第23卷第Ⅰ期計算機(jī)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的安溢活門系統(tǒng)動力學(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:在對安溢活門工作原理和動態(tài)特征方程研究的基礎(chǔ)上,建立安溢活門及其試驗(yàn)系統(tǒng)的AMESim模型,對試驗(yàn)過程中安溢活門的動態(tài)特性進(jìn)行數(shù)值仿真,從系統(tǒng)角度研究該安溢活門系統(tǒng)整體性能.仿真結(jié)果與試驗(yàn)測試結(jié)果吻合較妤,并著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(shù)對安溢活門動態(tài)特性的影響,進(jìn)而為系統(tǒng)整體性能優(yōu)化提供分析設(shè)計支持關(guān)鍵詞:安溢活門; AMESim;系統(tǒng)仿真;動態(tài)特性;流固耦合中圖分類號:V434.1文獻(xiàn)標(biāo)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(dǎo)致不能停止加注時作為溢出閥使用0引言與安全閥等閥門一樣,安溢活門在使用過程中存在安溢活門是一種能依靠氣體介質(zhì)本身自有的能振動和鳴叫等問題,發(fā)生振動鳴叫的主要原因是系量實(shí)現(xiàn)管路自動開閉的機(jī)械裝置,作為液體火箭增統(tǒng)動態(tài)特性不滿足穩(wěn)定性需求振動鳴叫直接導(dǎo)致壓輸送系統(tǒng)的一種多功能元件,安溢活門可在地面敏感元件膜片疲勞破裂致使安溢活門功能失效,進(jìn)測試和空中飛行時作為安全閥使用,在貯箱卸壓和而影響發(fā)射的成敗,因此對安溢活門動態(tài)特性開展加注時作為排氣閥使用,在加注過量或加注設(shè)備不深入研究有重要的工程應(yīng)用價值收稿日期:2013-09-23修回日期:2013-l1-09H中國煤化工基金項(xiàng)目:國家自然科學(xué)基金(51105308)作者簡介:劉靖東(1979一),男,河南新鄭人,博士研究生研究方向?yàn)閯恿W(xué)分析,(ECNMHGhttp://www.chinacae.cn計算機(jī)輔助工程2014年目前,研究活門動態(tài)特性主要采用試驗(yàn)和數(shù)值分析兩種方法試驗(yàn)方法直接、可靠,但費(fèi)用相對較高,數(shù)值分析方法經(jīng)濟(jì)、快捷,而且可以分析出試驗(yàn)難以考核的工況,有助于全面系統(tǒng)地了解產(chǎn)品特性數(shù)值分析方法主要包括流固耦合仿真和系統(tǒng)動力學(xué)仿真.流固耦合仿真偏重于從場的角度研究局部耦合的影響,可以精細(xì)地分析流固耦合作用,但是存在計算量大和分析周期長的弊端;系統(tǒng)動力學(xué)仿真主要對局部影響進(jìn)行簡化,著重從系統(tǒng)角度研究整體性能,可以方便地進(jìn)行大量的數(shù)值試驗(yàn),并進(jìn)行系統(tǒng)圖1安溢活門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(shù)值預(yù)測方法系統(tǒng)動力學(xué)仿真在很2閥門動力學(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(shù)值仿真方法對彈(箭)體活門動態(tài)特性進(jìn)行過大量分析研究閥門動力學(xué)特征方程詳見文獻(xiàn)[7],主要包括工作SORI等對氣動壓力閥進(jìn)行仿真和試驗(yàn)研運(yùn)動系統(tǒng)動力學(xué)方程氣動系統(tǒng)動力學(xué)方程熱系統(tǒng)究; SCHALLHORN2對推進(jìn)系統(tǒng)多種瞬態(tài)變化下壓動力學(xué)方程、電路系統(tǒng)動力學(xué)方程和電磁系統(tǒng)動力力調(diào)節(jié)器的響應(yīng)機(jī)制進(jìn)行仿真分析;YANG等采學(xué)方程等用數(shù)值仿真方法分析主要設(shè)計參數(shù)變化對肼基燃料2.1運(yùn)動系統(tǒng)動力學(xué)方程衛(wèi)星推進(jìn)系統(tǒng)輸送行為的影響在國內(nèi),武唯強(qiáng)閥門產(chǎn)品涉及機(jī)械系統(tǒng)中的慣性元件、彈性元等“對恒壓加載式冷氦壓力調(diào)節(jié)器進(jìn)行仿真研究件和阻尼元件等.