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上海滬工閥門(mén)廠(chǎng)(集團)有限公司

English
滬工閥門(mén)

上海滬工閥門(mén)廠(chǎng)(集團)有限公司

摘要:通過(guò)對鉆井泵閥疲勞壽命的研究,進(jìn)一步闡明泵閥失效的主要機理。利用 ANSYS/LS—DYNA 軟件構建泵閥三維實(shí)體模型,模擬閥盤(pán)沖擊閥座的過(guò)程,得到閥盤(pán)受力分布圖,據此分析脈動(dòng)循環(huán)應力對泵閥疲勞破壞的影響。該分析著(zhù)重考慮了在交變載荷作用下應力集中對加速泵閥失效所帶來(lái)的危害性,完善了泵閥的無(wú)沖擊理論。依據泵閥疲勞壽命曲線(xiàn),對泵閥使用壽命進(jìn)行估算,并提出一種泵閥結構改進(jìn)的新方案,在一定程度上有效減緩了應力集中,對延長(cháng)泵閥使用壽命具有重要的實(shí)用價(jià)值。

關(guān)鍵詞:鉆井泵閥;脈動(dòng)循環(huán)應力;應力集中;疲勞壽命

泵閥是鉆井泵的關(guān)鍵部件和易損件之一,其設計好壞直接影響到泵的工作性能和使用壽命。一方面,要提高泵閥接觸表面耐沖蝕的能力,就必然要增加接觸面的表面硬度,而硬度過(guò)高又會(huì )削弱耐沖擊的性能。另一方面,要提高材料抗沖擊載荷的能力,就必須保證材料有較高的韌性,相應的硬度又會(huì )受影響。此外,盡管泵閥的綜合性能好,但在不同工況條件下,各種性能并不會(huì )同時(shí)發(fā)揮作用,且泵閥的加工成本也會(huì )相應提高。因此,研究泵閥的失效機理對泵閥的設計制造具有重要的指導作用。

一般而言,造成鉆井泵閥失效的原因有沖擊疲勞破壞和沖蝕磨礪磨損(液力磨礪性磨損)兩種。然而通過(guò)對礦場(chǎng)報廢的鉆井泵閥宏觀(guān)和微觀(guān)形貌分析表明,沖擊疲勞破壞是泵閥失效的主要機理,因此在泵閥設計時(shí),要重點(diǎn)考慮泵閥材料的抗沖擊疲勞性能及由零件的局部應力狀態(tài)確定的疲勞強度。

本文依據泵閥在關(guān)閉階段的簡(jiǎn)化模型和泵閥沖擊過(guò)程的有限元動(dòng)力學(xué)模型,重點(diǎn)研究泵閥沖擊時(shí),閥盤(pán)與閥座接觸面上產(chǎn)生應力集中部位的受力形式及程度,并通過(guò)泵閥疲勞壽命曲線(xiàn)對最大應力區進(jìn)行疲勞校核,從而估算泵閥的使用壽命。根據疲勞壽命曲線(xiàn),以泵閥最弱區為對象,通過(guò)改進(jìn)泵閥的結構以降低峰值應力,為高效地利用泵閥提出可行性方案。

1 泵閥應力分析

隨著(zhù)活塞的往復運動(dòng),閥盤(pán)對閥座產(chǎn)生間歇沖擊,泵閥承受沖擊載荷。接觸面上應力由閉合瞬間到產(chǎn)生最大應力再到泵閥開(kāi)啟時(shí)刻,如此循環(huán)沖擊,可以認定泵閥承受脈動(dòng)循環(huán)應力。

在泵閥關(guān)閉階段的簡(jiǎn)化模型中,假定在很小的滯后高度內,閥盤(pán)受力不變,勻加速向下運動(dòng),直至關(guān)閉。根據此模型求出泵閥關(guān)閉時(shí)刻閥盤(pán)的速度和加速度。

文獻中以油田大量使用的 7# 閥為例,選取錐角為 45°(錐角為錐閥母線(xiàn)與軸線(xiàn)之間的夾角),設定閥開(kāi)啟時(shí)曲柄轉角φ=25°,沖次為 120 次/min,泵壓為 15MPa,在曲柄轉角φ=25°~180°之間,對鉆井泵閥阿道爾夫精確微分方程進(jìn)行數值仿真,得到閥盤(pán)的滯后高度為 0.0056m,在此處的速度為﹣0.4067m/s2。利用簡(jiǎn)化模型,可求出泵閥關(guān)閉時(shí)刻閥盤(pán)的速度為﹣19.3676m/s,加速度為﹣33476.65m/s2。

