游梁式抽油機曲柄銷接觸壓力分析

朱兆見

（勝利油田高原石油裝備有限責任公司，山東 東營257000）

0 引言

游梁式抽油機結構簡單、制造容易、維修方便、工作可靠，是我國目前應用最廣泛的抽油機。曲柄銷作為游梁式抽油機的關鍵零件，一旦損壞斷脫，會嚴重影響油田生產，甚至發生重大設備事故。因此曲柄銷的設計應對曲柄銷的工況及應力分布情況有詳細的了解。筆者通過SolidWorks軟件建立了曲柄銷的力學模型，以640-365-192型抽油機為例對曲柄銷進行分析，計算曲柄應力分布情況，再運用SolidWorks軟件中的Simulation模塊對曲柄銷總成進行分析，求解曲柄銷上的應力分布情況，驗證理論計算的有效性。同時，對按“松壓”理論計算預緊力的方法提出了質疑，指出了該計算方法存在的問題。

1 曲柄銷螺母預緊力計算

曲柄銷總成的結構如圖1所示，主要由曲柄銷、錐套、曲柄銷螺母及曲柄體等零件組成。根據文獻[1]所述，要保證曲柄銷連接的可靠性，防止曲柄銷的松動或轉動，必須保證曲柄銷與錐套結合面的最小壓力大于零，最大壓力不超過許用壓力。以640-365-192型抽油機為例，作用在單根曲柄銷上的最大連桿力R=192.5 kN。

圖1 曲柄銷總成結構簡圖

在擰緊螺母后，若曲柄銷內產生軸向拉力S0,則當尚未有外載荷作用時，在錐套與曲柄孔的接觸面上將產生均勻的壓力：

式中：LP為連桿力作用線到錐套大端距離，即懸臂長度，mm；L0為錐套與曲柄孔的配合長度，mm；d0為錐套外徑，mm。

對于640-365-192型抽油機，LP=115.75 mm，L0=160 mm，d0=140 mm。則Δqmax=45.65 MPa。

為保證接合面間不致產生松動，最小壓力應大于零，即qmin=q0－Δqmax＞0。

為避免結合面過早損壞，最大壓力應不超過許用壓力。對于鑄鐵曲柄及錐套，許用壓力[q]=140 MPa，則qmax=q0+Δqmax≤[q]。

取q0=50 MPa。曲柄銷預緊力為

式中：α為曲柄銷錐度角，α=1.7899°；μ為接觸面摩擦因數，取μ=0.15。

2 有限元分析

2.1 建模及網格劃分

曲柄銷、錐套和曲柄體間的受力屬于非線性接觸問題，在分析時應建立合理的模型和設定必要的接觸參數。在SolidWorks中建立曲柄銷總成裝配體模型，考慮到本文只關注曲柄銷及錐套的應力分布情況，對曲柄體簡化處理，保留錐套孔等必要結構，建模后對不同零件按實際賦予各自的材料屬性。最終生成的曲柄銷模型及網格圖如圖2所示。劃分網格后整個模型共38 334個節點，23 534個單元。

2.2 載荷及約束條件

如上文所述，抽油機單側連桿最大拉力為192.5 kN，曲柄銷螺紋上的預緊力為637.743 kN。設置曲柄體四面為固定約束，曲柄銷螺母側施加位移約束，軸向位移為0，如圖3所示。

曲柄銷與錐套、錐套與曲柄體添加無穿透接觸，同時設置曲柄銷和錐套、錐套和曲柄體的摩擦因數分別為0.15和0.25。

2.3 解算及結果分析

計算結果如圖4和圖5所示，分別為曲柄銷應力分布云圖和曲柄銷與錐套接觸壓力云圖。從圖中可以看到，曲柄銷的最大應力出現在錐面小端根部，最大應力為270.22 MPa，此處為螺紋退刀槽處，存在應力集中現象，且螺紋預緊力較大導致的。曲柄銷材質為42CrMo，σs=930 MPa，曲柄銷的靜強度滿足要求。

圖2 曲柄銷模型及網格圖

圖3 曲柄銷載荷及約束

圖4 曲柄銷應力云圖

圖5 曲柄銷與錐套接觸壓力云圖

曲柄銷和錐套接觸面上的接觸壓力最大值為129.9 MPa，發生在曲柄銷小端與錐套的接觸位置且背離連桿力的方向。接觸面上的接觸壓力平行于連桿力方向對稱分布，左右兩側應力相等，在曲柄銷半徑方向按余弦規律分布。在垂直于連桿力方向且過曲柄銷中軸所得接觸壓力為49～57 MPa，接觸面最小壓力約為7 MPa，與理論計算取值接觸壓力q0=50 MPa，附加應力Δqmax=45.65 MPa基本吻合，理論計算與有限元分析結果相印證。

筆者注意到，在曲柄銷預緊力的計算中，有文獻引用曲柄銷失效是因為曲柄銷錐面與錐套接觸面發生“松壓現象”[2]，以此計算結果作為曲柄銷預緊力。以640-365-192型抽油機為例，筆者按此方法計算所得預緊力為183 kN，僅為前述計算預緊力的28.7%。有限元分析曲柄銷與錐套接觸力分布有65%左右的接觸面積接觸壓力為0，如圖6所示。說明此時大部分接觸面已經起不到約束作用，結合面間產生了松動。在交變載荷、配合壓力及末端的預緊力作用下，曲柄銷在錐套中會有一定的滑移，使曲柄銷與錐套接觸面之間產生微動磨損[3]。曲柄銷與錐套磨損加劇，產生異響。曲柄銷的材質為合金鋼，這類材料發生微動磨損時，其疲勞極限要比未發生微動磨損時相對疲勞極限低13%～18%[4]，因此在相對比較低的交變應力下曲柄銷就會產生微小裂紋。這些微小裂紋在長期載荷作用下，會逐漸擴展成一條主裂紋，最終導致曲柄銷的斷裂。

3 結論

從上述計算結果可以看出，通過文獻[1]方法計算的曲柄銷預緊力計算結果是完全合理的。我公司按該結果進行曲柄銷總成裝配，現場使用效果良好，沒有出現異常的曲柄銷和錐套的損壞情況。理論計算與實際應用都能證明該方法計算的預緊力矩能夠保證游梁機運轉過程中曲柄銷的可靠性，避免曲柄銷異響甚至磨損、破壞。

按“松壓現象”理論計算的曲柄銷預緊力遠小于按文獻[1]方法計算的曲柄銷預緊力，在實際運用過程中確實存在曲柄銷失效問題，增加了曲柄銷與錐套的損耗，需要及時調整預緊力大小，提高可靠性。

曲柄銷的預緊力相當大，在螺紋退刀槽處產生的應力較高，因此，需要注意螺紋退刀槽處及曲柄銷小錐面的倒角設計，適當增大倒角，減小應力集中系數。

需要注意的是，上述計算是建立在曲柄銷與錐套完全接觸的前提下的，因此必須加強曲柄銷與錐套錐度的加工精度，并做好接觸面的檢驗。

圖6 “松壓理論”計算的接觸壓力云圖