活門運(yùn)動可簡化為一維質(zhì)量彈簧張煒等對液體導(dǎo)彈動力系統(tǒng)過渡工作過程和動阻尼動力學(xué)方程態(tài)故障特性進(jìn)行數(shù)值仿真.Mi(t)+Ci(t)+kx(t= F(t)(1)AMeSim提供一個復(fù)雜多學(xué)科領(lǐng)域系統(tǒng)工程設(shè)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(shù)方法建模將流體、機(jī)械液阻尼系數(shù);K為剛度壓氣動熱、電磁和控制等學(xué)科領(lǐng)域的物理原型進(jìn)2.2氣動系統(tǒng)動力學(xué)方程行抽象,并進(jìn)行不同功能單元模塊分割,進(jìn)而劃分歸類形成機(jī)械、液壓、氣動、控制、熱和電磁等模型庫假定氣動系統(tǒng)工作介質(zhì)為理想氣體,氣體流過限流位置時流動等熵;容腔內(nèi)壓力場和溫度場均勻不同學(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的影響"孔口等熵多領(lǐng)域系統(tǒng)工程建模出流質(zhì)量流量見式(2)本文建立安溢活門主閥、指揮閥及其試驗(yàn)系統(tǒng)的 AMESim系統(tǒng)動力學(xué)模型,對安溢活門試驗(yàn)過程aAp, BTk+1中的動態(tài)特性進(jìn)行數(shù)值仿真,研究系統(tǒng)各參數(shù)對安=d pz溢活門動態(tài)特性的影響PIaAp, Ck安溢活門工作原理(2)箭體一、二級及助推器所用安溢活門采用指揮式結(jié)構(gòu)由主閥和副閥組成副閥控制主閥啟閉.式中:(P2)=2);A為節(jié)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為絕熱系原理見圖1.當(dāng)入口壓強(qiáng)低于安溢活門打開壓強(qiáng)時,數(shù);R為氣體常數(shù);c為流量系數(shù);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(qiáng)和溫度;p2為下游壓強(qiáng)門處于關(guān)閉狀態(tài);當(dāng)入口壓強(qiáng)高于安溢活門打開壓可變?nèi)莘e氣容模型壓強(qiáng)和溫度的求解為pan),主閥膜片在壓差作用下帶動主活塞運(yùn)動使安d強(qiáng)時,副閥開啟,背壓腔與出口腔連通放氣(PA>dTYHa中國煤化工T+doP溢活門打開CNMHGhttp:/www.chinacae.cn第1期劉靖東,等:基于 AMESim的安溢活門系統(tǒng)動力學(xué)仿真33出=長(∑mRt +mRdt dv(4)3安溢活門 AMESim模型式中:T為溫度;P為壓強(qiáng);V為容積;m;為質(zhì)量流與功率鍵合圖法類似, 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(shù)方法,將系統(tǒng)不同功能單元進(jìn)行模塊分割,管路模型由質(zhì)量、動量和能量三大守恒定律劃分為機(jī)械液壓、氣動和控制等模型庫,用圖形方確定,式描述系統(tǒng)中各元件的相互關(guān)系,反映元件間的負(fù)吧+塑=載效應(yīng)和系統(tǒng)中功率流動情況.元件間可雙向傳遞0t0x數(shù)據(jù),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(tǒng)AMSm模型與系統(tǒng)工作原理圖非常接近,t能更直觀地反映系統(tǒng)工作原理9,而且可以在仿真-h(T-to)過程監(jiān)視方程特性并自動選擇求解算法以獲得最佳a(bǔ)=-Px+中+A結(jié)果,省去求解算法的選擇,使設(shè)計人員能夠更多地式中:e為內(nèi)能;為黏性力功;A為導(dǎo)熱系數(shù);hr為關(guān)注仿真物理模型傳熱系數(shù)根據(jù)安溢活門工作原理,安溢活門及其試驗(yàn)系2.3熱系統(tǒng)動力學(xué)方程統(tǒng)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、長管道傳輸?shù)冗^程,導(dǎo)熱現(xiàn)象型等.