基于Ansys/Ls-Dyna的壓裂泵泵閥強度分析

吳高峰,周思柱,王峻喬,吳漢川

(1.長江大學(xué)機械工程學(xué)院,湖北荊州434023; 2.中國石化集團江漢石油管理局第四石油機械廠,湖北荊州434023) *

基于Ansys/Ls-Dyna的壓裂泵泵閥強度分析

吳高峰1,周思柱1,王峻喬2,吳漢川2

(1.長江大學(xué)機械工程學(xué)院,湖北荊州434023; 2.中國石化集團江漢石油管理局第四石油機械廠,湖北荊州434023)*

泵閥是壓裂泵中最重要的易損部件之一,其強度關(guān)系到壓裂泵的工作特性。運用Ansys有限元分析軟件中Ls-Dyna模塊,模擬100 MPa高壓環(huán)境下閥盤以一定速度沖擊閥座的整個過程,對泵閥進行靜力以及顯示動力下應(yīng)力、應(yīng)變分析,找出泵閥的失效原因,為改進泵閥提供了理論依據(jù)。

壓裂泵;泵閥;Ansys/Ls-Dyna;靜力分析;動力分析

高壓是壓裂泵不同于鉆井泵的重要方面。某地區(qū)4 000 m井深要求壓裂泵工作壓力100～140 MPa,導(dǎo)致泵閥難以完成一次作業(yè)(2.5 h)就損壞[1-3]。本文采用Ansys/Ls-Dyna軟件對泵閥關(guān)閉過程進行靜力和顯示動力分析,分析了泵閥在高壓條件下的承載能力,找出失效原因,為提高泵閥使用壽命提供了理論基礎(chǔ)。

1 靜力分析

1.1 結(jié)構(gòu)及受力

壓裂泵泵閥結(jié)構(gòu)如圖1。當泵閥關(guān)閉后,閥盤受到重力 G、彈簧拉力 Ft和液體的壓力差作用力F1-F2,由力學(xué)平衡原理可知

式中,FFP為閥盤受力,N。

1.2 建立分析模型

泵閥在關(guān)閉的狀態(tài)之下,閥盤工作面與閥座工作面接觸,是典型的接觸問題。因此,泵閥工作面的應(yīng)力、應(yīng)變是分析重點。為使分析結(jié)論更接近實際的惡劣工況,在此沒有考慮橡膠密封圈。閥盤在不考慮導(dǎo)向爪時,其結(jié)構(gòu)和受載均是對稱的,所以取泵閥的 1/4結(jié)構(gòu)進行分析。建立的分析模型如圖2～3。材料參數(shù)如表1。

圖1 壓裂泵泵閥結(jié)構(gòu)

表1 某壓裂泵泵閥材料參數(shù)

圖2 閥盤和閥座有限元模型

圖3 閥盤和閥座接觸定義

1.3 施加載荷和邊界條件及計算結(jié)果

鑒于所建泵閥分析模型結(jié)構(gòu)的特殊性,對閥盤截面位置進行徑向約束,閥座與箱體接觸,y方向位移為零。根據(jù)前面靜力分析理論可知,閥盤上部受液體壓力作用,壓力為100 MPa。閥盤、閥座選擇Plane42單元[4-6],施加相應(yīng)的邊界條件和載荷后進行分析,閥盤、閥座變形如圖4,應(yīng)力云圖如圖5。

圖4 閥盤和閥座變形云圖

圖5 閥盤和閥座應(yīng)力云圖

2 顯示動力分析

2.1 理論基礎(chǔ)

Ls-Dyna采用中心差分法來進行時間積分,在已知1,…,tn時間步的情況下,求解tn+1時間步的解,運動方程為

式中,M為集中質(zhì)量矩陣;¨U為節(jié)點加速度列陣;?U為節(jié)點速度列陣;P(t)為外力向量列陣;H(tn)為砂漏阻力;Fint(t)為內(nèi)力矢量,為單元內(nèi)力與接觸內(nèi)力之和。Fint表達式為

