320256120H型抽油机支架受力分析资料.docx

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320256120H型抽油机支架受力分析资料

320型抽油机支架优化分析

1支架受力分析

根据320型抽油机图纸C320-256-120TH建立支架的几何模型，如图1，要分析抽油机在工作过程中支架的受力，首先对游梁、连杆、曲柄等运动部件进行简化，简化的机构模型如图2。

图1、支架几何模型图2、机构模型

分析过程中，首先建立坐标系一：

以支架顶点作为坐标原点；水平方向作为X轴，向右为正方向；竖直方向作为Y轴，向上为正方向，建立平面坐标系。

根据静力平衡原理可得：

：

F后.sinα1+F连.sinβ=F前.sinα2

（1）

：

F后.cosα1+F前.cosα2=F连.cosβ+F+G

（2）

：

F.3937+G.A=F连.L3（3）

式中：

α1为后腿与竖直方向夹角；α2为前支腿与竖直方向夹角；β为连杆与竖直方向夹角，偏向井口方向为正，偏向电机方向为负；F为悬点载荷（单位N）；G为驴头、游梁、横梁总成、横梁支座总重力（单位N）；A为重心点横坐标绝对值；L3为原点到连杆距离（单位mm）；F后为前支架受力（单位N）；F后为后支架受力（单位N）；F连为连杆受力（单位N）；符号代表说明可参看附表。

查看C320-256-120H图纸可求出G,

G=（G横梁总成+G游梁+G驴头++G横梁支座）.g=30750（N）（4）

抽油机支架、连杆、游梁在工作过程中均呈周期运动，其受力也呈周期性变化，固只分析一个周期内受力即可，根据C-320-256-120H抽油机设计计算书，在曲柄运动的一个周期内，每隔15o取一值，利用连杆机构模型，并运用solidworks设计软件可测得参数θ；β；L3；γ之间的关系，如表1。

求解G重心时，建立坐标系二：

选取中央轴承座轴的中心点作为空间坐标，水平方向为X轴，电机方向为正；轴长度方向为Y轴，向外为正，竖直方向为为Z轴，向下为正。

根据求解力学方程的需要，将游梁、横梁、横连支座、尾座、驴头、中央轴承座作为一个整体进行重心计算，曲柄的重力集中到减速箱和连杆拉力上，连杆重力也集中到连杆拉力上，运用solidworks对各个取值点进行中心计算，如图3、4.

