游梁式抽油機(jī)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(zé)任公司，山東 東營257000）

0 引言

游梁式抽油機(jī)結(jié)構(gòu)簡單、制造容易、維修方便、工作可靠，是我國目前應(yīng)用最廣泛的抽油機(jī)。曲柄銷作為游梁式抽油機(jī)的關(guān)鍵零件，一旦損壞斷脫，會嚴(yán)重影響油田生產(chǎn)，甚至發(fā)生重大設(shè)備事故。因此曲柄銷的設(shè)計應(yīng)對曲柄銷的工況及應(yīng)力分布情況有詳細(xì)的了解。筆者通過SolidWorks軟件建立了曲柄銷的力學(xué)模型，以640-365-192型抽油機(jī)為例對曲柄銷進(jìn)行分析，計算曲柄應(yīng)力分布情況，再運用SolidWorks軟件中的Simulation模塊對曲柄銷總成進(jìn)行分析，求解曲柄銷上的應(yīng)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(yù)緊力的方法提出了質(zhì)疑，指出了該計算方法存在的問題。

1 曲柄銷螺母預(yù)緊力計算

曲柄銷總成的結(jié)構(gòu)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(jù)文獻(xiàn)[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(zhuǎn)動，必須保證曲柄銷與錐套結(jié)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(jī)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(jié)構(gòu)簡圖

在擰緊螺母后，若曲柄銷內(nèi)產(chǎn)生軸向拉力S0,則當(dāng)尚未有外載荷作用時，在錐套與曲柄孔的接觸面上將產(chǎn)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(jī)，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(chǎn)生松動，最小壓力應(yīng)大于零，即qmin=q0－Δqmax＞0。

為避免結(jié)合面過早損壞，最大壓力應(yīng)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(yù)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(shù)，取μ=0.15。

2 有限元分析

2.1 建模及網(wǎng)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(yīng)建立合理的模型和設(shè)定必要的接觸參數(shù)。在SolidWorks中建立曲柄銷總成裝配體模型，考慮到本文只關(guān)注曲柄銷及錐套的應(yīng)力分布情況，對曲柄體簡化處理，保留錐套孔等必要結(jié)構(gòu)，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(wǎng)格圖如圖2所示。劃分網(wǎng)格后整個模型共38 334個節(jié)點，23 534個單元。

2.2 載荷及約束條件

如上文所述，抽油機(jī)單側(cè)連桿最大拉力為192.5 kN，曲柄銷螺紋上的預(yù)緊力為637.743 kN。設(shè)置曲柄體四面為固定約束，曲柄銷螺母側(cè)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(shè)置曲柄銷和錐套、錐套和曲柄體的摩擦因數(shù)分別為0.15和0.25。

2.3 解算及結(jié)果分析

計算結(jié)果如圖4和圖5所示，分別為曲柄銷應(yīng)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(yīng)力出現(xiàn)在錐面小端根部，最大應(yīng)力為270.22 MPa，此處為螺紋退刀槽處，存在應(yīng)力集中現(xiàn)象，且螺紋預(yù)緊力較大導(dǎo)致的。曲柄銷材質(zhì)為42CrMo，σs=930 MPa，曲柄銷的靜強(qiáng)度滿足要求。

圖2 曲柄銷模型及網(wǎng)格圖

圖3 曲柄銷載荷及約束

圖4 曲柄銷應(yīng)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(fā)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?qū)ΨQ分布，左右兩側(cè)應(yīng)力相等，在曲柄銷半徑方向按余弦規(guī)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(yīng)力Δqmax=45.65 MPa基本吻合，理論計算與有限元分析結(jié)果相印證。

筆者注意到，在曲柄銷預(yù)緊力的計算中，有文獻(xiàn)引用曲柄銷失效是因為曲柄銷錐面與錐套接觸面發(fā)生“松壓現(xiàn)象”[2]，以此計算結(jié)果作為曲柄銷預(yù)緊力。以640-365-192型抽油機(jī)為例，筆者按此方法計算所得預(yù)緊力為183 kN，僅為前述計算預(yù)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(jīng)起不到約束作用，結(jié)合面間產(chǎn)生了松動。在交變載荷、配合壓力及末端的預(yù)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(chǎn)生微動磨損[3]。曲柄銷與錐套磨損加劇，產(chǎn)生異響。曲柄銷的材質(zhì)為合金鋼，這類材料發(fā)生微動磨損時，其疲勞極限要比未發(fā)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(yīng)力下曲柄銷就會產(chǎn)生微小裂紋。這些微小裂紋在長期載荷作用下，會逐漸擴(kuò)展成一條主裂紋，最終導(dǎo)致曲柄銷的斷裂。

3 結(jié)論

從上述計算結(jié)果可以看出，通過文獻(xiàn)[1]方法計算的曲柄銷預(yù)緊力計算結(jié)果是完全合理的。我公司按該結(jié)果進(jìn)行曲柄銷總成裝配，現(xiàn)場使用效果良好，沒有出現(xiàn)異常的曲柄銷和錐套的損壞情況。理論計算與實際應(yīng)用都能證明該方法計算的預(yù)緊力矩能夠保證游梁機(jī)運轉(zhuǎn)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(xiàn)象”理論計算的曲柄銷預(yù)緊力遠(yuǎn)小于按文獻(xiàn)[1]方法計算的曲柄銷預(yù)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(diào)整預(yù)緊力大小，提高可靠性。

曲柄銷的預(yù)緊力相當(dāng)大，在螺紋退刀槽處產(chǎn)生的應(yīng)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(shè)計，適當(dāng)增大倒角，減小應(yīng)力集中系數(shù)。

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(qiáng)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