重載壓裂車(chē)副車(chē)架的多工況靜態(tài)強(qiáng)度分析

摘要：為了檢驗(yàn)壓裂車(chē)在不同工況下的車(chē)架強(qiáng)度，建立有限元模型，分析副車(chē)架在彎曲工況、扭轉(zhuǎn)工況、制動(dòng)工況、轉(zhuǎn)彎工況、復(fù)合工況、工作工況6種工況下的載荷情況，獲得其應(yīng)力分布云圖和最大應(yīng)力點(diǎn)，為針對(duì)副車(chē)架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的設(shè)計(jì)改進(jìn)提供了理論依據(jù)。分析結(jié)果表明，復(fù)合工況下車(chē)架的應(yīng)力最大，為214 MPa，因此在一般的常見(jiàn)工況下應(yīng)盡量避免扭轉(zhuǎn)工況，從而達(dá)到提高整車(chē)的使用壽命。

關(guān)鍵詞：壓裂車(chē)；副車(chē)架；有限元；靜態(tài)強(qiáng)度

中圖分類(lèi)號(hào)：U469.2 收稿日期：2023-04-22

DOI：10.19999/j.cnki.1004-0226.2023.10.012

1 前言

隨著世界工業(yè)的蓬勃發(fā)展，頁(yè)巖氣和煤層氣等非常規(guī)油氣的開(kāi)采和勘探變得越來(lái)越重要。近年來(lái)國(guó)內(nèi)對(duì)煤氣層、頁(yè)巖氣資源的開(kāi)采和對(duì)原有的油氣田進(jìn)行增產(chǎn)措施的不斷推進(jìn)，壓裂裝備就尤為關(guān)鍵，壓裂車(chē)主要由運(yùn)載底盤(pán)和臺(tái)上設(shè)備所組成，中間通過(guò)副車(chē)架來(lái)連接。壓裂車(chē)的副車(chē)架要承擔(dān)不平路面引起的變化載荷及上裝設(shè)備的自重。因此，對(duì)壓裂車(chē)的副車(chē)架進(jìn)行強(qiáng)度分析極為關(guān)鍵，將直接影響整車(chē)行駛的安全性[1-2]。

國(guó)內(nèi)外對(duì)壓裂車(chē)副車(chē)架的強(qiáng)度研究不夠全面。肖文生等[3]對(duì)壓裂車(chē)主副車(chē)架有限元模型進(jìn)行靜態(tài)強(qiáng)度分析，獲得壓裂車(chē)在彎曲工況和扭轉(zhuǎn)狀態(tài)下的最大應(yīng)力應(yīng)變值。侯雯[4]對(duì)壓裂車(chē)車(chē)架進(jìn)行了4種基本工況的靜力學(xué)分析。王旱祥等[5]對(duì)2500型頁(yè)巖氣壓裂車(chē)底盤(pán)分析車(chē)架承載能力，加入動(dòng)載系數(shù)的影響使其更加符合實(shí)際情況，完善了大型壓裂車(chē)車(chē)架研究的理論體系。王峻喬等[6]分析了壓裂車(chē)車(chē)架在動(dòng)態(tài)載荷下的應(yīng)力和變形分布情況。SUN 等[7]利用 Nastran計(jì)算并顯示了5種工況車(chē)架上的危險(xiǎn)位置和最大應(yīng)力位置。因此，站在前人的肩膀上，研究壓裂車(chē)在靜態(tài)彎曲工況、轉(zhuǎn)彎工況、扭轉(zhuǎn)工況、制動(dòng)工況、復(fù)合工況、工作工況6種工況并進(jìn)行有限元分析，分析副車(chē)架應(yīng)力分布情況，查找危險(xiǎn)部位，針對(duì)性地給出改進(jìn)優(yōu)化方法。

2 幾何模型和有限元模型

2.1 幾何模型的建立

通過(guò)CAD和CAE軟件相結(jié)合，采用三維建模軟件Solidworks，建立壓裂車(chē)副車(chē)架的模型，然后無(wú)縫連接到Ansa軟件中。為了方便分析，需要對(duì)幾何模型進(jìn)行簡(jiǎn)化處理，以提高有限元分析計(jì)算的速度和網(wǎng)格的質(zhì)量，同時(shí)避免局部的小特征造成的網(wǎng)格劃分困難，將效率和精度進(jìn)行合理分配，可采用以下幾種方法：a.將不受載荷和不起作用的部件進(jìn)行省略；b.建模時(shí)去掉結(jié)構(gòu)中影響不大的小孔；c.去除對(duì)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度影響很小的圓角、凸臺(tái)。