图3G模型图4求解重心

表1参数θ，β，L3，γ之间关系

序号

θ

β

L3

γ

（x、y、z）

1

15o

2.08o

2629

-19.17o

（292;0;175）

2

30o

7.21o

2585

-16.38o

（281;0;188）

3

45o

11.99o

2580

-11.85o

（260;0;210）

4

60o

15.74o

2616

-6.22o

（233;0;235）

5

75o

17.94o

2680

-0.23o

（202;0;257）

6

90o

18.35o

2750

5.54o

（170;0;276）

7

105o

17.05o

2803

10.74o

（140;0;290）

8

120o

14.29o

2805

15.19o

（112;0;300）

9

135o

10.40o

2820

18.85o

（90;0;306）

10

150o

5.75o

2790

21.70o

（70;0;310）

11

165o

0.70o

2712

23.68o

（58;0;312）

12

180o

-4.38o

2579

24.70o

（51;0;314）

13

195o

-9.10

2345

24.61

（53;0;314）

14

210o

-13.11

2271

23.25

（61;0;312）

15

225o

-16.13

2264

20.51

（88;0;309）

16

240o

-18.03

2325

16.48

（104;0;303）

17

255o

-18.84

2436

11.42

（135;0;292）

18

270o

-18.77

2568

5.70

（170;0;277）

19

285o

-17.87

2689

-0.25

（203;0;257）

20

300o

-16.24

2777

-6.06

（233;0;235）

21

315o

-13.93

2818

-11.32

（259;0;213）

22

330o

-10.95

2811

-15.65

（278;0;192）

23

345o

-7.23

2765

-18.65

（290;0;177）

24

360o

-2.85

2697

-19.91

（296;0;171）

将A，θ，β，L3，γ数值分别代入平衡方程

（1）、

（2）、（3）中，即可求F后，F前,再根据力学中平行四边形法则可求出F合，计算结果如表2。

图5平行四边形法则求解F合.图6求F水、F竖

表2F前（N），F后（N），F合（N），θ关系

θ

F前（N）

F后（N）

F合（N）

15o

257005

86130

328221

30o

280598

61514

330504

45o

299318

37809

329448

60o

309950

19615

325366

75o

312224

9841

319900

90o

308071

8905

315012

105o

299957

15490

312098

120o

290550

27993

312715

135o

276172

45558

312760

150o

260806

66618

315195

165o

244928

90564

320190

180o

229412

117206

328605

195o

217351

148748

345549

210o

199498

172925

350848

225o

183534

188820

350674

240o

171639

194340

344750

255o

164822

191620

335805

270o

162817

183938

326638

285o

164930

174210

319405

300o

170768

163701

314999

315o

180244

152715

313705

330o

193586

140582

315211

345o

211192

126066

318904

360o

232777

108103

323754

根据表2作图，如图7、图8可知前支腿与后支腿的变化趋势，两者均呈周期性变化，并且方向相反，如不考虑受力方向，前腿和后退的受力值相加应为一个常数M+N，由图可获得弦函数:

F前=sin（2nπθ-ψ）+M（5）

F后=-sin（2nπθ-ψ）+N（6）

其中：

n为整数，M、N、ψ均为常数。

图7前支腿F前随曲柄夹角θ受力情况

图8后支腿F后随曲柄夹角θ受力情况

图9支架合力F合随曲柄夹角θ受力情况

由表2可知，前支架受力最大时θ=75o，后支架受力最大时θ=240o，支架所受合力最大时θ=210o，如表3.

表3θ=75o、210o、240o时支架受力

θ

F前（N）

F后（N）

F合（N）

75o

312224

9841

310900

240o

171639

194340

344750

210o

199498

172925

350848

由图6，建立坐标系三：

以中央轴承座轴中点为原点，水平方向为F水，向左为正，竖直方向为F竖，向上为正。

将F前、F后分解到竖直方向和水平方向，又支架对游梁的力与游梁对支架的力为作用力与反作用力关系，固游梁对支架的力F水、F竖可表示为：

F水=F前.sinα2-F后.sinα1（5）

F竖=F前.cosα2+F后.cosα1（6）

将θ=75o，210o，240o三种工况参数分别代入（5）、（6）方程式中，可得游梁对支架的作用力F水，F竖，如表4所示。

表4支架受力最大位置

θ

F水（N）

F竖（N）

75o

53253

315432

240o

-61280

339217

210o

-45844

347797

2支架有限元分析

C320D-256-120TH采用三腿结构；前腿用H型钢（型号H250×116）,横撑用H型钢（H250×116），主后腿采用H型钢（H250×116），根据支架的结构特点，在workbench分析过程中，四面体单元采用默认的10节点187单元，六面体采用20节点186单元进行网格划分。

Solid186、187单元主要用于三位实体结构模型，具有塑性、蠕变、膨胀、盈利强化、大变形和大应变特征。

在支架力学分析过程中，选取几个关键点进行有限元分析，因为曲柄角度θ为75o、240o、210o时支架受力最大（θ=75o时前腿受力最大；θ=240o时后腿受力最大；θ=210o支架合力最大），故选取这3点进行有限元分析。

表5施加载荷参数

θ

F水（N）

F竖（N）

75o

53253

315432

240o

-61280

339217

210o

-45844

347797

在支架有限元分析过程中，支架的材料为Q235A，其弹性模量2.01×105MPa，泊松比0.3，在计算时，将支架作为空间桁架结构，网格划分后支架的计算模型共有40312个节点，22648个单元，如图10、11。

