XSL450型石油鉆機旋扣水龍頭殼體有限元分析

馬世榜，黃榮杰，馮慶東，張林海

(1.南陽師范學院 機電工程學院，河南 南陽 473061；2.南陽理工學院 機械與汽車工程學院，河南 南陽 473004；3.南陽二機石油裝備(集團)有限公司，河南 南陽 473006)*

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XSL450型石油鉆機旋扣水龍頭殼體有限元分析

馬世榜1，黃榮杰1，馮慶東2，3，張林海2

(1.南陽師范學院 機電工程學院，河南 南陽 473061；2.南陽理工學院 機械與汽車工程學院，河南 南陽 473004；3.南陽二機石油裝備(集團)有限公司，河南 南陽 473006)*

摘要：為保證石油鉆機旋扣水龍頭殼體的質量及安全，提高設計效率，通過SolidWorks軟件建立了XSL450型石油鉆機旋扣水龍頭殼體的三維實體模型，針對額定載荷和2.25倍額定載荷2種工況下，運用ANSYS有限元分析軟件，分別計算了殼體在額定載荷和超負荷條件下的應力狀況，分析了殼體的應力分布規律。并根據API Spec 8C規范要求設置危險下限和安全上限，顯示了2種工況下殼體的危險區域和安全區域，結果顯示殼體是安全的。提出了改進和優化措施，為XSL450型石油鉆機旋扣水龍頭殼體的安全設計和結構優化提供依據。

關鍵詞：旋扣水龍頭；殼體；有限元模型；應力分析

水龍頭是石油鉆機的關鍵部件，它既要和上部的游車大鉤保持相對靜止狀態，又要能帶動與之下部相連的鉆桿實現旋轉運動。在正常工作狀態下，其下部懸掛鉆柱，內部輸送高壓鉆井液，受力情況非常復雜，其工作性能的好壞直接影響整個鉆機的安全性能、鉆井效率、鉆井質量和鉆井成本[1]。水龍頭主要由旋轉部分和固定部分等組成。旋轉部分由中心管等組成；固定部分由殼體、上蓋、下蓋、鵝頸管、提環和提環銷等組成。其中，殼體是承載中心管的重要零件，其通過與提環連接實現水龍頭與游車大鉤的連接，承擔著自重以及鉆桿工作載荷，要求必須承載能力強，安全可靠。

水龍頭殼體形狀結構復雜，截面變化大，受力狀況復雜，具有幾何非線性和較大的局部應力集中，難以用解析方法進行設計計算，在設計時一般進行設計載荷試驗的方法，但這種方法較為耗時耗力。有限元分析方法是石油裝備設計分析的有效方法，在強度設計分析等方面[2-10]能夠給出較準確的結果。因此，本文通過對水龍頭殼體進行有限元計算和分析，為殼體的設計及結構優化提供理論依據。

1概述

XSL450型旋扣水龍頭殼體的產品結構形式是按南陽二機石油裝備(集團)有限公司產品系列形式，產品的設計計算按照API Spec 8C—2012《鉆井和采油提升設備規范》和GB/T 19190《石油天然氣工業 鉆井和采油提升設備》要求。殼體結構比較復雜，由整體鑄造而成，然后進行調質處理和表面處理，提高其強度和韌性。殼體的工作溫度和最低設計溫度均為-20 ℃，最終熱處理后的力學性能按照ASTM A370《鋼制品力學性能試驗的標準試驗方法和定義》進行試驗。殼體與其他部件的連接部分符合SY/T 5288—2000《鉆采提升設備主要連接尺寸》規定。

南陽二機集團制造的XSL450型旋扣水龍頭殼體的材質為ZG28CrNiMoA，按照API Spec 8C規范規定，該材料的力學性能參數如表1所示。

表1　ZG28CrNiMoA的力學性能參數

2有限元建模和加載

根據產品要求性能及功能要求，利用SolidWorks軟件建立XSL450型旋扣水龍頭殼體整體三維實體模型?？紤]到殼體形狀極不規則，截面變化復雜，局部細節會影響到計算結果精度，對倒角等部分部位進行簡化處理。按照殼體的設計尺寸，建立XSL450旋扣水龍頭殼體的有限元分析模型，如圖1所示。為保證殼體的產品質量及工作安全，分別計算額定載荷和2.25倍額定載荷超負荷條件下殼體的應力，并對其強度進行校核。

