肖柳勝1，劉 健1，袁艷艷1，馬曉偉1，吳漢川

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

·新能源汽車與低碳運(yùn)輸·

基于多工況的重載壓裂車車架靜動(dòng)態(tài)強(qiáng)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(guó)石油大學(xué)，山東 青島 266580;2.江漢石油管理局第四機(jī)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(zhuǎn)載荷、縱向載荷和側(cè)向載荷等。為真實(shí)計(jì)算壓裂車多工況下的車架強(qiáng)度，建立車架有限元模型，分析其在滿載彎曲、緊急制動(dòng)、緊急轉(zhuǎn)彎、滿載扭轉(zhuǎn)、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(yīng)力云圖和變形云圖。根據(jù)分析結(jié)果可知：道路行駛中車架應(yīng)力最大的是扭轉(zhuǎn)工況，為275 MPa；壓裂工況下車架應(yīng)力最大的是大泵高壓沖擊工況，為307 MPa。此結(jié)果通過(guò)試驗(yàn)得到了驗(yàn)證，為壓裂車車架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的改進(jìn)提供依據(jù)。

壓裂車；靜動(dòng)態(tài)；車架強(qiáng)度；數(shù)值仿真；多工況

隨著國(guó)內(nèi)對(duì)煤層氣、頁(yè)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(jìn)，大型數(shù)控壓裂成套設(shè)備成為必需品，壓裂車的研究成為關(guān)鍵技術(shù)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(dòng)，其中彎曲載荷是由壓裂車上裝設(shè)備的垂直載荷產(chǎn)生，扭轉(zhuǎn)載荷是壓裂車經(jīng)過(guò)凹凸路面時(shí)車輪被抬起產(chǎn)生的對(duì)車架的扭轉(zhuǎn)力，縱向載荷是加速或制動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的慣性力，橫向載荷是由轉(zhuǎn)彎時(shí)車輪受到的離心力產(chǎn)生；因此，對(duì)車架的靜動(dòng)態(tài)強(qiáng)度分析及校核顯得尤為重要。

國(guó)內(nèi)外對(duì)車架強(qiáng)度相關(guān)研究不夠全面，Kim等[1]對(duì)車架在極限靜態(tài)載荷下的失效表現(xiàn)形式進(jìn)行了討論； Kazuo等[2]對(duì)利用有限元靜態(tài)強(qiáng)度分析結(jié)果指導(dǎo)車架設(shè)計(jì)過(guò)程進(jìn)行了介紹，這些靜態(tài)分析內(nèi)容只有1種或幾種載荷類型；文獻(xiàn)[3]提到了壓裂車底盤性能匹配的指標(biāo)和影響因素[3]；文獻(xiàn)[4]的2500型壓裂車疲勞分析與預(yù)測(cè)只提到道路和大泵工作下的2種工況；文獻(xiàn)[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(fù)雜，不能比較全面地代表各種復(fù)雜工況。為此，筆者對(duì)滿載彎曲、緊急制動(dòng)、緊急轉(zhuǎn)彎、滿載扭轉(zhuǎn)、大泵中壓沖擊、大泵高壓沖擊等6種工況進(jìn)行了有限元分析，并通過(guò)比較各工況下的應(yīng)力大小及危險(xiǎn)部位，針對(duì)性地為壓裂車車架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的改進(jìn)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(shí)現(xiàn)，并無(wú)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(shí)體設(shè)置為solid186，采用10節(jié)點(diǎn)四面體單元和20節(jié)點(diǎn)六面體單元?jiǎng)澐钟邢拊W(wǎng)格[6]?？紤]到車架結(jié)構(gòu)比較龐大、復(fù)雜，故對(duì)其進(jìn)行簡(jiǎn)化：忽略螺栓連接以及鉚接的影響；忽略車架附屬連接構(gòu)件；主要分析車架主體、上裝設(shè)備支撐架、連接件、襯板等關(guān)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(duì)結(jié)構(gòu)無(wú)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(wàn)3 288 個(gè), 節(jié)點(diǎn)總數(shù)為50萬(wàn)1 969 個(gè)，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(shè)置如下：在結(jié)構(gòu)計(jì)算中，邊界條件就是已知的位移、載荷激勵(lì)等約束條件；為保證求解模型的收斂性、有效性，對(duì)車架輪胎簡(jiǎn)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(shè)置為自由；車架上端設(shè)備作為集中力的形式加載到車架相應(yīng)部位，滿足力學(xué)方程及矩陣的求解邊界條件。

