抽油機電控剎車裝置的設計

董鵬敏，羅仕沖，孫 文，曾祥虎，郭鉛鉛，趙海空，王 鵬

(西安石油大學 機械工程學院，陜西 西安 710065)

0 引言

隨著科學技術的進步，石油機械正逐步邁向遠程網絡電腦自動控制階段，部分油田的抽油機也實現了電腦聯網、遠程數據采集、工作運行全程自動控制。現階段，我國油田中的抽油機大部分是采用機械式手剎車裝置，雖然具有簡單可靠等特點，但是不能與電腦自動控制系統進行配合。特別是在抽油機無人現場值守或運行的抽油機分布較廣等情況下，都會發生不能及時剎車斷電等問題，給安全運行帶來隱患。因此，研制開發一套抽油機電控剎車裝置迫在眉睫。該剎車裝置應在可以保證抽油機安全穩定剎車的前提下，適用于油田全程電腦自動化控制，實現遠程自動電控剎車，滿足數字化油田建設的需要。

1 電控剎車裝置的工作原理及結構特點

1.1 工作原理

電控剎車裝置的結構如圖1和圖2所示，它利用彈簧蓄能，制動時，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生摩擦阻力，實現抽油機快速制動停車；解除制動時，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，解除制動。

圖2 剎車裝置俯視圖

1.2 結構特點

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，對花鍵套精度及強度要求降低；以電磁力為驅動力，保證了設備使用安全可靠。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。固定前端外部設計采用耳式結構，使得安裝尺寸在一定范圍具有彈性，有效避免產生安裝干涉問題，增加了產品的市場適應性。

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 電控剎車裝置結構

2 主要設計參數

2.1 制動力矩計算

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

(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，是一個周期變量；β為游梁和連桿夾角，是一個周期變量；Mt為減速器輸出軸扭矩，N·m；Wt為懸點載荷，N。

可推出：

Mt=Tf·Wt.

(2)

根據減速器傳動比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)：

(3)

因為扭矩因數Tf是一個周期變量，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，若采用這種計算方法，會給后續的設計帶來諸多問題，因此本文采用一種更為簡單、保守的計算方法。

每一臺抽油機在投入使用前，都有由生產廠家配備的減速器。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)

根據油田現場測量數據，剎車裝置摩擦盤內、外直徑分別設計為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，2μ為兩片摩擦片的摩擦因數，本文設計μ=0.5。

2.2 彈簧的設計計算

剎車裝置主要利用彈簧進行蓄能，需要制動時，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計非常重要。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，所以在計算彈簧制動力時忽略滑動摩擦力。剎車裝置實現制動應滿足以下條件：

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數，n=6。

F1=Δx·k.

(11)

其中：Δx為彈簧形變量；k為彈簧彈性系數(定值)。

制動時，每根彈簧的彈力F2為：

F2=Δx0·k.

(12)

其中：Δx0為制動時彈簧形變量，本文設計Δx0=10 mm。

解除制動時，每根彈簧的彈力F3為：

F3=Δx1·k.

(13)

其中：Δx1為解除制動時彈簧形變量，本文設計Δx1=10.5 mm。

彈簧曲度系數為：

(14)

其中：C為彈簧旋繞比，本文設計C=5。經計算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

抽油機停車制動時，剎車裝置產生制動動作，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，花鍵套的力學性能和變形量對剎車裝置的整體穩定性有巨大影響。花鍵套材料為45鋼調質。將花鍵套3D建模后，利用NX Nastran進行有限元分析。在NX Nastran軟件中，對花鍵套3D模型進行網格劃分并施加載荷為514.29 N·m的扭矩，其仿真分析結果如圖4、圖5所示。

圖3 剎車裝置三維爆炸圖

圖4 花鍵套的NX應力云圖

分析圖4可得：最大應力為3.015 MPa，發生在平鍵槽處，遠遠小于花鍵套材料的屈服強度355 MPa，完全滿足強度要求。分析圖5可得：最大形變量為1.63×10-5mm，發生在矩形花鍵齒處，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進行有限元分析，施加相同載荷，其仿真分析結果如圖6、圖7所示。

圖6 花鍵套的ANSYS應力云圖

由圖6可得：最大應力為4.307 MPa，發生在平鍵槽處，遠遠小于花鍵套材料的屈服強度355 MPa，完全滿足強度要求。由圖7可得：最大形變量為0.000 3 mm，發生在矩形花鍵齒處，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果，可得出花鍵套的強度和剛度完全符合設計要求，還可以在主要尺寸不變的情況下，對花鍵套進行結構改進。

4 結語

通過研究制動器的結構和特點，設計了抽油機電控剎車裝置。經過對抽油機制動力矩的計算，設計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下進行了靜力學仿真分析，驗證花鍵套應力和形變很小，確定了剎車裝置設計的合理性。