XSL675型旋扣水龍頭提環(huán)有限元分析

馮慶東，張林海，侯 宇，馮耀東，任義磊

（1.南陽二機石油裝備（集團）有限公司，河南南陽473006；2.南陽理工學院機械與汽車工程學院，河南南陽473004）

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XSL675型旋扣水龍頭提環(huán)有限元分析

馮慶東1，2，張林海2，侯 宇2，馮耀東1，任義磊2

（1.南陽二機石油裝備（集團）有限公司，河南南陽473006；2.南陽理工學院機械與汽車工程學院，河南南陽473004）

摘要：根據石油鉆機X SL675型旋扣水龍頭提環(huán)的設計圖，通過UG建立其整體三維實體模型，按照API Spec 8C規(guī)范要求和材料的抗拉性能試驗數據，確定本構關系和加載方式。運用ABAQUS有限元分析軟件，計算了提環(huán)在額定載荷和超負荷條件下的應力狀況，分析了提環(huán)的應力分布規(guī)律。并根據API Spec 8C規(guī)范要求設置危險下限和安全上限，顯示了提環(huán)的危險區(qū)域和安全區(qū)域，提出了改進和優(yōu)化措施，為石油鉆機旋扣水龍頭提環(huán)的安全設計和結構優(yōu)化提供參考。

關鍵詞：提升系統；旋扣水龍頭；提環(huán)；應力分析

水龍頭是石油鉆機循環(huán)系統的重要部件，其既要和上部的游車大鉤保持相對靜止，又要帶動與之下部相連的鉆桿實現旋轉運動，受力狀況復雜。在工作狀態(tài)下，其下部懸掛鉆柱，內部輸送高壓鉆井液［1-2］。旋扣水龍頭主要由旋轉部分、固定部分、密封部分和旋扣部分等組成。旋轉部分由中心管、接頭、推力軸承等組成；固定部分由殼體、上下蓋、鵝頸管、提環(huán)和柱銷等組成；承轉部分由主軸承、防跳軸承和下扶正軸承等組成；密封部分由沖管總成和上下油封等組成；旋扣部分由風動馬達、齒輪、單向氣控摩擦離合器等組成［3-4］。

旋扣水龍頭提環(huán)一般呈U形，其上端（U形底部）掛在大鉤上，下端耳環(huán)（柱銷孔）通過柱銷與水龍頭殼體相連。水龍頭提環(huán)是游吊系統中的主要受力構件，承載著水龍頭、方鉆桿、鉆桿等全部重力，其力學性能直接關系到水龍頭的工作安全性［5］。水龍頭提環(huán)形狀很不規(guī)則，截面變化較大，具有幾何非線性和較大的局部應力集中。在實際工作中，提環(huán)受到拉伸、扭轉、彎曲等多種載荷的作用，受力狀況復雜［6］。因此，本文對X SL675型旋扣水龍頭提環(huán)進行有限元計算和分析，為石油鉆機水龍頭提環(huán)的設計及結構優(yōu)化提供理論依據。

1 XSL675型旋扣水龍頭提環(huán)概述

X SL675型旋扣水龍頭的結構形式按南陽二機石油裝備（集團）有限公司（以下簡稱南陽二機集團）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(guī)范》和G B/T 19190《石油天然氣工業(yè)鉆井和采油提升設備》的要求。提環(huán)由合金鋼整體鍛造而成，進行調質處理和表面處理，其強度和韌性較高［7］。提環(huán)最低設計溫度與工作溫度均為－20℃，熱處理后的力學性能按照A S T M A370《鋼制品力學性能試驗的標準試驗方法和定義》和Q/R G J204.4—2005《鍛件通用技術條件》進行試驗。提環(huán)與其他部件的連接部分符合S Y/T 5288—2000《鉆采提升設備主要連接尺寸》規(guī)定。X SL675型旋扣水龍頭提環(huán)的結構如圖1所示。

圖1　XSL675型旋扣水龍頭提環(huán)結構

南陽二機集團制造的X SL675型旋扣水龍頭提環(huán)材質為35 CrMoA，按照API Spec 8C規(guī)范規(guī)定和合金鋼手冊數據，該材料的力學性能參數如表1所示。表1中的數值是API規(guī)范中規(guī)定的最小值，實際生產的提環(huán)材料參數一般高于表中的數值。

