CYJS10-5-37HB型双驴头抽油机支架结构优化

于兴峰， 付海龙， 冯志鹏， 张洁娜

( 1. 玉门炼油化工总厂 机动部，甘肃 玉门 735200; 2. 东北石油大学 机械科学与工程学院，黑龙江 大庆 163318； 3. 大庆油田有限责任公司 第二采油厂，黑龙江 大庆 163414 )

0 引言

双驴头抽油机与常规游梁式抽油机不同之处在于游梁体前后安装2个驴头，驴头弧面圆心与游梁摆动中心重合，且后驴头悬挂平衡块，使悬点的部分载荷及驴头的质量由结构件游梁和轴承承受，减小减速器、曲柄、连杆、横梁等传动部件所受载荷，使得该类机型可靠性强、平衡效果好和操作方便等而被广泛使用[1-8].这种结构几乎将全部载荷通过游梁体作用在支架上，而且在抽油机工作时支架还得承受悬点载荷和连杆拉力等循环载荷作用，因此对支架在强度和刚度设计上有较高的要求[9].针对抽油机支架承载问题，刘小鹏[10]利用短斜撑结构设计；郭登明等[11]通过反复试算的方式确定横梁和斜撑结构，在保证支架强度的同时节省钢材用量等.这些研究主要以传统的试算方法为基础进行结构优化，考虑的影响参数有限，且只能针对个别机型进行.

笔者对CYJS10-5-37HB型抽油机支架结构进行有限元分析，改变传统上只对局部尺寸进行修改或多次试算的优化方法，利用ANSYS有限元软件的优化模块，通过定义目标函数和优化变量，实现支架结构的程序优化设计，为类似刚架结构承载力计算和结构优化提供设计思路与优化依据.

1 机架损坏形式

统计大庆油田某采油厂双驴头抽油机应用情况，其中支架弯曲和底座损坏属于典型的机架损坏形式.支架弯曲主要是支架后腿弯曲，加工装配误差、焊接残余应力、压杆失稳是造成支架弯曲的主要原因.底座损坏包括底座疲劳开裂和底座变形，主要原因是基础不良或焊接残余应力的影响.同时，在较长的服役期内，部分抽油机支架前腿与底座连接处、后腿与减速器筒体连接处，以及游梁支架下部斜拉筋等多次发生开焊和断裂现象.这与使用工况、方案设计、技术设计和制造及安装工艺等因素有关.若暂不考虑使用、制造和安装工艺因素影响，只从设计角度考虑故障原因，需要对双驴头抽油机支架进行强度、刚度计算，找到抽油机零部件设计中的薄弱环节，利用优化设计方法提高支架和抽油机整机的可靠性.

图1 CYJS10-5-37HB抽油机支架结构(单位：mm)

2 有限元模型

CYJS10-5-37HB型双驴头抽油机采用角钢型钢截面梁焊接成塔式结构，采用四腿支承形式安放，为抽油机游梁总成、驴头总成等主体结构提供支承.支架立腿截面为等边角钢(125 mm×10 mm)，主体横拉筋为等边角钢(100 mm×10 mm)，主体材料为Q235B，结构见图1.

利用ANSYS有限元软件前处理模块，建立抽油机支架的几何模型.采用角钢截面形式、beam189单元类型进行单元网格划分，共获得1 335个节点、457个单元，网格划分后的有限元离散模型见图2.

在施加载荷时，计算支架所受作用力，考虑包括横梁、驴头、游梁等在内的质量及连杆拉力、游梁摆动时附加惯性力的影响.

若定义支架等效作用力的垂直分量为Ry，则有：

Ry=W+Q+Ply+Pdy,

(1)

式中：W为悬点瞬时载荷；Q为游梁(含横梁、驴头)总质量；Ply为连杆拉力垂直分量；Pdy为惯性力垂直分量.

