基于Workbench的泥漿泵殼體裝置有限元分析

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基于Workbench的泥漿泵殼體裝置有限元分析

以F—500型泥漿泵殼體為研究對象，對殼體進行了受力分析和計算。通過Pro/E軟件建立了泥漿泵三維實體簡化模型，并應用Workbench有限元分析軟件對殼體進行了靜力學分析，從而得到了泥漿泵殼體在工作載荷下的應力和變形大小，為殼體結構的改進和設計提供了研究依據和參考。

泥漿泵；殼體；有限元；靜力學分析；Workbench

泥漿泵是石油鉆機的一種重要組成部件，其作用是在鉆進過程中，通過循環系統中的高壓管匯，向井底輸送鉆井液，實現冷卻鉆頭、清潔井底和破碎巖石，并將巖屑帶回地面[1]。其工作原理是將原動機的回轉運動通過曲軸旋轉帶動十字頭和活塞往復運動，從而通過周期性地改變工作腔的容積來輸送高壓鉆井液，把原動機的機械能轉化為泥漿泵容積腔的液體液壓能。

F—500型鉆井泥漿泵應用比較廣泛，其具有如下優點：1)結構緊湊、體積小和使用可靠，適應油田高泵壓、大排量等鉆井工藝要求；2)沖程長，能夠在較低的沖數下使用，泥漿泵的上水性能和液力端的使用壽命好；3)吸入空氣包結構先進，使用可靠，可使吸入管線中達到最佳的緩沖作用等。

殼體是泥漿泵的重要組成部分，泥漿泵殼體大都采用鑄鋼與鋼板組焊的結構，殼體在泥漿泵工作過程中主要起著支承其他工作部件的作用，承受著比較大的載荷，因此，殼體的強度和剛度直接影響泥漿泵的質量和工作過程的可靠性。

本文以F—500型泥漿泵殼體為例，對殼體受力進行分析和計算，通過Pro/E軟件建立其三維實體簡化模型，并應用Workbench有限元分析軟件對殼體進行靜力學分析，得到殼體在工作過程中的應力和變形大小，為殼體結構改進和設計提供研究依據和參考。

1 泥漿泵殼體結構和受力分析

1.1 殼體結構

泥漿泵殼體是由頂板、殼體底板、殼體側板、曲軸軸承座和小齒輪軸承座等部分焊接而成。為了增加殼體剛度，在曲軸軸承座四周設計有加強筋，在十字頭運動部位設計有十字頭支承板。泥漿泵殼體結構簡圖[2-3]如圖1所示。F—500型泥漿泵工作參數見表1。

圖1 泥漿泵殼體結構簡圖

缸數額定沖數/沖·min-1沖程長度/mm齒輪速比最大缸徑/mm額定功率/kW31651914.38170373

1.2 殼體受力分析

連桿機構是泥漿泵的主要動力轉換部件，原動機經齒輪帶動曲柄回轉，曲柄通過連桿帶動活塞交替性往復運動。利用理論力學剛體平面運動的基本原理，可以求得曲柄和連桿作用力(見圖2)[4-7]。

圖2 曲柄連桿機構受力分析

圖2中，各參數表達式如下：

(1)

(2)

(3)

(4)

(5)

(6)

(7)式中，F1x和F1y為連桿和十字頭之間的作用力；φ為曲柄轉角，φ=ωt；ω為曲柄角速度；J1(φ)和J2(φ)均為自定義的φ的角函數；m3為連桿AB的質量；R為曲柄半徑；l為連桿長度；λ為曲柄連桿比，大小為R/l；m2為活塞和連桿的質量；a為十字頭加速度；f2為摩擦應數；F為活塞運動合力；F3x和F3y為連桿和曲柄之間的作用力；acx和acy為連桿質心加速度；p為缸內介質壓力；A為活塞橫截面積。由式1和式2可以求得十字頭對殼體支承筋和支承板的作用力。

式8、式9為自定義函數，在吸入沖程為正值時，排出沖程為負值。

(8)

(9)

式中，φ0為泵閥滯后角。

傳動軸作用在殼體軸承座上的力，可以由曲柄連桿處的受力得到，但是，泥漿泵的3個活塞按照120°的相位差交替工作，當一個活塞滿載負荷時，另外2個活塞的工作則有一定的重疊系數；因此,軸承座承受的力按照余弦規律變化，可以將3個曲柄上的力折算為合力，通過在Workbench軟件建立局部坐標系加載到軸承座上。

