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 荆州４３４０２３ １大连理工大学船舶工程学院 大连１１６０２３ ２长江大学机械工程学院摘 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：１００１—０７８５（２０１１）１０—００７２—０４ Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｉｎ ｔｈｅ ｌｉｇｈｔ ｏｆ ｔｈｅ ｈｇｈｔｗｅｉｇｈｔ ｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔｓ ｏｆ ｏｆｆｓｈｏｒｅ ｄｒｉｌｈｎｇ ａｎｄ ｗｏｒｋｏｖｅｒ ｒｉｇ ｗｉｎｃｈ，ｔｈｅ ｐａｐｅｒ ａｐｐｌｉｅｓ ｔｈｅ ｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ ａｎａｌｙｓｉｓ ｔｏ ｔｈｅ ｗｉｎｃｈ ｄｒｕｍ ｂｏｄｙ ａｎｄ ｄｒｕｍ ａｘｌｅ ｗｉｔｈ Ａｎｓｙｓ ｓｏｆｔｗａｒｅ，ａｎｄ ａｃｑｕｉｒｅｓ ｔｈｅ ｍａｘｉｍｕｍ ｄｉｓｐｌａｃｅ— ｍｅｎｔ ａｎｄ ｓｔｒｅｓｓ ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ．Ｔｈｅ ｒｅｓｕｌｔｓ ｓｈｏｗ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｓｔｒｅｎｇｔｈ ａｎｄ ｓｔｉｆｆｎｅｓｓ ｍｅｅｔ ｔｈｅ ｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔｓ ｕｎｄｅｒ ｔｈｅ ｍａｘｉｍｕｍ ｈｏｏｋ ｌｏａｄ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ．Ｖｉａ ｔｈｅ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ａｐｐｌｉｅｄ ｔｏ ｔｈｅ ｓｔｒｕｃｔｕｒａｌ ｄｉｍｅｎｓｉｏｎｓ ｏｆ ｔｈｅ ｄｒｕｍ ｂｙ Ａｎｓｙｓ ｓｏｆｔｗａｒｅ，ｔｈｅ ｐａｐｅｒ ｇｅｔｓ ｏｐｔｉ— ｍａｌ ｄｒｕｍ ｓｉｚｅ ｒｅｑｕｉｒｅｄ ｂｙ ｔｈｅ ｗｏｒｋｉｎｇ ｏｆ ｔｈｅ ｗｉｎｃｈ，ａｎｄ ｔｈｅ ｒｅｓｕｈｓ ｓｈｏｗ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｏｐｔｉｍｉｚｅｄ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｍｅｅｔｓ ｔｈｅ ｓｔｒｅｎｇｔｈ ａｎｄ ｓｔｉｆｆｎｅｓｓ ｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔｓ．Ｔｈｅ ｄｒｕｍ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｄｅｓｉｇｎ ｉｎｔｒｏｄｕｃｅｄ ｉｎ ｔｈｅ ｐａｐｅｒ ｃａｎ ｂｅ ｕｓｅｄ ｔｏ ｇｕｉｄｅ ｔｈｅ ａｃｔｕａｌ ｐｒｏｄｕｃｔｉｏｎ． Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：Ｏｆｆｓｈｏｒｅ ｄｒｉｌｌｉｎｇ ａｎｄ ｗｏｒｋｏｖｅｒ ｒｉｇ；ｗｉｎｃｈ ｄｒｕｍ；ｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ ｍｅｔｈｏｄ；ｏｐｔｉｍａｌ ｄｅｓｉｇｎ 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 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。 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， 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 口装卸，２００７（１）：３８，３９． 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８０ ｔ门机和中远船务的４０ ｔ门机进行了码头 ［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）：４８—５０． ［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］．湖北工业大学学报，２００６（６）： ４５—４７． ［４］ＧＢ／Ｔ ３８１１—２００８起重机设计规范［ｓ］． ［５］ＧＤ ００８－－１９９７海上拖航指南［ｓ］． 作 地 邮 者：曹旭阳 址：大连市甘井子区凌工路２号 编：１１６０２３ 堆码头的整体迁移，取得了良好的效果。 参考文献 ［１］龚礼兵．５０ ｔ／１０ ｔ双小车门式起重机整体迁移［Ｊ］．港 一收稿日期：２０１０—１２—２１ ７２一 《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 １ ２ ３ ４ ５ 多层缠绕系数 １．０ １．４ １．８ ２ ２．