有限元分析法在計算電動修井機車架承載能力上的應用

凌虹，李卓

（中國石油集團長城鉆探裝備部，北京 100101）

有限元分析法在計算電動修井機車架承載能力上的應用

凌虹，李卓

（中國石油集團長城鉆探裝備部，北京 100101）

修井機是油田特種車輛，在移運過程中，車架要承受由各部件質量引起的沖擊和交變載荷；在修井機起放井架和正常作業過程中，會承受井架起落引起的較大載荷；再加上油田作業環境惡劣，道路級別較低，這些因素都要求修井機車架應具有較高的強度和剛度。為保證車架在極端情況下不會產生塑性變形而失效，滿足極限條件下安全使用，對修井機的主副車架進行靜態分析，有限元分析法被用于修井機底盤承載能力計算是科學有效的分析方法。

修井機；有限元；分析法

1 車架力學分析模型建立

修井機是油田特種車輛，在移運過程中，車架要承受由各部件質量引起的沖擊和交變載荷；在修井機起放井架和正常作業過程中，會承受井架起落引起的較大載荷；再加上油田作業環境惡劣，道路級別較低，這些因素都要求修井機車架應具有較高的強度和剛度。為保證車架在極端情況下不會產生塑性變形而失效，滿足極限條件下安全使用，對修井車的主副車架進行靜態分析。

由于此修井機總體車架結構裝配模型過于復雜，為了便于進行Finite Element 網格劃分以及提高車架進行分析計算的效率，在滿足主要因素計算精度的前提下，我們對裝配后的修井機車架進行簡化。根據修井機的使用和運行情況，在各個極端情況下，分別對車架進行了不同的簡化：（1）當修井機處于工作狀態時，車架上前，后液壓支腿以及螺旋千斤頂打開與地面相接觸。在修井狀態下，車架承受的力主要來自于工作時絞車鋼絲繩對車架的拉力，以及井架展開時(與水平面成93°)與負載的自身重力而施加在車架上的壓力。 此時，盡管車架前部與牽引車頭通過彎梁固定在牽引車頭的牽引鞍座上，但此時由于牽引車頭并不承受主要載荷，故在此簡化了牽引車頭與彎梁等部件。彎梁加載部位還原了原本聯接時的工字鋼，同時保留了絞車，井架與車架接觸的底座，以便于進行對模型的力學分析。 （2）當修井機處于正常行駛狀態時，車架上的螺旋千斤頂與液壓支腿收起，此時，車架通過彎梁上的銷子與牽引車頭的牽引鞍座相聯結固定，車架承受的力主要來自于平放時井架和牽引座自身的重力對車架產生的壓力。由于行駛過程中，車架與牽引車相連，所以在這里彎梁模型不可簡化。同時，為了模擬車架正常行駛情況，還還原了車輪與車架聯結的區域，便于進行力學模型分析，簡化后的模型如圖1所示。

（3）當修井機開始進行準備工作時，起升缸將支起井架用于油田作業。在井架升起過程中，將存在一個極端情況，此時車架受到的起升缸對車架的壓力為最大。由于極端情況的角度和壓力等均為未知，此時車輛處于準備工作狀態，故采用工作狀況的簡化模型，液壓支腿與螺旋千斤頂均支在地面。

圖1 車架行駛情況簡化力學模型

2 建立有限元分析模型

在Solidworks中對模型進行簡化后，可以通過與Ansys接口直接導入到workbench中。為了提高運算效率，我們在此忽略瞬態響應力，假設所有的力都為線性力，均為均勻傳遞到簡化后的車架力學模型中。針對以上分析的修井機工作的三種工況 ，我們對其分別進行力學以及有限元分析。

2.1 車架有關參數

由于低合金鋼的焊接性能好，在合理的焊接工藝條件下不易產生氣孔和裂紋，不需要采用特殊的焊接工藝措施和焊后熱處理，故車架的主要材料選用Q235A，其物理特性為：楊氏模量=2.08E11，泊松比0.277。車架的大梁和工字鋼橫梁等部件采用16MnL,其物理特性為：楊氏模量E=2.12×1011，泊松比μ=0.31，強度極限為510～610MPa，屈服極限為345MPa。

同時，為了模擬真實工作狀況，在此我們須考慮以下參數：絞車的質量7680kg，井架質量9460kg，絞車鋼絲繩最大拉力230kN，允許的最大重物質量為160t，以及當地重力加速度9.8N/kg，這些數據我們用來驗證極限負載情況下的車架變形受力情況。

