李洪波，王洪濤，宋加民，張?zhí)镌?，?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(chǎn)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(shù)頻繁，經(jīng)常影響鉆井隊的正常生產(chǎn)。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(chǎn)生疲勞破壞，液缸內(nèi)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(chǎn)生疲勞破壞而過早失效［2］。筆者認為分析液缸的結(jié)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(nèi)腔承受最大壓力時進行了靜力分析，根據(jù)分析結(jié)果提出改進液缸結(jié)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?nèi)往復運動，低壓泥漿由下端的吸入口吸入，流經(jīng)下閥總成，變?yōu)楦邏耗酀{，再在活塞的推動下經(jīng)上閥總成由上部側(cè)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(jié)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(nèi)部的結(jié)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(jié)構，為了減少計算單元，減少解方程的個數(shù)，節(jié)省計算時間，取結(jié)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(nèi)部部分小圓角、外側(cè)面上密封槽、背部螺栓孔，這些局部小結(jié)構對于有限元分析結(jié)果影響較小，因此忽略。對上端的大型內(nèi)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(yōu)質(zhì)結(jié)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(wǎng)格劃分如圖3b所示。鑒于液缸的結(jié)構較復雜，筆者選用10節(jié)點的二階實體四面體單元 CQUAD10［4，6］進行網(wǎng)格劃分。根據(jù)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(wǎng)格劃分后得到液缸的單元數(shù)為99 664。對有限元模型進行檢查，顯示無失敗單元，網(wǎng)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(jié)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(jù)邊界條件的分析，對液缸施加的載荷是：①內(nèi)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(jīng)過液體壓力、內(nèi)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(tài)多約束（SESTATIC 101-Multi Constraint），分析類型選擇結(jié)構分析。求解經(jīng)過再次綜合數(shù)據(jù)檢查，確認無誤后進行解算。

3 有限元分析結(jié)果

3.1 位移云圖

液缸節(jié)點綜合位移云圖如圖5所示，液缸的最大位移發(fā)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(shù)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(cè)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(fā)生位移也是最大。

圖5 液缸節(jié)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(fā)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(huán)變應力。這時液缸內(nèi)腔在高壓泥漿作用下必然產(chǎn)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(shù)［4，6］為

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

根據(jù)文獻［6］～［7］得知，安全系數(shù)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(jù)ASME規(guī)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(shù)，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(shù)滿足ASMEⅧ規(guī)范要求。

5 結(jié)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(qū)域、高應力區(qū)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(jié)構，使得液缸在滿足安全和使用要求的前提下具有最優(yōu)的幾何結(jié)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(jié)省了試驗成本。

4） 根據(jù)分析結(jié)果，應力最大處在液缸內(nèi)腔的尖角過渡處，因此在結(jié)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(zhì)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(yè)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(yè)出版社，1985.