大功率五缸鉆井泵機殼強度分析*

張全斌 張天臨 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

我國石油鉆采設備行業經過幾十年的發展,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、海洋平臺鉆井技術發展。鉆井泵是石油礦場中應用非常廣泛的機械設備,有鉆機心臟之稱。隨著現代鉆井工藝技術的發展,鉆井泵勢必朝大功率、大排量、大壓力、長沖程、低沖次方向發展。泥漿泵最高壓力為52 MPa,已可滿足當前鉆井作業的要求。為了提高泥漿泵的作業效率和速度,傳統的三缸泥漿泵已無法達到要求,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,流量相對較大,使用工況非常復雜,工作環境異常惡劣,因此對五缸鉆井泵可靠性及安全性提出越來越高的要求。大功率五缸鉆井泵正在逐步取代三缸泥漿泵,成為市場的主力軍。

機殼作為五缸鉆井泵的主要部件,其設計質量直接影響五缸鉆井泵的可靠性、平穩性、制造成本等。對五缸鉆井泵而言,保證機殼具有足夠且合理的強度和剛度是后續正常設計工作的前提。五缸鉆井泵機殼采用焊接殼體形式,具有體積小、質量小、加工方便等優點。為保證五缸鉆井泵的工作狀態及壽命,要對機殼進行探傷檢查及去應力處理。

2 機殼受力分析

大功率五缸鉆井泵機殼采用鋼板組焊結構,主要由左右墻板、中間隔倉板、導板支撐架、前端板、后墻板、底板、頂板、左右軸承座、中間軸承座等組成,三維模型結構如圖1所示。機殼承載五個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,曲軸對墻板、軸承座的作用力與支反力平衡。

圖1 機殼三維模型結構

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殼軸承座上實現360°旋轉。在旋轉過程中,曲軸推動連桿時,將承受的連桿載荷傳遞至機殼軸承座。由于曲軸在旋轉一周的過程中五個缸的工作過程時刻交替變化,因此為使計算結果更為精確,依據五缸鉆井泵的工作過程,在計算時使用參數驅動,計算曲軸每旋轉1°時曲軸、機殼、導板的應力,同時提取各軸承座處的支反力及動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、支反力求解計算為:

(1)

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

左軸承座支反力計算為:

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

(2)

右軸承座支反力計算為:

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

(3)

式中:Ri-1為旋轉慣性力;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,是一個多點支撐超靜定系統,因此采用三彎矩方程求解曲軸支撐處的內彎矩。支撐處內彎矩計算為:

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

(4)

依據式(4)可分別求出支撐處X方向和Y方向的內彎矩。設第一個支撐處和最后一個支撐處的彎矩為0,即M1和M6為0。

根據計算結果,選取幾個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 機殼應力分析

3.1 計算模型

大功率五缸鉆井泵機殼為組焊件,經過簡化,對得到的機殼三維模型進行有限元分析。對機殼三維模型進行網格劃分,采用默認單元尺寸設置,按自由網格進行劃分,得到機殼有限元模型,如圖2所示。

圖2 機殼有限元模型

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中各個工況位置的支反力施加在軸承座上,對動力端機殼整體施加重力加速度,對液力端施加質量載荷,液力端重力為10.9 kN,載荷偏離機殼前端板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格劃分及施加載荷、約束的基礎上,對機殼進行有限元分析,得到110°、155°、215°工況下的機殼應力云圖,依次如圖4、圖5、圖6所示。

圖4 110°工況機殼應力云圖

圖5 155°工況機殼應力云圖

圖6 210°工況機殼應力云圖

3.3 分析結果

機殼的材料為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,機殼最大應力位于軸承座處,為11.75 MPa;155°工況時,機殼最大應力為11.67 MPa;210°工況時,機殼最大應力為10.60 MPa。在110°工況下,應力最大。機殼整體變形和應力較小,因此可以得到如下結論:機殼結構設計滿足強度要求。

4 機殼動力學分析

振動模態是彈性結構固有的整體特性,通過模態分析,可以了解結構在某一易受影響的頻率范圍內各階主要模態的特性,判斷在頻段內結構在外部或內部各種振源作用下的實際振動響應。由此,模態分析是結構動態設計及設備故障診斷的重要方法。

對大功率五缸鉆井泵機殼進行模態分析,得到機殼的固有頻率、振型,以及振型參與因數,以此來分析五缸鉆井泵曲軸及機殼的固有振動特性。振型參與因數為每個質點質量與振型中相應坐標乘積之和與振型主質量的比。通過合理調節結構的剛度和質量分布,避免結構在內部作用激勵下產生共振。機殼模態主要影響因素為質量和剛度,載荷影響較小。在分析機殼的受力和各種約束條件對動態特性的影響后,對機殼底板施加約束,刪除機殼中對應力變化及結構剛性影響較小的附件,使結果能真實反映機殼振動變形。

計算機殼的前五階固有頻率及對應的模態振型,得到機殼整體結構的振動周期和振動特征。機殼前五階固有頻率見表2,模態振型如圖7～圖11所示。

表2 機殼前五階固有頻率 Hz

圖7 機殼一階模態振型

圖8 機殼二階模態振型

圖9 機殼三階模態振型

圖10 機殼四階模態振型

圖11 機殼五階模態振型

由機殼的前五階固有頻率及模態振型,可以得到機殼整體結構的固有頻率及振型特征,見表3。

表3 機殼固有頻率及振型特征

由表3可以看出,五缸鉆井泵機殼曲軸支座處、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振幅。

五缸鉆井泵動力端結構相對復雜,激勵源多,曲軸的旋轉運動和十字頭介桿的往復運動等共同作用,導致機殼振動,以下對三種情況進行討論。

第一,曲軸運轉時產生的激勵頻率。

設計允許曲軸的最高轉速為120 r/min,產生的激振頻率f為2 Hz。

第二,十字頭介桿往復運動時產生的激振頻率。

十字頭介桿往復運動時產生的激振頻率為5倍曲軸運轉時產生的激振頻率,即10 Hz。由此可見,機殼一階固有頻率120.23 Hz遠高于激振頻率的疊加,所以正常運轉時不會產生共振現象。

第三,電機運轉時產生的激振頻率。

電機額定共振頻率為50 Hz,遠低于機殼一階固有頻率,所以正常運轉時不會產生共振現象。

通過對機殼前五階模態的分析,得出機殼對于曲軸運轉產生的激勵不會產生共振現象,結構穩定。十字頭介桿做往復運動時產生的激勵也不會產生共振現象,結構穩定。電機正常運轉時產生的激勵同樣不會產生共振現象,結構穩定。

5 結束語

大功率五缸鉆井泵機殼具有相當復雜的結構,每個零部件的應力和變形也很復雜。通過有限元分析計算,得到機殼任一位置應力及變形,對機殼的剛度和強度有直觀了解。通過動力學模態分析及計算,確定固有頻率,發現薄弱環節,為機殼結構改進提供了依據。