弯游梁抽油机平衡臂联接结构的可靠性设计

1、弯游梁抽油机平衡臂联接结构的可靠性设计摘 要： 针对目前弯游梁抽油机在使用过程中出现平衡臂支座底板焊缝开裂、平衡臂支座联接螺栓断裂、平衡臂支座加强筋板撕裂及游梁后端板压溃等问题，通过对游梁详细地受力计算和运用Pro/E分析软件对其进行有限元分析，指出平衡臂支座底板与游梁上翼板焊缝处局部应力超过了许用应力、易导致焊缝产生局部裂纹并扩展是造成支座底板焊缝开裂、支座联接螺栓断裂及加强筋板撕裂的主要原因，游梁后端板的挤压应力超过其许用挤压应力是导致后端板压溃的主要原因。为此，以弯游梁16型抽油机为例对游梁进行了受力计算，并在Pro/E的MECHANICA环境下对游梁后端及平衡臂联接结构的模型进行有限元

2、分析，并对平衡臂联接结构进行了改进，改进后此结构的可靠性有较大提高，为其它类型的弯游梁抽油机进行受力分析和平衡臂联接结构改进提供参考。主题词：抽油机 平衡臂 受力分析 Pro/E弯游梁抽油机是吐哈油田主要的采油机械设备。它以结构简单、能耗低等优点在油田上被推广使用。由于弯游梁抽油机采用“大旋臂、游梁平衡技术”，它同游梁平衡抽油机一样，也存在一些固有的缺点。最大的缺点就是在使用过程中安全性不可靠。一是当抽油机失载时，游梁平衡重处于自由落体运动状态，由此产生的冲击载荷就会对其它部件及设施造成恶劣的破坏；二是由于游梁平衡重较大，尤其是大中型抽油机，在运动过程中产生很大的惯性载荷，由此惯性载荷和游梁配

3、重重力的共同作用就会导致平衡臂联接支座附近处的游梁应力集中比较恶劣的地方产生微裂纹，随着时间的推移，微裂纹逐步扩大，最后导致游梁上翼板撕裂。在以前我们对游梁进行了补强，游梁撕裂的现象有所减少，收到一定的效果，但目前还存在平衡臂支座底板焊缝开裂、平衡臂支座联接螺栓断裂及加强筋板撕裂等故障。据详细分析主要其原因有：1、受力分析时、力学模型考虑不够全面，尤其是受力较复杂的游梁后端；2、局部地方应力超过材料的许用应力；3、平衡臂联接结构不尽合理；4、制造工艺不满足要求。为此，以16型抽油机为例，对游梁的受力进行了详细的分析和计算，指出游梁后端所受外力的变化规律及特点，并在Pro/E的MECHANICA

4、环境下对游梁后端及平衡臂联接结构的模型进行有限元分析，并对平衡臂联接结构进行了改进。1 受力分析及有限元计算1.1受力分析方法的选定我们在对抽油机进行受力分析时，可以根据静力学的“物系平衡问题求解法”进行受力分析和计算。而以“物系平衡问题求解法”的方法进行受力分析时必须满足的先决条件就是此问题属于“静定问题”，这样才能求解。根据弯游梁抽油机的结构特点，以平衡臂、游梁及驴头作为物体系统研究对象，忽略平衡臂、游梁及驴头的自身重量，当游梁摆角为时物系的受力如图1。以00xy为坐标系建立物系平衡方程组一。O0P连PxP0yQ游QaCAKx图1 物系受力示意图方程组一： 根据上述方程组一可知，未知量为、

5、及，其个数等于平衡方程数目，所以属于静定问题，可以用“物系平衡问题求解法”进行受力分析和计算。1.2 分析模型的选定及方程组的建立游梁受力近似一个简单支梁，中间为支点，两端为自由端，平衡臂与游梁的联接方式是“上挂下顶”，如图2。以游梁和驴头为研究对象，略去游梁和驴头自重的影响，当绕支点O摆动时游梁受到悬点载荷、连杆作用力、平衡臂对游梁后端的作用力、平衡臂通过平衡臂支座作用与游梁上翼板的作用力、支架对游梁的作用力。当游梁摆角为时游梁所受作用力如图3。当物系处于平衡时，其每一部分物体处于平衡，因此以00xy为坐标系列平衡方程组二。联立方程组一与二可以得出连杆力、平衡臂对游梁后端的作用力与及支架力。

6、图2 游梁平衡臂联接方式图P连yCxPO0P0P2P1KxkA图3 抽油机游梁受力示意图方程组二： 1.3游梁后端作用力的规律由于游梁后端是易出现事故的位置，我们以弯游梁16型抽油机为例，对游梁后端所受的力P1与P2进行详细的分析和计算，见图4。从图5可以看出游梁后端所受作用力在一个冲程内呈交变状态，在上冲程过程中由大变小、在下冲程过程中由小变大，在驴头下死点附近处呈现最大值。从图6图8可以看出，游梁后端所受作用力的变化规律，平衡臂支座的安装位置对游梁后端所受作用力的大小有很大的影响，平衡臂支座与游梁支撑中心的距离越大游梁后端所受的作用力越小、平衡臂挂轴与平衡支撑轴的垂直距离n越大游梁后端所受

