抽油机曲柄销实例可靠性设计

抽油机曲柄销实例可靠性设计研1407焦峥辉142020340摘要：本文首先对抽油机曲柄销进行受力分析，再以受力分析为基础，以可靠性设计方法对曲柄销进行设计。关键字：抽油机，曲柄销，可靠性设计曲柄销是游梁式抽油机的关键零件，也是抽油机的易损件之一。在以往的设计中通常采用传统的设计方法进行设计，但是根据应力—强度分布干涉理论及相关文献知，即使均值满足设计准则，但是在分布区域上仍会存在部分产品的实际工作压力大于许用应力的情况，从而存在不安全的可能。因此传统的设计并不能保证所有的产品都能满足工作应力小于许用应力。如果设计参数与工况条件的随机性很小，或是应用场合的要求不十分严格，传统设计方法足以满足使用需求，则可以使用。但是对重要场合，或设计参数与工况条件的随机性很大时，即使是少量不满足设计准则的产品可能会带来严重后果时，就需要严格限制不满足准则的产品的比例，从而需要利用可靠性方法进行零件的设计。因此本文可靠性设计方法对抽油机曲柄销进行设计。1曲柄销所受的弯矩分析［1］连杆拉力是分析曲柄销内力的基础，因此首先加以分析。以下图为模型进行分析。为了便于分析，对图中各几何尺寸规定如下：R—曲柄半径，m;P—连杆长，m;C—后臂长，m;K—基杆长，m;A—前臂长，m;I—基杆水平投影，m;—曲柄与连杆的夹角，由曲柄到作杆顺时针去为正；—连杆与游梁后臂的夹角；—曲柄转角，12点钟为曲柄起始转角，顺时针为正。图1中和可用下式计算01-2图1游梁式抽油机机构模型图)2(cos2221PCLCP以上两式中)(sin10KI)cos(22022RKKRL)2sin(sin011LR)2(cos2221CLPCL取游梁为研究对象，由游梁的平衡条件可得连杆力的计算公式为sin)(maxCBPAPL由图2可知，曲柄销截面A—A所受弯矩为MA=PL0l=sin)(lmax0CBPA图2力学模型2曲柄销所受的扭矩分析［3］曲柄销承受的扭矩与连杆轴承所受的径向力有关。在轴承座安装不当时，轴承所受的径向力主要由安装的过盈变形产生。轴承座与连杆大头之间为锥面连接，用螺栓拉紧，使两者形成过盈配合。由于两锥面间没有定位控制面，实际操作时，螺栓拉紧过程中，无法控制装配过盈量，过度的过盈配合会使轴承座产生较大的变形，从而使轴承受到较大的径向力。由于轴承座结构对称，且钢材具有各向同性的特点，可以认为，轴承座安装时的过盈变形在与连杆大头配合部位的圆锥面上是均匀分布的，且对称于轴线，轴承座主体是外表面为圆锥面，内表面为圆柱面的轴对称筒体，在与连杆大头相联的一端(圆锥大端)，一般为方形法兰，其形状不是轴对称的。考虑到法兰对轴承座变形的影响相对较小，为了简化计算，以方法兰的对边宽度为直径，将其简化为一圆法兰。简化后的结构比实际结构尺寸略小，计算结果偏于安全。这样将轴承座简化为在给定边界变形条件下的轴对称分析问题，用有限元法求解。根据轴承座的实际结构，其轴对称有限元分析模型如图2所示。轴承座采用四边形轴对称环单元进行剖分，为了产生给定位移，在轴承座与连杆大头配合锥面上，加上边界单元，取这组边界单元的弹性模量比钢材的弹性模量大几个数量级，以便把给定的位移值施加在配合锥面上。在轴承座内，由于轴承对轴承座内表面的变形有支撑作用，为了模拟这种支撑作用，在内表面采用一组边界单元，取这组边界单元的弹性模量与钢材弹性模量相同。在法兰处，考虑螺栓的固定作用，相应节点取为固定约束。在给定位移条件下，用有限元分析软件计算出轴承座内表面边界单元所受的轴向力，这个轴向力就是轴承座过盈配合变形后，作用在轴承宽度方向的径向力。设有n个边界单元，其所受轴向力分别为P1、P2、P3…Pn，则PB=nip1i图3轴承宽度方向所受径向力的合力在轴承圆周上均匀分布示意图式中:PB为轴承在宽度方向所受径向力的合力。由于所讨论的问题具有轴对称特点，PB在轴承的整个圆周上是均匀分布的.如图3所示。这样，轴承所受径向力的合力为d01RPFB，式中:F1为轴承所受径向力的合力;R为轴承半径。考虑到连杆力的作用，轴承所受的等效径向力为F2=RPB+PL式中：PL为连杆力的最大值。轴承在径向力F作用下产生的摩擦力矩为M=2FD式中:为轴承的摩擦系数，对于调心球轴承，=0.0010-0.0018;F为轴承载荷，F=2322FF;F2为轴承所受等效径向力;F3为轴承所受轴向力，对于曲柄销结构不受轴向力(轴承盖和挡板产生的轴向力可以忽略不计);D为轴承内径;M为轴承的摩擦力矩，也就是曲柄销所受的扭矩。3曲柄销的可靠性静强度计算静强度计算的步骤是：按危险截面上得弯矩与扭矩分别求出弯曲应力和扭转应力，然后根据变形能强度理论求出弯扭合成应力c，最后应用联结方程和要求的可靠度设计曲柄销的尺寸。［4］设已知曲柄销传递的扭矩为（T,ST），危险截面上得扭矩为(M,SM)，危险截面处的直径为(d，Sd)，令Sd=3ad，a为加工精度系数，则(，S），（,S）为=16)d(3T(1)S=16322d)(TSTa(2)=32)d(3M(3)S=32322d)(MSMa(4)合成应力（C,SC）为：C=223(5)SC=22223)(3)(SS(6)将（1）（2）代入（3）得C=16222d34TM将（4）（5）代入（6）得SC=22222222334)aT(9)(16d16TMSTSaMMTM4实例计算已知某型抽油机曲柄销受力情况，扭矩T=4300215Nm；危险截面的弯矩M=328009840Nm，材料为40Cr,屈服极限s=（1110，40）MPa。考虑抽油机过载、峰值载荷等情况，按超载30%考虑：（既T=5590279.5Nm；M=4264012792Nm）；要求可靠度0.999，试设计曲柄销直径d代入数值计算得C=38d1034.4）（SC=37d103297.3）（代入联结方程Z=3.09=22CSSSCS解得d=80mm参考文献［1］董世民，姚春东.抽油机曲柄销疲劳强度计算［J］.石油机械，1992，20（8）：8—12［2］王旱祥，岁晓忠.抽油机曲柄销疲劳计算分析［J］.石油矿场机械，2000，29（5）：45—47［3］朱小平.游梁式抽油机曲柄销所受扭矩［J］.石油矿场机械，1996，24（10）：11—14［4］方华灿.石油钻采机械可靠性设计［M］.北京：石油工业出版社，1996.1