張益鳴

(中國石油集團(tuán)濟(jì)柴動(dòng)力總廠成都壓縮機(jī)廠，四川 成都 610100)

郭登明，蔣波，左彩靈，周靖力

(長江大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，湖北 荊州 434023)

楊衛(wèi)星，顏丙山

(吐哈石油勘探開發(fā)指揮部機(jī)械廠，新疆 哈密 839009)

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CYJ1850型抽油機(jī)支架的疲勞壽命分析及結(jié)構(gòu)改進(jìn)

張益鳴

(中國石油集團(tuán)濟(jì)柴動(dòng)力總廠成都壓縮機(jī)廠，四川 成都 610100)

郭登明，蔣波，左彩靈，周靖力

(長江大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，湖北 荊州 434023)

楊衛(wèi)星，顏丙山

(吐哈石油勘探開發(fā)指揮部機(jī)械廠，新疆 哈密 839009)

[摘要]國內(nèi)某油田使用的大型抽油機(jī)CYJ1850，其支架作為主要的承載構(gòu)件在使用的過程中發(fā)生了疲勞失效的情況。為了減少和規(guī)避因疲勞失效問題造成的事故，運(yùn)用ANSYS軟件通過對該型抽油機(jī)支架進(jìn)行有限元分析，驗(yàn)證了支架的靜強(qiáng)度及剛度。根據(jù)計(jì)算結(jié)果完成了對該型抽油機(jī)支架的結(jié)構(gòu)改進(jìn)，并對改進(jìn)前后的抽油機(jī)支架進(jìn)行有限元分析和疲勞壽命分析。分析結(jié)果表明，改進(jìn)后該型抽油機(jī)支架的等效應(yīng)力大幅下降，滿足了靜強(qiáng)度要求；疲勞壽命也大幅增加，達(dá)到了規(guī)定的壽命要求。

[關(guān)鍵詞]抽油機(jī) ；疲勞壽命 ；有限元分析；應(yīng)力集中

當(dāng)前，我國各大油田使用的抽油機(jī)經(jīng)常出現(xiàn)各種問題，抽油機(jī)的金屬構(gòu)件發(fā)生疲勞破壞是最常見的現(xiàn)象，這對油田的正常開采會造成嚴(yán)重的后果。據(jù)統(tǒng)計(jì)，在機(jī)械設(shè)備各類承載構(gòu)件的失效中大約有80%是因?yàn)槠跀嗔裑1]所造成的，進(jìn)而導(dǎo)致一系列災(zāi)難性事故的發(fā)生。抽油機(jī)是由一種典型的往復(fù)運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)構(gòu)成，受力構(gòu)件都存在疲勞失效問題，其使用壽命很大程度上取決于主要承載構(gòu)件的壽命。而其中支架的破壞則意味著整機(jī)不能正常工作，往往造成巨大的事故和損失，所以針對抽油機(jī)支架進(jìn)行疲勞壽命分析[2,3]具有一定的實(shí)際意義。國內(nèi)某油田使用的CYJ1850型抽油機(jī)懸點(diǎn)載荷180kN，沖程長度為5m，減速器額定扭矩為105kN·m，該型抽油機(jī)在投入使用后，在滿足靜強(qiáng)度條件下，抽油機(jī)支架的關(guān)鍵部件發(fā)生了不同程度的疲勞損壞，嚴(yán)重影響了油田的正常生產(chǎn)。筆者以有限元ANSYS Workbench軟件為工具，分析CYJ1850型抽油機(jī)支架在類似實(shí)際工作條件之下的壽命，并根據(jù)結(jié)果對支架結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)[4]和優(yōu)化，使其靜強(qiáng)度和壽命得到良好的改善。

1抽油機(jī)支架改進(jìn)前的強(qiáng)度分析

1.1支架結(jié)構(gòu)模型的建立

CYJ1850型抽油機(jī)支架采用四腿結(jié)構(gòu)，前后主腿使用單根32a工字鋼，斜撐與橫撐使用32a槽鋼，主腿和后撐的高度差為1850mm。在有限元分析中首先要對支架進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮喕?，如螺栓等無關(guān)分析零件可以忽略。為了盡量減少誤差，支架的主腿用設(shè)計(jì)時(shí)的工字鋼，在支架軸承座與主腿之間使用剛性板連接。簡化支架軸承座，用剛性板代替支架軸承座。根據(jù)力學(xué)原理，對頂板和側(cè)板的簡化，計(jì)算結(jié)果處于安全范圍，而對支架軸承座的簡化并不影響計(jì)算結(jié)果。

