水基动力无杆抽油系统流—固耦合有限元分析

2014-04-21陕梅辰谭笑朱春梅马超智玉杰

机械工程师 2014年2期

陕梅辰，谭笑，朱春梅，马超，智玉杰

（1.北京信息科技大学机电工程学院，北京100192；2.中国石油集团工程设计有限责任公司北京分公司，北京100085）

0 引言

石油是工业生产中一种重要的燃料动力资源，在能源结构中占有举足轻重的地位。水基动力无杆抽油机是代替常规有杆抽油机的一种可用于斜井开采的新型设备，其具有泵效高、能耗低等优点［1］。此无杆抽油系统属于近期新研制的全新系统，尚未大规模使用，对其性能与故障的研究还有待深入开展，在系统运行过程中，出现过因动力缸受力变形而导致失效的情况，为对系统工作状态进行研究，掌握其力学性能至关重要，因此对系统进行受力分析非常有意义。

这种新型无杆抽油机采用液压机构取代了传统抽油机的抽油杆，井下泵依靠液压动力运转，因而对井下结构进行受力分析时，需采用流-固耦合算法对系统进行分析。本文针对井下动力缸，利用ANSYS Workbench对其进行流—固耦合分析与应力分析，其结果有助于找到系统最薄弱环节，并可以为进一步开展故障分析和整体系统优化设计提供技术指导。

1 模型的建立

1.1 动力学方程

由于新型水基动力无杆抽油系统为液压系统，因此井下动力缸的载荷由动力液的压力提供，在进行受力分析前需要对抽油泵的动力缸和动力液进行流—固耦合分析，使用到的流—固耦合的有限元方程为：

式中，U＝［uvw］T；U、P 分别表示有全域各节点压力所组成的列矢量。各总系数矩阵有全域各单元各系数阵叠加而成，即：

其中，Ae为质量矩阵；Be为对流矩阵；Ce为压力矩阵；De为损耗矩阵；Fe为体积力矩阵；Ge为连续矩阵；He为边界速度矢量分别为加速度、速度、结构应力列向量；［M］为质量矩阵；［K］为刚度矩阵；［C］为阻尼矩阵［2－4］。

1.2 网格划分与模型建立

图1 动力管与动力缸模型

进行受力分析时需要实体模型，模型的实体结构使用Unigraphics（UG）进行实体模型建立和装配，使用parasolid图形数据格式，导入ANSYS Workbench进行分析，如图1所示。

图2 网格划分

动力管和动力缸由多个零件装配组成，划分网格时将装配体组成一个多体部件体（Multi-body Parts），以实现零件间共享拓扑。流场与固体接触面是压力的传递面，为保证结果的精度，要对接触面上的Inflation层进行网格加密处理［2］，如图 2 所示。

1.3 边界条件和参数设置

边界参数对于有限元分析至关重要，流体动力学分析边界条件包括入口、出口、液体和管壁接触面三部分。入口端为流速入口，流速为2.2 m/s。出口端选用压力出口，工作压力7.5 MPa。动力液与管道的接触面设置为无滑移流动的墙壁面。具体数值如表1所示。

表1 流体参数

表1中，v为流体平均速度，d为流体的水力直径，ρ为流体的密度，η为流体的动力黏度系数，C表示湿周长度，L表示水力直径。

表2 材料属性

动力液为20℃液态水，动力黏度系数为1.01×10-3Pa·s，动力缸和动力管选用40Cr，此材料广泛应用于长管件。

除了流体与固体间的流—固接触面，还要考虑装配体各零件之间的相互接触，将各接触面对设置为Bonded。

2 数值求解与结果分析

2.1 稳态应力分析

流—固耦合受力分析之前，需要先使用CFX对动力液进行分析。

从图3、图4中可以看出，当动力液从左向右经过动力管和缓冲器流进动力缸时，流体的压力逐渐减小，在缓冲器中压力梯度变化较大，缓冲器后出现较大回流，且管边缘处和中心部位流速差较大，产生了大湍流，此部位液压冲击最严重。图5与图6反映了整体结构和入口处应力分布情况，在液体刚流入动力管时，由于流速快、管径小而引起大雷诺数，出现流体分布不均匀的柯恩达效应，在动力管流速较慢的一侧产生压力集中，使得动力管会向受力较大方向弯曲，产生附加弯矩。由于弯曲方向内侧流场压力比外侧大，加上附加弯矩的影响，弯曲方向内侧管壁应力大，容易出现损坏。由此可见，最大应力处与最大液压冲击处并不重合。

图3 缓冲器流速云图

图4 缓冲器压力云图

图5 整体应力分布云图

图6 入口应力云图

2.2 压力和流量对结构应力的影响

图7 最大应力-压力变化曲线

图7是动力管最大应力与动力液输入压力的关系，求解时控制模型结构参数不变，输入流量均为2.2 m/s，仅改变输入压力。图中可直观看出随着压力增大，最大应力变化并非完全线性，随着输入压力增大，曲线的斜率会变小。斜率变小是由动力管受力弯曲造成的。动力管在受到流体不平衡作用力后会出现弯曲，流体通道也会改变，管道弯向流速较慢、受力较大的一侧，这使得管道弯曲变形后弯曲方向内侧的流速反而较低。根据参考文献［5］的分析结果，当流体通过这段受力弯曲的管道时，靠近弯曲外侧的流体受到的阻力会增大，流速会减慢，弯曲内侧流体会因惯性而流速增大，并且当弯曲度增大时，这种现象会越明显。由此可知管道弯曲变化使得原先管内流速差异减小，应力集中现象也较弱，流体输入压力越大，应力集中现象也会减弱，因此压力增大后最大应力变化曲线的斜率会减小。

雷诺数为Re=vdρ/η，它是湍流模型中的一个重要参数，因此流速改变后，雷诺数随之改变，湍流数学模型也会发生改变。由于实际压力由负载决定，仅改变流速后对流固接触面压力分布影响不大，流体稳定后固体结构应力分布也没有产生明显变化，但最大应力发生改变。

表3是不同流速时最大应力值。控制模型几何参数不变，输入压力为8.5 MPa不变，仅改变流体的输入流速和与流速紧密关联的数学模型参数。表中看出入口流速越大，最大应力也越大，这种现象主要由湍流强度增大而引发。随着流速增大，雷诺数随之增大，湍流强度也增大，这直接导致了由大雷诺数与大湍流强度引起的柯恩达效应更加剧烈，流体流动不对称性加剧，应力集中现象也更明显，流场施加给固体结构的不平衡力变大，动力管最大应力因此变大了，这与数据结果相吻合。