董鵬敏，羅仕沖，孫 文，曾祥虎，郭鉛鉛，趙?？?，王 鵬

(西安石油大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，陜西 西安 710065)

0 引言

隨著科學(xué)技術(shù)的進(jìn)步，石油機(jī)械正逐步邁向遠(yuǎn)程網(wǎng)絡(luò)電腦自動控制階段，部分油田的抽油機(jī)也實(shí)現(xiàn)了電腦聯(lián)網(wǎng)、遠(yuǎn)程數(shù)據(jù)采集、工作運(yùn)行全程自動控制?，F(xiàn)階段，我國油田中的抽油機(jī)大部分是采用機(jī)械式手剎車裝置，雖然具有簡單可靠等特點(diǎn)，但是不能與電腦自動控制系統(tǒng)進(jìn)行配合。特別是在抽油機(jī)無人現(xiàn)場值守或運(yùn)行的抽油機(jī)分布較廣等情況下，都會發(fā)生不能及時(shí)剎車斷電等問題，給安全運(yùn)行帶來隱患。因此，研制開發(fā)一套抽油機(jī)電控剎車裝置迫在眉睫。該剎車裝置應(yīng)在可以保證抽油機(jī)安全穩(wěn)定剎車的前提下，適用于油田全程電腦自動化控制，實(shí)現(xiàn)遠(yuǎn)程自動電控剎車，滿足數(shù)字化油田建設(shè)的需要。

1 電控剎車裝置的工作原理及結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

1.1 工作原理

電控剎車裝置的結(jié)構(gòu)如圖1和圖2所示，它利用彈簧蓄能，制動時(shí)，電磁制動器失電，彈簧瞬間張開，銜鐵在彈簧的作用下擠壓摩擦盤，進(jìn)而摩擦盤擠壓固定前端蓋，三者之間的兩片摩擦片在擠壓力作用下產(chǎn)生摩擦阻力，實(shí)現(xiàn)抽油機(jī)快速制動停車；解除制動時(shí)，電磁制動器得電，在電磁吸力的作用下，銜鐵克服彈簧阻力，壓緊彈簧使得銜鐵與摩擦盤之間的摩擦阻力消失，進(jìn)而使得摩擦盤與固定前端蓋之間的摩擦阻力也消失，三者處于相對自由狀態(tài)，解除制動。

圖2 剎車裝置俯視圖

1.2 結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

剎車裝置采用摩擦制動原理，整體采用雙摩擦片電磁制動器，增大了制動力，對花鍵套精度及強(qiáng)度要求降低；以電磁力為驅(qū)動力，保證了設(shè)備使用安全可靠。摩擦盤采用鋁合金材料，有效地避免了剩磁問題，極大增加了剎車裝置的安全可靠性。固定前端外部設(shè)計(jì)采用耳式結(jié)構(gòu)，使得安裝尺寸在一定范圍具有彈性，有效避免產(chǎn)生安裝干涉問題，增加了產(chǎn)品的市場適應(yīng)性。

1-固定前端蓋;2-摩擦片;3-摩擦盤;4-銜鐵;5-電磁鐵;6-彈簧圖1 電控剎車裝置結(jié)構(gòu)

2 主要設(shè)計(jì)參數(shù)

2.1 制動力矩計(jì)算

剎車裝置的停車功能主要取決于制動力矩的大小。抽油機(jī)由于型號不同，制動扭矩的計(jì)算方法也不相同。以常規(guī)(異相)抽油機(jī)為例，扭矩因數(shù)Tf的計(jì)算公式如下：

(1)

其中：A為游梁前臂長度，m；C為游梁后臂長度，m；R為曲柄半徑，m；α為曲柄和連桿夾角，是一個(gè)周期變量；β為游梁和連桿夾角，是一個(gè)周期變量；Mt為減速器輸出軸扭矩，N·m；Wt為懸點(diǎn)載荷，N。

可推出：

Mt=Tf·Wt.

(2)

根據(jù)減速器傳動比i可得減速器輸入軸扭矩M為(不考慮減速器傳動效率和安全系數(shù))：

(3)

因?yàn)榕ぞ匾驍?shù)Tf是一個(gè)周期變量，所以減速器輸出軸扭矩Mt也是周期變量，即減速器輸入軸扭矩M也為周期變量。顯然，若采用這種計(jì)算方法，會給后續(xù)的設(shè)計(jì)帶來諸多問題，因此本文采用一種更為簡單、保守的計(jì)算方法。

每一臺抽油機(jī)在投入使用前，都有由生產(chǎn)廠家配備的減速器。以減速器額定輸出扭矩Me為最大輸出扭矩，則可得減速器輸入軸最大扭矩Mmax：

(4)

以CYJ6-2.5-18HY(SW)抽油機(jī)為例，減速器額定輸出扭矩Me=18 000 N·m，傳動比i=42，則減速器輸入軸最大扭矩Mmax=428.57 N·m。取安全系數(shù)S=1.2,那么6型剎車裝置的額定制動扭矩M6為：

M6=S·Mmax=514.29 N·m.

