zwischen Kurbelarm und Antriebslenker ist eine
Schraubvorrichtung zwischem dem Kurbelarm 5 und der Kurbelarmkupplung 33 angeordnet,
um diese längs des abgewinkelten Kurbelarmabschnitts 34 gleitend zu verschieben,
wie dies in Verbindung mit den F i g. 1, 5 und 6 beschrieben wird. Zu diesem Zeitpunkt
soll darauf hingewiesen werden, daß die gegenseitige Zuordnung der Teile der beschriebenen
Pumpe derart ist, daß die Antriebslenker 10 an den Kurbelarmen 5, auf der der Gegengewichtsanordnung
6 entgegengesetzten Seite angebracht sind. Ferner ist der stumpfe Winkel zwischen
dem hohlen Kurbelarmabschnitt 36 des Kurbelarms 5, der das Kurbelgegengewicht 6
trägt, und dem abgewinkelten Kurbelarmabschnitt34, an dem die Antriebslenker10 befestigt
sind, zu beachten.
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F i g.1 zeigt ferner eine handbetätigte Hebelverbindung 40, die dazu
dient, den Trimmgewichtsabschnitt des Gegengewichtssystemsinnerhalb des Hohlraumes
36 des Kurbelarms 5 in Richtung auf die Kurbelwelle 7 oder von dieser Kurbelwelle
weg zu verschieben.
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Die F i g.1, in Verbindung mit den F i g. 3 und 4, zeigt die Einstellvorrichtung
29, mit deren Hilfe dem Pumpenschwengel 8 eine Torsionsauslenkung erteilt werden
kann, so daß hierdurch der »Pferdekopf« wieder einwandfrei mit dem Bohrloch ausgerichtet
ist. Diese Einstellvorrichtung ist folgendermaßen aufgebaut: Winkellaschen 52 sind
an gegenüberliegenden Seiten des Pumpenschwengels an dem Kreuzjoch 27 angeschweißt.
Jeder Bügel 52 enthält einen Zapfen 53, der nach innen und oben in Richtung
auf den oberen Flansch des Pumpenschwengels zeigt, wie dies am deutlichsten aus
F i g. 6 zu erkennen ist. Diese Zapfen passen in die unteren Enden von Rohren
54. Eine Mutter 55 ist an den oberen Enden jedes Rohres 54 angeschweißt,
und ein Gewindebolzen 56 mit einem daran angebrachten Zapfen 57 ist in die Mutter
eingeschraubt, während der Zapfen 57 in einen Bügel 58 eingesetzt ist, der auf dem
Pumpenschwengel zwischen dem Steg und dem oberen Flansch angebracht ist. Eine Kontermutter
59 ist außerdem auf dem Gewindebolzen vorgesehen. Durch Lösen der Kontermutter 59
und durch Herausdrehen des einen Bolzens 56 der Mutter 55 und gleichzeitiges Eindrehen
des anderen Bolzens um einen gleichen Betrag kann der Pumpenschwengel relativ zum
Kreuzjoch 27 verdreht werden.
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Der »Pferdekopf« 11 wird nunmehr im Zusammenhang mit den F i g. 5,
12, 13 und 14 im einzelnen beschrieben werden. Das freieEnde des Pumpenschwengels
8 ist mit einer Endplatte 60 versehen, hinder der ein kurzes Stück Winkeleisen 61
und eine Platte 62 angebracht sind, die eine nach oben offene Einkerbung oder Ausnehmung
63 aufweist. An der unteren Kante der Endplatte 60 ist ein U-förmiges Bauteil 64
befestigt, das den nach unten abgebogenen inneren Flansch eines Abstandsstückes
65 aufnimmt, das zwischen den Seitenplatten 66 des »Pferdekopfes« angebracht ist.
Gleichzeitig ist ein Rohrabschnitt 67, der sich zwischen den Seitenplatten oberhalb
und rückwärts von dem Abstandstück 65 erstreckt, so angebracht, daß dieses Rohrstück
in die Einkerbung 63 auf der Oberseite des Pumpenschwengels paßt. Ein anderes Abstandstück
68 ist vorzugsweise zwischen den Seitenplatten 66 anschließend an das untere Ende
des »Pferdekopfes« vorgesehen. Die Oberseite des »Pferdekopfes« ist durch eine mit
Ausnehmungen versehene Platte 69 abgeschlossen, wobei die Ausnehmungen hinter den
Vorderkanten der Seitenplatten liegen, auf denen eine mit Flanschen versehene, eine
Seilschleife aufnehmende Kappe 70 befestigt ist. Seilführungen 71 erstrecken sich
von der Platte 69 als Ausnehmungen längs der Vorderkanten der Seitenplatten 66 nach
unten. Jede Seitenplatte weist außerdem einen Vorsprung 72 zum Einklemmen
des Drahtseiles auf, der sich in der Nachbarschaft der Kappe70 nach innen über die
Seilführung erstreckt. Außerdem ist an der Vorderseite des »Pferdekopfes« ein Einhängöse
73 vorgesehen, die dazu dient, den »Pferdekopf« von dem Pumpenschwengel abzunehmen.
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Die unteren oder Kurbelzapfenlager 31 der Antriebslenker 10 sind in
den F i g. 1, 5 und 11 dargestellt. Es sind dies selbstausrichtende Lager mit einer
inneren Lagerschale 74, die, gegen Drehbewegung gesichert, auf einem zapfenförmigen
Ansatz 32 zwischen einem ringförmigen Schulteransatz 75 mit größerem Durchmesser
und einer Endplatte 76 befestigt ist. Zwei Reihen kurzer Lagerrollen 77 sind für
eine Rollbewegung auf benachbarten kugelförmigen Oberflächen 78 des inneren Lagerringes
gelagert. Die äußeren Lagerringe 79 weisen kugelförmige Lagerflächen 80 auf, die
in Rollberührung mit beiden
Reihen von Lagerrollen stehen. Die äußere
Lagerschale 79 ist innerhalb eines Gehäuses 81 durch äußere und innere Abschlußplatten
82 bzw. 83 gegen Drehbewegung gesichert, die an dieser Lagerschale
angreifen und deren Axialbewegung verhindern. Die innere Abschlußplatte 83 ist mit
einer biegsamen Schmierdichtung 84 versehen, die an dem Abschnitt 75 des Lagerbolzens
32 eine ringförmige Abdichtung bildet. Das Gehäuse 81 ist an der Platte 85, die
ihrerseits am unteren Ende des Antriebslenkers 10 angeschweißt ist, mit Bolzen
oder in anderer Weise befestigt.
