基于ANSYS Workbench的泥漿泵導板分析與優化

常平

（蘭州蘭石石油裝備工程有限公司，甘肅 蘭州 730314）

基于ANSYS Workbench的泥漿泵導板分析與優化

常平

（蘭州蘭石石油裝備工程有限公司，甘肅 蘭州 730314）

針對泥漿泵的導板在試車和工作過程中容易出現的研磨破壞和使用壽命短等問題，根據泥漿泵工作中的壓力、排量等參數計算出了十字頭與導板所承受載荷的大小，然后利用大型有限元軟件ANSYS Workbench15.0平臺對十字頭與導板進行了瞬態動力學分析，得到了十字頭在運動過程中導板的最大變形位置及最大變形量。根據分析結果，在其它參數不變的情況下，對導板最大變形位置進行加厚處理，導入到ANSYS Workbench15.0中，結果發現導板變形量減小，證明導板厚度是影響導板壽命的一個因素，對以后的導板的設計提供了一個理論依據。

泥漿泵；導板；有限元；優化

1 概述

石油在當代生活中發揮著十分重要的作用，它深入到了國民經濟的各個行業，大到國防、航天、工農業，小到百姓的日常生活，都離不開石油及石油制品。泥漿泵（又稱作鉆井泵）是石油鉆機的主要功能部件，被譽為石油鉆機的“心臟”，其在鉆井過程中起到供給井底動力鉆具的動力和攜帶井底巖屑等作用。上個世紀六七十年代，石油礦場使用最廣泛的是雙缸雙作用活塞式泥漿泵，這種泥漿泵相對來說結構簡單，制造和操作也不太復雜，但是雙缸雙作用泵在排出過程中，因為活塞桿也占用了一些空間，所以使得排量減小，增大了排量的不均勻程度。隨著石油礦場用泥漿泵向著高壓力方向發展，作用在活塞桿上的活塞力也越來越大，活塞桿的直徑也是越來越大，致使泥漿泵的排量更加不均勻，所以漸漸地這種泥漿泵遭到淘汰。當前石油礦場使用最廣泛的是三缸單作用活塞式泥漿泵，這種泥漿泵有兩個顯著的特點：一是短沖程和高沖次，目的是為了減輕單位馬力的重量，這種泵一般的沖程范圍為6英寸至14英寸，額定沖次可達到160沖/ min，而與之相應功率的雙缸雙作用往復式活塞泵的沖程為12英寸至18英寸，最高的額定沖次為75沖/min；二是單作用活塞結構，這種結構拆裝維修和沖洗摩擦面都很方便，而且結構可靠，避免了大直徑柱塞密封帶來的困難[1]。

三缸單作用活塞式泥漿泵具有排量大、壓力高、壓力波動小、流量均勻、易損件更換簡單等優點。在泥漿泵出廠前都會在試車臺進行負載試驗，檢驗泵的功率排量壓力等指標是否達到設計要求，各個零部件是否運轉正常等。但是試車時間相對來說比較短，有些問題需要泥漿泵工作一定時間之后才能顯現出來，由于泵的動力端采用的是曲柄連桿—十字頭機構，所以泥漿泵在交付客戶后，經常會在運行過程中出現導板發熱、研磨破壞等問題，影響正常的鉆井速度，造成巨大的經濟損失。現利用ANSYS Workbench15.0對蘭州蘭石石油公司的F-1600型泥漿泵的導板進行進一步的分析與優化。

2 泥漿泵的工作原理

泥漿泵按結構和功能可以分為動力端和液力端兩大部分。曲柄連桿機構是泥漿泵實現吸排功能的重要組成部分，它包括曲軸、連桿、十字頭、十字頭銷、活塞桿和活塞等[2]。發動機通過皮帶、鏈條或齒輪等傳動部件帶動泥漿泵的輸入軸旋轉，輸入軸的小齒輪與曲軸法蘭盤上的大齒圈嚙合，帶動曲軸以角速度ω旋轉，經過連桿的傳遞，十字頭、活塞桿及活塞實現往復直線運動，從而使活塞缸的容積規律性的變化，使得泥漿吸入和排出，故鉆井泵屬于容積式泵的一種。如圖1所示為曲柄連桿機構的工作原理圖，從中可以看出，在曲軸旋轉過程中，曲軸每旋轉一周，十字頭在導板上往復運動一次。

圖1 曲柄連桿機構的工作原理

假設活塞位于前止點時，則曲柄位于最右端的水平位置，當曲柄以角速度ω開始旋轉時，活塞開始向左運動，液缸內空間變大，缸內形成負壓，這時排出閥在大氣壓力作用下關閉，吸入閥在泥漿池的泥漿液面大氣壓力作用下打開，泥漿進入液缸內，直至曲柄旋轉至180°位置，這一過程稱為泥漿泵的吸入過程；隨著曲柄繼續旋轉，活塞向右移動，液缸內泥漿受擠壓，壓力升高，導致吸入閥關閉，排出閥打開，泥漿被排出缸外，經過排出管進入管匯，這一過程稱為泥漿泵的排出過程。

