基于ANSYS抽油泵筒-柱塞摩擦副磨損規律分析*

謝文獻 蘇慶欣 郭立謙 孫 喆 張立軍 郭偉健 張 辛

(1.中石化勝利油田分公司勝利采油廠 2.中國石油大學(華東)機電工程學院)

0 引 言

有桿抽油技術因簡單方便、適應性強和使用指標良好在國內外油田得到廣泛應用[1]。目前國內機械采油井中，有桿泵油井數占總生產井數的80%以上[2]。目前，抽油泵的主要問題是使用壽命較短，影響抽油泵使用壽命的關鍵因素是泵筒-柱塞摩擦副的磨損[3]。據不完全統計，抽油泵失效問題中70%是因為泵筒-柱塞摩擦副的磨損失效[4]。其中，除產出液的腐蝕性及液體中的砂粒作用之外，泵筒-柱塞的結構工藝參數，如涂覆層性能、抽油桿沖程及配合間隙等都對摩擦副性能造成較大影響，長時間工作會導致泵筒-柱塞摩擦副磨損嚴重，使泵失效的事故頻繁發生。

國內外學者針對抽油泵泵筒-柱塞摩擦副的磨損機理及影響因素進行了相關研究。1998年,白理明等[5]對失效柱塞進行了金相分析和表面形貌分析，探討了柱塞的失效機理。1999年，劉旭林等[6]在分析抽油泵柱塞失效特征的基礎上，推斷岀拉傷失效是砂粒在柱塞端部錐面和泵筒內表面之間產生自鎖所致，通過試驗研究證實了推斷的正確性。2002年，婁暉等[7]對摩擦副材料選配進行了試驗研究，在綜合考慮成本、耐磨性和實際應用條件下，建議選用碳鋼鎳磷鍍/碳鋼鍍鉻作為抽油泵的泵筒/柱塞副配對材料。2004年，王旱祥等[8]用SEM法證實了鎳磷鍍泵筒與鍍鉻或噴焊柱塞摩擦副的可行性。2005年，胡楨[9]對有桿抽油泵的失效形式進行了分析，認為抽油泵失效的原因主要為：①失效零件結構不合理；②零件的耐蝕性能差; ③零件的熱處理工藝不合理；④井液的礦化度高。2007年，卜凡儉[10]對抽油泵磨損機理進行分析，指明砂粒磨損是抽油泵失效的主要原因。

上述文獻主要研究了抽油泵的失效機理，缺少在模擬工況下對抽油泵摩擦副進行優化分析。因此，本文主要研究抽油泵泵筒-柱塞摩擦副在模擬工況下的磨損狀態，建立泵筒-柱塞模型，定性、定量地分析影響摩擦副磨損狀態的工藝、結構因素和環境因素；設計正交試驗研究摩擦副在不同配合間隙下，不同因素水平對其磨損狀態的影響程度，并通過綜合平衡極差分析法，確定在模擬工況下影響抽油泵摩擦副磨損狀態的主要因素水平，確定摩擦副磨損最優的因素水平組合。研究結果可以為抽油泵結構、工藝參數及工作環境的合理選用提供指導，不僅可以減少打撈和更換抽油泵的工作，降低設備投資和維修作業費用，而且還能減少原油開采的停產次數，降低開采成本，對于提高油田的經濟效益具有重要現實意義。

1 摩擦副仿真元建立及正交試驗設計

1.1 假設條件

本文利用仿真方法分析抽油泵摩擦副的磨損狀態?？紤]計算方便性，做出如下假設：

(1)抽油泵泵筒-柱塞摩擦副在工作中受到軸向載荷和徑向載荷，鑒于本模型研究在徑向偏心下摩擦副的磨損狀態，故只考慮徑向液體壓力；

(2)本模型考慮液體潤滑，利用摩擦磨損實驗儀確定液體在潤滑工況下摩擦因數為0.110～0.158范圍作為仿真輸入數據。不考慮磨粒磨損和沖蝕磨損；

(3)泵筒和柱塞與其涂覆層為一個整體，僅兩涂覆層間進行相對運動，分析涂覆層的磨損情況。

1.2 模型建立

抽油泵實際結構復雜，本文僅研究不同結構、環境和工藝參數對泵筒和柱塞摩擦副磨損的影響。柱塞沖次為6 min-1，不考慮閥的工作狀態，泵筒和柱塞的模型依據API SPEC 11AX標準建立。本仿真模型泵筒采用B13厚壁泵筒，柱塞選用P23內螺紋柱塞。模型三維圖如圖1所示。其中：泵徑95 mm，泵筒長度2 438 mm，壁厚8 mm；柱塞外徑95 mm，柱塞長度1 200 mm。對于泵筒-柱塞的配合間隙，結合相關資料和企業所提供參數，配合間隙選取二級間隙，間隙為0.050～0.113 mm。