2.2 車架模型Mesh網格劃分

由于我們之前已經在Solidworks中對模型進行了簡化，所以在進行有限元網格劃分中我們總體將采取自動劃分方法，局部連接件我們將根據其形狀進行單獨的網格劃分，以便確保結果的精確性。此模型在經過簡化后，共劃分出14萬個節點和4萬多個網格，總體劃分網格劃分后的示意圖，如圖2所示。

圖2 車架模型網格劃分示意圖

2.3 施加邊界條件

有限元分析計算的成敗在很大程度上取決于邊界條件的處理，不同的分析工況決定著模型的載荷與約束形式。根據之前分析的修井機三個極端情況，我們將分別對其進行邊界條件的分析。

3 加載求解和結果分析

3.1 車架最大載荷工作狀態

根據之前的分析可知，此時車架工作情況最惡劣。車架的中間部位受到絞車鋼絲繩的極限拉力（160t），同時車架的后千斤頂梁上受到了井架和負載重物自身重力對車架產生的壓力(共計1660.71kN)。此時由于液壓支腿和千斤頂已經放下，故根據此時的簡化模型，在此對車架的兩對液壓支腿和一對螺旋千斤頂進行了固定。力的大小和方向根據計算后，施加于簡化模型的作用面上。對于鋼絲繩對車架的拉力，根據總裝設計圖紙，在此我們對車架的絞車底座上施加一個作用力, 相對坐標為（0，682，0），力的大小選擇組件，分別為（0，227170，36000）。車架的后千斤頂梁上的力由于在后部支架與地面接觸中分擔了大部分的壓力，而根據計算得知，此時的作用力和方向為（0，-415180，0）。

結果分析：當修井機處于極限工作狀態時，絞車底座由于絞車受到的巨大壓力會對車架產生向上的拉力，導致車架此處變形最大，為5.44mm。而根據第四強度校核，最大應力則集中于車架后方的后千斤頂梁附近，最大應力為330.46MPa。而材料的最大允許形變量為10mm，最大屈服應力為345MPa。所以此時在最惡劣的工況下，該車架仍能滿足要求。

3.2 車輛行駛狀態

根據之前的分析，此時車架輪胎主要承擔了負荷。同時，此時由于汽車行駛過程中，彎梁與牽引車通過銷連接，故在此情況下，我們對兩個連接處分別定義為fixed約束，模擬車輛正常行駛工況。而此時車架主要受絞車和井架的壓力作用，在這里我們將絞車與車架的共同質量 (17140kg)均勻施加在模型上的連接處，方向為Y軸的負方向，大小均為55990N。在這里我們選擇Force指令來對車架進行施加力。

結果分析：當修井機行駛時，井架以及絞車的重力主要通過與車架連接件分布在車架大梁以及后千斤頂梁上，這個靜壓力使車架產生彎曲。從整體變形圖可以看出，此時車架的最大應變量為0.48mm。從Equivalent Von-Mises結果圖（第四強度校核）中可以看出，此時車架所受的最大應力為126.93MPa。由于材料的屈服應力為345MPa，所以此時車架完全符合標準，安全系數為2.74。

圖3 行駛工況車架所受應變示意圖

3.3 井架舉升狀態

當車架處于準備工作狀態時，根據之前分析，必然有一點會使得起升缸的承重壓力最大，此時，車架受到的起升缸的壓力也為最大。根據力學分析，由于起升缸與井架的固定端的水平距離不變，對其進行受力分析后，可以判斷出，最終起升缸所受力F0與其水平線夾角成反向的線性函數關系，故當起升缸與水平線夾角為0°時，車架所受壓力最大，即當井架剛被起升缸撐起的瞬間帶來的壓力最大。此時由于液壓支腿和螺旋千斤頂已經放下，所以約束在此選取與加載時相同的方法。這時的力主要分布在絞盤的底座，（方向為Y的負方向），以及井架的重力帶來的壓力。

圖4 井架舉升狀態最大變形圖

結果分析：根據整體變形和應變圖可以看出，此時最大的受力點在車架中部，最大應變為0.77mm，最大應力為113.26MPa。根據之前給出的材料屬性，此時的工況遠小于極限狀況，安全系數為3.06，據此我們可以得知此時完全滿足正常的使用。

4 結語

通過利用新一代多物理場協同CAE仿真環境AWE(Ansys Workbench Environment)，我們對該油田修井機的車架進行了有限元分析，得出了最大應力點與最大變形點等，此分析結果與實際情況相符。最后得出結論如下。

該車架的設計強度和變形完全符合實際的工作要求。在最惡劣的極限受載情況下，會導致車架整體受力變形太大，但都是瞬間過程，時間很短，不會產生大的損傷。其他工況則現有車架完全滿足其使用要求。 通過采用有限元分析法對修井機底盤在各種工況下承載能力的定量計算，大大提高了修井機車架的可靠性。

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