徐騰飛

摘 要：在正常鉆井過程中，井下動力鉆具多采用花鍵連接形式，開展花鍵連接分析，有利于改進(jìn)結(jié)構(gòu)實(shí)現(xiàn)優(yōu)化設(shè)計(jì)、提高整機(jī)的疲勞極限，增加井下鉆具的安全系數(shù)，延長使用壽命。本文通過對比不同載荷下接觸面的接觸應(yīng)力值發(fā)現(xiàn)，接觸應(yīng)力受扭矩的影響較大，通過增加鍵齒數(shù)量可以顯著降低接觸應(yīng)力，產(chǎn)生疲勞裂紋的點(diǎn)將增多，通過分析優(yōu)選出J30×6型花鍵滿足大扭矩工況設(shè)計(jì)需求。

關(guān)鍵詞：大扭矩工況；井下工具；仿真分析；接觸分析

中圖分類號： TE92 文獻(xiàn)標(biāo)識碼： A 文章編號： 1673-1069（2016）12-186-2

1 井下工具花鍵受力分析

由于井下工況條件復(fù)雜，鉆壓對扭矩的影響很大，在鉆井過程中，花鍵所受的扭轉(zhuǎn)負(fù)荷在較大的變化范圍內(nèi)反復(fù)變化，花鍵的工作平面承受大小不斷變化的壓力載荷。在交變載荷作用下，由于零件的結(jié)構(gòu)幾何尺寸變化部位多，存在過多應(yīng)力集中的區(qū)域，由于應(yīng)力集中使得局部范圍內(nèi)的應(yīng)力達(dá)到較高的水平，從而在這些部位更加容易出現(xiàn)裂紋并擴(kuò)展，當(dāng)鉆壓扭矩過大時，裂紋將進(jìn)一步擴(kuò)展，一瞬間發(fā)生斷裂，造成嚴(yán)重的井下事故。

疲勞裂紋從發(fā)生、擴(kuò)展到斷裂的時間就是一個零件的疲勞壽命，疲勞壽命與材料的機(jī)械性質(zhì)、結(jié)構(gòu)幾何形狀、應(yīng)力水平等多種因素有關(guān)，應(yīng)力應(yīng)變集中區(qū)的局部應(yīng)力和應(yīng)變是決定零件疲勞強(qiáng)度和壽命的主導(dǎo)因素。開展花鍵連接分析，有利于改進(jìn)結(jié)構(gòu)實(shí)現(xiàn)優(yōu)化設(shè)計(jì)、提高整機(jī)的疲勞極限，增加井下鉆具的安全系數(shù)，延長使用壽命。

2 花鍵尺寸設(shè)計(jì)

由于井下空間有限，花鍵的幾何尺寸的確定取決于內(nèi)套筒主體結(jié)構(gòu)的外徑和上外套的內(nèi)徑，花鍵的外徑應(yīng)小于上外套的內(nèi)徑，花鍵的內(nèi)徑應(yīng)大于內(nèi)套筒主體結(jié)構(gòu)尺寸的外徑。其相互之間的幾何尺寸關(guān)系圖如圖1所示。

花鍵連接強(qiáng)度計(jì)算公式如下：P=≤[P]

式中：ψ——載荷分配不均系數(shù)，與齒數(shù)有關(guān)；一般取值0.7-0.8，齒數(shù)多時取偏小值[1]；T——花鍵的工作扭矩，N·m；z——花鍵齒數(shù)；l——齒的工作長度，mm；h——花鍵齒側(cè)面的工作高度，矩形花鍵h=-2C，C為倒角尺寸，D為外花鍵的大徑，d為內(nèi)花鍵的小徑，mm；dm——花鍵的平均直徑，矩形花鍵dm=（D+d）/2，mm；[P]——花鍵連接的許用壓力，MPa。

花鍵在傳遞扭矩的過程中還需要具備滑動功能，故選用矩形花鍵，根據(jù)所對應(yīng)的扭矩，設(shè)計(jì)出如表1所述的三種型號的花鍵連接形式。三種花鍵連接的大徑、小徑以及工作長度相同，主要區(qū)別在于連接花鍵的齒寬和花鍵齒數(shù)不同。

3 有限元接觸分析

花鍵在傳遞扭矩過程中的強(qiáng)度和接觸齒面的接觸力是花鍵設(shè)計(jì)計(jì)算所要考慮的兩個最重要的參數(shù)，通過Ansys有限元分析軟件可以完成不同載荷下的受力分析，完成三種不同型號的花鍵的優(yōu)選工作。

