抽油机永磁半直驱技术改造研究

2020-10-27金火庆大庆油田有限责任公司第六采油厂

石油石化节能 2020年10期

金火庆（大庆油田有限责任公司第六采油厂）

随着油田开发进入中后期，机采井能耗越来越高，开发成本越来越高，目前游梁式抽油机仍是主要采出设备。其中减速箱由感应电动机经过皮带连接。牵引式的驱动对变速箱产生单方向受力，引起变速箱轴承变形，齿轮过大磨损[1]。常规游梁式抽油机在电动机、皮带、齿轮箱三个驱动环节，存在电动机轻载时的效率及功率因数很低，平均效率和平均功率因数不高问题；齿轮箱易产生渗油、漏油等环境污染问题，以及皮带容易打滑磨损，传动效率降低等诸多问题[2]。以上问题极大影响了抽油机节能降耗以及降低成本。永磁半直驱拖动装置能够解决上述问题，为进一步验证其安全有效性，对该装置进行受力分析研究，保证生产安全。

对抽油机半直驱改造后减速器机构进行受力分析，建立了减速器（轴、齿轮）受力分析及强度校核模型，计算出减速器输入轴以及齿轮的安全系数。对半直驱改造的支撑结构进行了静力分析、模态分析，并根据计算结果进行了结构优化。应用有限元计算法对减速器（轴、齿轮）进行了受力分析及强度校核，计算出速器输入轴、齿轮的安全系数。

1 减速器受力载荷分析

以CYJ10-3-37HB 为例，抽油机的曲柄连杆机构，通过曲柄的回转运动，变为抽油机悬点的往复直线运动。作用在悬点的载荷为交变载荷，经曲柄连杆机构转化及曲柄平衡重平衡后，作用在抽油机减速器输出轴上的也是交变载荷[3-4]。如图1 所示，其中A、B、C三点分别表示输入轴、输出轴及减速器总成受力点；Pd表示带传动作用在输入轴上的合力；Pdv、Pdh表示Pd在竖直及水平方向上的分量；Pl表示连杆拉力作用在输出轴上的合力；Plv、Plh表示Pl在竖直及水平方向上的分量；Gt表示减速器总成（包括减速器自身、曲柄及平衡重）的重力。

图1 CYJ10-3-37HB抽油机减速器受力分析

根据抽油机运行工况，显然连杆拉力Pl在不断发生变化，由于大带轮直径的影响，Pd实际上也在发生变化（皮带紧、松边拉力发生变化）。只有Gt是唯一不变量（减速器3.5 t、曲柄1.2 t、平衡重4 t，Gt为8.7 t）。为简化分析，假设悬点负载率为80%，则悬点最大载荷为8 t，抽油机前臂长3 m，后臂2.3 m，设此时经过杠杆转化后的载荷完全作用在减速器上Pl=10.4 t（Plv=10.4×sin70°=9.77 t）。

通过上述力的分析，从定性角度分析，在竖直方向上连杆拉力及皮带拉力的合力(Gt+Plv+Pdv)很小，即作用在基座上竖直方向上的载荷很小，基座承压很小。

2 减速器基座改造后受力分析

在连杆拉力及皮带拉力水平分量和竖直分量作用下，基座受到逆时针方向的一个倾覆力矩，在皮带拉力作用下，恶化了作用力对基座的倾覆力矩[5]。为简化分析，设连杆拉力倾覆力矩为5×104N·m，皮带拉力倾覆力矩为1×104N·m。以CYJ 10-3-37HB抽油机为例，受力分析结果如图2～图4所示，基座为Q235B钢焊接而成。

图2 基座网格剖分图

图3 抽油机基座应力分布云图

图4 抽油机基座变形分布云图

基座所受到的最大应力为26.27 MPa，远远小于Q235B 的屈服强度235 MPa，安全系数大于8.95。抽油机基座最大变形量为0.2 mm，变形量较小。因此常规抽油机在应用永磁半直驱技术改造后，其基座受力状况完全满足工作要求。

