基于A(yíng)MESim的安溢活門(mén)系統動(dòng)力學(xué)仿真

第23卷第Ⅰ期計算機輔助工程Vol 23 No. 12014年2月Computer Aided EngineeringFeb.2014文章編號:1006-0871(2014)01-0031-06DOI:10.13340/jcae.2014.01.007基于 AMESim的安溢活門(mén)系統動(dòng)力學(xué)仿真劉靖東,喻天翔,宋筆鋒,金朋(西北工業(yè)大學(xué)航空學(xué)院,西安710072)摘要:在對安溢活門(mén)工作原理和動(dòng)態(tài)特征方程研究的基礎上,建立安溢活門(mén)及其試驗系統的AMESim模型,對試驗過(guò)程中安溢活門(mén)的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行數值仿真,從系統角度研究該安溢活門(mén)系統整體性能.仿真結果與試驗測試結果吻合較妤,并著(zhù)重研究主副彈簧剛度、主副膜片剛度、主副膜片有效面積、主活摩擦阻尼、背壓腔容積和泄壓間隙等參數對安溢活門(mén)動(dòng)態(tài)特性的影響,進(jìn)而為系統整體性能優(yōu)化提供分析設計支持關(guān)鍵詞:安溢活門(mén); AMESim;系統仿真;動(dòng)態(tài)特性;流固耦合中圖分類(lèi)號:V434.1文獻標志碼:BSystem dynamics simulation on safety valve based on AMESimLIU Jingdong, YU Tianxiang, SONG Bifeng, JIN PengSchool of Aeronautics, Northwestern Polytechnical University, Xi'an 710072, China)Abstract: Based on the research of safety valve working principle and dynamic characteristic equationan AMESim model of a safety valve and its test system is built to numerically simulate the dynamiccharacteristics of safety valve during test process, and the valve performance is studied from a systemperspective. The simulation results are in good consistency with the test results, and the effect of theparameters on the dynamic characteristics of the safe valve are mainly discussed, including main anddauxiliary spring stiffness, main and auxiliary diaphragm stiffness, effective area of main and auxiliarydiaphragm, the frictional damping of main valve, back pressure chamber volume, pressure relief gap andso on, which provides analysis and design support for the optimization on the overall performance of theKey words: safety valve; AMESim; system simulation; dynamic characteristics; fluid-structure