基于Workbench的泥漿泵殼體裝置有限元分析

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基于Workbench的泥漿泵殼體裝置有限元分析

以F—500型泥漿泵殼體為研究對象，對殼體進(jìn)行了受力分析和計(jì)算。通過Pro/E軟件建立了泥漿泵三維實(shí)體簡化模型，并應(yīng)用Workbench有限元分析軟件對殼體進(jìn)行了靜力學(xué)分析，從而得到了泥漿泵殼體在工作載荷下的應(yīng)力和變形大小，為殼體結(jié)構(gòu)的改進(jìn)和設(shè)計(jì)提供了研究依據(jù)和參考。

泥漿泵；殼體；有限元；靜力學(xué)分析；Workbench

泥漿泵是石油鉆機(jī)的一種重要組成部件，其作用是在鉆進(jìn)過程中，通過循環(huán)系統(tǒng)中的高壓管匯，向井底輸送鉆井液，實(shí)現(xiàn)冷卻鉆頭、清潔井底和破碎巖石，并將巖屑帶回地面[1]。其工作原理是將原動(dòng)機(jī)的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)通過曲軸旋轉(zhuǎn)帶動(dòng)十字頭和活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)，從而通過周期性地改變工作腔的容積來輸送高壓鉆井液，把原動(dòng)機(jī)的機(jī)械能轉(zhuǎn)化為泥漿泵容積腔的液體液壓能。

F—500型鉆井泥漿泵應(yīng)用比較廣泛，其具有如下優(yōu)點(diǎn)：1)結(jié)構(gòu)緊湊、體積小和使用可靠，適應(yīng)油田高泵壓、大排量等鉆井工藝要求；2)沖程長，能夠在較低的沖數(shù)下使用，泥漿泵的上水性能和液力端的使用壽命好；3)吸入空氣包結(jié)構(gòu)先進(jìn)，使用可靠，可使吸入管線中達(dá)到最佳的緩沖作用等。

殼體是泥漿泵的重要組成部分，泥漿泵殼體大都采用鑄鋼與鋼板組焊的結(jié)構(gòu)，殼體在泥漿泵工作過程中主要起著支承其他工作部件的作用，承受著比較大的載荷，因此，殼體的強(qiáng)度和剛度直接影響泥漿泵的質(zhì)量和工作過程的可靠性。

本文以F—500型泥漿泵殼體為例，對殼體受力進(jìn)行分析和計(jì)算，通過Pro/E軟件建立其三維實(shí)體簡化模型，并應(yīng)用Workbench有限元分析軟件對殼體進(jìn)行靜力學(xué)分析，得到殼體在工作過程中的應(yīng)力和變形大小，為殼體結(jié)構(gòu)改進(jìn)和設(shè)計(jì)提供研究依據(jù)和參考。

1 泥漿泵殼體結(jié)構(gòu)和受力分析

1.1 殼體結(jié)構(gòu)

泥漿泵殼體是由頂板、殼體底板、殼體側(cè)板、曲軸軸承座和小齒輪軸承座等部分焊接而成。為了增加殼體剛度，在曲軸軸承座四周設(shè)計(jì)有加強(qiáng)筋，在十字頭運(yùn)動(dòng)部位設(shè)計(jì)有十字頭支承板。泥漿泵殼體結(jié)構(gòu)簡圖[2-3]如圖1所示。F—500型泥漿泵工作參數(shù)見表1。

圖1 泥漿泵殼體結(jié)構(gòu)簡圖

缸數(shù)額定沖數(shù)/沖·min-1沖程長度/mm齒輪速比最大缸徑/mm額定功率/kW31651914.38170373

1.2 殼體受力分析

連桿機(jī)構(gòu)是泥漿泵的主要?jiǎng)恿D(zhuǎn)換部件，原動(dòng)機(jī)經(jīng)齒輪帶動(dòng)曲柄回轉(zhuǎn)，曲柄通過連桿帶動(dòng)活塞交替性往復(fù)運(yùn)動(dòng)。利用理論力學(xué)剛體平面運(yùn)動(dòng)的基本原理，可以求得曲柄和連桿作用力(見圖2)[4-7]。