2.2 有限元模型的建立

建立有限元模型時(shí)，在Ansa軟件中導(dǎo)入簡(jiǎn)化好的模型，對(duì)其進(jìn)行幾何清理、抽取中面，劃分網(wǎng)格。為了模擬壓裂車(chē)在路面上的受力情況，需要合理建立支撐單元。通過(guò)采用剛性梁?jiǎn)卧M壓裂車(chē)中剛度較大的連接部分；懸架系統(tǒng)對(duì)于模擬車(chē)輛在路面上的支撐和減震效果起著重要作用。為了模擬懸架系統(tǒng)的剛度和阻尼效應(yīng)，本文采用彈簧單元。彈簧單元能夠提供車(chē)輛在不平坦路面上的支撐力，并且考慮了剛度與阻尼的組合效果。通過(guò)合理設(shè)置彈簧單元的參數(shù)，可以模擬車(chē)輛在路面上的運(yùn)動(dòng)特性。之后對(duì)其進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格大小主車(chē)架采用20 mm，副車(chē)架10 mm的S4R單元網(wǎng)格劃分，對(duì)主副車(chē)架之間的連接板和主梁、縱梁部位進(jìn)行加密網(wǎng)格處理以提高計(jì)算精度。采用的材料主要為鋼材，其中副車(chē)架為Q345B材料，其余上裝結(jié)構(gòu)為Q235B，對(duì)應(yīng)的材料力學(xué)性能如表1所示，劃分完成后網(wǎng)格模型如圖1所示。

將發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)箱、水箱、壓裂泵等設(shè)備以均勻質(zhì)量點(diǎn)（Mass21單元）的方式進(jìn)行模擬，這里采用質(zhì)量點(diǎn)或是集中力對(duì)車(chē)架的結(jié)構(gòu)應(yīng)力沒(méi)有太大的影響，以上簡(jiǎn)化加載方式，分析結(jié)果基本一致[8]，通過(guò)RBE3耦合單元與附屬支架上的節(jié)點(diǎn)進(jìn)行連接，各上裝設(shè)備和部件位置的質(zhì)量如表2、圖2所示，圖中A為液壓系統(tǒng)，B為發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)箱、傳動(dòng)軸，C為冷卻水箱，D為壓裂泵、管匯系統(tǒng)，E為懸架。

3 工況確定

結(jié)合壓裂車(chē)的實(shí)際工況，對(duì)下面對(duì)6種典型工況進(jìn)行分析介紹。

a.滿(mǎn)載彎曲工況。描述壓裂車(chē)在路面上勻速移動(dòng)或靜止的情況，此時(shí)副車(chē)架只會(huì)受到來(lái)自上裝設(shè)備的自重引起的彎曲載荷。重力加速度設(shè)為9.8 m/s2，選取動(dòng)載系數(shù)為1.1。

b.滿(mǎn)載轉(zhuǎn)彎工況。在轉(zhuǎn)彎過(guò)程中，壓裂車(chē)受到離心力的作用產(chǎn)生側(cè)向載荷，其大小取決于轉(zhuǎn)彎半徑和速度，模擬壓裂車(chē)滿(mǎn)載情況下以最小轉(zhuǎn)彎半徑14.3 m、車(chē)速為20 km/h左轉(zhuǎn)彎時(shí)的狀態(tài)，取向右3.01 m/s2的側(cè)向加速度，動(dòng)載系數(shù)為1.1。

c.滿(mǎn)載制動(dòng)工況。當(dāng)壓裂車(chē)在行駛中遇到突發(fā)情況需要進(jìn)行加速或減速，就會(huì)導(dǎo)致慣性力的產(chǎn)生，慣性力大小與上裝設(shè)備的質(zhì)量和制動(dòng)加速度有關(guān)。取制動(dòng)減速度為5 m/s2，動(dòng)載系數(shù)取1.1。

d.滿(mǎn)載扭轉(zhuǎn)工況。壓裂車(chē)在崎嶇路面行駛時(shí)，就可能發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形，極端情況下會(huì)出現(xiàn)一輪懸空的情況。這種狀態(tài)下車(chē)架的約束就變得極為不對(duì)稱(chēng)，本文取左前輪抬升120 mm，通常情況下，這種扭轉(zhuǎn)變形發(fā)生在車(chē)輛低速行駛時(shí)，慣性載荷較小，動(dòng)載系數(shù)取1.1。

e.復(fù)合工況。壓裂車(chē)不可能孤立的受到以上4種工況的某一種工況，也會(huì)組合發(fā)生。例如拐彎時(shí)必然會(huì)有減速過(guò)程。所以模擬復(fù)合工況以最小轉(zhuǎn)彎半徑14.3 m、車(chē)速為20 km/h左轉(zhuǎn)彎、0.25 g的制動(dòng)加速度進(jìn)行制動(dòng)，并且兩個(gè)左后輪下沉120 mm時(shí)的工況，動(dòng)載系數(shù)取1.1。

f.工作工況。該工況模擬車(chē)輛在上裝發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率（2 250美制馬力，即為1 677.825 kW）時(shí)，變速箱與壓力泵之間的傳動(dòng)軸的扭轉(zhuǎn)作用下的應(yīng)力分布。

