郭登明，胡航行,*，陳進(jìn)博，吳永正，韓 靈，孫現(xiàn)法

(1.長江大學(xué)，湖北 荊州 434023； 2.玉門油田分公司機械廠，甘肅 酒泉 735009)

游梁式抽油機是應(yīng)用最廣泛的一種抽油機.CYJQ14型抽油機是玉門油田在用抽油機的主力機型.由于其結(jié)構(gòu)簡單，能耗低，故在油田得以廣泛應(yīng)用.CYJQ14抽油機自2002年開始投入使用，因游梁平衡重較大，在運動過程中產(chǎn)生較大的慣性載荷[1]；同時，受材料和實際尺寸限制，使用幾年后部分抽油機局部產(chǎn)生裂紋，最終游梁上翼板撕裂.筆者以該油田的技術(shù)資料為基礎(chǔ)，通過建立理論模型進(jìn)行相關(guān)計算，運用有限元分析軟件ANSYS Workbench分析計算撕裂部分結(jié)構(gòu)，對結(jié)構(gòu)進(jìn)行局部改進(jìn)，加強局部強度，并重新計算安全系數(shù)，延長抽油機的使用壽命.

1 CYJQ14游梁抽油機基本計算

根據(jù)四桿機構(gòu)原理，運用抽油機設(shè)計計算軟件軟件包[2]，對該型抽油機進(jìn)行基本計算，確定抽油機四連桿機構(gòu)的受力，并求出在不同工況下機構(gòu)承受的最大載荷，作為有限元分析的基本數(shù)據(jù).根據(jù)上述計算結(jié)果，當(dāng)懸點載荷為W=140 kN，沖次數(shù)為n=6 min-1，泵徑D=32 mm時，抽油機處于最為惡劣的工作工況.在曲柄轉(zhuǎn)角為15°時，懸點載荷達(dá)到最大值，即最大工況；轉(zhuǎn)角在180°時，載荷達(dá)到最小值，即最小工況.

2 主要結(jié)構(gòu)的受力分析

2.1 游梁與平衡臂連接結(jié)構(gòu)

游梁與平衡臂連接處，近似一個支架.平衡臂可隨掛軸轉(zhuǎn)動，而平衡臂對游梁后端通過支撐軸有壓力.平衡臂掛軸與主軸支撐采用上部懸掛，下部支撐，可以將結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡化，前者為轉(zhuǎn)動副，受FX和FY兩個力，后者為平面副[3]，受支撐力FN.

2.2 結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析

對抽油機進(jìn)行受力分析[4]，根據(jù)靜力學(xué)的“物系平衡問題求解法”進(jìn)行受力分析和計算[5].

通過ProE建模后并進(jìn)行如下簡化.在遠(yuǎn)離平衡臂支座處“截斷”游梁，將游梁受力簡化為懸臂梁[6]結(jié)構(gòu).以平衡臂為分析對象，不考慮慣性力，將平衡重WR最大值轉(zhuǎn)化到平衡臂支座軸和平衡臂支撐軸處，其理論簡化圖如圖1所示.方程組如下：

圖1 游梁平衡臂連接處理論簡化圖

(1)

WRsinδ-FN+Fx=0

(2)

-WRcosδ+Fy=0

(3)

式中，WR—平衡重，F(xiàn)N—平衡臂支撐軸處的支撐力，F(xiàn)x,Fy—平衡臂掛軸處轉(zhuǎn)動副受力；do—平衡臂掛軸到平衡重中心的距離，dOF—平衡臂掛軸中心到平衡臂支撐軸中心距離；δo—平衡臂掛軸與支撐軸中心連線與游梁豎直方向的夾角，δ—游梁轉(zhuǎn)角.

計算結(jié)果簡化如下：

代入最大和最小工況參數(shù)求出局部結(jié)構(gòu)分析的邊界條件.

3 主要構(gòu)件的有限元分析

3.1 游梁與平衡臂連接結(jié)構(gòu)模型的處理

該抽油機游梁是組焊件，上下翼板和側(cè)板等都采用Q235，內(nèi)腔支撐管采用20號鋼.在對游梁結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析時作適當(dāng)?shù)暮喕?，如螺栓等零件可以忽略[6].對平衡臂的簡化計算，結(jié)果偏于安全，而對平衡臂支承座的簡化不影響計算結(jié)果[6].對于較復(fù)雜的結(jié)構(gòu)，采用三維實體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分.網(wǎng)格劃分后共有48 646個節(jié)點，8 423個單元.

