F-1600H型高壓泥漿泵L型液缸有限元分析

陳云龍

（蘭州蘭石國(guó)民油井石油工程有限公司，蘭州730050） ①

液缸是泥漿泵液力端的主要組成部分，是整臺(tái)泥漿泵承受泥漿壓力的關(guān)鍵零件，反映其性能的指標(biāo)是它所承受壓力的大小，其作用是將常壓下的泥漿吸入，再把泥漿以一定的壓力送入高壓管匯，最后進(jìn)入井底用以實(shí)現(xiàn)攜帶巖屑等的一系列功能［1－2］。液缸可以看作是一個(gè)內(nèi)腔具有較復(fù)雜形狀的壓力容器，而用常規(guī)的壓力容器計(jì)算方法很難準(zhǔn)確地計(jì)算出其應(yīng)力的大小以及應(yīng)力集中的部位。因此，本文應(yīng)用工程分析軟件Solideworks和ANSYS對(duì)1 176.8kW （1 600hp）下的 L型液缸進(jìn)行壓力試驗(yàn)工況下的有限元分析，對(duì)液缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)來說，是十分有必要的。

1 有限元模型的建立［3－6］

1.1 模型假設(shè)和簡(jiǎn)化

1） 首先對(duì)原有的設(shè)計(jì)方案建立完整的幾何模型，為了減少有限元的計(jì)算量也便于觀察計(jì)算結(jié)果，本次計(jì)算對(duì)整體模型進(jìn)行了1／2對(duì)稱模型的分析計(jì)算。

2） 對(duì)于螺栓孔的孔口倒角及零件內(nèi)部腔室的有些倒角、倒圓，在對(duì)計(jì)算結(jié)果影響很微小的情況下，在建模時(shí)作了簡(jiǎn)化處理。

3） 模型上的螺紋孔都作了同規(guī)格光孔的簡(jiǎn)化處理。

1.2 網(wǎng)格劃分

本次計(jì)算使用的軟件為 ANSYS WORKBENCH，在有限元網(wǎng)格劃分時(shí)，實(shí)體體素被劃分成形函數(shù)為二次高階四面體或六面體單元。網(wǎng)格的節(jié)點(diǎn)和單元參與有限元求解，采用軟件默認(rèn)的整體網(wǎng)格自由剖分，Relevance的值選擇0～100，選擇100即網(wǎng)格的剖分密度最高，計(jì)算的結(jié)果也更為精確。經(jīng)過計(jì)算機(jī)網(wǎng)格剖分，吸入缸的節(jié)點(diǎn)數(shù)為59 432，單元數(shù)為40 597；排出缸的節(jié)點(diǎn)數(shù)為36 028，單元數(shù)為24 212。

經(jīng)過網(wǎng)格剖分后的有限元模型如圖1～2所示。

圖1 吸入液缸模型

圖2 排出液缸模型

1.3 載荷施加

本次計(jì)算分析采用水壓試驗(yàn)的工況，所以載荷的施加以實(shí)際的試驗(yàn)工況為依據(jù)。根據(jù)API標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定，泥漿泵液力端關(guān)鍵承壓零件的水壓試驗(yàn)須達(dá)到1.5倍的最高工作壓力，即在吸入缸除閥座孔錐面部位的壓力需要計(jì)算給出以外，其余承壓部位和排出缸的內(nèi)腔表面承壓部位所施加的壓力均為1.5×51.7MPa（7 500psi）＝77.5MPa（11 250psi）。

1.3.1 吸入缸閥座孔部位的載荷計(jì)算

1） 吸入缸在水壓試驗(yàn)時(shí)是用特殊工裝將閥座孔和其他的幾個(gè)出口封堵之后加壓，閥座孔部位的受力分析如圖3所示。

圖3 閥座孔部位受力分析

如圖3所示，截面A-A閥板工裝上的力在鉛直方向的平衡方程為

式中：N為閥座側(cè)面的法向正壓力；f為摩擦因數(shù)，取f＝0.15；α為閥座傾角，因閥座孔錐度為1︰6，所以計(jì)算出α＝4.76°；F為閥板工裝上表面壓力引起的垂直作用力。

F＝ （π／4）·D2F·p

式中：DF為閥座錐孔大頭直徑，取158.8mm；p為液缸內(nèi)腔壓力，根據(jù)API規(guī)定，取77.5MPa，將值代入計(jì)算得：F＝1 534.9kN。

由式（1）得

N＝F／［2（sinα＋fcosα）］

將值代入計(jì)算得：N＝3 301kN。

閥座孔表面法向所承受的工作壓力為

p＝N／（πDAhcosα）

式中：DA為閥座錐孔的平均直徑，取154mm；h為閥座錐孔的有效高度，由 （D－d）／h＝1∶6得h＝57.4mm。

將以上所得值代入，最終計(jì)算出閥座孔部位的壓力為pf＝119.24MPa。

2） 因吸入缸的上端面在水壓試驗(yàn)時(shí)是用比較厚的盲板法蘭與螺栓將其封堵，因此將內(nèi)腔的壓力分擔(dān)到每個(gè)螺栓孔上。

1.3.2 排出缸試壓載荷的計(jì)算與施加

對(duì)于L型液缸的排出缸，無論其在試壓工況還是在最大工作壓力的工況下，其閥座孔部位只承受缸內(nèi)液體的壓力，而不承受閥板通過閥座施加到閥座孔上的力，所以在計(jì)算時(shí)，只將其各個(gè)面用盲板螺栓封堵，然后進(jìn)行試壓，不考慮閥座孔部位。