coupling能正常工作導致不能停止加注時(shí)作為溢出閥使用0引言與安全閥等閥門(mén)一樣,安溢活門(mén)在使用過(guò)程中存在安溢活門(mén)是一種能依靠氣體介質(zhì)本身自有的能振動(dòng)和鳴叫等問(wèn)題,發(fā)生振動(dòng)鳴叫的主要原因是系量實(shí)現管路自動(dòng)開(kāi)閉的機械裝置,作為液體火箭增統動(dòng)態(tài)特性不滿(mǎn)足穩定性需求振動(dòng)鳴叫直接導致壓輸送系統的一種多功能元件,安溢活門(mén)可在地面敏感元件膜片疲勞破裂致使安溢活門(mén)功能失效,進(jìn)測試和空中飛行時(shí)作為安全閥使用,在貯箱卸壓和而影響發(fā)射的成敗,因此對安溢活門(mén)動(dòng)態(tài)特性開(kāi)展加注時(shí)作為排氣閥使用,在加注過(guò)量或加注設備不深入研究有重要的工程應用價(jià)值收稿日期:2013-09-23修回日期:2013-l1-09H中國煤化工基金項目:國家自然科學(xué)基金(51105308)作者簡(jiǎn)介:劉靖東(1979一),男,河南新鄭人,博士研究生研究方向為動(dòng)力學(xué)分析,(ECNMHGhttp://www.chinacae.cn計算機輔助工程2014年目前,研究活門(mén)動(dòng)態(tài)特性主要采用試驗和數值分析兩種方法試驗方法直接、可靠,但費用相對較高,數值分析方法經(jīng)濟、快捷,而且可以分析出試驗難以考核的工況,有助于全面系統地了解產(chǎn)品特性數值分析方法主要包括流固耦合仿真和系統動(dòng)力學(xué)仿真.流固耦合仿真偏重于從場(chǎng)的角度研究局部耦合的影響,可以精細地分析流固耦合作用,但是存在計算量大和分析周期長(cháng)的弊端;系統動(dòng)力學(xué)仿真主要對局部影響進(jìn)行簡(jiǎn)化,著(zhù)重從系統角度研究整體性能,可以方便地進(jìn)行大量的數值試驗,并進(jìn)行系統圖1安溢活門(mén)工作原理示意整體性能尋優(yōu)Fig 1 Schematic of safety valve working principle作為一種數值預測方法系統動(dòng)力學(xué)仿真在很2閥門(mén)動(dòng)力學(xué)特征方程多領(lǐng)域已取得很大發(fā)展國外學(xué)者采用數值仿真方法對彈(箭)體活門(mén)動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行過(guò)大量分析研究閥門(mén)動(dòng)力學(xué)特征方程詳見(jiàn)文獻[7],主要包括工作SORI等對氣動(dòng)壓力閥進(jìn)行仿真和試驗研運動(dòng)系統動(dòng)力學(xué)方程氣動(dòng)系統動(dòng)力學(xué)方程熱系統究; SCHALLHORN2對推進(jìn)系統多種瞬態(tài)變化下壓動(dòng)力學(xué)方程、電路系統動(dòng)力學(xué)方程和電磁系統動(dòng)力力調節器的響應機制進(jìn)行仿真分析;YANG等采學(xué)方程等用數值仿真方法分析主要設計參數變化對肼基燃料2.1運動(dòng)系統動(dòng)力學(xué)方程衛星推進(jìn)系統輸送行為的影響在國內,武唯強閥門(mén)產(chǎn)品涉及機械系統中的慣性元件、彈性元等“對恒壓加載式冷氦壓力調節器進(jìn)行仿真研究件和阻尼元件等.活門(mén)運動(dòng)可簡(jiǎn)化為一維質(zhì)量彈簧張煒等對液體導彈動(dòng)力系統過(guò)渡工作過(guò)程和動(dòng)阻尼動(dòng)力學(xué)方程態(tài)故障特性進(jìn)行數值仿真.Mi(t)+Ci(t)+kx(t= F(t)(1)AMeSim提供一個(gè)復雜多學(xué)科領(lǐng)域系統工程設式中x(t)為位移;F()為外力;M為質(zhì)量;C為黏性計平臺,采用集總參數方法建模將流體、機械液阻尼系數;K為剛度壓氣動(dòng)熱、電磁和控制等學(xué)科領(lǐng)域的物理原型進(jìn)2.2氣動(dòng)系統動(dòng)力學(xué)方程行抽象,并進(jìn)行不同功能單元模塊分割,進(jìn)而劃分歸類(lèi)形成機械、液壓、氣動(dòng)、控制、熱和電磁等模型庫假定氣動(dòng)系統工作介質(zhì)為理想氣體,氣體流過(guò)限流位置時(shí)流動(dòng)等熵;容腔內壓力場(chǎng)和溫度場(chǎng)均勻不同學(xué)科間模塊直接連接,可以方便地進(jìn)行多學(xué)科分布;忽略黏性阻力及引力場(chǎng)的影響"孔口等熵多領(lǐng)域系統工程建模出流質(zhì)量流量見(jiàn)式(2)本文建立安溢活門(mén)主閥、指揮閥及其試驗系統的 AMESim系統動(dòng)力學(xué)模型,對安溢活門(mén)試驗過(guò)程aAp, BTk+1中的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行數值仿真,研究系統各參數對安=d pz溢活門(mén)動(dòng)態(tài)特性的影響PIaAp, Ck安溢活門(mén)工作原理(2)箭體一、二級及助推器所用安溢活門(mén)采用指揮式結構由主閥和副閥組成副閥控制主閥啟閉.