1400型压裂泵动力端运动仿真及箱体有限元分析

可以得到曲轴蜗杆所需的输入转矩为如图 7 所示。 在该工况下 , 曲柄连杆机构上所对应的作用力曲线 如图 8 所示。
从计算得知在 0. 154 s 时刻大箱体的应力值最 大, 如图 5 所示。大箱体最大 VON Mises 应力出现 在箱体骨架 ( 支撑曲 轴轴承 ) 外侧处 , 最大 应力 为 437 2 M Pa, 由于箱 体材料为 Q460E, 屈 服极限 s 为 460 M Pa, 足要求。 同理得 到 小箱 体 的 VON M ises 应 力最 大 为 413 4 MP a, 由 于 箱 体 材 料 为 Q460E, s 为 460 MP a,
2 3 4 5
= = = =
1 1 1 1
+ 144 + 216 + 288 + 72 ( 1)
式中,
[ ]
1
~
1
5
为第 1 支 ~ 5 支连杆曲柄所转过的角
5
度。 当
~
中任意一个大于 360 时, 该角度所 ~ 5 < 180 时 , 泵 5 < 360 时, 泵吸入
1
2
2. 1
最大载荷工况下压裂泵动力端运动分析 及零件有限元计算
2006 年 第 35 卷 第 5 期 第 61 页 文章编号 : 1001 - 3482( 2006) 05 - 0061 - 04
OIL
石油矿场机械 FIELD EQUIPMENT
2006, 35 ( 5 ) : 61~ 64
1400 型压裂泵动力端运动仿真及箱体有限元分析
蒋发光, 梁 政, 钟功祥 , 任连城
载荷 , 得到蜗杆的输入扭矩- 时间曲线如图 3 所示 , 可知蜗杆最大输入扭矩为 18 35 kN m 。 2. 2 最大连杆力计算 通过对曲轴进行分析, 如果以短曲轴的进润滑 油端为第 1 支, 其曲柄中心线与水平线之间的夹角 为
1
, 那么可以得出曲轴曲柄的轴心线角度之间存
在如下关系:
蒋发光 , 等 : 1400 型压裂泵动力端运动仿真及箱体有限元分析
运动分析 对如图 2 所示的运动模型施加工况 ( 1) 最大
对应的角度就减去 360 。当 0 排出高压液体。当 180 1~
低压液体。从运动分析中可以得到曲柄连杆机构连 杆所对应作用力的绝对值曲线, 如图 4 所示, 各连杆 力达到最大值时刻的表 2。 需要说明的是 , 当第 1、 2 支连杆位于小箱体内, 第 3、 4、 5 支连杆在大箱体内。经过分析 , 进行小箱 体的强度计算时 , 取表 2 中 0. 024 5 s 时刻的工况对 其进行研究 , 此时小箱体所对应的力最大 ; 在进行大 箱体计算时, 可分别取 0. 154 0、 0. 413 0 、 0. 542 5 s 三个时刻的工况对其进行分析。根据现场反馈和计 算、 校核可知 , 大箱体受力更为复杂。
2. 3
压裂泵大小箱体结构有限元分析
利用 P ro/ E 建立大箱体的分析模型, 蜗轮蜗杆 配合产生对大箱体蜗轮支撑部位的作用力计算如表 3 所示。
表3 蜗轮副所产生对大箱体的作用力 对蜗轮支撑部位的力 / N - 300 062. 3 - 300 047. 0 - 299 642. 0 时间 / s 垂直方向作用力 / N 0. 154 0 0. 413 0 0. 542 5 224 317. 4 224 306. 1 224 001. 9
顾维力 , 岳
1
彬 , 轩志涛 , 王万磊 , 栗国浩
2
2
2
3
( 1. 长江大学 石油工程学院 , 湖北 荆州 434023; 2. 兰州石油机械研究所 装备总公司 , 甘肃 兰州 730050; 3. 中海油田服务股份有限公司 油田生产事业部 , 天津 300452)
图 2 1400 压裂泵动力端运动分析模型
图 1 1400 型压裂泵动力端实体模型 表 1 1400 型压裂泵动力端研究工况 工况 工况 ( 1) 最大载荷 工况 ( 2) 疲劳计算 蜗 轮输 蜗杆 柱塞端 柱塞直 入 转速 转速 部压力 径 / mm - 1 - 1 / r min / r min / M Pa 664. 4 953. 2 92. 7 133 0 137. 9 85. 725 80. 0 85. 725 图3 蜗杆输入扭矩曲线
第 1 支连 杆力 / N
0. 024 5 797 815. 6 798 352. 4 0. 154 0 819 384. 3 0. 283 5 798 280. 1 0. 413 0 0. 542 5 649. 6 741. 6 651. 4 741. 3
797 838. 3 798 316. 1 650. 4 741. 7 797 907. 8
收稿日期 : 2006 - 03 - 30 基金项目 : 中地共建教育部重点实验室 石油天然气装备实验室 资助 作者简介 : 蒋发光 ( 1976 - ) , 男 , 四川大英人 , 西南石油大学在读博士研究生 , 现从事石油 钻采机械的研究工作。
1
建立模型
1400 型压裂泵动力端由 1 对蜗轮蜗杆副、 5组 曲柄滑块机构组成。利用大型三 维软件 Pr o/ E 建 立实体模型 ( 如图 1) , 同时利用多刚体动力学方法 在 Pro / E 软件的 P ro/ M ECH AN ICA 模块中建立运 动分析模型。在该过程中 , 可对一些对计算结果影 响较小的部件( 如不动件) 加以简化。 为了实现运动仿真 , 首先完成相应的连接: 曲轴 组件与箱体的连接 ( 轴承副) 、 蜗轮组件与箱体连接 ( 轴承副 ) 、 蜗轮与蜗杆连接 ( 蜗轮副) 、 曲柄与连杆大 端的连接( 轴承副 ) 、 连杆小端与十字头组件之间的 连接( 轴承 副) 、 十字头组件与导板连接 ( 滑块副 ) 。
JIANG F a - g uang, L IANG Zheng , ZH ONG Gong - xiang , REN L ian - cheng
( College of M achiner y and Electy o nic Eng ineer ing , S outhw es t Petr oleum I nstitute, Chengd u 610500 , China)