2 泥漿泵殼體三維模型建立

為了簡化Pro/E軟件建立三維實體模型的過程，建模之初對泥漿泵殼體進行適當的簡化。建模時應保證2個基本原則：1)簡化之后的模型對于仿真結果影響不大；2)嚴格保證模型和實物的尺寸一致。根據上述2個原則，泥漿泵模型建模過程忽略圓角、倒角、螺栓孔、潤滑油管路和尖角等因素，在Pro/E環境下建立的殼體三維模型如圖3所示。將Pro/E模型保存為IGS格式，導入Workbench軟件，殼體三維模型與Pro/E尺寸具有一致性。

圖3 泥漿泵殼體三維圖

3 有限元分析

3.1 材料定義和網格劃分

定義殼體材料屬性見表2[8-9]。

表2 泥漿泵殼體材料參數

網格劃分是有限元分析關鍵的一步，網格劃分的合理性直接影響有限元分析的結果。考慮到殼體結構不復雜，故而采用四面體形狀進行網格劃分(見圖4)。最終殼體被劃分為28 056個單元，52 732個節點。

圖4 殼體模型網格劃分

3.2 約束和力加載

網格劃分之后，對模型進行載荷和約束。考慮泥漿泵殼體質量較大，在工作過程中相對運動較小，因此在殼體底板上施加固定約束，限制X、Y和Z這3個方向的自由度。上述分析表明，殼體受力位置為曲軸軸承座、小齒輪軸承座、前板和十字頭支承板等4個位置，在4個受力位置通過建立局部坐標系加載集中力，然后給整個殼體施加重力載荷，殼體模型施加載荷圖如圖5所示。

圖5 殼體模型施加載荷圖

3.3 分析結果

設置求解項為應力和變形，對模型進行求解，求解完成之后應力和應變結果如圖6和圖7所示。

圖6 殼體應力云圖

圖7 殼體應變云圖

起吊裝置材料為Q235，屈服強度為235 MPa，取安全系數k=1.2，由公式σ=[σ]/k，得到梁的許用應力為195.8 MPa，有限元分析得出的最大應力為138.76 MPa，小于許用應力(195.8 MPa)；因此，殼體強度滿足要求。

分析結果顯示，最大應變為0.654 79 mm。根據第二強度準則εb=σb/E，帶入屈服強度450 MPa，彈性模量206 GPa，得到εb=2.18 mm，大于最大應變(0.654 79 mm)；因此，最大變形不會出現破壞。

4 結語

本文應用Pro/E軟件建立了泥漿泵殼體三維模型，對殼體模型在工作過程中的受力進行了分析和計算，并應用Workbench軟件對殼體零件進行了有限元分析，得到了殼體在工作過程中的應力和應變大小。通過有限元分析，可以幫助設計人員準確找到泥漿泵殼體的薄弱位置，提升了設計效率，也為殼體優化提供了依據。

[1] 王建平,趙冬冬,史文濤,等.基于有限元計算的泥漿泵泵體結構改進分析[J].河南理工大學學報,2013, 32(5):556-558.

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責任編輯 鄭練

馮彥偉

(蘭州蘭石石油裝備工程有限公司，甘肅 蘭州 721013)

Finite Element Analysis of Mud Pump Shell based on Workbench

FENG Yanwei

(Lanzhou LS Petroleum Equipment Engineering Co., Ltd., Lanzhou 721013, China)

Based on the F—500 type of mud pump shell as the research object, the shell stress analysis and calculation of the simplified model is done through the establishment of mud pump Pro/E 3D entity, and the finite element analysis software using the Workbench statics analysis is carried out on the shell, then get slurry pump shell size of the stress and deformation under working load. The finite element analysis results provide the basis and the reference for the design and improvement of shell structure.

mud pump, shell, the finite element, statics analysis, Workbench

F3x=-F1x-m3acx

acx= -Rw2cosφ-lλ2w2cos2φ

acy=-Rw2sinφ+lλ2w2sin2φ

馮彥偉(1973-)，男，高級工程師，大學本科，主要從事石油機械裝備設計等方面的研究。

2016-03-29

U 418.4+3

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