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Die Beschreibung der Kurbelarmkupplung 33 und ihrer einstellbaren
Verbindung mit dem abgewinkelten Kurbelarmabschnitt 34 des Kurbelarms 5 erfolgt
im Zusammenhang mit den F i g. 1, 5 und 6. Wie man zunächst erkennt, ist der abgewinkelte
Kurbelarmabschnitt 34 der Kurbelarme 5 rohrförmig ausgeführt und weist abgeschrägte
Rippen 86 und 87 mit etwa trapezförmigem Querschnitt an gegenüberliegenden Außenflächen
auf, welche sich in Längsrichtung des Kurbelarmabschnitts 34 erstrecken. Außerdem
kann an diesem abgewinkelten Abschnitt des Kurbelarms eine geeignete Skala 88 befestigt
sein, um den genauen Ort der Kurbelkupplung 33 auf diesem Kurbelarmabschnitt anzuzeigen,
so daß das Verhältnis zwischen der Länge der Antriebslenker und der Kurbelarme auf
beiden Seiten gleich eingestellt werden kann.
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Die Kurbelkupplung 33 ist mit einer durchgehenden Bohrung
89 versehen, die sich in Längsrichtung erstreckende Nuten 90 und 91 zur Aufnahme
der Rippen 86 bzw. 87 aufweist, die an dem abgewinkelten Abschnitt 34 des Kurbelarms
5 angebracht sind. Die Nut 90 ist dabei trapezförmig verbreitert, um die trapezförmige
Rippe 86 mit einer Klemmwirkung aufzunehmen, wenn auf den abgewinkelten Kurbelarmabschnitt
34 eine Kraft in einer solchen Richtung ausgeübt wird, daß die Rippe 86 in die Nut
90 eingedrückt wird, während dann eine frei gleitende Bewegung zwischen diesen beiden
Teilen möglich ist, wenn eine solche Kraft nicht angreift. Die Nut 91,
die
gegenüber der Nut 90 angeordnet ist, weist auf Abstand stehende, im wesentlichen
parallele Seitenflächen 92 auf, die so geneigt sind, daß eine Seite flach
gegen die äußere geneigte Fläche der trapezförmigen Rippe 87 anliegt, während
die andere Seite an der äußeren geneigten Oberfläche eines abgeschrägten Keilstückes
93 anliegt, dessen innere Fläche an der inneren Oberfläche der Rippe 87 anliegt.
Zwei Einstellschrauben 94 und 95 sind an gegenüberliegenden Enden der Kurbelkupplung
im Eingriff mit der Rippe 87 bzw. des Keilstückes 93 eingeschraubt Löst man diese
Einstellschrauben, dann kann die Kurbelkupplung 33 längs des abgewinkelten Abschnitts
34 jedes Kurbelarms 5 gleiten, um das Längenverhältnis zwischen Antriebslenker und
Kurbelarm mit Hilfe einer Schraubenanordnung zu ändern, die jetzt beschrieben werden
soll.
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Die tatsächliche Längsverstellung der Kurbelkupplung 33 in Bezug auf
den abgewinkelten Abschnitt des Kurbelarms wird mit Hilfe einer Schraube 96 durchgeführt,
die sich in Längsrichtung durch Bohrungen in Laschen 97 und 98 erstrecken, die mit
der Kupplung 33 und einem Sockel 99 des Kurbelarms jeweils aus einem Stück bestehen.
Eine Mutter 100 ist, gegen Drehbewegung gesichert, auf der Schraube 96 aufgeschraubt
und wird, ebenfalls gegen Dreh-Bewegung gesichert, innerhalb des Sockels 99 des
Kurbelarms gehalten. Muttern 101 und 102 sind auf die Schraube 96
so aufgeschraubt, daß sie an den Laschen 97 bzw. 98 anliegen.
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Wenn daher das Längenverhältnis zwischen Antriebslenker und Kurbelarm
der Pumpe geändert werden soll, dann werden die Einstellschrauben 94 und
95 gelöst, um die Rippe 86 innerhalb der Nut 90
und die Rippe
87 von dem Keilstück 93 in der Nut 91
zu lösen. Daraufhin wird
eine der Muttern 101 oder 102 von der anschließenden Lasche
97 oder 98 der Kupplung in Richtung der gewünschten Bewegung weggedreht,
während die andere Mutter in der Richtung gedreht wird, daß der zwischen beiden
gebildete Spalt geschlossen wird. Wenn die gewünschte Lage der Kupplung auf dem
abgewinkelten Abschnitt 34
des Kurbelarms erreicht ist, werden die Einstellschrauben
94 angezogen, die die Rippe 86 keilförmig in die Nut 90 einpressen. Die Einstellschrauben
95 werden ebenfalls angezogen, um das Keilstück 93 zwischen der Seite der Nut 91
und der Rippe 87 einzutreiben. Das Keilstück 93 wirkt natürlich auch gegen
die Rippe 87, um die Rippe 86 in die Nut 90 einzudrücken.
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Die Gegengewichtsanordnung und die Betätigungsvorrichtung dafür sind
mit den Bezugszeichen 6 und 40 bezeichnet. Die einzelnen Teile hierzu sind
am besten aus den F i g. 1 und 6 bis 10 zu ersehen. Die Kurbelarme 5 sind an der
langsam laufenden Kurbelwelle 7 für gleichzeitige gemeinsame Drehung mit Hilfe von
Nut und Feder 103 befestigt. Der abgewinkelte Abschnitt 34 jeder Kurbel erstreckt
sich senkrecht zur Kurbelwelle in einer Richtung, während der hohle Kurbelarmabschnitt
36 sich in der anderen Richtung erstreckt, wie man dies am besten aus den F i g.