图10支架几何模型图11支架网格划分

根据支架受力分析，对支架支座施加面载荷（表1）加载后，由于支架底部已经被约束，主腿产生变形，运用workbench软件进行计算，算出模型单元的应力值以及各节点的位移值，并通过不同颜色反应在实体模型上。

图12、13、14为曲柄75o时支架在X\Y\Z方向上的位移云图，图13为曲柄角度150o时支架von-mises应力云图

图12θ=75o支架X方向上位移云图图13θ=75o支架Y方向上位移云图

图12θ=75o支架Z方向上位移云图图13θ=75o时Von-Mises移云图

表6、7表示曲柄角度在75o、240o、210o支架的最大值位移值和最大应力值，表6表示曲柄角度在75o、240o、210o支架最大应力值，图14分别表示曲柄角度为75o、240o、210o时应力最大位置，图15为放大图。

表6不同θ值时支架的最大位移

方向

θ=75o最大位移（mm）

θ=240o最大位移（mm）

θ=210o最大位移（mm）

X方向

0.20693

1.3617

1.215

Y方向

0.029947

0.048225

0.047612

Z方向

0.52784

0.73905

0.72573

合方向

0.52797

1.3617

1.3922

θ=75oθ=240oθ=210o

图14最大应力位置图

θ=75oθ=240oθ=210o|

图15最大应力位置局部放大图

表7不同θ的最大应力值

最大应力

θ=75o

θ=240o

θ=210o

局部最大应力（MPa）

49.988

88.378

86.383

整体最大应力（MPa）

38.883

57.592

57.556

3支架校核计算

3.1支架刚度校核

从分析结果可以看出，支架前后方向（纵向X方向）的最大位移是1.3617mm，侧向（横向y方向）的最大位移是0.048225mm；垂直Z方向的最大位移是0.73905mm。

根据SY/T5044-2003《游梁抽油机》标准，当抽油机的冲程长度为3.0mm时，支架顶部的纵向振幅为6mm，支架顶部的横向振幅为5mm；1.3617mm<6mm，0.049225<5mm。

由此可见，该抽油机支架具有足够的刚度

3.2支架强度校核

分析表明，支架的最大应力在前腿的铁板与工字钢连接处，后腿连接盒与工字钢连接处。

且最大应力为88.378MPa。

由材料力学可知Q235刚的许用应力为235Mpa，固有静安全系数约为2.66。

如除去局部应力集中处，最大应力为57.592Mpa，有静安全系数约为4.08，因此支架在工作过程中满足静强度要求。

4支架优化分析

由原支架分析可得知，支架上端面的水平位置和垂直位移均远远小于API标准中的，320型抽油机支架顶端水平振幅小于5，纵向振幅小于6的额位移，工字钢受应力也远远小于Q235的屈服极限，考虑其他部位尺寸不变，将支架中的工字钢型号减小。

25a22a20a

图16三种型号工字钢截面尺寸

由上文对支架受力计算中可知：

支架在三个工况受力最大，分别为曲柄角度为75o时前腿受力最大，曲柄角度为240o时后腿受力最大，曲柄角度210o时所受合力最大。

分别选择25a、22a、20a三种型号的GB/T706-1988热轧型工字钢进行分析对比、工字钢尺寸参数如图16，在建模过程中只改变型钢尺寸，诸如链接盒、顶板之类的零件尺寸任然采用320-256-120H中的原尺寸。

