基于ADAMS的壓裂車三缸泵振動分析*

馬曉偉，劉 健，孫延迪，劉忠硯，肖柳勝

(中國石油大學(華東)機電工程學院，山東青島266580)

0 引言

近幾年來隨著油田增產措施的推進，壓裂采油工藝需要的壓力等級越來越高［1-2］，壓裂車也朝著大功率、大型化快速發展，而隨之產生的振動問題也日益突出。一些新研制的大型壓裂車，作業工況下某些檔位出現了較大振動，已經嚴重影響到整車的使用性能、安全及壽命。從已有的分析可以明確，三缸泵的振動激勵是引起壓裂車作業工況振動的主要原因，而如何減小三缸泵的振動激勵向車架的傳遞也成為目前制約壓裂車壓力等級提高的技術瓶頸。因此，明確三缸泵對車架的實際激勵大小及形式，進而采取合理的隔振措施，對于壓裂車的大功率、大型化發展具有重要的意義。

三缸泵結構復雜、激勵源多，目前國內對其振動進行全面分析研究的較少，僅有少量文獻針對其局部振動的研究，例如文獻［3-4］仿真分析了三缸泵的曲軸和滑塊部分的受力情況，模型簡單，忽略因素較多。

本研究綜合考慮三缸泵的慣性力和液力端壓力波動等多激勵源工況，其能夠真實地反映壓裂車作業時三缸泵對車架的振動激勵。

1 振動激勵源分析

三缸泵可以看成是由3 個單缸泵按相位角相差120°排列而成［5］。因此分析三缸泵的一個缸的曲柄滑塊機構慣性力激勵及液力端壓力波動激勵，將其按相位角相差120°進行疊加即可得到三缸泵的相應的振動激勵。

1.1 曲柄滑塊機構的慣性力

三缸泵的單個缸的原理圖如圖1所示。

其主體為典型的曲柄滑塊機構，慣性力主要包括曲軸的旋轉慣性力、連桿的旋轉慣性力和旋轉慣性力矩、柱塞的往復慣性力。

圖1 曲柄滑塊機構圖

設曲柄AB 長度為R，曲柄角速度為ω，連桿長度為L，連桿瞬時角速度和角加速度分別為ω2和ε2，連桿和柱塞的質量分別為m2和m3，由文獻［6-7］可求得連桿AB 的角速度ω2和角加速度ε2及柱塞的加速度a，此處不再做推導，因此可以求得:

(1)曲軸的慣性力F=m×R×ω2;

(2)連桿的慣性力F2=m2×r2×ω22，慣性力矩M=J×ε2;

(3)柱塞的慣性力F3=m3×a。

1.2 液力端的液壓波動力

三缸泵柱塞上激勵力:

FP=S×P

式中:S—柱塞端面積;P—柱塞缸內壓力。

由于三缸泵液力端存在泵入、泵出液體時壓力的波動，加載在柱塞端的液力激勵為隨著液力端壓力波動的變量，泵入液體時的壓力較小，本研究在此忽略［8］，僅考慮泵出液體時的壓力。

參考圖1，假設其泵出液體時的壓力恒為液力端壓力，當曲軸轉過角度0≤φ≤π 時，泵入液體，π≤φ≤2π時，泵出液體，則加載在柱塞上的激勵力變化如圖2所示。

圖2 柱塞端激勵力

2 基于ADAMS 三缸泵的虛擬樣機

由于三缸泵結構復雜，而ADAMS 軟件三維建模能力一般［9］，本研究采用Pro/E 來建立三缸泵的各部分模型并裝配，然后導入ADAMS 軟件中，添加相應的材料屬性、連接約束、驅動和激勵。

2.1 Pro/E 中三缸泵模型的建立

以某公司的3000 型壓裂車車載三缸泵為研究原型，為節省建模時間和簡化分析，本研究對于三缸泵的模型做了適當的簡化:

(1)建模時忽略對分析影響不大的連接螺栓，螺栓連接處全部用剛性連接代替;

(2)建模時對曲軸輸入端進行簡化，忽略曲軸輸入端減速器，僅建立位于泵中的曲軸;

(3)為便于在ADAMS 中添加各種約束副，建模時將十字頭、小連桿及柱塞當成一個零件處理。

本研究建立的三缸泵三維模型如圖3所示。

圖3 三缸泵三維模型

2.2 ADAMS 中三缸泵虛擬樣機的構建

筆者把Pro/E 導出的三缸泵中性體文件導入ADAMS，設置各部分的材料屬性，三缸泵主體曲柄滑塊部分材質為42CrMo，其彈性模量為2.12 ×1011N/m2，泊松比為0.28，密度為7.85 ×103kg/m3，添加完材料屬性之后，添加各部件之間的連接約束。

