大功率五缸鉆井泵機(jī)殼強(qiáng)度分析*

張全斌 張?zhí)炫R 牛璽輝 張龍洋

蘭州蘭石石油裝備工程股份有限公司 蘭州 730314

1 分析背景

我國(guó)石油鉆采設(shè)備行業(yè)經(jīng)過幾十年的發(fā)展,石油資源開采逐步向深井、超深井、高壓噴射鉆井、大位移水平井、海洋平臺(tái)鉆井技術(shù)發(fā)展。鉆井泵是石油礦場(chǎng)中應(yīng)用非常廣泛的機(jī)械設(shè)備,有鉆機(jī)心臟之稱。隨著現(xiàn)代鉆井工藝技術(shù)的發(fā)展,鉆井泵勢(shì)必朝大功率、大排量、大壓力、長(zhǎng)沖程、低沖次方向發(fā)展。泥漿泵最高壓力為52 MPa,已可滿足當(dāng)前鉆井作業(yè)的要求。為了提高泥漿泵的作業(yè)效率和速度,傳統(tǒng)的三缸泥漿泵已無(wú)法達(dá)到要求,用戶希望使用更大排量、更大壓力的五缸鉆井泵。五缸鉆井泵常用于在高壓下輸送高黏度、高密度、高含沙量、高腐蝕性的液體,流量相對(duì)較大,使用工況非常復(fù)雜,工作環(huán)境異常惡劣,因此對(duì)五缸鉆井泵可靠性及安全性提出越來(lái)越高的要求。大功率五缸鉆井泵正在逐步取代三缸泥漿泵,成為市場(chǎng)的主力軍。

機(jī)殼作為五缸鉆井泵的主要部件,其設(shè)計(jì)質(zhì)量直接影響五缸鉆井泵的可靠性、平穩(wěn)性、制造成本等。對(duì)五缸鉆井泵而言,保證機(jī)殼具有足夠且合理的強(qiáng)度和剛度是后續(xù)正常設(shè)計(jì)工作的前提。五缸鉆井泵機(jī)殼采用焊接殼體形式,具有體積小、質(zhì)量小、加工方便等優(yōu)點(diǎn)。為保證五缸鉆井泵的工作狀態(tài)及壽命,要對(duì)機(jī)殼進(jìn)行探傷檢查及去應(yīng)力處理。

2 機(jī)殼受力分析

大功率五缸鉆井泵機(jī)殼采用鋼板組焊結(jié)構(gòu),主要由左右墻板、中間隔倉(cāng)板、導(dǎo)板支撐架、前端板、后墻板、底板、頂板、左右軸承座、中間軸承座等組成,三維模型結(jié)構(gòu)如圖1所示。機(jī)殼承載五個(gè)活塞交替變化的作用力,通過液力端液壓缸上的連接螺栓將活塞推力傳遞至前端板,曲軸對(duì)墻板、軸承座的作用力與支反力平衡。

圖1 機(jī)殼三維模型結(jié)構(gòu)

大功率五缸鉆井泵在正常工作過程中,曲軸通過連接軸承在機(jī)殼軸承座上實(shí)現(xiàn)360°旋轉(zhuǎn)。在旋轉(zhuǎn)過程中,曲軸推動(dòng)連桿時(shí),將承受的連桿載荷傳遞至機(jī)殼軸承座。由于曲軸在旋轉(zhuǎn)一周的過程中五個(gè)缸的工作過程時(shí)刻交替變化,因此為使計(jì)算結(jié)果更為精確,依據(jù)五缸鉆井泵的工作過程,在計(jì)算時(shí)使用參數(shù)驅(qū)動(dòng),計(jì)算曲軸每旋轉(zhuǎn)1°時(shí)曲軸、機(jī)殼、導(dǎo)板的應(yīng)力,同時(shí)提取各軸承座處的支反力及動(dòng)力輸入端處的輸入扭矩。

曲軸在X方向和Y方向的分支反力、支反力求解計(jì)算為:

(1)

式中:i為曲拐編號(hào);Ni為支反力;Nix為X方向分支反力;Niy為Y方向分支反力。

左軸承座支反力計(jì)算為:

Ni=(Ri-1L0/2+Qi-1L0/2-Mi+Mi-1)/L0

(2)

右軸承座支反力計(jì)算為:

