王復(fù)東,管志川,劉金榮

(1.中國石油大學(xué),山東東營257061;2.青島天時海洋石油裝備有限公司,山東青島266108; 3.甘肅藍科石化高新裝備股份有限公司,蘭州730070) *

WF2000型三缸鉆井泵殼體的結(jié)構(gòu)設(shè)計與應(yīng)力分析

王復(fù)東1,2,管志川1,劉金榮3

(1.中國石油大學(xué),山東東營257061;2.青島天時海洋石油裝備有限公司,山東青島266108; 3.甘肅藍科石化高新裝備股份有限公司,蘭州730070)*

海洋鉆井要求鉆井泵的功率大、體積小、質(zhì)量輕。在受力分析的基礎(chǔ)上,采用ANSYS軟件對開發(fā)的WF2000型三缸鉆井泵殼體進行有限元分析。殼體高應(yīng)力區(qū)位于從動軸軸承座附近,殼體整體結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布不均勻,安全裕度較大。為驗證有限元分析的有效性,對鉆井泵殼體進行了現(xiàn)場應(yīng)力測試,測試結(jié)果與有限元分析結(jié)果比較符合。應(yīng)用分析結(jié)果優(yōu)化設(shè)計了殼體結(jié)構(gòu),使其應(yīng)力分布均勻、質(zhì)量輕。

鉆井泵;殼體;強度分析;應(yīng)力測試

目前,陸地石油資源已面臨枯竭,難以維持經(jīng)濟的持續(xù)發(fā)展,海洋石油資源的勘探開發(fā)成為一個新的增長點。為適應(yīng)在近海、深水鉆井的需要,深水、超深水鉆井工藝不斷發(fā)展,從而對鉆井設(shè)備提出了更高的要求。鉆井泵是鉆井液循環(huán)系統(tǒng)的關(guān)鍵設(shè)備,為滿足海洋鉆井的需要,正朝著大功率、大排量、高泵壓、低質(zhì)量的方向發(fā)展。1 490～1 640 kW (2 000～2 200 hp)的大功率鉆井泵已經(jīng)成為當今海洋鉆機配置的主流設(shè)備。由于受到海洋鉆井平臺質(zhì)量的限制,要盡量減輕鉆井泵的質(zhì)量。同時,隨著鉆井泵泵壓和功率的提高,關(guān)鍵零部件的強度要求也逐步提高。為了滿足海洋鉆井的需要,設(shè)計了WF2000型新型三缸鉆井泵。殼體是該鉆井泵的關(guān)鍵部件,為此,運用三維設(shè)計和有限元分析等方法,對該泵的殼體進行了強度和剛度設(shè)計分析,使其結(jié)構(gòu)合理,適應(yīng)海洋鉆井的需要[1]。為了驗證結(jié)構(gòu)設(shè)計和有限元分析的結(jié)果,對加工完成的鉆井泵殼體進行了應(yīng)力測試,證明有限元應(yīng)力分析是可靠和有效的。

1 鉆井泵殼體承受的載荷

WF2000型三缸鉆井泵殼體承受著3個柱塞傳遞過來的交替變化的作用力。柱塞的液體壓力通過泵頭箱板作用在前墻板上,柱塞的推力經(jīng)十字頭、連桿、從動軸軸承座作用在殼體上,主動軸的載荷通過主軸承作用在殼體上。因此,鉆井泵的殼體承受的載荷有:十字頭對殼體上下導(dǎo)板的壓力,從動軸作用在殼體上的載荷,主動軸作用在殼體上的載荷及液體壓力作用在泵頭上的載荷[2]。

1.1 十字頭對殼體的作用力

該泵主機構(gòu)的整體受力情況如圖1所示。

圖1 主機構(gòu)整體受力

由圖1可得到式(1),即

式中,F為柱塞受到作用力;-FBx、-FBy為連桿對十字頭的作用力;m2為十字頭質(zhì)量;a為十字頭的加速度;F2y、F2x為導(dǎo)板對十字頭的正壓力和摩擦力。

F2y與 F2x之間關(guān)系滿足式(2),即

式中,f2為摩擦因數(shù);J2(<)為角度函數(shù);

