基于Ansys Workbench的压裂泵泵头体疲劳寿命预估及有限元分析.pdf

.第10 期基于Ansys Workbench的压裂泵泵头体疲劳寿命预估及有限元分析曾德刚，刘德昊，王杭，李科伟，张强，张晓东”，张立军2（1.盐城市崇达石化机械有限公司，江苏盐城，2 2 4 7 12）(2.中国石油大学（华东)机电工程学院，山东青岛，2 6 6 5 8 0)(3.中国石油大学（华东)计算机科学与技术学院，山东青岛，2 6 6 5 8 0)摘要基于Ansysworkbench软件，选用三缸和五缸两种类型的压裂泵泵头进行三维建模，对于三缸泵和五缸泵分别选取5 8 MPa、91MP a、10 5 MP a 和8 7 MPa、110 MP a、12 3 MP a 两组内腔压力载荷进行有限元仿真，确定了压裂泵泵头体的应力分布情况，并与实际失效情况进行对照后，分析了失效原因。开展了压裂泵泵头体的寿命评估工作，确定了两种型号压裂泵在不同工况下的疲劳寿命区间，这为油田的现场生产提供了较好的参考。关键词压裂泵；疲劳寿命；有限元分析；寿命评估引言目前，在全球石油需求量的不断增长以及中高储层中的储量不断减少的背景下，全球各国对致密油、页岩气等非常规油气田的开采高度重视。因此，在石油开采中，压裂装备扮演了越来越重要的角色。在这种情况下，压裂设备需要向高压力、大功率发展，以提升非常规油气田的开采效率-3 。压裂泵作为典型的压裂设备，一般由动力端和液力端组成，液力端是压裂泵的核心部件，直接影响整个机组的工作效率和性能。压裂泵在地面的泵组会产生超过地层岩石抵抗强度的高压将含压裂砂压裂液注入地层并产生具有一定宽度的裂缝，最终达到提高地层渗透率的目的4 。压裂泵外形图如图1所示。MahdiKianil,Joanne Ishak等学者在这个方面做了大量工作，通过比较发现采用Neuber和Glinka模型的预测对十字相贯孔的应力集中系数预测较为精准5 。张思通过理论分析与数值分析的方法，分析了压裂泵液力端内腔的应力分布规律，根据内腔应力集中的位置判断易产生裂纹、豁口、犁沟等失效形式的位置，并拟合出了在完好压裂泵内腔内的最大周向应力的计算公式。泵头作为压裂泵液力端的关键部件，由于其内部结构复杂，壁厚分布不均，容易承受交变载荷并产生应力集中，同时伴随含有腐蚀性介质压裂液的高压冲蚀，疲劳破坏显现较为明显，主要失效位置在压力泵柱塞腔与缸腔的相贯线处7-8 ,破坏形式如图2 所示。压裂泵泵头是压裂泵中平均寿命最低的部件，损坏后需要整体更换，严重影响了开采效率，因此对于压裂泵泵头体的应力分析和寿命评估成为了呕待解决的关键问题。本文选用三缸和五缸两种型号的压裂泵，基于AnsysWorkbench软件对其进行了应力应变分析以及寿命评估，并根据设计寿命计算了泵头体相关部位的安全系数，在工程中有较大参考价值。图1压裂泵外观图作者简介：曾德刚，男，（198 2-），南京理工大学就读计算机科学与技术专业毕业，现任盐城崇达石化机械有限公司总经理，机械高级工程师。2023年第2 6 卷10-论文广场石油和化工设备图2 泵头破坏情况1疲劳寿命预测理论1.1结构疲劳基本理论一般情况下，结构疲劳寿命预测需要建立在应力-应变曲线和S-N曲线的基础上。根据构件上所加载荷是否与时间有关可将载荷区分为动载荷和静载荷两种形式，其中动载荷又可以根据载荷的大小、方向是否具有周期性区分为循环载荷和随机载荷。在不同的载荷情况下，构建所受的应力与时间的关系也不尽相同。一般情况下可用应力幅值Sa、平均应力Sm、最大应力Smax、最小应力Smin、应力比R五个参数进行描述，其数量关系为：Sa=(Smax-Smin)/2(1)Sm=(Smax+Smin)/2(2)R=Smin/Smax(3)当R=-1时该循环应力称为对称循环应力，当R0时统称为不对称循环应力。1.2S-N曲线基本理论S-N曲线即疲劳-寿命曲线。它能够反应构件所受载荷与构件疲劳寿命之间的关系，是一种常用于构件疲劳寿命的评估的材料性能曲线。一般情况下，完整的疲劳-寿命曲线由低周疲劳区、高周疲劳区、亚疲劳区三部分构成。