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CAEFEA技术在产品研发中的应用
CAE、FEA技术在产品研发中的应用
摘要:
CAE、FEA技术已经在机械制造领域中得到广泛的应用,本文就CAE、FEA技术在机械厂抽油机、压力管道、油套管产品研发涉及到的动、静力学领域的平面、实体、装配、接触以及复杂问题典型应用进行介绍。
通过Pro/e、ANSYS等CAE、FEA软件的应用,加强机械厂产品结构设计的理论基础,对产品设计和优化有较高的指导作用。
关键词:
CAE;FEA;产品研发;应用;Pro/e;ANSYS
ApplicationofCAEandFEATechnologyforProductionResearch
LIDonghai
ResearchInstitutes,MachineryPlantTUHAOilfieldCompany
Abstract:
CAE&FEAtechnologywerewidelyusedinmachineryandmanufacturefield.ThepaperintroducesthetypicalapplicationofCAE&FEAtechnologyinwhichplane,solid,assembly,contractandcomplicationstructurequestions,whichisrelatingtodynamic&staticmechanicsandproductresearchofPumpingUnits,pressurepipe,tubingandcasingpipe.TheapplicationofPro/eandANSYSofCAE&FEAsoftwarestrengthenthestructuredesigntheorybase,andhighlyinstructtheproductdesignandoptimization.
Keywords:
CAE;FEA;productresearch;application;Pro/e;ANSYS
前言
1)相关技术的介绍
CAD(ComputerAidedDesign)计算机辅助设计,是利用计算机数据计算和图像处理功能,完成产品外观设计、结构设计、机构优化、二维三维工程图等工作。
CAE(ComputerAidedEngineering)计算机辅助工程,是利用计算机数值模拟技术结合机构和结构优化及FEA技术,主要用于结构优化、仿真以及FEA有限元分析等领域。
FEA(FiniteElementAnalysis)有限元分析,是近似求解一般连续问题的数值方法,最先用于结构应力分析,很快就广泛的应用于求解传导、电磁场、流体力学等连续域问题。
主要用于产品结构的静、动力学有限计算、热力学分析、场分析、流体计算、结构优化、疲劳分析等方向。
目前,CAD、CAE、FEA技术越来越密不可分,其中ANSYSWorkbench已经将CAD、CAE、FEA有机结合在一起,形成协同仿真统一平台。
2)国内外CAE、FEA技术应用
目前,国内外CAE、FEA技术已经在航天、航空、汽车、机械、电子等高科技领域中得到广泛的应用,并取得了显著的经济效益。
在石油天然气领域,该技术也已经在地球物理勘探、油气开发工程、石油钻井工程、采油工程、油田地面工程建设、石油机械工程、油气储运工程、海洋石油工程、压力容器设计等行业中得到应用。
三维CAD机械设计软件有:
中低端软件SolidEdge、SolidWorks等软件,其只具有CAD功能,多用于简单钣金行业;中高端综合软件有Pro/E、UG等,它们是CAD、CAM、CAPP、CAE集成化通用性强,适合中型企业使用,软硬件投资较大;高端综合软件有I-DEAS,CATIA等,也是具有CAD、CAM、CAPP、CAE一体的集成化软件,一般用于航空、航天、轿车行业,软硬件投资大。
