基于ANSYS分析的大尺寸雙腹板鍛焊滑輪研制*

糟 洋,溫 旺

(蘭州蘭石石油裝備工程股份有限公司,甘肅 蘭州 730314)

0 引 言

滑輪是一個適用范圍廣泛、工作過程連續(xù)、工作載荷變化頻率較高、失效形式較多的零件[1]。石油鉆井設備一般使用的是60 in(1 524 mm)及以下鑄造、鍛焊單腹板滑輪,而鑄造滑輪因自身的鑄造缺陷、毛坯澆鑄周期、環(huán)保要求已不能很好適應新時期的需要。近些年,隨著鉆井技術的不斷創(chuàng)新,人們對鉆井設備的結構、性能提出了更高的要求,對大尺寸且能適應更復雜工況的滑輪的需求也越來越多。

筆者重點對大尺寸雙腹板滑輪結構進行了詳細介紹,借助有限元軟件對滑輪各個部位受力情況進行了計算分析,通過對材料的反復工藝評定和車間焊接測試,新制定了1項合金鋼鍛件材料企業(yè)標準,并且成功攻克復雜焊縫形式的焊接施工、探傷檢驗、動平衡試驗,研制出了結構和性能優(yōu)越、生產周期短、能同時滿足陸地和海洋雙重工況的新型大尺寸雙腹板滑輪,具有里程碑的意義。

1 大尺寸雙腹板滑輪的基本設計

所述的大尺寸滑輪是為我國南海海域服役的中海油服旗下某海洋鉆井平臺所設計,其外徑是72 in(1 829 mm),環(huán)境溫度為-20～+40 ℃,其設計符合滑輪設計標準的溫度要求[2]。

1.1 單腹板滑輪與雙腹板滑輪結構形式對比

單腹板滑輪結構簡單、生產工藝成熟,且已經(jīng)過常年供貨驗證,質量能夠得到保證。然而,雙腹板滑輪有其獨特優(yōu)勢,兩種結構形式的滑輪對比如表1所列。

表1 單腹板滑輪與雙腹板滑輪對比

相似工況下,雙腹板滑輪雖然制造工藝較難,但其質量能得到有效控制。同時,雙腹板結構能改善其抗側向力的能力。

1.2 大尺寸雙腹板滑輪的基本信息

此次所設計滑輪主要由輪轂、雙腹板、輪緣、撐管四部分組成。輪轂選用廠標材料,屈服強度σs≥350 MPa,抗拉強度σb≥490 MPa;腹板選用Q355材料,屈服強度σs≥355 MPa,抗拉強度σb≥470 MPa;輪緣選用與輪轂相同的廠標材料,屈服強度σs≥350 MPa,抗拉強度σb≥490 MPa;撐管選用Q420材料,屈服強度σs≥420 MPa,抗拉強度σb≥520 MPa。

雙腹板鍛焊滑輪結構如圖1所示,輪緣和輪轂間有雙腹板,腹板有一定的錐度,錐度從滑輪軸線向邊緣由大變小,腹板上開有減重孔,孔內穿有支撐管。輪緣內徑和輪轂外徑有臺階坡度,用于定位和承受載荷,能形成自然坡口,便于焊接。

圖1 雙腹板鍛焊滑輪結構圖1.輪轂 2.腹板 3.撐管 4.輪緣

1.3 設計安全系數(shù)

所設計滑輪用于海洋鉆機,額定設計鉤載是907 t,按照API Spec 8C規(guī)范要求[3],其安全系數(shù)應不小于2.25。

2 大尺寸雙腹板滑輪模型建立及有限元分析

根據(jù)滑輪設計圖紙,利用SolidWorks 2017軟件建立滑輪的三維模型,如圖2所示。

圖2 滑輪三維模型圖3 滑輪網(wǎng)格劃分

此次計算選用ANSYS WorkBench 15.0通用有限元分析軟件。ANSYS WorkBench 15.0與SolidWorks 2017之間有很好的兼容性,因此把上述三維模型導入ANSYS WorkBench 15.0中。對滑輪運用四面體網(wǎng)格進行劃分,最大網(wǎng)格尺寸20 mm,如圖3所示,共劃分18 964個單元和121 275個節(jié)點。

正常鉆井過程中,鉆機設計鉤載為907 t。按照API RP 9B規(guī)范要求,滑輪是滾柱軸承式[4],故滑輪摩擦系數(shù)K=1.04,選用規(guī)范中的A類方案計算快繩拉力?；喞K系7×8輪系,N=14、S=14。穿繩方式如圖4所示。

圖4 穿繩方式

有效系數(shù):

(1)

快繩系數(shù):

(2)

快繩拉力:

P快=Y快×鉤載=861.65 kN

(3)

游車每根鋼絲繩拉力按照相等計算,因此:

(4)

式中:Y為滑輪有效系數(shù);K為滑輪摩擦系數(shù),K=1.04;N為支承載荷的鋼絲繩根數(shù),N=14;S為滑輪的數(shù)量,S=14;P快為快繩端拉力,kN;P死為死繩固定器端的拉力,kN。

客戶要求的最大拉力是875 kN,該載荷大于最大鉤載時的快繩拉力861.65 kN。因此,為了滿足客戶要求,在計算滑輪時使用客戶要求的最大拉力,則單個滑輪的加載計算載荷是1 750 kN,加載地球重力加速度g。