圖2 曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力分析

圖2中，各參數(shù)表達(dá)式如下：

(1)

(2)

(3)

(4)

(5)

(6)

(7)式中，F(xiàn)1x和F1y為連桿和十字頭之間的作用力；φ為曲柄轉(zhuǎn)角，φ=ωt；ω為曲柄角速度；J1(φ)和J2(φ)均為自定義的φ的角函數(shù)；m3為連桿AB的質(zhì)量；R為曲柄半徑；l為連桿長度；λ為曲柄連桿比，大小為R/l；m2為活塞和連桿的質(zhì)量；a為十字頭加速度；f2為摩擦應(yīng)數(shù)；F為活塞運(yùn)動(dòng)合力；F3x和F3y為連桿和曲柄之間的作用力；acx和acy為連桿質(zhì)心加速度；p為缸內(nèi)介質(zhì)壓力；A為活塞橫截面積。由式1和式2可以求得十字頭對殼體支承筋和支承板的作用力。

式8、式9為自定義函數(shù)，在吸入沖程為正值時(shí)，排出沖程為負(fù)值。

(8)

(9)

式中，φ0為泵閥滯后角。

傳動(dòng)軸作用在殼體軸承座上的力，可以由曲柄連桿處的受力得到，但是，泥漿泵的3個(gè)活塞按照120°的相位差交替工作，當(dāng)一個(gè)活塞滿載負(fù)荷時(shí)，另外2個(gè)活塞的工作則有一定的重疊系數(shù)；因此,軸承座承受的力按照余弦規(guī)律變化，可以將3個(gè)曲柄上的力折算為合力，通過在Workbench軟件建立局部坐標(biāo)系加載到軸承座上。

2 泥漿泵殼體三維模型建立

為了簡化Pro/E軟件建立三維實(shí)體模型的過程，建模之初對泥漿泵殼體進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮喕?。建模時(shí)應(yīng)保證2個(gè)基本原則：1)簡化之后的模型對于仿真結(jié)果影響不大；2)嚴(yán)格保證模型和實(shí)物的尺寸一致。根據(jù)上述2個(gè)原則，泥漿泵模型建模過程忽略圓角、倒角、螺栓孔、潤滑油管路和尖角等因素，在Pro/E環(huán)境下建立的殼體三維模型如圖3所示。將Pro/E模型保存為IGS格式，導(dǎo)入Workbench軟件，殼體三維模型與Pro/E尺寸具有一致性。

圖3 泥漿泵殼體三維圖

3 有限元分析

3.1 材料定義和網(wǎng)格劃分

定義殼體材料屬性見表2[8-9]。

表2 泥漿泵殼體材料參數(shù)

網(wǎng)格劃分是有限元分析關(guān)鍵的一步，網(wǎng)格劃分的合理性直接影響有限元分析的結(jié)果?？紤]到殼體結(jié)構(gòu)不復(fù)雜，故而采用四面體形狀進(jìn)行網(wǎng)格劃分(見圖4)。最終殼體被劃分為28 056個(gè)單元，52 732個(gè)節(jié)點(diǎn)。

圖4 殼體模型網(wǎng)格劃分

3.2 約束和力加載

網(wǎng)格劃分之后，對模型進(jìn)行載荷和約束?？紤]泥漿泵殼體質(zhì)量較大，在工作過程中相對運(yùn)動(dòng)較小，因此在殼體底板上施加固定約束，限制X、Y和Z這3個(gè)方向的自由度。上述分析表明，殼體受力位置為曲軸軸承座、小齒輪軸承座、前板和十字頭支承板等4個(gè)位置，在4個(gè)受力位置通過建立局部坐標(biāo)系加載集中力，然后給整個(gè)殼體施加重力載荷，殼體模型施加載荷圖如圖5所示。

圖5 殼體模型施加載荷圖

3.3 分析結(jié)果

設(shè)置求解項(xiàng)為應(yīng)力和變形，對模型進(jìn)行求解，求解完成之后應(yīng)力和應(yīng)變結(jié)果如圖6和圖7所示。

