有限元分析法在計(jì)算電動修井機(jī)車架承載能力上的應(yīng)用

凌虹，李卓

（中國石油集團(tuán)長城鉆探裝備部，北京 100101）

有限元分析法在計(jì)算電動修井機(jī)車架承載能力上的應(yīng)用

凌虹，李卓

（中國石油集團(tuán)長城鉆探裝備部，北京 100101）

修井機(jī)是油田特種車輛，在移運(yùn)過程中，車架要承受由各部件質(zhì)量引起的沖擊和交變載荷；在修井機(jī)起放井架和正常作業(yè)過程中，會承受井架起落引起的較大載荷；再加上油田作業(yè)環(huán)境惡劣，道路級別較低，這些因素都要求修井機(jī)車架應(yīng)具有較高的強(qiáng)度和剛度。為保證車架在極端情況下不會產(chǎn)生塑性變形而失效，滿足極限條件下安全使用，對修井機(jī)的主副車架進(jìn)行靜態(tài)分析，有限元分析法被用于修井機(jī)底盤承載能力計(jì)算是科學(xué)有效的分析方法。

修井機(jī)；有限元；分析法

1 車架力學(xué)分析模型建立

修井機(jī)是油田特種車輛，在移運(yùn)過程中，車架要承受由各部件質(zhì)量引起的沖擊和交變載荷；在修井機(jī)起放井架和正常作業(yè)過程中，會承受井架起落引起的較大載荷；再加上油田作業(yè)環(huán)境惡劣，道路級別較低，這些因素都要求修井機(jī)車架應(yīng)具有較高的強(qiáng)度和剛度。為保證車架在極端情況下不會產(chǎn)生塑性變形而失效，滿足極限條件下安全使用，對修井車的主副車架進(jìn)行靜態(tài)分析。

由于此修井機(jī)總體車架結(jié)構(gòu)裝配模型過于復(fù)雜，為了便于進(jìn)行Finite Element 網(wǎng)格劃分以及提高車架進(jìn)行分析計(jì)算的效率，在滿足主要因素計(jì)算精度的前提下，我們對裝配后的修井機(jī)車架進(jìn)行簡化。根據(jù)修井機(jī)的使用和運(yùn)行情況，在各個(gè)極端情況下，分別對車架進(jìn)行了不同的簡化：（1）當(dāng)修井機(jī)處于工作狀態(tài)時(shí)，車架上前，后液壓支腿以及螺旋千斤頂打開與地面相接觸。在修井狀態(tài)下，車架承受的力主要來自于工作時(shí)絞車鋼絲繩對車架的拉力，以及井架展開時(shí)(與水平面成93°)與負(fù)載的自身重力而施加在車架上的壓力。 此時(shí)，盡管車架前部與牽引車頭通過彎梁固定在牽引車頭的牽引鞍座上，但此時(shí)由于牽引車頭并不承受主要載荷，故在此簡化了牽引車頭與彎梁等部件。彎梁加載部位還原了原本聯(lián)接時(shí)的工字鋼，同時(shí)保留了絞車，井架與車架接觸的底座，以便于進(jìn)行對模型的力學(xué)分析。 （2）當(dāng)修井機(jī)處于正常行駛狀態(tài)時(shí)，車架上的螺旋千斤頂與液壓支腿收起，此時(shí)，車架通過彎梁上的銷子與牽引車頭的牽引鞍座相聯(lián)結(jié)固定，車架承受的力主要來自于平放時(shí)井架和牽引座自身的重力對車架產(chǎn)生的壓力。由于行駛過程中，車架與牽引車相連，所以在這里彎梁模型不可簡化。同時(shí)，為了模擬車架正常行駛情況，還還原了車輪與車架聯(lián)結(jié)的區(qū)域，便于進(jìn)行力學(xué)模型分析，簡化后的模型如圖1所示。

（3）當(dāng)修井機(jī)開始進(jìn)行準(zhǔn)備工作時(shí)，起升缸將支起井架用于油田作業(yè)。在井架升起過程中，將存在一個(gè)極端情況，此時(shí)車架受到的起升缸對車架的壓力為最大。由于極端情況的角度和壓力等均為未知，此時(shí)車輛處于準(zhǔn)備工作狀態(tài)，故采用工作狀況的簡化模型，液壓支腿與螺旋千斤頂均支在地面。

