CYJS10-5-37HB型雙驢頭抽油機支架結構優化

于興峰， 付海龍， 馮志鵬， 張潔娜

( 1. 玉門煉油化工總廠 機動部，甘肅 玉門 735200; 2. 東北石油大學 機械科學與工程學院，黑龍江 大慶 163318； 3. 大慶油田有限責任公司 第二采油廠，黑龍江 大慶 163414 )

0 引言

雙驢頭抽油機與常規游梁式抽油機不同之處在于游梁體前后安裝2個驢頭，驢頭弧面圓心與游梁擺動中心重合，且后驢頭懸掛平衡塊，使懸點的部分載荷及驢頭的質量由結構件游梁和軸承承受，減小減速器、曲柄、連桿、橫梁等傳動部件所受載荷，使得該類機型可靠性強、平衡效果好和操作方便等而被廣泛使用[1-8].這種結構幾乎將全部載荷通過游梁體作用在支架上，而且在抽油機工作時支架還得承受懸點載荷和連桿拉力等循環載荷作用，因此對支架在強度和剛度設計上有較高的要求[9].針對抽油機支架承載問題，劉小鵬[10]利用短斜撐結構設計；郭登明等[11]通過反復試算的方式確定橫梁和斜撐結構，在保證支架強度的同時節省鋼材用量等.這些研究主要以傳統的試算方法為基礎進行結構優化，考慮的影響參數有限，且只能針對個別機型進行.

筆者對CYJS10-5-37HB型抽油機支架結構進行有限元分析，改變傳統上只對局部尺寸進行修改或多次試算的優化方法，利用ANSYS有限元軟件的優化模塊，通過定義目標函數和優化變量，實現支架結構的程序優化設計，為類似剛架結構承載力計算和結構優化提供設計思路與優化依據.

1 機架損壞形式

統計大慶油田某采油廠雙驢頭抽油機應用情況，其中支架彎曲和底座損壞屬于典型的機架損壞形式.支架彎曲主要是支架后腿彎曲，加工裝配誤差、焊接殘余應力、壓桿失穩是造成支架彎曲的主要原因.底座損壞包括底座疲勞開裂和底座變形，主要原因是基礎不良或焊接殘余應力的影響.同時，在較長的服役期內，部分抽油機支架前腿與底座連接處、后腿與減速器筒體連接處，以及游梁支架下部斜拉筋等多次發生開焊和斷裂現象.這與使用工況、方案設計、技術設計和制造及安裝工藝等因素有關.若暫不考慮使用、制造和安裝工藝因素影響，只從設計角度考慮故障原因，需要對雙驢頭抽油機支架進行強度、剛度計算，找到抽油機零部件設計中的薄弱環節，利用優化設計方法提高支架和抽油機整機的可靠性.

圖1 CYJS10-5-37HB抽油機支架結構(單位：mm)

2 有限元模型

CYJS10-5-37HB型雙驢頭抽油機采用角鋼型鋼截面梁焊接成塔式結構，采用四腿支承形式安放，為抽油機游梁總成、驢頭總成等主體結構提供支承.支架立腿截面為等邊角鋼(125 mm×10 mm)，主體橫拉筋為等邊角鋼(100 mm×10 mm)，主體材料為Q235B，結構見圖1.

利用ANSYS有限元軟件前處理模塊，建立抽油機支架的幾何模型.采用角鋼截面形式、beam189單元類型進行單元網格劃分，共獲得1 335個節點、457個單元，網格劃分后的有限元離散模型見圖2.

在施加載荷時，計算支架所受作用力，考慮包括橫梁、驢頭、游梁等在內的質量及連桿拉力、游梁擺動時附加慣性力的影響.

若定義支架等效作用力的垂直分量為Ry，則有：

Ry=W+Q+Ply+Pdy,

(1)

式中：W為懸點瞬時載荷；Q為游梁(含橫梁、驢頭)總質量；Ply為連桿拉力垂直分量；Pdy為慣性力垂直分量.