CAE软件有:
综合CAE软件如ANSYS、MSC等,包括结构、热力学、流体、场、疲劳、优化等功能,软硬件投资大;专业CAE软件有Dynaform、Deform等,多用于金属塑性成型、大变形分析,如冲压、锻造、折弯的分析计算;另外还有上述集成CAD、CAE软件一体集成化软件,如Pro/E、UG、CATIA、I-DEAS等,它们集CAD、CAE软件功能一体,设计分析效率高,成本低。
由于CAE、FEA技术初期软硬件投入大,而国内的石油机械企业规模相对较小,因此目前在国内石油机械行业中发展较慢,处在较低层次。
目前,只在国内宝石、江汉四机厂、北京石油勘探开发研究院、渤海装备公司、南洋机械厂等大型石油机械企业中得到应用。
1CAE、FEA技术的典型应用
根据结构受力方式的不同,可以划分成静态、准静态、动态三类问题。
静态所受的外力的合力为零,即
。
适用对象主要是刚架(梁)、桁架、板壳以及实体零部件,属于结构力学领域。
可解决线性问题(如:
线弹性力学小变形范畴,分析结果主要是应力、应变、变形或位移)、非线性问题(如结构非线性、大变形、屈服、接触等。
油管螺纹分析就属于非线性问题)。
“准”静态所受的外力的近似为零,即
。
最典型的就是金属塑性成型过程。
主要分析以各类成型制造过程,如:
深拉、液压成形、超弹成形、轧制、挤压、冲压、机加工等。
油管镦头和液压加厚、套管护丝钢套成型均属于此类问题。
动态所受的外力等于其惯性力,即
。
主要分析碰撞问题(如碰撞、侵入、跌落)、模态分析、机械振动、以及其它动力学问题。
钢管碰撞、汽车碰撞、子弹侵入、电气跌落、抽油机失载冲击均属于此类问题。
本文主要在结构静态线性方面的平面应力和应变、三维实体、钢架结构;在结构静态非线性方面的装配过盈、螺纹接触、接触螺栓焊缝复杂联接结构;结构动态方面的惯性转动、模态;准静态方面金属塑性成型分析;以及疲劳分析等方面的应用成果进行介绍。
分析软件主要使用的是Pro/E、Pro/M、ANSYS、ANSYSWorkbench、Deform3D。
1.1结构静态线性分析
将从平面应变问题、三维实体结构问题和钢架结构的分析及应用三个方面进行介绍。
1.1.1平面应变问题分析及应用:
胶管接头的分析
鲁克沁采油厂掺稀胶管接头改造,需要在原有胶管接头本体上钻孔后焊接一个螺纹接管。
要求胶管接头承压20MPa,本体材料35CrMo。
结构如图1。
1)胶管接头手工理论分析
管体的厚度与直径属于同一量级,按照厚壁圆筒计算可得厚壁圆筒径向应力
、周向应力
,见式1-1。
其应力分布见图2。
1-胶管接头本体,2-螺纹接管
图1胶管接头改造结构
(1-1)[1]
可以确定内孔为危险点,由第三强度理论得到:
图2厚壁圆筒应力分布图
(1-2)[1]
其中:
P1——内压力;
r——对应半径;
计算结果见表1。
表1各截面应力
部件
材料
许用应力
(MPa)
最大径向应力
(MPa)
最大周向应力
(MPa)
最大第三强度
等效应力(MPa)
胶管接头本体正常截面
35CrMo
250
-20.00
34.37
54.37
胶管接头本体危险截面
35CrMo
250
-20.00
46.69
66.69
螺纹接管
35
118
-20.00
47.22
67.22
对表1上述计算结果可以确定:
1)螺纹接管、胶管接头本体危险截面最大应力相当,均满足静强度的设计要求;2)许用应力相差较大,并存在压力脉动载荷,接管的疲劳安全系数较低。
2)平面应变有限元分析