以簡(jiǎn)化模型得到的關(guān)閉時(shí)刻閥盤(pán)的速度和加速度作為運動(dòng)邊界條件,利用 ANSYS/LS—DYNA 軟件構建泵閥的三維模型,模擬閥盤(pán)沖擊閥座的過(guò)程。按泵閥的實(shí)際尺寸建立泵閥整體模型,省略密封圈,根據鉆并泵閥實(shí)際工況設置材料屬性及幾何約束條件,采用 8 結點(diǎn)六面體單元進(jìn)行網(wǎng)格化劃分,建立模型,剖視圖如圖 l 所示。

鉆井泵閥壽命分析圖1
圖 1 泵閥三維模型剖視圖

應用動(dòng)力學(xué)理論分析處理碰撞、滑動(dòng)接觸界面問(wèn)題,得到錐角 45 °、7 #閥閥盤(pán)在閉合階段產(chǎn)生最大局部應力時(shí)的應力分布圖,如圖 2。

鉆井泵閥壽命分析圖2
圖 2 閥盤(pán)應力分布圖

由圖 2 得到閥盤(pán)在沖擊閥座的過(guò)程中,產(chǎn)生的最大局部集中應力為 0.955×109Pa,從而可知泵閥錐面下端應力集中區域承受的脈動(dòng)循環(huán)載荷 0.955×109Pa,周期為 0.5s(泵閥的沖次為 120 次/min),如圖 3。

鉆井泵閥壽命分析圖3
圖 3 錐面下端應力集中區域受力形式

在脈動(dòng)循環(huán)應力作用下,錐面下端應力集中區域更易形成疲勞裂紋,使泵閥的疲勞強度顯著(zhù)降低,這一點(diǎn)與閥座失效的宏觀(guān)形貌中錐面下部發(fā)生嚴重塑性變形的現象完全吻合?梢(jiàn),泵閥沖擊時(shí)應力集中引起的沖擊疲勞是泵閥失效的主要原因。

本文采用三維幾何實(shí)體模型代替文獻中的二維平面模型,將各種類(lèi)型動(dòng)力載荷施加到結構模型的特定受載部分,模擬真實(shí)碰撞過(guò)程。利用 ANSY/LS—DYNA 軟件有限元顯式非線(xiàn)性動(dòng)力分析求解程序,計算得到更加精確的應力解,并且對應力分布的方位有更加直觀(guān)的認識。

2 泵閥材料的S-N曲線(xiàn)

鉆井泵閥的制造材料廣泛采用40Cr鋼,40Cr鋼屬低合金中碳結構鋼,經(jīng)調質(zhì)處理后,具有可塑性好、疲勞強度高、缺口敏感性低、低溫沖擊韌性?xún)?yōu)良等特性。力學(xué)性能見(jiàn)表1。

表1 泵閥材料40Cr鋼調質(zhì)處理態(tài)力學(xué)性能
σb/MPa σ0.2/MPa δs/% ψ%
1080
950
18.0
58.0

文獻給出了 40Cr 鋼光滑試樣在 105~1010 循環(huán)周次范圍內的疲勞壽命(S-N)曲線(xiàn),如圖 4 所示。

鉆井泵閥壽命分析圖4
圖4 40Cr鋼S-N曲線(xiàn)

在 105~108周次范圍內,疲勞曲線(xiàn)可用 Basquin 方程式描述:

鉆井泵閥壽命分析公式1

式中σa——疲勞載荷應力幅;
Nf——σa作用下發(fā)生疲勞破壞時(shí)的載荷循環(huán)周次;
σ'f——疲勞強度系數;
b——疲勞強度指數或 Basquin 指數。

將實(shí)驗結果擬合得到 40Cr 鋼 S-N 曲線(xiàn)的 Basquin 方程為:

σa﹣¹=2431×(2Nf-0.0998 (2)

式中 σa﹣¹——對稱(chēng)循環(huán)疲勞載荷應力幅。

在對稱(chēng)循環(huán)條件下:

σ-1a﹣¹ (3)

式中 σ-1——對稱(chēng)循環(huán)極限應力。

把式(3)代入式(2)得到 40Cr 鋼的對稱(chēng)循環(huán)極限應力與該應力下發(fā)生疲勞破壞時(shí)的循環(huán)周次之間的關(guān)系式:

σ-1=2431×(2Nf-0.0998 (4)

由式(4)可得 40Cr 鋼試樣條件疲勞極限壽命圖,如圖5所示。

鉆井泵閥壽命分析圖5
圖 5 條件疲勞極限壽命圖

3 泵閥疲勞壽命曲線(xiàn)

Peterson 根據大量的實(shí)驗數據,得到在蠕變溫度以下,描述承受交變載荷機械零件的交變應力幅、平均應力與材料機械性能關(guān)系的方程:

鉆井泵閥壽命分析公式2

式中 σa——交變應力幅;
σm——平均應力;
σb——材料抗拉強度。

材料在不同對稱(chēng)循環(huán)極限應力作用下,都有σm=0,代入式(5)得:σa-1,符合對稱(chēng)循環(huán)應力的特性。在脈動(dòng)循環(huán)條件下,脈動(dòng)循環(huán)極限應力 σ0與脈動(dòng)循環(huán)疲勞載荷應力幅 σa0、平均應力 σm之間關(guān)系式為:

鉆井泵閥公式3

代入式(5)中可得材料在同一壽命下所對應的脈動(dòng)循環(huán)極限應力與對稱(chēng)循環(huán)極限應力的關(guān)系式為:

鉆井泵閥公式4

式中 σ0——脈動(dòng)循環(huán)極限應力。

由式(4)與式(7)可得材料發(fā)生疲勞破壞時(shí)的循環(huán)周次與對應的脈動(dòng)循環(huán)極限應力的關(guān)系式:

鉆井泵閥公式5

從而得到泵閥在脈動(dòng)循環(huán)應力作用下的疲勞壽命曲線(xiàn),如圖6。

鉆井泵閥壽命分析圖6
圖 6 泵閥疲勞壽命圖

4 泵閥壽命分析

閥盤(pán)在沖擊閥座的過(guò)程中,所承受最大局部集中0.955×109Pa。根據泵閥疲勞壽命曲線(xiàn),對應的脈動(dòng)循環(huán)周次為 2.1×105,即泵閥的使用壽命約為 25h~30h。由于以上簡(jiǎn)化模型求解時(shí)忽略了實(shí)際工況中存在的兩個(gè)因素,因此得出的結果與實(shí)際泵閥壽命可能略有出入,F對這兩因素分析如下:

一方面,在泵閥關(guān)閉階段簡(jiǎn)化模型和泵閥沖擊過(guò)程有限元動(dòng)力學(xué)模型中認為,閥盤(pán)在高度 5.6mm處,由于強大壓力推動(dòng)快速下落,從而完全忽略水力摩阻和導軌摩阻。在此階段閥盤(pán)受力平衡方程中,由于阻力忽略,求出閥盤(pán)下落時(shí)的速度與加速度比實(shí)際情況下的速度與加速度大。在實(shí)際工況下,閥盤(pán)從最高位置到與閥座接觸,時(shí)間極短。閥盤(pán)運動(dòng)下方的液體受到壓縮變得相對稠密(密度增大),而閥盤(pán)上方的液體又會(huì )變得相對稀。芏葴p。,液體會(huì )由稠密的地方向稀薄的地方流動(dòng),由于快速運動(dòng)的閥盤(pán)上方產(chǎn)生了液體稀薄區域,閥盤(pán)下方的液體就會(huì )極力繞過(guò)閥盤(pán)向閥盤(pán)上方流動(dòng),并帶動(dòng)四周的液體快速填補這一區域,這樣便形成了流體渦旋。有渦旋的地方液體運動(dòng)加速,壓強會(huì )進(jìn)一步減小,因此,對于快速運動(dòng)的閥盤(pán),下方受到的液體壓強遠遠大于上方渦旋處的壓強,上下壓強差對閥盤(pán)產(chǎn)生了一個(gè)向上的阻力,這個(gè)阻力跟渦旋有關(guān),定義為渦旋阻力。在流體中運動(dòng)的閥盤(pán)所受的阻力包括摩擦阻力和渦旋阻力,渦旋阻力要比摩擦阻力大得多,所以在求解時(shí)不叮忽略。