１３ ＿ 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２００ ｋＮ，钢丝绳直径为２９ ｍｍ， 滚筒作用直径为５０８ ｍｍ，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＝３２ ｍｍ，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） ｐ 面２ＡＰ ２×１．４×２００ ０００ ５０８×３２ ＝３４．５ ＭＰａ １．２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Ｓｈｅｌｌ ６３壳单元，Ｓｈｅｌｌ ６３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１ ３２０个节点和１ ２７６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２８６ ＭＰａ；最大 位移出现在滚筒右端，位移值为０．３２４ ｍｍ。 ０．６０３ｘ１０ ０ １１０￣１０ ０ １６１￣１０９ ０．２１１ｘ１０ ０．２６１￣１０ ０．８５４×１０ Ｏ １３５×１０９ ０ １８６×１０ ０２３６×１０。０２８６×１０９ ．．图２绞车滚筒体应力分布云图 ０ ０ ７１９￣１０－４ ０ １４４￣１０－ｊＯ ２１６ｘ１０－３ Ｏ ２８８￣１０ Ｏ ３６ｘｌ０－４ ０ １０８￣１０＿］０ １８０ｘｌ０－３ ０ ２５２ｘ１０ Ｏ ３２４ｘｌ０ 图３绞车滚筒体位移分布云图 一７３— １．４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３９５ ＭＰａ，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０．５ ｍｍ，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＝２ ＪＵ Ｊ ‘Ｐ ＭｌｃｏｓＯｄＯ可算出均布载荷。 对于ＨＸＪ１５８海洋钻修井机绞车，装连接盘轴 段的直径ｄ＝２４０ ｍｍ，连接盘与轴接触轴向长度 ｚ＝４００ ｍｍ，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３３１ ７４１ Ｐａ；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 １６５ ８７１ Ｐａ。 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＝２６ ２９３ Ｎ・ｍ，该轴段轴直径为ｄ＝ ２１０ ｍｍ，接触面面积为Ｓ＝０．２５×０．０１４＝０．００３ ５ ｍ，施加的均布载荷为３５ ７７２ ７８９ Ｐａ。中间的键扭 矩为Ｔ＝５２ ５８６ Ｎ・ｍ，该轴段轴直径为ｄ＝２４０ Ｉｎ／ｎ，接触面积为Ｓ＝０．３５ ｘ０．０１６＝０．００５ ６ ｍ，均布 载荷为３９ １２６ ４８８ Ｐａ。 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ｓｏｌｉｄ ４５块单元划分有限元网格后共有２ ３５０ ．．——７４．．．—— 个节点和２ １６５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。 ２３ ３４９ Ｏ １４６￣１０８ ０２９２￣１０８ ０４３８￣１０８ Ｏ ５８３￣１０。 ．．Ｏ ７３１×１０７ ０２１９×１０ ０．３６５×１０８ ０．．５１０×１０ ０．６５６ｘ１０ 图４绞车滚筒轴应力分布云图（快绳在左端） ｄ１ ｏ ｉ７２ｘ ｏ－４ｂ：３４３ｘ１ｏ１４ ｄ．５１５ｘｉｏ －４ ×＿４ × ＿４ ｘ－５ × ×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 ６６．２ Ｏ．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 ］＝７５ ＭＰａ，所以该滚筒轴强度足够。而其最 表３滚筒体优化结果对比 Ｏ Ｏ Ｏ ０ ０ Ｏ ０大综合位移不足０．１ ｍｍ，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２８６ ＭＰａ，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） 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 ０．０５０ ０．０５０ ０．０５４ ０．０３８ ０．０４７ Ｏ．Ｏ４６ ０．０４５ ／ｍ 体积 ０．０９４ ０．０９４ ０．１０１ Ｏ．Ｏ７２ ０．０８７ ０．０８６ ０．０８５ ／ｍ 最大应力 ２８６ ２６Ｏ ２４２ ３３４ ２７８ ２８３ ２８４ ／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４６ ｍｍ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）：５４— ５７． ［２］戴相富．钻修机绞车滚筒的有限元分析［Ｊ］．石油矿 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