鄭龍燕

(山東冶金技師學(xué)院 濟(jì)南 250109)

隨著石油資源越來越匱乏，不少國家將石油勘探重點(diǎn)轉(zhuǎn)移到了深海，而柱塞泵是深海石油勘探、開發(fā)不可缺少的固井裝置。某單位設(shè)計(jì)的3ZB-265型三柱塞固井泵，泵中的三個(gè)活塞在曲柄連桿機(jī)構(gòu)的帶動(dòng)下作往復(fù)運(yùn)動(dòng)[1]。泵的殼體部分采用鋼板焊接式結(jié)構(gòu)，且焊后消除了內(nèi)應(yīng)力。設(shè)計(jì)輸出壓力150MPa，而實(shí)際輸出壓力卻只有50MPa左右。

從殼體及支座受力情況入手，采用UG6.0設(shè)計(jì)軟件建模，利用數(shù)據(jù)接口將建好的模型導(dǎo)入有限元分析軟件ANSYS12.0，并對(duì)殼體及支座進(jìn)行網(wǎng)格劃分和加載載荷，得出殼體及支座應(yīng)力場。將計(jì)算結(jié)果與所用材料許用應(yīng)力進(jìn)行比較，找出不滿足強(qiáng)度要求的部位，并提出解決方案。

1 殼體部分受力分析

該柱塞泵工作時(shí)，殼體受力的主要來源有:曲柄機(jī)構(gòu)通過4個(gè)雙列滾針軸承和2個(gè)深溝球軸承對(duì)殼體上4個(gè)軸承座的作用力；小齒輪軸通過4個(gè)滾子軸承對(duì)殼體上4個(gè)軸承座的作用力；3 組十字頭與導(dǎo)筒之間的摩擦力、正壓力以及液壓力等。而該柱塞泵受力的主要對(duì)象來自于其動(dòng)力端，其受力分析對(duì)象主要有連桿部分、曲軸部分、活塞部分、十字頭及小齒輪軸部分等[2]，如圖1、圖2、圖3所示。

圖1 曲軸上6個(gè)軸承分布圖

圖2 小齒輪軸上4個(gè)軸承分布圖

圖3 殼體上主要受力部位簡圖

3ZB-265型柱塞泵是典型的往復(fù)泵，根據(jù)往復(fù)泵設(shè)計(jì)理論，曲軸轉(zhuǎn)角φ每次增加的幅度為10°。經(jīng)過計(jì)算曲軸、連桿、活塞、十字頭、導(dǎo)套及10個(gè)軸承座的受力情況之后[3]，共得到了36個(gè)工況。機(jī)體局部受力大小可以通過 EXCEL表進(jìn)行計(jì)算，機(jī)體局部受力最大的情況可以匯總為4個(gè)工況，見表1。

表1 機(jī)體局部受力最大的4個(gè)工況

2 實(shí)體建模

ANSYS系列軟件在有限元分析方面雖然功能強(qiáng)大，但在建模方面較為繁瑣，加上該泵的殼體部分構(gòu)造復(fù)雜，于是采用了在實(shí)體建模方面功能強(qiáng)大的UG6.0軟件進(jìn)行建模，利用數(shù)據(jù)接口將模型導(dǎo)入ANSYS12.0軟件的方法，分別利用了二者的優(yōu)勢，提高了建模效率。

3 網(wǎng)格劃分

泵的殼體屬于體類零件，故定義單元類型時(shí)選擇為Solid(體)、10節(jié)點(diǎn)180。網(wǎng)格劃分越小，計(jì)算精度越高，計(jì)算效率就越低。該泵的殼體尺寸較大，如果一味地追求細(xì)化網(wǎng)格會(huì)大大降低計(jì)算效率[4]。為了解決這個(gè)問題，在整體網(wǎng)格劃分時(shí)，網(wǎng)格尺寸長度設(shè)置為10mm，對(duì)局部重要部位的網(wǎng)格作進(jìn)一步細(xì)化，網(wǎng)格尺寸長度設(shè)置為2mm。這樣既能提高有限元的計(jì)算效率，又能保證分析精度，如圖 4所示。

