基于ANSYS抽油泵筒-柱塞摩擦副磨損規(guī)律分析*

謝文獻(xiàn) 蘇慶欣 郭立謙 孫 喆 張立軍 郭偉健 張 辛

(1.中石化勝利油田分公司勝利采油廠 2.中國(guó)石油大學(xué)(華東)機(jī)電工程學(xué)院)

0 引 言

有桿抽油技術(shù)因簡(jiǎn)單方便、適應(yīng)性強(qiáng)和使用指標(biāo)良好在國(guó)內(nèi)外油田得到廣泛應(yīng)用[1]。目前國(guó)內(nèi)機(jī)械采油井中，有桿泵油井?dāng)?shù)占總生產(chǎn)井?dāng)?shù)的80%以上[2]。目前，抽油泵的主要問題是使用壽命較短，影響抽油泵使用壽命的關(guān)鍵因素是泵筒-柱塞摩擦副的磨損[3]。據(jù)不完全統(tǒng)計(jì)，抽油泵失效問題中70%是因?yàn)楸猛?柱塞摩擦副的磨損失效[4]。其中，除產(chǎn)出液的腐蝕性及液體中的砂粒作用之外，泵筒-柱塞的結(jié)構(gòu)工藝參數(shù)，如涂覆層性能、抽油桿沖程及配合間隙等都對(duì)摩擦副性能造成較大影響，長(zhǎng)時(shí)間工作會(huì)導(dǎo)致泵筒-柱塞摩擦副磨損嚴(yán)重，使泵失效的事故頻繁發(fā)生。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)抽油泵泵筒-柱塞摩擦副的磨損機(jī)理及影響因素進(jìn)行了相關(guān)研究。1998年,白理明等[5]對(duì)失效柱塞進(jìn)行了金相分析和表面形貌分析，探討了柱塞的失效機(jī)理。1999年，劉旭林等[6]在分析抽油泵柱塞失效特征的基礎(chǔ)上，推斷岀拉傷失效是砂粒在柱塞端部錐面和泵筒內(nèi)表面之間產(chǎn)生自鎖所致，通過試驗(yàn)研究證實(shí)了推斷的正確性。2002年，婁暉等[7]對(duì)摩擦副材料選配進(jìn)行了試驗(yàn)研究，在綜合考慮成本、耐磨性和實(shí)際應(yīng)用條件下，建議選用碳鋼鎳磷鍍/碳鋼鍍鉻作為抽油泵的泵筒/柱塞副配對(duì)材料。2004年，王旱祥等[8]用SEM法證實(shí)了鎳磷鍍泵筒與鍍鉻或噴焊柱塞摩擦副的可行性。2005年，胡楨[9]對(duì)有桿抽油泵的失效形式進(jìn)行了分析，認(rèn)為抽油泵失效的原因主要為：①失效零件結(jié)構(gòu)不合理；②零件的耐蝕性能差; ③零件的熱處理工藝不合理；④井液的礦化度高。2007年，卜凡儉[10]對(duì)抽油泵磨損機(jī)理進(jìn)行分析，指明砂粒磨損是抽油泵失效的主要原因。

上述文獻(xiàn)主要研究了抽油泵的失效機(jī)理，缺少在模擬工況下對(duì)抽油泵摩擦副進(jìn)行優(yōu)化分析。因此，本文主要研究抽油泵泵筒-柱塞摩擦副在模擬工況下的磨損狀態(tài)，建立泵筒-柱塞模型，定性、定量地分析影響摩擦副磨損狀態(tài)的工藝、結(jié)構(gòu)因素和環(huán)境因素；設(shè)計(jì)正交試驗(yàn)研究摩擦副在不同配合間隙下，不同因素水平對(duì)其磨損狀態(tài)的影響程度，并通過綜合平衡極差分析法，確定在模擬工況下影響抽油泵摩擦副磨損狀態(tài)的主要因素水平，確定摩擦副磨損最優(yōu)的因素水平組合。研究結(jié)果可以為抽油泵結(jié)構(gòu)、工藝參數(shù)及工作環(huán)境的合理選用提供指導(dǎo)，不僅可以減少打撈和更換抽油泵的工作，降低設(shè)備投資和維修作業(yè)費(fèi)用，而且還能減少原油開采的停產(chǎn)次數(shù)，降低開采成本，對(duì)于提高油田的經(jīng)濟(jì)效益具有重要現(xiàn)實(shí)意義。