1.2單元選擇與網(wǎng)格的劃分

由于抽油機(jī)支架結(jié)構(gòu)相對復(fù)雜，主要由主腿、頂板、連接板、側(cè)板和橫撐組成。采用梁單元Shell63(模擬主腿與橫撐)與板殼單元Beam188(模擬頂板、連接板、側(cè)板)構(gòu)建有限元模型。設(shè)定控制尺寸劃分網(wǎng)格，板殼精度為20mm，梁單元精度為50mm。網(wǎng)格劃分后共有11560個(gè)節(jié)點(diǎn)和50753個(gè)單元。有限元網(wǎng)格劃分如圖1所示。

1.3材料屬性的設(shè)置

圖1　支架的有限元網(wǎng)格模型

抽油機(jī)支架的材料為Q235A,定義支架的材料屬性用默認(rèn)的Structure Steel。默認(rèn)彈性模量為2.1×105MPa，泊松比為0.3。

1.4設(shè)定邊界條件及施加載荷

對于支架的邊界條件，一般是采用將前后腿底板全約束。抽油機(jī)支架受到的力是由頂板上的軸承座施加的，將此力沿垂直方向和水平方向分解為垂直支座力FY和水平支座力FX。FY加載在頂板處，方向始終垂直頂板向下，F(xiàn)X作用在頂板內(nèi)孔處，方向沿頂板平面。FX為正時(shí)方向后腿指向前腿，F(xiàn)Y為負(fù)時(shí)方向前腿指向后腿。

1.5支架的有限元分析

抽油機(jī)支架受支座力FY和FX的位置不變，大小改變。根據(jù)抽油機(jī)運(yùn)行時(shí)所得到的數(shù)據(jù)確定支架上的應(yīng)力的2種極限情況：應(yīng)力最大時(shí)的工況1(曲柄轉(zhuǎn)角θ=180°)和應(yīng)力最小時(shí)的工況2(曲柄轉(zhuǎn)角θ=300°)。表1為這2種工況下的有限元分析結(jié)果。

表1　支架2種工況有限元分析

該抽油機(jī)支架材料為Q235A，屈服應(yīng)力σs=235MPa，許用應(yīng)力[σ]=160MPa。按照工況1、工況2的位移變形圖得到該支架的最大位移為3.80mm。 根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)SY/T 5212—2000《游梁式抽油機(jī)質(zhì)量分等》，抽油機(jī)沖程長度為5.13m 時(shí)，支架頂部縱向振幅為7.00mm,頂部橫向振幅為6.00mm,該支架剛度滿足要求。按照工況1、2的等效應(yīng)力云圖得到該支架的最大應(yīng)力為206.70MPa，大于其許用應(yīng)力。因此，該抽油機(jī)支架滿足剛度要求，但不滿足靜強(qiáng)度[5]要求。

2抽油機(jī)支架改進(jìn)前的壽命分析

2.1支架壽命計(jì)算

疲勞分類有多種方式，實(shí)際統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)資料顯示，抽油機(jī)的疲勞屬于高周疲勞問題， 因此支架疲勞壽命設(shè)計(jì)時(shí)可采用名義應(yīng)力法[6]。名義應(yīng)力法是一種傳統(tǒng)的安全壽命估算方法，它的出發(fā)點(diǎn)是構(gòu)件危險(xiǎn)點(diǎn)的名義應(yīng)力。在計(jì)算時(shí)，將材料或構(gòu)件看成是一個(gè)理想的連續(xù)體，且所受的載荷較小，應(yīng)力與應(yīng)變成某種線性關(guān)系。

已知材料Q235A疲勞極限σ-1=196.72MPa，由于材料應(yīng)力幅值為σa(-1)=209.96MPa，大于材料疲勞極限，所以根據(jù)P-S-N曲線的通用表達(dá)式：

lgNp=ap+bplgσa(-1)(σa(-1)≥σ-1)

當(dāng)可靠度為p=99.9%時(shí)，ap=36.37，bp=-12.8。此時(shí)求得危險(xiǎn)處的循環(huán)次數(shù)為：

lgNp=36.37-12.8lg209.96Np=4.4×106

式中，Np為循環(huán)次數(shù)；ap、bp為材料Q235A在可靠度p下的系數(shù)值。

又因?yàn)樵撔统橛蜋C(jī)最不利工況沖次為3r/min，即相當(dāng)于其壽命為2.81a，根據(jù)石油天然氣行業(yè)規(guī)定，該型抽油機(jī)支架并不符合其15a的疲勞要求。

圖2　Q235A的S-N曲線示意圖

2.2支架壽命有限元分析

為了支架的安全，取可靠度為p=99.9%的疲勞壽命曲線，得到材料Q235A的S-N曲線如圖2 所示。圖2中曲線是以雙對數(shù)形式表現(xiàn)，在壽命大于107時(shí)，可以看到圖2中的曲線斜率有一定的減小。