在Ansys中對花鍵連接副進(jìn)行分析，首先需要建立花鍵的有限元網(wǎng)格模型。根據(jù)表1中花鍵尺寸參數(shù)，建立花鍵連接的有限元網(wǎng)格模型。在建立模型的過程中需要完成如下假設(shè)：①花鍵接觸長度足夠長，可以將花鍵連接的受力分析認(rèn)同為平面應(yīng)力應(yīng)變；②各花鍵齒的受力均勻；③井下鉆具的軸向力全部由座封減釘承擔(dān)，花鍵連接部位不受軸向力的影響；④花鍵連接內(nèi)外不存在壓差。

3.1 建立模型及邊界條件

針對所建立的花鍵連接有限元模型，采用平面應(yīng)力單元Solid183。該單元是一個高階二維8節(jié)點(diǎn)單元，每個節(jié)點(diǎn)有兩個自由度，具有二次位移函數(shù)，可以作為平面應(yīng)力應(yīng)變單元或者軸對稱單元等。對上外套內(nèi)花鍵與內(nèi)套筒外花鍵間接觸部分進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)分，模型共生成節(jié)點(diǎn)10607個，單元3497個，材料彈性模量2.06×105MPa，泊松比0.3[2]。

由于在工作狀態(tài)下花鍵的齒數(shù)均參與嚙合，故需要設(shè)置與齒數(shù)相同數(shù)目的接觸對，接觸面均在一個方向上，本文以外花鍵的左齒面建立接觸面，以內(nèi)花鍵的左齒面簡歷目標(biāo)面，接觸單元采用Contact172，目標(biāo)面單元采用Target169建立接觸若干對接觸對。在定義邊界條件時，將內(nèi)套筒（外花鍵）的內(nèi)徑沿圓周方向完全約束，在上外套（內(nèi)花鍵）的外徑處施加不同的扭矩作用。由于Ansys中實(shí)體單元的節(jié)點(diǎn)無扭轉(zhuǎn)自由度，所傳遞的扭矩不能直接加到實(shí)體單元上，本文在需要施加扭矩處將轉(zhuǎn)動自由度耦合到節(jié)點(diǎn)上，通過變換坐標(biāo)系施加集中力從而實(shí)現(xiàn)扭轉(zhuǎn)。

3.2 計(jì)算結(jié)果分析

在上述有限元模型及邊界條件上針對三種不同的花鍵形式施加扭矩3000N·m，完成花鍵連接的分析計(jì)算，其對應(yīng)的Mises應(yīng)力云圖和接觸面上的接觸壓力云圖如圖2-圖4所示。

由Mises壓力云圖可知，在3000N·m的扭矩作用下，J30×6花鍵、J24×6花鍵、J24×8花鍵的最大應(yīng)力分別為26.002MPa、25.145MPa和18.226MPa，若花鍵材料均選用35CrMo，在空載下移動的動連接其許用應(yīng)力、許用擠壓應(yīng)力為60MPa，因此可以認(rèn)為其強(qiáng)度是合理的，具備可行性。最大應(yīng)力出現(xiàn)在內(nèi)花鍵或者外花鍵齒根嚙合處，對比J30×6花鍵、J24×6花鍵可知當(dāng)齒寬較大時，花鍵鍵齒寬度小幅度減小時對應(yīng)力的影響不大，通過J24×6花鍵、J24×8花鍵分析可知齒數(shù)的數(shù)量對花鍵強(qiáng)度的影響很大，在扭矩作用下，內(nèi)套筒內(nèi)徑周圍的應(yīng)力值大于上外套外徑周圍的應(yīng)力值。

4 結(jié)論

①對比不同型號的花鍵可以推斷兩種不同鍵齒寬度下其對應(yīng)的接觸應(yīng)力變化不大，在載荷一定的情況下，而通過增加鍵齒數(shù)量可以顯著降低接觸應(yīng)力。②由于鍵齒數(shù)的增加，其應(yīng)力集中區(qū)域的數(shù)量將增加，產(chǎn)生疲勞裂紋的點(diǎn)將增多。通過分析可得J30×6型花鍵可行。

參 考 文 獻(xiàn)

[1] 韓曉娟.撓性花鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算[J].燕山大學(xué)學(xué)報(bào)，2001，25（1）.

[2] 王慶國，陳大兵.基于有限元法的漸開線花鍵聯(lián)接接觸分析[J].機(jī)械傳動，2014.