典型的偏劳曲线如图3 所示。大多数材料的S-N曲线都有一段水平直线，其对应值称为材料的疲劳极限，表示该材料在理论上只要不施加高于该值的载荷，该值载荷就可以循环无数次，并且材料永不失效9-10 。但也存在一stressStrength10310410510%107108LoadCycles图3 S-N曲线些合材料，如压裂泵泵头使用的2 5 CrNi2.5MoV合金，该种材料的S-N曲线中不具有水平直线段，也就是对于这种材料，无论施加多小的载荷，只要经过足够次数的循环后，疲劳失效现象依旧会发生。通常将循环次数到达10 时的应力值作为该材料的疲劳极限值。S-N曲线的表达形式种类众多，常用的有如下几种形式：（1）指数函数形式Nea=C(4)（2）幂函数形式SaN=C(5)(3）Ba s q u i n 公式S.=0 f(2N)b(6)1.3疲劳极限模型在设定的破坏寿命下，根据不同的应力得到的疲劳极限，所作出的曲线图成为疲劳极限图。但由于完全采用实验方式获取不同材料的该曲线所需的实验数量极为庞大，所以众多学者提出了许多模型对疲劳极限图进行预测，使用较多的有如下几种：（1）G a b e r 抛物线abci必物线0=0-1 1-(0 m/0m)(7)(2)Goodman直线0 a=0-1 1-(0/0 m)(8)(3)Smith曲线0a=0-(1-0m/0m)(1+0m/0m)(9)根据工程经验，表面较为光滑的构件试样较为符合Gaber模型，在有缺口的构件试样的实验中，数据与Goodman模型十分接近。而对于存在微动磨损的构件，Smith曲线的预测较为准确。由于压裂泵泵头属于含有较多切口的构件，且疲劳失效现象大多发生在缺口根部，因此在有限元分11第10 期曾德刚等基于Ansys的卡裂泵泵头体疲：估及有限元分析析中选择Goodman模型进行求解。2压裂泵应力应变的有限元分析本文选取江苏某公司的3 ZB105-1490型卧式三缸泵和5 ZB-2500型卧式五缸泵使用SolidWorks进行建模，基于上述疲劳理论分析，考虑压裂泵泵头具有对称性的特点，且各缸内压力差别不大，因此选用中间缸的1/2 进行有限元分析与建模。模型图4 所示。在AnsysWorkbench中进行网格划分，整体选用六面体网格，为保证仿真真实性，单元尺寸设置为10 mm，并在柱塞腔与缸腔相贯线处进行网格加密，网格参数和网格划分如图5 与6 所示。“网格的详细信息4口X三皇示显示风格使用几何结构设置默认值物理偏好机械单元的价程序控制单元尺寸110.0mm尺寸调整质量高级统计节点1350881单元961720图5 三缸泵网格参数及网格划分情况泵头体使用材料为2 5 CrNi2.5MoV，需在AnsysWorkbench中添加相应材料来进行应力应变分析与寿命评估。材料性能参数如下表1所示。表12 5 CrNi2.5MoV性能参数杨氏模量/GPa泊松比屈服极限/MPa 强度极限/MPa2060.298801020五缸模型三缸模型图4 泵头建模图网格的详羊细信息显示显示风格使用几何结构设置默认值物理佛好机械单元的阶程序控制单元尺寸110.0mm尺寸调整腰堡高级统计节点2017358单元1439049图6 五缸泵网格参数及网格划分情况模拟实际工况，在腔内施加压力压力载荷，两种压裂泵均具有三种常用工作压力。3 ZB105-1490型卧式三缸泵常用载荷分别为5 8 MPa、91MPa、10 5 MP a。5 Z B-2 5 0 0 型卧式五缸泵常用压力载荷分别为8 7 MPa、110 MP a、12 3 MP a。分别施加后进行求解，结果如图7、8、9、10 所示。