基于ANSYS的抽油機游梁支承結(jié)構(gòu)分析與改進

謝 俊 郭登明 賀聰聰

（長江大學(xué)機械工程學(xué)院，湖北 荊州 434023）

0 引言

游梁式抽油機作為油田現(xiàn)場使用最廣泛的石油開采設(shè)備，對其結(jié)構(gòu)的優(yōu)化改進能提高抽油機工作過程的安全性、可靠性及零部件的使用壽命。軸承座不僅為游梁提供支撐，還要承受游梁傳遞來的各種載荷。一種可靠的游梁軸承座對減輕運動過程中懸點的偏心振動，保證機械設(shè)備正常工作具有重要意義。

本研究采用有限元分析法對抽油機軸承座的結(jié)構(gòu)強度進行分析，通過改進設(shè)計來提高軸承座的局部強度，從而提高軸承座的使用壽命［1-3］。筆者以抽油機計算軟件得到的力學(xué)分析計算結(jié)果為基礎(chǔ)，通過三維軟件Pro/E 5.0來建立軸承座的三維模型，并將分析模型進行簡化，導(dǎo)入到ANSYS 軟件中進行有限元分析，從而模擬出軸承座的應(yīng)力、位移變化分布情況。此外，對模型進行局部結(jié)構(gòu)改進，并對改進前后的計算結(jié)果進行比較與分析，從而驗證局部改進設(shè)計的有效性與合理性，為抽油機設(shè)計人員對軸承座結(jié)構(gòu)的設(shè)計與改進提供參考。

1 抽油機的結(jié)構(gòu)分析

1.1 抽油機的結(jié)構(gòu)組成

常規(guī)的游梁式抽油機包括底座、減速器、曲柄、連桿、吊繩、懸繩器、驢頭、橫梁、游梁、平衡臂、支架、電動機、剎車機構(gòu)等。

1.2 抽油機運動簡圖

本研究對CYJW10-3.6-26HP 型抽油機進行運動分析，可將其簡化為四桿機構(gòu)來進行分析與計算［4-5］，其運動簡圖如圖1所示。其中，R為曲柄半徑（mm），P為連桿長度（mm），C為游梁后臂長度（mm），A為游梁前臂長度（mm），I為減速器輸出軸中心到支架軸承中心的水平距離（mm），W為懸點載荷（t），WQ為平衡重（t），O、O1分別為減速器輸出軸的中心與支架軸承的中心，其余變量均為輔助計算變量。

圖1 CYJW10-3.6-26HP型抽油機運動簡圖

1.3 抽油機四桿結(jié)構(gòu)尺寸

簡化后的抽油機四桿結(jié)構(gòu)尺寸詳見表1。

表1 CYJW10-3.6-26HP型抽油機四桿機構(gòu)尺寸單位：mm

1.4 有限元分析計算數(shù)據(jù)基礎(chǔ)

利用機械原理對CYJW10-3.6-26HP 型抽油機的四桿機構(gòu)進行分析，包括幾何計算分析、運動計算分析、工藝分析、受力計算分析，再利用抽油機的設(shè)計計算方法［5-6］，通過計算軟件得到受力計算的結(jié)果，從而得到抽油機四連桿機構(gòu)的受力情況，并確定不同工況下機構(gòu)承受的最大載荷，將其作為有限元分析的基本計算數(shù)據(jù)［7］。

2 抽油機游梁支承結(jié)構(gòu)力學(xué)分析

軸承座的受力模型采用軸承載荷模型，作用面的載荷不是均勻分布的，其受力形式如圖2所示。

圖2 呈余弦分布的圓柱內(nèi)表面應(yīng)力

基于軸承載荷，在此作出以下假設(shè)。

①受力后的圓柱，其徑向面仍然為圓形面，半徑大小不變，最大受力點O 處的變形量為d（mm）。因此，任一圓心角α（°）處的表面徑向變形見式（1）。

②圓柱表面各點受力處的縫補壓力的方向垂直于所在點的表面，且與該點處的徑向變形成正比。因此，設(shè)材料的應(yīng)變系數(shù)為K，則O點處的分布壓力P的計算公式見式（2）。