表1　35Cr M oA鋼的力學性能參數

2 提環(huán)的有限元建模和加載

根據X SL675型旋扣水龍頭提環(huán)的產品設計圖，運用UG建立整體三維實體模型。考慮到提環(huán)形狀很不規(guī)則，截面變化較大，對部分部位進行簡化處理。將耳環(huán)與U形環(huán)臂連接處的過度圓弧面簡化為平面，忽略耳環(huán)棱角上對應力分布影響不大的小圓角［8］，建立的X SL675型旋扣水龍頭提環(huán)的有限元分析模型如圖2所示。

圖2　XSL675型旋扣水龍頭提環(huán)的有限元模型

根據材料的試驗數據，采用彈塑性硬化材料的線性本構關系，建立提環(huán)的有限元分析模型加載方式。加載時認為載荷恒定，忽略提環(huán)隨游車大鉤在游動中的自重和振動因素，施加對稱約束［9］。在這種本構關系中，忽略了提環(huán)材料的熱處理效應，計算結果偏于安全。35 CrMoA鋼的拉伸試驗曲線如圖3所示。X SL675型旋扣水龍頭提環(huán)的額定載荷為6 615 k N。利用建立的有限元模型，運用有限元分析軟件ABAQUS計算分析提環(huán)在額定載荷和超負荷條件下的應力分布。提環(huán)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3　35 CrMoA鋼的拉伸試驗曲線

3 提環(huán)的有限元計算及分析

3.1 額定載荷下提環(huán)的應力分布

在額定載荷6 615 k N下，X SL675型旋扣水龍頭提環(huán)的Mises應力云圖如圖4所示，可以看出：最大應力值為530.3MPa，小于API規(guī)范中材料的屈服極限550MPa，說明提環(huán)在額定載荷下整體處于彈性狀態(tài)。

圖4　額定載荷下提環(huán)的Mises應力云圖

提環(huán)的較大應力部位出現在耳環(huán)柱銷孔的外側邊緣處，以及上部U形環(huán)的外側，最大應力值530.3MPa位于耳環(huán)柱銷孔的外側邊緣處。提取最大應力所在區(qū)域的局部應力云圖，如圖5所示，左右2個耳環(huán)的應力狀況相同。由圖5可以看出：最大應力值530.3MPa發(fā)生在耳環(huán)柱銷孔的外側邊緣棱角附近，所占區(qū)域極小且深度極淺，應該是建模簡化引起的應力集中，不會影響提環(huán)的整體強度。

圖6為提環(huán)U形環(huán)的局部應力云圖，可以看出：該部分的最大應力為240.8MPa，較大應力區(qū)域發(fā)生在U形環(huán)內側與大鉤接觸和非接觸位置的邊緣處，所處的區(qū)域很小且深度很淺，主要是加載時采用質量塊的影響所致。去除較大應力的危險區(qū)域后，剩余部分的應力云圖如圖7所示，可以看出：該部分最大應力值104.3MPa出現在連接臂內側，遠小于材料的屈服極限。

圖5　額定載荷下提環(huán)的耳環(huán)局部Mises應力云圖

圖6　額定載荷下提環(huán)U形環(huán)的局部Mises應力云圖

圖7　提環(huán)截去危險區(qū)域后的局部Mises應力云圖

分析結果表明：提環(huán)的耳環(huán)柱銷孔外側邊緣處應力較大但小于材料的屈服極限，提環(huán)其余部位的應力均處于安全范圍內，提環(huán)整體在額定載荷下處于彈性狀態(tài)，安全余量足夠。

3.2 2.25倍額定載荷下提環(huán)的應力分布

圖8是在2.25倍額定載荷（14 883.75 k N）下水龍頭提環(huán)的Mises應力云圖。由圖8可以看出：在2.25倍額定載荷的超負荷條件下，提環(huán)的一些部位已經出現了少量塑性變形；提環(huán)的危險部位還是出現在耳環(huán)柱銷孔的外側邊緣棱角附近，最大應力值為629.3MPa，大于API規(guī)范中材料的屈服極限550MPa，但小于材料的抗拉極限725MPa；另一危險部位出現在U形段，最大應力586.8MPa，稍大于API規(guī)范中材料的屈服極限550MPa，但小于材料的抗拉極限725MPa。對照機械設計手冊中材料的屈服極限為835MPa，抗拉極限為980MPa，超載情況下的最大應力小于材料的屈服極限。因此，X SL675型旋扣水龍頭提環(huán)在2.25倍額定載荷的條件下還可以滿足強度要求。

