金火慶（大慶油田有限責(zé)任公司第六采油廠）

隨著油田開(kāi)發(fā)進(jìn)入中后期，機(jī)采井能耗越來(lái)越高，開(kāi)發(fā)成本越來(lái)越高，目前游梁式抽油機(jī)仍是主要采出設(shè)備。其中減速箱由感應(yīng)電動(dòng)機(jī)經(jīng)過(guò)皮帶連接。牽引式的驅(qū)動(dòng)對(duì)變速箱產(chǎn)生單方向受力，引起變速箱軸承變形，齒輪過(guò)大磨損[1]。常規(guī)游梁式抽油機(jī)在電動(dòng)機(jī)、皮帶、齒輪箱三個(gè)驅(qū)動(dòng)環(huán)節(jié)，存在電動(dòng)機(jī)輕載時(shí)的效率及功率因數(shù)很低，平均效率和平均功率因數(shù)不高問(wèn)題；齒輪箱易產(chǎn)生滲油、漏油等環(huán)境污染問(wèn)題，以及皮帶容易打滑磨損，傳動(dòng)效率降低等諸多問(wèn)題[2]。以上問(wèn)題極大影響了抽油機(jī)節(jié)能降耗以及降低成本。永磁半直驅(qū)拖動(dòng)裝置能夠解決上述問(wèn)題，為進(jìn)一步驗(yàn)證其安全有效性，對(duì)該裝置進(jìn)行受力分析研究，保證生產(chǎn)安全。

對(duì)抽油機(jī)半直驅(qū)改造后減速器機(jī)構(gòu)進(jìn)行受力分析，建立了減速器（軸、齒輪）受力分析及強(qiáng)度校核模型，計(jì)算出減速器輸入軸以及齒輪的安全系數(shù)。對(duì)半直驅(qū)改造的支撐結(jié)構(gòu)進(jìn)行了靜力分析、模態(tài)分析，并根據(jù)計(jì)算結(jié)果進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化。應(yīng)用有限元計(jì)算法對(duì)減速器（軸、齒輪）進(jìn)行了受力分析及強(qiáng)度校核，計(jì)算出速器輸入軸、齒輪的安全系數(shù)。

1 減速器受力載荷分析

以CYJ10-3-37HB 為例，抽油機(jī)的曲柄連桿機(jī)構(gòu)，通過(guò)曲柄的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，變?yōu)槌橛蜋C(jī)懸點(diǎn)的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)。作用在懸點(diǎn)的載荷為交變載荷，經(jīng)曲柄連桿機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)化及曲柄平衡重平衡后，作用在抽油機(jī)減速器輸出軸上的也是交變載荷[3-4]。如圖1 所示，其中A、B、C三點(diǎn)分別表示輸入軸、輸出軸及減速器總成受力點(diǎn)；Pd表示帶傳動(dòng)作用在輸入軸上的合力；Pdv、Pdh表示Pd在豎直及水平方向上的分量；Pl表示連桿拉力作用在輸出軸上的合力；Plv、Plh表示Pl在豎直及水平方向上的分量；Gt表示減速器總成（包括減速器自身、曲柄及平衡重）的重力。

圖1 CYJ10-3-37HB抽油機(jī)減速器受力分析

根據(jù)抽油機(jī)運(yùn)行工況，顯然連桿拉力Pl在不斷發(fā)生變化，由于大帶輪直徑的影響，Pd實(shí)際上也在發(fā)生變化（皮帶緊、松邊拉力發(fā)生變化）。只有Gt是唯一不變量（減速器3.5 t、曲柄1.2 t、平衡重4 t，Gt為8.7 t）。為簡(jiǎn)化分析，假設(shè)懸點(diǎn)負(fù)載率為80%，則懸點(diǎn)最大載荷為8 t，抽油機(jī)前臂長(zhǎng)3 m，后臂2.3 m，設(shè)此時(shí)經(jīng)過(guò)杠桿轉(zhuǎn)化后的載荷完全作用在減速器上Pl=10.4 t（Plv=10.4×sin70°=9.77 t）。

