基于ANSYS的副車架結構強度及模態分析

楊德勝 ，蔣清豐，劉 慶，李先彬，饒志明

YANG De-sheng1 ,JIANG Qing-feng1,LIU Qing1,LI Xian-bin1,RAO Zhi-ming2

（1.四川寶石機械專用車有限公司，廣漢 618300；2.斯倫貝謝科技服務成都有限公司，成都 610200）

0 引言

壓裂車是將高壓、大排量的壓裂液壓入地層裂縫，從而撐開地層將支撐劑擠入裂縫的主要設備，目前，壓裂車已成為石油壓裂所用的核心設備之一。壓裂車主要由運載底盤和臺上設備（包含發動機、變速箱、壓裂泵和散熱器四大主件）所組成，中間通過副車架來連接。在壓裂車使用過程中，副車架得有足夠的強度和剛度，才能承受所有臺上設備由于不斷振動所產生的應力影響。因此，減小副車架的變形已成為壓裂車設計時需要重點考慮的問題[1]。

壓裂車副車架的結構強度是影響壓裂車使用壽命的重要因素之一，吳漢川[2]等分析了衡梁數量對副車架承載能力的影響；高媛[3]，王旱祥[4]等通過分析提出了優化壓裂車車架設計及上裝布置的建議。Liu J等[5]分析了主框架與副車架之間的連接器數量和位置對底盤承載能力的影響。以上研究對現有壓裂車副車架的結構強度分析較少，無法為副車架的結構優化提供理論依據。因此，本文通過三維建模軟件建立副車架的三維模型，并借助有限元分析軟件對副車架的結構分析，查找薄弱環節，為后期有針對性的進行加強副車架結構強度、提高副車架的承載能力提供理論依據。該研究的開展有效提高了副車架的實際應用，具有重要的實際意義。

1 有限元模型的建立

根據對壓裂車副車架結構進行分析與測量，并結合三維CAE軟件建立了如圖1所示的副車架結構模型。由圖1可知，該副車架主要由兩根主梁和若干縱梁組成，發動機底座、變速箱底座、散熱器底座和壓裂泵底座等附屬支架通過焊接與車架相連，副車架通過止推板與主車架連接。

圖1 壓裂車副車架結構示意圖

壓裂車副車架材料性能參數如下：所采用的材料為Q345B低碳合金鋼，其彈性模量E=200GPa，屈服強度σs=345MPa，最小抗拉強度σb=470MPa，伸長率e=21%，泊松比為0.3。

為了對副車架的結構強度進行有限元分析，運用Gambit網格劃分軟件對副車架模型進行網格劃分，并對模型中關鍵接觸位置進行網格細化以增加計算過程中的計算精度。通過網格劃分得到了副車架局部網格模型如圖2所示。

圖2 副車架局部網格模型

為了使仿真計算結果更有利于從增強副車架結構強度方面進行優化設計，通過計算，得出了壓裂車在正常施工作業時副車架各部位所承載的部件質量，所得結果如表1所示。這為后期仿真計算中副車架各點力的施加提供了依據。

表1 部件名稱及其質量

為了簡化計算，依據表1中各部件質量對副車架施加邊界應力條件時，根據各部件與副車架相連的所在位置將應力平均分布于接觸面上，各接觸面積的應力大小通過部件質量及部件與副車架的接觸面積進行計算。各部件與副車架的接觸均被視為剛性接觸，且副車架與主車架及支架之間的接觸為摩擦接觸。

2 副車架結構強度分析

方向規定：朝車頭的方向為Z的正方向，垂直向上的方向為Y的正方向，根據右手定則可判斷X的正方向，其方向如圖3所示。為了防止副車架作業過程中發生塑性變形，本文計算了副車架承載時各個方向的伸長率，為副車架的變形情況判斷提供了理論依據。

2.1 副車架在X方向上的強度分析

為了對副車架在X方向上的強度進行分析，在X方向上根據表1中質量換算施加最大應力的同時，將副車架完全固定，并采用簡支方式僅添加在X軸方向上的力進行約束，然后在X方向上對副車架分別進行1g、2g與4g加速度分析。為了計算副車架在X軸方向上的受力薄弱位置，首先計算得到了副車架在4g加速度作用下X軸方向上的等效應力分布云圖。計算結果如圖3所示。

圖3 副車架在X軸方向上的應力云圖

由圖3所示可知：在4g加速度作用下，壓裂泵底座下，主梁與縱梁連接處的應力水平達到最大值，最大約為5843.6MPa，明顯高于副車架材料的屈服強度。通過計算副車架在1g與2g加速度作用下的最大應力得知，副車架在1g加速度作用下最大應力為1385.1MPa，2g加速度作用下最大應力為2807.1MPa，且不同加速度作用下應力分布云圖基本相似，最大應力分布位置基本相同，因此可以認為副車架在作業過程中壓裂泵底座下的位置極易發生變形，副車架在作業過程中該結構設計不夠安全。