圖2 抽油機支架ANSYS有限元模型

水平分量Rx為

Rx=Plx+Pdx,

(2)

式中：Plx，Pdx分別為連桿和慣性力的水平分量.

3 靜強度計算

根據CYJS10-5-37HB型抽油機支架的安裝情況，將支架下端4個支點固定，在支架頂部4個端點施加等效載荷，進入Solution模塊，考慮支架模型定義材料屬性及其相關參數，取彈性模量為2.06×1011Pa，泊松比為0.28，材料密度為7 800 kg/m3，進行靜強度計算.

其中支架最大節點應力為12.5 MPa，位于2個后支腿第一小節焊接節點位置(見圖3)；最大位移為0.44 mm，位于支架頂部框架上(見圖4).y向(豎向)位移變形較大，說明支架在承載過程中以受壓為主，表明在抽油機驢頭上下往復過程中，支架也受循環載荷作用，最大應力集中在支架后腿下部.

圖3 抽油機支架靜力計算應力云圖

圖4 抽油機支架靜力計算位移云圖

4 結構優化設計

在滿足工作條件下，耗用鋼材盡可能少的支架結構具有現實的意義[12].傳統的優化方法只是進行局部尺寸改變和采用試算方法進行，或者在優化過程中只考慮某一種變量的影響.利用ANSYS有限元軟件的優化模塊，對CYJS10-5-37HB型雙驢頭抽油機支架結構進行優化，充分考慮結構應力、變形、體積(質量)、截面形狀和尺寸等變量影響[13-14]，較之傳統優化設計方法更加科學、高效.

4.1 參數設定

在ANSYS有限元軟件優化設計中需要定義優化目標變量即優化目標函數、設計變量和狀態變量[15].支架優化目標函數確定在滿足強度條件下，選取整個支架體積最小(Volume變量).在剛架結構設計中，需要選擇合適的桿件截面，以保證在整個結構消耗鋼材最少的情況下滿足應力和撓度的限制，以支架桿件截面(Area變量)為設計變量.狀態變量選取節點豎向位移(dymax)和各個截面梁應力(Smaxe).由于支架在豎向剛度有嚴格要求，且材料選擇使用Q235B鋼，所以選取頂部節點豎向位移不超過10.0 mm，各個梁截面應力不超過235.0 MPa為約束條件.

4.2 優化計算

在ANSYS有限元軟件優化模塊中采用GUI方式進行參數初始化設定，指定狀態變量和優化目標函數等，進入優化處理器，執行優化計算程序.

4.3 結果分析

優化計算結果顯示，4個立腿截面保持不變，斜拉筋截面(角鋼)面積為0.001 2 m3，支架整體桿件體積為0.137 5 m3，較之優化前的面積和體積變小.

利用優化計算結果，更改支架桿件截面尺寸，并對其進行相同載荷條件下的有限元計算，支架最大應力為11.7 MPa，最大位移為0.455 mm，滿足約束條件，且達到體積最小優化目標.

支架優化計算前后截面面積及支架應力等見表1.在保證滿足約束條件的前提下，優化計算后的結果不僅實現體積的減小，同時支架最大節點應力從原來的12.5 MPa減小到11.7 MPa，在此過程中支架最大位移變化微小.

表1 支架優化計算前后截面面積及支架應力結果

5 結論

(1)利用ANSYS有限元軟件，建立CYJS10-5-37HB抽油機支架有限元模型，通過模擬抽油機工作時支架最大載荷，完成支架的靜強度計算，表明該雙驢頭抽油機支架最大應力出現在后立腿的下部，最大應力為12.5 MPa.支架在循環載荷作用下整體受壓，且頂部變形較大.

(2)以支架桿系總體積最小為目標函數，以節點最大位移和桿系軸向最大應力為約束條件，進行結構優化設計，克服傳統試算優化方法的不足，提高優化效率.該方法可以推廣至其他類型抽油機支架結構的多變量優化設計.

(3)在保證支架有效承載能力的前提下，優化結果使抽油機支架總體積減小0.012 9 m3，支架整體最大應力減小0.8 MPa，即在實現優化目標的同時保證支架的有效承載力.