XSL450型旋扣水龍頭殼體載荷主要是通過吊耳進行固定支撐，下部通過圓筒肩部承載。根據材料的試驗數據，采用理想彈塑性材料的本構關系，建立XSL450型旋扣水龍頭殼體的有限元分析模型加載方式，忽略了殼體材料的強化效應，計算結果偏于安全。加載時認為載荷恒定，忽略水龍頭在游動中的自重和振動因素。利用建立的有限元模型，運用ANSYS有限元分析軟件，分別計算分析殼體在額定載荷和超負荷條件下的應力分布。殼體形狀復雜，幾何非線性對其整體應力影響較大，在截面突變處具有較大的應力集中，應重點分析。

圖1　XSL450型旋扣水龍頭殼體的有限元模型

3額定載荷工況下有限元分析

額定載荷(4 500 kN)下，XSL450型旋扣水龍頭殼體的Mises應力云圖如圖2所示。由圖2可以看出：最大應力值為408.28 MPa，小于API規范中材料的屈服極限520 MPa，遠小于材料的抗拉強度690 MPa，說明XSL450型旋扣水龍頭殼體在額定載荷下整體處于彈性狀態。殼體的危險薄弱環節出現在吊耳部位。

將殼體的圓筒肩部和2個耳部應力局部放大，如圖3所示，可以看出整體上應力沿圓筒肩部和耳部所在的公共截面上較為均勻的分布，局部應力最大應力作用面積小，深度較淺，且小于屈服極限，說明殼體額定外載荷作用下受力整體比較均勻，安全余量是足夠的。

設定危險下限區域應力顯示值，去掉吊耳部位較大危險應力區域后，剩余部分的應力云圖如圖4所示，可以看出：該部分較大應力仍出現在吊耳部位附近，最大應力值為362.9 MPa，遠小于材料的屈服極限。其余部位的應力值均很小，說明殼體整體處于安全范圍內，在額定工況條件下殼體的安全余量足夠。

圖2　額定載荷下殼體的Mises應力云圖

圖3　額定載荷下殼體危險區域的Mises應力云圖

圖4　額定載荷下殼體設定危險下

42.25倍額定載荷工況下有限元分析

在2.25倍額定載荷超負荷(10 125 kN)工況條件下XSL450型旋扣水龍頭殼體的Mises應力云圖如圖5所示。由圖5可以看出：在2.25倍額定載荷的超負荷條件下，殼體整體應力極值位置出現在兩耳部內側，最大應力值為504.81 MPa，小于材料的屈服極限520 MPa，遠小于材料的抗拉強度690 MPa，此處應力局部放大圖如圖6所示。由圖6可以看出：最大應力主要集中在圓筒肩部，極大值所在區域面積較小，所占比例很小且深度很淺，說明殼體在2.25倍額定外載荷作用下整體受力仍然比較均勻，安全余量是足夠的。

圖5　2.25倍額定載荷下殼體的Mises應力云圖

圖6　2.25倍額定載荷下殼體危險區域的Mises應力云圖

設定危險下限區域應力顯示值，去掉吊耳部位較大危險應力區域后，剩余部分的應力云圖如圖7所示，可以看出：最大應力小于材料的屈服極限520 MPa，而且應力分布較為均勻，說明殼體在2.25倍額定載荷超負荷工況下的安全余量是足夠的。

5危險區域和安全區域的應力顯示

按照API Spec 8C規范要求，有限元計算結果需清晰顯示在額定載荷下，構件危險區域和安全區域的應力分布情況。可按材料的屈服極限比安全系

圖7　2.25倍額定載荷下殼體設定危險

數比1.33(σs/s/1.33)設置危險區域下限值，按材料的屈服極限比安全系數比10(σs/s/10)設置安全區域的上限值。殼體材料ZG28CrNiMoA滿足API Spec 8C規范要求的屈服極限為520 MPa，則其危險下限值為σs/s/1.33=520/2.25/1.33=173.8 MPa，安全上限值為σs/s/10=520/2.25/10=23.1 MPa。

按照173.8 MPa的下限值和23.1 MPa上限值分別進行設置并計算，其應力分布情況分別如圖8～9所示。

圖8　額定載荷殼體設定危險下限值的Mises應力云圖

圖9　額定載荷殼體設定安全應力上限的Mises應力云圖

由圖8可以看出：殼體大于173.8 MPa的危險區域出現在吊耳部提環銷孔下半部分，所占區域均較小且深度很淺。由圖9可以看出：殼體小于23.1 MPa的安全區域主要分布于外側耳架、背部耳槽及筒體部分區域。說明殼體在額定載荷下整體處于較為安全的工作狀態，可以再提高危險部位的強度和表面硬度，優化安全區域的結構設計，以使提環應力分布更加均勻，進一步提高承載能力和減少整體質量。