1 und 6 erkennt. Das äußere oder freie Ende des hohlen Kurbelarmabschnitts 36 trägt
ein Grobgegengewicht 104, das aus einem Gehäuse 105 besteht, dessen Form einem kleineren
Sektor des Kurbelkreises entspricht, der durch einen Punkt am Ende des hohlen Kurbelarmabschnitts
erzeugt wird. Das Gehäuse 105 wird von einer Anzahl zur Aufnahme von Bolzen dienenden
Hülsen 106 durchsetzt, in denen Bolzen 107 eingesetzt sind, die zur Halterung
von aus Blei bestehenden Scheiben 108 dienen, die auf der Außenseite des
Gehäuses angeordnet sind. Außerdem ist das Gehäuse 105, wie bei
109 gezeigt ist, mit Blei ausgegossen. Die Grobgegengewichte sind dabei lösbar
angebracht und stellen etwa 800/0 der gesamten Gegengewichtsbelastung des Kurbelarms
dar, während die restlichen 200i0 durch das Trimmgewicht 110 gebildet werden, das
noch beschrieben wird.
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Der Kurbelarmabschnitt 36 jedes Kurbelarms 5 ist hohl ausgeführt und
enthält eine in einem Lager 112, das an einer am äußeren Ende des Kurbelarms liegenden
Endplatte 113 befestigt ist und in einem an einem Getriebekasten 115 am inneren
Ende des Kurbelarms angebrachten Lager 114 (F i g. 10), drehbar gelagerte
Schraube. Die Lager 112 und 114 sind sogenannte selbstausrichtende
Lager, wie sie im einzelnen in F i g. 8 gezeigt sind. Die Schraube 111 enthält
einen zylinderförmigen Abschnitt 116 mit verringertem Durchmesser, auf dem ein abgestumpftes
kugelförmiges Lager 17 mit Hilfe von Unterlagscheibe 118 und Mutter 119 festgehalten
wird. Eine aus zwei Teilen bestehende Lagerschale 120 enthält eine kugelförmige
Oberfläche, um die Lagerelemente
117 aufzunehmen, und wird durch
ein Gehäuse 121 gegen die Endplatte 113 gehalten.
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Das Trimmgewicht 110 in F i g. 6 und 7 besteht aus einem Kasten 122
mit einem diesen Kasten durchsetzenden hohlen Kern 123, in dessen Enden mit Innengewinde
versehene Manschetten 124 zur Aufnahme der Schraube 111 eingesetzt sind. Für die
hier dargestellten Maschetten 24 können selbstausrichtende Lager verwendet werden.
Der Kasten 122 ist, wie bei 125 angedeutet, mit Blei gefüllt. Eine Blattfeder 126
ist zwischen diesen Kasten und der benachbarten Innenwand des Hohlraumes des Kurbelabschnitts
36 angebracht, um die Möglichkeit auszuschalten, daß das Trimmgewicht 110 innerhalb
des Kurbelarmabschnitts hin- und herkippt. Wird daher die Schraube 111 in
einer Richtung gedreht, dann bewegt sich das Trimmgewicht innerhalb des hohlen Innenraumes
des Kurbelarmabschnitts 36 in radialer Richtung nach außen oder von der Kurbelwelle
7 weg, während die Drehung der Schraube in entgegengesetzter Richtung das Trimmgewicht
radial nach innen oder in Richtung auf die Kurbelwelle zu bewegt.
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Die Einrichtungen, durch die diese Schraube gedreht wird, werden nun
im Zusammenhang mit den F i g. 9 und 10 näher beschrieben.
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Die Schraube 111 enthält einen nicht mit -einem Gewinde versehenen
Abschnitt 127, der innerhalb des Getriebekastens 115 liegt, der an der Innenseite
der Wand 128 des Hohlraumes des Kurbelabschnitts 36 anschließend an die darin angebrachte
Bohrung 129 liegt. An diesem Abschnitt 127 der Schraube 111 ist ein Stirnzahnrad
130 und ein Zahnrad 131 befestigt. Eine Achse 132 ist ebenfalls innerhalb
des Getriebekastens 115 mit Abstand parallel zur Schraube 111 angeordnet. Die Zahnradnaben
133 und 134 sind auf der Achse 132 für eine relativ zueinander unabhängige Bewegung
befestigt, wobei die Nabe 133 ein Flügelrad 135 und in axialem Abstand davon ein
Zahnrad 136 trägt. Auf der Nabe 134 ist ein zweites Flügelrad 137 und ein Stirnzahnrad
138 befestigt. Die Zahnräder 131 und 136 sind quer zum Kurbelarmabschnitt miteinander
ausgerichtet und über eine Antriebskette miteinander verbunden und bewirken eine
Drehbewegung der Schraube in der gleichen Richtung wie das Flügelrad 135, das in
der noch zu beschreibenden Weise betätigt wird. Andererseits sind die Stirnzahnräder
138 und 130 miteinander im Eingriff und bewirken, daß sich die Schraube 111 in entgegengesetzter
Richtung zu der Drehrichtung der Nabe 134 und des Flügelrades 137 dreht, wenn dieses
betätigt wird.
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Der Betätigungsmechanismus 40 der zur Bewegung des Trimmgewichts in
dem hohlen Kurbelarmabschnitt 36 nach innen und nach außen dient, läßt sich am besten
im Zusammenhang mit den F i g. 1, 9 und 10 beschreiben. Die Kurbelwelle ist in Rollenlagern
140 drehbar gelagert, die an Seitenplatten 141 des Kastens
142 des Untersetzungsgetriebes 2 befestigt sind. Eine Platte 143 mit oben
und unten angesetzten Laschen 144 bzw. 145 ist mit Bolzen oder in anderer Weise
an der Außenseite des die Rollenlager 140 enthaltenden Getriebekastens befestigt.