1—泵筒；2—泵筒鍍層；3—柱塞焊層；4—柱塞。

1.3 網格劃分

在網格劃分中，需要充分考慮模型的結構特征。該模型在網格劃分時，如果按照通常的自動控制網格劃分方法，只能夠劃分為四面體網格，這是因為該模型存在許多不可選取的最小過渡界面，這些界面限制了自動控制網格和掃掠劃分。若直接利用掃掠或強制六面體網格劃分方法，會產生網格紊亂現象。因此，筆者采用多區域網格劃分法進行軸承-棒料的網格劃分。將泵筒-柱塞進行整體剖分，減少最小過渡面的數量，可以保障在結果準確的條件下提高收斂速度。網格劃分模型如圖2所示。

圖2 摩擦副自適應網格劃分模型

1.4 模型性能參數和邊界條件

泵筒-柱塞摩擦副使用壽命在很大程度上取決于材料的力學性能和表面硬化質量。我國目前生產的泵筒表面硬化方法主要是滲硼和鍍鉻等工藝[11]。這些涂覆層既可以使結構表面光滑平整，也可以提升材料的耐磨性，對于復雜環境(腐蝕、含顆粒時)具有很好的保護作用。本模型采用泵筒鍍鉻和柱塞噴焊Ni60工藝，其性能參數如表1所示。表1中，ρ為材料密度；E為材料彈性模量；υ為泊松比；σs為材料屈服強度；H為材料硬度。

表1 泵筒柱塞涂覆層材料參數

本模型模擬運動工況為：泵筒及涂覆層保持固定，柱塞往復運動沖次6 min-1，兩涂覆層之間存在摩擦接觸，接觸方式為非對稱接觸防止滲透[12]；確定泵筒和柱塞間的液體壓力為9.9～17.9 MPa[13]?？紤]到不同沖程對摩擦副的磨損程度會有較大影響，將抽油桿的沖程作為影響磨損狀態的因素之一進行仿真分析。初步確定抽油桿沖程為150～500 mm，運動方式為余弦規律往復運動。

1.5 泵筒-柱塞摩擦副正交試驗設計

正交試驗設計以“正交表”為工具，表中的元素具有均勻分散性和隨機性，因此可以用盡可能少的試驗獲得典型數據，得到多因素綜合作用下的最優組合。根據前文分析的摩擦副的影響因素要求，本模型確定液體潤滑摩擦因數、抽油桿沖程、泵筒液體壓力及涂覆層硬度為影響因素，每個因素選取3個水平，建立4因素3水平的因素水平表，如表2所示。試驗選用L9(34)正交表，確定的試驗方案如表3所示。由表3可以看出，只需要9 次試驗便可大體上反映34次試驗的結果。

表2 摩擦副影響因素水平

表3 摩擦副L9(34)正交試驗因素水平

2 間隙對摩擦副磨損的影響分析

2.1 配合間隙0.08 mm的仿真結果

對間隙0.08 mm的9組正交模型進行有限元仿真，分析結果如表4所示。從表4可見，配合間隙值為0.08 mm時，7號泵筒-柱塞摩擦副摩擦應力云圖如圖3所示。不同正交試驗組摩擦應力曲線如圖4所示。由圖3和圖4可知，在恒定液體壓力作用下，由于考慮變形條件，泵筒和柱塞涂覆層的接觸狀態由剛開始的線接觸逐漸變成一段范圍內的曲面接觸，且7號模型接觸面的滑動摩擦應力變化范圍為7.902 8～54.345 0 MPa，3個模型的應力變化規律均隨著液體壓力的變化近似成余弦函數變化，符合對應輸入工況。觀察60 s時泵筒涂覆層處的滑動摩擦應力，最大值出現在泵筒鍍層與柱塞焊層接觸的分割線上，并在左右半面內按一定程度均勻分布有摩擦應力梯度，與預期的結果大致符合。但觀察圖4可知：間隙為0.08 mm時，1號和9號模型的摩擦應力分布均勻且穩定，無應力突變現象；而在25 s左右，7號模型泵筒-柱塞摩擦副的摩擦應力發生了突變，且摩擦應力變動范圍較大。由泵筒磨損體積曲線(見圖5)可知，正交試驗模型摩擦副60 s內的磨損體積變化范圍為0.204 72～0.418 51 mm3。其中，7號模型60 s內泵筒涂覆層的磨損體積最大為0.418 51 mm3，1號模型60 s內磨損體積最小為0.204 72 mm3。3個模型磨損體積隨著時間的延長線性擬合效果較差，存在磨損狀態不均勻的現象，初步判斷是輸入參數對磨損狀態產生了影響。但對9組正交試驗模型進行仿真后發現，間隙值為0.08 mm時，9組正交模型的摩擦應力曲線和磨損體積曲線均出現了不同程度的波動，線性擬合效果欠佳，因此考慮選取不同間隙進行正交試驗進行對比分析。