通過(guò)上述力的分析，從定性角度分析，在豎直方向上連桿拉力及皮帶拉力的合力(Gt+Plv+Pdv)很小，即作用在基座上豎直方向上的載荷很小，基座承壓很小。

2 減速器基座改造后受力分析

在連桿拉力及皮帶拉力水平分量和豎直分量作用下，基座受到逆時(shí)針?lè)较虻囊粋€(gè)傾覆力矩，在皮帶拉力作用下，惡化了作用力對(duì)基座的傾覆力矩[5]。為簡(jiǎn)化分析，設(shè)連桿拉力傾覆力矩為5×104N·m，皮帶拉力傾覆力矩為1×104N·m。以CYJ 10-3-37HB抽油機(jī)為例，受力分析結(jié)果如圖2～圖4所示，基座為Q235B鋼焊接而成。

圖2 基座網(wǎng)格剖分圖

圖3 抽油機(jī)基座應(yīng)力分布云圖

圖4 抽油機(jī)基座變形分布云圖

基座所受到的最大應(yīng)力為26.27 MPa，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于Q235B 的屈服強(qiáng)度235 MPa，安全系數(shù)大于8.95。抽油機(jī)基座最大變形量為0.2 mm，變形量較小。因此常規(guī)抽油機(jī)在應(yīng)用永磁半直驅(qū)技術(shù)改造后，其基座受力狀況完全滿足工作要求。

3 減速器輸入軸強(qiáng)度分析

以CYJ10-3-37HB 抽油機(jī)減速器輸入軸為例，進(jìn)行強(qiáng)度分析。半直驅(qū)電動(dòng)機(jī)額定扭矩為3 000 N·m，自身質(zhì)量360 kg。減速器輸入軸材料為35CrMo，屈服強(qiáng)度為835 MPa。減速器輸入軸受力支撐圖[6]見(jiàn)圖5。

圖5 減速器輸入軸受力支撐圖

以A、B 兩點(diǎn)為減速器兩端軸承支撐。電動(dòng)機(jī)自身重力完全作用在輸入軸軸端（360 kg），Td為作用在輸入軸齒輪上的反作用力矩，其大小與相等，方向相反。下面分兩種情況對(duì)輸入軸進(jìn)行強(qiáng)度分析：一是電動(dòng)機(jī)額定扭矩3 000 N·m 進(jìn)行分析（彎扭組合分析）；二是校核輸入軸在電動(dòng)機(jī)自身重力作用下及所允許的最大驅(qū)動(dòng)力矩，進(jìn)一步校核輸入軸的安全可靠性。

在額定扭矩及電動(dòng)機(jī)自身重力作用下，輸入強(qiáng)度分析結(jié)果如圖6、圖7 所示。在半直驅(qū)電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)矩及自身重力作用下，輸入軸的最大應(yīng)力發(fā)生在錐軸的根部，最大應(yīng)力為89.07 MPa；最大變形0.04 mm，發(fā)生在錐軸的端部。因此在半直驅(qū)電動(dòng)機(jī)額定扭矩作用下，輸入軸的安全系數(shù)9.37，變形量極小，完全滿足生產(chǎn)要求。

圖6 輸入軸應(yīng)力分布云圖

極限載荷強(qiáng)度可按如下分析計(jì)算：即假設(shè)電動(dòng)機(jī)輸出扭矩極限大，直到減速器輸入軸破環(huán)為止。在仿真分析過(guò)程中，電動(dòng)機(jī)自身重力不變，當(dāng)輸入扭矩達(dá)到28 kN·m 時(shí)，輸入軸的強(qiáng)度將接近極限，處于破壞邊緣。計(jì)算分析結(jié)果如圖8、圖9所示。

圖7 輸入軸變形分布云圖

圖8 28 kN·m作用下輸入應(yīng)力分布云圖

圖9 28 kN·m作用下輸入軸變形分布云圖

分析結(jié)果表明：在28 kN·m 扭矩作用下，輸入軸端（與電動(dòng)機(jī)連接處）將接近材料破壞極限，破壞處發(fā)生在錐軸端部，最大變形量發(fā)生在錐軸的端部為0.369 mm。顯然，在電動(dòng)機(jī)自身重力及扭矩作用在輸入軸上，要破壞輸入軸，電動(dòng)機(jī)的功率必須提高近10 倍，方有可能破壞輸入軸，即在抽油機(jī)井機(jī)械系統(tǒng)強(qiáng)度正常情況下，當(dāng)發(fā)生卡泵或其它機(jī)械故障，首先憋停的是電動(dòng)機(jī)而不會(huì)破壞油井其它機(jī)械設(shè)備。

