F-1600H型高壓泥漿泵L型液缸有限元分析

2013-01-12 06:24:14陳云龍

石油礦場機械 2013年1期

陳云龍

（蘭州蘭石國民油井石油工程有限公司，蘭州730050） ①

液缸是泥漿泵液力端的主要組成部分，是整臺泥漿泵承受泥漿壓力的關鍵零件，反映其性能的指標是它所承受壓力的大小，其作用是將常壓下的泥漿吸入，再把泥漿以一定的壓力送入高壓管匯，最后進入井底用以實現攜帶巖屑等的一系列功能［1－2］。液缸可以看作是一個內腔具有較復雜形狀的壓力容器，而用常規的壓力容器計算方法很難準確地計算出其應力的大小以及應力集中的部位。因此，本文應用工程分析軟件Solideworks和ANSYS對1 176.8kW （1 600hp）下的 L型液缸進行壓力試驗工況下的有限元分析，對液缸的結構設計來說，是十分有必要的。

1 有限元模型的建立［3－6］

1.1 模型假設和簡化

1）首先對原有的設計方案建立完整的幾何模型，為了減少有限元的計算量也便于觀察計算結果，本次計算對整體模型進行了1／2對稱模型的分析計算。

2）對于螺栓孔的孔口倒角及零件內部腔室的有些倒角、倒圓，在對計算結果影響很微小的情況下，在建模時作了簡化處理。

3）模型上的螺紋孔都作了同規格光孔的簡化處理。

1.2 網格劃分

本次計算使用的軟件為 ANSYS WORKBENCH，在有限元網格劃分時，實體體素被劃分成形函數為二次高階四面體或六面體單元。網格的節點和單元參與有限元求解，采用軟件默認的整體網格自由剖分，Relevance的值選擇0～100，選擇100即網格的剖分密度最高，計算的結果也更為精確。經過計算機網格剖分，吸入缸的節點數為59 432，單元數為40 597；排出缸的節點數為36 028，單元數為24 212。

經過網格剖分后的有限元模型如圖1～2所示。

圖1 吸入液缸模型

圖2 排出液缸模型

1.3 載荷施加

本次計算分析采用水壓試驗的工況，所以載荷的施加以實際的試驗工況為依據。根據API標準的規定，泥漿泵液力端關鍵承壓零件的水壓試驗須達到1.5倍的最高工作壓力，即在吸入缸除閥座孔錐面部位的壓力需要計算給出以外，其余承壓部位和排出缸的內腔表面承壓部位所施加的壓力均為1.5×51.7MPa（7 500psi）＝77.5MPa（11 250psi）。

1.3.1 吸入缸閥座孔部位的載荷計算

1）吸入缸在水壓試驗時是用特殊工裝將閥座孔和其他的幾個出口封堵之后加壓，閥座孔部位的受力分析如圖3所示。

圖3 閥座孔部位受力分析

如圖3所示，截面A-A閥板工裝上的力在鉛直方向的平衡方程為

式中：N為閥座側面的法向正壓力；f為摩擦因數，取f＝0.15；α為閥座傾角，因閥座孔錐度為1︰6，所以計算出α＝4.76°；F為閥板工裝上表面壓力引起的垂直作用力。

F＝（π／4）·D2F·p

式中：DF為閥座錐孔大頭直徑，取158.8mm；p為液缸內腔壓力，根據API規定，取77.5MPa，將值代入計算得：F＝1 534.9kN。

由式（1）得

N＝F／［2（sinα＋fcosα）］

將值代入計算得：N＝3 301kN。

閥座孔表面法向所承受的工作壓力為

p＝N／（πDAhcosα）

式中：DA為閥座錐孔的平均直徑，取154mm；h為閥座錐孔的有效高度，由（D－d）／h＝1∶6得h＝57.4mm。

將以上所得值代入，最終計算出閥座孔部位的壓力為pf＝119.24MPa。

2）因吸入缸的上端面在水壓試驗時是用比較厚的盲板法蘭與螺栓將其封堵，因此將內腔的壓力分擔到每個螺栓孔上。

1.3.2 排出缸試壓載荷的計算與施加

對于L型液缸的排出缸，無論其在試壓工況還是在最大工作壓力的工況下，其閥座孔部位只承受缸內液體的壓力，而不承受閥板通過閥座施加到閥座孔上的力，所以在計算時，只將其各個面用盲板螺栓封堵，然后進行試壓，不考慮閥座孔部位。