Obere und untere Gelenkbolzen 146 und 147
ragen von den unteren bzw.
oberen Laschenansätzen 145 bzw. 144 nach außen, wie man dies aus F
i g. 9 erkennt. Obere und untere Hebelarme 148 und 149 sind für eine Kippbewegung
an den Zapfen 146 bzw. 147 befestigt, wobei gegenüberliegende Enden dieser Arme
durch einen Lenker 150 miteinander verbunden sind.
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Aus F i g. 9 und 10 erkennt man, daß die vorerwähnten Hebelarme und
Lenker nur eine Aufgabe haben, nämlich eine gleichzeitige Bewegung der Anschläge
151 und 152 in ihre untere, dazwischenliegende oder neutrale und obere Stellung
zu bewirken, die größtenteils durch gestrichelte Linien angedeutet sind. In der
untersten oder voll ausgezogenen Stellung des Anschlages 152 liegt dieser in einer
kreisförmigen Bahn, die durch den kleineren gestrichelten Kreis angedeutet ist,
und die das Flügelrad 137 bei dessen Drehung im Gegenuhrzeigersinn (Pfeil
in F i g. 9) auf der rechten Kurbel beschreibt, wenn man beispielsweise vom Sampson-Schwengelbock
in Richtung auf den »Pferdekopf« 11 schaut. Zur gleichen Zeit nimmt der Anschlag
151 seine obere, ausgezogen gezeichnete Stellung ein, in welcher er wirkungslos
ist und mit keinem Flügelrad in Eingriff kommen kann. Wenn daher die rechte Kurbel
den tiefsten Punkt ihrer bogenförmigen Bahn durchläuft, dann schlägt der Anschlag
152 an dem Flügelrad 137 an und bewirkt, daß die Nabe 134 und das Stirnzahnrad sich
drehen. Dies bewirkt, daß das Zahnrad 130 und die Schraube 11 sich in Gegenrichtung
drehen, d. h. in einer Richtung, in der das Trimmgewicht 110 in radialer Richtung
von der Kurbelwelle 7 nach außen bewegt wird. In diesem Zusammenhang ist es wichtig
darauf hinzuweisen, daß die Schwerkraft und die Zentrifugalkraft bei dei Bewegung
des Trimmgewichts von der Kurbelwelle weg mitwirken, wenn der hohle Kurbelarmabschniti
36 den tiefsten Punkt des Kurbelkreises durchläuft wie dies in den F i g. 16 und
17 angedeutet ist. Obgleich die Kettenzahnräder 131 und 136, die Nabe 133 und das
Flügelrad 135 angetrieben werden, wenn die Schraube 111 die vorgenannte Bewegung
durch führt, so drehen sie sich doch unabhängig von der Stirnzahnrädern und dem
Flügelrad 137 und bleiben somit wirkungslos.
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Wenn die Anschläge 151, 152 in ihrer Zwischen stellung oder neutralen
Stellung liegen, die durcl den Index a angedeutet ist, sind beide wirkungslos so
daß keines der Flügelräder 135 oder 137 ange schlagen werden kann. Dies ist die
Stellung, die dii Anschläge in allen Betriebslagen einnehmen wird wenn das Trimmgewicht
110 nicht eingestellt werdet muß.
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Die dritte Stellung der Anschläge ist die an dei Bezugszahlen 151
und 152 durch den Index b ge kennzeichnete Stellung. Der Anschlag 152 ist dabe in
seiner obersten Stellung 152b vollkommen auße Betrieb und wirkungslos, der
Anschlag 151 ist i seiner obersten Stellung ebenfalls wirkungslos, wäh rend der
Anschlag 151 in seiner untersten Stellun 151 b im Wirkungsbereich des Flügelrades
135 lief und an diesem anschlägt, wenn dieses seiner Krem bahn auf der rotierenden
Kurbelwelle folgt, di durch den größeren gestrichelten Kreis angedeute ist. Es muß
jedoch darauf hingewiesen werden, da das Flügelrad 135 dann angeschlagen wird, wen
der Kurbelarm den höchsten Punkt des Kurbelkreise durchläuft. Daher schlägt der
Anschlag 151 in de Stellung 151 b an dem Flügelrad 135 an und drei dieses
und damit die Nabe 133, das Kettenzahnra 136, das Kettenzahnrad 131 und die Schraube
11 und bewirkt, daß das Trimmgewicht 110 sich i
Richtung auf die
Kurbelwelle 7 bewegt. Hier unterstützt wiederum die Schwerkraft den Kettenantrieb
bei der Bewegung des Trimmgewichts, wenn sich der Kurbelarmabschnitt 36 in dem Augenblick
im höchsten Punkt der Kreisbahn der Kurbelwelle befindet, in dem die Schraube 111
durch den Anschlag 151 gedreht wird.
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Die Kurbelwellengegengewichtsanordnung für die links liegende Kurbel
und ihre Betätigungsvorrichtung werden hier nicht dargestellt oder beschrieben.
Es leuchtet ein, daß dieselben Prinzipien und unter geeigneter Abwandlung auch für
die linke Kurbel angewandt werden können.
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In F i g. 1 ist noch ein Hebelgestänge dargestellt, das zur Einstellung
der Anschläge in der oben beschriebenen Weise dienen kann. Der Hebelarm 149 ist
über einen Hebel 153, einen Winkelhebel 154 und einen Verbindungshebel
155 gelenkig mit einem an dem Sampson-Schwengelbock gelenkig gelagerten Betätigungshebel
156 verbunden. In der hier gezeigten Stellung sind der Betätigungshebel und
das dargestellte Hebelgestänge so angeordnet, daß man dadurch das Trimmgewicht von
der Kurbelwelle wegbewegen kann. Wie man sieht, weist der Hebel 156
eine Klaue
157 auf, die in eine von drei Kerben 158 entsprechend den drei Stellungen der Anschläge
151 und 152 eingestellt werden kann.
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Der Anschlag 151 ist derart am Ende des Arms 148 befestigt,
daß zwischen beiden eine nachgiebige Verbindung hergestellt ist.
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Zu diesem Zeitpunkt erscheint es zweckmäßig, auf einige weitere bemerkenswerte
Eigenschaften des eben beschriebenen Gegengewichtssystems für den Kurbelarm hinzuweisen.
