壓裂車結(jié)構(gòu)軸荷計(jì)算及支架強(qiáng)度分析

李龍強(qiáng)，王 波，王任勝

(1.本溪鋼鐵(集團(tuán))礦業(yè)有限責(zé)任公司設(shè)備工程部，遼寧 本溪 117000；2.四川宏華電氣有限責(zé)任公司，四川 成都 610037；3.遼寧科技學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院，遼寧 本溪 117000)

0 引言

壓裂車一般由底盤(撬架)、臺(tái)上發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱、壓裂泵、潤(rùn)滑系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)、控制系統(tǒng)和高低壓管匯等部分組成，是實(shí)施壓裂施工作業(yè)的核心設(shè)備[1-3]，其整車裝配示意如圖1所示。

圖1 整車裝配示意圖

壓裂車的結(jié)構(gòu)按運(yùn)載方式分為車裝式和撬裝式；按傳動(dòng)方式分為液力傳動(dòng)和機(jī)械傳動(dòng)；按操作方式分為車臺(tái)操縱、遠(yuǎn)程操縱和網(wǎng)絡(luò)控制；按壓裂泵型式分為三缸單作用臥式柱塞泵和五缸單作用臥式柱塞泵[4-6]。然而，壓裂車使用過程中, 整車結(jié)構(gòu)位置和軸荷的合理分配及柴油機(jī)支架的強(qiáng)度和剛度已成為壓裂車設(shè)計(jì)時(shí)需要重點(diǎn)考慮的問題。

1 軸荷計(jì)算

選擇前輪所在軸線為Y軸，過輪軸平面的對(duì)稱中心線為X軸，選擇與前輪軸線相交且豎直向上的直線為Z軸，如圖2、圖3所示。只計(jì)算底盤、發(fā)動(dòng)機(jī)、液力變速箱、萬向聯(lián)軸器、水箱和三缸泵的質(zhì)量。

圖2 底盤主視圖

圖3 底盤俯視圖

后輪由兩排輪子(前排、后排)組成，計(jì)算時(shí)取兩輪圓心連線的中點(diǎn)A為力的支撐點(diǎn)。則A點(diǎn)距離原點(diǎn)的距離H如式(1)所示：

(1)

式中，L1為后輪(前排)與原點(diǎn)的距離，L1=5 050 mm；

L2為后輪(后排)與原點(diǎn)的距離，L2=6 500 mm。

設(shè)后輪的受力大小為F1，前輪的受力大小為F2，M為整車的質(zhì)量。取前輪為原點(diǎn)，力和力矩平衡如式(2)所示，加載參數(shù)見圖4所示。

(2)

其中，M1、M2、M3、M4、M5、M6分別為柴油機(jī)、底盤、液力變速箱、萬向聯(lián)軸器、泵和水箱滿載的質(zhì)量；R1、R2、R3、R4、R5、R6分別為柴油機(jī)、底盤、液力變速箱、萬向聯(lián)軸器、泵和水箱到原點(diǎn)的X軸向距離。假設(shè)三缸柱塞泵重心對(duì)稱，在選擇了液力變速箱和三缸柱塞泵后它們的質(zhì)量和結(jié)構(gòu)尺寸都將成為已知數(shù)，主要看發(fā)動(dòng)機(jī)風(fēng)扇和散熱器的尺寸。

前輪載荷為F2=Mg-F1，其中M為整車質(zhì)量。

在我國(guó)現(xiàn)行的《公路工程技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)》中對(duì)軸載質(zhì)量作了明確規(guī)定，即單軸為11 000 kg，雙聯(lián)軸為18 000 kg。軸荷的分配是否合理可以用軸荷的利用率來評(píng)價(jià)。利用Delphi編程開發(fā)軟件，輸入?yún)?shù)，參數(shù)見圖4。軸荷的利用率這里定義為實(shí)際受力值與國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)值的比值的百分比。如果前后輪的軸荷的利用率接近，那么軸荷分配比較合理。通過計(jì)算得出：后輪軸荷為10 459 N，前輪軸荷為6 383 N，軸荷利用率分別為58%和64%，軸荷分配比較合理。

