楊德勝 ，蔣清豐，劉 慶，李先彬，饒志明

YANG De-sheng1 ,JIANG Qing-feng1,LIU Qing1,LI Xian-bin1,RAO Zhi-ming2

（1.四川寶石機(jī)械專用車有限公司，廣漢 618300；2.斯倫貝謝科技服務(wù)成都有限公司，成都 610200）

0 引言

壓裂車是將高壓、大排量的壓裂液壓入地層裂縫，從而撐開(kāi)地層將支撐劑擠入裂縫的主要設(shè)備，目前，壓裂車已成為石油壓裂所用的核心設(shè)備之一。壓裂車主要由運(yùn)載底盤和臺(tái)上設(shè)備（包含發(fā)動(dòng)機(jī)、變速箱、壓裂泵和散熱器四大主件）所組成，中間通過(guò)副車架來(lái)連接。在壓裂車使用過(guò)程中，副車架得有足夠的強(qiáng)度和剛度，才能承受所有臺(tái)上設(shè)備由于不斷振動(dòng)所產(chǎn)生的應(yīng)力影響。因此，減小副車架的變形已成為壓裂車設(shè)計(jì)時(shí)需要重點(diǎn)考慮的問(wèn)題[1]。

壓裂車副車架的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度是影響壓裂車使用壽命的重要因素之一，吳漢川[2]等分析了衡梁數(shù)量對(duì)副車架承載能力的影響；高媛[3]，王旱祥[4]等通過(guò)分析提出了優(yōu)化壓裂車車架設(shè)計(jì)及上裝布置的建議。Liu J等[5]分析了主框架與副車架之間的連接器數(shù)量和位置對(duì)底盤承載能力的影響。以上研究對(duì)現(xiàn)有壓裂車副車架的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析較少，無(wú)法為副車架的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供理論依據(jù)。因此，本文通過(guò)三維建模軟件建立副車架的三維模型，并借助有限元分析軟件對(duì)副車架的結(jié)構(gòu)分析，查找薄弱環(huán)節(jié)，為后期有針對(duì)性的進(jìn)行加強(qiáng)副車架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、提高副車架的承載能力提供理論依據(jù)。該研究的開(kāi)展有效提高了副車架的實(shí)際應(yīng)用，具有重要的實(shí)際意義。

1 有限元模型的建立

根據(jù)對(duì)壓裂車副車架結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析與測(cè)量，并結(jié)合三維CAE軟件建立了如圖1所示的副車架結(jié)構(gòu)模型。由圖1可知，該副車架主要由兩根主梁和若干縱梁組成，發(fā)動(dòng)機(jī)底座、變速箱底座、散熱器底座和壓裂泵底座等附屬支架通過(guò)焊接與車架相連，副車架通過(guò)止推板與主車架連接。

圖1 壓裂車副車架結(jié)構(gòu)示意圖

壓裂車副車架材料性能參數(shù)如下：所采用的材料為Q345B低碳合金鋼，其彈性模量E=200GPa，屈服強(qiáng)度σs=345MPa，最小抗拉強(qiáng)度σb=470MPa，伸長(zhǎng)率e=21%，泊松比為0.3。

為了對(duì)副車架的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行有限元分析，運(yùn)用Gambit網(wǎng)格劃分軟件對(duì)副車架模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，并對(duì)模型中關(guān)鍵接觸位置進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化以增加計(jì)算過(guò)程中的計(jì)算精度。通過(guò)網(wǎng)格劃分得到了副車架局部網(wǎng)格模型如圖2所示。

圖2 副車架局部網(wǎng)格模型

為了使仿真計(jì)算結(jié)果更有利于從增強(qiáng)副車架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度方面進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，通過(guò)計(jì)算，得出了壓裂車在正常施工作業(yè)時(shí)副車架各部位所承載的部件質(zhì)量，所得結(jié)果如表1所示。這為后期仿真計(jì)算中副車架各點(diǎn)力的施加提供了依據(jù)。

表1 部件名稱及其質(zhì)量

為了簡(jiǎn)化計(jì)算，依據(jù)表1中各部件質(zhì)量對(duì)副車架施加邊界應(yīng)力條件時(shí)，根據(jù)各部件與副車架相連的所在位置將應(yīng)力平均分布于接觸面上，各接觸面積的應(yīng)力大小通過(guò)部件質(zhì)量及部件與副車架的接觸面積進(jìn)行計(jì)算。各部件與副車架的接觸均被視為剛性接觸，且副車架與主車架及支架之間的接觸為摩擦接觸。