將公式（2）變形為余弦分布的形式，應(yīng)力也呈余弦分布，見式（3）。

沿載荷分布進行積分，載荷分布弧面所對應(yīng)的圓心角為180°，見式（4）。

計算得出，載荷分布的計算公式見式（5）。

式中：L為接觸面的寬度，mm；F為弧面受力大小，N；R為內(nèi)徑，mm；Pmax為最大壓力，MPa。

3 軸承座有限元分析

3.1 軸承座三維模型

根據(jù)有限元建模的兩個基本原則，即保證精度和控制模型規(guī)模。在三維軟件Pro/E 5.0 中建立軸承座的簡化模型，忽略軸承端蓋和溢流螺塞的一系列螺紋孔，并對現(xiàn)有的軸承座結(jié)構(gòu)進行局部改進優(yōu)化，增強結(jié)構(gòu)的強度、剛度及穩(wěn)定性，從而提高結(jié)構(gòu)的使用壽命［8］。改進前與改進后的三維簡化模型如圖3、圖4所示。

圖3 現(xiàn)有的三維簡化模型

圖4 改進后的三維簡化模型

3.2 有限元分析

本研究使用ANSYS Workbench 軟件對軸承座進行有限元分析，零件材料為ZG270—500。通過查閱機械設(shè)計手冊可知，屈服強度為270 MPa，彈性模量為200 GPa，泊松比取0.3，網(wǎng)格采用體網(wǎng)格的劃分方式，網(wǎng)格尺寸設(shè)置為10 mm。

3.2.1 施加載荷。由于該抽油機的游梁軸承座是座動式的，軸承座與游梁一起進行擺動，抽油機沖次為4～5 次/min，且承載受力部分在軸承座頂部59.661 7°范圍內(nèi)。根據(jù)Excel 軟件計算數(shù)據(jù)來選取軸承座受力最大的位置，當抽油機曲柄轉(zhuǎn)角為300°時，軸承座的受力最大，合力為F=208 862.2 N，F(xiàn)X=-13 611.8 N、FY=208 418.2 N。此位置合力F的方向與軸承頂部成3.7°角。該抽油機選用兩個NJ2326 圓柱滾子軸承，其接觸面寬L為93 mm，所以軸承載荷按正弦分布在以F所在直線為中心面的180°范圍內(nèi)，寬度為93 mm 的圓弧面上。代入前面數(shù)據(jù)，見式（6）。

3.2.2 施加約束。由于軸承座始終承受壓力，對底面施加Z方向的位移約束。由于軸承座通過四個螺栓連接在游梁上，對四個螺栓孔施加X、Y方向的位移約束。最后，通過有限元分析進行求解，得到的結(jié)果見圖5、圖6。

圖5 現(xiàn)有結(jié)構(gòu)總變形云圖

圖6 現(xiàn)有結(jié)構(gòu)等效應(yīng)力云圖

由圖5 與圖6 可以看出，現(xiàn)有的軸承座受到的最大等效應(yīng)力為54.754 MPa，最大的總變形為0.065 635 mm。

3.3 局部結(jié)構(gòu)的改進設(shè)計與比較

從前面的分析結(jié)果可以看出，軸承座在工作過程中，最大的應(yīng)力和位移都發(fā)生在加強筋的周圍，考慮到加強筋對整體結(jié)構(gòu)的影響，可對加強筋部位進行局部結(jié)構(gòu)改進。抽油機在工作過程中，軸承座內(nèi)孔主要與兩個圓柱滾子軸承面接觸。所以，改進方案為有兩種，一是調(diào)整加強筋的寬度，使其與軸承寬度一致，二是使加強筋前后表面的位置與軸承安裝后的前后表面位置一致。在其他分析條件均不變的前提下，以此來驗證局部改進結(jié)構(gòu)的合理性與有效性，求解的結(jié)果如圖7、圖8 所示。改進后的軸承座的最大總變形量下降為0.048 966 mm，最大等效應(yīng)力下降為38.686 MPa。對兩組結(jié)果進行比較可知，最大總變形量降低了25.4%,最大等效應(yīng)力下降了29.3%。從應(yīng)力云圖可以看出，結(jié)構(gòu)局部改進后的軸承座加強筋周圍的應(yīng)力集中現(xiàn)象也有了一定的緩解，增強軸承座的強度和剛度，提高結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定性，從而驗證局部結(jié)構(gòu)改進的合理性。

圖7 改進后的總變形云圖

圖8 改進后的等效應(yīng)力云圖

4 結(jié)語

游梁軸承座是游梁式抽油機最重要的一個承載零件，因此對其進行強度分析是非常有必要的。在對軸承座的結(jié)構(gòu)進行分析與改進過程中，使用ANSYSWorkbench 2020 軟件進行仿真與分析。在對現(xiàn)有軸承座分析的基礎(chǔ)上，提出改進方案，并對其進行有限元分析比較，結(jié)果表明，本研究的改進方案提高了軸承座結(jié)構(gòu)的強度、剛度以及穩(wěn)定性，驗證了模型結(jié)構(gòu)改進設(shè)計的有效性與合理性。