[DOC] 海洋钻修井机绞车滚筒有限元分析及优化设计.doc

海洋钻修井机绞车滚筒有限元分析及优化设计海洋钻修井机绞车滚筒有限元分析及优化设计管锋段梦兰徐峰1大连理工大学船舶工程学院大连1160232长江大学机械工程学院荆州434023摘要:针对海洋钻修井机绞车轻量化的要求,利用Ansys软件对某海洋钻修井机滚筒体和滚筒轴进行了有限元分析,得到了最大位移及应力分布.结果表明,最大钩载工况下其强度和刚度满足要求.通过Ansys软件对滚筒结构尺寸进行优化,得到符合绞车工作要求的最优的滚筒尺寸,结果表明优化的结构也满足强度及刚度要求.文中提出的滚筒结构优化方案可用于指导生产实际.关键词:海洋钻修井机;绞车滚筒;有限元法;优化设计中图分类号:TI-I21文献标识码:A文章编号:10010785(2011)10007204Abstract:Inthelightofthehghtweightrequirementsofoffshoredrilhngandworkoverrigwinch,thepaperappliesthefiniteelementanalysistothewinchdrumbodyanddrumaxlewithAnsyssoftware,andacquiresthemaximumdisplacementandstressdistribution.Theresultsshowthatthestrengthandstiffnessmeettherequirementsunderthemaximumhookloadcondition.ViatheoptimizationappliedtothestructuraldimensionsofthedrumbyAnsyssoftware,thepapergetsoptimaldrumsizerequiredbytheworkingofthewinch,andtheresuhsshowthattheoptimizedstructuremeetsthestrengthandstiffnessrequirements.Thedrumstructureoptimizationdesignintroducedinthepapercanbeusedtoguidetheactualproduction.Keywords:Offshoredrillingandworkoverrig;winchdrum;finiteelementmethod;optimaldesign绞车作为钻修井机的核心部件,在钻修井机的传动系统中起着举足轻重的作用,如何优化结构,提高效率,延长寿命,减轻质量一直是研发设计人员所关注的问题.对于钻修井机,绞车滚筒强度设计一般采用经验公式计算,确定滚筒的壁厚,这样偏于不安全.为保证可靠性,一般采用增大结构尺寸,但这样增加了成本和质量.现代海洋平台设计,轻量化是1个重要的设计理念.对于海洋平台模块化钻修井机的设计,如井架,绞车,钻井泵等重要部件均有轻量化的要求,它不仅关系到整个模块化钻修井机的质量,同时与平台的承载能力有关.对其进行轻量化的优化设计越来越受到设计厂家的重视.1滚筒体的有限元分析1.1滚筒体的计算载荷和工况海洋钻修井机绞车的载荷工况主要有最大钩载,正常修井和严重修井工况.由于滚筒所受载3总结根据制定的方案,对关键环节受力构件进行了结构计算分析,保证了门机整体迁移的安全性和可靠性,此方案在迁移过程中省去了采用驳船运输的费用和门机在驳船上的封固费用,大大提高了工作效率.利用此种方案分别对大连船舶重工的80t门机和中远船务的40t门机进行了码头堆码头的整体迁移,取得了良好的效果.参考文献1龚礼兵.50t/10t双小车门式起重机整体迁移J.港一72一口装卸,2007(1):38,39.2高顺德,屈福政,王欣.大型门座起重机整体迁移新方案J.起重运输机械,2004(9):4850.3杨艳芳,张园,胡吉全,等.港口门座起重机的整机滚装系统设计J.湖北工业大学,2006(6):4547.4GB/T38112008起重机设计规范s.5GD008-1997海上拖航指南s.作者:曹旭阳地址:大连市甘井子区凌工路2号邮编:116023收稿日期:20101221起重运输机械2011(10)荷主要与快绳拉力有关,而这3种工况下最大钩载的快绳拉力最大,为此在计算滚筒体所受载荷时只需考虑最大钩载工况一即可.