將車載設(shè)備簡(jiǎn)化為水箱風(fēng)扇、傳動(dòng)箱、大泵、發(fā)動(dòng)機(jī)、駕駛室?guī)讉€(gè)質(zhì)量較大的部件。簡(jiǎn)化后的質(zhì)量分布情況(滿載永久受力載荷)如表1所示。

表1 簡(jiǎn)化質(zhì)量分布情況

2 6種工況的描述

結(jié)合壓裂車的實(shí)際工況，道路行駛需要經(jīng)歷滿載彎曲、緊急制動(dòng)、緊急轉(zhuǎn)彎、滿載扭轉(zhuǎn)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(fù)雜，為方便計(jì)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(lái)計(jì)算壓裂車滿載低速行駛時(shí)的應(yīng)力分布情況，在18°斜坡行駛工況下，其動(dòng)載系數(shù)選取為1.2～1.5。

2)滿載扭轉(zhuǎn)工況。在大扭曲路面行駛時(shí)，設(shè)定壓裂車通過(guò)某一垂直高度障礙物，某一或某側(cè)車輪懸空，其余車輪保持觸地?？紤]動(dòng)載荷問(wèn)題，設(shè)置動(dòng)載荷系數(shù)為1.5, 參考依據(jù)見(jiàn)文獻(xiàn)[9-10]。

3)滿載制動(dòng)工況。行駛過(guò)程中因?yàn)槁窙r的改變需要進(jìn)行加速或制動(dòng)，導(dǎo)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(shè)在車架縱向施加19.8 m/s2的減速度, 動(dòng)載系數(shù)為1.5，參考依據(jù)見(jiàn)文獻(xiàn)[10]。

4)滿載轉(zhuǎn)彎工況。此工況用來(lái)模擬壓裂車的轉(zhuǎn)彎性能，由于車身及車載設(shè)備的質(zhì)量較大，車架在轉(zhuǎn)彎時(shí)受到的側(cè)向離心力仍然較大。在轉(zhuǎn)彎時(shí)假定其車輛橫向加速度為7.8 m/s2，動(dòng)載系數(shù)為1.5，參考依據(jù)見(jiàn)文獻(xiàn)[11-12]。

5)大泵中、高壓沖擊工況。三缸泵對(duì)車架的橫向沖擊載荷譜通過(guò)ADAMS仿真獲得，三缸泵仿真模型見(jiàn)圖2。4擋大泵橫向沖擊載荷譜見(jiàn)圖3。8擋大泵橫向沖擊載荷譜見(jiàn)圖4。4擋轉(zhuǎn)速為 124 r/min，仿真時(shí)間為0.5 s； 8擋轉(zhuǎn)速為 300 r/min，仿真時(shí)間為0.2 s，即往復(fù)泵的一個(gè)工作循環(huán)，仿真類型為動(dòng)力學(xué)仿真。

圖2 大泵仿真機(jī)構(gòu)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(jié)果及對(duì)比

根據(jù)6種工況下壓裂車的實(shí)際受載和約束情況，對(duì)車架完成前處理操作，最后得到應(yīng)力和變形分析結(jié)果。由于篇幅所限, 此處只給出車架在彎曲工況、扭轉(zhuǎn)工況、大泵中壓沖擊工況下等效應(yīng)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(jiàn)圖5，應(yīng)力云圖見(jiàn)圖6，副車架上表面插入線性path提取應(yīng)力值見(jiàn)圖7、8，大泵沖擊工況應(yīng)力云圖見(jiàn)圖9,6種工況應(yīng)力結(jié)果對(duì)比見(jiàn)表2。仿真分析的目的是使最大應(yīng)力值小于車架材料的屈服強(qiáng)度365 MPa，滿足車架強(qiáng)度的要求，排除應(yīng)力集中點(diǎn)，找到大應(yīng)力集中部位，并進(jìn)行局部的結(jié)構(gòu)加強(qiáng)。