單元內(nèi)力由當前構(gòu)型的應(yīng)力場求得。

這樣可以求得在 tn+1時刻的位移,更新 tn時刻的系統(tǒng)幾何構(gòu)型,得到tn+1時刻系統(tǒng)新的幾何構(gòu)型。由于采用集中質(zhì)量矩陣M,運動方程的求解是非耦合的,不需要組集成總體剛度矩陣,并采用中心單點積分,因此極大節(jié)省存儲空間和求解時間[7-8]。

2.2 建立模型

導(dǎo)向爪在關(guān)閉過程中對閥盤、閥座強度的影響較小,同時橡膠圈的緩沖作用增強了泵閥的承受能力。采用 solid164單元對泵閥進行實體建模,如圖6。

圖6 顯示動力分析模型

2.3 載荷和邊界條件及計算結(jié)果

泵閥在關(guān)閉時,受到自身重力、彈簧拉力及較小的流體壓力差的作用,閥盤以一定的速度(取150 m/s)向閥座運動,與閥座發(fā)生碰撞。閥座下端面軸向位移為零,閥座1/4截面徑向位移為零,利用Ls-Dyna求解器計算出的閥盤碰撞閥座的應(yīng)力變化,在碰撞后2×10-3ms時刻的應(yīng)力云圖如圖7,最大應(yīng)力達900 MPa,閥座與閥盤下錐面應(yīng)力為750 MPa。

圖7 閥盤碰撞閥座2×10-3ms時刻的應(yīng)力云圖

3 綜合分析

綜合靜力、動力分析可知,泵閥在關(guān)閉過程中,閥盤對閥座的沖擊對泵閥強度的影響遠大于靜力作用。在靜壓作用下閥盤關(guān)閉后泵閥最大應(yīng)力為393 MPa,在泵閥材料的屈服極限內(nèi)。在泵閥沖擊過程中,錐面下端出現(xiàn)的最大局部應(yīng)力為 750 MPa,小于材料的屈服極限,是安全的。錐面上端出現(xiàn)最大局部應(yīng)力達到900 MPa,即錐面處出現(xiàn)的應(yīng)力集中更易使得橡膠圈磨損,這一點與實際上橡膠圈出現(xiàn)嚴重的變形相一致,同時也是泵閥橡膠圈失效的原因。

4 結(jié)論

1) 利用Ansys/Ls-Dyna軟件對高壓壓裂泵泵閥進行靜態(tài)、動態(tài)的仿真計算,求解出泵閥在靜力作用和沖擊過程中出現(xiàn)的最大局部應(yīng)力。

2) 壓裂泵泵閥錐面上端局部應(yīng)力過大是導(dǎo)致泵閥橡膠密封圈過度磨損以至泵閥失效的原因。

3) 增強橡膠密封圈的性能,選擇強度更高的材料,設(shè)計新型的泵閥結(jié)構(gòu)是提高壓裂泵泵閥使用壽命的有效方法。

[1] 羅安賢,齊樹敏,楊啟明.優(yōu)質(zhì)壓裂泵泵閥分析[J].西南石油學(xué)院學(xué)報,1992(3):60-66.

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Strength Analysis of Fracturing Pump Valve Based on Ansys/Ls-Dyna

WU Gao-feng1,ZHOU Si-zhu1,WANGJun-qiao2,WU Han-chuan2
(1.College of Mechanical Engineering,Yangtze University,J ingzhou434023,China; 2.S j Petroleum Machinery Co.,Sinopec,J ingzhou434023,China)

Fracturing pump valve was the most important wearing parts;the strength of pump valve was directly related to working characteristics of fracturing pump valve.With the Ls-Dyna module of Ansys finite element analysis software,the whole impact process in which the valve disc was impacting the seat in 100Mpa high pressure environment was simulated,the static and dynamic stress-strain of pump valve was analyzed and the failure cause of fracturing pump valve was found,then theory foundation was provided for prolonging the service life of fracturing pump valve.

fracturing pump;valve;Ansys/Ls-Dyna;static analysis;dynamic analysis

1001-3482(2011)05-0050-03

TE934.202

A

2010-08-03

國家高技術(shù)研究發(fā)展計劃(863計劃)項目“2500HP大型數(shù)控成套壓裂裝備研制”(2009AA063601)資助

吳高峰(1986-),男,江西萍鄉(xiāng)人,碩士研究生,研究方向是機械結(jié)構(gòu)與強度。