基于nCode的抽油機支架的疲勞可靠性分析

◇羅定職業(yè)技術(shù)學院機電工程系 蔣 波 徐 喬

針對游梁式抽油機作業(yè)工況復雜、環(huán)境惡劣、作業(yè)需求壽命長、抽油機支架易產(chǎn)生疲勞破壞的特點，基于現(xiàn)場服役的某型號游梁式抽油機支架開展了支架的疲勞可靠性研究。應(yīng)用Ansys Workbench開展了支架在最不利工況下的靜強度分析，結(jié)合支架應(yīng)力分布及主體材料的S-N曲線，基于nCode Designlife開展了支架的疲勞壽命計算。相關(guān)結(jié)果表明：支架在其極限作業(yè)工況下，滿足靜強度要求；在循環(huán)交變載荷作用下，支架會發(fā)生疲勞破壞，其使用壽命約為11.48年，小于抽油機的設(shè)計使用壽命要求。上述研究結(jié)果不僅可以為支架結(jié)構(gòu)的設(shè)計、改進和優(yōu)化提供理論指導，也可以為預防故障和現(xiàn)場維護起到積極意義。

目前，游梁式抽油機是我國油田使用最為廣泛的采油設(shè)備。早年服役的抽油機隨著使用時間的推移，其關(guān)鍵部件相繼進入疲勞故障發(fā)生的高峰期。而支架作為抽油機關(guān)鍵部件，長期承受較大幅值、較高頻率的交變載荷，其更易發(fā)生疲勞破壞，而支架的疲勞失效會致使抽油機整體失效，使得抽油機的壽命難以達到設(shè)計的使用壽命，因此有必要對抽油機支架進行疲勞壽命分析[1-3]。基于此，本文以現(xiàn)場使用的CYJ8-3-37HF型游梁式抽油機支架為例，開展了抽油機極限作業(yè)工況下的強度分析，并基于nCode DesignLife對該抽油機支架進行了疲勞壽命分析。

1 支架結(jié)構(gòu)組成及其受力分析

1.1 抽油機支架組成

CYJ8-3-37HF型游梁式抽油機支架主要由頂板、側(cè)板、支撐腿、橫撐、斜撐、底板等結(jié)構(gòu)件通過焊接而成。其中支撐腿、橫撐、斜撐均由角鋼制成，頂板和側(cè)板則為一定厚度的鋼板,上述所用材料皆為Q235A。支架結(jié)構(gòu)組成如圖1所示。

圖1 支架結(jié)構(gòu)圖

圖2 游梁式抽油機機構(gòu)受力簡圖

1.2 抽油機支架受力分析

在抽油機系統(tǒng)中，支架主要起著支撐游梁的作用，承受著懸點載荷、連桿拉力、平衡重重力以及慣性載荷。建立抽油機的力學模型如上圖2所示。取游梁為研究對象，列出如下平衡方程[4]分別求得：

連桿力為：

支座豎直分力為：

支座水平分力為：

2 支架靜強度分析

根據(jù)抽油機實際運行情況和工藝計算得知，當在沖次6 r/min、泵徑為44 mm、沖程長度3 m工況下運行，會有最大的懸點載荷值，該工況為運行時的最不利工況，即作業(yè)的極限工況。抽油機在此工況下運行至上下死點附近時，支架受力狀況則最為惡劣。此時支架既承受較大的水平力，也承受最大的垂直力，而支架作為抽油機結(jié)構(gòu)中的重要承載部件，須滿足其靜強度要求。

圖3 支架等效應(yīng)力云圖

針對上述情況，分別選取曲柄轉(zhuǎn)角為173°的上死點和356°的下死點兩個位置，對支架進行靜強度校核。由圖3可以看出，支架的最大等效應(yīng)力均位于支架兩前腿與左右側(cè)板下方的聯(lián)接區(qū)域，此區(qū)域附近等效應(yīng)力相對較大，存在應(yīng)力集中現(xiàn)象。其中，上死點等效應(yīng)力最大值173.41 MPa和下死點等效應(yīng)力最大值175.2 MPa，均要小于材料的屈服極限，安全因數(shù)達到1.34，支架結(jié)構(gòu)滿足靜強度設(shè)計要求。但由于支架在工作過程中承受著周期性循環(huán)的交變載荷，設(shè)計的使用壽命為15年，因此有必要對支架的疲勞壽命進行研究。

3 支架疲勞壽命分析

3.1 疲勞分析類型

疲勞類型通常分為高周疲勞和低周疲勞。根據(jù)上文有限元分析結(jié)果可以看出，支架的最大等效應(yīng)力低于材料的屈服應(yīng)力，抽油機長期處于連續(xù)工作狀態(tài)，支架所承受載荷循環(huán)次數(shù)大于105。可以確定抽油機支架屬于高周疲勞，因此采用應(yīng)力疲勞分析（S-N）方法。

