肖柳勝1，劉 健1，袁艷艷1，馬曉偉1，吳漢川

(1.中國石油大學，山東 青島 266580;2.江漢石油管理局第四機械廠，湖北 荊州 434000)

·新能源汽車與低碳運輸·

基于多工況的重載壓裂車車架靜動態(tài)強度分析

肖柳勝1，劉 健1，袁艷艷1，馬曉偉1，吳漢川2

(1.中國石油大學，山東 青島 266580;2.江漢石油管理局第四機械廠，湖北 荊州 434000)

壓裂車在道路行駛和壓裂工況下承受較多的載荷類型，包括彎曲載荷、扭轉載荷、縱向載荷和側向載荷等。為真實計算壓裂車多工況下的車架強度，建立車架有限元模型，分析其在滿載彎曲、緊急制動、緊急轉彎、滿載扭轉、大泵中壓沖擊、大泵高壓沖擊等6種工況下的載荷情況，并用有限元法求出載荷下車架上的應力云圖和變形云圖。根據(jù)分析結果可知：道路行駛中車架應力最大的是扭轉工況，為275 MPa；壓裂工況下車架應力最大的是大泵高壓沖擊工況，為307 MPa。此結果通過試驗得到了驗證，為壓裂車車架結構強度的改進提供依據(jù)。

壓裂車；靜動態(tài)；車架強度；數(shù)值仿真；多工況

隨著國內對煤層氣、頁巖氣資源的開采和原有油氣田挖潛增產(chǎn)措施的不斷推進，大型數(shù)控壓裂成套設備成為必需品，壓裂車的研究成為關鍵技術之一。壓裂車承受重載沖擊的原因主要是行駛道路的顛簸崎嶇和大泵工作下的劇烈振動，其中彎曲載荷是由壓裂車上裝設備的垂直載荷產(chǎn)生，扭轉載荷是壓裂車經(jīng)過凹凸路面時車輪被抬起產(chǎn)生的對車架的扭轉力，縱向載荷是加速或制動時產(chǎn)生的慣性力，橫向載荷是由轉彎時車輪受到的離心力產(chǎn)生；因此，對車架的靜動態(tài)強度分析及校核顯得尤為重要。

國內外對車架強度相關研究不夠全面，Kim等[1]對車架在極限靜態(tài)載荷下的失效表現(xiàn)形式進行了討論； Kazuo等[2]對利用有限元靜態(tài)強度分析結果指導車架設計過程進行了介紹，這些靜態(tài)分析內容只有1種或幾種載荷類型；文獻[3]提到了壓裂車底盤性能匹配的指標和影響因素[3]；文獻[4]的2500型壓裂車疲勞分析與預測只提到道路和大泵工作下的2種工況；文獻[5]的3000型壓裂車雖然分析了5種工況，但由于壓裂車使用環(huán)境較為惡劣，工況極其復雜，不能比較全面地代表各種復雜工況。為此，筆者對滿載彎曲、緊急制動、緊急轉彎、滿載扭轉、大泵中壓沖擊、大泵高壓沖擊等6種工況進行了有限元分析，并通過比較各工況下的應力大小及危險部位，針對性地為壓裂車車架結構強度的改進提供依據(jù)。

1 幾何模型的建立

車架模型采用Pro/E三維建模實現(xiàn)，并無縫鏈接到ANSYS中，車架材料為16MnL，泊松比為0.31，彈性模量為212 GPa，密度為7 870 kg/m3。主副車架單元類型為shell181，懸架采用彈簧單元模擬，其余實體設置為solid186，采用10節(jié)點四面體單元和20節(jié)點六面體單元劃分有限元網(wǎng)格[6]?？紤]到車架結構比較龐大、復雜，故對其進行簡化：忽略螺栓連接以及鉚接的影響；忽略車架附屬連接構件；主要分析車架主體、上裝設備支撐架、連接件、襯板等關鍵部位；車架焊接部位的影響暫不考慮，用固定連接代替。在幾何清理中，合并小面、忽略對結構無影響的局部倒角，避免局部小特征造成不必要的網(wǎng)格劃分困難。選取合適的單元尺寸[7-8](10～15 mm)，劃分出的單元總數(shù)為15萬3 288 個, 節(jié)點總數(shù)為50萬1 969 個，劃分網(wǎng)格模型如圖1所示。

