F1-1600型鉆井泵液缸的有限元分析

李洪波，王洪濤，宋加民，張田云，代 輝，田 磊

（1.寶雞石油機械有限責任公司，陜西 寶雞721002；2.大慶鉆探工程公司 鉆井四公司，黑龍江 大慶138000） ①

F1-1600型鉆井泵是F-1300型鉆井泵的替代產品，因其壓力更高，工作能力更強而備受油田推崇。液力端作為鉆井泥漿泵的工作端，其工作性能直接決定該型泥漿泵的性能，進而間接決定了鉆井效率及鉆井成本。目前，鉆井泥漿泵普遍存在的問題是液力端密封性能差，易損件損壞快，修泵停工次數頻繁，經常影響鉆井隊的正常生產。液缸是液力端中的主要工作部件，而前人分析液力端失效大多以閥體和閥座為突破口，很少涉及液缸。液力端在高壓及脈沖載荷作用下，液缸各零部件易產生疲勞破壞，液缸內孔在強大液流沖刷和高壓下表面光潔度遭受破壞［1］，高壓液流反復作用，易使液缸產生疲勞破壞而過早失效［2］。筆者認為分析液缸的結構和受力情況對尋找液力端的失效原因有至關重要的作用。為了分析更真實，本文采用大型建模及分析軟件 UG NX7.0［3］，應用有限元法對液缸在內腔承受最大壓力時進行了靜力分析，根據分析結果提出改進液缸結構的意見和提高液缸使用壽命的方法。

1 有限元模型的建立

1.1 三維實體模型

液力端總成如圖1?；钊诟滋變韧鶑瓦\動，低壓泥漿由下端的吸入口吸入，流經下閥總成，變為高壓泥漿，再在活塞的推動下經上閥總成由上部側面斜孔排出。排出管和液缸之間通過螺栓連接，上端孔閥蓋用大型螺紋與液缸連接，下端吸入管與液缸之間也是通過螺栓連接，其中排出管、閥蓋、缸蓋均起堵頭的作用。

圖1 液力端總成

由于液缸結構復雜，若用其他分析軟件建模型必須做一些簡化處理。UG NX7.0軟件在建立模型時具有其特殊的靈活性和方便性，因此本文選擇該軟件對液缸及液力端總成進行三維建模。為了更清楚地看到液缸與其他零部件的連接關系及液缸內部的結構，三維顯示時把液缸進行了透明化處理，如圖1。為了對液缸進行有限元分析，建立的三維實體模型如圖2。

圖2 液缸三維實體模型

1.2 液缸的有限模型

液缸為左右對稱結構，為了減少計算單元，減少解方程的個數，節省計算時間，取結構的1／2進行分析。有限元模型如圖3所示。在建立圖3b時做了簡化，即，移除了內部部分小圓角、外側面上密封槽、背部螺栓孔，這些局部小結構對于有限元分析結果影響較小，因此忽略。對上端的大型內螺紋也進行了簡化。并且賦予了液缸的材料屬性［4］，即，液缸材料是優質結構鋼，強度極限σb＝850MPa，屈服極限σs＝650MPa，彈性模量E＝2.06×105MPa；泊松比μ＝0.288，密度ρ＝7.829×10－6kg／mm3。

液缸有限元模型實體單元網格劃分如圖3b所示。鑒于液缸的結構較復雜，筆者選用10節點的二階實體四面體單元 CQUAD10［4，6］進行網格劃分。根據有限元分析時厚度方向上不能小于2層的原則，劃分液缸時單元長度設置為20mm，網格劃分后得到液缸的單元數為99 664。對有限元模型進行檢查，顯示無失敗單元，網格劃分成功。

圖3 液缸的有限元模型

2 載荷施加及求解

2.1 邊界條件及載荷施加

由如圖1可知，液缸上部通過螺紋與閥蓋連接，下部通過螺栓與吸入管相連，左端與缸蓋法蘭通過螺栓連接，右端與缸套壓蓋通過螺栓連接，前面與固定機架的前墻板大平面貼合，液缸為對稱結構。本文取液缸的1／2進行分析。因此，在對稱面上施加對稱約束，與前墻板相互貼緊匹配的面施加固定，如圖4所示。

根據邊界條件的分析，對液缸施加的載荷是：①內部腔體曲面上承受的流體靜壓力p＝34.5MPa；②左右及下部連接螺栓孔等效作用的3種螺栓的螺栓軸向力，這種軸向力是經過液體壓力、內孔截面面積換算為單件螺栓的軸向力。載荷施加情況如圖4所示。