3.2 材料特性S-N曲線

材料真實的疲勞特性參數(shù)對疲勞壽命分析有著決定性的影響，因此在疲勞壽命分析過程中，材料的S-N曲線的建立尤為重要。本文采用強度極限估算的方法建立抽油機支架材料的S-N曲線。根據(jù)支架材料的基本屬性參數(shù)，在nCode DesignLife軟件中設(shè)置材料極限強度486 MPa，即可得到材料的估計S-N曲線。考慮到材料的S-N曲線數(shù)據(jù)，是在特定條件下采用標準試棒進行實驗所獲得，而實際分析中的支架結(jié)構(gòu)件幾何參數(shù)、表面工藝等與標準試棒的差別較大，因此需要對S-N曲線進行重新修正[5]，修正后的S-N曲線如圖4所示。

圖4 支架修正后的S-N曲線

3.3 載荷譜建立

載荷譜的確定是展開疲勞壽命分析的必要條件，支架受到的力可分解為豎直方向載荷FY和 水平方向載荷FX。基于游梁式的抽油機計算程序[6]，以曲柄轉(zhuǎn)角θ迭代求解分別得到FY、FX載荷隨曲柄轉(zhuǎn)角變化曲線。將曲柄視作勻速轉(zhuǎn)動，經(jīng)等效變換分別得到支座力FY、FX載 荷時間歷程。結(jié)合上述計算結(jié)果，制定出載荷周期為60秒的時間載荷序列如圖5所示，其中，支座豎直方向力FY載 荷譜如圖5-a，支座水平方向力FX載 荷譜如圖5-b。從載荷譜可以看出，支架為抽油機在豎直方向和水平方向均承受幅值較大的循環(huán)交變載荷。

圖5 支座載荷譜

3.4 疲勞壽命分析計算

基于疲勞累積損傷Miner準則，采用應(yīng)力疲勞分析（S-N）疲勞分析方法進行求解，建立支架疲勞分析流程如圖6所示。其分析過程為：基于nCode DesignLife平臺可從Workbench中讀取靜力學分析結(jié)果和材料疲勞曲線，并將所求得載荷譜導入到相應(yīng)模塊當中，進行疲勞計算的相關(guān)參數(shù)設(shè)置及調(diào)整，最終求解得到支架的疲勞壽命。

圖6 應(yīng)力疲勞分析流程

圖7 支架壽命云圖

基于nCode DesignLife平臺計算壽命的單位為循環(huán)次數(shù)，支架的壽命則可以通過循環(huán)次數(shù)與循環(huán)時間相乘進行計算得到，本文所取的交變載荷循環(huán)周期為60秒。求解得到的壽命云圖如圖7所示。從壽命分析云圖結(jié)果來看，區(qū)域1既是上述靜力學分析中的應(yīng)力最大處，也是支架發(fā)生疲勞損傷最為嚴重的區(qū)域，位于在支架兩前腿與左右側(cè)板的聯(lián)接區(qū)域，這與現(xiàn)場抽油機實際開裂的位置相符，循環(huán)次數(shù)為6.036E6次，對應(yīng)的壽命約為11.48年。區(qū)域2-7有輕微損傷，但其最小循環(huán)次數(shù)也達到1.389E8次，遠超疲勞壽命設(shè)計要求。剩余區(qū)域基本無損傷，可視為無限壽命。綜上所述，支架在上述工況下運行，其壽命約為11.48年，未達到15年的疲勞壽命設(shè)計要求，這也是現(xiàn)場抽油機往往未達到設(shè)計壽命而產(chǎn)生疲勞破壞的原因。

4 結(jié)論

（1）在CYJ8-3-37HF型游梁式抽油機支架結(jié)構(gòu)及受力特性分析的基礎(chǔ)上，對支架在上下死點兩種工況下進行了強度分析，其結(jié)果表明：支架的強度滿足要求，在壽命周期內(nèi)不會發(fā)生靜強度破壞。

（2）基于nCode DesignLife平臺進行的支架在受到循環(huán)交變載荷工況下的疲勞分析，其結(jié)果表明：支架發(fā)生疲勞破壞的危險區(qū)域分別位于兩前腿與左右側(cè)板的聯(lián)接區(qū)域，最小疲勞循環(huán)的次數(shù)為6.036E6次，壽命約為11.48年，未達到支架的15年疲勞壽命設(shè)計要求。

（3）通過上述對支架的靜強度和疲勞強度進行評估，為其結(jié)構(gòu)的設(shè)計、改進和優(yōu)化提供理論依據(jù)，實現(xiàn)對抽油機支架故障發(fā)生的預知，有利于現(xiàn)場維護人員提早采取預防措施，避免人員的傷亡和經(jīng)濟損失。