式中:(P2)=2);A為節流面積;BPPPI主閥膜片將閥腔分成主閥腔(A)和背壓腔(B);副閥膜片感受壓力變化,控制背壓腔的壓力充放.工作R(k-1):Ck為絕熱系原理見(jiàn)圖1.當入口壓強低于安溢活門(mén)打開(kāi)壓強時(shí),數;R為氣體常數;c為流量系數;p和T,為上游壓副閥關(guān)閉,主閥腔與背壓腔連通(PA=P),安溢活強和溫度;p2為下游壓強門(mén)處于關(guān)閉狀態(tài);當入口壓強高于安溢活門(mén)打開(kāi)壓可變容積氣容模型壓強和溫度的求解為pan),主閥膜片在壓差作用下帶動(dòng)主活塞運動(dòng)使安d強時(shí),副閥開(kāi)啟,背壓腔與出口腔連通放氣(PA>dTYHa中國煤化工T+doP溢活門(mén)打開(kāi)CNMHGhttp:/www.chinacae.cn第1期劉靖東,等:基于 AMESim的安溢活門(mén)系統動(dòng)力學(xué)仿真33出=長(cháng)(∑mRt +mRdt dv(4)3安溢活門(mén) AMESim模型式中:T為溫度;P為壓強;V為容積;m;為質(zhì)量流與功率鍵合圖法類(lèi)似, AMESim建模方法采用量;Q為熱流量;cy為比定壓熱容;h為焓值集總參數方法,將系統不同功能單元進(jìn)行模塊分割,管路模型由質(zhì)量、動(dòng)量和能量三大守恒定律劃分為機械液壓、氣動(dòng)和控制等模型庫,用圖形方確定,式描述系統中各元件的相互關(guān)系,反映元件間的負吧+塑=載效應和系統中功率流動(dòng)情況.元件間可雙向傳遞0t0x數據,且變量一般具有實(shí)際物理意義,遵循因果關(guān)dpu pu+ dp=(5)系.系統AMSm模型與系統工作原理圖非常接近,t能更直觀(guān)地反映系統工作原理9,而且可以在仿真-h(T-to)過(guò)程監視方程特性并自動(dòng)選擇求解算法以獲得最佳a=-Px+中+A結果,省去求解算法的選擇,使設計人員能夠更多地式中:e為內能;為黏性力功;A為導熱系數;hr為關(guān)注仿真物理模型傳熱系數根據安溢活門(mén)工作原理,安溢活門(mén)及其試驗系2.3熱系統動(dòng)力學(xué)方程統主要劃分為質(zhì)量彈簧阻尼模型、平板閥模型、氣容模型、管路模型、孔板模型、活塞模型和膜片模對于氣瓶充放氣、長(cháng)管道傳輸等過(guò)程,導熱現象型等.主副膜片剛度由結構有限元計算給出,系統可以通過(guò)傅里葉定律描述,一維穩態(tài)導熱方程為AMESim模型見(jiàn)圖2,上半部分模擬指揮閥,下半部dT(6)分模擬主閥式中:A為導熱系數4仿真結果與試驗結果對比對流傳熱過(guò)程由牛頓冷卻公式確定,采用非接觸測量得到的安溢活門(mén)試驗過(guò)程中q=h△T(7)大流量性能試驗時(shí)主活閥動(dòng)態(tài)位移與仿真結果的對式中:h為表面傳熱系數比見(jiàn)圖3,可知:仿真結果較準確地模擬開(kāi)閥的動(dòng)態(tài)2.4電路系統動(dòng)力學(xué)方程調整過(guò)程,且試驗測試結果與仿真結果趨于同一開(kāi)電路數學(xué)模型可通過(guò)基爾霍夫定律得到,典型度,調整頻率與試驗幾乎完全吻合,但調整幅值仿真電阻、電容、電感系統方程為結果比試驗結果稍大其主要原因是系統動(dòng)力學(xué)仿真方法不考慮流場(chǎng)的不均勻性及非定常性,必然造lq(t)+Ri(t)+I()=e()(8)成作用在運動(dòng)部件上壓強計算的誤差開(kāi)閥之始該式中:e(t)為電壓;q(t)為電荷;L為電感;R為電阻;誤差在活閥驅動(dòng)力中相對較小,因此仿真較準確地C為電容計算出第一次調整的幅值;隨著(zhù)不平衡力的減小,活閥振動(dòng)位移不斷減小,誤差在不平衡力中所占比重2.5電磁系統動(dòng)力學(xué)方程增加,因此幅值誤差越來(lái)越大,以至于試驗測量幅值對于電磁類(lèi)閥門(mén)電磁鐵的設計,動(dòng)態(tài)特性通常增加主要由系統不穩定造成包括線(xiàn)圈電流i,電磁吸力F4線(xiàn)圈磁鏈ψ,運動(dòng)部分位移x,速度dx/dt和加速度d2x/d2的變化5仿真結果分析電磁鐵線(xiàn)圈回路方程為在正確模擬安溢活門(mén)試驗過(guò)程中動(dòng)態(tài)特性基礎dyu=ir