圖1 網(wǎng)格劃分圖

邊界條件設置如下：在結構計算中，邊界條件就是已知的位移、載荷激勵等約束條件；為保證求解模型的收斂性、有效性，對車架輪胎簡化為固定約束，懸架模擬成spring彈簧，前懸架剛度為256 N/mm，后平衡懸架剛度為425 N/mm，限制懸架的水平方向上的位移，垂直方向的位移設置為自由；車架上端設備作為集中力的形式加載到車架相應部位，滿足力學方程及矩陣的求解邊界條件。

將車載設備簡化為水箱風扇、傳動箱、大泵、發(fā)動機、駕駛室?guī)讉€質量較大的部件。簡化后的質量分布情況(滿載永久受力載荷)如表1所示。

表1 簡化質量分布情況

2 6種工況的描述

結合壓裂車的實際工況，道路行駛需要經(jīng)歷滿載彎曲、緊急制動、緊急轉彎、滿載扭轉工況，壓裂工作主要是大泵中壓沖擊、大泵高壓沖擊工況。壓裂車使用環(huán)境較為惡劣，工況極其復雜，為方便計算將所有情況歸類為以下6種工況[9-12]。

1)滿載彎曲工況。滿載彎曲情況下用來計算壓裂車滿載低速行駛時的應力分布情況，在18°斜坡行駛工況下，其動載系數(shù)選取為1.2～1.5。

2)滿載扭轉工況。在大扭曲路面行駛時，設定壓裂車通過某一垂直高度障礙物，某一或某側車輪懸空，其余車輪保持觸地。考慮動載荷問題，設置動載荷系數(shù)為1.5, 參考依據(jù)見文獻[9-10]。

3)滿載制動工況。行駛過程中因為路況的改變需要進行加速或制動，導致慣性力的產(chǎn)生，慣性力的作用將使得車架承受和行駛方向相反的縱向載荷力，物探車較大的車身及載重即使在加速度較小的情況下依然能產(chǎn)生較大的沖擊載荷。假設在車架縱向施加19.8 m/s2的減速度, 動載系數(shù)為1.5，參考依據(jù)見文獻[10]。

4)滿載轉彎工況。此工況用來模擬壓裂車的轉彎性能，由于車身及車載設備的質量較大，車架在轉彎時受到的側向離心力仍然較大。在轉彎時假定其車輛橫向加速度為7.8 m/s2，動載系數(shù)為1.5，參考依據(jù)見文獻[11-12]。

5)大泵中、高壓沖擊工況。三缸泵對車架的橫向沖擊載荷譜通過ADAMS仿真獲得，三缸泵仿真模型見圖2。4擋大泵橫向沖擊載荷譜見圖3。8擋大泵橫向沖擊載荷譜見圖4。4擋轉速為 124 r/min，仿真時間為0.5 s； 8擋轉速為 300 r/min，仿真時間為0.2 s，即往復泵的一個工作循環(huán)，仿真類型為動力學仿真。

圖2 大泵仿真機構約束模型

圖3 4擋大泵橫向沖擊載荷譜

圖4 8擋大泵橫向沖擊載荷譜

3 多工況有限元結果及對比

根據(jù)6種工況下壓裂車的實際受載和約束情況，對車架完成前處理操作，最后得到應力和變形分析結果。由于篇幅所限, 此處只給出車架在彎曲工況、扭轉工況、大泵中壓沖擊工況下等效應力分布圖和彎曲工況下車架變形云圖。滿載彎曲工況總變形云圖見圖5，應力云圖見圖6，副車架上表面插入線性path提取應力值見圖7、8，大泵沖擊工況應力云圖見圖9,6種工況應力結果對比見表2。仿真分析的目的是使最大應力值小于車架材料的屈服強度365 MPa，滿足車架強度的要求，排除應力集中點，找到大應力集中部位，并進行局部的結構加強。

