18型下偏復合平衡抽油機橫梁螺柱綜合分析

楊衛星

（吐哈油田公司機械廠，新疆 哈密 839009）

0 引 言

CYJW18-5-105HF型下偏復合平衡抽油機在現場應用中（簡稱“18型”），集中出現了橫梁軸承座開裂、橫梁軸承座連接螺柱斷裂問題，影響了抽油機的正常運轉。造成這些問題原因主要有制造質量、設計以及現場維護上不足造成，制造方面主要是軸承座材料處理不到位、與游梁加工配合面不平整，維護上則是螺柱松動后未及時發現緊固造成。而在設計方面，仍存在分析不夠徹底的情況，針對這一情況，利用新方法，開展橫梁螺柱校核分析，從理論上查找橫梁連接螺柱存在的不足。

1 整機機構與平衡計算

依據游梁式抽油機計算公式，以每10°為計算間隔進行平衡計算，計算橫梁螺柱受力情況。

1.1 計算依據

依據現有18型機構及所配平衡重量機型計算，計算工況沖次為4次/min，沖程為5 m，計算四桿尺寸為見表1。

計算過程公式見設計計算書，在此將運動學及平衡計算過程從略。

表1 18型下偏復合平衡抽油機機構參數表mm

1.2 整機計算

在5 m、4次/min工況下，計算懸點速度、加速度，平衡扭矩曲線見圖2、圖3。

最大懸點加速度為0.62m2/s，最大懸點速度為1.08m/s，電機功率為39.3 kW。減速器輸出軸最大峰值扭矩139 kN·m，負扭矩15.4 kN·m，已超出選用的105 kN減速器，說明該機按照懸點180 kN計算，平衡重是有所欠缺的。利用郭登明計算程序計算時，在不超出額定扭矩105 kN的情況下，該機型最大懸點載荷僅為167 kN。

2 橫梁螺柱力學分析

2.1 連桿受力計算

圖1 CF1850抽油機機構示意及尺寸含義

圖2 速度、加速度曲線

圖3 平衡扭矩曲線

依據圖1中受力分析簡圖，推出連桿受力計算公式為

依據公式，編制程序，求出位置每隔10°連桿的受力（表2）。從連桿受力計算數據表可知，當曲柄位于191.70°，此時連桿拉力最大，最大載荷為352.54 kN，β角為141.07°；當曲柄位于300.02°，此時連桿拉力最小，最大載荷為95.40 kN，β角為97.62°。

2.2 彎矩法計算螺柱工作載荷［6］

根據橫梁螺柱受力特點，建立力學分析圖，進行前后螺柱的力學計算。具體字母含義見圖4中所示。依據表2中計算數據可知，連桿力最大時，方向朝向游梁后下方，可推出，螺柱中受力最大的是前側螺柱（驢頭側），依據文獻［6］計算公式，得

式中，M為平行于游梁方向的分力產生的彎矩。

圖4 橫梁螺柱力學分析圖

由此編制計算程序，計算各連桿對應位置的螺柱受力表，結果見表2。

從結果中得知，前側螺柱最大工作載荷最大為127.06 kN，最小工作載荷為24.59 kN，且前側的螺柱受力較為惡劣，因此僅對前側螺柱進行強度校核分析。

表2 連桿及螺柱工作載荷受力結果表

2.3 螺柱預緊力分析［7］

連接件連接預緊，在僅受到翻轉力矩作用時，結合面不允許開縫和壓潰，此時預緊力按照下面公式計算。

不允許出現開縫，則

式中：F′為預緊力，kN；A 為結合面受壓面積，m2，A=aba1b1=0.107 m2；W為底板結合面的抗彎截面系數，m3，W=為結合面許用擠壓應力，該值為σs/1.25=235/1.25=188 MPa。

受翻轉力矩及y方向力共同作用時，預緊力必須大于螺柱y方向力及翻轉力矩作用要求的預緊力之和，則可求得螺柱預緊力為

若采用 M36×4，8.8 級，其預緊扭矩為 T=0.2F′d=1075 N·m；若采用 M42×3，8.8 級，其預緊扭矩為 T=0.2F′d=1255 N·m，其中d為螺柱的公稱直徑。