1 摩擦副仿真元建立及正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)

1.1 假設(shè)條件

本文利用仿真方法分析抽油泵摩擦副的磨損狀態(tài)。考慮計(jì)算方便性，做出如下假設(shè)：

(1)抽油泵泵筒-柱塞摩擦副在工作中受到軸向載荷和徑向載荷，鑒于本模型研究在徑向偏心下摩擦副的磨損狀態(tài)，故只考慮徑向液體壓力；

(2)本模型考慮液體潤(rùn)滑，利用摩擦磨損實(shí)驗(yàn)儀確定液體在潤(rùn)滑工況下摩擦因數(shù)為0.110～0.158范圍作為仿真輸入數(shù)據(jù)。不考慮磨粒磨損和沖蝕磨損；

(3)泵筒和柱塞與其涂覆層為一個(gè)整體，僅兩涂覆層間進(jìn)行相對(duì)運(yùn)動(dòng)，分析涂覆層的磨損情況。

1.2 模型建立

抽油泵實(shí)際結(jié)構(gòu)復(fù)雜，本文僅研究不同結(jié)構(gòu)、環(huán)境和工藝參數(shù)對(duì)泵筒和柱塞摩擦副磨損的影響。柱塞沖次為6 min-1，不考慮閥的工作狀態(tài)，泵筒和柱塞的模型依據(jù)API SPEC 11AX標(biāo)準(zhǔn)建立。本仿真模型泵筒采用B13厚壁泵筒，柱塞選用P23內(nèi)螺紋柱塞。模型三維圖如圖1所示。其中：泵徑95 mm，泵筒長(zhǎng)度2 438 mm，壁厚8 mm；柱塞外徑95 mm，柱塞長(zhǎng)度1 200 mm。對(duì)于泵筒-柱塞的配合間隙，結(jié)合相關(guān)資料和企業(yè)所提供參數(shù)，配合間隙選取二級(jí)間隙，間隙為0.050～0.113 mm。

1—泵筒；2—泵筒鍍層；3—柱塞焊層；4—柱塞。

1.3 網(wǎng)格劃分

在網(wǎng)格劃分中，需要充分考慮模型的結(jié)構(gòu)特征。該模型在網(wǎng)格劃分時(shí)，如果按照通常的自動(dòng)控制網(wǎng)格劃分方法，只能夠劃分為四面體網(wǎng)格，這是因?yàn)樵撃Ｐ痛嬖谠S多不可選取的最小過渡界面，這些界面限制了自動(dòng)控制網(wǎng)格和掃掠劃分。若直接利用掃掠或強(qiáng)制六面體網(wǎng)格劃分方法，會(huì)產(chǎn)生網(wǎng)格紊亂現(xiàn)象。因此，筆者采用多區(qū)域網(wǎng)格劃分法進(jìn)行軸承-棒料的網(wǎng)格劃分。將泵筒-柱塞進(jìn)行整體剖分，減少最小過渡面的數(shù)量，可以保障在結(jié)果準(zhǔn)確的條件下提高收斂速度。網(wǎng)格劃分模型如圖2所示。

圖2 摩擦副自適應(yīng)網(wǎng)格劃分模型

1.4 模型性能參數(shù)和邊界條件

泵筒-柱塞摩擦副使用壽命在很大程度上取決于材料的力學(xué)性能和表面硬化質(zhì)量。我國(guó)目前生產(chǎn)的泵筒表面硬化方法主要是滲硼和鍍鉻等工藝[11]。這些涂覆層既可以使結(jié)構(gòu)表面光滑平整，也可以提升材料的耐磨性，對(duì)于復(fù)雜環(huán)境(腐蝕、含顆粒時(shí))具有很好的保護(hù)作用。本模型采用泵筒鍍鉻和柱塞噴焊Ni60工藝，其性能參數(shù)如表1所示。表1中，ρ為材料密度；E為材料彈性模量；υ為泊松比；σs為材料屈服強(qiáng)度；H為材料硬度。

