彎游梁抽油機平衡臂聯(lián)接結構的可靠性設計

1、彎游梁抽油機平衡臂聯(lián)接結構的可靠性設計摘 要： 針對目前彎游梁抽油機在使用過程中出現(xiàn)平衡臂支座底板焊縫開裂、平衡臂支座聯(lián)接螺栓斷裂、平衡臂支座加強筋板撕裂及游梁后端板壓潰等問題，通過對游梁詳細地受力計算和運用Pro/E分析軟件對其進行有限元分析，指出平衡臂支座底板與游梁上翼板焊縫處局部應力超過了許用應力、易導致焊縫產生局部裂紋并擴展是造成支座底板焊縫開裂、支座聯(lián)接螺栓斷裂及加強筋板撕裂的主要原因，游梁后端板的擠壓應力超過其許用擠壓應力是導致后端板壓潰的主要原因。為此，以彎游梁16型抽油機為例對游梁進行了受力計算，并在Pro/E的MECHANICA環(huán)境下對游梁后端及平衡臂聯(lián)接結構的模型進行有限元

2、分析，并對平衡臂聯(lián)接結構進行了改進，改進后此結構的可靠性有較大提高，為其它類型的彎游梁抽油機進行受力分析和平衡臂聯(lián)接結構改進提供參考。主題詞：抽油機 平衡臂 受力分析 Pro/E彎游梁抽油機是吐哈油田主要的采油機械設備。它以結構簡單、能耗低等優(yōu)點在油田上被推廣使用。由于彎游梁抽油機采用“大旋臂、游梁平衡技術”，它同游梁平衡抽油機一樣，也存在一些固有的缺點。最大的缺點就是在使用過程中安全性不可靠。一是當抽油機失載時，游梁平衡重處于自由落體運動狀態(tài)，由此產生的沖擊載荷就會對其它部件及設施造成惡劣的破壞；二是由于游梁平衡重較大，尤其是大中型抽油機，在運動過程中產生很大的慣性載荷，由此慣性載荷和游梁配

3、重重力的共同作用就會導致平衡臂聯(lián)接支座附近處的游梁應力集中比較惡劣的地方產生微裂紋，隨著時間的推移，微裂紋逐步擴大，最后導致游梁上翼板撕裂。在以前我們對游梁進行了補強，游梁撕裂的現(xiàn)象有所減少，收到一定的效果，但目前還存在平衡臂支座底板焊縫開裂、平衡臂支座聯(lián)接螺栓斷裂及加強筋板撕裂等故障。據(jù)詳細分析主要其原因有：1、受力分析時、力學模型考慮不夠全面，尤其是受力較復雜的游梁后端；2、局部地方應力超過材料的許用應力；3、平衡臂聯(lián)接結構不盡合理；4、制造工藝不滿足要求。為此，以16型抽油機為例，對游梁的受力進行了詳細的分析和計算，指出游梁后端所受外力的變化規(guī)律及特點，并在Pro/E的MECHANICA

4、環(huán)境下對游梁后端及平衡臂聯(lián)接結構的模型進行有限元分析，并對平衡臂聯(lián)接結構進行了改進。1 受力分析及有限元計算1.1受力分析方法的選定我們在對抽油機進行受力分析時，可以根據(jù)靜力學的“物系平衡問題求解法”進行受力分析和計算。而以“物系平衡問題求解法”的方法進行受力分析時必須滿足的先決條件就是此問題屬于“靜定問題”，這樣才能求解。根據(jù)彎游梁抽油機的結構特點，以平衡臂、游梁及驢頭作為物體系統(tǒng)研究對象，忽略平衡臂、游梁及驢頭的自身重量，當游梁擺角為時物系的受力如圖1。以00xy為坐標系建立物系平衡方程組一。O0P連PxP0yQ游QaCAKx圖1 物系受力示意圖方程組一： 根據(jù)上述方程組一可知，未知量為、

5、及，其個數(shù)等于平衡方程數(shù)目，所以屬于靜定問題，可以用“物系平衡問題求解法”進行受力分析和計算。1.2 分析模型的選定及方程組的建立游梁受力近似一個簡單支梁，中間為支點，兩端為自由端，平衡臂與游梁的聯(lián)接方式是“上掛下頂”，如圖2。以游梁和驢頭為研究對象，略去游梁和驢頭自重的影響，當繞支點O擺動時游梁受到懸點載荷、連桿作用力、平衡臂對游梁后端的作用力、平衡臂通過平衡臂支座作用與游梁上翼板的作用力、支架對游梁的作用力。當游梁擺角為時游梁所受作用力如圖3。當物系處于平衡時，其每一部分物體處于平衡，因此以00xy為坐標系列平衡方程組二。聯(lián)立方程組一與二可以得出連桿力、平衡臂對游梁后端的作用力與及支架力。

6、圖2 游梁平衡臂聯(lián)接方式圖P連yCxPO0P0P2P1KxkA圖3 抽油機游梁受力示意圖方程組二： 1.3游梁后端作用力的規(guī)律由于游梁后端是易出現(xiàn)事故的位置，我們以彎游梁16型抽油機為例，對游梁后端所受的力P1與P2進行詳細的分析和計算，見圖4。從圖5可以看出游梁后端所受作用力在一個沖程內呈交變狀態(tài)，在上沖程過程中由大變小、在下沖程過程中由小變大，在驢頭下死點附近處呈現(xiàn)最大值。從圖6圖8可以看出，游梁后端所受作用力的變化規(guī)律，平衡臂支座的安裝位置對游梁后端所受作用力的大小有很大的影響，平衡臂支座與游梁支撐中心的距離越大游梁后端所受的作用力越小、平衡臂掛軸與平衡支撐軸的垂直距離n越大游梁后端所受