对于滚筒体,主要受到钢丝绳表面压载荷,其计算公式为式中:P为钢丝绳缠绕i层时,滚筒表面所承受的压力,MPa;A为钢丝绳i层缠绕经验系数,见表1;F为快绳拉力,N;D为滚筒直径,mm;Js为滚筒绳槽间距,mm.表1多层缠绕系数缠绳层数12345多层缠绕系数1.01.41.822.13_因为快绳拉力F对滚筒造成的载荷有弯矩,扭矩以及缠紧的钢绳对筒壁的外压力.前两者载荷产生的应力分布复杂且都很小,而外压力在筒壁中产生的压应力很大,因此,这是进行强度核算的重点.滚筒受到钢丝绳(快绳)的外挤力,将此力理想为滚筒的外压力,一般滚筒要缠数层,在缠绕过程中由于外圈缠绕时对筒壁进一步的压缩使里层的钢丝绳放松而降低对滚筒的压力.对于HXJ158海洋钻修井机绞车,其最大钩载时的快绳拉力为200kN,钢丝绳直径为29mm,滚筒作用直径为508mm,对最大钩载工况,钢丝绳一般缠绕2层,其多层缠绕系数为1.4,滚筒绳槽间距按标准槽S=d+3=32mm,钢绳对滚筒的压力可近似看做在滚筒表面的平均分布压力,代入式(1)2AP2×1.4×200000p面508×32=34.5MPa1.2滚筒体的有限元模型滚筒体结构虽然不复杂,但细微结构也较多.为了分析方便,对滚筒作如下简化:忽略边界处的倒角;铆钉或螺钉连接的部件简化成固结;滚筒厚壁筒服从虎克定律,材料均质且各向同性.由于滚筒体是薄壳结构,故采用壳单元.本次分析采用Shell63壳单元,Shell63为3D弹性壳,它可以进行变厚度定义.选该单元可以很好地模拟结构,提高计算精度.综合考虑计算时间和内存消耗,划分有限元网格后共有1320个节点和1276个单元;滚筒体和滚筒轴通过连接盘采用键连起重运输机械2011(10)接,当滚筒受力变形时,滚筒和滚筒轴将会沿轴向伸缩,因此,在二者连接的柱面上左端施加固定约束,另一端施加沿轴向自由和其他方向固定的约束.滚筒体的有限元模型如图1所示.图1绞车滚筒体有限元模型1.3有限元分析结果利用Ansys软件对最大工况下滚筒体的有限元模型进行分析,得到相应的应力和位移分布.分别如图2和图3所示.可以看出,最大应力出现在滚筒体与滚筒轴连续处,应力值为286MPa;最大位移出现在滚筒右端,位移值为0.324mm.0.603x1001101001611090.211x100.261100.854×10O135×1090186×100.236×10.0.286×109图2绞车滚筒体应力分布云图0071910-4014410-jO216x10-3O28810O36xl0-4010810_0180xl0-30252x10O324xl0图3绞车滚筒体位移分布云图一731.4计算结果分析与校核滚筒材料选用ZG40Mn2,在正火+回火状态下,其屈服强度为395MPa,由有限元的计算结果,可得出滚筒的安全系数为/2=395/286=1.38.由滚筒设计规范,许用安全系数=(rt+1)/2/2,借用环形截面杆受弯而屈服的极限设计安全系数n=1.27,类似于内压厚壁筒的塑性失效准则,可取/,=1,则滚筒许用安全系数n=(1.27+1)/2=1.135,n>n,所以该滚筒强度足够.而其最大综合位移小于0.5mm,变形量小,刚性好.2滚筒轴的有限元分析2.1滚筒轴的计算载荷和工况对于滚筒轴的计算载荷分快绳在滚筒左端,中间,右端3种情况考虑.当快绳在滚筒左端和右端时,滚筒通过轮毂给轴的受力面施加了均布载荷;当快绳在中间时,压力则通过左右2个连接盘均匀分布左右2轴段上.按公式F=2JPMlcosOdO可算出均布载荷.JU对于HXJ158海洋钻修井机绞车,装连接盘轴段的直径d=240mm,连接盘与轴接触轴向长度z=400mm,计算可得,当快绳在左端时,在轴左端与连接盘接触轴段受力的半个轴面上施加均布载荷为331741Pa;当快绳在右端时,同左端;当快绳在滚筒中间时,在左右两端与连接盘接触的2个轴段受力的半个轴面上施加均布载荷为165871Pa.扭矩通过对键的受力面施加均布载荷实现.对于HXJ158海洋钻修井机绞车,最左端与最右端的扭矩为T=26293N?m,该轴段轴直径为d=210mm,接触面面积为S=0.25×0.014=0.0035m,施加的均布载荷为35772789Pa.中间的键扭矩为T=52586N?m,该轴段轴直径为d=240In/n,接触面积为S=0.35x0.016=0.0056m,均布载荷为39126488Pa.2.2滚筒轴的有限元模型为了分析方便,对滚筒轴作如下简化:忽略边界处的倒角;把键简化成矩形形状.