DG675型大鉤鉤身有限元強度分析與設計優化

劉春友（海城市石油機械制造有限公司，遼寧　海城114218）

DG675型大鉤鉤身有限元強度分析與設計優化

劉春友
（海城市石油機械制造有限公司，遼寧海城114218）

針對DG675型大鉤使用壽命短及損壞嚴重的問題，采用Solidworks12軟件對大鉤鉤身進行了優化設計，應用ANSYS對其進行了有限元強度分析。得到鉤身最大等效應力、最大主應力、最小主應力以及第二主應力，并分析得出主應力的位置和危險截面。將鉤身材料T217B改為ZG20Ni2Cr MoM，采用API8C和ASME相關標準對最大鉤載條件下的強度進行了分析和校驗，分析結果完全符合標準要求。

大鉤；有限元；優化設計

DG675大鉤是9 000 m石油鉆機游吊系統最重要的部件之一（如圖1），在鉆井作業中的主要作用為起下鉆具、懸持鉆柱、下套管；卡鉆或遇阻時提拔鉆柱，在解卡破阻排除事故時，可能要承受2倍最大鉆柱質量的靜載荷。傳統大鉤鉤身的應力處理方法是將載荷在鉤體承載表面上均勻分布，并將載荷離散后施加［1］。此方法計算量大，且很難反映出大鉤鉤身真實的受力情況，而鉤身是大鉤承載的最重要的零件，鉤身的使用壽命、強度和可靠性直接決定鉆井作業的安全。在鉆井作業復雜工況、最大鉆柱重力和交變載荷的共同反復作用下，對鉤身的綜合力學性能、安全可靠性要求極高。

本文利用ANSYS有限元分析軟件，直接將最大鉤載加載到鉤身工作部位，對DG675型大鉤鉤身的應力進行計算分析，真實反映出鉤身的應力分布情況，為大鉤的可靠性提供了更為精準的理論校核依據，并用ZG20Ni2Cr Mo-M鑄鋼件替換了原來的T-217B材料。材料的屈服強度由原來的655 MPa提高到690 MPa，提高了鉤身的綜合力學性能，更加有效地提高了大鉤的使用壽命和安全可靠性。

圖1　DG675型大鉤結構

1　建立有限元模型

1.1模型簡化和有限元網格劃分

建立完整的鉤身幾何模型，對鉤身部分倒角和圓角在建模時作了簡化處理。分析計算使用的軟件為ANSYS WORKBENCH。根據API 8C標準［2］和ASME標準［3］的相關規定，對大鉤受力模型進行簡化：假設施加在大鉤上的載荷恒定，不隨時間變化；假設大鉤鉤身的工況載荷、試驗工況載荷分別為6750kN和13500kN。為了提高計算結果的精度，在有限元網格劃分時，采用軟件默認的整體網格自由剖分，Relevance的值選最大值100［4］，這樣剖分的網格密度最高；經過計算機網格剖分，鉤身的節點數37 059個，單元數21 678個。有限元模型如圖2所示。

圖2　大鉤鉤身有限元模型

1.2邊界條件的確定

由于大鉤鉤身是軸對稱結構，建立的模型在對稱面上不能有位移［5］。在1／2鉤身——主鉤工作部位的對稱面上施加對稱約束，對鉤體圓筒施加垂直方向固定約束，即uy=0。載荷和約束的施加如圖3所示。

圖3　大鉤鉤身邊界條件和載荷

1.3大鉤鉤身材料的力學性能

大鉤鉤身材料采用ZG20Ni2Cr MoM的優質合金鑄鋼，其力學性能如表1。

表1　大鉤鉤身材料的力學性能

2　有限元結果分析

DG675型大鉤主鉤受到鉆具系統向下的載荷作用，根據ASMEⅧ第2冊AD篇校驗部分的規定，應分別校核大鉤在最大工作工況載荷6750kN和最大試驗工況載荷13500kN條件下的強度是否滿足要求。經有限元分析計算可知，主鉤載荷在6750k N和13500k N條件下分別對應的應力分布為：最大主應力如圖4a、圖5a；Von Mises等效應力（第四強度理論相當應力）如圖4b、圖5b；最小主應力如圖4c、圖5c；第二主應力如圖4d、圖5d。

圖4　最大工作工況載荷6 750 k N應力分布云圖

圖5　最大試驗載荷13 500 k N下鉤身應力云圖

應力計算結果如表2～3所示。

表2　鉤身最大工作工況載荷（6 750 k N）應力計算數據

表3　鉤身最大試驗工況載荷（13 500 k N）應力計算數據

由表2～3可知，最大應力發生在鉤身主鉤的承載部位。主鉤載荷6750kN時應力集中處Von Mises等效應力為352.802 MPa；載荷13500kN時應力集中處Von Mises等效應力為705.604 MPa，均小于材料的極限強度795MPa，滿足材料強度要求。

3　結論

采用載荷直接加載在主鉤工作部位，并根據API8C標準和ASME標準的有關要求，建立了DG675大鉤鉤身承載模型，更精準地模擬實際工況，并在最大試驗工況載荷13500kN條件下對其進行強度分析計算。分析結果表明，其最大應力均小于極限強度795MPa，滿足設計強度要求。鉤身材料采用ZG20Ni2CrMoM優質鑄鋼件，材料的屈服強度提高到690MPa。通過本次設計優化和材料改進，提高了鉤身的安全性、可靠性、使用壽命，有效解決了大鉤在承受鉆具最大交變沖擊載荷時對鉤身損壞的問題。該方法可推廣用于DG450、DG315、DG320、DG225系列大鉤游吊系統。

［1］楊紅剛，蒲容春，駱宏騫，等.DG900型大鉤鉤體有限元強度分析［J］.石油礦場機械，2008，37（10）：43-46.

［2］API SPEC 8C，Specification for Drilling and Production Hoisting Equipment（PSL 1 and PSL2）［S］.2003.

［3］ASME，Boiler and Pressure Vessel Code（sectionⅧDi-vision 2）［S］.2001.

［4］祝效華，余志祥.ANSYS高級工程有限元分析范例精選［D］.北京：電子工業出版社，2004.

［5］劉一杰.P-2000型高壓泥漿泵閥座有限元分析與工藝優化［J］.石油礦場機械，2014，43（1）：34-37.

Finite Element Strength Analysis and Design Optimization of DG675 Hook Body

LIU Chunyou
（Haicheng Petroleum Machinery Manufacture Co．，Ltd．，Haicheng 114218，China）

To solve the problem of short service life and serious damage of DG675 Hook body，Solidworks 12 is used to optimize the design；ANSYSis used to analyze its strength，the values of maximum equivalent stress，maximum principal stress，minimum principal stress and second prin-cipal stress are obtained，and the location of primary stress and critical section are also worked out.The material T-217B of hook body is replaced with high quality ZG20Ni2Cr Mo-M，then the hook strength is analyzed and verified as per API spec.8C&ASME，and simulation results com-pletely meet the requirements of the standards.

hook；finite element；optimizing desig n

TE923

A

10.3969／j.issn.1001-3482.2015.12.007

1001-3482（2015）12-0027-04

2015-06-30

劉春友（1971-），男，遼寧海城人，工程師，現從事石油機械產品設計工作，Email：lnxclcy＠163.com。