4 減速器改造后齒輪強(qiáng)度校核

CYJ10-3-37HB 抽油機(jī)減速器一級(jí)齒輪機(jī)構(gòu)基本參數(shù)[7-8]：法向模數(shù)mn=4 mm，中心距a1=350 mm，傳動(dòng)比i=7.5，工作齒寬B1=60 mm，小齒輪齒數(shù)Z1=20 ， 大 齒 輪 齒 數(shù)Z2=150 ， 螺 旋角β=13.729°。當(dāng)機(jī)械系統(tǒng)發(fā)生故障時(shí)，電動(dòng)機(jī)以轉(zhuǎn)矩3 000 N·m，轉(zhuǎn)速300 r/min（以電動(dòng)機(jī)傳動(dòng)最大功率進(jìn)行校核），對(duì)減速器一級(jí)齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行齒根彎曲強(qiáng)度校核。因?yàn)闇p速器齒輪采用人字齒，單側(cè)齒輪傳動(dòng)為1 500 N·m。對(duì)大小齒輪進(jìn)行計(jì)算，其中齒面接觸強(qiáng)度安全系數(shù)[9-10]可按下式計(jì)算：

式中：ZNT為接觸強(qiáng)度計(jì)算壽命系數(shù)；ZLVR為油膜影響系數(shù)；ZW為工作硬化系數(shù)；ZX為尺寸系數(shù)；σH為計(jì)算接觸應(yīng)力；σHLim為試驗(yàn)齒輪疲勞極限。

齒根強(qiáng)度安全系數(shù)可按下式計(jì)算：

式中：σFE為彎曲疲勞強(qiáng)度基本值；YNT為彎曲強(qiáng)度計(jì)算壽命系數(shù)；Yσrect為齒根圓角敏感系數(shù)；ZRrect為齒根表面狀況系數(shù)；YX為抗彎尺寸系數(shù)。

計(jì)算結(jié)果表明，一級(jí)齒輪機(jī)構(gòu)大小齒輪在最大轉(zhuǎn)速300 r/min、轉(zhuǎn)矩3 000 N·m作用下（遠(yuǎn)大于電動(dòng)機(jī)的額定功率），齒面接觸強(qiáng)度安全系數(shù)SH為1.31，齒根強(qiáng)度安全系數(shù)SF為1.59。二級(jí)齒輪機(jī)構(gòu)計(jì)算結(jié)果與此類似。因此，在減速器齒輪機(jī)構(gòu)中，即使電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為300 r/min、轉(zhuǎn)矩3 000 N·m，減速器齒輪機(jī)構(gòu)安全系數(shù)均大于1，所以采用永磁半直驅(qū)技術(shù)改造后，抽油機(jī)減速器的齒輪機(jī)構(gòu)安全可靠。

5 應(yīng)用情況與效益分析

抽油機(jī)永磁半直驅(qū)拖動(dòng)裝置適用于常規(guī)抽油機(jī)機(jī)型?，F(xiàn)場(chǎng)應(yīng)用22 口井，測(cè)試表明，改造后平均單井有功節(jié)電率14.13%，無(wú)功節(jié)電率13.68%，綜合節(jié)電率14.12%。年節(jié)電11.7×104kWh，節(jié)省電費(fèi)7.45萬(wàn)元，具體節(jié)能效果見(jiàn)表1。

表1 永磁半直驅(qū)技術(shù)改造前后平均節(jié)能效果對(duì)比

永磁半直驅(qū)取消了皮帶傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，提高了傳動(dòng)效率、減少了維修維護(hù)工作量，在節(jié)能降耗方面潛力比較大；在安全生產(chǎn)方面，取消皮帶傳動(dòng)機(jī)構(gòu)減少安全隱患，能有效提高系統(tǒng)壽命。

6 結(jié)論

研究表明，應(yīng)用永磁半直驅(qū)技術(shù)改造常規(guī)抽油機(jī)，在充分考慮半直驅(qū)電動(dòng)機(jī)額定扭矩和自身重力作用條件下，通過(guò)對(duì)抽油機(jī)減速器主要軸及齒輪部件進(jìn)行受力分析，計(jì)算得到減速器、輸入軸、齒輪的安全系數(shù)均在安全范圍內(nèi)，不會(huì)出現(xiàn)極端破壞情況，能夠滿足抽油機(jī)井改造后的現(xiàn)場(chǎng)生產(chǎn)需求。