由于滚筒轴是实体结构,故采用三维实体单元.本次分析采用solid45块单元划分有限元网格后共有2350.74.个节点和2165个单元,滚筒轴通过轴承支承,一端固定,一端游动,因此,在轴承接触的滚筒轴柱面上左端施加固定约束,另一端施加沿轴向自由和其他方向固定的约束.2.3有限元分析结果利用Ansys软件对最大工况下滚筒轴的有限元模型进行分析,分别考虑快绳在滚筒左端,中间,右端3种情况,得到相应的应力和位移分布.图4和图5为快绳在滚筒左端情况下,滚筒轴的应力和位移分布云图,最大应力和最大变形出现在右侧连接盘和滚筒轴接触部位.3种情况下的分析结果对比表见表2,它们的结果相差不大,其中快绳在左侧时,最大应力和最大变形最大.23349O1461080.2921080.438108O58310.O731×1070.219×100.365×1080.510×100.656x10图4绞车滚筒轴应力分布云图(快绳在左端)d1oi72xo-4b:343x1o14d.515xiox-5××-4×_4×_4图5绞车滚筒轴应力分布云图(快绳在右端)表滚筒轴有限元分析结果对比快绳位置最大应力最大位移/mm在滚筒左侧65.6在滚筒右侧66.8在滚筒中间66.2O.O81.计算结果分析与校核因为轴的材料为并调质处理,查得许用疲劳强度,最大应力均小于许用疲劳强度起重运输机械(一=75MPa,所以该滚筒轴强度足够.而其最大综合位移不足0.1mm,变形量小,刚性好.3滚筒优化设计有限元分析结果表明,滚筒体的强度和刚度存在着富裕量,对它进行结构优化设计以减轻其质量,有很大的实际意义.在优化设计时可选择滚筒体的体积为目标函数,因为质量与体积成正比,那么减小总体积就相当于减小总质量.而滚筒体的体积在其长度和直径不变的情况下取决于其厚度.这里采用Ansys软件对滚筒体尺寸进行优化计算,然后对比,选出最优的设计.A程序提供了分析一评估一修正的循环过程对设计方案进行优化,对初始设计进行分析,根据设计要求对分析结果进行评估,然后对设计进行修正.重复执行这一循环过程直到所有设计都满足要求,得到最优设计方案.3.1优化变量选取根据前面的分析,取滚筒体厚度为设计变量.因为滚筒体的强度是校核重要的依据,这里选取最大应力作为状态变量.为了减轻质量和降低产品成本,在满足绞车工作能力的条件下,以滚筒体质量最轻为目标,假设滚筒体密度是分布均匀的,选取单元总体积为目标函数.3.2优化结果利用Ansys软件对滚筒体进行优化分析,经过6次迭代(图6),得到的优化计算结果见表3.数量图6体积迭代次数图3.3结果分析根据Ansys分析,第6组结果为最优结果,通过表3可以看出,其最大应力最接近初始最大应力286MPa,且目标变量体积值最小,比初始体积减少了约10%.第3组结果虽然体积最小,但其起重运输机械2011(1O)表3滚筒体优化结果对比优化值(6组)变量初始值1组2组3组4组5组6组滚筒厚度0.0500.0500.0540.0380.047O.O460.045/m体积0.0940.0940.101O.O720.0870.0860.085/m最大应力28626O242334278283284/MPa最大应力偏大,安全系数低,不足取.总之,最终优化的结果显示,取滚筒体厚度为46mm时,既能有效减轻绞车滚筒部件的质量,又能满足工作要求,为最优结构尺寸.4结论利用Ansys软件对某海洋钻修井机滚筒体进行了三维有限元分析,得到了位移及应力分布,结果表明最大钩载工况下滚筒体的强度和刚度足够.最大钩载工况下滚筒轴的强度和刚度足够.通过比较,优选了最优的设计尺寸,优化滚筒结构既节省了材料,同时又满足工作要求.参考文献1周传喜,张延水,南丽华.海洋修井机井架有限元分析及结构优化J.石油机械,2008,36(9):5457.2戴相富.钻修机绞车滚筒的有限元分析J.石油矿场机械,2009,38(3):4648.3陈崇,曹霞,王万宇,等.9000m海洋绞车滚筒轻量化设计分析J.石油机械,2010,38(6):8891.4陈如恒,沈家骏.钻井机械的设计计算M.北京:石油工业出版社.1995.5ANSYSInc.ANSYSElementsReferenceM.11thed.SAS:IPInc,2001.作者:管锋地址:湖北省荆州市南环路1号长江大学机械工程学院邮编:434023收稿日期:2011011575一OOO00O00O