胶管接头本体、螺纹接管的长度尺寸较面积相比较大,边界作用力对截面的影响可以忽略,并且作用力垂直厚度平面,因此可简化成平面应变问题进行校核。
[2]
FEA理论基础是:
将连续结构离散,划分成有限单元网格。
利用弹性力学的三个基本方程(式1-3、1-4、1-5)和协调方程(约束和边界条件),可建立单元位移方程(式1-6),再确立各单元之间的整体位移方程(式1-7)。
采用有限元法,就可以求解上述方程的数值解。
平衡微分方程:
(1-3)[3]
几何方程:
(1-4)
物理方程:
(1-5)
单元位移方程:
(1-6)
整体位移方程:
(1-7)
第三强度等效应力计算结果分别见下面图3、4、5,以及见表2。
图3胶管接头本体正常截面图4胶管接头本体危险截面图5螺纹接管截面
表2各截面FEA应力
部件
材料
许用应力
(MPa)
最大径向应力
(MPa)
最大周向应力
(MPa)
最大第三强度等效应力(MPa)
胶管接头本体正常截面
35CrMo
805/3.2=250
-19.999
34.369
54.368
胶管接头本体危险截面
35CrMo
805/3.2=250
-20.001
46.696
66.695
螺纹接管
35
315/2.7=118
-20.000
47.222
67.223
3)总结
FEA平面应力计算结果和手工计算完全吻合,验证计算的正确性。
1.1.2三维实体结构问题分析及应用:
胶管接头的分析
上面将胶管接头三维实体转化为平面问题,可以简化计算量、并较准确确定指定截面的应力分布情况,但对焊缝、开孔、接管等问题无法进行分析。
在这种情况下进行了胶管接头的三维实体结构的分析。
在实体模型向物理模型转化时,做以下假设:
胶管接头本体、螺纹接管、焊缝三件实体,通过ANSYS的Add命令将3个实体整合为一个零件,本体、螺纹接管配合面有1mm间隙(即配合面处受20MPa内压力),其余内表面施加20MPa内压;取一半实体进行对称分析,对称面施加对称约束边界条件;胶管接头本体一端固定,一段受到7.18MPa拉应力;接管外伸一端受到13.6MPa拉应力,一端受到20MPa内压力。
计算结果见图6、7、8所示。
接管-焊缝相交部分为危险部位,最大第三强度等效应力219.445MPa,小于许用接管屈服强度315MPa,也满足应力分析的要求。
通过三维实体分析,更加清除了解受压管道构件应力分布,为后继结构的改进提供了理论依据,并掌握了应力分析的方法。
1.1.3钢架结构:
IIC1460E抽油机支架的结构优化及分析
1)前期分析技术介绍
图6第三强度等效应力(剖面)图7第三强度等效应力(局部)图8第三强度等效应力(背面)
支架一般以其顶板变形为主要设计指标:
即纵横向振幅(位移)满足SY5044-2003《游梁式抽油机》的要求。
2002年以前,均采用手工计算支架振幅,设计人员须将空间钢架(梁)转化为平面桁架结构,同时将支架之间所有的加强杆、板取消,以简化结构和计算量。
选取水平作用力最大的2组数据,利用卡式定理(式1-8)求出,支架顶部的横向竖直和水平位移。
(1-8)
其中:
—桁架梁内应力;
—桁架梁长度;
—桁架梁截面;
—游梁轴承座处支座反力;
采用卡式定理计算支架的振幅具有方法简单,计算相对低的特点,适合手工计算;但是,计算结果较实际大,设计偏于安全,浪费材料、增加制造成本。
2002年以后,开始采用CAE(Pro/E)软件计算支架振幅设计,采用静力学理论,工钢梁和筋板、连接板件采用梁单元和板单元,将动载荷转化为静载荷,利用软件的FEA模块对支架的振幅、应力进行计算。
但没有考虑梁板间的连接结构的影响。
计算结果见图9。
2)空间钢架结构优化及分析