另一方面,在 ANSYS 模擬時(shí)也并未考慮密封圈的緩沖作用。密封圈工作錐面的錐度一般與閥盤(pán)(或閥座)錐度相同,而且前者突出于閥盤(pán)錐面以外。這樣當閥盤(pán)下落時(shí),密封圈首先與閥座接觸,對閥盤(pán)與閥座金屬面之間產(chǎn)生的剛性接觸起緩沖作用。同時(shí),由于密封圈首先與閥座接觸,在閥盤(pán)與閥座之間密封液體,這樣在閥盤(pán)與閥座金屬尚未接觸之前便在金屬間形成“液墊”,從而可以減少閥最后關(guān)閉時(shí)的沖擊。

綜上分析可知,模擬求出的集中應力與實(shí)際有一定差距。為了使結果更接近于實(shí)際數據,可在該模型求出的應力基礎上,再乘一個(gè)考慮實(shí)際阻力和緩沖的折減系數,該系數可通過(guò)實(shí)驗測量得出。假設阻力折減系數為φf,緩沖折減系數為φt,則總折減系數φ=φf×φt,實(shí)際應力σ=φ×σˊ(σˊ為理論應力),然后參照泵閥疲勞壽命圖,可以求得泵閥的使用壽命。需要強調的是,用理論應力得出的泵閥壽命具有一定的安全余量,可以為現場(chǎng)人員及時(shí)更換泵閥提供參考。

5 泵閥的改進(jìn)措施

從圖 2 上可以看到閥盤(pán)下錐角部位呈現出最大應力區域。原因主要是閥盤(pán)與閥座沖擊閉合時(shí),閥盤(pán)錐面與閥座接觸,承受沖擊載荷,在錐面 與閥盤(pán)底部過(guò)渡處結構尺寸急劇變化產(chǎn)生應力集中。應力集中使局部區域的應力值超過(guò)了材料按預定壽命所能承受的應力水平,由此萌生裂紋。疲勞源系在應力集中較大的尖角根部萌生,并向芯部擴展,所以泵閥主要從錐角與閥盤(pán)底部改進(jìn)。在泵閥其它結構及性能不變的情形下,為了減少應力集中,底面設計為圓弧型,并與錐面采用圓滑過(guò)渡(此時(shí)圓弧半徑為 88.54mm)。泵閥改進(jìn)前后的零件圖如圖 6 所示。

對改進(jìn)后的泵閥做 ANSYS/LS—DYNA 三維動(dòng)態(tài)模擬分析,建立模型,剖視圖如圖 7。

鉆井泵閥壽命分析圖7
圖 7 泵閥改進(jìn)前后結構圖

得到閥盤(pán)在閉合階段產(chǎn)生最大局部應力時(shí)的應力分布圖,如圖 8。

鉆井泵閥壽命分析圖8
圖 8 改進(jìn)后泵閥三維模型剖視圖

由圖 8 可知,最大局部應力出現在錐角偏上方,為 0.834×109Pa,比原來(lái)泵閥承受的最大應力 0.955×109Pa 減小了 12.67%。將求出的應力代入泵閥疲勞壽命圖 6,得到泵閥的壽命為 210h~320h。結構改進(jìn)后,泵閥的壽命大大提高。

此外,改進(jìn)后的閥體在流體中運動(dòng)時(shí)還能有效地減小水力摩阻,減緩流體中磨礪性物質(zhì)對底部及錐面的沖蝕磨損,閥盤(pán)落在閥座上時(shí)的密封效果也有所改善。

6 結論

(1)利用 ANSYS/LS—DYNA 軟件對閥盤(pán)沖擊閥座做三維實(shí)體動(dòng)態(tài)模擬,得到?jīng)_擊過(guò)程中泵閥產(chǎn)生最大局部應力時(shí)的應力分布圖,分析閥盤(pán)下錐角處應力集中的受力形式與程度。

(2)針對鉆井泵閥的沖擊疲勞破壞,通過(guò)分析泵閥材料在對稱(chēng)循環(huán)應力下的條件疲勞極限,得到泵閥在脈動(dòng)循環(huán)載荷作用下的疲勞壽命曲線(xiàn)。依據此曲線(xiàn),校核由泵閥關(guān)閉階段簡(jiǎn)化模型和泵閥沖擊過(guò)程有限元動(dòng)力學(xué)模型求出的最大集中應力,估算泵閥的使用壽命。

(3)提出一種可降低應力集中的泵閥結構改進(jìn)方案,從根本上減緩泵閥的沖擊疲勞破壞,對指導泵閥設計,進(jìn)一步延長(cháng)泵閥的使用壽命有一定的參考價(jià)值。


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