Ni=(Ri-1L0/2+Qi-1L0/2-Mi+1+Mi)/L0

(3)

式中:Ri-1為旋轉(zhuǎn)慣性力;Qi-1為連桿力的水平分量或豎直分量;L0為相鄰軸承中心間距,L0=410 mm;Mi、Mi-1、Mi+1為內(nèi)彎矩 。

大功率五缸鉆井泵曲軸采用五曲拐六支撐形式,是一個(gè)多點(diǎn)支撐超靜定系統(tǒng),因此采用三彎矩方程求解曲軸支撐處的內(nèi)彎矩。支撐處內(nèi)彎矩計(jì)算為:

8Mi-1+32Mi+8Mi+1=-3(Qi+1+Qi)L0

(4)

依據(jù)式(4)可分別求出支撐處X方向和Y方向的內(nèi)彎矩。設(shè)第一個(gè)支撐處和最后一個(gè)支撐處的彎矩為0,即M1和M6為0。

根據(jù)計(jì)算結(jié)果,選取幾個(gè)特殊工況位置的支反力,包括110°、155°、215°,見表1。

表1 工況位置支反力

3 機(jī)殼應(yīng)力分析

3.1 計(jì)算模型

大功率五缸鉆井泵機(jī)殼為組焊件,經(jīng)過簡(jiǎn)化,對(duì)得到的機(jī)殼三維模型進(jìn)行有限元分析。對(duì)機(jī)殼三維模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分,采用默認(rèn)單元尺寸設(shè)置,按自由網(wǎng)格進(jìn)行劃分,得到機(jī)殼有限元模型,如圖2所示。

圖2 機(jī)殼有限元模型

3.2 約束和載荷

在SolidWorks軟件Simulation模塊中使用軸承載荷在軸承座上施加支反力,將表1中各個(gè)工況位置的支反力施加在軸承座上,對(duì)動(dòng)力端機(jī)殼整體施加重力加速度,對(duì)液力端施加質(zhì)量載荷,液力端重力為10.9 kN,載荷偏離機(jī)殼前端板0.5 m,豎直向下。

在底部六塊底板處添加固定約束。

110°工況施加載荷及約束如圖3所示,155°工況和215°工況施加載荷及約束的方法與110°工況類似。

圖3 110°工況施加載荷及約束

在完成有限元模型網(wǎng)格劃分及施加載荷、約束的基礎(chǔ)上,對(duì)機(jī)殼進(jìn)行有限元分析,得到110°、155°、215°工況下的機(jī)殼應(yīng)力云圖,依次如圖4、圖5、圖6所示。

圖4 110°工況機(jī)殼應(yīng)力云圖

圖5 155°工況機(jī)殼應(yīng)力云圖

圖6 210°工況機(jī)殼應(yīng)力云圖

3.3 分析結(jié)果

機(jī)殼的材料為Q355鋼,材料許用屈服極限為355 MPa,材料許用抗拉極限為470 MPa。由圖4、圖5、圖6可得到,110°工況時(shí),機(jī)殼最大應(yīng)力位于軸承座處,為11.75 MPa;155°工況時(shí),機(jī)殼最大應(yīng)力為11.67 MPa;210°工況時(shí),機(jī)殼最大應(yīng)力為10.60 MPa。在110°工況下,應(yīng)力最大。機(jī)殼整體變形和應(yīng)力較小,因此可以得到如下結(jié)論:機(jī)殼結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)滿足強(qiáng)度要求。

4 機(jī)殼動(dòng)力學(xué)分析

振動(dòng)模態(tài)是彈性結(jié)構(gòu)固有的整體特性,通過模態(tài)分析,可以了解結(jié)構(gòu)在某一易受影響的頻率范圍內(nèi)各階主要模態(tài)的特性,判斷在頻段內(nèi)結(jié)構(gòu)在外部或內(nèi)部各種振源作用下的實(shí)際振動(dòng)響應(yīng)。由此,模態(tài)分析是結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)及設(shè)備故障診斷的重要方法。