Zunächst wird es dadurch, daß man das Gegengewicht für den Kurbelarm in ein im wesentlichen
festes Grobgegengewicht und ein Trimmgewicht, das einen relativ kleinen Teil des
gesamten Gegengewichts darstellt, unterteilt, möglich, eine halbautomatische Auswuchtung
zu verwenden, die praktisch unmöglich durchzuführen wäre, wenn man das gesamte Gegengewicht
verschieben wollte. Außerdem ist das Grobgegengewicht am äußersten Ende des Kurbelarms
angebracht, wodurch das Gewicht der Gegengewichtsanordnung am besten ausgenutzt
ist. Drittens ist die Tatsache von ganz besonderer Wichtigkeit, daß die Vorrichtung
durch eine Bedienungsperson in sehr kurzer Zeit ausgewuchtet werden kann, während
die Vorrichtung in Betrieb ist. Dazu ist tatsächlich nur eine einfache Verschiebung
des Betätigungshebels notwendig, um das Trimmgewicht in eine der beiden Richtungen
zu verschieben. Dadurch kann man die Vorrichtung jederzeit und unter allen Betriebsbedingungen
genau ausgewuchtet halten. Außerdem wird die mechanische Rotationsenergie der Kurbelarme
für die Einstellung des Trimmgewichts mit ausgenutzt, so daß sich eine halbautomatische
Auswuchtung der Kurbelgegengewichte ohne weitere zusätzliche Kraftquellen ergibt.
Sollte endlich aus irgendeinem Grund das Gegengewichtssystem ausfallen, dann bleibt
das Trimmgewicht immer stehen und verbleibt in einer festen Stellung bezüglich des
Kurbelarms und der Kurbelwelle und kann nicht bewegt werden, solange die Schraube
111 nicht gedreht wird.
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Die gegenseitige Zuordnung der einzelnen Teile wird nunmehr im einzelnen
beschrieben. Betrachtet man F i g. 15 der Zeichnungen, so sieht man darin die betriebsmäßige
relative Zuordnung der verschiedenen Teile in schematischer Form zur Erläuterung
der sich dadurch ergebenden verbesserten Bewegung an dem Bohrstangenzug, der sich
durch diese Konstruktion ergibt. Zunächst soll angenommen werden, daß die Kurbelwelle
7 sich mit einer konstanten Geschwindigkeit dreht, was bedeutet, daß die Drehachse
des Kurbelzapfenlagers des Antriebslenkers den Kurbelkreis mit einer gleichförmigen
Winkelgeschwindigkeit durchläuft. Es sei darauf hingewiesen, daß in F i g. 1 und
in F i g. 15 die Kurbelwellenachse vom Bohrloch aus gesehen hinter der durch die
Punkte t und b verlaufenden kreisbogenförmigen Linie liegt, die durch
die obere Zapfenlagerachse des Antriebslenkers beschrieben wird. Die Punkte t und
b stellen dabei die obere und untere Totpunktlage des oberen oder Zapfenlagers des
Antriebslenkers dar. Somit sind die Punkte T und B auf dem Kurbelkreis,
an denen der »Pferdekopf« und der Pumpenschwengel in ihrer oberen und unteren Totpunktlage
ihre Richtung umkehren, nicht um 180° gegeneinander versetzt, wie dies der Fall
sein würde, wenn die Drehachse der Kurbelwelle in einer geraden Linie liegen würde,
die durch die Punkte t und b verläuft. Die Punkte t und
b ändern sich natürlich mit der effektiven Länge des Kurbelarms. Trotzdem
bleibt die vorgenannte Beziehung gültig. Wenn man daher eine Drehung der Kurbelarme
in F i g. 1. und 14 im Gegenuhrzeigersinn annimmt, dann bewegt sich der »Pferdekopf«
vom oberen Totpunkt seines Hubes nach dem unteren Totpunkt in dem Zeitintervall,
das die Drehachse des Kurbelzapfenlagers des Antriebslenkers benötigt, um den Bogen
T-B zu durchlaufen, während der »Pferdekopf« von seiner unteren Totpunktlage
nach seiner oberen Totpunktlage in das Zeitintervall läuft, das das untere Lager
des Antriebslenkers benötigt, um den Kreisbogen T D B des Kurbelkreises zu
durchlaufen. Nimmt man dann eine gleichförmige Winkelgeschwindigkeit der unteren
Gelenkachse des Antriebslenkers an, so sieht man, daß der Pump- oder Arbeitshub
der Vorrichtung mit einer kleineren durchschnittlichen Geschwindigkeit erfolgt als
der Abwärtshub oder Leerhub.
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Die Tatsache, daß der Pumphub langsamer verläuft als der Abwärtshub,
erhält seine wesentliche Bedeutung aus folgenden Gesichtspunkten. Während des Pumphubes
oder Arbeitshubes muß die Antriebsmaschine an die Kurbelwelle des Untersetzungsgetriebes
ein Drehmoment abgeben, das dem zum Herauspumpen des 61s aus dem Bohrloch erforderlichen
Drehmoment abzüglich dem durch das Gegengewicht erzeugten Drehmoment entspricht,
das entgegen der durch das Bohrloch dargestellten Belastung wirkt und dadurch die
Antriebsmaschine unterstützt. Während des Leerhubes oder Abwärtshubes ergibt sich
dagegen ein ganz anderes Bild, und die Antriebsmaschine muß die Drehmomentdifferenz
zwischen dem Drehmoment des Gegengewichts abzüglich der durch das Bohrloch erzeugten
Belastung während des Pumphubes erzeugten Drehmoments abgeben. Der Leerhub unterscheidet
sich dabei vom Arbeitshub dadurch, daß dieser auch noch das Gewicht der nach oben
geförderten Flüssigkeit zusätzlich zum Gewicht des Pumpengestänges einschließt.