圖5 滿載彎曲工況車架總變形云圖

圖6 滿載彎曲工況車架應力云圖

從圖5可以看出，由于車架中部剛度較小，懸置長度較大，離輪胎支撐位置較遠，以及上裝大部件的重壓集中，發(fā)動機和傳動箱及水箱風扇中間的車架部位變形最大，總變形最大為0.4 mm；從圖6可以看出，彎曲工況下，由于發(fā)動機的75 kN的重壓以及襯板和主車架連接邊楞處產(chǎn)生一定的應力集中，最大應力發(fā)生在主車架內部襯板處，最大應力為126 MPa。強度和變形都在允許范圍內，符合要求，無需改變材料或者結構。

圖7 滿載彎曲工況副車架右上表面線性path應力值云圖

圖8 滿載扭轉工況副車架右上表面線性path應力值云圖

從圖7可以看出，最大應力為33.8 MPa。由于篇幅所限，此處只給出彎曲工況下path應力值和扭轉工況下應力值。扭轉工況下的最大應力為66 MPa。根據(jù)其他幾種工況下的應力值對比結果發(fā)現(xiàn)，副車架上表面應力值都不大，大應力主要集中在側面。

圖9 大泵中壓沖擊工況車架應力云圖及危險位置

從圖9可以得到大泵沖擊下最大應力為275 MPa，而且危險位置發(fā)生在后懸架連接主車架的位置區(qū)域。其原因是大泵的橫向沖擊載荷對車架產(chǎn)生橫向的振動及變形。16MnL車架材料的屈服強度為365 MPa，因此需要對危險部位進行加厚處理和材料表面處理，以增大剛度或者改變局部結構增強局部的結構強度。

表2 6種工況有限元仿真結果對比

表2給出了6種工況下的大應力排序結果，得到6種工況下應力最大值(MPa)對應的節(jié)點號(見表2中黑體數(shù)字)分別為73 410,73 410,170 998,8 482,46 406,46 406。根據(jù)這幾個節(jié)點找出每個節(jié)點在滿載彎曲工況1、緊急制動工況2、緊急轉彎工況3、滿載扭轉工況4、大泵中壓沖擊工況5、大泵高壓沖擊6等6種工況下的應力值，見表3。可以看出，同一個節(jié)點在不同工況的應力值是不一樣的，有的甚至差距非常大，說明每種工況的車架不同部位的受力是不一樣的，應該進行對比分析，針對性的改善車架局部的強度。

表3 最大應力節(jié)點在六種工況下的應力值 MPa

4 試驗驗證

為驗證有限元分析的有效性，在副車架上表面選擇重要位置的13個測點進行凹凸路況條件下的測試，如圖10—11所示，其采集的應力值如表4所示?？芍?，實測值在仿真值的上下波動5 MPa，試驗值和有限元值誤差在10%以內，從而驗證了有限元分析結果的可靠性。

表4 試驗數(shù)據(jù)和有限元分析數(shù)據(jù)對比 MPa

圖10 副車架上表面應變片分布(13個測點)

圖11 凹凸路試驗數(shù)據(jù)采集現(xiàn)場

5 結論

1) 建立了車架有限元模型，并結合壓裂車惡劣的使用環(huán)境和復雜的工況，歸類出6種工況：滿載彎曲、緊急制動、緊急轉彎、滿載扭轉、大泵中壓沖擊、大泵高壓沖擊。