7、的作用力越小。P1P2K(n)mKx圖4 游梁后端結構簡圖P2P1圖5 游梁后端作用力變化曲線P2P1圖6 游梁后端最大作用力隨Kx變化曲線P2P1 圖7 游梁后端最大作用力隨K變化曲線圖P2P1圖8 游梁后端最大作用力隨m變化曲線圖1.4 有限元應力計算根據(jù)上述計算結果，以16型抽油機為例，當懸點載荷W=160kN、沖次n=4min-1、沖程S=5.9m，抽油機處于最惡劣的工況，并且驢頭在下死點附近時的受力狀況最為惡劣，此時游梁后端所受的作用力最大，P1max=580 kN、P2max=536 kN。通過在Pro/E的MECHANICA環(huán)境下對游梁受力狀況比較惡劣的后端進行靜態(tài)有限元分析，分

8、別得出目前結構的游梁上翼板和游梁后端板的應力云圖。從圖9中可以看出游梁上翼板與平衡臂支座底板焊接處為應力集中點，其應力為焊縫承擔的切應力，最大值為max=75MPa；加強筋板小端與游梁上翼板聯(lián)接處由于截面突變而引起應力集中，其最大應力為max=127MPa，超過了許用應力= 94MPa、= 0.56=53MPa2（安全系數(shù)為2.53、Q235屈服強度為235MPa），它們是原始微小裂紋的起點。從圖10中可以看出游梁后端板的最大擠壓應力pmax=284MPa，超過了Q235結構鋼的許用擠壓應力p=188MPa (擠壓安全系數(shù)為1.254）。切應力max=75MPa應力集中點max=127MPa圖

9、9 游梁上翼板Von Mises應力云圖擠壓應力pmax=284MPa圖10 游梁后端板Von Mises應力云圖2 平衡臂聯(lián)接結構的改進2.1 改進思路針對游梁上翼板（圖11a）A、避免由于截面突變所引起的集中應力過大的現(xiàn)象，并使其處于安全范圍內；B、減少不必要的聯(lián)接，直接將應力傳至游梁主體上；C、減少焊縫數(shù)量及焊接應力集中點；D、保證機構聯(lián)接尺寸不變，通過適當加高支座高度來減小游梁后端作用力；E、保證主要焊縫應力處于安全范圍內。 針對游梁后端板（圖11b）A、增大游梁后端板受力面積、降低單位面積上所受的力（應力）；C、保證最大應力處于安全范圍內；B、便于安裝，接觸面要貼合嚴實。(a) (b

10、)圖11 目前平衡臂聯(lián)接結構效果圖2.2 平衡臂聯(lián)接結構改進 支座結構改進方案一：去掉平衡臂支座底板，聯(lián)接耳座直接和游梁上翼板焊接，耳座筋板合二為一。優(yōu)點是易制造、成本低；缺點是通過焊縫傳遞力到游梁主體上。方案二：游梁腹板和聯(lián)接耳座為一體，增加腹板厚度或腹板數(shù)，增加游梁高度。優(yōu)點是直接傳遞力到游梁主體上；缺點是制造難度大、成本高。通過綜合考慮優(yōu)選方案一，并將耳座中心高度增加75mm。 (a)方案一 (b)方案二圖12 支座結構改進方案圖 支撐桿結構改進為了增大游梁后端板的受力面積，將平衡臂支撐桿與游梁后端板的接觸方式由線面接觸改為面面接觸。為了便于安裝，支撐桿與平衡臂的聯(lián)接方式改為轉動聯(lián)接，依

11、靠平衡臂自重自動實現(xiàn)支撐桿與游梁后端板的面面接觸方式。2.3 改進結構的有限元計算從表1中可以看出，改進后的平衡臂聯(lián)接結構使游梁后端作用力有所減少，應力完全滿足工作要求，此結構的可靠性優(yōu)于目前結構，應力云圖見14。(a)總裝 (b)支撐桿結構圖13 平衡臂支撐桿結構改進效果圖2.4 工藝上的要求A、耳座底面四周倒角，以保證耳座與游梁翼板焊接的可靠性；B、為滿足靜強度和疲勞強度的要求，耳座與游梁翼板焊接四周按1520mm滿焊。表1 改進前后參數(shù)對比表結 構耳座參數(shù)(mm)高度m(mm)最大作用力(kN)最大應力(MPa)許用應力(MPa)厚度中心高度P1maxP2maxmaxmaxpmaxp目前

12、結構1102251420580536751272845394188改進結構9030014955455004889166工況：懸點載荷W=160kN、沖次n=4min-1、沖程S=5.9m；擠壓應力pmax=166MPa切應力max=48MPa應力集中點max=89MPa圖14 改進結構Von Mises應力云圖3 研究結論從以上對游梁的受力分析和結構改進過程可以得出以下結論：（1）彎游梁抽油機的平衡臂處于自由狀態(tài)，且平衡重較大，在運動過程中會產生較大的慣性載荷，易使游梁后端局部結構產生較大的應力集中，這是造成斷裂的主要原因5。（2）在平衡臂聯(lián)接結構設計中應考慮要減少不必要的聯(lián)接，盡可能將應力傳至游梁主體上，以確保抽油機安全運行5。（3）合理優(yōu)化平衡臂聯(lián)接結構的結構尺寸及安裝尺寸，可以減小游