7、的作用力越小。P1P2K(n)mKx图4 游梁后端结构简图P2P1图5 游梁后端作用力变化曲线P2P1图6 游梁后端最大作用力随Kx变化曲线P2P1 图7 游梁后端最大作用力随K变化曲线图P2P1图8 游梁后端最大作用力随m变化曲线图1.4 有限元应力计算根据上述计算结果，以16型抽油机为例，当悬点载荷W=160kN、冲次n=4min-1、冲程S=5.9m，抽油机处于最恶劣的工况，并且驴头在下死点附近时的受力状况最为恶劣，此时游梁后端所受的作用力最大，P1max=580 kN、P2max=536 kN。通过在Pro/E的MECHANICA环境下对游梁受力状况比较恶劣的后端进行静态有限元分析，分

8、别得出目前结构的游梁上翼板和游梁后端板的应力云图。从图9中可以看出游梁上翼板与平衡臂支座底板焊接处为应力集中点，其应力为焊缝承担的切应力，最大值为max=75MPa；加强筋板小端与游梁上翼板联接处由于截面突变而引起应力集中，其最大应力为max=127MPa，超过了许用应力= 94MPa、= 0.56=53MPa2（安全系数为2.53、Q235屈服强度为235MPa），它们是原始微小裂纹的起点。从图10中可以看出游梁后端板的最大挤压应力pmax=284MPa，超过了Q235结构钢的许用挤压应力p=188MPa (挤压安全系数为1.254）。切应力max=75MPa应力集中点max=127MPa图

9、9 游梁上翼板Von Mises应力云图挤压应力pmax=284MPa图10 游梁后端板Von Mises应力云图2 平衡臂联接结构的改进2.1 改进思路针对游梁上翼板（图11a）A、避免由于截面突变所引起的集中应力过大的现象，并使其处于安全范围内；B、减少不必要的联接，直接将应力传至游梁主体上；C、减少焊缝数量及焊接应力集中点；D、保证机构联接尺寸不变，通过适当加高支座高度来减小游梁后端作用力；E、保证主要焊缝应力处于安全范围内。 针对游梁后端板（图11b）A、增大游梁后端板受力面积、降低单位面积上所受的力（应力）；C、保证最大应力处于安全范围内；B、便于安装，接触面要贴合严实。(a) (b

10、)图11 目前平衡臂联接结构效果图2.2 平衡臂联接结构改进 支座结构改进方案一：去掉平衡臂支座底板，联接耳座直接和游梁上翼板焊接，耳座筋板合二为一。优点是易制造、成本低；缺点是通过焊缝传递力到游梁主体上。方案二：游梁腹板和联接耳座为一体，增加腹板厚度或腹板数，增加游梁高度。优点是直接传递力到游梁主体上；缺点是制造难度大、成本高。通过综合考虑优选方案一，并将耳座中心高度增加75mm。 (a)方案一 (b)方案二图12 支座结构改进方案图 支撑杆结构改进为了增大游梁后端板的受力面积，将平衡臂支撑杆与游梁后端板的接触方式由线面接触改为面面接触。为了便于安装，支撑杆与平衡臂的联接方式改为转动联接，依

11、靠平衡臂自重自动实现支撑杆与游梁后端板的面面接触方式。2.3 改进结构的有限元计算从表1中可以看出，改进后的平衡臂联接结构使游梁后端作用力有所减少，应力完全满足工作要求，此结构的可靠性优于目前结构，应力云图见14。(a)总装 (b)支撑杆结构图13 平衡臂支撑杆结构改进效果图2.4 工艺上的要求A、耳座底面四周倒角，以保证耳座与游梁翼板焊接的可靠性；B、为满足静强度和疲劳强度的要求，耳座与游梁翼板焊接四周按1520mm满焊。表1 改进前后参数对比表结 构耳座参数(mm)高度m(mm)最大作用力(kN)最大应力(MPa)许用应力(MPa)厚度中心高度P1maxP2maxmaxmaxpmaxp目前

12、结构1102251420580536751272845394188改进结构9030014955455004889166工况：悬点载荷W=160kN、冲次n=4min-1、冲程S=5.9m；挤压应力pmax=166MPa切应力max=48MPa应力集中点max=89MPa图14 改进结构Von Mises应力云图3 研究结论从以上对游梁的受力分析和结构改进过程可以得出以下结论：（1）弯游梁抽油机的平衡臂处于自由状态，且平衡重较大，在运动过程中会产生较大的惯性载荷，易使游梁后端局部结构产生较大的应力集中，这是造成断裂的主要原因5。（2）在平衡臂联接结构设计中应考虑要减少不必要的联接，尽可能将应力传至游梁主体上，以确保抽油机安全运行5。（3）合理优化平衡臂联接结构的结构尺寸及安装尺寸，可以减小游