但是,在后继抽油机支架的优化中要考虑各梁板之间的连接方式的影响,横撑放置方式的影响,以及内外侧补强筋板的影响,必须按实体问题进行处理。
图9支架Pro/E软件FEA变形结果
计算条件:
冲程6m,冲次4min-1;最大悬点载荷按照100%的额定载荷计算,平衡重重量按照90700KN计算;受力支架顶部受力见图10,选取受力最大点(Fx=15592n,Fy=257788n)进行应力和变形;M30预紧力矩为T=900N.m,预紧力为
。
图10支架受力曲线图
(1)原有结构应力、变形分析
游梁支撑与主架、主架与前撑采用螺栓联接,采用Pro/e分析。
Mises应力、总变形分别如图11、12、13所示。
(2)优化结构应力、变形分析
在结构上将横撑内垂直放置,降低制造难度;取消顶部主架梁间内补强板,以降低制造成本。
Mises应力、总变形分别如图14、15、16所示。
图11原结构支架整体应力图12支架局部应力及变形图图13支架整体变形
图14优化结构支架整体应力图15支架局部应力及变形图图16支架整体变形
(3)结构优化前后强度、刚度对比分析
表3支架强度、刚度对比分析
项目
原结构
优化结构
对比结果
最大应力
(MPa)
396.8
450.5
增加13.5%
最大总位移
(mm)
1.226
1.221
减小0.4%
结构优化后,支架变形影响不大,刚度满足要求;结构Mises应力变化较大,强度基本满足要求。
1.2结构静态非线性分析
将从装配过盈、螺纹接触和螺栓-焊缝复杂联接结构的分析及应用三个方面进行介绍。
1.2.1装配过盈分析:
抽油机带轮改造分析
为利用库存直轴电动机带轮,对其进行了的修复。
修复思路是:
将原有的直轴孔扩大,然后加装合适的衬套,衬套内孔分别为锥孔和直轴孔,以适合永磁锥轴、直轴电机的使用。
具体改造结构见图17。
带轮材料为HT250,衬套35钢。
将转配模型简化成厚壁圆筒装配过盈模型,如图18。
1-修复带轮,2-衬套,3-紧定螺钉
图17电动机带轮修复结构图
图18厚壁圆筒装配过盈模型
1)过盈量初步确定
分别按照带轮发生脆性断裂(σb)、衬套发生塑性屈服(σs)为设计依据,危险点为带轮、衬套的管体内壁,分别由式1-10和1-11、1-12和1-13联系确定此时的装配接触压力和过盈量。
见表
(1-10)[1]
(1-11)
(1-12)
(1-13)
其中,Pd0、Pc0——带轮、衬套装配接触压力;
Pd、Pc——带轮、衬套内压力,P=P0。
表4装配接触压力、过盈量计算结果
项目
电机带轮
衬套
装配接触压力P0(MPa)
54.68
75.35
过盈量δ(mm)
0.081
0.111
确定最大过盈量不得大于0.081mm,否则电机带轮将发生装配开裂。
2)按设计过盈量确定接触压力和等效应力
设计配合尺寸φ120H7/r6(+0.0350/+0.073+0.051),过盈量+0.016~+0.073mm,选取+0.016、+0.040、+0.051、+0.073mm过盈量,由公式1-14、1-15、1-16、1-17,可分别计算处接触压力、衬套等效应力、带轮等效应力以及装配轴向摩擦力。
计算结果见表5。
接触压力:
(1-14)[1]
衬套等效应力:
(1-15)
带轮等效应力:
(1-16)
装配轴向摩擦力:
(1-17)
由表5计算书据,初步选择合理过盈量为0.04mm。
3)装配过盈FEA分析
模型简化成两个厚壁圆筒结构,忽略了接触压力在配合长度的影响;忽略了衬套键槽、带轮腹板的影响,接触应力和等效应力的变化不能全面反映。
因此,需要进行全面的装配过盈FEA分析过程,获取装配过程的应力情况。
有限元模型见图19。
在0.04mm过盈量下,装配开始(第8载荷步)、结束(第15载荷步)对应的Mises应力分别见图20、21。