3 分析與計算

3.1 導板承受載荷分析

曲軸與連桿之間通過滾動軸承連接，在曲軸的帶動下，連桿的運動形式為擺動，所以連桿力F連的大小和方向一直在變化，現將連桿力分解為水平方向的最大活塞力F1，和豎直方向的分力F2。分解以后，F1為恒力，F2為變力。根據F-1600鉆井泵的計算書，F1=602690.2N。下面將推導豎直方向的分力F2的大小。

3.2 十字頭的位移方程

因為活塞通過螺栓連接固定在十字頭上，所以十字頭與活塞的運動形式相同，十字頭的位移方程為

由此可見，十字頭在整個運動過程中按照近似余弦曲線的規律變化。

4 十字頭與導板的瞬態動力學分析

4.1 幾何模型的建立

本文因主要分析導板的應力與變形情況，故按照圖紙要求對導板進行完整的建模,包括圓角和倒角等，不作任何簡化。

另外對于十字頭以及十字頭銷，在方便加載和不影響分析結果的基礎上，對二者的模型進行了簡化處理，這樣能使在保證計算精度的情況下，盡量減少計算時間，節約計算資源。

4.2 有限元模型的建立

4.2.1 定義材料屬性

根據圖紙要求，賦予各模型相應的材料屬性，即導板材料為HT200，十字頭材料為QT600-3，十字頭銷的材料為35CrMo，各材料的參數見表1。

表1 材料參數

4.2.2 網格劃分

劃分網格是有限元分析中相當關鍵的一項工作，一個好的網格質量直接影響到計算的精度和時間，所以本文在整體上先采用默認網格劃分方式，并對導板進行了網格細化。

4.3 施加約束和載荷

由于F-1600泥漿泵的最大沖次為120沖/min，所以十字頭在導板上每往復運動一次需要時間0.5s，故此總仿真時間設置為0.25s，即十字頭運動的一個單程，在此過程中泵處于它的排出過程，活塞力最大，導板的工況也最惡劣，吸入過程時活塞力近似為0，所以不予考慮。導板通過螺栓固定在導板座上，導板的約束和載荷如圖2所示，設置完畢后進行求解。

圖2 導板的約束和載荷

其中，導板承受的總壓力F總=80157.8sin（4πt）+4413.92，如圖3所示。十字頭的位移約束方程z= 152.5-152.5cos（4πt），如圖4所示。

圖3 導板承受的總壓力

圖4 導板的位移

4.4 仿真結果

如圖5所示，十字頭在導板上運動時，導板的最大變形發生在中間部位，最大變形量為0.035mm，與導板座接觸的位置幾乎沒有變形。

圖5 導板變形圖

5 導板結構改進

通過上述分析結果得知，在泥漿泵的排出過程中，導板的最大變形發生在其中間部位，最大變形量為0.035mm，故此可將這一部位加厚來增大該位置的剛度，如圖6所示。將新導板模型導入到Workbench中，相關設置同上，計算后結果如圖7所示。

圖6 改進后的導板

圖7 更改后導板變形圖

6 結論

基于ANSYS Workbench15.0平臺，運用有限元方法對十字頭與導板進行了瞬態動力學分析，得到了十字頭在運動過程中導板的變形情況、最大變形量及位置。通過對比結果可以看出，導板在十字頭的往復運動作用下，最大變形處位于導板的中間位置，原導板最大變形為0.035mm，加厚導板的腹部后最大變形為減小為0.031mm，更改后較更改前變形減小0.004mm，減小率為11.16%。所以導板厚度是影響導板變形的因素之一，加厚導板可以延長使用壽命。同時，我們也要意識到，導板結構并不是影響導板壽命的唯一因素，除去泥漿泵的各個零部件的裝配問題外，導板的材料、熱處理工藝、潤滑情況等也都是需要我們討論的重要課題，只有把這些問題都認真的研究清楚，我們才能真正的了解到底哪些因素影響導板壽命，在今后對于導板的設計、制造、裝配和使用過程中加以控制，從而提升泵的工作性能，加快鉆井速度。

[1] 邱真理.三缸單作用活塞式泥漿泵導板發熱原因分析[J].石油礦場機械，1999,28（3）：31-33.

[2] 宋保華，王立梅，賀建隆，等.三缸單作用泥漿泵曲軸受力分析[J].化學工程與裝備，2011，（6）：131-134.

[3] 華東石油學院礦機教研室.石油鉆采機械[M].1版.北京：石油工業出版社，1982:144-151.

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