3.2 游梁與平衡臂連接結(jié)構(gòu)的有限元分析

由于抽油機平衡臂支承座函承受豎直方向力FY和水平方向力力FX，且游梁后端板FN受力方向不變，大小改變.根據(jù)應(yīng)力最大工況(θ=15°)和最小工況(θ=180°)，將PorE模型導(dǎo)入到有限元分析軟件中進(jìn)行靜力學(xué)分析.分析結(jié)果如圖3所示.

圖2 改進(jìn)前平衡臂支座處應(yīng)力圖

根據(jù)API SPEC.11E《抽油機規(guī)范》之規(guī)定，游梁許用應(yīng)力為11 000 psi(77.41MPa).計算結(jié)果表明，平衡臂支座與游梁連接處附近的應(yīng)力明顯偏高，其應(yīng)力為225.12 MPa接頭附近的應(yīng)力也超過材料的疲勞極限，使用中可能發(fā)生破壞.在實際使用過程中，抽油機游梁現(xiàn)場破壞形式如圖3所示.故初步分析認(rèn)為：平衡臂及游梁接頭結(jié)構(gòu)設(shè)計不合理，抗彎模量不夠[7]，需要對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn).

新課程改革提出了“以學(xué)生為發(fā)展”的教育理念，提倡讓學(xué)生在課堂活動中發(fā)揮出自身主體地位與價值，有效的激發(fā)學(xué)生知識能動性，讓整個教學(xué)活動得以有序的實施。在這種課程教育理念之下，初中數(shù)學(xué)課堂就提出了要對學(xué)生自主探究能力進(jìn)行培養(yǎng)的教學(xué)理念，因為如果能夠做好這一項工作就能讓學(xué)生真正參與到自主探究活動之中，進(jìn)而就能讓學(xué)生各方能力得以發(fā)展和進(jìn)步，基于這一培養(yǎng)目標(biāo)，筆者也提出了如下建議：

圖3 CYJQ14抽油機撕裂現(xiàn)場圖

4 局部結(jié)構(gòu)的改進(jìn)設(shè)計

改進(jìn)的總體改進(jìn)思路：保證抽油機機構(gòu)連接尺寸不變；連接處應(yīng)力處于安全范圍；減少焊接次數(shù)及應(yīng)力集中點；接合面要焊接緊密.根據(jù)上述要求，對游梁與平衡臂連接處結(jié)構(gòu)做如下改進(jìn)：

(1)游梁頂部加對稱短拉筋，后端與支座主體焊接；兩側(cè)加腹板加強板，與游梁后端焊接，并與拉筋焊接.

(2)游梁頂部加對稱長拉筋，后端與支座主體焊接，并且前端與上翼板連接(相對方案一更長)，兩側(cè)加腹板補強板并與兩側(cè)拉筋焊接.

圖4 兩種方案改進(jìn)后模型圖

圖4左部分是方案一模型圖，圖4右部分是方案二模型圖.通過對比和定性分析，方案二與方案一不同之處是在危險界面處增加了承載結(jié)構(gòu)，提高了抗彎模量，從而達(dá)到降低彎曲應(yīng)力的目的.同時，避免了對原游梁上的拉筋進(jìn)行切割，方案一共需8次焊接，方案二需6次焊接，同時降低了焊接的次數(shù).兩種方案的計算結(jié)果如圖5、圖6所示.

圖5 方案一改進(jìn)后模型應(yīng)力圖

圖6 方案二改進(jìn)后模型應(yīng)力圖

5 局部結(jié)構(gòu)疲勞分析

游梁的受力是周期變化的，在抽油機每次循環(huán)中，出現(xiàn)一次最大力、次最大力和最小力[10].實踐證明，平衡臂與游梁連接處的應(yīng)力與游梁承受的應(yīng)力近似.疲勞理論認(rèn)為：工作機構(gòu)疲勞位置產(chǎn)生的應(yīng)變中塑性應(yīng)變及彈性應(yīng)變成分是區(qū)別低周疲勞和高周疲勞的主要方法.統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明：抽油機的疲勞屬于高周疲勞問題.