衬套在装配过程最大Mises应力为装配结束时550.911MPa,位于键槽的根部,超过35钢屈服强度(σs=315MPa)、甚至是抗拉强度(σb=530MPa),局部将出现塑性变形。
其余部位应力较小,均小于150MPa。
选择0.04mm过盈量基本合适。
表5装配接触压力、等效应力计算结果
过盈量δ(mm)
+0.016
+0.073
+0.051
+0.040
装配接触压力P0(MPa)
10.85
49.49
34.58
27.12
轴向摩擦力F(n)
55208.05
251886.72
175975.66
138020.12
衬套等效应力σxd3(MPa)
45.35
206.91
144.55
113.38
带轮等效应力σxd3(MPa)
49.59
226.25
158.07
123.97
图19带轮转配有限元模型图20装配开始Mises应力图21装配结束Mises应力
1.2.2螺纹接触分析:
老式卸荷螺钉结构曲柄销分析
IIC1660型抽油机曲柄销为老式卸荷螺钉结构,该型曲柄销的前锥面与锥套的前锥面配合、同时曲柄销轴的后锥面通过弹性涨紧套与锥套的后圆柱面配合,端部M48紧固螺钉上紧后将销轴与锥套的锥—锥面压紧,上紧涨紧螺钉将涨紧圈压入将销轴与锥套的锥—圆面压紧;上紧卸荷螺钉将曲柄销凸缘面与曲柄端面顶紧。
通过上述三处接触面产生的静压力(静摩擦力),起到防止曲柄销轴转动的作用。
结构见图22。
2009年8月24日,鲁克沁采油厂二工区玉东2-24井安装的IICYJQ16-6-89HP型弯游梁抽油机发生曲柄销断脱故障。
紧固螺钉从前端部第5扣(距螺栓根部40mm)处断裂。
在FEA分析中,将曲柄销、卸荷螺钉简化为轴对称进行分析,曲柄销轴底部Y位移约束、轴线X位移约束;曲柄销、螺钉之间螺纹接触对;螺钉紧固接触面施加螺栓预紧载荷。
曲柄销FEA模型、螺纹接触对见图23、24。
1)Mises应力及分析
采用轴对称进行分析,计算的Mises等效应力见图25、26。
可以确定,螺钉根部、以及距根部第5扣处螺纹Mises应力较大,与实际断口相吻合,这是造成该曲柄销螺钉疲劳断裂的主要原因,需要增加卸荷螺钉的螺纹规格。
2)接触应力及分析
采用轴对称进行分析,计算的螺纹对接触应力见图27。
其中,第一对接触螺纹的承载接触面接触应力最大,并依次减小;第一对、最后一对接触螺纹的牙尖接触应力最大。
在上述螺纹处易出现接触破坏。
1.2.3螺栓-焊缝复杂联接结构分析:
IIC1050驴头定位支座分析
弯游梁抽油机驴头与游梁采用上部驴头主轴支撑悬挂、下部定位支座支撑结构,驴头定位支座是其中的关键部件,其受力状况复杂。
从20009年开始,IIC1050抽油机连续发现几起驴头定位支座断裂。
IIC1050抽油机驴头定位支座受力见图29。
在驴头上死点位置,定位支座反力N1X达到最大,驴头支承反力N2X达到最大,驴头支承反力N2Y较大。
选择该组数据进行结构分析。
图29IIC1050驴头定位支座受力曲线
图22IIC1660曲柄销结构图23曲柄销FEA单元及受力模型图24曲柄销螺纹接触对
图25轴对称Mises应力图263/4轴对称显示Mises应力图28螺纹对接触应力
1)驴头定位支座FEA结构分析
驴头定位支座、主轴支承螺栓联接固定,耳座与底板之间焊缝不考虑;驴头定位支座耳座之间的补强筋板位于后侧。
定位支座底板厚度为23mm。
Mises应力、最大剪应力计算结果见图30、31。
图30定位支座Mises应力
图31定位支座最大剪(MaxShear)应力
2)FEA计算结果分析
从Mises应力云图可以看出:
定位支座焊缝处最大应力,耳座与底板焊缝前侧594MPa,后侧464MPa;游梁翼板于侧板靠近前侧螺栓孔处268MPa。
从Mises应力云图可以看出:
定位支座焊缝处最大剪应力较大,其中耳座前侧焊缝为327.6MPa,后侧焊缝258.2MPa。
上述两个数据可以确定,耳座与底板焊缝处存在较大应力集中,加之焊接质量差存在严重的焊偏、咬边、未熔合等焊接缺陷,造成耳座焊缝处过早的疲劳开裂。
1.3结构动态分析
将从惯性转动、模态分析及应用两个方面进行介绍。
1.3.1惯性转动分析:
压缩机飞轮修复
吐鲁番压缩机飞轮损坏后交我厂修复,相关人员讨论制定的修复方案是:
将原有损坏的弹性联轴器销孔由φ58mm扩孔至φ66mm,压入外径φ58mm的衬套。
销孔磨损严重的需要对内孔堆焊后再进行后继扩孔和压入衬套。
见下图32。
1-飞轮2-衬套3-弹性联轴器销轴
图32飞轮修复方案
飞轮材料铸件HT250,抗拉强度σb=220MPa,弹性模量125GPa,泊松比:
0.3。
飞轮工作转速425rpm=7.083r/s。
1)惯性力FEA分析
取飞轮四分之一部分进行分析,两侧边设置对称约束,轴压紧面Y方向约束,施转性载荷转速7.083r/S。
(1)原飞轮转动惯性分析
原弹性联轴器孔尺寸为φ58mm,FEA惯性分析Mises应力和总变形结果如下图33、34。
最大惯性应力为联轴器孔处1700MPa,最大变形为飞轮轮辐处6.693mm。
(2)修复后飞轮转动惯性分析
修复后弹性联轴器孔尺寸为φ66mm,飞轮FEA惯性分析Mises应力和总变形结果如下图35、36。
最大惯性应力为联轴器孔处1848MPa,最大变形为飞轮轮辐处6.788mm。
(3)修复后存在焊接开裂的飞轮惯性分析
由于在焊接时,两个联轴器孔中间出现贯穿的焊接裂缝,其FEA惯性分析Mises应力和总变形结果如下图37、38。
最大惯性应力为联轴器孔处1919MPa,最大变形为飞轮轮辐处6.578mm。
图33原飞轮转动惯性Mises应力图35修复飞轮转动惯性Mises应力图37修复飞轮开裂转动惯性Mises应力
图34原飞轮转动惯性总变形图36修复飞轮转动惯性总变形图38修复飞轮结构转动惯性总变形
2)分析结果对比,
由表6惯性分析结构对比可以确定:
①经过对第四强度理论Mises等效应力进行对比,修复后飞轮在惯性力作用下最大应力增加不大,修复后飞轮可以继续使用,但使用寿命要降低。
②焊缝修复后飞轮有开裂缺陷时,应力增加较大。
使用寿命要降低较多。
③应加大对修复带轮定期检查力度。
1.3.2模态分析:
压缩机惯性飞轮修复
在飞轮修复中改变了飞轮的结构,改变了飞轮的固有频率,为防止固有频率与转动惯性载荷频率相同或相近,造成共振现象,开展了修复带轮的模态分析。
1)飞轮固有频率计算
通过ANSYS对飞轮修复后结构进行模态分析,计算前12阶固有频率分别见下表7。
第9接固有频率应力及振型见图39、40。
表7修复飞轮固有频率
阶次
1
2
3
4
5
6
7
8
9
11
12
频率(Hz)
0.54
0.56
0.69
1.03
2.65
2.69
2.75
2.76
7.34
7.35
8.89
表6惯性分析结果对比
项目
原飞轮
修复后
飞轮
修复后飞轮
存在开裂
最大Mises应力
(MPa)
1700
1848
1919
最大总变形
(mm)
6.693
6.788
6.578
图39飞轮第9阶模态Mises应力及振型(正面)
图40飞轮第9阶模态Mises应力及振型(背面)
2)结果分析
飞轮工作转速7.083r/S,其频率是7.083Hz,与第1阶、2阶频率相差较大,虽然与9
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