2500型壓裂泵曲軸應(yīng)力有限元分析及優(yōu)化

◇中石化石油機械股份有限公司 張浩

本文通過對CDJY2500型五缸壓裂泵的曲軸所受應(yīng)力進行有限元分析，研究了實際工況下曲軸的應(yīng)力動態(tài)分布情況，并建立了曲軸的有限元模型。通過分析影響曲軸最大應(yīng)力的因素，得出曲軸軸頸處圓角的r、h、d與其最大應(yīng)力直接相關(guān)，通過優(yōu)化分析得出當(dāng)d=194mm，h=3.5mm，r=6.5mm時，曲軸最大應(yīng)力為163.72MPa。相對于普通圓角結(jié)構(gòu)曲軸的最大應(yīng)力下降了19%，優(yōu)化效果比較顯著。通過分析和優(yōu)化，使曲軸自身的應(yīng)力分布上更加的合理，從而為合理設(shè)計曲軸提供依據(jù)，為油田研發(fā)高效泵提供了理論參考和技術(shù)支持。

隨著國家經(jīng)濟實力的增強，我國的工業(yè)發(fā)展水平顯著提高，對能源的需求量日益增加，國家對能源的開發(fā)也不斷深入，油氣田現(xiàn)階段依然是我國的主要能源資源，其開采量和開采效率直接影響著油氣產(chǎn)能[1]。我國石油和天然氣儲量豐富，隨著我國石油開采技術(shù)的不斷創(chuàng)新，大量深層油氣田探明，深井和超深井也較為普遍，其所處地層也極其復(fù)雜，井底溫度高、壓力大，與此同時，儲存量也非常大，因此提高開采效率，能夠一定程度上緩解能源危機，提升壓裂效果，是提高開采率的重要手段之一。壓裂泵是油田開采石油的重要壓裂設(shè)備，由于壓裂技術(shù)的廣泛使用，不僅增加了油井的開采量，大大加快了油田開發(fā)的步伐，而且大幅度地提高了石油的產(chǎn)量。所謂壓裂，就是將液體通過壓裂泵產(chǎn)生高壓，然后將壓裂液體打入巖層，使巖層發(fā)生破裂，形成數(shù)條的油層裂縫，減少石油的流動阻力，從而方便石油向著套管流動，從而實現(xiàn)提高油井的生產(chǎn)能力和達到增產(chǎn)增量的目標[2]。作為壓裂泵動力端的關(guān)鍵部件，曲軸在整個壓裂過程中起著將低壓流體轉(zhuǎn)化為高壓流體的關(guān)鍵作用。

壓裂泵曲軸的受力極為復(fù)雜，既受彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的共同作用，而且還受缸內(nèi)壓力和交變質(zhì)量慣性載荷的共同作用。本文以CDJY2500型五缸壓裂泵的曲軸為研究對象，對其進行動態(tài)受力分析，利用ANSYS軟件對曲軸的受力進行分析，并且通過對其結(jié)構(gòu)上的應(yīng)力分布分析，對曲軸在尺寸上進行優(yōu)化，使曲軸自身的應(yīng)力分布上更加的合理，從而為合理設(shè)計曲軸提供依據(jù)，為油田研發(fā)高效泵提供了理論參考和技術(shù)支持[3]。

1 曲軸受力分析

壓裂泵曲軸的結(jié)構(gòu)及其運動方式較為復(fù)雜，曲軸在進行旋轉(zhuǎn)時，柱塞組件作規(guī)律的往復(fù)直線運動[4]。

為簡化計算，在進行載荷分析時，可以對曲軸做出以下假設(shè)：

（1）各運動部件摩擦力、重力及慣性力忽略不計。

（2）連桿力集中作用在曲柄銷的軸線中點。

（3）因吸入過程的受力遠小于排出過程的受力，因此對其吸入過程的受力不予考慮。

以曲軸的旋轉(zhuǎn)中心為原點，相關(guān)機構(gòu)的受力如圖1所示。

圖1 曲柄滑塊機構(gòu)受力圖

當(dāng)液缸處于排出或吸入狀態(tài)時，曲軸所承受的扭矩或處于平衡狀態(tài)，或可忽略不計。假設(shè)各作用力均為集中載荷，連桿對曲軸的力為主要的作用力，其他力相對較小可以忽略不計。所以在分析曲軸的作用力時，只分析連桿對曲柄的作用力[5]。

2 曲軸強度有限元分析

2.1 曲軸結(jié)構(gòu)及材料參數(shù)

通過查閱相關(guān)資料，曲軸的主要參數(shù)為：制造材料為40CrNiMoA，屈服極限為799MPa，強度極限為1132MPa，彈性模量E=203GPa，泊松比=0.3。曲柄銷直徑為180mm、長度為170.2mm、圓角半徑為12.5mm，其結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2 曲柄結(jié)構(gòu)