由連桿的受力分析與平衡條件,可以得到式(3),即

式中,FAx、FAy為曲柄對連桿的作用力;L為連桿總長;C點為連桿質(zhì)心;C距連桿A端lC;連桿質(zhì)量為m3;繞C的轉(zhuǎn)動慣量為IC;系數(shù)λ=R/L;R為曲柄半徑;<為曲柄轉(zhuǎn)角。

聯(lián)立式(1)～(3)可以計算得到 FAx、FAy、F2y、F2x等參數(shù),從而確定十字頭對殼體導(dǎo)板的作用力[3]。

1.2 傳動軸對殼體的作用力

傳動軸作用在殼體上的載荷可以通過主動軸、從動軸(曲軸)的受力分析得到,如圖2所示。

圖2 主、從動軸的空間受力

齒輪嚙合力分量 Fnx、Fny可以由主動軸電機輸入轉(zhuǎn)矩計算得到,通過分析主動軸的受力情況可以求解主動軸對軸承座的作用力。鉆井泵三缸的作用力按120°循環(huán)交替工作,1個缸滿負荷工作時,另外2個缸以一定的重疊系數(shù)工作。3個曲柄受到連桿的作用力與曲柄自身的偏心離心力。通過折算3個曲柄受到的作用力(F(i)x,F(i)y,i為曲柄號)以及傳動齒輪嚙合力,分析從動軸的平衡可以求得從動軸軸承座所受的作用力。

1.3 液力端螺拴傳給殼體的力

當排出沖程時,缸套中液體壓力作用在泵頭上的載荷基本為常數(shù),大小為600 kN,通過連結(jié)螺栓作用在殼體的泵頭箱板上,回程為零。

1.4 計算結(jié)果

通過計算,十字頭對殼體導(dǎo)板的作用力隨各自曲柄轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律如3圖所示。殼體上主、從動軸承座所受的反力隨曲柄轉(zhuǎn)角的改變連續(xù)變化,而且反力的變化是周期性的,主動軸、從動軸對殼體軸承座的載荷隨1號曲柄轉(zhuǎn)角的變化規(guī)律分別如圖4～5所示[4]。

圖3 十字頭對殼體導(dǎo)板的載荷

圖4 主動軸對殼體軸承座的載荷

圖5 從動軸對殼體軸承座的載荷

2 有限元分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化

為了模擬泥漿泵的實際工作情況,分析過程中對殼體的約束作了如下處理,左、右箱板的底座和泵頭箱板下面的4根支撐柱底部全部完全固定。

分析結(jié)果有助于發(fā)現(xiàn)WF2000型鉆井泵殼體的薄弱環(huán)節(jié)和過剩部位,為進一步減輕殼體質(zhì)量、降低成本、均衡殼體應(yīng)力提供必要的改進設(shè)計依據(jù),從而使其在盡可能輕的質(zhì)量下具有較長的使用壽命。

2.1 殼體結(jié)構(gòu)和有限元模型

WF2000型三缸鉆井泵殼體采用鋼板組焊結(jié)構(gòu)。整個殼體結(jié)構(gòu)由左右2塊主箱板、連接板、左右支撐板、前聯(lián)接板、泵頭頂板、箱頂板和2根座架梁組成。由于結(jié)構(gòu)上的需要,殼體內(nèi)部有支承筋、加強筋等,結(jié)構(gòu)模型圖6所示。采用SOLIDWORKS建立殼體的三維實體模型,將模型導(dǎo)入ANSYS前處理程序,進行實體模型的網(wǎng)格劃分[5]。由于泵殼的形狀十分復(fù)雜,考慮到計算精度的要求,選用三維SOLID187單元類型。該單元類型屬于二次單元,一方面可以很好地模擬個中復(fù)雜邊界的形狀;另一方面在單元數(shù)量比較少的情況下可以得到比較高的計算精度。模型采用映射網(wǎng)格劃分,為了得到比較好的模擬結(jié)果,在模型的左右、中軸承座及箱頂板處又進行了網(wǎng)格加密處理。模型的網(wǎng)格劃分效果如圖7所示,該模型累計有單元(5～10)×104個,節(jié)點數(shù)在(10～20)×104個。