1） 排出缸頂部10個(gè)螺栓孔的總拉力為

F＝（π／4）D21p＝2 713kN

式中：D1為排出缸頂部閥蓋孔直徑，?211.15mm。

每個(gè)螺栓孔的受力為

F2＝F／10＝271.3kN

2） 左側(cè)面連接排出管6個(gè)螺栓孔的總拉力為

F＝（π／4）D22p＝297kN

式中：D2為排出缸連接排出管處孔徑，?69.85mm。

每個(gè)螺栓孔的受力為

F3＝F／6＝49.5kN

3） 左側(cè)面連接封堵盲板8個(gè)螺栓孔的總拉力為

F＝（π／4）D23p＝1 597.6kN

式中：D3為左側(cè)面連接缸套座處孔徑，?162mm。

每個(gè)螺栓孔的受力為

F4＝F／8＝199.7kN

4） 右側(cè)面連接吸入缸6個(gè)螺栓孔的總拉力為

F＝（π／4）D24p＝1 597.2kN

式中：D4為右側(cè)面連接吸入缸處孔徑，?162mm。

每個(gè)螺栓孔的受力為

F5＝F／6＝266.2kN

1.4 邊界條件的確定

因本次計(jì)算分析采用的是水壓試驗(yàn)的工況，故邊界條件的給定也是以實(shí)際的試驗(yàn)工裝為依據(jù)。邊界條件的確定及載荷的施加如圖4～5所示。

圖4 吸入液缸模邊界條件和載荷

圖5 排出液缸邊界條件和載荷

1.4.1 吸入缸邊界條件的確定

1） 吸入缸的左側(cè)面用盲板法蘭和4個(gè)螺栓將其透穿液缸，整體進(jìn)行把合封堵，因此在計(jì)算時(shí)固定其2個(gè)平面的法向位移即可。

2） 吸入缸的頂部與盲板法蘭連接，所以可限制其平面內(nèi)的x和z向的自由度。

3） 對(duì)于1／2模型的對(duì)稱分割面上，只限定其法向位移。

1.4.2 排出缸邊界條件的確定

1） 對(duì)于1／2模型的對(duì)稱分割面上，只限定其法向位移。

2） 對(duì)于頂部同樣限制其平面內(nèi)的x和z向的自由度。

2 結(jié)果分析

計(jì)算結(jié)果給出了吸入缸和排出缸在試驗(yàn)壓力工況下的最大主應(yīng)力、最小主應(yīng)力、第2主應(yīng)力以及Von-Mises等效應(yīng)力（第四強(qiáng)度理論相當(dāng)應(yīng)力），各應(yīng)力所對(duì)應(yīng)的最大值如表1。從其Mises等效應(yīng)力圖可以看出，當(dāng)壓力最大時(shí)，吸入缸和排出缸應(yīng)力最大的部位都發(fā)生在液缸垂直芯孔的交叉相貫處。

表1 液缸應(yīng)力計(jì)算結(jié)果 MPa

2.1 吸入缸應(yīng)力分析

吸入缸Von-Mises應(yīng)力分布如圖6，最大Mises應(yīng)力284.4MPa出現(xiàn)在垂直芯孔交叉相貫的位置。吸入缸最大主應(yīng)力如圖7所示，最大拉應(yīng)力為222.4 MPa，出現(xiàn)在水平大孔和豎直立孔的交界位置。第2主應(yīng)力分布如圖8，第2主應(yīng)力為－90.6～113.8 MPa。最小主應(yīng)力分布如圖9，最大壓應(yīng)力－140.6 MPa出現(xiàn)在閥座孔的位置。

圖6 吸入缸Von-Mises應(yīng)力

圖7 吸入缸最大主應(yīng)力

圖8 吸入缸第二主應(yīng)力

圖9 吸入缸最小主應(yīng)力

2.2 排出缸應(yīng)力分析

排出缸Von-Mises應(yīng)力分布如圖10所示，最大Mises應(yīng)力383.9MPa也出現(xiàn)在垂直芯孔交叉相貫的位置。排出缸最大主應(yīng)力如圖11所示，最大拉應(yīng)力為309.2MPa，出現(xiàn)在水平大孔和豎直立孔的交界位置。圖12是第2主應(yīng)力分布，第2主應(yīng)力為－83.2～85.1MPa。圖13為最小主應(yīng)力分布，最大壓應(yīng)力－0.8MPa也出現(xiàn)水平大孔和豎直立孔的交界位置。

圖10 排出缸Von-Mises應(yīng)力

圖11 排出缸最大主應(yīng)力

圖12 排出缸第2主應(yīng)力

圖13 排出缸最小主應(yīng)力

3 結(jié)論

1） 當(dāng)壓力最大時(shí)，吸入缸和排出缸應(yīng)力最大的部位都發(fā)生在液缸垂直芯孔的交叉相貫部位。

2） 對(duì)于吸入缸來說，其Mises應(yīng)力的最大值為284.369MPa，因本次試驗(yàn)所用液缸的材料為AISI 8630；材料的屈服強(qiáng)度為688MPa，可見安全系數(shù)較大；對(duì)于排出缸，其Mises應(yīng)力的最大值為383.905MPa，安全系數(shù)略為小些，但也是安全的。

3） 為減小應(yīng)力集中，可以適當(dāng)調(diào)整芯孔交叉處的過渡圓角半徑。

4） 可以適當(dāng)減小芯孔的直徑，以增加壁厚來改善承壓能力。

5） 以上的計(jì)算是在1.5倍的最高工作壓力下進(jìn)行的，計(jì)算結(jié)論是安全的，如果在正常的最高工作壓力51.7MPa（7 500psi）下，該L型液缸的使用將會(huì)更加安全可靠。

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