圖4 液缸施加約束和載荷情況

2.2 求解過程

利用UG NX7.0軟件對液缸進行分析求解。利用軟件本身集成的求解器NX NASTARAN解算，解算方案類型選擇靜態多約束（SESTATIC 101-Multi Constraint），分析類型選擇結構分析。求解經過再次綜合數據檢查，確認無誤后進行解算。

3 有限元分析結果

3.1 位移云圖

液缸節點綜合位移云圖如圖5所示，液缸的最大位移發生在下閥總成與上閥總成之間的腔體中部，其最大值為6.998×10－2mm。大部分的位移值在2.916×10－2～4.082×10－2mm。位移數值小，屬于小變形，這與實際工作情況相符。

在實際工作中，液缸中下部左端與缸蓋法蘭相連，右側與工作活塞及缸套壓蓋相連，在活塞推力作用下，下部腔體變成高壓腔體，高壓泥漿剛好在液缸中下部的中間位置，又要推開上閥總成，這時它的壓力達到最大，顯然發生位移也是最大。

圖5 液缸節點綜合位移云圖

3.2 應力云圖

液缸應力云圖如圖6所示，液缸的最大應力值發生在液缸中下部形狀變化的尖端處，最大應力值為204.6MPa。第2大應力在變形處，應力值為163.6MPa。實際工作時，由于從吸入管吸入的泥漿是低壓或負壓，而在活塞作用下變成高壓，這樣不斷的往復運動，液缸下腔體受到交替的脈動循環變應力。這時液缸內腔在高壓泥漿作用下必然產生較大應力，形狀變化處正好是應力集中的位置，必然是應力最大處。大部分應力在17.1～119.3MPa。

圖6 液缸的應力云圖

計算得液缸的靜強度安全系數［4，6］為

式中：n為安全系數；σs為材料的屈服極限應力；σmax為液缸的局部最大應力。

根據文獻［6］～［7］得知，安全系數n≥2即可認為安全。所以，液缸的靜強度是安全的。

4 強度校核

液缸屬于壓力容器，還需用ASMEⅧ標準進行強度校核。根據ASME規范中的應力分類理論，應力云圖中最大應力點的等效應力是由一次薄膜應力、一次彎曲應力、二次應力和應力集中引起的峰值應力疊加而成。危險截面為過最大應力點、沿破壞趨勢最明顯的截面，此截面的薄膜應力、彎曲應力、薄膜應力＋彎曲應力和總應力應分別滿足公式要求［7］，即

式中：Pm為一次薄膜應力；Pb為一次彎曲應力；Q為二次應力（薄膜應力＋彎曲應力）；Sm為許用應為材料的強度極限；k為應力集中系數，k＝1。

計算得

本文在應力最大點和應力最小點之間建立1個危險路徑，通過模型計算得Pm＝178.256MPa，Pb＝152.43MPa，Q＝204.60MPa，Pm＋Pb＋Q＝535.286MPa。

即存在

所以，在最大載荷34.5MPa作用下，液缸的各項參數滿足ASMEⅧ規范要求。

5 結論

1） 通過有限元分析，在34.5MPa壓力下，液缸的變形較小，最大應力為204.6MPa。大位移區域、高應力區域符合實際。證明建立的有限元模型是正確的。

2） 改變液缸吸入口附近結構，使得液缸在滿足安全和使用要求的前提下具有最優的幾何結構。有限元分析方法有助于設計人員進一步了解設計的正確性和可靠性，節省了試驗成本。

4） 根據分析結果，應力最大處在液缸內腔的尖角過渡處，因此在結構設計時盡量增加過度圓角，減少應力集中。增加液缸的局部硬度，以提高液缸的使用壽命。

5） F1-1600型鉆井泵已投入油田使用，質量輕，使用壽命長。

［1］ 康 亮，徐建寧，駱宏騫，等.F-1300型泥漿泵液力端閥座的有限元分析［J］.石油礦場機械，2009，38（10）：43-45.

［2］ 李洪波，劉振龍，周天明，等.F-1600型泥漿泵閥座的接觸分析［J］.石油礦場機械，2010，39（5）：26-29.

［3］ 洪如瑾，鄧 兵.UG NX6CAD快速入門指導［M］.北京：清華大學出版社，2009.

［4］ 成大先.機械設計手冊［K］.北京：化學工業出版社，2006.

［5］ 陳 威，高學仕，謝 慧.泥漿泵閥箱有限元分析［J］.石油礦場機械，2005，34（2）：59-61.

［6］ 劉鴻文.材料力學［M］.北京：高等教育出版社，2000：36-37.

［7］ B A·阿瓦科夫.鉆井設備的計算［M］.北京：石油工業出版社，1985.