圖6 WF2000型鉆井泵殼體結(jié)構(gòu)模型

圖7 WF2000型鉆井泵殼體有限元模型網(wǎng)格劃分

2.2 有限元分析結(jié)果

泥漿泵殼體所受的載荷基本上以曲柄轉(zhuǎn)動為循環(huán)周期。本文將載荷循環(huán)周期分成12種工況,分別對各種工況下的殼體進行了靜強度分析,加載情況如圖7所示。通過比較發(fā)現(xiàn),曲柄轉(zhuǎn)角為30°時的泥漿泵殼體的峰值應(yīng)力最高,應(yīng)力分布情況如圖8～10所示。左箱板最大Mises應(yīng)力發(fā)生于叢動軸軸承座附近,其值為75.3 MPa,該區(qū)域為殼體應(yīng)力最大區(qū)。右箱板最大Mises應(yīng)力也發(fā)生于從動軸軸承座附近,其值為62.4 MPa。殼體應(yīng)力集中不明顯,從動軸左右軸承座附近應(yīng)力整體較大,泵頭頂板與頂板的應(yīng)力較低。綜觀泥漿泵殼體的強度計算,殼體總體應(yīng)力水平偏低,且分布不均勻,結(jié)構(gòu)的總體強度安全裕度過大。

圖8 殼體總體應(yīng)力分布

圖9 左箱板應(yīng)力分布

圖10 右箱板應(yīng)力分布

2.3 殼體結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計

通過有限元分析可知,WF2000型三缸鉆井泵殼體的結(jié)構(gòu)尺寸不盡合理,泵殼質(zhì)量過大。為更好地適應(yīng)海洋石油開發(fā)的需要,泵殼可以在原設(shè)計基礎(chǔ)上,向泵殼應(yīng)力均勻化方向進行改進,以降低泵殼質(zhì)量。由于泵頭箱板、連接板與前聯(lián)接板應(yīng)力較低,設(shè)計時可以適當降低厚度,主箱板、箱頂板應(yīng)力較大,設(shè)計時適當增加厚度,增加主、從動軸軸承座厚度和軸承座加強筋的厚度。為避免由于尺寸變化造成的應(yīng)力集中,適當增加過渡倒角。

基于以上思想,對WF2000型鉆井泵殼體進行了再設(shè)計,并對再設(shè)計后的泵殼進行了有限元分析,應(yīng)力分布情況如圖11所示。分析結(jié)果顯示,再設(shè)計后泵殼的應(yīng)力分布較原結(jié)構(gòu)均勻,峰值應(yīng)力有所下降。這充分說明再設(shè)計的思路是可行的,在此基礎(chǔ)上可以對泵殼結(jié)構(gòu)不斷優(yōu)化。

圖11 優(yōu)化設(shè)計后的殼體應(yīng)力分布

3 應(yīng)力測試

通過以上有限元分析,得到了WF2000型三缸鉆井泵殼體的應(yīng)力分布狀況。為了驗證有限元分析的合理性,對WF2000型三缸鉆井泵殼體進行了現(xiàn)場應(yīng)力測試。應(yīng)力測試使用京南航天數(shù)據(jù)技術(shù)有限公司生產(chǎn)的“TDR遙測數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)”。鉆井泵的泵沖次為120 min-1左右,柱塞直徑為?127 mm(5英寸),試驗壓力為52 MPa(7 500 psi)。殼體右箱板上共布置應(yīng)力測試點17個,測點具體位置如圖12所示。左箱板上共布置應(yīng)力測試點17個,測點具體位置如圖13所示[6-7]。