图2 抽油机支架ANSYS有限元模型

水平分量Rx为

Rx=Plx+Pdx,

(2)

式中：Plx，Pdx分别为连杆和惯性力的水平分量.

3 静强度计算

根据CYJS10-5-37HB型抽油机支架的安装情况，将支架下端4个支点固定，在支架顶部4个端点施加等效载荷，进入Solution模块，考虑支架模型定义材料属性及其相关参数，取弹性模量为2.06×1011Pa，泊松比为0.28，材料密度为7 800 kg/m3，进行静强度计算.

其中支架最大节点应力为12.5 MPa，位于2个后支腿第一小节焊接节点位置(见图3)；最大位移为0.44 mm，位于支架顶部框架上(见图4).y向(竖向)位移变形较大，说明支架在承载过程中以受压为主，表明在抽油机驴头上下往复过程中，支架也受循环载荷作用，最大应力集中在支架后腿下部.

图3 抽油机支架静力计算应力云图

图4 抽油机支架静力计算位移云图

4 结构优化设计

在满足工作条件下，耗用钢材尽可能少的支架结构具有现实的意义[12].传统的优化方法只是进行局部尺寸改变和采用试算方法进行，或者在优化过程中只考虑某一种变量的影响.利用ANSYS有限元软件的优化模块，对CYJS10-5-37HB型双驴头抽油机支架结构进行优化，充分考虑结构应力、变形、体积(质量)、截面形状和尺寸等变量影响[13-14]，较之传统优化设计方法更加科学、高效.

4.1 参数设定

在ANSYS有限元软件优化设计中需要定义优化目标变量即优化目标函数、设计变量和状态变量[15].支架优化目标函数确定在满足强度条件下，选取整个支架体积最小(Volume变量).在刚架结构设计中，需要选择合适的杆件截面，以保证在整个结构消耗钢材最少的情况下满足应力和挠度的限制，以支架杆件截面(Area变量)为设计变量.状态变量选取节点竖向位移(dymax)和各个截面梁应力(Smaxe).由于支架在竖向刚度有严格要求，且材料选择使用Q235B钢，所以选取顶部节点竖向位移不超过10.0 mm，各个梁截面应力不超过235.0 MPa为约束条件.

4.2 优化计算

在ANSYS有限元软件优化模块中采用GUI方式进行参数初始化设定，指定状态变量和优化目标函数等，进入优化处理器，执行优化计算程序.

4.3 结果分析

优化计算结果显示，4个立腿截面保持不变，斜拉筋截面(角钢)面积为0.001 2 m3，支架整体杆件体积为0.137 5 m3，较之优化前的面积和体积变小.

利用优化计算结果，更改支架杆件截面尺寸，并对其进行相同载荷条件下的有限元计算，支架最大应力为11.7 MPa，最大位移为0.455 mm，满足约束条件，且达到体积最小优化目标.

支架优化计算前后截面面积及支架应力等见表1.在保证满足约束条件的前提下，优化计算后的结果不仅实现体积的减小，同时支架最大节点应力从原来的12.5 MPa减小到11.7 MPa，在此过程中支架最大位移变化微小.

表1 支架优化计算前后截面面积及支架应力结果

5 结论

(1)利用ANSYS有限元软件，建立CYJS10-5-37HB抽油机支架有限元模型，通过模拟抽油机工作时支架最大载荷，完成支架的静强度计算，表明该双驴头抽油机支架最大应力出现在后立腿的下部，最大应力为12.5 MPa.支架在循环载荷作用下整体受压，且顶部变形较大.

(2)以支架杆系总体积最小为目标函数，以节点最大位移和杆系轴向最大应力为约束条件，进行结构优化设计，克服传统试算优化方法的不足，提高优化效率.该方法可以推广至其他类型抽油机支架结构的多变量优化设计.

(3)在保证支架有效承载能力的前提下，优化结果使抽油机支架总体积减小0.012 9 m3，支架整体最大应力减小0.8 MPa，即在实现优化目标的同时保证支架的有效承载力.