對(duì)大功率五缸鉆井泵機(jī)殼進(jìn)行模態(tài)分析,得到機(jī)殼的固有頻率、振型,以及振型參與因數(shù),以此來(lái)分析五缸鉆井泵曲軸及機(jī)殼的固有振動(dòng)特性。振型參與因數(shù)為每個(gè)質(zhì)點(diǎn)質(zhì)量與振型中相應(yīng)坐標(biāo)乘積之和與振型主質(zhì)量的比。通過合理調(diào)節(jié)結(jié)構(gòu)的剛度和質(zhì)量分布,避免結(jié)構(gòu)在內(nèi)部作用激勵(lì)下產(chǎn)生共振。機(jī)殼模態(tài)主要影響因素為質(zhì)量和剛度,載荷影響較小。在分析機(jī)殼的受力和各種約束條件對(duì)動(dòng)態(tài)特性的影響后,對(duì)機(jī)殼底板施加約束,刪除機(jī)殼中對(duì)應(yīng)力變化及結(jié)構(gòu)剛性影響較小的附件,使結(jié)果能真實(shí)反映機(jī)殼振動(dòng)變形。

計(jì)算機(jī)殼的前五階固有頻率及對(duì)應(yīng)的模態(tài)振型,得到機(jī)殼整體結(jié)構(gòu)的振動(dòng)周期和振動(dòng)特征。機(jī)殼前五階固有頻率見表2,模態(tài)振型如圖7～圖11所示。

表2 機(jī)殼前五階固有頻率 Hz

圖7 機(jī)殼一階模態(tài)振型

圖8 機(jī)殼二階模態(tài)振型

圖9 機(jī)殼三階模態(tài)振型

圖10 機(jī)殼四階模態(tài)振型

圖11 機(jī)殼五階模態(tài)振型

由機(jī)殼的前五階固有頻率及模態(tài)振型,可以得到機(jī)殼整體結(jié)構(gòu)的固有頻率及振型特征,見表3。

表3 機(jī)殼固有頻率及振型特征

由表3可以看出,五缸鉆井泵機(jī)殼曲軸支座處、中間隔板處較為薄弱,在低頻段中,上述位置存在較大的模態(tài)振幅。

五缸鉆井泵動(dòng)力端結(jié)構(gòu)相對(duì)復(fù)雜,激勵(lì)源多,曲軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)和十字頭介桿的往復(fù)運(yùn)動(dòng)等共同作用,導(dǎo)致機(jī)殼振動(dòng),以下對(duì)三種情況進(jìn)行討論。

第一,曲軸運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的激勵(lì)頻率。

設(shè)計(jì)允許曲軸的最高轉(zhuǎn)速為120 r/min,產(chǎn)生的激振頻率f為2 Hz。

第二,十字頭介桿往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的激振頻率。

十字頭介桿往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的激振頻率為5倍曲軸運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的激振頻率,即10 Hz。由此可見,機(jī)殼一階固有頻率120.23 Hz遠(yuǎn)高于激振頻率的疊加,所以正常運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)不會(huì)產(chǎn)生共振現(xiàn)象。

第三,電機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的激振頻率。

電機(jī)額定共振頻率為50 Hz,遠(yuǎn)低于機(jī)殼一階固有頻率,所以正常運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)不會(huì)產(chǎn)生共振現(xiàn)象。

通過對(duì)機(jī)殼前五階模態(tài)的分析,得出機(jī)殼對(duì)于曲軸運(yùn)轉(zhuǎn)產(chǎn)生的激勵(lì)不會(huì)產(chǎn)生共振現(xiàn)象,結(jié)構(gòu)穩(wěn)定。十字頭介桿做往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的激勵(lì)也不會(huì)產(chǎn)生共振現(xiàn)象,結(jié)構(gòu)穩(wěn)定。電機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的激勵(lì)同樣不會(huì)產(chǎn)生共振現(xiàn)象,結(jié)構(gòu)穩(wěn)定。

5 結(jié)束語(yǔ)

大功率五缸鉆井泵機(jī)殼具有相當(dāng)復(fù)雜的結(jié)構(gòu),每個(gè)零部件的應(yīng)力和變形也很復(fù)雜。通過有限元分析計(jì)算,得到機(jī)殼任一位置應(yīng)力及變形,對(duì)機(jī)殼的剛度和強(qiáng)度有直觀了解。通過動(dòng)力學(xué)模態(tài)分析及計(jì)算,確定固有頻率,發(fā)現(xiàn)薄弱環(huán)節(jié),為機(jī)殼結(jié)構(gòu)改進(jìn)提供了依據(jù)。