根據(jù)所求的懸點載荷的最大值和最小值，再利用下式計算平均應(yīng)力σm和應(yīng)力振幅σa.

(4)

(5)

(6)

對于μ來說，當(dāng)對稱循環(huán)時μ=1，當(dāng)脈動大循環(huán)時μ=0，不對稱循環(huán)時0<μ<1.將所得的不對稱循環(huán)應(yīng)力轉(zhuǎn)化為相當(dāng)?shù)膶ΨQ循環(huán)應(yīng)力(σa)當(dāng)

(σa)當(dāng)=(Kσ)Dσa+φaσm

(7)

(8)

式中(Kσ)D—綜合的考慮零件的應(yīng)力集中、端面尺寸、表面質(zhì)量和使用條件等因素對持久極限的影響；Kσ—應(yīng)力集中系數(shù)；εσ—截面形狀系數(shù)；β—表面質(zhì)量系數(shù)；φσ—平均應(yīng)力折算系數(shù)；Bq—強化系數(shù)；(Kσ)D和φσ可由參照《機械設(shè)計手冊》求得.

(9)

式中σ-1—游梁材料的持久極限.

改進(jìn)后安全系數(shù)的計算結(jié)果如表1所示.

表1 改進(jìn)前后安全系數(shù)表

通過計算驗證出，只有方案二安全系數(shù)大于3.04，符合安全需求.利用靜態(tài)分析和疲勞強度安全系數(shù)的大小就可以校核該游梁局部結(jié)構(gòu)是否可靠的工作.通過方案二的改進(jìn)，提高了該結(jié)構(gòu)的抗彎模量，有益于壽命的提高，節(jié)約了制造成本.結(jié)合《API SPEC 11E抽油機規(guī)范》，方案二改進(jìn)后的游梁抗彎強度為51.4 MPa，小于規(guī)定的游梁最大許用應(yīng)力77.4 MPa，符合標(biāo)準(zhǔn).

6 結(jié) 論

通過對CYJQ14型抽油機局部結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的進(jìn)行有限元分析和疲勞分析，(1)方案二的改進(jìn)設(shè)計優(yōu)于方案一，且滿足實際要求，安全可靠；(2)改進(jìn)后的游梁與平衡臂連接處的應(yīng)力為51.4 MPa，符合API SPEC . 11E《抽油機規(guī)范》之3.2節(jié)中規(guī)定的游梁最大許用應(yīng)力(77.4 MPa)要求；(3)本改進(jìn)設(shè)計過程中的方法對解決其它抽油機同類問題具有一定的指導(dǎo)意義.

[1] 師國臣，馮子明，張德實，等.慣性載荷對游梁式抽油機動力特性影響[J].石油機械，2015，44(3)：34-37.

[2] 郭登明，艾薇，楊菁，等．抽油機設(shè)計計算軟件的開發(fā)[J]．石油機械，2003：26-28.

[3] 王曉，嚴(yán)錦，李濱城.游梁式抽油機運動分析及動態(tài)靜力分析[J].科技創(chuàng)新，2010(35)：112-113.

[4] 鄧興平，許偉東，李偉，等.彎游梁抽油機平衡臂失效分析及結(jié)構(gòu)改進(jìn)[J].石油礦產(chǎn)機械，2011，40(10):19-23.

[5] 王松濤．基于簡化模型的復(fù)雜機械系統(tǒng)方法研究[D].天津：天津大學(xué)，2010.

[6] 張益明，郭登明，蔣波，等.CYJ1850型抽油機支架的疲勞壽命分析及結(jié)構(gòu)改進(jìn)[J]．長江大學(xué)學(xué)報，2010(13)：72-76.

[7] 韓志慧.抽油機壽命與合理負(fù)載率研究[D].大慶：大慶石油學(xué)院，2010.

[8] 王利成，郭登明，李東海，等.彎游梁抽油機有限元分析及結(jié)構(gòu)改進(jìn)[J].石油機械，2007(8)：13-15.

[9] 趙春艷，茍建升，顏丙山，等.CO2氣體保護(hù)焊在油田設(shè)備制造中的應(yīng)用[J].裝備制造技術(shù)，2011(5)：156-157.

[10] 劉金環(huán).雙驢頭抽油機關(guān)鍵部件結(jié)構(gòu)計算與優(yōu)化設(shè)計[D].大慶：東北石油大學(xué)，2010.