2.4 螺柱總載荷計算

前側螺柱所受載荷是最大載荷的一側，根據已求得的螺柱工作載荷及預緊力，可求得螺柱的最大載荷為

式中：CL為連接件的剛度系數；CF為被連接件的剛度系數；CL/（CL+CF）為經理論計算，該值一般在0.3左右，因此取值 0.3［7］。

此時前側螺柱剩余預緊力為Fq″=F0max-Fqmax=60.43 kN，后側螺柱剩余預緊力為Fh″=F0h-Fh=110.60 kN。式中：F0h為后側螺柱與螺柱受最大力時的總載荷，kN。

前面已計算預緊力F′=149.37 kN，最小工作載荷F=24.59 kN。由此可求得螺柱最小載荷

此時前側的剩余預緊力

3 橫梁螺柱校核分析

3.1 橫梁軸承座滑移校核

連桿力在平行于游梁縱向存在分力，因此需要對螺柱預緊后，被緊固的軸承座與游梁結合面間是否存在滑移進行校核。

由計算數據表可知，螺柱工作載荷最大時，軸承座橫向受力最大。即曲柄位置191.70°，β角為141.07°，FLx為274.24 kN。此時最大受力時軸承座與游梁之間的正壓力為 FN=2（Fh″+Fq″）=342.06 kN，最大摩擦力 F摩=μFN=51.31 kN。

若軸承座不發生滑移，則接觸面的最大摩擦力應大于橫向最大受力。而實際在橫向力最大時，最大摩擦力為51.31 kN，小于橫向分力274.24 kN，這表明軸承座已出現滑動，需采取增大預緊力或增加防滑移結構來阻止軸承滑移，引起螺柱斷裂。

3.2 橫梁螺柱校核

3.2.1 螺柱靜強度校核

按最大拉力為靜拉力，對螺柱靜強度進行校核，計算公式查手冊為

式中：σ1p為螺柱的許用拉應力，MPa。35CrMo調質處理后其屈服強度最低為835 MPa，靜載安全系數取2，許用拉應力為417.5 MPa。dc為為螺柱小徑或計算強度直徑，m。按 M36×4計算，其值為 31.67×10-3m。

將數據帶入公式得到最大應力σ1=309.41 MPa＜417.5 MPa，因此靜強度滿足要求。

3.2.2 按照控制預緊力法對螺柱進行疲勞強度校核

螺柱最大最小載荷已求出，因此可得螺柱危險截面的最大拉應力為σmax==238.01 MPa，螺柱危險截面的最小拉應力為σmin==198.98 MPa，應力幅為 σa=（σmax-σmin）/2=19.51 MPa。

由σmin=C，C為常數，螺柱的最大應力疲勞安全系數計算公式為

式中：σ-1tc為螺柱材料的對稱循環拉壓疲勞極限。螺柱材料35CrMo，查資料后取σ-1tc=317 MPa；φσ為循環應力中平均應力的折算系數，對于合金鋼φσ=0.2～0.3，這里取φσ=0.25；Kσ為拉壓疲勞強度綜合影響系數，Kσ=kσ/εσ，這里kσ為有效應力集中系數，螺柱材料35CrMo，車削螺紋，按 8.8 級計算，εσ為尺寸系數，查文獻［7］得到 kσ為4.8，εσ為 0.64，所以 Kσ=7.5；S 為安全系數，查表取值 1.2～1.5。將數據帶入后，得到螺柱M36×4（35CrMo調質材料）的安全系數為1.13，疲勞強度不滿足要求，而現場應用長時間不出現螺柱斷裂的原因是實際懸點載荷最大為150 kN，沖次2次/min，其對應疲勞強度為1.2。

3 .2.3 增加預緊力法防橫梁軸承座滑移螺柱強度校核［12］

按上述軸承座滑移校核方法計算的預緊力作用下，將出現軸承座滑移問題，因此提出增加預緊力法，消除滑移問題。那么此時需要的最大摩擦力F摩max=μFN＞FLxmax=274.24 kN。