施加载荷也按照原结构进行施加。

表8施加载荷参数

θ

F水（N）

F竖（N）

75o

53253

315432

240o

-61280

339217

210o

-45844

347797

在workbench分析过程中，四面体单元采用默认的10节点187单元，六面体采用20节点186单元进行网格划分。

Solid186、187单元主要用于三位实体结构模型，具有塑性、蠕变、膨胀、盈利强化、大变形和大应变特征，模型如图17。

25a22a20a

图17不同型钢支架模型图

4.1等效应力

图18（a）、（b）、（c）分别表示曲柄角度为75o时支架的等效应力（vonmises），由图可知：

随着型钢型号的减小，型钢颜色逐渐由蓝变红，说明型钢受到的应力在逐渐增大，经过分析计算，25a型钢上应力在29.032Mpa以内，22a型钢上应力在35.518Mpa以内，20a型钢上应力在43.207Mpa以内。

说明随着型号的变小，型钢上应力在逐渐增大，但支架总体最大应力与型钢的减小是无直接关系的，这是因为支架其它部位有可能存在小范围的应力集中而导致局部应力很高。

（a）25a（a）22a（c）20a

图18曲柄角度为75o时等效应力图（vonmises）

（a）25a（b）22a（c）20a

图19曲柄角度为240o时等效应力图（vonmises）

图19（a）、（b）、（c）分别表示曲柄角度为240o时支架的等效应力（vonmises），由图可以看出：

25a型号上的最大应力不超过60.647，,2a型钢上的最大应力不超过64.566,20a型钢上的最大应力不超过72.665Mpa。

由图可以看出：

支架整体最大应力，25a为90.986Mpa,22a为72.637Mpa,20a为72.665Mpa.

表9不同型号工字钢在不同曲柄角度（θ）的等效应力

型号

角度

25a（Mpa）

22a（Mpa）

20a（Mpa）

75o

29.032

35.518

43.207

210o

57.96

61.333

68.926

240o

60.647

64.566

72.665

图20不同型号工字钢在不同曲柄角度（θ）的等效应力曲线图，由图可知：

随着工字钢型号的减小，支架在曲柄角度为75o、210o、240o时的应力逐渐增大。

图20不同型号工字钢在不同曲柄角度（θ）的等效应力

4.2X方向变形

图21（a）、（b）、（c）分别表示曲柄角度为75o时支架X方向变形图，由图可知：

随着型钢型号的减小，支架X方向变形逐渐增大。

25a时X方向最大变形为0.47034mm，22a时X方向最大变形为0.14222mm，20a时X方向最大变形为0.30586mm，随着型号的减小，变形明显增大，

（c）25a（b）22a（a）20a

图21曲柄角度为75o时X方向变形

（c）25a（b）22a（a）20a

图22曲柄角度为240o时x方向变形

图22为曲柄角度为240o时X方向变形，由图可知，曲柄角度为240时X方向变形不是很明显，经计算25a时X方向最大变形为1.53mm，22a时X方向最大变形为1.8236mm，20a时X方向最大变形为2.2127mm.

表10不同型号工字钢在不同曲柄角度X方向变形

型号

角度

25a（mm）

22a（mm）

20（mm）

75o

0.04870

0.14222

0.30586

210o

1.53

1.8236

2.2127

240o

1.3464

1.6084

1.9416

图23为不同型号工字钢在不同曲柄角度（θ）支架X方向变形量，由图可知：

三种型号的工字钢均在曲柄角度为75o（前腿受力最大位置）时变形量最小，在曲柄角度为210o（支架合力最大位置）时变形量最大。

图23不同型号工字钢在不同曲柄角度支架X方向变形量

4.3Z方向变形

图24（a）、（b）、（c）分别表示曲柄角度为75o时支架Z方向变形图，由图可知：

随着型钢型号的减小，支架Z方向变形逐渐增大。

25a时Z方向最大变形为0.47034mm，22a时Z方向最大变形为0.14222mm，20a时Z方向最大变形为0.30586mm，随着型号的减小，变形明显增大。

（c）25a（b）22a（a）20a

图24曲柄角度为75o时z方向变形

（a）20a（b）22a（c）25a

图25曲柄角度为240o时z方向变形

图25为曲柄角度为240o时X方向变形，由图可知，曲柄角度为240时X方向变形25a时Z方向最大变形为0.93901mm，22a时Z方向最大变形为1.109mm，20a时Z方向最大变形为1.3239mm.

