抽油機永磁半直驅(qū)技術(shù)改造研究

金火慶（大慶油田有限責(zé)任公司第六采油廠）

隨著油田開發(fā)進入中后期，機采井能耗越來越高，開發(fā)成本越來越高，目前游梁式抽油機仍是主要采出設(shè)備。其中減速箱由感應(yīng)電動機經(jīng)過皮帶連接。牽引式的驅(qū)動對變速箱產(chǎn)生單方向受力，引起變速箱軸承變形，齒輪過大磨損[1]。常規(guī)游梁式抽油機在電動機、皮帶、齒輪箱三個驅(qū)動環(huán)節(jié)，存在電動機輕載時的效率及功率因數(shù)很低，平均效率和平均功率因數(shù)不高問題；齒輪箱易產(chǎn)生滲油、漏油等環(huán)境污染問題，以及皮帶容易打滑磨損，傳動效率降低等諸多問題[2]。以上問題極大影響了抽油機節(jié)能降耗以及降低成本。永磁半直驅(qū)拖動裝置能夠解決上述問題，為進一步驗證其安全有效性，對該裝置進行受力分析研究，保證生產(chǎn)安全。

對抽油機半直驅(qū)改造后減速器機構(gòu)進行受力分析，建立了減速器（軸、齒輪）受力分析及強度校核模型，計算出減速器輸入軸以及齒輪的安全系數(shù)。對半直驅(qū)改造的支撐結(jié)構(gòu)進行了靜力分析、模態(tài)分析，并根據(jù)計算結(jié)果進行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化。應(yīng)用有限元計算法對減速器（軸、齒輪）進行了受力分析及強度校核，計算出速器輸入軸、齒輪的安全系數(shù)。

1 減速器受力載荷分析

以CYJ10-3-37HB 為例，抽油機的曲柄連桿機構(gòu)，通過曲柄的回轉(zhuǎn)運動，變?yōu)槌橛蜋C懸點的往復(fù)直線運動。作用在懸點的載荷為交變載荷，經(jīng)曲柄連桿機構(gòu)轉(zhuǎn)化及曲柄平衡重平衡后，作用在抽油機減速器輸出軸上的也是交變載荷[3-4]。如圖1 所示，其中A、B、C三點分別表示輸入軸、輸出軸及減速器總成受力點；Pd表示帶傳動作用在輸入軸上的合力；Pdv、Pdh表示Pd在豎直及水平方向上的分量；Pl表示連桿拉力作用在輸出軸上的合力；Plv、Plh表示Pl在豎直及水平方向上的分量；Gt表示減速器總成（包括減速器自身、曲柄及平衡重）的重力。

圖1 CYJ10-3-37HB抽油機減速器受力分析

根據(jù)抽油機運行工況，顯然連桿拉力Pl在不斷發(fā)生變化，由于大帶輪直徑的影響，Pd實際上也在發(fā)生變化（皮帶緊、松邊拉力發(fā)生變化）。只有Gt是唯一不變量（減速器3.5 t、曲柄1.2 t、平衡重4 t，Gt為8.7 t）。為簡化分析，假設(shè)懸點負載率為80%，則懸點最大載荷為8 t，抽油機前臂長3 m，后臂2.3 m，設(shè)此時經(jīng)過杠桿轉(zhuǎn)化后的載荷完全作用在減速器上Pl=10.4 t（Plv=10.4×sin70°=9.77 t）。

通過上述力的分析，從定性角度分析，在豎直方向上連桿拉力及皮帶拉力的合力(Gt+Plv+Pdv)很小，即作用在基座上豎直方向上的載荷很小，基座承壓很小。

2 減速器基座改造后受力分析

在連桿拉力及皮帶拉力水平分量和豎直分量作用下，基座受到逆時針方向的一個傾覆力矩，在皮帶拉力作用下，惡化了作用力對基座的傾覆力矩[5]。為簡化分析，設(shè)連桿拉力傾覆力矩為5×104N·m，皮帶拉力傾覆力矩為1×104N·m。以CYJ 10-3-37HB抽油機為例，受力分析結(jié)果如圖2～圖4所示，基座為Q235B鋼焊接而成。

圖2 基座網(wǎng)格剖分圖

圖3 抽油機基座應(yīng)力分布云圖

圖4 抽油機基座變形分布云圖

基座所受到的最大應(yīng)力為26.27 MPa，遠遠小于Q235B 的屈服強度235 MPa，安全系數(shù)大于8.95。抽油機基座最大變形量為0.2 mm，變形量較小。因此常規(guī)抽油機在應(yīng)用永磁半直驅(qū)技術(shù)改造后，其基座受力狀況完全滿足工作要求。

3 減速器輸入軸強度分析

以CYJ10-3-37HB 抽油機減速器輸入軸為例，進行強度分析。半直驅(qū)電動機額定扭矩為3 000 N·m，自身質(zhì)量360 kg。減速器輸入軸材料為35CrMo，屈服強度為835 MPa。減速器輸入軸受力支撐圖[6]見圖5。

圖5 減速器輸入軸受力支撐圖

以A、B 兩點為減速器兩端軸承支撐。電動機自身重力完全作用在輸入軸軸端（360 kg），Td為作用在輸入軸齒輪上的反作用力矩，其大小與相等，方向相反。下面分兩種情況對輸入軸進行強度分析：一是電動機額定扭矩3 000 N·m 進行分析（彎扭組合分析）；二是校核輸入軸在電動機自身重力作用下及所允許的最大驅(qū)動力矩，進一步校核輸入軸的安全可靠性。