主副膜片剛度由結(jié)構(gòu)有限元計算給出,系統(tǒng)可以通過傅里葉定律描述,一維穩(wěn)態(tài)導(dǎo)熱方程為AMESim模型見圖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(dǎo)熱系數(shù)4仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果對比對流傳熱過程由牛頓冷卻公式確定,采用非接觸測量得到的安溢活門試驗(yàn)過程中q=h△T(7)大流量性能試驗(yàn)時主活閥動態(tài)位移與仿真結(jié)果的對式中:h為表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)比見圖3,可知:仿真結(jié)果較準(zhǔn)確地模擬開閥的動態(tài)2.4電路系統(tǒng)動力學(xué)方程調(diào)整過程,且試驗(yàn)測試結(jié)果與仿真結(jié)果趨于同一開電路數(shù)學(xué)模型可通過基爾霍夫定律得到,典型度,調(diào)整頻率與試驗(yàn)幾乎完全吻合,但調(diào)整幅值仿真電阻、電容、電感系統(tǒng)方程為結(jié)果比試驗(yàn)結(jié)果稍大其主要原因是系統(tǒng)動力學(xué)仿真方法不考慮流場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(yùn)動部件上壓強(qiáng)計算的誤差開閥之始該式中:e(t)為電壓;q(t)為電荷;L為電感;R為電阻;誤差在活閥驅(qū)動力中相對較小,因此仿真較準(zhǔn)確地C為電容計算出第一次調(diào)整的幅值;隨著不平衡力的減小,活閥振動位移不斷減小,誤差在不平衡力中所占比重2.5電磁系統(tǒng)動力學(xué)方程增加,因此幅值誤差越來越大,以至于試驗(yàn)測量幅值對于電磁類閥門電磁鐵的設(shè)計,動態(tài)特性通常增加主要由系統(tǒng)不穩(wěn)定造成包括線圈電流i,電磁吸力F4線圈磁鏈ψ,運(yùn)動部分位移x,速度dx/dt和加速度d2x/d2的變化5仿真結(jié)果分析電磁鐵線圈回路方程為在正確模擬安溢活門試驗(yàn)過程中動態(tài)特性基礎(chǔ)dyu=ir dt ,y=f(i, x)(9)上,研究系統(tǒng)參數(shù)對動態(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(yùn)動方程為閥摩擦阻尼、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(tǒng)動態(tài)位移對于線性磁路有和壓強(qiáng)特性影響很小副磁簪剛度對動態(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越長從系統(tǒng)靈http://www.chi計算機(jī)輔助工程2014年敏度角度考慮應(yīng)選用剛度較小的副彈簧,不同副彈調(diào)整簧剛度造成的穩(wěn)定壓強(qiáng)的不同,可通過副彈簧預(yù)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安溢活門及其試驗(yàn)系統(tǒng) 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(qiáng)圖5不同副彈簧剛度下主活閥位移和主閥腔壓強(qiáng)曲線Fig 5 Displaofof main valve chamber under different stiffness of圖3仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)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(xiàn)有主膜片剛度下主活0.425閥動態(tài)位移和主閥腔壓強(qiáng)曲線見圖6,可知,主膜片剛度對系統(tǒng)動態(tài)特性影響很大,體現(xiàn)在對振動幅值20的影響上:主膜片剛度越大振動幅值越小,振動越容1.5易趨于穩(wěn)定;主膜片剛度對振動頻率的影響則很小,主要是由于安溢活門采用指揮式結(jié)構(gòu),主活閥動態(tài)66特性主要由指揮閥性能決定.0.75,1,00和1.25倍現(xiàn)有副膜片剛度下主活閥動態(tài)位移和主閥腔壓強(qiáng)曲(a)位移(b)壓強(qiáng)線見圖7,可知,副膜片剛度對系統(tǒng)動態(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(qiáng)曲線與副彈簧相似,因此應(yīng)選用剛度小的膜片由于剛度Fg4 Displacement curves of main valve and pressure curves與強(qiáng)度密切相羊有守際沿汁山全角度出發(fā)應(yīng)of main valve chamber under different stiffness of main協(xié)調(diào)考慮副中國煤化在滿足靈敏性和精度的前CNMHG膜片www.c第1期劉靖東,等:基于 