考慮半潛式海洋平臺的搖擺以及風力等產生的水平方向的載荷,根據(jù)滑輪的現(xiàn)場使用情況,平臺在搖擺過程中,由于頂驅沿著導軌行走,天車滑輪和游車滑輪之間的鋼絲繩始終與井架保持平行,因此鋼絲繩的拉力給滑輪載荷的方向相對于滑輪保持不變。而在平臺搖擺過程中天車滑輪和游車滑輪之間的鋼絲繩會隨著平臺的搖擺產生水平慣性載荷,查閱客戶提供的該海洋平臺在所處海域的參數(shù)手冊,平臺橫搖周期為12 s,搖擺幅度為2°,縱搖周期為12 s,搖擺幅度為2°,天車位于船中心位置,天車到浮箱最低處112.3 m,在19 m吃水時船舶重心豎直方向的坐標是24.45 m,因此可選天車到搖擺中心的距離是87.85 m。在正常工作時天車到游車的最大距離是70 m,鉆井鋼絲繩單位長度重量是11.5 kg/m,滑輪直徑為1 829 mm,滑輪寬99 mm。此次計算選取船舶重心為搖擺中心。

依據(jù)CCS《海上拖航指南》2011[5]計算滑輪因平臺的搖擺以及風力產生的水平載荷:

Fy=M×Ay+Fq+Fw

(5)

式中:Fy為滑輪受到的y軸方向的水平載荷,kN;M為單個滑輪對應的天車到游車鋼絲繩的質量,kg;Fq為風作用力,kN;Fw為海水飛濺沖擊力,kN;Ay為橫向加速度,m/s2。M的計算公式為:

M=70 m×2×11.5 kg/m=1 610 kg

(6)

Fq的大小與單位面積受力系數(shù)及側向迎風面積有關。根據(jù)滑輪側向投影面積,按下述三種標準選取單位面積受力系數(shù):1.0 kN/m2(無限航區(qū)和近海航區(qū));0.85 kN/m2(沿海航區(qū));0.70 kN/m2(遮蔽航區(qū))。此次涉及的海洋平臺為無限航區(qū),故選取單位面積受力系數(shù)為1.0 kN/m2。

滑輪側向迎風面積S可根據(jù)圓形面積計算得到,即:

(7)

Fq=1.0 kN/m2×S=2.63 kN

(8)

Fw僅計算距干舷甲板以上2.0 m范圍內迎風受力物體,因天車不受海水飛濺沖擊,故Fw=0。

Ay計算公式為:

(9)

式中:rφ為天車到搖擺中心距離,rφ=87.85 m;β為天車到搖擺中心夾角,由于天車位于船中心位置,無夾角,故β=0°;φ0為最大橫搖角,φ0=2°;Tφ為搖擺周期,Tφ=12 s;g為重力加速度,g=9.81 m/s2。

將數(shù)值代入得:Ay=0.357 m/s2,Fy=3.2 kN。

同理,可計算得出:Ax=0.357 m/s2,Fx=1.145 kN。

3 計算結果分析

在進行有限元計算之前首先需添加邊界條件。邊界條件是給滑輪軸孔處施加位移約束。根據(jù)上述載荷加載說明,分別加載了地球重力加速度、縱向和橫向的搖擺慣性加速度、鋼絲繩總拉力、縱向和橫向載荷,具體載荷加載和邊界條件如圖5所示。

圖5 載荷加載及邊界條件 圖6 滑輪Mises應力云圖

通過有限元計算,得到滑輪應力情況,如圖6～10所示。

由圖7可知,滑輪輪轂最大Mises應力為92.405 MPa,出現(xiàn)在圖中Max所指位置處,滑輪輪轂的計算強度安全系數(shù)n=σs/σmax=3.788>2.25,滑輪輪轂設計強度滿足API 8C規(guī)范要求。

圖7 輪轂Mises應力云圖 圖8 腹板Mises應力云圖

由圖8可知,滑輪腹板最大Mises應力為140.81 MPa,出現(xiàn)在圖中Max所指位置處,滑輪腹板的計算強度安全系數(shù)n=σs/σmax=2.521>2.25,滑輪腹板設計強度滿足API 8C規(guī)范要求。

由圖9可知,滑輪輪緣最大Mises應力為122.96 MPa,出現(xiàn)在圖中Max所指位置處,滑輪輪緣的計算強度安全系數(shù)n=σs/σmax=2.846>2.25,滑輪輪緣設計強度滿足API 8C規(guī)范要求。

圖9 輪緣Mises應力云圖 圖10 撐管Mises應力云圖

由圖10可知,滑輪撐管最大Mises應力為184.29 MPa,出現(xiàn)在圖中Max所指位置處,滑輪撐管的計算強度安全系數(shù)n=σs/σmax=2.279>2.25,滑輪撐管設計強度滿足API 8C規(guī)范要求。

經(jīng)過一系列計算和優(yōu)化,滑輪圖紙分別報送ABS和CCS審核通過,在生產車間和工藝人員的共同努力下,滑輪最終研制成功,并取得CCS船用產品證書。圖11所示為成品滑輪。

4 結 語

此文重點對72 in(1 829 mm)雙腹板鍛焊滑輪的結構特點進行了對比分析,利用ANSYS軟件加載工況載荷和約束條件,動態(tài)模擬仿真和調整優(yōu)化,圖紙送審通過后在生產車間完成各工序生產并經(jīng)過動平衡試驗,取得了CCS船用產品認證。目前,該批滑輪正在我國南海海域某半潛式海洋鉆井平臺服役,使用狀況良好,客戶評價極高。該滑輪結構及設計方法可應用到其他尺寸的滑輪設計中,對減輕滑輪組重量、提高滑輪整體穩(wěn)定性、降低維護頻率有一定的參考借鑒意義。