dt ,y=f(i, x)(9)上,研究系統參數對動(dòng)態(tài)性能的影響主要包括主副彈簧剛度、主副膜片剛度、主副膜片有效面積、主活銜鐵運動(dòng)方程為閥摩擦阻尼、背壓腔容積和泄壓間隙等d2+F(x)+(10)51主副彈簧剛度影響dt由圖4和5可知:主彈簧剛度對系統動(dòng)態(tài)位移對于線(xiàn)性磁路有和壓強特性影響很小副磁簪剛度對動(dòng)態(tài)位移影響y=L,F,=0.52業(yè)(1)也較小對中國煤化工大:副彈簧剛度越大主閥CNMHG越長(cháng)從系統靈http://www.chi計算機輔助工程2014年敏度角度考慮應選用剛度較小的副彈簧,不同副彈調整簧剛度造成的穩定壓強的不同,可通過(guò)副彈簧預壓ask-c:e}心p→Qin注:Cp1一氣瓶;C2一主腔;Cn3副閥腔;C一換壓腔;Cn3泄壓腔;Cn一背壓腔;V,一主活;V,一小活閥;M,一主膜片;M,一副膜片;K1一主彈簧;K2一副彈簧;Xd一泄壓環(huán);Qm一氣瓶進(jìn)氣圖2安溢活門(mén)及其試驗系統 AMESim模型Fig 2 AMESim model of safety valve and test system0.430k2=25000k2=28000—仿真=320000.420染150.415綸0.50.4050.400(a)位移(b)壓強圖5不同副彈簧剛度下主活閥位移和主閥腔壓強曲線(xiàn)Fig 5 Displaofof main valve chamber under different stiffness of圖3仿真結果與試驗結果對比Fig 3 Comparison of simulation result and test result5.2主副膜片剛度影響k=1000k=10000.75,1.00和1.25倍現有主膜片剛度下主活0.425閥動(dòng)態(tài)位移和主閥腔壓強曲線(xiàn)見(jiàn)圖6,可知,主膜片剛度對系統動(dòng)態(tài)特性影響很大,體現在對振動(dòng)幅值20的影響上:主膜片剛度越大振動(dòng)幅值越小,振動(dòng)越容1.5易趨于穩定;主膜片剛度對振動(dòng)頻率的影響則很小,主要是由于安溢活門(mén)采用指揮式結構,主活閥動(dòng)態(tài)66特性主要由指揮閥性能決定.0.75,1,00和1.25倍現有副膜片剛度下主活閥動(dòng)態(tài)位移和主閥腔壓強曲(a)位移(b)壓強線(xiàn)見(jiàn)圖7,可知,副膜片剛度對系統動(dòng)態(tài)特性的影響圖4不同主彈簧剛度下主活閥位移和主閥腔壓強曲線(xiàn)與副彈簧相似,因此應選用剛度小的膜片由于剛度Fg4 Displacement curves of main valve and pressure curves與強度密切相羊有守際沿汁山全角度出發(fā)應of main valve chamber under different stiffness of main協(xié)調考慮副中國煤化在滿(mǎn)足靈敏性和精度的前CNMHG膜片www.c第1期劉靖東,等:基于 AMESim的安溢活門(mén)系統動(dòng)力學(xué)仿真0.75倍0.75倍由圖9可知,副膜片有效面積同樣對動(dòng)態(tài)特性影0.4300.42525倍響很大,但影響趨勢與主膜片恰好相反.副膜片有效3.025面積越小,主活閥振動(dòng)幅值越大,主閥腔壓強波動(dòng)幅值越大,振動(dòng)越不容易趨于穩定因此在設計時(shí)應盡04100.405量加大副膜片的有效面積,對于不同有效面積對應不0.400同主閥腔壓強,則可通過(guò)副彈簧預壓進(jìn)行調整直徑42直徑44(a)位移(b)壓強3.5直徑46mm04直徑46m圖6不同主膜片剛度下主活閥位移和主閥腔壓強曲線(xiàn)045Fig 6 Displacement curves of main valve and pressure curvesof main valve chamber under different stiffness of main