AMESim的安溢活門系統(tǒng)動力學(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,主活閥振動幅值越大,主閥腔壓強(qiáng)波動幅值越大,振動越不容易趨于穩(wěn)定因此在設(shè)計時應(yīng)盡04100.405量加大副膜片的有效面積,對于不同有效面積對應(yīng)不0.400同主閥腔壓強(qiáng),則可通過副彈簧預(yù)壓進(jìn)行調(diào)整直徑42直徑44(a)位移(b)壓強(qiáng)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(qiáng)曲線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(qiáng)20圖9不同副膜片有效面積下主活閥位移和主閥腔壓強(qiáng)曲線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(qiáng)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(qiáng)曲線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(tǒng)動態(tài)特性影響不大,但大的摩擦力延長壓強(qiáng)auxiliary diaphragm波動周期,對系統(tǒng)動態(tài)特性有利,而過大的摩擦力會5.3主副膜片有效面積影響造成主活閥低壓回位延遲現(xiàn)象由圖8可知,主膜片有效面積對動態(tài)特性影響0.430很大:主膜片有效面積越大,主活閥振動幅值越大10N振動越不容易趨于穩(wěn)定,主閥腔壓強(qiáng)波動幅值越大,2010420波動頻率越高因此在滿足開啟要求的情況下,應(yīng)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(qiáng)圖10不同摩擦力下主活閥位移和主閥腔壓強(qiáng)曲線直徑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(qiáng)由圖11可知,背壓腔容積對主閥動態(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(qiáng)大影響.一方面背壓腔容積越小,主活閥振動和主閥曲線腔壓強(qiáng)波動頻率越高越容易引起系統(tǒng)振動;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(nèi)壓強(qiáng)波動就越小,系統(tǒng)of main valve chamber under different effective area of精度越高n中國煤化工際設(shè)計工作中應(yīng)綜合考慮CNMHGhttp://www.chinacae.cn計算機(jī)輔助工程2014年400.430256mL型,對安溢活門動態(tài)特性進(jìn)行數(shù)值仿真,仿真結(jié)果與3.5042545.6mL試驗(yàn)結(jié)果吻合較好,且通過 AMESim仿真可以得到0.420與分析系統(tǒng)方程相同的結(jié)論著重研究主副彈簧剛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動態(tài)特性的影響(1)相對于主彈簧,副彈簧剛度對系統(tǒng)動態(tài)特(a)位移(b)壓強(qiáng)性影響更大,在保證系統(tǒng)精度的前提下應(yīng)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(qiáng)曲線副彈簧剛度,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(tǒng)動態(tài)特性影響很大of main valve chamber under different back pressure在保證系統(tǒng)精度前提下應(yīng)盡量采用剛度大的膜片chamber