鋼與鋼之間的摩擦因數μ為0.15，得出最大正壓力FN＞1828.25kN，即四條剩余預緊力之和應大于1828.25kN。通過改變螺柱扭矩，至3754 N·m時，預緊力為521.37 kN，此時的剩余預緊力之和為1830 kN，滿足防滑移條件。但按照螺柱預緊應力應小于0.5～0.6σs（合金鋼）計算，此時預緊力為521.37 kN，大于規定的328.88～394.66 kN。因此通過采用現有規格螺柱來增加預緊力方法無法防止橫梁軸承座出現滑移問題。

3.3 擬改進橫梁螺柱校核

為解決橫梁螺柱疲勞強度不足問題，選用更大規格的M48×3，8.8級螺柱，并對橫梁軸承座結構尺寸進行調整，調整后，連接底板尺寸發生變化。按照滿足懸點載荷最大180 kN，沖次4次/min，將優化后的數據帶入對用公式后，得到以下結果。

1） 靜強度 σ1=1.3×=166.65 MPa<417.5 MPa。靜強度滿足要求。

2）疲勞強度校核：

計算安全系數接近規定的上限，滿足標準要求。

3）橫梁軸承座滑移校核。最大摩擦力F摩=59.80 kN，小于274.24 kN，軸承座仍存在滑移問題，必須采取增大預緊力或增加防滑移結構設計。

4）增加預緊力法防橫梁軸承座滑移螺柱強度校核。當預緊扭矩值達到5025 N·m，預緊力為523.52 kN，此時的剩余預緊力之和為1837 kN，滿足滑移條件。按照螺柱預緊應力小于（0.5～0.6）σs（合金鋼）要求計算，預緊力小于規定的656.71～788.05 kN。因此通過改變螺柱后增加預緊力方法可實現防止橫梁軸承座滑移。但此時螺柱的安全降到1.11，因此需要綜合考慮，在適當增大螺柱預緊力的同時，增加防軸承座滑移結構。此外按現場實際150 kN，沖次2次/min，預緊扭矩達到4100 N·m時，剩余預緊力之和為1479 kN，可滿足該工況下軸承座水平分力247 kN的要求，對應的安全系數為1.15。

4 結 語

1）現有18型抽油機平衡扭矩不能滿足最大載荷需要，機構尺寸緊湊，造成游梁擺角大，導致橫梁螺柱受力大，此外在螺柱規格等級選取偏小，疲勞強度有所欠缺。

2）機構緊湊、游梁擺角大，造成橫梁軸承座在平行于游梁方向的分力高達274 kN，從計算結果可知，僅靠螺柱預緊力來防止軸承座滑移，一是需要大扭矩，二是會降低螺柱的疲勞強度，因此需要將現有橫梁軸承座調位螺栓頂緊軸承座，防止其滑移。

3）從計算結果分析，按照抽油機額定載荷80%選型抽油機，則需要19型及以上的抽油機，現有抽油機已難以滿足油井載荷需要。

4）造成橫梁螺柱斷裂的主要原因是軸承座發生滑移，螺柱組連接失效造成，因此需重視橫梁調位座板組焊質量以及螺栓預緊的控制。

［1］ 劉崇鑫.定向曲柄平衡后置式抽油機的結構特點及尺寸計算［J］.石油機械，1986，14（4）：11-16.

［2］ 徐灝.機械設計手冊［M］.北京：機械工業出版社，1991.

［3］ 徐灝.疲勞強度設計［M］.北京：機械工業出版社，1981.

［4］ 徐灝.疲勞強度［M］.北京：高等教育出版社.1981.

［5］ 張建軍，李向齊，石惠寧.游梁式抽油機設計計算.北京：石油工業出版社，2005.

［6］ 濮良貴，紀名剛.機械設計［M］.7版.北京：高等教育出版社，2001.

［7］ 成大先.機械設計手冊［M］.4版.北京：化學工業出版社，2007.