I0003.50.75倍0425100倍125倍(a)位移(b)壓強20圖9不同副膜片有效面積下主活閥位移和主閥腔壓強曲線(xiàn)075倍0410Fig9 Displacement curves of main valve and pressure curves-1.25倍of main valve chamber under different effective area of0400(a)位移(b)壓強5.4主活閥摩擦阻尼影響圖7不同副膜片剛度下主活閥位移和主閥腔壓強曲線(xiàn)主活閥摩擦阻尼主要由密封圈與閥桿之間摩擦Fig7 Displacement curves of main valve and pressure curves阻力產(chǎn)生由圖10可知,摩擦力在正常變化情況下of main valve chamber under different stiffness of對系統動(dòng)態(tài)特性影響不大,但大的摩擦力延長(cháng)壓強auxiliary diaphragm波動(dòng)周期,對系統動(dòng)態(tài)特性有利,而過(guò)大的摩擦力會(huì )5.3主副膜片有效面積影響造成主活閥低壓回位延遲現象由圖8可知,主膜片有效面積對動(dòng)態(tài)特性影響0.430很大:主膜片有效面積越大,主活閥振動(dòng)幅值越大10N振動(dòng)越不容易趨于穩定,主閥腔壓強波動(dòng)幅值越大,2010420波動(dòng)頻率越高因此在滿(mǎn)足開(kāi)啟要求的情況下,應1510盡量減小主膜片的有效面積0.410-15N0.435直徑800.430直徑82mm徑84mm0.42(a)位移(b)壓強圖10不同摩擦力下主活閥位移和主閥腔壓強曲線(xiàn)直徑80mm0415直徑82mmDisplacement curves of main valve and pressure cuI---直徑84mm04104/9of main valve chamber under different friction force1/s55背壓腔容積影響(a)位移(b)壓強由圖11可知,背壓腔容積對主閥動(dòng)態(tài)特性有較圖8不同主膜片有效面積下主活閥位移和主閥腔壓強大影響.一方面背壓腔容積越小,主活閥振動(dòng)和主閥曲線(xiàn)腔壓強波動(dòng)頻率越高越容易引起系統振動(dòng);另一方Fg;!8 Displacement curves of main valve and pressure curves面背壓腔容積越小,主閥腔內壓強波動(dòng)就越小,系統of main valve chamber under different effective area of精度越高n中國煤化工際設計工作中應綜合考慮CNMHGhttp://www.chinacae.cn計算機輔助工程2014年400.430256mL型,對安溢活門(mén)動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行數值仿真,仿真結果與3.5042545.6mL試驗結果吻合較好,且通過(guò) AMESim仿真可以得到0.420與分析系統方程相同的結論著(zhù)重研究主副彈簧剛1.00.4100.5236m04題度、主副膜片剛度主副膜片有效面積主活閥摩擦-4.56mL阻尼、背壓腔容積和泄壓間隙等對安溢活門(mén)動(dòng)態(tài)特性的影響(1)相對于主彈簧,副彈簧剛度對系統動(dòng)態(tài)特(a)位移(b)壓強性影響更大,在保證系統精度的前提下應盡量減小圖11不同背壓腔容積下主活閥位移和主閥腔壓強曲線(xiàn)副彈簧剛度,增大主彈簧剛度.Fig. 11 Displacement curves of main valve and pressure curves(2)主副膜片剛度對系統動(dòng)態(tài)特性影響很大of main valve chamber under different back pressure在保證系統精度前提下應盡量采用剛度大的膜片chamber volume3)膜片有效面積對系統動(dòng)態(tài)特性影響很大,5.6泄壓間隙影響在滿(mǎn)足系統精度和穩定性前提下應盡量減小主膜片由圖12可知泄壓間隙對系統動(dòng)態(tài)特性影響很有效面積增大副膜片有效面積大間隙越大主活閥振動(dòng)和主閥腔壓強波動(dòng)幅值越(4)主活閥摩擦阻尼適當增加可使波動(dòng)周期延小,系統越容易趨于穩定,但間隙過(guò)大有可能影響背長(cháng),過(guò)大的摩擦力則會(huì )造成主活閥低壓回位延遲壓腔充放氣,因此在設計中應綜合其他因素選擇適現象當的環(huán)帶間隙(5)泄壓間隙及背壓腔容積對系統動(dòng)態(tài)特性影050n響較大,在工程設計時(shí)應首先保證其他參數的優(yōu)化0.4350.050mm0.4300065mm和可靠,在滿(mǎn)足精度及穩定性要求的前提下最后對302.520425-0080mm泄壓間隙和背壓腔容積進(jìn)行優(yōu)化設計20安溢活門(mén)及其試驗系統 AMESim仿真模型的建04150410立,為全面了解和系統掌控活門(mén)動(dòng)態(tài)特性提供有力工具,為試驗故障模式提供定性分析工具,極大地提高對安溢活門(mén)動(dòng)態(tài)特性的認識,同時(shí)也為結構優(yōu)化(a)位移(b)壓強設計提供直接指導.但是,由于該方法固有的局限圖12不同泄壓間隙下主活閥位移和主閥腔壓強曲線(xiàn)性,系統動(dòng)力學(xué)模型不能反映結構內部復雜非定常Figl2 Displacement curves of main valve and pressure curves of流場(chǎng)對系統動(dòng)態(tài)特性的影響,也不能反映流固耦合main valve chamber under different pressure relief gap作用的影響國內更急需對閥門(mén)系統流固耦合和非定常流動(dòng)模擬方面的研究,為此有必要結合計算流6結論體動(dòng)力學(xué)以及結構動(dòng)力學(xué),開(kāi)展流固耦合數值模擬通過(guò)建立安溢活門(mén)及其試驗系統 AMESim模研究徹底解決安溢活門(mén)動(dòng)態(tài)特性和參數優(yōu)化問(wèn)題參考文獻:[1] SORLI M, FIGLIOLINI G, PASTORELLI S. Dynamic model and experimental investigation of a pneumatic proportional pressure valve[ J]. IEEE/ASME Trans Mechatronics, 2004, 9(1): 78-86[2] SCHALLHORN P A. Forward looking pressure regulator algorithm for improved modeling performance within the generalized fluid system simulationprogram[ C]//40th AIAA/ ASME/SAE/ASEE Joint Propulsion Conf Exhibit, Fort Lauderdale, 2004[3 YANG An-Shik, KUO Tien-Chuan. Design analysis of a satellite hydrazine propulsion system[J ]. J Propulsion Power, 2001, 18 (2):270279[4]武唯強,王海洲,恒壓加載式冷氯壓力調節器的建模與仿真[冂導彈與航天運載技術(shù),200(6:2732.WU Weiqiang, WANG Haizhou. Mathematical model and digital simulations of cold helium constant pressure loaded regulator[J]Space Vehicles, 2001(6): 27-32[5]張煒,徐志高,黃先祥,液體推進(jìn)劑導彈全動(dòng)力系統穩態(tài)故障仿真[]·系統仿真學(xué)報,2004,15(9):1205-1209ZHANG Wei, XU Zhigao, HUANG Xianxiang. Simulation of steady-state fault foryH中國煤化工 system[J. J SystSimulation,2004,15(9):1205-1209CNMHG下轉第55頁(yè))httpd/www.chinacae.cn第1期萬(wàn)夫,等:修井機Y形支座受井架墜落撞擊的數值模擬55井架上部63917單元受力最小;所有單元隨著(zhù)時(shí)間座發(fā)生大變形或產(chǎn)生裂紋的部位進(jìn)行補焊加固,而的推移等效應力逐漸下降,直至撞擊結束部分單元后再對井架進(jìn)行實(shí)際承載能力檢測依然存在較小應力,說(shuō)明產(chǎn)生遺留效應,材料性能發(fā)生變化.4結論(1)建立井架墜落撞擊支座的有限元模型,模擬事故發(fā)生的物理過(guò)程,結果認為撞擊接觸時(shí)刻Y0.15形支座受力最大,而后受到反復的壓力并逐漸減小(2)分析結果可指導現場(chǎng)無(wú)損檢測:焊縫附近為塑性應變最嚴重區域,需著(zhù)重檢測,及時(shí)補焊.