泥漿泵連桿的有限元分析與實現

泥漿泵連桿的有限元分析與實現

0連續(xù)工藝原理在泥漿泵中的應用泥漿泵是探測機械的重要組成部分。它的主要作用是在鉆進過程中將泥漿隨鉆頭鉆進注入井下,起著冷卻鉆頭、清洗鉆具、固著井壁、驅動鉆進,并將打鉆后巖屑帶回地面的作用。連桿是泥漿泵泵動力端中最重要的零件,它是將曲軸的旋轉運動轉化為十字頭、活塞的往復運動。在工作過程中,連桿承受著十字頭和曲軸對它的作用力、慣性力以及自身的重力的綜合作用,這些力隨著泥漿泵的吸液、排液沖程發(fā)生周期性的變化,在連桿上產生交變的應力作用,而且在大、小頭和桿身的過渡圓角處均呈現不同程度的應力集中。因此,連桿的主要失效模式為疲勞斷裂。隨著泥漿泵的高速、高強度的發(fā)展,對泥漿泵的主要部件的要求越來越苛刻,因此對泥漿泵動力端連桿進行有限元分析,對于防止疲勞斷裂事故的發(fā)生,提高泥漿泵的使用壽命和設計水平都有重要的意義。1黃連的幾何模型和網格的劃分1.1建立分析模型建立準確、可靠的幾何模型,是利用有限元法進行分析的重要步驟之一。在實際建模中,完全按照實體建立分析模型,進行有限元分析往往是很困難的,通常對實體模型進行適當的簡化處理。利用PROE建立了某泥漿泵的連桿三維模型(見圖1),并對連桿進行了適當的簡化:忽略了連桿大頭、小頭的油孔和桿身的小的油道、尺寸小于5mm的倒角和過渡圓角。1.2基于hypermsh的有限元網格模型有限元網格劃分是有限元分析的一個重要環(huán)節(jié),網格劃分的好壞對有限元分析的精度和計算規(guī)模將產生直接的影響。利用Hypermesh對連桿進行六面體網格劃分,然后將有限元網格模型導入到ansys中,如圖2所示。該連桿有限元模型有23178個單元,28878個節(jié)點。2連續(xù)線t連桿在工作中作剛體平面運動,利用剛體平面運動微分方程對連桿進行受力分析。為了簡化計算,對一個液缸進行受力分析,規(guī)定力的方向指向坐標系(X軸、Y軸)的方向為正,如圖3所示。利用剛體平面運動微分方程,可求得十字頭、曲軸對連桿的作用力為式中,F1x、F1y——十字頭對連桿作用力;F3x、F3y——曲軸對連桿作用力;φ——曲柄角度,φ=ωt;λ——曲柄連桿比;m2——十字頭、活塞桿、活塞及其附件總質量;m3——連桿的總質量;a——十字頭、活塞桿、活塞及其附件加速度;acx、acy——連桿質心C的加速度;f2——十字頭與導板間的動摩擦系數,一般取f2=0.10~0.12;F——活塞力pA和活塞與缸套之間的摩擦力Ff的合力,其大小為式中,p——液缸介質壓力;A——液缸(活塞)的橫截面積;J1(φ)、J2(φ)——關于曲軸轉角φ的自定義函數式中,φ0——泵閥滯后角。圖4、圖5給出了一個周期內的連桿作用力的變化曲線。3對連桿機力的影響作用在連桿上的主要有:十字頭和曲軸對連桿的作用力、慣性力以及自身的重力。對連桿進行靜力學分析時,通常選取最大拉伸和最大壓縮兩種工況下進行計算。3.1接觸包角的確定將作用在連桿大、小頭的力沿著連桿中心線的方向進行分解,得到在吸液和排液周期(曲軸轉角360°)內連桿上的作用力,如圖6所示。圖中十字頭對連桿的力為正值表示拉力,曲軸對連桿的力為正值時表示壓力。從圖6可知,連桿在典型工況下的受力情況,如表1所示。大頭、小頭載荷一般按有限寬度軸頸油膜壓力分布規(guī)律進行處理:載荷沿大頭、小頭軸線方向按二次拋物線分布,沿圓周方向按某一接觸包角范圍內按余弦規(guī)律分布,接觸包角一般為120~180°,參見表2?，F給出接觸包角為120°時,連桿小頭載荷的加載方程:式中,R——小頭軸頸的半徑;H——連桿小頭厚度的一半;Fc——連桿小頭總載荷;z——連桿小頭軸向坐標,z∈(-H,H);θ——連桿小頭周向坐標,θ∈(-π/3,π/3)。3.2單元周圍節(jié)點的等效質量連桿在工作中作剛體平面運動,在有限元分析時,慣性力的施加比較復雜,其處理是否合理直接影響有限元分析結果的精度。