E:3-91MPD:3-105MP0MP23话.0 5 熊大400.1大430.96期大214635573112510724679207.3113225223239.4317786191549.3541334143.6652.304809349577526454441478910.00733599小G.0079001小58MPa91MPa105MPa图7 3 ZB105-1490型卧式三缸泵常用载荷下的应力云图122023年第2 6 卷论文广场石油和化工设备P-SaMAG001167大6.0019417期大0.00211268大0:0010373000:17437O.00M87790.00501640.0015298O.00164370-000777980.00130780.0014084O.000AB:320.00100990.00117370:00051866O.0029350.00046B510.00012900.000218010.000234782.97390-8小4.9992e-1h5.3837e-8B258MPa91MPa105MPa图8 3 ZB105-1490型卧式三缸泵常用载荷下的应变云图AS12MAO.00171B大0.00216652大0.00242258大00P152310.901920O.00133270.01094000114300014430001G15O.0005140:0012036000124500:000761550.00101670.0057110.000-72216Q00007510000481450.00053B350.000180390.0024073.0002p1￥5 9#7 9 8 小75862e-987MPa110MPa123MPa图95 ZB-2500型卧式五缸泵常用载荷下的应力云图0.0017135大0.0021645附大0.0024225股大00021530001142C.0014010.01615a.000951940.0012036000076155G.000260000010767O.0005Y1170.000722160.00807510.000 x00780.000190390.000:24073.00020182.3862-沙期小9.5917e-98087MPa110MPa123MPa图105ZB-2500型卧式五缸泵常用载荷下的应变云图根据上述仿真结果可知，3 ZB105-1490型卧式三缸泵在5 8 MPa、91MP a、10 5 MP a 的压力载荷下最大应力分别为2 3 8 MPa、4 0 0 MP a、4 3 1MP a，5ZB-2500型卧式五缸泵在8 7 MPa、110 MP a、123MPa的压力载荷下，最大应力分别为3 5 0 MPa、442MPa、4 9 4 MP a。两种型号的压裂泵最大应力位置均位于泵头柱塞腔与缸腔相贯线处，与实际工程经验相吻合。且最大应力值均小于其屈服强度，这说明在腔体内产生的裂纹、沟壑等形式的失效属于疲劳失效范畴。在应变云图中可以发现，应变最大的位置与出现最大应力的位置基本一致，且总体应变值较小，能够与泵头常见的裂纹、沟等失效形式相对应。3压裂泵寿命评估在Ansysworkbench中选取fatigue模块，有限元分析选用zero-based载荷类型，疲劳因子设置为0.85进行求解。在三种载荷工况下，3 ZB105-1490型卧式三缸泵和5 ZB-2500型卧式五缸泵循环次数图如图11、12 所示，基于设计寿命10 7 次的安全系数图如图13、14 所示。-13-曾德刚等基于Ansys门的卡裂录泵头体疲宝估及有限元分析第10 期1大Y5354056702067.4005074278740040322416164424250625pS918015079472.07344461130710395064.18678小1.3226658MPa91MPa105MPa图113 ZB105-1490型卧式三缸泵常用载荷下的循环次数图C5-B7MRA5-123MP11大9Q1480320633675420014811.3617e6M87MPa110MPa123MPa图12 5 ZB-2500型卧式五缸泵常用载荷下的循环次数图D:I-105MP15蒙大5大15微大3333666670.7420783.6867239331.24741小0.689068小58MPa91MPa105MPa图13 3 