表1 泵筒柱塞涂覆層材料參數(shù)

本模型模擬運(yùn)動(dòng)工況為：泵筒及涂覆層保持固定，柱塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)沖次6 min-1，兩涂覆層之間存在摩擦接觸，接觸方式為非對(duì)稱接觸防止?jié)B透[12]；確定泵筒和柱塞間的液體壓力為9.9～17.9 MPa[13]?？紤]到不同沖程對(duì)摩擦副的磨損程度會(huì)有較大影響，將抽油桿的沖程作為影響磨損狀態(tài)的因素之一進(jìn)行仿真分析。初步確定抽油桿沖程為150～500 mm，運(yùn)動(dòng)方式為余弦規(guī)律往復(fù)運(yùn)動(dòng)。

1.5 泵筒-柱塞摩擦副正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)

正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)以“正交表”為工具，表中的元素具有均勻分散性和隨機(jī)性，因此可以用盡可能少的試驗(yàn)獲得典型數(shù)據(jù)，得到多因素綜合作用下的最優(yōu)組合。根據(jù)前文分析的摩擦副的影響因素要求，本模型確定液體潤(rùn)滑摩擦因數(shù)、抽油桿沖程、泵筒液體壓力及涂覆層硬度為影響因素，每個(gè)因素選取3個(gè)水平，建立4因素3水平的因素水平表，如表2所示。試驗(yàn)選用L9(34)正交表，確定的試驗(yàn)方案如表3所示。由表3可以看出，只需要9 次試驗(yàn)便可大體上反映34次試驗(yàn)的結(jié)果。

表2 摩擦副影響因素水平

表3 摩擦副L9(34)正交試驗(yàn)因素水平

2 間隙對(duì)摩擦副磨損的影響分析

2.1 配合間隙0.08 mm的仿真結(jié)果

對(duì)間隙0.08 mm的9組正交模型進(jìn)行有限元仿真，分析結(jié)果如表4所示。從表4可見，配合間隙值為0.08 mm時(shí)，7號(hào)泵筒-柱塞摩擦副摩擦應(yīng)力云圖如圖3所示。不同正交試驗(yàn)組摩擦應(yīng)力曲線如圖4所示。由圖3和圖4可知，在恒定液體壓力作用下，由于考慮變形條件，泵筒和柱塞涂覆層的接觸狀態(tài)由剛開始的線接觸逐漸變成一段范圍內(nèi)的曲面接觸，且7號(hào)模型接觸面的滑動(dòng)摩擦應(yīng)力變化范圍為7.902 8～54.345 0 MPa，3個(gè)模型的應(yīng)力變化規(guī)律均隨著液體壓力的變化近似成余弦函數(shù)變化，符合對(duì)應(yīng)輸入工況。觀察60 s時(shí)泵筒涂覆層處的滑動(dòng)摩擦應(yīng)力，最大值出現(xiàn)在泵筒鍍層與柱塞焊層接觸的分割線上，并在左右半面內(nèi)按一定程度均勻分布有摩擦應(yīng)力梯度，與預(yù)期的結(jié)果大致符合。但觀察圖4可知：間隙為0.08 mm時(shí)，1號(hào)和9號(hào)模型的摩擦應(yīng)力分布均勻且穩(wěn)定，無應(yīng)力突變現(xiàn)象；而在25 s左右，7號(hào)模型泵筒-柱塞摩擦副的摩擦應(yīng)力發(fā)生了突變，且摩擦應(yīng)力變動(dòng)范圍較大。由泵筒磨損體積曲線(見圖5)可知，正交試驗(yàn)?zāi)Ｐ湍Σ粮?0 s內(nèi)的磨損體積變化范圍為0.204 72～0.418 51 mm3。其中，7號(hào)模型60 s內(nèi)泵筒涂覆層的磨損體積最大為0.418 51 mm3，1號(hào)模型60 s內(nèi)磨損體積最小為0.204 72 mm3。3個(gè)模型磨損體積隨著時(shí)間的延長(zhǎng)線性擬合效果較差，存在磨損狀態(tài)不均勻的現(xiàn)象，初步判斷是輸入?yún)?shù)對(duì)磨損狀態(tài)產(chǎn)生了影響。但對(duì)9組正交試驗(yàn)?zāi)Ｐ瓦M(jìn)行仿真后發(fā)現(xiàn)，間隙值為0.08 mm時(shí)，9組正交模型的摩擦應(yīng)力曲線和磨損體積曲線均出現(xiàn)了不同程度的波動(dòng)，線性擬合效果欠佳，因此考慮選取不同間隙進(jìn)行正交試驗(yàn)進(jìn)行對(duì)比分析。