通常的簡化方法是采用“二質量當量系統(tǒng)”將慣性力等效地施加到連桿大、小頭上,由于大、小頭承受過大載荷,使得大、小頭端孔處的變形和實際工作情況產生較大差異。根據有限元的特點,可求得連桿在任意轉角時刻每個單元的慣性力,然后將其等效地施加到單元周圍節(jié)點上,無疑采用這種處理是最符合實際情況的。式中,l——連桿長度;r——曲柄半徑;δ——連桿擺角,在OX下方為正,反之為負。通過求二階導數,得節(jié)點K的加速度在XOY坐標系中節(jié)點K中慣性力為式中,mk——節(jié)點等效質量,大小由式(14)確定。式中,mk(e)——與節(jié)點K相連的所有單元總質量。在Ansys中連桿慣性力的加載過程比較復雜,且連桿節(jié)點、單元的數量非常多,手動加載根本無法實現,為此可采用高級語言APDL來實現,其加載流程如圖8所示。4約束邊界條件在有限元分析時,必須對模型施加足夠的位移約束,消除模型所有可能的剛體位移。由于連桿在工作過程中,在接觸邊界上沒有固定的自然約束條件,所以在分析時通常采用補充約束進行等效處理。為此,可利用連桿模型的對稱性,在兩個對稱面(XOZ面、XOY面)上分別施加對稱邊界條件,則可約束模型的Y、Z向平移自由度和所有的轉動自由度。此時,模型還有一個X向平移自由度,為此可采用人為增加約束的方式,應注意盡量遠離模型的重要部位(如應力集中部位、較大變形的部位)。根據圣維南理論,所增加的約束只是對附近的局部區(qū)域有影響,而對遠離約束點的重要部位影響不大。經過多次嘗試,在拉伸工況下選取靠近桿身大頭接觸表面的中央一排節(jié)點約束其X向位移;在最大壓縮工況下選取遠離桿身大頭接觸表面的中央一排節(jié)點約束其X向位移。這樣連桿所有自由度均得到約束。5聯合元件分析5.1連桿縱向縮短法從圖9、圖10中可以看出:在最大拉伸工況下,連桿縱向伸長,其最大綜合位移約為0.5mm,發(fā)生在連桿大頭的頂部;在最大壓縮工況下,連桿縱向縮短,其最大綜合位移約為1.097mm,發(fā)生在連桿小頭的頂部。從總體看,在泥漿泵的吸液、排液周期內,該連桿的變形量較小,其剛度較好,符合設計要求。5.2最大壓縮工況下連續(xù)工藝從圖11中可以看出,最大拉伸工況下連桿的整體應力較低,這是因為該工況時泥漿泵處于吸液沖程,此時活塞上無介質壓力作用,連桿的整體受力較小。另外,在連桿大頭、小頭和桿身的過渡圓角處均存在不同程度的應力集中現象,其中連桿大頭和桿身的過渡圓角處的應力最大,約為45.722MPa;小頭和桿身的過渡圓角處的應力約為25~30MPa;桿身處的應力約為5~10MPa。從圖12中可以看出,連桿在最大壓縮工況下連桿的整體應力較大,因為該工況時泥漿泵處于排液沖程,此時活塞上作用著介質壓力,連桿的整體受力較大。連桿大頭、小頭和桿身的過渡圓角處均存在較大的應力集中現象,其中連桿大頭和桿身的過渡圓角處的應力最大,約為136.858MPa,連桿小頭和桿身的過渡圓角處的應力也達到110MPa左右;桿身的應力為31~46MPa。綜合以上分析,連桿在泥漿泵吸液、排液工作周期內最大應力約為136.858MPa,發(fā)生在最大壓縮工況大頭和桿身過渡圓角處。由于該連桿材料為40Cr,屈服極限為805MPa,強度極限為940MPa,連桿等效應力遠遠小于材料的屈服強度極限,符合靜強度設計要求,但是由于交變應力和應力集中的作用下,連桿容易發(fā)生疲勞破壞,因此對連桿進行強度分析時,應進行疲勞強度校核,連桿的主要失效模式為疲勞斷裂,即在循環(huán)應力作用下在應力集中部位(大、小頭和桿身的過渡圓角處)產生微裂紋,并逐漸擴展為宏觀裂紋,最終導致連桿的疲勞斷裂。6基于慣性力的復配算法1)采用剛體平面運動學微分方程,對動力端連桿進行受力分析,得到連桿在泥漿泵吸液、排液周期內的作用力變化曲線,為有限元分析打下良好的基礎。2)根據有限元的特點,給出了更合理有效的連桿慣性力的處理方法,即將連桿的慣性力轉換為每個單元的慣性力,然后將其等效地施加到單元周圍節(jié)