4 載荷與邊界

分析模擬壓裂車(chē)副車(chē)架在行駛過(guò)程中承受的6種工況，6種工況施加載荷見(jiàn)表3，邊界條件見(jiàn)表4。

5 分析結(jié)果

彎曲工況下的應(yīng)力分布如圖3a所示，壓裂車(chē)副車(chē)架受到最大應(yīng)力為159.54 MPa，最大應(yīng)力點(diǎn)出現(xiàn)在發(fā)動(dòng)機(jī)下方主車(chē)架邊楞處，強(qiáng)度在允許的范圍內(nèi)。

轉(zhuǎn)彎工況的應(yīng)力分布如圖3b所示，從圖中可以看出，車(chē)架最大應(yīng)力為147.48 MPa，最大應(yīng)力位置是與車(chē)輛轉(zhuǎn)彎方向相反一側(cè)的發(fā)動(dòng)機(jī)支座處，轉(zhuǎn)彎工況由于載荷左右不對(duì)稱(chēng)，車(chē)輛轉(zhuǎn)彎產(chǎn)生離心力，因此與轉(zhuǎn)彎方向相反的一側(cè)應(yīng)力相對(duì)較大。

制動(dòng)工況下的應(yīng)力分布如圖3c所示，最大應(yīng)力140.05 MPa，出現(xiàn)在副車(chē)架與上裝支架焊接處的位置，制動(dòng)工況由于制動(dòng)慣性力的作用，在發(fā)動(dòng)機(jī)前支架位置有應(yīng)力高點(diǎn)，但應(yīng)力水平較低，主副車(chē)架的第一個(gè)連接板處存在一定的應(yīng)力集中。

扭轉(zhuǎn)工況下的應(yīng)力分布如圖3d所示，最大應(yīng)力174.03 MPa，出現(xiàn)在主副車(chē)架與散熱器支架的焊接處，因?yàn)樽笄拜喌奶杂覀?cè)載荷后懸架承擔(dān)的載荷會(huì)增大。

復(fù)合工況的應(yīng)力分布如圖3e所示，車(chē)架最大應(yīng)力為214.37 MPa，最大應(yīng)力位置在第二個(gè)橫梁加強(qiáng)板處，由于復(fù)合工況是將各種載荷進(jìn)行疊加，實(shí)際載荷一般不會(huì)出現(xiàn)或出現(xiàn)概率較低，目的是盡可能多地反映車(chē)輛的薄弱部位，結(jié)果數(shù)值一般不作為車(chē)輛強(qiáng)度方面的評(píng)價(jià)依據(jù)。

工作工況的應(yīng)力分布如圖3f所示，副車(chē)架最大應(yīng)力為117.80 MPa，最大應(yīng)力位置副車(chē)架與發(fā)動(dòng)機(jī)支座的焊接處。

從副車(chē)架在各工況下的分析結(jié)果見(jiàn)表5，6種工況中最大應(yīng)力為214.4 MPa，小于Q345B的屈服極限325 MPa?？梢钥闯龈避?chē)架及附屬上裝結(jié)構(gòu)的應(yīng)力均在屈服強(qiáng)度以?xún)?nèi)，且有較大的安全系數(shù)。各種情況下最大應(yīng)力產(chǎn)生的位置也不一樣，需要經(jīng)過(guò)比較研究，針對(duì)性地提高車(chē)架部分的剛度。在行駛壓裂車(chē)時(shí)應(yīng)注意控制速度，及時(shí)判斷路況，并減少應(yīng)急動(dòng)作，以增加壓裂車(chē)的A7lZAttMVQZ9f89WbhClMg==使用壽命和安全性。

6 結(jié)語(yǔ)

a.本文完成了壓裂車(chē)副車(chē)架有限元模型，計(jì)算得出壓裂車(chē)副車(chē)架在6種工況下的應(yīng)力云圖和危險(xiǎn)部位。通過(guò)分析得知本副車(chē)架強(qiáng)度符合實(shí)際要求。應(yīng)力高點(diǎn)位置一般出現(xiàn)在副車(chē)架中部，主要是由于發(fā)動(dòng)機(jī)和水箱安裝位置決定的，可以對(duì)副車(chē)架中部進(jìn)行加強(qiáng)處理。

b.壓裂車(chē)在道路行駛過(guò)程中最大應(yīng)力發(fā)生在復(fù)合工況下，不過(guò)這種多種工況復(fù)合的情況還是比較罕見(jiàn)，在扭轉(zhuǎn)工況下，應(yīng)力明顯大于其他工況，為了提高使用壽命，應(yīng)盡量避免此種工況。

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作者簡(jiǎn)介：

閆海，男，1997年生，碩士研究生，研究方向?yàn)闄C(jī)械工程。

吳承格（通訊作者），男，1977年生，教授，研究方向?yàn)榻煌ㄑb備輕量化與控制。