2.2 網(wǎng)格劃分

利用Solidworks建立CDJY2500型五缸壓裂泵曲軸的三維模型，并導(dǎo)入到ANSYS軟件中，因曲軸在連桿軸頸和主軸頸等過渡圓角處的受力最為復(fù)雜，因此在進行劃分網(wǎng)格時作加密處理，在對曲軸整體進行網(wǎng)格劃分時，選擇網(wǎng)格尺寸為15mm；對連桿軸頸和主軸頸等過渡圓角處進行二次網(wǎng)格劃分，選擇網(wǎng)格尺寸為5mm。劃分后網(wǎng)格節(jié)點共有121076個，有限元單元74056個，其網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖3所示。

圖3 網(wǎng)格劃分結(jié)果

2.3 加載與約束

在工作過程中，曲軸既受彎曲應(yīng)力，又受扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，此時對曲軸的兩端施加扭矩載荷。在進行受力分析時，假設(shè)各曲柄載荷作用在軸上的壓力合力為Fc。根據(jù)有限寬度軸徑油膜應(yīng)力分布規(guī)律，其分布規(guī)律為：各軸段壓力沿著曲軸軸頸按二次拋物線規(guī)律分布；沿著軸徑圓周方向120°范圍內(nèi)按余弦規(guī)律分布，曲軸受力示意圖如圖4所示。

圖4 曲軸受力示意圖

由于曲軸是通過圓弧齒輪從兩端輸入，并且通過軸承來進行軸向定位，可沿曲柄軸向施加約束。

3 模擬結(jié)果分析及優(yōu)化

有限元分析的結(jié)果如圖5所示，可知曲軸的最大應(yīng)力位于曲軸軸頸部位，特別是曲軸軸頸與曲軸臂交界處，最大應(yīng)力為202.12MPa。這是由于在曲軸的軸頸部位存在著周向的最大應(yīng)力（處于余弦的峰值處）。由于曲軸結(jié)構(gòu)的幾何關(guān)系，可以看出曲軸在連桿軸頸和主軸頸等處的應(yīng)力最為集中，因此如果要提高曲軸的強度，就需要對對應(yīng)各處的圓角進行優(yōu)化。

圖5 2500型壓裂泵曲軸應(yīng)力分布

對于有限元分析存在的應(yīng)力集中問題，主要原因是由于曲軸臂和曲軸頸的幾何尺寸相差較大，所以可以通過設(shè)置過渡段來避免過大的應(yīng)力集中。由于曲軸的特殊結(jié)構(gòu)，必須對圓角結(jié)構(gòu)進行改進，才能夠優(yōu)化曲軸應(yīng)力。對于階梯型圓角，除了R與普通圓角相同外，圓角尺寸r、h、d均不確定，通過研究這些參數(shù)在選取不同值時曲軸應(yīng)力的變化情況，能夠?qū)ηS進行進一步優(yōu)化。

如圖6所示為圓角尺寸r、h、d與曲軸應(yīng)力的關(guān)系。由圖6可知隨著圓角尺寸r的增大，曲軸最大應(yīng)力曲線呈現(xiàn)出先降低后增大的趨勢。各個變化過程中在r=2.5mm是取得最大值為194MPa，在r=6.5mm處取得最小值為135MPa。均小于結(jié)構(gòu)為普通圓角時的最大等效應(yīng)力202.12MPa。隨著圓角尺寸h的增大，曲軸的最大應(yīng)力呈現(xiàn)先降低后增高的趨勢，且在h大于3.5mm以后應(yīng)力值趨于平緩。在h=3.5mm處的應(yīng)力值最低，大小為134MPa，在h=1mm處的應(yīng)力值最大，大小為188MPa，由此可知，h無論取多大數(shù)值，最大應(yīng)力都低于普通圓角結(jié)構(gòu)的曲軸的最大應(yīng)力。隨著圓角尺寸d的增加，曲軸的最大應(yīng)力先降低后增大，在d=194mm處取得最小值136MPa，在d=184mm處取得最大值181MPa，均小于普通圓角結(jié)構(gòu)的曲軸的最大應(yīng)力202.12MPa。

圖6 圓角尺寸r、h、d與曲軸最大應(yīng)力關(guān)系

由此可以確定階梯型圓角結(jié)構(gòu)的曲軸的最優(yōu)尺寸為d=194mm，h=3.5mm，r=6.5mm。經(jīng)過有限元分析計算得到的曲軸最大應(yīng)力為163.72MPa。相對于普通圓角結(jié)構(gòu)曲軸的最大應(yīng)力下降了19%，優(yōu)化效果比較顯著。

4 結(jié)論

通過對CDJY2500型五缸壓裂泵曲軸有限元分析，得出以下結(jié)論。

（1）曲軸軸頸的圓角位置處存在最大應(yīng)力，且最大應(yīng)力值為202.12MPa，且遠高于其他位置。曲軸在連桿軸頸和主軸頸等處的應(yīng)力最為集中，因此如果要提高曲軸的強度，就需要對對應(yīng)各處的圓角進行優(yōu)化。

（2）對階梯型圓角曲軸結(jié)構(gòu)參數(shù)進行了定量分析，利用有限元方法分析階梯型圓角各尺寸與曲軸最大應(yīng)力的關(guān)系進行，得出最優(yōu)的階梯型圓角尺寸為d=194mm，h=3.5mm，r=6.5mm，優(yōu)化后的曲軸最大應(yīng)力為163.72MPa。