Demnach ist der Leistungsbedarf der Antriebsmaschine an der Kurbelwelle des Untersetzungsgetriebes
während des Pumphubes größer
als während des Leerhubes, wenn die
Vorrichtung einwandfrei ausgewuchtet ist. Wenn man daher das Zeitintervall verlängert,
währenddessen der Arbeitshub oder Pumphub zum Anheben des öls erfolgt, wird die
augenblickliche Drehmomentbelastung der Antriebsmaschine zusammen mit der maximal
an der Maschine angreifenden Drehmomentbelastung vermindert. Wenn das Intervall,
währenddessen der Rückhub stattfindet, verringert wird, dann wird umgekehrt die
momentane Drehmomentbelastung der Antriebsmaschine zusammen mit der an der Antriebsmaschine
angreifenden kleinsten Momentandrehmomentbelastung erhöht, wodurch sich insgesamt
eine wesentlich ausgeglichenere und gleichförmigere Drehmomentbelastung der Antriebsmaschine
während eines vollen Kurbelumlaufs ergibt. Es gibt jedoch noch eine ganze Reihe
anderer Faktoren, die eine Funktion der geometrischen Anordnung der Teile der Vorrichtung
zueinander sind und die ebenfalls dazu beitragen, die Drehmomentbelastung der Antriebsmaschine
gleichförmiger zu machen, und die ebenfalls in der vorliegenden Pumpvorrichtung
verwirklicht sind. Diese anderen Faktoren werden nun besprochen.
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Betrachtet man wiederum das Diagramm der F i g. 15, so sieht man,
daß die Gelenkachse des unteren Lagers des Antriebslenkers sich über den oberen
180°-Kreisbogen des Kurbelkreises UTD mit einer konstanten Geschwindigkeit bewegt
und der »Pferdekopf« dabei einen Kreisbogen m t durchläuft, in seiner oberen
Totpunktlage umkehrt und zum Punkt m zurückkehrt und damit die Strecke
2 m t in der gleichen Zeit durchlaufen hat, die für eine halbe Umdrehung
der Kurbel erforderlich ist. Wenn sich die Gelenkachse des unteren Lagers des Antriebslenkers
durch die unteren 180° des Kurbelkreises D B U mit konstanter Geschwindigkeit
bewegt, schwingt der »Pferdekopf« in gleicher Weise längs des Kreisbogens mb, kehrt
im unteren Totpunkt um und kehrt zum Punkt m zurück, hat also die Strecke
2 m bim gleichen Zeitraum durchlaufen, die die untere Gelenkachse des Antriebslenkers
für eine Bewegung durch die untere Hälfte des Kurbelkreises benötigt. Die Bogenlänge
2 m t ist beträchtlich größer als der Bogen 2 m b, doch wird in beiden
Fällen diese Bogenlänge durch den »Pferdekopf« im gleichen Zeitraum durchlaufen.
Daraus ersieht man, daß der »Pferdekopf« am unteren Totpunkt seiner Bahn viel langsamer
umkehrt als am oberen Totpunkt, so daß ein wesentlich geringeres Schlagen oder Reißen
am Pumpengestänge erfolgt, als dies bei den üblichen mit Pumpenschwengeln arbeitenden
mechanischen Pumpvorrichtungen der Fall ist, bei denen die Richtungsumkehr in der
unteren Totpunktlage langsam erfolgt. Diese verbesserte Bewegung des Bohrstangenzuges
ergibt sich durch die Anordnung des Untersetzungsgetriebes auf der Bohrlochseite
des Pumpenschwengelbocks, statt wie bisher auf der Rückseite des Schwengelbocks,
wie dies bei den bisher üblichen mechanischen Pumpvorrichtungen der Fall war.
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Das Diagramm der F i g. 15 zeigt auch die Wirkung einer Verkleinerung
des Längenverhältnisses zwischen Antriebslenker und Kurbelarm auf die zuvor erwähnte
verbesserte Bewegung der Pumpenstange oder des »Pferdekopfes«. Wenn die Achse des
unteren Lagers des Antriebslenkers von der Kurbelwellenachse nach außen bewegt wird,
um den Kurbelarm relativ zur feststehenden Länge des Antriebslenkers länger zu machen,
dann ergäbe sich beispielsweise ein Kurbelkreis mit vergrößertem Durchmesser durch
den Kreisbogen B' U' T' D'. Es sei jedoch darauf hingewiesen, daß mit einer
Vergrößerung des Durchmessers des durch die Achse des unteren Lagers des Antriebslenkers
beschriebenen Kreises auch die Länge des Kreisbogens B' U' D'
zunimmt, soweit
dies den eingeschlossenen Winkel betrifft im Verhältnis zu dem Kreisbogen
B' U' T' des kleineren Kurbelkreises, obgleich die Punkte B und D immer noch
die Punkte darstellen, an denen der »Pferdekopf« an seinem oberen Totpunkt bzw.
an seinem unteren Totpunkt umkehrt. In gleicher Weise wird der kleinere Kreisbogen
T'D'B' kleiner als der Bogen TDB. Daher kann man durch Verringerung des Längenverhältnisses
zwischen Antriebslenker und Kurbelarm eine wesentliche Erhöhung der für den Arbeitshub
vorgesehenen Zeit erreichen, während man gleichzeitig das für den Leerhub benötigte
Zeitintervall verringern kann. Wie zuvor ergibt sich dadurch eine wesentlich gleichförmigere
Drehmomentbelastung für die Antriebsmaschine an der Kurbelwelle des Untersetzungsgetriebes
durch Verringerung der größten augenblicklichen Drehmomentbelastung, während gleichzeitig
die kleinste augenblickliche Drehmomentbelastung erhöht wird.
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In diesem Zusammenhang sei darauf verwiesen, daß der Kreisbogen M
T', verglichen mit dem Kreisbogen MT, größer geworden ist. Die Länge dieses
Kreisbogens hat insgesamt jedoch weniger zugenommen als die des Kreisbogens MD'.