表4 配合間隙為0.08 mm時(shí)摩擦副仿真結(jié)果

圖3 7號(hào)模型摩擦應(yīng)力云圖(間隙為0.08 mm)

圖4 不同模型摩擦應(yīng)力曲線(間隙為0.08 mm)

圖5 不同模型磨損體積曲線(間隙為0.08 mm)

2.2 配合間隙0.05 mm的仿真結(jié)果

考慮到間隙為0.08 mm時(shí)摩擦應(yīng)力和磨損體積的線性擬合效果不好，改變配合間隙為0.05 mm后，不同正交試驗(yàn)?zāi)Ｐ偷姆抡娼Y(jié)果、7號(hào)模型摩擦應(yīng)力云圖、不同模型摩擦應(yīng)力曲線及不同模型磨損體積曲線分別如表5、圖6、圖7及圖8所示。由圖6可知，在恒定液體壓力作用下，由于考慮變形條件，泵筒和柱塞涂覆層的接觸狀態(tài)由剛開始的線接觸逐漸變成一段范圍內(nèi)的曲面接觸，且60 s時(shí)泵筒涂覆層處的滑動(dòng)摩擦應(yīng)力最大值出現(xiàn)在泵筒鍍層與柱塞焊層接觸的分割線上，并在左、右半面內(nèi)按一定程度均勻分布有摩擦應(yīng)力梯度，與預(yù)期的結(jié)果大致符合，與間隙值為0.08 mm的接觸狀態(tài)相同，但最大摩擦應(yīng)力值略有減小。由圖7和表5可知，3組正交模型摩擦副最大摩擦應(yīng)力變化范圍為6.945 7～14.106 0 MPa，且3個(gè)模型的應(yīng)力變化規(guī)律均隨著液體壓力的變化近似成余弦函數(shù)變化，符合對(duì)應(yīng)輸入工況。與間隙值為0.08 mm的結(jié)果相比，間隙為0.05 mm時(shí)，不同正交模型的摩擦應(yīng)力曲線分布均勻，在一定范圍內(nèi)穩(wěn)定呈近似周期變化，且無摩擦應(yīng)力突變現(xiàn)象。

表5 配合間隙為0.05 mm時(shí)摩擦副仿真結(jié)果

圖6 7號(hào)模型摩擦應(yīng)力云圖(間隙為0.05 mm)

圖7 不同模型摩擦應(yīng)力曲線(間隙為0.05 mm)

圖8 不同模型磨損體積曲線(間隙為0.05 mm)

由圖8可知，間隙值為0.05 mm時(shí)正交試驗(yàn)?zāi)Ｐ湍Σ粮?0 s內(nèi)的磨損體積變化范圍為0.184 13～0.376 83 mm3。其中，7號(hào)模型60 s內(nèi)泵筒涂覆層的磨損體積最大為0.376 83 mm3，而60 s內(nèi)磨損體積最小的模型為3號(hào)，其值為0.184 13 mm3，磨損體積整體減小了10.05%。

上述分析說明，改變柱塞-泵筒的配合間隙會(huì)很大程度影響摩擦副的磨損狀態(tài)，進(jìn)而影響摩擦副的摩擦應(yīng)力和磨損量。當(dāng)間隙值為0.05 mm時(shí)，3個(gè)模型磨損體積曲線隨著時(shí)間的延長(zhǎng)基本呈線性增長(zhǎng)，這是因?yàn)楸痉抡胬肁rchard模型，并設(shè)定法向載荷(液體壓力)、相對(duì)滑行距離、磨損系數(shù)和材料硬度均為常數(shù)，所以磨損狀態(tài)應(yīng)呈均勻線性分布，符合理論模型工況，與間隙為0.08 mm相比，磨損狀態(tài)均勻且線性擬合效果較好。