本研究更真實地反應三缸泵工況時對車架的振動激勵，考慮了各運動部件間的摩擦力，由于篇幅有限，在此不詳細列出各部分約束及摩擦系數，完成相應設置的虛擬樣機主體部分如圖4所示。

圖4 主體曲柄滑塊部分約束

3 虛擬樣機仿真實驗及振動激勵分析

3.1 驅動及振動激勵的設置

本研究假定發動機在大泵達到穩定工況時的輸出功率是恒定值，且到三缸泵輸入端的傳遞率不隨其他因素變化而變化。

由:

P=T×ω

式中:P—大泵輸入功率，T—轉矩，ω—轉速。

即可求出大泵輸入扭矩和轉速的關系如表1所示。

表1 輸入轉速、扭矩關系

激勵部分主要包括慣性力和液力端壓力［10-11］，慣性力通過在虛擬樣機中設置約束和材料屬性，進行仿真時虛擬樣機會自動計算。而對于液力端壓力，為了縮短仿真時間，本研究假設壓裂車的大泵在每個檔位工作2 s，由于在吸液沖程壓力可忽略不計，液力端壓力波動主要考慮排液沖程。由柱塞作用力為柱塞面積(11 432.6 mm2)和最大排出壓力(100 MPa)可知，加載柱塞端的液體壓力值為F=P×S=1 143 260 N。其第一個活塞端的加載函數為(其余兩個活塞加載函數與第一個活塞的加載函數相差120°和240°相位角):

3 個柱塞的壓力加載曲線如圖5所示。

圖5 3 個柱塞壓力加載曲線

3.2 振動激勵的分析

本研究設置仿真分析時間為16 s，steps 為160。由于三缸泵引起的壓裂車的振動主要表現為橫向振動，此處主要關心三缸泵工作時對車架的橫向激勵，仿真分析車架對三缸泵的橫向支反力，并對支反力進行FFT 變換。

支反力及支反力FFT 變換如圖6所示。

圖6 泵座橫向支反力及支反力FFT 變換

由圖6(b)可知，壓裂車在剛啟動不加壓作業時，工作平穩，無明顯橫向振動產生;加壓后，出現明顯橫向振動，且在四檔、五檔時振動幅度較大。由仿真數據可以看出，車架對三缸泵的橫向支反力幅值只受液力端的壓力波動影響，且峰值出現在5.3 Hz 處，7 s～9 s(6 s～8 s 為四檔，8 s～10 s 為五檔)時，這與壓裂車實際作業工況時在四檔和五檔處出現低頻橫向振動吻合。因此，由仿真分析可以得出，引起壓裂車作業工況整車橫向振動的激勵源主要為三缸泵加壓時液力端的壓力波動引起的，且其激勵主要成分為低頻激勵。

3.3 數據可靠性的試驗驗證

為驗證仿真分析數據的可靠性，本研究通過將仿真得到的載荷數據加載在壓裂車虛擬樣機上，測得不同部位的加速度響應值，與現場實驗實際工況加速度傳感器測得的數據進行對比。

壓裂車虛擬樣機如圖7所示。

圖7 壓裂車虛擬樣機

壓裂車現場實驗及加速度傳感器4464、4459、4458 在車架上的安裝位置如圖8所示。

圖8 現場實驗

由于篇幅所限，本研究著重對比分析壓裂車四檔時，4464、4459 及4458 位置的試驗測得的加速度峰值和仿真測得的加速度峰值對比。

數據對比如表2所示。

從表2 可以看出，4464、4459 及4458 位置仿真測得的加速度峰值與試驗數據均較為接近，其數據誤差在20%以內，滿足工程誤差要求，可知本研究仿真的

表2 數據對比

三缸泵對車架的激勵數據能夠真實反應壓裂車實際作業工況三缸泵對車架的振動激勵情況，具有較好的工程應用價值，確保了壓裂車三缸泵隔振方案設計所需數據的正確性與可靠性。

4 結束語

(1)本研究綜合考慮三缸泵的慣性力和液力端壓力波動等多激勵源，建立了貼近實際工況的三缸泵的虛擬樣機模型，仿真得到的結果與壓裂車的實際工作特性吻合;

(2)通過加載仿真激勵數據，本研究得到與實際試驗相同位置點的加速度響應值，其誤差均在20%以內，證明了虛擬樣機仿真結果是可靠的;

(3)本研究明確了三缸泵振動引起壓裂車橫向振動的激勵的幅值及形式，為解決壓裂車三缸泵的振動問題及隔振方案的設計提供了依據。

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