圖4 網(wǎng)格劃分

4 加載載荷

每個(gè)十字頭對(duì)導(dǎo)筒的作用力，可以看成是受均勻分布載荷，并分別作用在導(dǎo)筒的上半部分或者下半部分。根據(jù)在軸承座孔中力的分布規(guī)律，軸承座上承載的力在軸承座孔內(nèi)表面上以合力最大的方向?yàn)榛鶞?zhǔn)線，在內(nèi)均勻分布[5]。

5 定義材料性能

該柱塞泵的殼體材料為16Mn，具體參數(shù)見表2。

表2 材料性能

6 定義約束

該柱塞泵的尺寸較大，在安裝時(shí)底板直接與地面接觸，靠4個(gè)地腳螺栓和地面形成全約束。

7 4種工況求解

求解4個(gè)工況時(shí)，將在軸承座上受到的載荷視為均布載荷，并將集中力換算成均布載荷P。

工況1中的位移變形和應(yīng)力分布分別如圖5、圖6所示。

圖5 工況1的位移變形圖

圖6 工況1的應(yīng)力分布圖

從圖5中可以看出，工況1的最大位移變形位置處于1點(diǎn)處，最大變形量為2.97mm；從圖6中可以看出，工況1的最大應(yīng)力分布處于2點(diǎn)處，其最大應(yīng)力值為182MPa。

工況2中的位移變形和應(yīng)力分布分別如圖7、圖8所示。

圖7 工況2的位移變形圖

圖8 工況2的應(yīng)力分布圖

從圖7中可以看出，工況2的最大位移變形位置處于3點(diǎn)處，最大變形量為1.18mm；從圖8中可以看出，工況2的最大應(yīng)力分布處于4點(diǎn)處，其最大應(yīng)力值為110MPa。

工況3中的位移變形和應(yīng)力分布分別如圖9、圖10所示。

圖9 工況3的位移變形圖

圖10 工況3的應(yīng)力分布圖

從圖9中可以看出，工況3的最大位移變形位置處于 5點(diǎn)處，最大變形量為 1.29mm；從圖 10中可以看出，工況 3的最大應(yīng)力分布處于 6點(diǎn)處，其最大應(yīng)力值為112MPa。

工況4中的位移變形和應(yīng)力分布分別如圖11、圖12所示。

圖11 工況4的位移變形圖

圖12 工況4的應(yīng)力分布圖

從圖11中可以看出，工況4的最大位移變形位置處于7點(diǎn)處，最大變形量為1.69mm；從圖12中看出，工況4的最大應(yīng)力分布處于8點(diǎn)處，其最大應(yīng)力值為115MPa。

3ZB-265型柱塞泵的工作過程中，主要受到拉應(yīng)力和拉應(yīng)變的影響，所以，只有殼體在滿足應(yīng)力和應(yīng)變情況下才能正常工作。根據(jù)殼體及10個(gè)軸承座的受力情況，以及相關(guān)的有限元受力分析后的位移應(yīng)變圖和應(yīng)力分布圖，可以利用第一強(qiáng)度理論和第二強(qiáng)度理論進(jìn)行判斷。

8 結(jié)果分析

從 4個(gè)工況的位移變形圖和應(yīng)力分布圖來看，發(fā)生最大位移變形位置處在工況1中的軸承座的上蓋。圖5中，1點(diǎn)處的最大變形量為2.97mm，最大應(yīng)力分布在工況1中的前擋板的底部，圖6中，2點(diǎn)處的最大應(yīng)力值為182MPa。

1)應(yīng)力的校核

根據(jù)第一強(qiáng)度理論—最大拉應(yīng)力理論:材料發(fā)生斷裂是由最大應(yīng)力引起?？梢缘贸?/p>

式(1)中，σmax為實(shí)際的最大應(yīng)力，此處σmax=182MPa；[σ]為材料的需用應(yīng)力，[σ]=280MPa；將上述數(shù)值代入上述公式中，得到