Daher ergibt eine Verringerung des Längenverhältnisses zwischen Antriebslenker und
Kurbelarm bei gleichbleibender Kurbelgeschwindigkeit eine Erhöhung der Umkehrgeschwindigkeit
im oberen Totpunkt und im unteren Totpunkt des Hubes. Die Umkehrgeschwindigkeit
am unteren Totpunkt nimmt jedoch nicht so sehr zu wie die Umkehrgeschwindigkeit
am oberen Totpunkt, d. h., wenn man die Winkelgeschwindigkeit der Kurbel proportional
zur Erhöhung des Radius des Kurbelkreises verringert, dann erhält man aus der Verkleinerung
des Verhältnisses zwischen Antriebslenker und Kurbelarm eine Verringerung der Geschwindigkeit
der Richtungsumkehr im unteren Totpunkt und eine Erhöhung der Geschwindigkeit der
Richtungsumkehr im oberen Totpunkt. Man sieht daher, daß eine Verringerung des Längenverhältnisses
zwischen Antriebslenker und Kurbelarm eine entsprechende Erhöhung der Umkehrgeschwindigkeit
im oberen Totpunkt ergibt im Vergleich mit der Geschwindigkeit der Richtungsumkehr
im unteren Totpunkt.
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In einer mit zwei Kurbeln ausgerüsteten Pumpvorrichtung der in der
Erfindung beschriebenen Art ergeben sich in der Praxis jedoch gewisse Einschränkungen,
wie weit das Längenverhältnis zwischen Antriebslenker und Kurbelarm verringert werden
kann. Ein Verhältnis von etwa 2,5: 1 zwischen der Länge des Antriebslenkers
und der Länge des Kurbelarms stellt die praktische Grenze für eine mit zwei Kurbeln
ausgerüstete Pumpe dar, bei der der Pumpenschwengel immer noch frei vom Untersetzungsgetriebe
bewegbar ist, während gleichzeitig zwischen den Kurbelarmen einerseits und dem Verrohrungskopf
bzw. der Erde andererseits genügend freier Raum verbleibt. Das soll jedoch nicht
besagen, daß
durch eine einzige Kurbel und einen Antriebslenker
angetriebene Pumpen nicht ebenfalls gemäß der Lehre der Erfindung eingebaut werden
könnten, bei denen ein Verhältnis zwischen der Länge des Antriebslenkers und der
Länge des Kurbelarms von 1 : 2 angewandt wird. Es leuchtet daher ein, daß das Längenverhältnis
zwischen Antriebslenker und Kurbelarm, das hier dargestellt ist und etwa 6: 1 beträgt,
für eine besonders einwandfreie Bewegung der Pumpenstangen keinesfalls schon ein
Optimum darstellt, obgleich dieses Verhältnis praktisch günstig ist, wenn die vorgenannten
konstruktiven Beschränkungen berücksichtigt werden. Unabhängig davon, wie nahe das
Längenverhältnis zwischen Antriebslenker und Kurbelarm der hier beschriebenen Pumpvorrichtung
an den Optimalwert herankommt, die wesentliche Tatsache bleibt, daß das ungünstigste
mögliche Längenverhältnis zwischen Antriebslenker und Kurbelarm für eine mit Vorderantrieb
arbeitende Pumpe immer noch besser ist als das beste Längenverhältnis zwischen Antriebslenker
und Kurbelarm. das bei den bisher üblichen mit Pumpenschwengel arbeitenden, von
der Rückseite angetriebenen mechanischen Pumpen verwendet werden kann. Es kann mathematisch
bewiesen werden, daß die hier beschriebene neue ölfeldpumpe bei einem Verhältnis
zwischen Antriebslenker und Kurbel von co: 1 im oberen und unteren Totpunkt des
Hubes mit der gleichen Geschwindigkeit umkehren würde, während jedes endliche Verhältnis
bewirkt, daß der »Pferdekopf« im unteren Totpunkt langsamer umkehrt als im oberen
Totpunkt. Umgekehrt arbeitet die von rückwärts angetriebene Pumpe, bei der das Untersetzungsgetriebe
zwischen dem rückwärtigen Ende des Pumpenschwengels und hinter dem Sampson-Schwengelbock
angeordnet ist, bei einem Verhältnis von Antriebslenker zu Kurbel von --,c: 1 derart,
daß die Richtungsumkehr im oberen Totpunkt und im unteren Totpunkt mit der gleichen
Geschwindigkeit erfolgt. Jedes endliche Verhältnis von Antriebslenker zu Kurbelarm
bewirkt jedoch, daß der »Pferdekopf« seine Richtung im unteren Totpunkt schneller
umkehrt, wodurch sich ein beträchtliches Schlagen im Pumpengestänge ergibt.
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Das an der Antriebsmaschine für den Pumphub oder Arbeitshub angreifende
Drehmoment ist gleich dem durch die Belastung im Bohrloch erzeugten Drehmoment weniger
dem durch das Gegengewicht erzeu-ten Drehmoment. Andererseits ist beim Leerhub das
auf die Antriebsmaschine einwirkende Drehmoment gleich dem durch das Gegengewicht
erzeugten Drehmoment weniger dem durch die Bohrlochbelastung erzeugten Drehmoment.
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Eine Darstellung des sich ergebenden resultierenden, an der Kurbelwelle
angreifenden Drehmoments erhält man graphisch durch Auftragen der rein sinusförmigen
Gegengewichtsdrehmomentkurve über der Kurve des Drehmoments, das durch die Bohrlochbelastung
verursacht wird, und zwar für eine mechanische ölfeldpumpe mit am Kurbelarm angesetztem
Gegengewicht und angetriebenem Pumpenschwengel, bei welcher das Reduziergetriebe
hinter dem Sampson-Schwengelbock angeordnet ist. Die beiden Ordinaten der beiden
Kurven werden dann kombiniert, wobei sich ergibt, daß die Drehmomentbelastung mindestens
zweimal während eines vollständigen Zyklus der Kurbelarme durch Null geht. Eine
Pumpe dieser Art, die in ihrer Auswuchtung entweder über- oder unterkompensiert
ist, kann beispielsweise ein resultierendes Drehmoment aufweisen, das bis zu viermal
während jedes Zyklus durch Null läuft. Diese schnelle und häufige Drehmomentänderung
zwischen Null und dem Maximum macht es bei den üblichen mechanischen Pumpen schwierig,
wenn nicht gar unmöglich, daß das Untersetzungsgetriebe auch nur in vernünftigen
Grenzen gleichförmig belastet ist.