(5)

根據(jù)油田現(xiàn)場測量數(shù)據(jù)，剎車裝置摩擦盤內(nèi)、外直徑分別設(shè)計(jì)為D1=255 mm、D2=305 mm，所以等效直徑D為：

(6)

額定制動力為：

(7)

額定制動正壓力為：

(8)

其中：μ為靜摩擦因數(shù)，2μ為兩片摩擦片的摩擦因數(shù)，本文設(shè)計(jì)μ=0.5。

2.2 彈簧的設(shè)計(jì)計(jì)算

剎車裝置主要利用彈簧進(jìn)行蓄能，需要制動時(shí)，彈簧會瞬間張開致使銜鐵壓緊摩擦盤完成制動，因此對于彈簧的選型設(shè)計(jì)非常重要。此剎車裝置選用圓柱螺旋壓縮彈簧，彈簧材料為65Mn油淬火-退火彈簧鋼絲，許用切應(yīng)力τp=570 MPa。由于剎車裝置工作過程中制動行程很小，且工作面做特殊處理，所以在計(jì)算彈簧制動力時(shí)忽略滑動摩擦力。剎車裝置實(shí)現(xiàn)制動應(yīng)滿足以下條件：

Ft≥P.

(9)

其中：Ft為彈簧組的彈力，其值由下式計(jì)算：

Ft=nF1.

(10)

其中：F1為每根彈簧的彈力；n為彈簧組中彈簧的個(gè)數(shù)，n=6。

F1=Δx·k.

(11)

其中：Δx為彈簧形變量；k為彈簧彈性系數(shù)(定值)。

制動時(shí)，每根彈簧的彈力F2為：

F2=Δx0·k.

(12)

其中：Δx0為制動時(shí)彈簧形變量，本文設(shè)計(jì)Δx0=10 mm。

解除制動時(shí)，每根彈簧的彈力F3為：

F3=Δx1·k.

(13)

其中：Δx1為解除制動時(shí)彈簧形變量，本文設(shè)計(jì)Δx1=10.5 mm。

彈簧曲度系數(shù)為：

(14)

其中：C為彈簧旋繞比，本文設(shè)計(jì)C=5。經(jīng)計(jì)算K=1.31。

彈簧材料直徑為：

(15)

圓整d0=5.00 mm，由此可得彈簧中徑D0=Cd0=25 mm。

3 花鍵套有限元分析

抽油機(jī)停車制動時(shí)，剎車裝置產(chǎn)生制動動作，彈簧彈力通過銜鐵傳遞給摩擦盤和固定前端，三者相互壓緊，最終摩擦盤與固定在減速器輸入軸上的花鍵套產(chǎn)生阻力，完成制動。圖3為剎車裝置的三維爆炸圖，在制動過程中，花鍵套傳遞制動力矩，且摩擦盤與花鍵套為花鍵配合。因此，花鍵套的力學(xué)性能和變形量對剎車裝置的整體穩(wěn)定性有巨大影響?；ㄦI套材料為45鋼調(diào)質(zhì)。將花鍵套3D建模后，利用NX Nastran進(jìn)行有限元分析。在NX Nastran軟件中，對花鍵套3D模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分并施加載荷為514.29 N·m的扭矩，其仿真分析結(jié)果如圖4、圖5所示。

圖3 剎車裝置三維爆炸圖

圖4 花鍵套的NX應(yīng)力云圖

分析圖4可得：最大應(yīng)力為3.015 MPa，發(fā)生在平鍵槽處，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于花鍵套材料的屈服強(qiáng)度355 MPa，完全滿足強(qiáng)度要求。分析圖5可得：最大形變量為1.63×10-5mm，發(fā)生在矩形花鍵齒處，形變量非常小，符合要求。

圖5 花鍵套的NX合位移云圖

將花鍵套3D建模后，利用ANSYS進(jìn)行有限元分析，施加相同載荷，其仿真分析結(jié)果如圖6、圖7所示。

圖6 花鍵套的ANSYS應(yīng)力云圖

由圖6可得：最大應(yīng)力為4.307 MPa，發(fā)生在平鍵槽處，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于花鍵套材料的屈服強(qiáng)度355 MPa，完全滿足強(qiáng)度要求。由圖7可得：最大形變量為0.000 3 mm，發(fā)生在矩形花鍵齒處，形變量非常小，符合要求。

因此，通過不同軟件的有限元分析結(jié)果，可得出花鍵套的強(qiáng)度和剛度完全符合設(shè)計(jì)要求，還可以在主要尺寸不變的情況下，對花鍵套進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)。

4 結(jié)語

通過研究制動器的結(jié)構(gòu)和特點(diǎn)，設(shè)計(jì)了抽油機(jī)電控剎車裝置。經(jīng)過對抽油機(jī)制動力矩的計(jì)算，設(shè)計(jì)選擇了滿足要求的彈簧型號。通過NX Nastran和ANSYS有限元分析軟件，對剎車裝置的花鍵套在工作狀態(tài)下進(jìn)行了靜力學(xué)仿真分析，驗(yàn)證花鍵套應(yīng)力和形變很小，確定了剎車裝置設(shè)計(jì)的合理性。