3 不同因素影響的正交試驗(yàn)分析

進(jìn)行正交試驗(yàn)分析需要選取評(píng)價(jià)目標(biāo)，對(duì)于泵筒-柱塞摩擦副的磨損狀態(tài)而言，在試驗(yàn)條件下一般選取摩擦因數(shù)和磨損量作為正交試驗(yàn)的評(píng)價(jià)指標(biāo)，但是本仿真考慮的工況下無法將摩擦因數(shù)作為參考評(píng)價(jià)指標(biāo)，因此，選取60 s內(nèi)瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)仿真中的最大摩擦應(yīng)力和累計(jì)磨損體積作為正交試驗(yàn)的評(píng)價(jià)指標(biāo)。

表6為單邊間隙為0.05 mm時(shí)摩擦副參數(shù)優(yōu)化表。為更直觀地反映棒料的摩擦磨損狀態(tài)，選取60 s內(nèi)棒料摩擦應(yīng)力和磨損體積作為正交試驗(yàn)的評(píng)價(jià)指標(biāo)。利用綜合平衡級(jí)差分析法[14]得到較優(yōu)水平和因素主次，進(jìn)而得到設(shè)計(jì)表中的最佳參數(shù)組合。表6中A、B、C、D分別代表正交試驗(yàn)的液體壓力、涂覆層硬度、抽油桿沖程和液體潤(rùn)滑摩擦因數(shù)4個(gè)因素，k1、k2及k3分別表示因素的不同水平試驗(yàn)數(shù)據(jù)的均值，R為各因素對(duì)試驗(yàn)指標(biāo)的極差值。通過極差值的大小分析，確定各因素對(duì)試驗(yàn)指標(biāo)的影響程度，從而得出各因素主次。結(jié)合實(shí)際工況考慮如下原則：①在一定極差范圍內(nèi)，摩擦應(yīng)力和磨損體積的值越小越好；②若摩擦應(yīng)力和磨損體積不一致時(shí)，優(yōu)先考慮因素對(duì)兩個(gè)評(píng)價(jià)指標(biāo)的主次關(guān)系，再對(duì)各水平組合進(jìn)行合適的選取。

表6 單邊間隙為0.05 mm時(shí)參數(shù)優(yōu)化值

由表6可知，單邊間隙為0.05 mm時(shí)，對(duì)摩擦副摩擦應(yīng)力和累計(jì)磨損體積影響最大的兩個(gè)因素為液體潤(rùn)滑摩擦因數(shù)和液體壓力，其次是抽油桿沖程和涂覆層硬度。在仿真模型中，由于考慮接觸變形，兩摩擦副的接觸表面的液體壓力越大，摩擦副的接觸面積越大，接觸面的摩擦應(yīng)力會(huì)減小，涂層表面磨損量也會(huì)增加。關(guān)于最大摩擦應(yīng)力，較優(yōu)水平一欄的組合為A1B1C2D1；而關(guān)于累計(jì)磨損體積的結(jié)果，較優(yōu)水平一欄的組合為A1B3C1D1。因此液體壓力均以取A1水平最好，液體潤(rùn)滑摩擦因數(shù)均以取D1水平最好。涂覆層硬度因素B對(duì)應(yīng)力指標(biāo)的影響程度排第4位，而對(duì)磨損體積的影響程度排第3位，且磨損體積取B3最好，B2次之，對(duì)2個(gè)指標(biāo)進(jìn)行綜合考慮，最終涂覆層硬度因素水平B取B3較為合適。沖程因素C對(duì)摩擦應(yīng)力指標(biāo)的影響程度位居第3，而對(duì)磨損體積的影響程度位居第4，且磨損體積取C2差距并不大，綜合考慮2個(gè)指標(biāo)，最終沖程因素水平取C2效果較好。因此，當(dāng)單邊間隙為0.05 mm時(shí)，9組正交試驗(yàn)?zāi)Ｐ椭凶顑?yōu)方案為A1B3C2D1，即當(dāng)液體壓力為10 MPa，涂覆層硬度為1 150 MPa，抽油桿沖程為300 mm，液體潤(rùn)滑摩擦因數(shù)為0.11時(shí)，摩擦副減摩抗磨效果最好。