圖6 殼體應(yīng)力云圖

圖7 殼體應(yīng)變云圖

起吊裝置材料為Q235，屈服強(qiáng)度為235 MPa，取安全系數(shù)k=1.2，由公式σ=[σ]/k，得到梁的許用應(yīng)力為195.8 MPa，有限元分析得出的最大應(yīng)力為138.76 MPa，小于許用應(yīng)力(195.8 MPa)；因此，殼體強(qiáng)度滿足要求。

分析結(jié)果顯示，最大應(yīng)變?yōu)?.654 79 mm。根據(jù)第二強(qiáng)度準(zhǔn)則εb=σb/E，帶入屈服強(qiáng)度450 MPa，彈性模量206 GPa，得到εb=2.18 mm，大于最大應(yīng)變(0.654 79 mm)；因此，最大變形不會(huì)出現(xiàn)破壞。

4 結(jié)語

本文應(yīng)用Pro/E軟件建立了泥漿泵殼體三維模型，對殼體模型在工作過程中的受力進(jìn)行了分析和計(jì)算，并應(yīng)用Workbench軟件對殼體零件進(jìn)行了有限元分析，得到了殼體在工作過程中的應(yīng)力和應(yīng)變大小。通過有限元分析，可以幫助設(shè)計(jì)人員準(zhǔn)確找到泥漿泵殼體的薄弱位置，提升了設(shè)計(jì)效率，也為殼體優(yōu)化提供了依據(jù)。

[1] 王建平,趙冬冬,史文濤,等.基于有限元計(jì)算的泥漿泵泵體結(jié)構(gòu)改進(jìn)分析[J].河南理工大學(xué)學(xué)報(bào),2013, 32(5):556-558.

[2] 郭紹波. F-1600往復(fù)式泥漿泵機(jī)體有限元分析[D].蘭州：蘭州理工大學(xué), 2011.

[3] 張慶元,陳如恒,蒲容春,等.鉆井泵機(jī)架的靜動(dòng)態(tài)有限元分析[J]. 石油學(xué)報(bào), 2000, 21(2):83-87.

[4] 童珍容,楊波,何繼釧,等.基于ANSYS Workbench加油泵的殼體應(yīng)力分析[J].新技術(shù)新工藝, 2014(8):89-90.

[5] 莫麗,黃崗,何霞,等.200型三缸壓裂泵殼體有限元應(yīng)力分析[J].煤礦機(jī)械, 2012, 33(6):118-119.

[6] 鄭龍燕. 3ZB-265型柱塞泵殼體的應(yīng)力分析及優(yōu)化[D].濟(jì)南:山東大學(xué),2013.

[7] 王復(fù)東,管志川,劉金榮.WF型三缸鉆井泵殼體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與應(yīng)力分析[J].石油礦場機(jī)械,2011, 40(5):62-66.

[8] 劉依路,胡啟國,張如華,等.基于Ansys的泥漿泵連桿的有限元分析[J].農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程,2013, 51(5):42-46.

[9] 凌桂龍. ANSYS Workbench 15.0從入門到精通[M].北京:清華大學(xué)出版社,2014.

責(zé)任編輯 鄭練

馮彥偉

(蘭州蘭石石油裝備工程有限公司，甘肅 蘭州 721013)

Finite Element Analysis of Mud Pump Shell based on Workbench

FENG Yanwei

(Lanzhou LS Petroleum Equipment Engineering Co., Ltd., Lanzhou 721013, China)

Based on the F—500 type of mud pump shell as the research object, the shell stress analysis and calculation of the simplified model is done through the establishment of mud pump Pro/E 3D entity, and the finite element analysis software using the Workbench statics analysis is carried out on the shell, then get slurry pump shell size of the stress and deformation under working load. The finite element analysis results provide the basis and the reference for the design and improvement of shell structure.

mud pump, shell, the finite element, statics analysis, Workbench

F3x=-F1x-m3acx

acx= -Rw2cosφ-lλ2w2cos2φ

acy=-Rw2sinφ+lλ2w2sin2φ

馮彥偉(1973-)，男，高級工程師，大學(xué)本科，主要從事石油機(jī)械裝備設(shè)計(jì)等方面的研究。

2016-03-29

U 418.4+3

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