在額定扭矩及電動機自身重力作用下，輸入強度分析結(jié)果如圖6、圖7 所示。在半直驅(qū)電動機額定轉(zhuǎn)矩及自身重力作用下，輸入軸的最大應(yīng)力發(fā)生在錐軸的根部，最大應(yīng)力為89.07 MPa；最大變形0.04 mm，發(fā)生在錐軸的端部。因此在半直驅(qū)電動機額定扭矩作用下，輸入軸的安全系數(shù)9.37，變形量極小，完全滿足生產(chǎn)要求。

圖6 輸入軸應(yīng)力分布云圖

極限載荷強度可按如下分析計算：即假設(shè)電動機輸出扭矩極限大，直到減速器輸入軸破環(huán)為止。在仿真分析過程中，電動機自身重力不變，當(dāng)輸入扭矩達到28 kN·m 時，輸入軸的強度將接近極限，處于破壞邊緣。計算分析結(jié)果如圖8、圖9所示。

圖7 輸入軸變形分布云圖

圖8 28 kN·m作用下輸入應(yīng)力分布云圖

圖9 28 kN·m作用下輸入軸變形分布云圖

分析結(jié)果表明：在28 kN·m 扭矩作用下，輸入軸端（與電動機連接處）將接近材料破壞極限，破壞處發(fā)生在錐軸端部，最大變形量發(fā)生在錐軸的端部為0.369 mm。顯然，在電動機自身重力及扭矩作用在輸入軸上，要破壞輸入軸，電動機的功率必須提高近10 倍，方有可能破壞輸入軸，即在抽油機井機械系統(tǒng)強度正常情況下，當(dāng)發(fā)生卡泵或其它機械故障，首先憋停的是電動機而不會破壞油井其它機械設(shè)備。

4 減速器改造后齒輪強度校核

CYJ10-3-37HB 抽油機減速器一級齒輪機構(gòu)基本參數(shù)[7-8]：法向模數(shù)mn=4 mm，中心距a1=350 mm，傳動比i=7.5，工作齒寬B1=60 mm，小齒輪齒數(shù)Z1=20 ， 大 齒 輪 齒 數(shù)Z2=150 ， 螺 旋角β=13.729°。當(dāng)機械系統(tǒng)發(fā)生故障時，電動機以轉(zhuǎn)矩3 000 N·m，轉(zhuǎn)速300 r/min（以電動機傳動最大功率進行校核），對減速器一級齒輪機構(gòu)進行齒根彎曲強度校核。因為減速器齒輪采用人字齒，單側(cè)齒輪傳動為1 500 N·m。對大小齒輪進行計算，其中齒面接觸強度安全系數(shù)[9-10]可按下式計算：

式中：ZNT為接觸強度計算壽命系數(shù)；ZLVR為油膜影響系數(shù)；ZW為工作硬化系數(shù)；ZX為尺寸系數(shù)；σH為計算接觸應(yīng)力；σHLim為試驗齒輪疲勞極限。

齒根強度安全系數(shù)可按下式計算：

式中：σFE為彎曲疲勞強度基本值；YNT為彎曲強度計算壽命系數(shù)；Yσrect為齒根圓角敏感系數(shù)；ZRrect為齒根表面狀況系數(shù)；YX為抗彎尺寸系數(shù)。

計算結(jié)果表明，一級齒輪機構(gòu)大小齒輪在最大轉(zhuǎn)速300 r/min、轉(zhuǎn)矩3 000 N·m作用下（遠大于電動機的額定功率），齒面接觸強度安全系數(shù)SH為1.31，齒根強度安全系數(shù)SF為1.59。二級齒輪機構(gòu)計算結(jié)果與此類似。因此，在減速器齒輪機構(gòu)中，即使電動機轉(zhuǎn)速為300 r/min、轉(zhuǎn)矩3 000 N·m，減速器齒輪機構(gòu)安全系數(shù)均大于1，所以采用永磁半直驅(qū)技術(shù)改造后，抽油機減速器的齒輪機構(gòu)安全可靠。

5 應(yīng)用情況與效益分析

抽油機永磁半直驅(qū)拖動裝置適用于常規(guī)抽油機機型。現(xiàn)場應(yīng)用22 口井，測試表明，改造后平均單井有功節(jié)電率14.13%，無功節(jié)電率13.68%，綜合節(jié)電率14.12%。年節(jié)電11.7×104kWh，節(jié)省電費7.45萬元，具體節(jié)能效果見表1。

表1 永磁半直驅(qū)技術(shù)改造前后平均節(jié)能效果對比

永磁半直驅(qū)取消了皮帶傳動機構(gòu)，提高了傳動效率、減少了維修維護工作量，在節(jié)能降耗方面潛力比較大；在安全生產(chǎn)方面，取消皮帶傳動機構(gòu)減少安全隱患，能有效提高系統(tǒng)壽命。

6 結(jié)論

研究表明，應(yīng)用永磁半直驅(qū)技術(shù)改造常規(guī)抽油機，在充分考慮半直驅(qū)電動機額定扭矩和自身重力作用條件下，通過對抽油機減速器主要軸及齒輪部件進行受力分析，計算得到減速器、輸入軸、齒輪的安全系數(shù)均在安全范圍內(nèi)，不會出現(xiàn)極端破壞情況，能夠滿足抽油機井改造后的現(xiàn)場生產(chǎn)需求。