表4 配合間隙為0.08 mm時摩擦副仿真結果

圖3 7號模型摩擦應力云圖(間隙為0.08 mm)

圖4 不同模型摩擦應力曲線(間隙為0.08 mm)

圖5 不同模型磨損體積曲線(間隙為0.08 mm)

2.2 配合間隙0.05 mm的仿真結果

考慮到間隙為0.08 mm時摩擦應力和磨損體積的線性擬合效果不好，改變配合間隙為0.05 mm后，不同正交試驗模型的仿真結果、7號模型摩擦應力云圖、不同模型摩擦應力曲線及不同模型磨損體積曲線分別如表5、圖6、圖7及圖8所示。由圖6可知，在恒定液體壓力作用下，由于考慮變形條件，泵筒和柱塞涂覆層的接觸狀態由剛開始的線接觸逐漸變成一段范圍內的曲面接觸，且60 s時泵筒涂覆層處的滑動摩擦應力最大值出現在泵筒鍍層與柱塞焊層接觸的分割線上，并在左、右半面內按一定程度均勻分布有摩擦應力梯度，與預期的結果大致符合，與間隙值為0.08 mm的接觸狀態相同，但最大摩擦應力值略有減小。由圖7和表5可知，3組正交模型摩擦副最大摩擦應力變化范圍為6.945 7～14.106 0 MPa，且3個模型的應力變化規律均隨著液體壓力的變化近似成余弦函數變化，符合對應輸入工況。與間隙值為0.08 mm的結果相比，間隙為0.05 mm時，不同正交模型的摩擦應力曲線分布均勻，在一定范圍內穩定呈近似周期變化，且無摩擦應力突變現象。

表5 配合間隙為0.05 mm時摩擦副仿真結果

圖6 7號模型摩擦應力云圖(間隙為0.05 mm)

圖7 不同模型摩擦應力曲線(間隙為0.05 mm)

圖8 不同模型磨損體積曲線(間隙為0.05 mm)

由圖8可知，間隙值為0.05 mm時正交試驗模型摩擦副60 s內的磨損體積變化范圍為0.184 13～0.376 83 mm3。其中，7號模型60 s內泵筒涂覆層的磨損體積最大為0.376 83 mm3，而60 s內磨損體積最小的模型為3號，其值為0.184 13 mm3，磨損體積整體減小了10.05%。

上述分析說明，改變柱塞-泵筒的配合間隙會很大程度影響摩擦副的磨損狀態，進而影響摩擦副的摩擦應力和磨損量。當間隙值為0.05 mm時，3個模型磨損體積曲線隨著時間的延長基本呈線性增長，這是因為本仿真利用Archard模型，并設定法向載荷(液體壓力)、相對滑行距離、磨損系數和材料硬度均為常數，所以磨損狀態應呈均勻線性分布，符合理論模型工況，與間隙為0.08 mm相比，磨損狀態均勻且線性擬合效果較好。

3 不同因素影響的正交試驗分析

進行正交試驗分析需要選取評價目標，對于泵筒-柱塞摩擦副的磨損狀態而言，在試驗條件下一般選取摩擦因數和磨損量作為正交試驗的評價指標，但是本仿真考慮的工況下無法將摩擦因數作為參考評價指標，因此，選取60 s內瞬態動力學仿真中的最大摩擦應力和累計磨損體積作為正交試驗的評價指標。

表6為單邊間隙為0.05 mm時摩擦副參數優化表。為更直觀地反映棒料的摩擦磨損狀態，選取60 s內棒料摩擦應力和磨損體積作為正交試驗的評價指標。利用綜合平衡級差分析法[14]得到較優水平和因素主次，進而得到設計表中的最佳參數組合。表6中A、B、C、D分別代表正交試驗的液體壓力、涂覆層硬度、抽油桿沖程和液體潤滑摩擦因數4個因素，k1、k2及k3分別表示因素的不同水平試驗數據的均值，R為各因素對試驗指標的極差值。通過極差值的大小分析，確定各因素對試驗指標的影響程度，從而得出各因素主次。結合實際工況考慮如下原則：①在一定極差范圍內，摩擦應力和磨損體積的值越小越好；②若摩擦應力和磨損體積不一致時，優先考慮因素對兩個評價指標的主次關系，再對各水平組合進行合適的選取。