1）排出缸頂部10個螺栓孔的總拉力為

F＝（π／4）D21p＝2 713kN

式中：D1為排出缸頂部閥蓋孔直徑，?211.15mm。

每個螺栓孔的受力為

F2＝F／10＝271.3kN

2）左側面連接排出管6個螺栓孔的總拉力為

F＝（π／4）D22p＝297kN

式中：D2為排出缸連接排出管處孔徑，?69.85mm。

每個螺栓孔的受力為

F3＝F／6＝49.5kN

3）左側面連接封堵盲板8個螺栓孔的總拉力為

F＝（π／4）D23p＝1 597.6kN

式中：D3為左側面連接缸套座處孔徑，?162mm。

每個螺栓孔的受力為

F4＝F／8＝199.7kN

4）右側面連接吸入缸6個螺栓孔的總拉力為

F＝（π／4）D24p＝1 597.2kN

式中：D4為右側面連接吸入缸處孔徑，?162mm。

每個螺栓孔的受力為

F5＝F／6＝266.2kN

1.4 邊界條件的確定

因本次計算分析采用的是水壓試驗的工況，故邊界條件的給定也是以實際的試驗工裝為依據。邊界條件的確定及載荷的施加如圖4～5所示。

圖4 吸入液缸模邊界條件和載荷

圖5 排出液缸邊界條件和載荷

1.4.1 吸入缸邊界條件的確定

1）吸入缸的左側面用盲板法蘭和4個螺栓將其透穿液缸，整體進行把合封堵，因此在計算時固定其2個平面的法向位移即可。

2）吸入缸的頂部與盲板法蘭連接，所以可限制其平面內的x和z向的自由度。

3）對于1／2模型的對稱分割面上，只限定其法向位移。

1.4.2 排出缸邊界條件的確定

1）對于1／2模型的對稱分割面上，只限定其法向位移。

2）對于頂部同樣限制其平面內的x和z向的自由度。

2 結果分析

計算結果給出了吸入缸和排出缸在試驗壓力工況下的最大主應力、最小主應力、第2主應力以及Von-Mises等效應力（第四強度理論相當應力），各應力所對應的最大值如表1。從其Mises等效應力圖可以看出，當壓力最大時，吸入缸和排出缸應力最大的部位都發生在液缸垂直芯孔的交叉相貫處。

表1 液缸應力計算結果 MPa

2.1 吸入缸應力分析

吸入缸Von-Mises應力分布如圖6，最大Mises應力284.4MPa出現在垂直芯孔交叉相貫的位置。吸入缸最大主應力如圖7所示，最大拉應力為222.4 MPa，出現在水平大孔和豎直立孔的交界位置。第2主應力分布如圖8，第2主應力為－90.6～113.8 MPa。最小主應力分布如圖9，最大壓應力－140.6 MPa出現在閥座孔的位置。

圖6 吸入缸Von-Mises應力

圖7 吸入缸最大主應力

圖8 吸入缸第二主應力

圖9 吸入缸最小主應力

2.2 排出缸應力分析

排出缸Von-Mises應力分布如圖10所示，最大Mises應力383.9MPa也出現在垂直芯孔交叉相貫的位置。排出缸最大主應力如圖11所示，最大拉應力為309.2MPa，出現在水平大孔和豎直立孔的交界位置。圖12是第2主應力分布，第2主應力為－83.2～85.1MPa。圖13為最小主應力分布，最大壓應力－0.8MPa也出現水平大孔和豎直立孔的交界位置。