2)對6種工況進行有限元分析，得到各工況應力云圖及危險部位，發(fā)現(xiàn)副車架上表面應力值普遍不大，車架側邊及襯板位置應力值較大。經(jīng)過試驗測試副車架上表面應力值，驗證了有限元分析的可靠性。

3)得到道路行駛中車架最大應力發(fā)生在扭轉工況下，為235 MPa，大泵壓裂工作最大應力發(fā)生在工況6下，為307 MPa。為此，可以針對性給出局部加強的措施，為以后的研究提供參考。

[1]Kim H S，Huh H . Vehicle Structural Collapse Analysis Using a Finite Element Limits Method[J]. Korea Advanced Inst of Science and Technology, 1999(21):436-449.

[2]Kazuo Ao,Niiyama.Analysis of Torsional Stiffness Share Rate of Truck Frame[J]. Technical Paper Series,1991(10):18-21.

[3]劉健，肖柳勝，吳漢川. 多軸特種車輛底盤性能匹配研究[J].石油礦場機械,2013,42(8):29-32.

[4]王峻喬，劉健，吳漢川.2500型壓裂車車架疲勞壽命分析與預測[J].石油機械,2011,39(1)：20-22.

[5]劉健，肖柳勝，吳漢川. 油田壓裂車車架的多工況疲勞壽命分析[J].石油機械,2014,42(1):75-78.

[6]劉德剛，侯衛(wèi)星，王鳳洲，等. 基于有限元技術的構件疲勞壽命計算[J].鐵道學報，2004，26( 2):47-51.

[7]Topa M M．Fatigue Failure Prediction of a Rear Axle Housing Prototype by Using Finite Element Analysis[J]．Engineering Failure Analysis，2009(16):1474-1482．

[8]管欣，史建鵬．單縱臂式與扭力梁式懸架特征分析[J]．華中科技大學學報：自然科學版，2011，39(1):86-89．

[9]薛海英．固井水泥車車架有限元分析[D]．長春：吉林大學，2007.

[10]侯煒．汽車車架的有限元靜動態(tài)響應分析[D]．秦皇島：燕山大學，2006.

[11]董振國．半掛牽引車車架有限元強度分析[D]．青島：青島大學，2005.

[12]趙峰．BJ3043E型自卸汽車車架靜動態(tài)有限元分析及結構改進[D]．濟南：山東大學，2004.

(編校：饒莉)

TheStrengthAnalysisofHeavyFracturingTruckunderMulti-conditions

XIAO Liu-sheng1, LIU Jian1,YUAN Yan-yan1，MA Xiao-wei1，WU Han-chuan2

(1.ChinaUniversityofPetroleum,Qingdao266580China;2.SJPetroleumMachineryCompanyofJianghanPetroleumAdministrationBureau,Jingzhou434000China)

When driven on road, fracturing truck bear more load types, such as bending load, torsional load, vertical and lateral loads, etc. In order to calculate the frame strength of fracturing truck in real condition, the truck frame finite element model is set up to analyze the stress in six kinds of load conditions such as full load bending, emergency braking, laterally jinking, full torsion load, pump shocking with middle pressure and high pressure. The finite element method is utilized to calculate the stress and deformation distribution. The results of analysis and experiments show that the largest driving stress is equal to 275 MPa and appears in torsion conditions, and the maximum fracturing stress is equal to 307 MPa and occurs in pump shocking condition with high pressure. It provides the basis to improve structural strength of fracturing truck.

fracturing truck; static and dynamic; frame strength; numerical simulation; multi-conditions

2014-06-23

國家科技重大專項3000型成套壓裂裝備研制及應用示范工程資助項目(2011ZX05048—06HZ)

肖柳勝(1989—)，男，碩士，主要研究方向為石油機械、石油特車、采油樹等。E-mail：xiaoliusheng1989@163.com

TE934

：A

：1673-159X(2015)02-0064-5

10.3969/j.issn.1673-159X.2015.02.013