所以，殼體的應(yīng)力滿足要求。

2)應(yīng)變的校核

根據(jù)第二強(qiáng)度理論——最大抗應(yīng)變理論:材料的斷裂由最大應(yīng)變引起?？梢缘贸?/p>

式(2)中,εb為允許的最大變形量，mm；σb為比例極限強(qiáng)度，此處σb=5.6×108Pa；E為彈性模量，此處E=2.07×1011Pa；

將上述值代入式(2)中，得到

所以，殼體的應(yīng)變不能滿足要求。

9 殼體結(jié)構(gòu)優(yōu)化及有限元分析

1)結(jié)構(gòu)優(yōu)化

根據(jù)前面的計(jì)算結(jié)果，工況1軸承座部位的應(yīng)變最大，并且原有的軸承座厚度也不能滿足強(qiáng)度要求，因此需要對(duì)該部位進(jìn)行優(yōu)化，如圖13所示。根據(jù) 3ZB-265型三柱塞固井泵的具體尺寸(軸承蓋的外部最大尺寸為140mm)，將該部位的軸承蓋加厚10mm，質(zhì)量增加了6.65 kg，如圖14所示。

圖13 軸承座未處理前的殼體

圖14 軸承座加厚10mm后的殼體

2)有限元分析

根據(jù)加厚改進(jìn)后的殼體，再一次利用 ANSYS 12.0有限元分析軟件，施加工況1的受力，得出優(yōu)化后的位移應(yīng)變及應(yīng)力分布分別如圖 15所示和圖16所示。

圖15 優(yōu)化后的工況1變形位移圖

圖16 優(yōu)化后的工況1合成應(yīng)力分布圖

從圖15中可以看出，優(yōu)化后的工況1的最大位移變形位置處于9點(diǎn)處，最大變形量為2.55mm；從圖16中可以看出，優(yōu)化后的工況1的最大應(yīng)力分布處于10點(diǎn)處，其最大應(yīng)力值為173MPa。

3)優(yōu)化后的強(qiáng)度校核

優(yōu)化后的殼體需要再次利用第一、第二強(qiáng)度理論進(jìn)行校核。

根據(jù)第一強(qiáng)度理論:

將優(yōu)化后的最大應(yīng)力值代入公式中，得到:

所以，殼體的應(yīng)力滿足要求。

根據(jù)第二強(qiáng)度理論:

將優(yōu)化后的最大位移變形量代入公式中，得到:

所以，殼體的應(yīng)變滿足要求。

10 結(jié)語

運(yùn)用有限元法對(duì)三柱塞泵殼體進(jìn)行了受力分析之后，可以得到4個(gè)工況時(shí)的位移和應(yīng)力分布情況，找出了三柱塞泵殼體中的薄弱部位，并進(jìn)行了優(yōu)化。由于開展了對(duì)此課題的研究，可為國內(nèi)三柱塞泵生產(chǎn)企業(yè)提供提高產(chǎn)品質(zhì)量的理論幫助。對(duì)提高國產(chǎn)的三柱塞固井泵性能、縮短與國外技術(shù)之間的差距起到了積極的作用。同時(shí)，對(duì)國家海底勘測，特別是對(duì)深海石油的戰(zhàn)略性開采起到了關(guān)鍵性作用。

[1]劉曉瀾.石油開采企業(yè)清潔生產(chǎn)工藝[J].遼寧化工,2009(5):329-330.

[2]姜昌量.石油工業(yè)環(huán)境保護(hù)[M].北京: 石油工業(yè)出版社,2000.

[3]國家環(huán)境保護(hù)局.清潔生產(chǎn)審計(jì)培訓(xùn)教材手冊(cè)[M].北京:中國環(huán)境科學(xué)出版社,2001.

[4]何玉杰,柴立平,宮恩祥.高溫高壓泵用機(jī)械密封的設(shè)計(jì)[J].化工機(jī)械,2001(2):90-92.

[5]韓致信,尚慶生.三缸往復(fù)泵空氣包的動(dòng)力學(xué)方程及數(shù)值解[J].甘肅科學(xué)學(xué)報(bào),2000,12(3):35-38.