Abstract: In t he paper, P ro/ M ECH AN ICA mo dule of Pro / E, a larg e - t hr ee - dimensional analy sis sof tw are and kinet ics of multi bo dy t heory are used t o count and check t he pump case's perf ormance. On the basis of the m ot io n analyses o f 1400 fracturing pum p's pow er end and t he simulat io n of kinet ics about t he pump, the lo ads t hat are required t o count and check t he pum p case's perfo rmance w ere g ot. T hen the com plex const ruction o f t he pump case have been analyzed and st udied by using f init e - elem ent method ef fectively. All o f t hese can supply ref erence t o designing and checking of t he w hole pump. T his paper off ers a kind of ef f ective method t o desig n and study t he co mplex const ruct ion of t he pum p case. Key words: f ract uring pum p; simulat ion; pum p case; f init e elem ent m et hod 压裂泵是压裂车上的一个重要设备, 是油田进 行压裂、 酸化作业提高油气产量的重要设备, 是受重 载、 变载的机器 , 其运动、 载荷的合理性直接影响着 [ 1] 压裂泵的工作性能 。箱体是压裂泵动力端和液力 端的支撑和连接部件, 起着支撑和连接动力端和液 力端的作用, 由于压裂泵通常采用的是往复式单作 用泵 , 其工作特性决定了泵的动力端工作载荷是变 化的 , 这样箱体所受载荷为动载荷。箱体的静强度、 疲劳强度是校核其结构合理性的重要指标, 其动态 性能也直接影响整个泵的动态稳定性。与此同时 , 要校核计算箱体 , 需要知道压裂泵动力端的运动载 荷, 从而确定在压裂泵运动过程中作用于箱体上的 作用力。
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FIELD EQUIPMENT
2006 V ol. 35
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然后施加运动过程中作用于柱塞上的作用力、 重力 , 并建立相应的接触副, 这样得到如图 2 所示的动力 学分析模型。在图 2 所示的模型中 , 拉杆受到来自 柱塞的作用力, 该作用力随着液缸内的压力和柱塞 运行速度变化, 但由于空气包的存在, 液缸内压力变 化程度得到缓和。在不影响计算结果合理性和实用 性的前提下, 液缸内的压力只考虑两种压力 液 体的吸入压力和排出压 力, 不考虑 各泵阀的滞后。 又由于在进行压裂泵动力端的运动分析过程中 , 主 要从两个方面进行考虑: 最大载荷工况和工作速度 最快工况 , 以便对压裂车大泵动力端进行零件的静 强度校核和疲劳强度校核。根据现场反馈和压裂车 大泵实际工作情况 , 拟定出动力端的具体工况如表 1 所示。
797 861. 3 819 390. 1
图6
小箱体有限元分析 V O N M ises 应力云图
797 884. 4 819 396. 1 798 244. 1 819 401. 8 798 208. 1 648. 3
3
压裂泵动力端运动分析及箱体疲劳强度 校核
将工况 ( 2) 一疲劳计算工况加载于运动模型上,
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图5
大箱体有限元分析 V O N M ises 应力云图
图4 表2
时间 / s
曲柄连杆机构作用力曲线
工况 ( 1 ) 下不同时刻各连杆 作用力
第 2 支连 杆力 / N 第 3 支连 杆力 / N 652. 5 740. 9 第 4 支连 杆力 / N 740. 5 第 5 支连 杆力 / N 819 377. 5
b b
为 550~ 720 M Pa, 大箱体静强度满
图7 疲劳工况下蜗杆上所需的输入扭矩
设 1400 型压裂泵使用周期为 8 a, 每年工作 12 个月, 每个月工作 20 次, 每次工作 2 h, 则应力循环 变化次数为 30 643 200 次。对大箱体施加工况( 2)
为 550~ 720MP a, 小箱体能够静强度要求 ,
关键词: 压裂泵; 仿真; 箱体; 有限元 中图分类号 : T E934. 202 文献标识码 : A
The kinetics of multi body simulation of 1400 fracturing pump s power and the analyses of finite element method of pump cases
( 西南石油大学 机电工程 学院 , 四川 成都 610500 )
摘要: 利用大型三维分析软件 Pr o/ E 的 Pr o/ M ECH A NI CA 模块, 采用多 刚体动 力学原 理对 1400 型压 裂泵动 力
端的运动和动载荷进行分析与仿真 , 对箱体施加 设计计算和 强度校 核所需载 荷 , 进而利 用有限元 法对箱 体这个 复 杂结构零件进行分析与研究 , 为箱体乃至整个泵 的设计和校 核提供 参考 , 为设计 和研制 复杂箱体 提供了 一种有 效 的分析方法 。
应力如图 6 所示。
2006 年 第 35 卷 第 5 期 第 64 页 文章编号 : 1001 - 3482( 2006) 05 - 0064 - 03
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石油矿场机械 FIELD EQUIPMENT
2006, 35 ( 5 ) : 64~ 66
CZ70- 1 型静水压试压机移动车体的 Pro /E 分析