圖1 車架行駛情況簡化力學(xué)模型

2 建立有限元分析模型

在Solidworks中對模型進(jìn)行簡化后，可以通過與Ansys接口直接導(dǎo)入到workbench中。為了提高運(yùn)算效率，我們在此忽略瞬態(tài)響應(yīng)力，假設(shè)所有的力都為線性力，均為均勻傳遞到簡化后的車架力學(xué)模型中。針對以上分析的修井機(jī)工作的三種工況 ，我們對其分別進(jìn)行力學(xué)以及有限元分析。

2.1 車架有關(guān)參數(shù)

由于低合金鋼的焊接性能好，在合理的焊接工藝條件下不易產(chǎn)生氣孔和裂紋，不需要采用特殊的焊接工藝措施和焊后熱處理，故車架的主要材料選用Q235A，其物理特性為：楊氏模量=2.08E11，泊松比0.277。車架的大梁和工字鋼橫梁等部件采用16MnL,其物理特性為：楊氏模量E=2.12×1011，泊松比μ=0.31，強(qiáng)度極限為510～610MPa，屈服極限為345MPa。

同時(shí)，為了模擬真實(shí)工作狀況，在此我們須考慮以下參數(shù)：絞車的質(zhì)量7680kg，井架質(zhì)量9460kg，絞車鋼絲繩最大拉力230kN，允許的最大重物質(zhì)量為160t，以及當(dāng)?shù)刂亓铀俣?.8N/kg，這些數(shù)據(jù)我們用來驗(yàn)證極限負(fù)載情況下的車架變形受力情況。

2.2 車架模型Mesh網(wǎng)格劃分

由于我們之前已經(jīng)在Solidworks中對模型進(jìn)行了簡化，所以在進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分中我們總體將采取自動劃分方法，局部連接件我們將根據(jù)其形狀進(jìn)行單獨(dú)的網(wǎng)格劃分，以便確保結(jié)果的精確性。此模型在經(jīng)過簡化后，共劃分出14萬個(gè)節(jié)點(diǎn)和4萬多個(gè)網(wǎng)格，總體劃分網(wǎng)格劃分后的示意圖，如圖2所示。

圖2 車架模型網(wǎng)格劃分示意圖

2.3 施加邊界條件

有限元分析計(jì)算的成敗在很大程度上取決于邊界條件的處理，不同的分析工況決定著模型的載荷與約束形式。根據(jù)之前分析的修井機(jī)三個(gè)極端情況，我們將分別對其進(jìn)行邊界條件的分析。

3 加載求解和結(jié)果分析

3.1 車架最大載荷工作狀態(tài)

根據(jù)之前的分析可知，此時(shí)車架工作情況最惡劣。車架的中間部位受到絞車鋼絲繩的極限拉力（160t），同時(shí)車架的后千斤頂梁上受到了井架和負(fù)載重物自身重力對車架產(chǎn)生的壓力(共計(jì)1660.71kN)。此時(shí)由于液壓支腿和千斤頂已經(jīng)放下，故根據(jù)此時(shí)的簡化模型，在此對車架的兩對液壓支腿和一對螺旋千斤頂進(jìn)行了固定。力的大小和方向根據(jù)計(jì)算后，施加于簡化模型的作用面上。對于鋼絲繩對車架的拉力，根據(jù)總裝設(shè)計(jì)圖紙，在此我們對車架的絞車底座上施加一個(gè)作用力, 相對坐標(biāo)為（0，682，0），力的大小選擇組件，分別為（0，227170，36000）。車架的后千斤頂梁上的力由于在后部支架與地面接觸中分擔(dān)了大部分的壓力，而根據(jù)計(jì)算得知，此時(shí)的作用力和方向?yàn)椋?，-415180，0）。

結(jié)果分析：當(dāng)修井機(jī)處于極限工作狀態(tài)時(shí)，絞車底座由于絞車受到的巨大壓力會對車架產(chǎn)生向上的拉力，導(dǎo)致車架此處變形最大，為5.44mm。而根據(jù)第四強(qiáng)度校核，最大應(yīng)力則集中于車架后方的后千斤頂梁附近，最大應(yīng)力為330.46MPa。而材料的最大允許形變量為10mm，最大屈服應(yīng)力為345MPa。所以此時(shí)在最惡劣的工況下，該車架仍能滿足要求。

3.2 車輛行駛狀態(tài)