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Berücksichtigt man den vorstehend erwähnten unerwünschten Drehmomentverlauf
einer üblichen Pumpe und kennt man außerdem das gewünschte Ergebnis, nämlich eine
gleichförmigere Drehmomentbelastung für die Antriebsmaschine, dann kann man eine
Kurvenschar aufstellen, die einen hypothetischen, idealen Drehmomentverlauf ergibt.
Eine solche graphische Darstellung ist in F i g. 16 gezeigt. Die rein sinusförmige
gestrichelte Kurve stellt den Drehmomentverlauf eines mit Gegengewicht versehenen
Kurbelarms einer mit Gegengewicht ausgewuchteten Pumpe dar. Diese Kurve hat eine
solche Phasenlage zur Schwerkraft, daß dann, wenn die Kurbelgewichte senkrecht nach
oben oder unten ragen, sie kein Drehmoment erzeugen, während diese Gewichte andererseits
in der waagerechten Lage auf jeder Seite der Kurbel ihr größtes Drehmoment ausüben.
Der Gegengewichtsdrehmomentverlauf schneidet die waagerechte Bezugsachse bei 0°,
180° und 360°. Das Hinzufügen oder Abnehmen von Gegengewichten auf dem Kurbelarm
verändert nur die Amplitude dieses Kurvenverlaufs, der im übrigen rein sinusförmig
bleibt.
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Die ideale resultierende Drehmomentkurve einer hypothetischen Pumpe
ist eine gerade Linie mit einem konstanten Ordinatenabstand über der waagerechten
Bezugsachse, wie dies in F i g. 16 gezeigt ist. Aus dem reinen, an der Welle der
Antriebsmaschine angreifenden Drehmoment und der Drehmomentkurve des Gegengewichts
läßt sich die ideale hypothetische Drehmomentkurve der durch den Pumpvorgang entstehenden
Belastung konstruieren. Diese Kurve ist in F i g.16 als ausgezogene Linie dargestellt,
die relativ zu der gestrichelten Kurve phasenverschoben ist.
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Es wurde festgestellt, daß man die erwünschte Phasenverschiebung zwischen
den Drehmomentkurven der Belastung und des Gegengewichts dadurch erzielen kann,
daß man den Kurbelarm abwinkelt, so daß die untere Kurbelzapfenachse für das untere
Lager des Antriebslenkers in einem stumpfen Winkel von weniger als 180° zu den Gegengewichten
des Kurbelarms angeordnet ist, wenn die Kurbelwellenachse als Scheitelpunkt des
Winkels angesehen wird. Mit anderen Worten, wurden die Kurbelarme als `Winkelhebel
mit Armen zu beiden Seiten der Kurbelwelle ausgebildet. In F i g. 15 und 16 ist
der Winkel, um den der Arm 34 der Kurbel von einer geraden Linie in Verlängerung
des Kurbelarms 36 versetzt ist, mit X bezeichnet. Der Winkel X sollte, wie sich
durch Berechnungen ermitteln läßt, zwischen 0 und 45° liegen. Ausgedehnte, im Betrieb
mit einer solchen Pumpe durchgeführte Versuche haben gezeigt, daß dieser Winkel
vorzugsweise zwischen 20 und 30° liegen sollte.
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Ein zweites Problem bestand darin, die Schleife der Kurve für den
Aufwärtshub zu vergrößern, so daß sie außerhalb der entsprechenden Halbwelle der
Gegengewichtsdrehmomentkurve verläuft. Gleichzeitig
sollte die
Breite der Kurvenschleife des Abwärtshubes der Belastungskurve so weit verkleinert
werden, daß sie innerhalb der Halbwelle der Gegengewichtsdrehmomentkurve Platz findet.
Dies wurde dadurch erreicht, daß die Kurbelwellenachse hinter die durch die beiden
Umlenkpunkte, d. h. den oberen Totpunkt und den unteren Totpunkt, des oberen Zapfenlagers
des Antriebslenkers verlaufende Linie zurückgenommen wurde, und auch dadurch, daß
das Verhältnis zwischen Antriebslenker und Kurbelarm, wie dies bereits beschrieben
wurde, verringert wurde. Das Ergebnis war eine Verlängerung des für den Aufwärtshub
benötigten Zeitintervalls, wodurch sich eine Verbreiterung der Hauptschleife der
Drehmomentkurve der Belastung ergab. Umgekehrt wurde das Zeitintervall für den Abwärtshub
verringert, wodurch ebenfalls die Breite der Belastungskurve verringert wurde.
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Somit erreicht man durch die Verwendung der abgewinkelten Kurbel,
die eine Phasenverschiebung zwischen den Drehmomentkurven der Belastung und des
Gegengewichts ergibt, durch Verlagerung der Kurbelwellenachse hinter die durch die
Umkehrpunkte oder Totpunkte der oberen Antriebslenker-Zapfenlagerachse verlaufende
Linie und durch Verringerung des Längenverhältnisses des Antriebslenkers zum Kurbelarm
für eine Veränderung der Breite der einzelnen Schleifen der Drehmomentkurve der
Belastung, daß diese Kurven die Bezugsachse an den gewünschten Punkten schneiden.
Das Gesamtergebnis dieser Neuausrichtung der Belastungskurve relativ zu der Drehmomentkurve
des Gegengewichts besteht darin, daß ein Zustand beseitigt wird, bei dem beide Drehmomentkurven
der Belastung und des Gegengewichts gleichzeitig und somit auch die resultierende
Drehmomentbelastung der Antriebsmaschine und gleichzeitig auch das resultierende,
an der Antriebswelle angreifende Drehmoment zu Null werden, so daß auf diese Weise
die Antriebsmaschine während des gesamten Kurbelzyklus durch eine ziemlich gleichförmige,
nicht umkehrbare, d. h. ihr Vorzeichen nicht wechselnde Drehmomentbelastung belastet
ist.