表11不同型号工字钢在不同曲柄角度Z方向变形

型号

角度

25a（mm）

22a（mm）

20a（mm）

75o

0.47034

0.54889

0.7095

210o

0.98264

1.1694

1.3239

240o

0.93901

1.109

1.3239

图26为不同型号工字钢在不同曲柄角度（θ）支架Z方向变形量，由图可知：

三种型号的工字钢均在曲柄角度为75o（前腿受力最大位置）时变形量最小，在曲柄角度为210o（支架合力最大位置）时变形量最大。

图26不同型号工字钢在不同曲柄角度支架Z方向变形量

5改进后支架校核

3.1支架刚度校核

25a的总位移最大为1.6945mm，横向位移最大位1.53mm；垂直方向位移最大0.98264mm。

根据SY/T5044-2003《游梁抽油机》标准，当抽油机的冲程长度为3.0mm时，支架顶部横向振幅需小于或等于6mm，横向振幅需小于或等于5mm；1.53mm<6mm，0.98264<5mm。

由此可见，该抽油机支架具有足够的刚度

22a的总位移最大为2.020mm，横向位移最大位1.8236mm；垂直方向位移最大1.1694mm。

根据SY/T5044-2003《游梁抽油机》标准，当抽油机的冲程长度为3.0mm时，支架顶部横向振幅需小于或等于6mm，横向振幅需小于或等于5mm；1.8239mm<6mm，1.1694<5mm。

由此可见，该抽油机支架具有足够的刚度

20a的总位移最大为2.1838mm，横向位移最大位2.2127mm；垂直方向位移最大1.3239mm。

根据SY/T5044-2003《游梁抽油机》标准，当抽油机的冲程长度为3.0mm时，支架顶部横向振幅需小于或等于6mm，横向振幅需小于或等于5mm；2.2127mm<6mm，1.3239<5mm。

由此可见，该抽油机支架具有足够的刚度

由此可得：

25a、22a、20a三种型号的工字钢均能满足其刚度要求。

表12三种型号工字钢位移量

型号

θ

Def总（mm）

Defx（mm）

Defy（mm）

Defz（mm）

25a

75o

0.47065

0.04870

0.024178

0.47034

240o

1.6945

1.53

0.0334

0.98264

210o

1.5335

1.3464

0.0303

0.93901

22a

75o

0.55016

0.14222

0.026558

0.54889

240o

2.020

-1.8236

0.059125

1.1694

210o

1.8192

-1.6084

0.05241

1.109

20a

75o

0.71406

0.30586

0.029813

0.7095

240o

2.1838

2.2127

0.056271

1.3239

210o

2.1838

1.9416

0.053671

1.3239

3.2支架强度校核

由材料力学可知Q235刚的许用应力为235Mpa，由此可知：

25a工字钢的静安全系数为3.87，22a工字钢的静安全系数为3.63，22a工字钢的静安全系数为3.24.

表13不同型钢在不同θ角的最大应力

型号

25a

22a

20a

θ

75o

240o

210o

75o

240o

210o

75o

240o

210o

σxmax

29.032

60.647

57.96

35.518

64.566

61.333

43.207

72.665

68.926

附表

编号

符号

符号代表意义

1

F后

支架后腿对游梁作用力

2

F前

支架前腿对游梁作用力

3

α1

支架后腿与竖直方向夹角

4

α2

支架前腿与竖直方向夹角

5

β

连杆与竖直方向夹角，右则为正，左则为负

6

L1

支点与尾座距离

7

L2

井口与支点的水平距离。

8

θ

曲柄与竖直向上方向夹角

9

γ

游梁与水平方向夹角，向下为负，向上为正

10

L3

连杆力臂

11

g

重力加速度，本文取10m/s2