檢0.05測結果與計算結果較為吻合分析結果同時(shí)可以指406080100120140160導井架實(shí)際承載能力測試,以便得到準確的承載能力,為分析此類(lèi)事故及修理事故井架提供參考圖8井架大腿單元應力時(shí)間曲線(xiàn)(3)對井架大變形部位進(jìn)行加固或者更換梁Fig 8 Stress-time curves of derrick leg elements建議重新進(jìn)行應力分析,同時(shí)配合井架承載能力檢與Y形支座接觸的4根立柱,由于其焊接處局測.計算結果可指導事故井架修理,避免設備損失,部最大應力已超過(guò)應力屈服極限,因此對井架與支對安全快速的油氣開(kāi)發(fā)有重要意義參考文獻:[1]尹永晶,楊漢立。石油修井機[M].北京:石油工業(yè)出版社,2003:143[2]SYT5202-2005石油修井機[S][3]SYT6408--2012鉆井和修井井架、底座的檢查、維護、修理與使用[S][4]SY6326—2012石油鉆機和修井機井架、底座承載能力檢測評定方法[S][5]張汝清.固體力學(xué)變分原理及其應用[M].重慶:重慶大學(xué)出版社,1991:118[6hallquistJo.Ls-Dynatheorymanualeb/ol].(2006-12-31)[2013-01-10].http://ftp.Istc.com/anonymous/outgoing/trent001/[7]尚曉江,蘇建宇,王化鋒. ANSYS/ LS-DYNA動(dòng)力分析方法與工程實(shí)例[M].北京:中國水利水電出版社,2005:194[8]李裕春,時(shí)黨勇,趙遠, ANSYS1.0/ LS-DYNA基礎理論與工程實(shí)踐[M].北京:中國水利水電出版社,2008:258[9]郝好山,胡仁喜,康士廷,等. ANSYS12.0 LS-DYNA非線(xiàn)性有限元分析從入門(mén)到精通[M].北京:機械工業(yè)出版社[10]sheldonImaoka.Contactanalysistips[Eb/Ol].(2009-10-31)[2013-01-10].http://ansys.net/sheldon-tips/20 Analysis第20Tips(上接第36頁(yè))[6]宋鴻堯,丁忠堯.液壓閥設計與計算[M].北京:機械工業(yè)出版社,1982:10.7]劉靖東,隋國發(fā),婁路亮,液體火箭增壓輪送系統多學(xué)科動(dòng)力學(xué)研究[].中國科學(xué):E輯:技術(shù)科學(xué),2009,39(3):474481LIU Jingdong, SUI Guofa, LOU Luliang. Research of multidisciplinary dynamics of liquid rocket feed system[J]. Sci China: Series E:Technological Sci, 2009, 39(3): 4744[8]LAFOND A. Numerical simulation of the flow field inside a hot gas valve, AIAA 99-4087[R].1999[9]袁洪濱,張民慶,孫彥堂.基于 AMESim的直動(dòng)式電磁閥動(dòng)態(tài)仿真研究[冂].火箭推進(jìn),2011,37(5):30-35YUAN Hongbin, ZHANG Minqing, SUN Yantang. AMESim-based simulation analysis of dynamic characteristics of direct-acting solenoidvalve[J]. J Rocket Propulsion, 2011, 37(5): 30-35編輯于杰)中國煤化工CNMHGhttpd//