表6 單邊間隙為0.05 mm時參數優化值

由表6可知，單邊間隙為0.05 mm時，對摩擦副摩擦應力和累計磨損體積影響最大的兩個因素為液體潤滑摩擦因數和液體壓力，其次是抽油桿沖程和涂覆層硬度。在仿真模型中，由于考慮接觸變形，兩摩擦副的接觸表面的液體壓力越大，摩擦副的接觸面積越大，接觸面的摩擦應力會減小，涂層表面磨損量也會增加。關于最大摩擦應力，較優水平一欄的組合為A1B1C2D1；而關于累計磨損體積的結果，較優水平一欄的組合為A1B3C1D1。因此液體壓力均以取A1水平最好，液體潤滑摩擦因數均以取D1水平最好。涂覆層硬度因素B對應力指標的影響程度排第4位，而對磨損體積的影響程度排第3位，且磨損體積取B3最好，B2次之，對2個指標進行綜合考慮，最終涂覆層硬度因素水平B取B3較為合適。沖程因素C對摩擦應力指標的影響程度位居第3，而對磨損體積的影響程度位居第4，且磨損體積取C2差距并不大，綜合考慮2個指標，最終沖程因素水平取C2效果較好。因此，當單邊間隙為0.05 mm時，9組正交試驗模型中最優方案為A1B3C2D1，即當液體壓力為10 MPa，涂覆層硬度為1 150 MPa，抽油桿沖程為300 mm，液體潤滑摩擦因數為0.11時，摩擦副減摩抗磨效果最好。

當單邊間隙為0.08 mm時，正交試驗數據分析如表7所示。由表7可以看出，在單邊間隙為0.08 mm時，最大摩擦應力的結果在較優水平一欄的組合為 A1B2C1D1，而累計磨損體積的結果在較優水平一欄的組合為A1B3C1D1。與間隙值為0.05 mm的正交試驗組比較可知，在累計磨損體積評價指標上，兩組正交試驗所得結果基本一致。因此，優先考慮磨損體積的影響對泵筒-柱塞摩擦副的磨損狀況比較合理。在間隙值為0.08 mm模型中，較優水平一欄僅涂覆層硬度對評價指標存在較大影響。涂覆層硬度因素B對摩擦應力指標的影響程度排第4位，而對磨損體積的影響程度排第2位，且磨損體積取B3最優，且與B2差距很大。對兩個指標進行綜合考慮，最終涂覆層硬度因素水平B取B3。此處摩擦應力極差值分布不均的原因是正交試驗模型7處的仿真結果可能出現了摩擦應力突變的情況，導致摩擦應力評價參數相差過大。因此，相對涂覆層硬度因素，優先考慮磨損體積評價指標。最終，當單邊間隙為0.08 mm時，9組正交試驗模型中的最優方案為 A1B3C1D1，即液體壓力為10 MPa，涂覆層硬度為1 150 MPa，抽油桿沖程為150 mm，液體潤滑摩擦因數為0.11時，摩擦副減摩抗磨效果最好。

表7 單邊間隙為0.08 mm時正交試驗數據分析

4 結 論

(1)改變摩擦副的配合間隙會對摩擦副的磨損狀態產生較大影響，配合間隙越大，摩擦副的摩擦應力和磨損體積均顯著增大，摩擦副的摩擦應力存在突變問題，磨損體積曲線的線性擬合效果較差。更改為較小配合間隙后，摩擦副整體磨損體積減小了10.05%且磨損狀態有所改善，具體表現在摩擦應力無突變且磨損曲線線性擬合效果極佳。

(2)由9組正交試驗模型結果分析可知，在單邊間隙為 0.05 mm 時，60 s內泵筒涂覆層表面磨損體積為0.184 13～0.376 83 mm3。其中對摩擦副摩擦應力影響最大的因素是液體潤滑摩擦因數，影響較大的因素是液體壓力；對涂覆層磨損體積影響最大的因素是液體潤滑摩擦因數。該間隙下正交試驗的最優方案是A1B3C2D1，即當液體壓力為10 MPa，涂覆層硬度為1 150 MPa，抽油桿沖程為300 mm，液體潤滑摩擦因數為0.11時，摩擦副減摩抗磨效果最好。