ZB105-1490型卧式三缸泵常用载荷下的安全系数图-3TOMA515大10233323303C.849572小0.60092Bk87MPa110MPa123MPa图14 5 ZB-2500型卧式五缸泵常用载荷下的安全系数图142023年第2 6 卷论文广场石油和化工设备根据上述仿真结果可知，3 ZB105-1490型卧式三缸泵在5 8 MPa、91MP a、10 5 MP a 的压力载荷下最小循环次数分别为4.18 10 7 次、1.3 2 10 次、7.8310次，5 ZB-2500型卧式五缸泵在8 7 MPa、110MPa、12 3 MP a 的压力载荷下，最小循环次数分别为3.3 6 10 次、6.5 4 10 次、2.8 910 次。根据在压裂泵不同工况载荷下的冲次，可以计算出其预估寿命时间，不同冲次载荷下的预估寿命对应表2 如下所示。表2 不同工况下的寿命预估情况表3ZB105-1490型卧式三缸泵5ZB-2500型卧式五缸泵压力载荷/MPa冲次/r/min预估寿命/h压力载荷/MPa冲次/r/min预估寿命/h58299233087123-156359-4559118911711098-12487-11110579-13596-16512353-10546-91据上表可知，3 ZB105-1490型卧式三缸泵在较低的载荷下的下，可持续运行时间远高于其他工况下的运行时间。在91MPa-105MPa的工况载荷下，由于冲次不同，压裂泵持续工作时间范围为96h-165h。对于5 ZB-2500型卧式五缸泵，在8 7 MPa的工况载荷下的运行时间最长，极限载荷下，可运行时间为4 6 h。在图9、10 中可见，在泵头柱塞腔与缸腔相贯线处安全系数相对较低，说明该区域更容易发生失效，与上文分析的易产生疲劳失效的区域相吻合。同时在其他区域该数值均大于1，说明泵头整体具有较为理想的安全裕度，符合工程实际。4结语基于AnsysWorkbench软件，运用有限元分析的方法，对于泵头内部应力应变情况进行了求解，得到了不同工况下的应力应变云图，对于压裂泵泵头结构的设计与改进具有一定的指导意义。运用软件内部的疲劳工具，评估了压裂泵泵头在不同工况载荷、冲次下的寿命区间，具有一定的工程意义。参考文献1张思.压裂泵头体相贯内腔裂纹扩展规律及疲劳寿命研究D.长江大学,2 0 18.2曾云.基于改进应力场强法的超高压泵头体疲劳寿命预估方法研究D.长江大学,2 0 2 0.3张太付.泵头体抗裂性及安全可靠性研究D.华中科技大学,2 0 12.4熊友明.海洋油气工程概论M.北京：石油工业出版社,2 0 135JMahdi Kianil,Joanne Ishak,Michael W.Kellern,Steven Tipton.Comparison between nonlinear FEA and notch strain analysisfor modeling elastoplastic stress-strain response in crossbores.JInternational Journal of Mechanical Sciences 1 18(2016)45-546张思,周思柱.应力高阶项对相贯内腔裂尖应力场的影响.科学技术程,2 0 18,18(0 9):7 8-8 57HongboZhao,ZhenLi,ChangxingZhu,Zhongliang Ru.Reliabilityanalysis models for hydraulic fracturingJj.Journal of PetroleumScience and Engineering,2018,162.8杜晓旭.高压压裂泵液力端设计与研究D.大连理工大学,2 0 14.9解放.典型构件疲劳性能S-N曲线的获取及应用.机械设计,2 0 15,3 2(0 4):7 1-7 3.10jPavineePadipatvuthikul,Lawrence H.Mair.Comparison ofShear Bond 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