volume3)膜片有效面積對系統(tǒng)動態(tài)特性影響很大,5.6泄壓間隙影響在滿足系統(tǒng)精度和穩(wěn)定性前提下應(yīng)盡量減小主膜片由圖12可知泄壓間隙對系統(tǒng)動態(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和主閥腔壓強(qiáng)波動幅值越(4)主活閥摩擦阻尼適當(dāng)增加可使波動周期延小,系統(tǒng)越容易趨于穩(wěn)定,但間隙過大有可能影響背長,過大的摩擦力則會造成主活閥低壓回位延遲壓腔充放氣,因此在設(shè)計中應(yīng)綜合其他因素選擇適現(xiàn)象當(dāng)?shù)沫h(huán)帶間隙(5)泄壓間隙及背壓腔容積對系統(tǒng)動態(tài)特性影050n響較大,在工程設(shè)計時應(yīng)首先保證其他參數(shù)的優(yōu)化0.4350.050mm0.4300065mm和可靠,在滿足精度及穩(wěn)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(shè)計20安溢活門及其試驗(yàn)系統(tǒng) AMESim仿真模型的建04150410立,為全面了解和系統(tǒng)掌控活門動態(tài)特性提供有力工具,為試驗(yàn)故障模式提供定性分析工具,極大地提高對安溢活門動態(tài)特性的認(rèn)識,同時也為結(jié)構(gòu)優(yōu)化(a)位移(b)壓強(qiáng)設(shè)計提供直接指導(dǎo).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(qiáng)曲線性,系統(tǒng)動力學(xué)模型不能反映結(jié)構(gòu)內(nèi)部復(fù)雜非定常Figl2 Displacement curves of main valve and pressure curves of流場對系統(tǒng)動態(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(nèi)更急需對閥門系統(tǒng)流固耦合和非定常流動模擬方面的研究,為此有必要結(jié)合計算流6結(jié)論體動力學(xué)以及結(jié)構(gòu)動力學(xué),開展流固耦合數(shù)值模擬通過建立安溢活門及其試驗(yàn)系統(tǒng) AMESim模研究徹底解決安溢活門動態(tài)特性和參數(shù)優(yōu)化問題參考文獻(xiàn):[1] SORLI M, FIGLIOLINI G, PASTORELLI S. 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J SystSimulation,2004,15(9):1205-1209CNMHG下轉(zhuǎn)第55頁)httpd/www.chinacae.cn第1期萬夫,等:修井機(jī)Y形支座受井架墜落撞擊的數(shù)值模擬55井架上部63917單元受力最小;所有單元隨著時間座發(fā)生大變形或產(chǎn)生裂紋的部位進(jìn)行補(bǔ)焊加固,而的推移等效應(yīng)力逐漸下降,直至撞擊結(jié)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(yīng)力,說明產(chǎn)生遺留效應(yīng),材料性能發(fā)生變化.4結(jié)論(1)建立井架墜落撞擊支座的有限元模型,模擬事故發(fā)生的物理過程,結(jié)果認(rèn)為撞擊接觸時刻Y0.15形支座受力最大,而后受到反復(fù)的壓力并逐漸減小(2)分析結(jié)果可指導(dǎo)現(xiàn)場無損檢測:焊縫附近為塑性應(yīng)變最嚴(yán)重區(qū)域,需著重檢測,及時補(bǔ)焊.檢0.05測結(jié)果與計算結(jié)果較為吻合分析結(jié)果同時可以指406080100120140160導(dǎo)井架實(shí)際承載能力測試,以便得到準(zhǔn)確的承載能力,為分析此類事故及修理事故井架提供參考圖8井架大腿單元應(yīng)力時間曲線(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(yīng)力分析,同時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(jié)果可指導(dǎo)事故井架修理,避免設(shè)備損失,部最大應(yīng)力已超過應(yīng)力屈服極限,因此對井架與支對安全快速的油氣開發(fā)有重要意義參考文獻(xiàn):[1]尹永晶,楊漢立。石油修井機(jī)[M].北京:石油工業(yè)出版社,2003:143[2]SYT5202-2005石油修井機(jī)[S][3]SYT6408--2012鉆井和修井井架、底座的檢查、維護(hù)、修理與使用[S][4]SY6326—2012石油鉆機(jī)和修井機(jī)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(yīng)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. 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