當(dāng)單邊間隙為0.08 mm時(shí)，正交試驗(yàn)數(shù)據(jù)分析如表7所示。由表7可以看出，在單邊間隙為0.08 mm時(shí)，最大摩擦應(yīng)力的結(jié)果在較優(yōu)水平一欄的組合為 A1B2C1D1，而累計(jì)磨損體積的結(jié)果在較優(yōu)水平一欄的組合為A1B3C1D1。與間隙值為0.05 mm的正交試驗(yàn)組比較可知，在累計(jì)磨損體積評(píng)價(jià)指標(biāo)上，兩組正交試驗(yàn)所得結(jié)果基本一致。因此，優(yōu)先考慮磨損體積的影響對(duì)泵筒-柱塞摩擦副的磨損狀況比較合理。在間隙值為0.08 mm模型中，較優(yōu)水平一欄僅涂覆層硬度對(duì)評(píng)價(jià)指標(biāo)存在較大影響。涂覆層硬度因素B對(duì)摩擦應(yīng)力指標(biāo)的影響程度排第4位，而對(duì)磨損體積的影響程度排第2位，且磨損體積取B3最優(yōu)，且與B2差距很大。對(duì)兩個(gè)指標(biāo)進(jìn)行綜合考慮，最終涂覆層硬度因素水平B取B3。此處摩擦應(yīng)力極差值分布不均的原因是正交試驗(yàn)?zāi)Ｐ?處的仿真結(jié)果可能出現(xiàn)了摩擦應(yīng)力突變的情況，導(dǎo)致摩擦應(yīng)力評(píng)價(jià)參數(shù)相差過大。因此，相對(duì)涂覆層硬度因素，優(yōu)先考慮磨損體積評(píng)價(jià)指標(biāo)。最終，當(dāng)單邊間隙為0.08 mm時(shí)，9組正交試驗(yàn)?zāi)Ｐ椭械淖顑?yōu)方案為 A1B3C1D1，即液體壓力為10 MPa，涂覆層硬度為1 150 MPa，抽油桿沖程為150 mm，液體潤(rùn)滑摩擦因數(shù)為0.11時(shí)，摩擦副減摩抗磨效果最好。

表7 單邊間隙為0.08 mm時(shí)正交試驗(yàn)數(shù)據(jù)分析

4 結(jié) 論

(1)改變摩擦副的配合間隙會(huì)對(duì)摩擦副的磨損狀態(tài)產(chǎn)生較大影響，配合間隙越大，摩擦副的摩擦應(yīng)力和磨損體積均顯著增大，摩擦副的摩擦應(yīng)力存在突變問題，磨損體積曲線的線性擬合效果較差。更改為較小配合間隙后，摩擦副整體磨損體積減小了10.05%且磨損狀態(tài)有所改善，具體表現(xiàn)在摩擦應(yīng)力無突變且磨損曲線線性擬合效果極佳。

(2)由9組正交試驗(yàn)?zāi)Ｐ徒Y(jié)果分析可知，在單邊間隙為 0.05 mm 時(shí)，60 s內(nèi)泵筒涂覆層表面磨損體積為0.184 13～0.376 83 mm3。其中對(duì)摩擦副摩擦應(yīng)力影響最大的因素是液體潤(rùn)滑摩擦因數(shù)，影響較大的因素是液體壓力；對(duì)涂覆層磨損體積影響最大的因素是液體潤(rùn)滑摩擦因數(shù)。該間隙下正交試驗(yàn)的最優(yōu)方案是A1B3C2D1，即當(dāng)液體壓力為10 MPa，涂覆層硬度為1 150 MPa，抽油桿沖程為300 mm，液體潤(rùn)滑摩擦因數(shù)為0.11時(shí)，摩擦副減摩抗磨效果最好。