圖12 左箱板應(yīng)力測點布置

圖13 右箱板應(yīng)力測點布置

圖14 30號測點應(yīng)力曲線

圖15 31號測點應(yīng)力曲線

圖16 12號測點應(yīng)力曲線

圖17 15號測點應(yīng)力曲線

測試結(jié)果顯示,各測點的應(yīng)力基本呈周期性變化,變化規(guī)律與鉆井泵殼體載荷的循環(huán)規(guī)律相符合。左箱板30號、31號測點應(yīng)力幅值最大,30號與31號測點應(yīng)力隨時間變化圖線如圖14～15所示,峰值應(yīng)力分別為101 MPa和108 MPa。右箱板12號、15號應(yīng)力測點應(yīng)力幅值最大,12號與15號測點應(yīng)力隨時間變化圖線如圖16～17所示,峰值應(yīng)力分別為64 MPa和73 MPa。應(yīng)力測試的最大應(yīng)力區(qū)域與有限元分析比較符合,但是應(yīng)力測試的峰值應(yīng)力比靜力分析結(jié)果要高,原因在于靜力分析時將泥漿泵殼體所受的載荷作為靜載處理,而實際上殼體所受的載荷是沖擊載荷。

4 結(jié)論

1) WF2000型三缸鉆井泵殼體結(jié)構(gòu)不盡合理,應(yīng)力分布不均勻,部分板應(yīng)力水平過低,強度裕度過大,致使整機質(zhì)量大,造價過高,結(jié)構(gòu)有待于進一步改進。

2) 通過有限元分析和現(xiàn)場測試,充分證明在泵殼設(shè)計中采用有限元分析是可靠、有效的。應(yīng)用有限元分析結(jié)果對泵殼結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計,可使其質(zhì)量降低,且具有足夠的強度和剛度,能更好地適應(yīng)海洋鉆井工況。

3) 應(yīng)力測試驗證了有限元分析的有效性,但是有限元方法只能在實體模型中對泵殼進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。如果能根據(jù)有限元分析結(jié)果改進殼體結(jié)構(gòu),加工出泵殼實體,并進行應(yīng)力與變形測試,可進一步驗證泵殼結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計的有效性,確保其具有足夠的強度和剛度。

[1] 江懷友.世界海洋鉆井技術(shù)及裝備現(xiàn)狀與展望[J].石油科技論壇,2008(6):25-30.

[2] 張慶元.鉆井泵機架的靜動態(tài)有限元分析[J].石油學(xué)報,2000,21(2):83-87.

[3] 程德明,張仁定.SL 3NB-1600A鉆井泵殼體的強度及剛度計算[J].石油學(xué)報,1989,7(3):118-128.

[4] 陳如恒,沈家駿.鉆井機械的設(shè)計計算[M].北京:石油工業(yè)出版社,1995.

[5] 張佳卿,仲梁維,李付軍.基于SolidWorks的LF1000泥漿泵的計算[J].機械制造,2009,47(6):8-10.

[6] 夏元白,羅 輝.鉆井泵閥沖擊力的應(yīng)變測試方法[J].石油礦場機械,2001,30(6):30-32.

[7] 楊立群,楊 沛.3 000 m車載鉆機折疊式鉆臺立柱斷裂研究[J].石油礦場機械,2011,40(2):42-461

Structure Design and Stress Analysis of Frame for WF2000 Triplex Drilling Pump

WANG Fu-dong1,2,GUAN Zhi-chuan1,LIU Jin-rong3
(1.China University ofPetroleum(Huadong),Dongying257061,China; 2.Qingdao TSC Of f shore Equipment Co.,L td.,Qingdao266108,China; 3.L anpec Technologies Limited,L anzhou730050,China)

Ocean drilling requires drilling pump with high power,small size and light weight.Based on load analysis,the FEM analysis of the designed WF2000 triplex drilling pump frame was carried on.The high stress region of the frame was locates nearby the bearing of driven shaft.The whole stress distribution of frame in uneven and the frame had big safety margin.The stress test of frame was carried on to testify the validity of FEM analysis.The test results show that the FEM results were in good agreement with testing ones.Optimization design of frame structure was done according to the analysis results,and the optimized frame has more even stress distribution and lighter weight.

drilling pump;frame;strength analysis;stress test

1001-3482(2011)05-0062-05

TE926

A

2011-02-15

王復(fù)東(1972-),男,山東濰坊人,高級工程師,博士研究生,主要從事石油裝備方面的研究,E-mail:fdwang@ tscoffshore.com.cn。