2 副車架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析

方向規(guī)定：朝車頭的方向?yàn)閆的正方向，垂直向上的方向?yàn)閅的正方向，根據(jù)右手定則可判斷X的正方向，其方向如圖3所示。為了防止副車架作業(yè)過(guò)程中發(fā)生塑性變形，本文計(jì)算了副車架承載時(shí)各個(gè)方向的伸長(zhǎng)率，為副車架的變形情況判斷提供了理論依據(jù)。

2.1 副車架在X方向上的強(qiáng)度分析

為了對(duì)副車架在X方向上的強(qiáng)度進(jìn)行分析，在X方向上根據(jù)表1中質(zhì)量換算施加最大應(yīng)力的同時(shí)，將副車架完全固定，并采用簡(jiǎn)支方式僅添加在X軸方向上的力進(jìn)行約束，然后在X方向上對(duì)副車架分別進(jìn)行1g、2g與4g加速度分析。為了計(jì)算副車架在X軸方向上的受力薄弱位置，首先計(jì)算得到了副車架在4g加速度作用下X軸方向上的等效應(yīng)力分布云圖。計(jì)算結(jié)果如圖3所示。

圖3 副車架在X軸方向上的應(yīng)力云圖

由圖3所示可知：在4g加速度作用下，壓裂泵底座下，主梁與縱梁連接處的應(yīng)力水平達(dá)到最大值，最大約為5843.6MPa，明顯高于副車架材料的屈服強(qiáng)度。通過(guò)計(jì)算副車架在1g與2g加速度作用下的最大應(yīng)力得知，副車架在1g加速度作用下最大應(yīng)力為1385.1MPa，2g加速度作用下最大應(yīng)力為2807.1MPa，且不同加速度作用下應(yīng)力分布云圖基本相似，最大應(yīng)力分布位置基本相同，因此可以認(rèn)為副車架在作業(yè)過(guò)程中壓裂泵底座下的位置極易發(fā)生變形，副車架在作業(yè)過(guò)程中該結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不夠安全。

伸長(zhǎng)率是衡量和考察金屬可塑性的重要指標(biāo)之一[6]。為了研究副車架在X方向上的最大變形情況，通過(guò)計(jì)算其在4g加速度作用下X方向上的伸長(zhǎng)率得到了如圖4所示的副車架的在受載時(shí)的拉伸率云圖。

圖4 副車架的最大伸長(zhǎng)率部分云圖

由圖4可以得知，副車架的最大受載伸長(zhǎng)率約為2.92%。最大變形位置與圖3所示最大應(yīng)力分布位置基本相同，均出現(xiàn)在壓裂泵底座下方。通過(guò)將副車架在受載時(shí)的變形率與該材料的最大變形率進(jìn)行對(duì)比可知，副車架受載時(shí)變形率遠(yuǎn)小于材料的最小變形率，因此可以認(rèn)為副車架材料的選用合理，為了增強(qiáng)其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，只需對(duì)副車架的設(shè)計(jì)進(jìn)行改進(jìn)。

2.2 副車架在Y、Z方向上的強(qiáng)度分析

采用如X軸方向上副車架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的分析方法，分別對(duì)車架添加Y軸方向與Z軸方向上的約束，在Y軸與Z軸方向上添加4g加速度計(jì)算得到副車架在Y軸與Z軸方向上的最大應(yīng)力。通過(guò)計(jì)算得知，Y軸與Z軸上最大應(yīng)力云圖如圖5、圖6所示。

圖5 副車架在Y軸方向上的應(yīng)力云圖

圖6 副車架在Z軸方向上的應(yīng)力云圖

由圖5與圖6可知，副車架在4 g加速度作用下在Y軸與Z軸方向上的最大應(yīng)力分別為804.7MPa與586.26MPa，均大于副車架材料的最大屈服極限。根據(jù)應(yīng)力分布云圖可以得知，副車架在Y軸方向與Z軸方向上的最大應(yīng)力主要集中分布在螺栓孔附近，其余位置應(yīng)力強(qiáng)度均小于345MPa，因此可以認(rèn)為副車架在Y軸方向與Z軸方向上的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是安全的。