圖4 確定結(jié)構(gòu)參數(shù)和軸荷

2 支架靜強(qiáng)度分析

2.1 有限元模型建立

通過有限元法來求解，首先離散和選擇單元類型，定義應(yīng)變位移和應(yīng)力應(yīng)變關(guān)系。利用能量法更易于建立結(jié)構(gòu)問題的單元?jiǎng)偠染仃嚭蛦卧匠?。虛功原理、最小?shì)能原理和Castigliano理論常用于推導(dǎo)單元?jiǎng)偠染仃嚒?/p>

為了將有限元方法擴(kuò)展到結(jié)構(gòu)應(yīng)力分析領(lǐng)域之外,類似于使用最小勢(shì)能原理,在推導(dǎo)單元?jiǎng)偠染仃嚭头匠讨谐３＠梅汉治?，得出描述單元特性的方程，這些方程可方便地寫為矩陣形式:

(3)

或?qū)懗珊?jiǎn)練的矩陣形式:

(4)

進(jìn)而組裝單元方程得出總體方程并引進(jìn)邊界條件，解未知自由度(或廣義位移)，以及單元應(yīng)變和應(yīng)力(后處理)。

根據(jù)已有構(gòu)架主體對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)前端支架建模，如圖5所示，其參數(shù)為：下端板厚為16 mm，材料Q235，質(zhì)量為30 kg，其他材料屬性參數(shù)如表1所示。柴油機(jī)選用QXS15系列，其重量為1 451 kg，施加的載荷為機(jī)器重量的1/2，即為725.5 kg。支架下底板面外兩側(cè)定義為固定約束，支架上表面施加統(tǒng)一分布載荷為7 255 N壓力。網(wǎng)格劃分采用標(biāo)準(zhǔn)網(wǎng)格默認(rèn)模式。發(fā)動(dòng)機(jī)前端支架網(wǎng)格劃分如圖6所示。

圖5 發(fā)動(dòng)機(jī)前端支架模型

表1 支架材料屬性

圖6 發(fā)動(dòng)機(jī)前端支架網(wǎng)格劃分

2.2 靜強(qiáng)度結(jié)果分析及討論

靜強(qiáng)度分析結(jié)果如圖7、8所示。從圖7中可以看出，支架應(yīng)力主要集中在支架底板內(nèi)兩側(cè)上，最大應(yīng)力為1.8×108N/m2，這是由支架底板外兩側(cè)作為施加約束面而支架上表面為載荷的施加面所致。同理，支架應(yīng)變也主要集中在支架底板內(nèi)兩側(cè)上，其最大應(yīng)變?yōu)?.9×10-4，支架應(yīng)變分布如圖8所示。

圖7 支架應(yīng)力分布

圖8 支架應(yīng)變分布

圖9為支架安全系數(shù)分布圖。從分析結(jié)果看，支架最小安全系數(shù)分布在支架底板內(nèi)兩側(cè)，其安全系數(shù)為2.2，滿足支架靜強(qiáng)度要求，并能滿足運(yùn)輸過程和發(fā)動(dòng)機(jī)工作中的要求。

圖9 支架安全系數(shù)分布

3 結(jié)論

本文通過壓裂車建立三維模型，確定整車結(jié)構(gòu)軸荷等參數(shù)以及利用有限元分析法對(duì)柴油機(jī)支架進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析得出以下結(jié)論。

(1)壓裂車的軸荷利用率受整車參數(shù)的影響。本文通過參數(shù)選取，計(jì)算出所設(shè)計(jì)壓裂車的軸荷利用率分別為58%和64%，軸荷分配合理。

(2)通過對(duì)柴油機(jī)支架強(qiáng)度分析可知，其應(yīng)力、應(yīng)變最大值均發(fā)生在支架底板內(nèi)兩側(cè)。