根據(jù)之前的分析，此時(shí)車架輪胎主要承擔(dān)了負(fù)荷。同時(shí)，此時(shí)由于汽車行駛過程中，彎梁與牽引車通過銷連接，故在此情況下，我們對兩個(gè)連接處分別定義為fixed約束，模擬車輛正常行駛工況。而此時(shí)車架主要受絞車和井架的壓力作用，在這里我們將絞車與車架的共同質(zhì)量 (17140kg)均勻施加在模型上的連接處，方向?yàn)閅軸的負(fù)方向，大小均為55990N。在這里我們選擇Force指令來對車架進(jìn)行施加力。

結(jié)果分析：當(dāng)修井機(jī)行駛時(shí)，井架以及絞車的重力主要通過與車架連接件分布在車架大梁以及后千斤頂梁上，這個(gè)靜壓力使車架產(chǎn)生彎曲。從整體變形圖可以看出，此時(shí)車架的最大應(yīng)變量為0.48mm。從Equivalent Von-Mises結(jié)果圖（第四強(qiáng)度校核）中可以看出，此時(shí)車架所受的最大應(yīng)力為126.93MPa。由于材料的屈服應(yīng)力為345MPa，所以此時(shí)車架完全符合標(biāo)準(zhǔn)，安全系數(shù)為2.74。

圖3 行駛工況車架所受應(yīng)變示意圖

3.3 井架舉升狀態(tài)

當(dāng)車架處于準(zhǔn)備工作狀態(tài)時(shí)，根據(jù)之前分析，必然有一點(diǎn)會使得起升缸的承重壓力最大，此時(shí)，車架受到的起升缸的壓力也為最大。根據(jù)力學(xué)分析，由于起升缸與井架的固定端的水平距離不變，對其進(jìn)行受力分析后，可以判斷出，最終起升缸所受力F0與其水平線夾角成反向的線性函數(shù)關(guān)系，故當(dāng)起升缸與水平線夾角為0°時(shí)，車架所受壓力最大，即當(dāng)井架剛被起升缸撐起的瞬間帶來的壓力最大。此時(shí)由于液壓支腿和螺旋千斤頂已經(jīng)放下，所以約束在此選取與加載時(shí)相同的方法。這時(shí)的力主要分布在絞盤的底座，（方向?yàn)閅的負(fù)方向），以及井架的重力帶來的壓力。

圖4 井架舉升狀態(tài)最大變形圖

結(jié)果分析：根據(jù)整體變形和應(yīng)變圖可以看出，此時(shí)最大的受力點(diǎn)在車架中部，最大應(yīng)變?yōu)?.77mm，最大應(yīng)力為113.26MPa。根據(jù)之前給出的材料屬性，此時(shí)的工況遠(yuǎn)小于極限狀況，安全系數(shù)為3.06，據(jù)此我們可以得知此時(shí)完全滿足正常的使用。

4 結(jié)語

通過利用新一代多物理場協(xié)同CAE仿真環(huán)境AWE(Ansys Workbench Environment)，我們對該油田修井機(jī)的車架進(jìn)行了有限元分析，得出了最大應(yīng)力點(diǎn)與最大變形點(diǎn)等，此分析結(jié)果與實(shí)際情況相符。最后得出結(jié)論如下。

該車架的設(shè)計(jì)強(qiáng)度和變形完全符合實(shí)際的工作要求。在最惡劣的極限受載情況下，會導(dǎo)致車架整體受力變形太大，但都是瞬間過程，時(shí)間很短，不會產(chǎn)生大的損傷。其他工況則現(xiàn)有車架完全滿足其使用要求。 通過采用有限元分析法對修井機(jī)底盤在各種工況下承載能力的定量計(jì)算，大大提高了修井機(jī)車架的可靠性。

[1]陳如恒.石油裝備標(biāo)準(zhǔn)國際化（一）.石油與裝備，2009年08月總第027期。

[2]彭飛，王小東，等. 深水套筒式連接器承載能力評估方法. 石油機(jī)械，2015,第3期.

[3]Gilles GABOLDE , Jean-paul NGUYEN, Drilling data handbook, SIXTH EDITION EXPANDED AND UPDATED.

[4]周全興.鉆采工具手冊.

[5]張文成，宋保華，等. 自然環(huán)境挑戰(zhàn)鉆井設(shè)備. 石油與裝備，2010總第030期。

[6]楊思亮，張杰，等. VSI真空斷路器防跳回路故障分析及改造措施. 電氣技術(shù)，2017第4期。

TE935

A

1671-0711（2017）06（下）-0175-03