3 减速器输入轴强度分析

以CYJ10-3-37HB 抽油机减速器输入轴为例，进行强度分析。半直驱电动机额定扭矩为3 000 N·m，自身质量360 kg。减速器输入轴材料为35CrMo，屈服强度为835 MPa。减速器输入轴受力支撑图[6]见图5。

图5 减速器输入轴受力支撑图

以A、B 两点为减速器两端轴承支撑。电动机自身重力完全作用在输入轴轴端（360 kg），Td为作用在输入轴齿轮上的反作用力矩，其大小与相等，方向相反。下面分两种情况对输入轴进行强度分析：一是电动机额定扭矩3 000 N·m 进行分析（弯扭组合分析）；二是校核输入轴在电动机自身重力作用下及所允许的最大驱动力矩，进一步校核输入轴的安全可靠性。

在额定扭矩及电动机自身重力作用下，输入强度分析结果如图6、图7 所示。在半直驱电动机额定转矩及自身重力作用下，输入轴的最大应力发生在锥轴的根部，最大应力为89.07 MPa；最大变形0.04 mm，发生在锥轴的端部。因此在半直驱电动机额定扭矩作用下，输入轴的安全系数9.37，变形量极小，完全满足生产要求。

图6 输入轴应力分布云图

极限载荷强度可按如下分析计算：即假设电动机输出扭矩极限大，直到减速器输入轴破环为止。在仿真分析过程中，电动机自身重力不变，当输入扭矩达到28 kN·m 时，输入轴的强度将接近极限，处于破坏边缘。计算分析结果如图8、图9所示。

图7 输入轴变形分布云图

图8 28 kN·m作用下输入应力分布云图

图9 28 kN·m作用下输入轴变形分布云图

分析结果表明：在28 kN·m 扭矩作用下，输入轴端（与电动机连接处）将接近材料破坏极限，破坏处发生在锥轴端部，最大变形量发生在锥轴的端部为0.369 mm。显然，在电动机自身重力及扭矩作用在输入轴上，要破坏输入轴，电动机的功率必须提高近10 倍，方有可能破坏输入轴，即在抽油机井机械系统强度正常情况下，当发生卡泵或其它机械故障，首先憋停的是电动机而不会破坏油井其它机械设备。

4 减速器改造后齿轮强度校核

CYJ10-3-37HB 抽油机减速器一级齿轮机构基本参数[7-8]：法向模数mn=4 mm，中心距a1=350 mm，传动比i=7.5，工作齿宽B1=60 mm，小齿轮齿数Z1=20 ，大齿轮齿数Z2=150 ，螺旋角β=13.729°。当机械系统发生故障时，电动机以转矩3 000 N·m，转速300 r/min（以电动机传动最大功率进行校核），对减速器一级齿轮机构进行齿根弯曲强度校核。因为减速器齿轮采用人字齿，单侧齿轮传动为1 500 N·m。对大小齿轮进行计算，其中齿面接触强度安全系数[9-10]可按下式计算：

式中：ZNT为接触强度计算寿命系数；ZLVR为油膜影响系数；ZW为工作硬化系数；ZX为尺寸系数；σH为计算接触应力；σHLim为试验齿轮疲劳极限。

齿根强度安全系数可按下式计算：

式中：σFE为弯曲疲劳强度基本值；YNT为弯曲强度计算寿命系数；Yσrect为齿根圆角敏感系数；ZRrect为齿根表面状况系数；YX为抗弯尺寸系数。

计算结果表明，一级齿轮机构大小齿轮在最大转速300 r/min、转矩3 000 N·m作用下（远大于电动机的额定功率），齿面接触强度安全系数SH为1.31，齿根强度安全系数SF为1.59。二级齿轮机构计算结果与此类似。因此，在减速器齿轮机构中，即使电动机转速为300 r/min、转矩3 000 N·m，减速器齿轮机构安全系数均大于1，所以采用永磁半直驱技术改造后，抽油机减速器的齿轮机构安全可靠。