為了確保材料的合格性，分別計(jì)算了在4g加速度作用下副車架在Y軸與Z軸方向上的拉伸率，通過(guò)計(jì)算得知，在4g加速度作用下，副車架在Y軸方向上承載的最大拉伸率約為0.4%，在Z軸方向上的承載最大拉伸率約為0.3%。均遠(yuǎn)小于副車架所用材料的最大變形率。根據(jù)對(duì)Y軸與Z軸方向上的拉伸應(yīng)力云圖分析得知，與在X 軸方向上的拉伸云圖相同，Y軸與Z軸方向上的最大拉伸率出現(xiàn)的位置也在副車架在該方向上的應(yīng)力集中部位。

由于副車架基本不承受扭轉(zhuǎn)作用，因此此處忽略副車架沿X、Y與Z軸沿軸線的扭轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。

通過(guò)上述分析可以認(rèn)為：壓裂車作業(yè)過(guò)程中副車架在X軸方向上存在明顯的應(yīng)力強(qiáng)度不足的問(wèn)題，易導(dǎo)致壓裂車在該方向上的損壞，因此需要對(duì)副車架在X方向上的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行加強(qiáng)。其加強(qiáng)的方法可以通過(guò)增加縱梁厚度與結(jié)構(gòu)形式，提高副梁與主梁連接的可靠性既能大大提高副車架的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。

3 副車架模態(tài)分析

為了防止壓裂車在作業(yè)過(guò)程中與發(fā)動(dòng)機(jī)等部件產(chǎn)生諧振，本文通過(guò)模態(tài)分析計(jì)算了副車架在作業(yè)過(guò)程中的固有頻率，并通過(guò)固有頻率與部件的激振頻率進(jìn)行對(duì)比，確保壓裂車不會(huì)與部件發(fā)生諧振而失穩(wěn)。

壓裂車在現(xiàn)場(chǎng)作業(yè)過(guò)程中，輪胎的支撐強(qiáng)度無(wú)法測(cè)量，因此不能通過(guò)有限元分析模型中的彈性支承進(jìn)行取代，根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)勘查，壓裂車在作業(yè)過(guò)程中基本不存在彈性變形情況，因此本文在對(duì)壓裂車副車架進(jìn)行模態(tài)分析時(shí)取與結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析相同的簡(jiǎn)支方式，將輪胎處的支撐視為固定支撐。

通過(guò)模態(tài)分析可以得知，X方向上激振占主導(dǎo)地位時(shí)，副車架的固有頻率約為12.59Hz，當(dāng)壓裂泵在該方向產(chǎn)生激振時(shí)，副車架的變形位置如圖7所示主要分布副車架的前端，其最大變形量約0.44mm。

圖7 副車架在X軸方向振動(dòng)時(shí)的變形云圖

根據(jù)以上計(jì)算可知，為了防止副車架因諧振而加快疲勞損壞，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器及壓裂泵等激振設(shè)備產(chǎn)生的振動(dòng)主要集中在X軸方向上時(shí)，應(yīng)盡量控制激振設(shè)備的激振頻率，使激振頻率避開(kāi)副車架的固有頻率，當(dāng)無(wú)法改變?cè)O(shè)備的激振頻率時(shí)應(yīng)適當(dāng)增大對(duì)副車架在該方向上的約束以增大副車架的固有頻率，提高副車架的使用壽命。

4 結(jié)論

通過(guò)對(duì)壓裂車副車架進(jìn)行設(shè)計(jì)，運(yùn)用三維CAE軟件建立了副車架模型，在此基礎(chǔ)上通過(guò)有限元軟件分析了副車架的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度并對(duì)副車架進(jìn)行模態(tài)分析，通過(guò)分析計(jì)算得知：

1）副車架在Y軸方向與Z軸方向存在良好的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，但在X軸方向上存在明顯的強(qiáng)度不足問(wèn)題，為了增大副車架在X軸方向上結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，可考慮增加止推板或者是增加縱梁厚度的方式來(lái)提高副車架的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度；

2）副車架在X軸方向上的固有頻率偏低，為了防止副車架與壓裂車上的激振設(shè)備發(fā)生共振，應(yīng)適當(dāng)增加副車架在作業(yè)過(guò)程中的支撐剛度及支撐點(diǎn)個(gè)數(shù)來(lái)增大副車架的固有頻率。