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(yīng)力云圖

從圖5可以看出，由于車架中部剛度較小，懸置長(zhǎng)度較大，離輪胎支撐位置較遠(yuǎn)，以及上裝大部件的重壓集中，發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)箱及水箱風(fēng)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(dòng)機(jī)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(yīng)力集中，最大應(yīng)力發(fā)生在主車架內(nèi)部襯板處，最大應(yīng)力為126 MPa。強(qiáng)度和變形都在允許范圍內(nèi)，符合要求，無(wú)需改變材料或者結(jié)構(gòu)。

圖7 滿載彎曲工況副車架右上表面線性path應(yīng)力值云圖

圖8 滿載扭轉(zhuǎn)工況副車架右上表面線性path應(yīng)力值云圖

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

圖9 大泵中壓沖擊工況車架應(yīng)力云圖及危險(xiǎn)位置

從圖9可以得到大泵沖擊下最大應(yīng)力為275 MPa，而且危險(xiǎn)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(duì)車架產(chǎn)生橫向的振動(dòng)及變形。16MnL車架材料的屈服強(qiáng)度為365 MPa，因此需要對(duì)危險(xiǎn)部位進(jìn)行加厚處理和材料表面處理，以增大剛度或者改變局部結(jié)構(gòu)增強(qiáng)局部的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。

表2 6種工況有限元仿真結(jié)果對(duì)比

表2給出了6種工況下的大應(yīng)力排序結(jié)果，得到6種工況下應(yīng)力最大值(MPa)對(duì)應(yīng)的節(jié)點(diǎn)號(hào)(見(jiàn)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(gè)節(jié)點(diǎn)找出每個(gè)節(jié)點(diǎn)在滿載彎曲工況1、緊急制動(dòng)工況2、緊急轉(zhuǎn)彎工況3、滿載扭轉(zhuǎn)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(yīng)力值，見(jiàn)表3。可以看出，同一個(gè)節(jié)點(diǎn)在不同工況的應(yīng)力值是不一樣的，有的甚至差距非常大，說(shuō)明每種工況的車架不同部位的受力是不一樣的，應(yīng)該進(jìn)行對(duì)比分析，針對(duì)性的改善車架局部的強(qiáng)度。

表3 最大應(yīng)力節(jié)點(diǎn)在六種工況下的應(yīng)力值 MPa

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)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(gè)測(cè)點(diǎn)進(jìn)行凹凸路況條件下的測(cè)試，如圖10—11所示，其采集的應(yīng)力值如表4所示?？芍?，實(shí)測(cè)值在仿真值的上下波動(dòng)5 MPa，試驗(yàn)值和有限元值誤差在10%以內(nèi)，從而驗(yàn)證了有限元分析結(jié)果的可靠性。

表4 試驗(yàn)數(shù)據(jù)和有限元分析數(shù)據(jù)對(duì)比 MPa

圖10 副車架上表面應(yīng)變片分布(13個(gè)測(cè)點(diǎn))

圖11 凹凸路試驗(yàn)數(shù)據(jù)采集現(xiàn)場(chǎng)

5 結(jié)論

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

2)對(duì)6種工況進(jìn)行有限元分析，得到各工況應(yīng)力云圖及危險(xiǎn)部位，發(fā)現(xiàn)副車架上表面應(yīng)力值普遍不大，車架側(cè)邊及襯板位置應(yīng)力值較大。經(jīng)過(guò)試驗(yàn)測(cè)試副車架上表面應(yīng)力值，驗(yàn)證了有限元分析的可靠性。

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

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

肖柳勝(1989—)，男，碩士，主要研究方向?yàn)槭蜋C(jī)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