經(jīng)過Ansys Workbench軟件疲勞壽命分析[7]之后，可以得到該模型的疲勞計(jì)算結(jié)果。圖3為計(jì)算的該模型的對數(shù)壽命云圖。通過圖3可知，圖3中側(cè)板最小壽命為4.20×106次循環(huán)，也即是側(cè)板應(yīng)力最大處。 通過公式計(jì)算求得側(cè)板危險(xiǎn)處有4.4×106次循環(huán)，與軟件計(jì)算結(jié)果4.2×106次相差較小，相對誤差為5.4%。無論是公式計(jì)算還是軟件分析結(jié)果都表明，該抽油機(jī)支架不滿足疲勞壽命要求，需要改進(jìn)。

圖3　支架側(cè)板頂部局部壽命云圖

3抽油機(jī)支架的改進(jìn)方案

由于支架原有的結(jié)構(gòu)滿足不了其強(qiáng)度及壽命的要求，因此提出支架的改進(jìn)方案為：主腿采用36a的工字鋼取代原有的32a的工字鋼，主腿橫撐和斜撐全部采用36a的槽鋼；后撐采用32a的工字鋼，主腿和后撐的高度差仍為1850mm。制作時(shí)將前腿和后撐分開，現(xiàn)場安裝時(shí)將支架后撐按要求組裝并鎖緊即可。側(cè)板與前主腿之間補(bǔ)上一塊連接板，起穩(wěn)定加固作用。

4支架改進(jìn)后的強(qiáng)度和壽命分析

圖4為改進(jìn)后支架的位移云圖。從圖4可知， 當(dāng)最大載荷時(shí)，支架整體的最大位移分布位于支架的頂部，為3.00mm，位移量較小，符合石油天然氣行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)。圖5為改進(jìn)后支架等效應(yīng)力云圖，從圖5可知，當(dāng)最大載荷時(shí)，支架整體的最大應(yīng)力為115.63MPa，位置在支架側(cè)板與頂板接觸位置，主要是局部載荷大、出現(xiàn)應(yīng)力集中造成的。最大應(yīng)力小于材料Q235A的許用應(yīng)力[σ]=160MPa，符合強(qiáng)度要求。圖6為改進(jìn)后支架側(cè)板壽命云圖。從圖6可知，支架的最小壽命為4.82×107次循環(huán)，約為30.56a，位于側(cè)板與頂板接觸處，也即為應(yīng)力最大處。能夠滿足抽油機(jī)支架15a的壽命要求。

圖4　改進(jìn)后支架的位移云圖　　　　　　　　　　　　　圖5　改進(jìn)后支架等效應(yīng)力云圖

圖6　改進(jìn)后支架側(cè)板壽命云圖

表2為改進(jìn)前后抽油機(jī)支架的結(jié)果分析和對比，從中可以發(fā)現(xiàn)改進(jìn)前支架既不滿足強(qiáng)度要求，也不滿足壽命要求。改進(jìn)后，各關(guān)鍵部件等效應(yīng)力下降，全部滿足許用應(yīng)力要求，壽命也大幅增加，滿足了15a的壽命要求。

表2　支架改進(jìn)前后分析結(jié)果對比

5結(jié)語

應(yīng)用有限元法和名義應(yīng)力法對CYJ1850型抽油機(jī)支架的靜強(qiáng)度和壽命進(jìn)行了深入分析和評估，發(fā)現(xiàn)其支架的強(qiáng)度和壽命都不滿足要求。因此提出了該型抽油機(jī)支架的改進(jìn)方案，并對改進(jìn)后的支架結(jié)構(gòu)重新進(jìn)行靜強(qiáng)度和壽命的分析和驗(yàn)證。驗(yàn)證結(jié)果表明，支架結(jié)構(gòu)改進(jìn)后，等效應(yīng)力大幅下降，滿足了許用應(yīng)力要求；支架壽命大幅增加，滿足了15a的壽命要求。根據(jù)該型抽油機(jī)的油田運(yùn)行情況反饋，抽油機(jī)支架的疲勞失效情況得到了極大改善，證明改進(jìn)方案可行并有效。

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[編輯]趙宏敏

[文獻(xiàn)標(biāo)志碼]A

[文章編號]1673-1409(2016)10-0072-05

[中圖分類號]TE933

[作者簡介]張益鳴(1992-)，男，助理工程師，現(xiàn)主要從事器材供應(yīng)與管理方面的研究工作；通信作者：郭登明， gdmgygygy@vip.163.com。

[基金項(xiàng)目]湖北省高等學(xué)校創(chuàng)新團(tuán)隊(duì)基金項(xiàng)目(T200906)。

[收稿日期]2015-11-22

[引著格式]張益鳴,郭登明，蔣波，等.CYJ1850型抽油機(jī)支架的疲勞壽命分析及結(jié)構(gòu)改進(jìn)[J].長江大學(xué)學(xué)報(bào)(自科版)，2016,13(10)：72～76.