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0 引言
钻井泵作为海洋平台上部钻机模块液体循环系统的关键设备,其主要作用是将机械能转化为钻井液的液压能,实现钻井液的输送和循环,是钻井循环系统的动力来源[1]。随着我国海洋石油工业的蓬勃发展,高压喷射钻井工艺得到不断应用和革新,钻井泵的功率、排量及泵压等性能参数不断提高。钻井泵工作时长期受到循环往复动力作用,其振动特性使邻近局部甲板区域产生一定振动,甲板的振动反过来也会影响钻井泵的正常运作,因此其动力特性成为结构设计的关键[2];同时,钻井泵作为海上设备,其工作条件恶劣,工况复杂多变,对其各项性能提出了更高要求[3]。
目前,针对钻井泵的主要研究是采用有限元软件进行动力特性研究。郭绍波[4]采用ANSYS软件对F-1600型往复式钻井泵机体进行了静力和动力分析。张卫亮和冯彦伟等[5-6]采用ANSYS软件Workbench对F-500型钻井泵壳体进行了模态分析。然而目前鲜有文献对钻井泵下部平台动力特性进行分析研究。为此,笔者以某海洋平台上部钻井支持模块(Drilling Support Module, DSM)为研究对象,研究F-1600型往复式钻井泵处局部甲板的振动问题,依据动力分析结果对甲板结构进行改进,以期为海洋平台钻井泵甲板结构优化设计提供思路和技术支持。
1 动力分析理论基础 1.1 模态分析通过模态分析可以计算结构系统的固有振动特性,包括固有频率及其对应的振型。这些固有振动特性仅由结构系统自身的质量和刚度所决定。现建立多自由度的振动系统运动微分方程[7],如式(1)所示:
(1) |
式中:u、
令式(1)的载荷项和阻尼项均为0,即可得结构的自由振动特征方程,通过求解特征方程的特征根和特征向量,即可得到结构的振动频率和对应固有振动频率下的振型向量。
1.2 谐响应分析谐响应分析可以确保结构能够承受不同频率下的各种正弦载荷,预测结构的持续动力特性,从而验证结构能否克服共振、疲劳及其他受迫振动引起的有害效果[8-9]。结构在简谐载荷作用下的受迫振动运动微分方程为:
(2) |
式中:ω为激振力频率,rad/s;t为激振力作用时间,s。
将振动系统的位移响应带入式(2),即可得到结构的幅频响应函数。
2 DSM总体结构模态分析 2.1 有限元模型笔者研究的DSM模块为框架式结构,东西向18 m,南北向31 m,设有3层甲板,四周分布垂向和斜向撑杆。采用ANSYS软件建立DSM有限元模型,如图 1所示。建模时,DSM模块甲板板结构采用SHELL63单元模拟,屈服强度为355 MPa;甲板下部扶强材和梁结构采用BEAM188单元模拟,其中T型钢屈服强度为345 MPa,工字钢屈服强度为355 MPa;上部钻井泵质量采用MASS21单元进行模拟,施加在钻井泵下部梁结构节点上。模型网格划分采用500 mm的网格尺寸,以保证求解精度,得到27 566个单元,18 553个节点,所有单元弹性模量为206 GPa,泊松比为0.3,密度为7 850 kg/m3。
2.2 钻井泵主要参数
笔者选取典型的F-1600型往复式钻井泵用于DSM结构。钻井泵参数如下:额定输入功率1 176 kW,最高工作压力33.47 MPa,齿轮轴额定转速519 r/min,质量40 t。
根据相关规范和工程惯用取值,基频的0.8~1.2倍为共振区,即共振区为(0.8~1.2)ωn,其中ωn为结构基频。
2.3 分析结果对DSM结构进行模态分析,计算出前10阶固有频率,如表 1所示。由表 1可知,DSM整体结构固有频率远离钻井泵工作频率,然而钻井泵工作时又引起DSM局部结构响应,因此,需要进一步确定钻井泵对局部甲板的振动效应。笔者对钻井泵所在甲板局部结构进行精细模拟,以论证其与局部甲板结构的动力特性关系。
3 钻井泵局部甲板结构动力分析
钻井泵局部甲板结构为典型的板梁组合结构,其中甲板采用SHELL63单元模拟,其下部骨材采用BEAM188单元模拟,上部钻井泵采用MASS21单元以质量点的形式均布到甲板下部大梁上。在建立有限元模型时,为了保证模型的连续性和刚度,对甲板截断处的节点进行铰支约束。其局部甲板有限元模型如图 2所示。
3.1 局部甲板模态分析
对局部甲板进行模态分析,计算得到前6阶固有频率,如表 2所示,对应的前3阶振型图如图 3所示。
阶次 | 固有频率/Hz | 振型描述 |
1 | 8.39 | 钻井泵2位置沿Z方向振动 |
2 | 10.47 | 钻井泵1位置沿Z方向振动 |
3 | 17.20 | 2钻井泵之间甲板面沿Z方向振动 |
4 | 19.80 | 2钻井泵之间甲板面沿Z方向振动 |
5 | 22.90 | 钻井泵2位置沿Z方向振动 |
6 | 26.77 | 钻井泵1位置沿Z方向振动 |
