楊衛(wèi)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(xiàn)場應用中（簡稱“18型”），集中出現(xiàn)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(zhuǎn)。造成這些問題原因主要有制造質(zhì)量、設計以及現(xiàn)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(fā)現(xiàn)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(gòu)與平衡計算

依據(jù)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(jù)

依據(jù)現(xiàn)有18型機構(gòu)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(gòu)參數(shù)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(gòu)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(jù)圖1中受力分析簡圖，推出連桿受力計算公式為

依據(jù)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(shù)據(jù)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(jù)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(jù)表2中計算數(shù)據(jù)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(cè)螺柱（驢頭側(cè)），依據(jù)文獻［6］計算公式，得

式中，M為平行于游梁方向的分力產(chǎn)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(jié)果見表2。

從結(jié)果中得知，前側(cè)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(cè)的螺柱受力較為惡劣，因此僅對前側(cè)螺柱進行強度校核分析。

表2 連桿及螺柱工作載荷受力結(jié)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(zhuǎn)力矩作用時，結(jié)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(xiàn)開縫，則

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

受翻轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(cè)螺柱所受載荷是最大載荷的一側(cè)，根據(jù)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(shù)；CF為被連接件的剛度系數(shù)；CL/（CL+CF）為經(jīng)理論計算，該值一般在0.3左右，因此取值 0.3［7］。

此時前側(cè)螺柱剩余預緊力為Fq″=F0max-Fqmax=60.43 kN，后側(cè)螺柱剩余預緊力為Fh″=F0h-Fh=110.60 kN。式中：F0h為后側(cè)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(cè)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(jié)合面間是否存在滑移進行校核。

由計算數(shù)據(jù)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°，F(xiàn)Lx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(fā)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(xiàn)滑動，需采取增大預緊力或增加防滑移結(jié)構(gòu)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(diào)質(zhì)處理后其屈服強度最低為835 MPa，靜載安全系數(shù)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(shù)據(jù)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(shù)，螺柱的最大應力疲勞安全系數(shù)計算公式為

式中：σ-1tc為螺柱材料的對稱循環(huán)拉壓疲勞極限。螺柱材料35CrMo，查資料后取σ-1tc=317 MPa；φσ為循環(huán)應力中平均應力的折算系數(shù)，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(shù)，Kσ=kσ/εσ，這里kσ為有效應力集中系數(shù)，螺柱材料35CrMo，車削螺紋，按 8.8 級計算，εσ為尺寸系數(shù)，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(shù)，查表取值 1.2～1.5。將數(shù)據(jù)帶入后，得到螺柱M36×4（35CrMo調(diào)質(zhì)材料）的安全系數(shù)為1.13，疲勞強度不滿足要求，而現(xiàn)場應用長時間不出現(xiàn)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(xiàn)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(shù)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(guī)定的328.88～394.66 kN。因此通過采用現(xiàn)有規(guī)格螺柱來增加預緊力方法無法防止橫梁軸承座出現(xiàn)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(guī)格的M48×3，8.8級螺柱，并對橫梁軸承座結(jié)構(gòu)尺寸進行調(diào)整，調(diào)整后，連接底板尺寸發(fā)生變化。按照滿足懸點載荷最大180 kN，沖次4次/min，將優(yōu)化后的數(shù)據(jù)帶入對用公式后，得到以下結(jié)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(shù)接近規(guī)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(jié)構(gòu)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(guī)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(xiàn)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(jié)構(gòu)。此外按現(xiàn)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(shù)為1.15。

4 結(jié) 語

1）現(xiàn)有18型抽油機平衡扭矩不能滿足最大載荷需要，機構(gòu)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(guī)格等級選取偏小，疲勞強度有所欠缺。

2）機構(gòu)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(jié)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(xiàn)有橫梁軸承座調(diào)位螺栓頂緊軸承座，防止其滑移。

3）從計算結(jié)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(xiàn)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(fā)生滑移，螺柱組連接失效造成，因此需重視橫梁調(diào)位座板組焊質(zhì)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(jié)構(gòu)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(yè)出版社，1991.

［3］ 徐灝.疲勞強度設計［M］.北京：機械工業(yè)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(yè)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(yè)出版社，2007.