伸長率是衡量和考察金屬可塑性的重要指標之一[6]。為了研究副車架在X方向上的最大變形情況，通過計算其在4g加速度作用下X方向上的伸長率得到了如圖4所示的副車架的在受載時的拉伸率云圖。

圖4 副車架的最大伸長率部分云圖

由圖4可以得知，副車架的最大受載伸長率約為2.92%。最大變形位置與圖3所示最大應力分布位置基本相同，均出現在壓裂泵底座下方。通過將副車架在受載時的變形率與該材料的最大變形率進行對比可知，副車架受載時變形率遠小于材料的最小變形率，因此可以認為副車架材料的選用合理，為了增強其結構強度，只需對副車架的設計進行改進。

2.2 副車架在Y、Z方向上的強度分析

采用如X軸方向上副車架結構強度的分析方法，分別對車架添加Y軸方向與Z軸方向上的約束，在Y軸與Z軸方向上添加4g加速度計算得到副車架在Y軸與Z軸方向上的最大應力。通過計算得知，Y軸與Z軸上最大應力云圖如圖5、圖6所示。

圖5 副車架在Y軸方向上的應力云圖

圖6 副車架在Z軸方向上的應力云圖

由圖5與圖6可知，副車架在4 g加速度作用下在Y軸與Z軸方向上的最大應力分別為804.7MPa與586.26MPa，均大于副車架材料的最大屈服極限。根據應力分布云圖可以得知，副車架在Y軸方向與Z軸方向上的最大應力主要集中分布在螺栓孔附近，其余位置應力強度均小于345MPa，因此可以認為副車架在Y軸方向與Z軸方向上的結構設計是安全的。

為了確保材料的合格性，分別計算了在4g加速度作用下副車架在Y軸與Z軸方向上的拉伸率，通過計算得知，在4g加速度作用下，副車架在Y軸方向上承載的最大拉伸率約為0.4%，在Z軸方向上的承載最大拉伸率約為0.3%。均遠小于副車架所用材料的最大變形率。根據對Y軸與Z軸方向上的拉伸應力云圖分析得知，與在X 軸方向上的拉伸云圖相同，Y軸與Z軸方向上的最大拉伸率出現的位置也在副車架在該方向上的應力集中部位。

由于副車架基本不承受扭轉作用，因此此處忽略副車架沿X、Y與Z軸沿軸線的扭轉運動。

通過上述分析可以認為：壓裂車作業過程中副車架在X軸方向上存在明顯的應力強度不足的問題，易導致壓裂車在該方向上的損壞，因此需要對副車架在X方向上的結構強度進行加強。其加強的方法可以通過增加縱梁厚度與結構形式，提高副梁與主梁連接的可靠性既能大大提高副車架的結構強度。

3 副車架模態分析

為了防止壓裂車在作業過程中與發動機等部件產生諧振，本文通過模態分析計算了副車架在作業過程中的固有頻率，并通過固有頻率與部件的激振頻率進行對比，確保壓裂車不會與部件發生諧振而失穩。

壓裂車在現場作業過程中，輪胎的支撐強度無法測量，因此不能通過有限元分析模型中的彈性支承進行取代，根據現場勘查，壓裂車在作業過程中基本不存在彈性變形情況，因此本文在對壓裂車副車架進行模態分析時取與結構強度分析相同的簡支方式，將輪胎處的支撐視為固定支撐。

通過模態分析可以得知，X方向上激振占主導地位時，副車架的固有頻率約為12.59Hz，當壓裂泵在該方向產生激振時，副車架的變形位置如圖7所示主要分布副車架的前端，其最大變形量約0.44mm。

圖7 副車架在X軸方向振動時的變形云圖

根據以上計算可知，為了防止副車架因諧振而加快疲勞損壞，當發動機、變速器及壓裂泵等激振設備產生的振動主要集中在X軸方向上時，應盡量控制激振設備的激振頻率，使激振頻率避開副車架的固有頻率，當無法改變設備的激振頻率時應適當增大對副車架在該方向上的約束以增大副車架的固有頻率，提高副車架的使用壽命。

4 結論

通過對壓裂車副車架進行設計，運用三維CAE軟件建立了副車架模型，在此基礎上通過有限元軟件分析了副車架的結構強度并對副車架進行模態分析，通過分析計算得知：

1）副車架在Y軸方向與Z軸方向存在良好的結構強度，但在X軸方向上存在明顯的強度不足問題，為了增大副車架在X軸方向上結構強度，可考慮增加止推板或者是增加縱梁厚度的方式來提高副車架的結構強度；

2）副車架在X軸方向上的固有頻率偏低，為了防止副車架與壓裂車上的激振設備發生共振，應適當增加副車架在作業過程中的支撐剛度及支撐點個數來增大副車架的固有頻率。