由模态分析可知,钻井泵甲板振动以钻井泵所在位置甲板及其附近位置甲板沿Z方向的振动为主,这是因为钻井泵Z方向的重力载荷对结构的振动起着主导作用。结合钻井泵技术参数可知,钻井泵振动频率落于甲板共振区,对局部甲板结构产生严重的振动效应。
3.2 局部甲板谐响应分析为了进一步分析局部甲板结构在钻井泵工作频率下的位移响应和应力水平,对局部甲板进行谐响应分析。根据局部甲板前6阶固有频率范围(8.39~26.77 Hz),取的激振频率范围应大于甲板结构的固有频率范围[10],此处取0~40 Hz,载荷子步数取4 000,阻尼比系数取2%,外激励载荷取钻井泵自重,即400 kN,采用集中载荷的方式施加到甲板下部大梁上。取钻井泵附近的8个节点分析,提取这8个节点X、Y和Z方向的幅频响应曲线,结果如图 4所示。
由幅频响应曲线可知:①钻井泵附近甲板区域在频率8.4 Hz处出现第1个位移峰值,即1阶固有频率处,在频率10.5 Hz处有第2个位移峰值,即2阶固有频率处,其幅值明显小于第1个位移峰值,且低阶频率响应已被明显激发。②在X、Y方向,位于钻井泵2附近节点(编号120718)在8.4 Hz处出现最大的响应。在Z方向,位于钻井泵2中心节点(编号120945)在8.4 Hz处出现最大的响应。
由此可见,受外界激励方向的影响,Z方向位移峰值明显大于X和Y方向的位移峰值。此外,钻井泵2处甲板的振动效应比1处甲板更为明显,这是因为钻井泵2位置下部大梁较1处分布稀疏,刚度较低。
提取钻井泵工作频率(8.65Hz)下局部甲板结构的应力响应分布,结果如图 5所示。
由局部甲板结构应力分布图可知,频率为8.65 Hz时,板材Von Mises应力为494.05 MPa,骨材Von Mises应力为1 660 MPa,均远大于结构许用应力且均发生在钻井泵2位置处。这是因为钻井泵在振动激励下局部甲板自振频率被激发而引起共振。此外,钻井泵2处应力水平远大于钻井泵1处应力水平。因此,有必要对局部甲板结构进行优化设计以避免共振。
4 钻井泵甲板优化与分析为使钻井泵工作频率避开共振区,可以通过提高结构刚度和降低结构刚度2种方式[11]来优化,但考虑前期设计阶段结构安全余量已较小,可通过增强钻井泵甲板骨材的方式来提高结构的总体刚度,从而提高结构固有频率来避开共振区。将原工字形钢Ⅰ型(300 mm×760 mm×20 mm×13 mm)调整为工字形钢Ⅱ型(400 mm×956 mm×22 mm×16 mm),原T型钢(400 mm×584 mm×16 mm×13 mm)调整为工字形钢Ⅰ型。原甲板结构中各种钢材的位置分布如图 6所示。
通过改变骨材型号,不但改变了结构刚度,而且结构的总质量也略有增加。为了验证结构优化效果,对优化后的甲板进行模态分析和谐响应分析,并与优化前的计算结果进行对比分析。
4.1 优化后局部甲板结构模态分析对优化后的局部甲板结构进行模态分析,提取前6阶固有频率,如表 3所示。
阶次 | 固有频率/Hz | 振型描述 |
1 | 11.05 | 钻井泵2位置沿Z方向振动 |
2 | 13.25 | 钻井泵1位置沿Z方向振动 |
3 | 21.40 | 2钻井泵之间甲板面沿Z方向振动 |
4 | 24.10 | 2钻井泵之间甲板面沿Z方向振动 |
5 | 28.95 | 钻井泵2位置沿Z方向振动 |
6 | 33.88 | 钻井泵1位置沿Z方向振动 |
分析可知,优化后的钻井泵甲板1阶频率为11.05 Hz,钻井泵的频率远离甲板共振区,避免了甲板产生共振。
4.2 优化后局部甲板谐响应分析对优化后的钻井泵甲板结构在频率0~40 Hz范围进行扫频,提取上述谐响应分析8个节点的X、Y和Z方向幅频响应曲线,结果如图 7所示。
由幅频响应曲线可知,8个节点3个方向都在频率11.1 Hz处出现最大的位移峰值,在频率13.2 Hz处有第2次位移峰值,但其幅值明显小于第1次,说明低阶频率易被激发且对结构的破坏远大于高阶频率。
为了和优化前进行对比,提取钻井泵工作频率(8.65 Hz)下结构的应力分布,结果如图 8所示。
由图 8可知,频率为8.65 Hz时,结构的响应较调整前大幅下降,板材Von Mises应力为66.77 MPa,骨材Von Mises应力为167.59 MPa,均远小于材料许用应力,且钻井泵1处和2处应力分布趋于平均。调整后的结构有效避免了共振,结构更加合理。
5 结束语基于某海洋平台上部DSM模块钻井泵局部甲板结构,采用ANSYS软件建立了符合结构实际装载的精准模型,对结构进行模态分析和谐响应分析。分析结果表明:基于原始设计参数的钻井泵下甲板共振范围与钻井泵工作频率十分接近。为了避免结构共振导致的结构破坏,对泥井泵甲板骨材进行优化,通过调整甲板骨材型号进而提高了结构刚度,使下甲板共振范围避开钻井泵工作频率,结构更加合理。
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