6結論

1)在額定載荷下，殼體上最大Mises等效應力遠小于材料的屈服極限，殼體處于彈性應力狀態。殼體整體受力比較均勻地分布在外徑裝配推力軸承的軸圓筒肩部位，最危險區域出現在吊耳局部，所受應力沿吊耳部位提環銷孔外徑軸肩圓周均勻分布，具有足夠的安全余量。

2)在2.25倍額定載荷的超負荷加載條件下，計算顯示殼體等效應力極大值仍然位于吊耳部處，但等效應力仍然沒有超出材料的屈服極限，有較足的安全余量。分析表明2.25倍額定載荷是檢驗殼體承載能力的合理參數。

3)由于實際生產中，殼體材料的實際屈服極限高于API Spec 8C規范要求的值，并且計算中未考慮軸向推力軸承對殼體材料的硬化效應，故計算結果偏于安全。

4)可以提高殼體吊耳部提環銷孔等部位的強度和表面硬度，對吊耳等部位進行結構優化，減少體積及質量，進一步提高強度和安全性。

參考文獻：

[1]孫娟.SL675型高壓重載水龍頭設計研究[J].石油礦場機械，2010，39(4)：74-76.

[2]劉志剛.SL170型旋轉水龍頭有限元分析及結構改進[J].石油礦場機械，2015，44(2)：84-87.

[3]邱亞玲，賀敏，王維，等.頂驅動力水龍頭有限元分析與結構優化[J].機械設計與制造，2010(8)：35-37.

[4]余華俐，許敬方，劉彥國.基于ANSYS的石油鉆采水龍頭模態分析[J].制造業自動化，2009，31(1)：26-28.

[5]蔣波，趙毅紅，王軍領，等.基于ANSYS的提環有限元分析及優化[J].揚州大學學報(自然科學版)，2011，14(4)：60-63.

[6]陳海林，薛明晉，夏美忠，等.基于Pro/E和ANSYS的提環實體建模與有限元分析[J].石油礦場機械，2008，37(12)：19-21.

[7]楊紅剛，蒲容春，駱宏騫，等.DG900型水龍頭殼體有限元強度分析[J].石油礦場機械，2008，37 (10)：43-46.

[8]張良，趙旭平.計算機模擬技術在鑄造中的應用[J].石油機械，2006，34 (9)：92-94.

[9]余華俐，許敬方，劉彥國.基于ANSYS的石油鉆采水龍頭模態分析[J].制造業自動化，2009，31(1)：26-28.

[10]武喜懷，武婧文，李玉峰，等.對修井機額定鉤載與最大鉤載的探討和分析[J].內蒙古石油化工，2011 (22)：53-56.

Finite Element Analysis of XSL450 Rotary Swivel Shell of Oil Drilling Rig

MA Shibang1，HUANG Rongjie1，FENG Qingdong2，3，ZHANG Linhai2

(1.SchoolofElectromechanicEngineering，NanyangNormalUniversity，Nanyang473061，China；2.SchoolofMechanicalandAutomotiveEngineering，NanyangInstituteofTechnology，Nanyang473004，China；3.RGPetro-Machinery(Group)Co.，Ltd.，Nanyang473006，China)

Abstract：To ensure XSL450 rotary swivel shell of oil drilling rig quality and safety，to improve the efficiency of design，the three-dimensional entity model of XSL450 rotary swivel shell of oil drilling rig was built with SolidWorks software.In the two kinds of rated load and 2.25 times rated load working conditions，the stress of XSL450 rotary swivel shell working with rated load or overload rated load was calculated by using ANSYS finite element analysis software.The stress distributing rule of shell was analyzed.According to API Spec 8C specification requirements，the lower limit and upper limit of safety stress were set in above two kinds of working conditions，the stress of danger zone and safe zone were showed，the results shows that the XLS 450 rotary swivel shell was safe under rated load or 2.25 times rated load working conditions.The measures of improvement and optimization were put forward.This provides the basis for safety design and structure optimization of XSL450 rotary swivel shell of oil drilling rig.

Keywords：rotary swivel；shell；finite element model；stress analysis

中圖分類號：TE923

文獻標識碼：A

doi：10.3969/j.issn.1001-3482.2016.04.011

作者簡介：馬世榜(1978-)，男，河南唐河人，講師，博士，主要從事機電一體化技術、石油裝備技術及應用等方面的研究，E-mail：mshibang@126.com。

基金項目：河南省科技攻關項目(122102210403)；南陽師范學院博士科研專項項目(ZX2014092)

收稿日期：2015-10-22

文章編號：1001-3482(2016)04-0043-04