圖8　2.25倍額定載荷下提環(huán)的Mises應力云圖

提環(huán)耳環(huán)的局部應力云圖如圖9所示，可以看出：最大應力值629.3MPa出現在耳環(huán)柱銷孔的外側邊緣棱角附近，發(fā)生的塑性區(qū)域較大但深度很淺，應系建模簡化及加載質量塊引起的應力集中，對提環(huán)的整體強度不會有太大影響。

圖9　2.25倍額定載荷下耳環(huán)的局部Mises應力云圖

圖10為提環(huán)U形環(huán)的局部應力云圖，可以看出：該部分的最大應力值為586.8MPa，較大應力區(qū)域發(fā)生在U形環(huán)內側與大鉤接觸與非接觸位置的邊緣處，所處的區(qū)域已較大但深度很淺，主要受加載方式影響所致，會在U形環(huán)內側與大鉤接觸和非接觸位置的邊緣處形成較淺的壓痕。去除較大應力的危險區(qū)域后，剩余部分的應力云圖如圖11所示，可以看出：該部分最大應力值524.7MPa出現在連接臂內側，小于材料的屈服極限550MPa，所占區(qū)域雖大但深度較淺。

圖10　2.25倍額定載荷下U形環(huán)的局部Mises應力云圖

圖11　截去危險區(qū)域后提環(huán)的局部Mises應力云圖

分析結果表明：在2.25倍額定載荷的超負荷條件下，提環(huán)的耳環(huán)柱銷孔處和U形環(huán)內側已有部分區(qū)域進入塑性狀態(tài)；但危險截面上彈性部分仍然占很大比例，總體變形由彈性變形控制而不會太大，此時提環(huán)仍能安全承載，足夠滿足安全系數為2.25的技術條件，但可能會產生一定的殘余塑性變形。兩側臂桿內側也是水龍頭提環(huán)的薄弱環(huán)節(jié)，最終設計和制造時也應提高該部位的強度和表面硬度。U形環(huán)與耳環(huán)的過渡脖頸處應力值也較大，但區(qū)域較小且深度較淺。其余部位的應力均很小且分布較為均勻，說明提環(huán)這些部位在2.25倍額定載荷下的安全余量足夠。由于水龍頭提環(huán)整體受彈性變形控制，總的變形仍很小，提環(huán)能夠安全承載，而且少量塑性變形可能對改善提環(huán)的應力分布有利，使提環(huán)材料得到充分應用，提高提環(huán)的承載能力。

4 危險區(qū)域和安全區(qū)域的應力顯示

按照API Spec 8C規(guī)范要求［10］，有限元計算結果需清晰顯示在額定載荷下構件危險區(qū)域和安全區(qū)域的應力分布情況。可按材料的屈服極限比安全系數比1.33（σs/S/1.33）設置危險區(qū)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(qū)域的上限值。提環(huán)材料35 CrMoA滿足API Spec 8C規(guī)范要求的屈服極限為550MPa，則其危險下限值為σs/S/1.33＝550/2.25/1.33＝183.8MPa，安全上限值為σs/S/10＝550/2.25/10＝24.44MPa。

按照183.8MPa的下限值和24.44MPa上限值，分別設置提環(huán)在額定載荷下的計算結果，其應力分布情況分別如圖12～13所示。由圖12可以看出：提環(huán)的危險區(qū)域出現在耳環(huán)柱銷孔的外側邊緣處，以及U形環(huán)內側與大鉤接觸邊緣處，所占面積很小且深度較淺。由圖13可以看出：提環(huán)的安全區(qū)域主要分布于耳環(huán)柱銷孔頂端靠內側區(qū)域，臂桿外側區(qū)域，以及U形環(huán)內側與大鉤接觸不到的區(qū)域。結果表明：提環(huán)在額定載荷下整體處于較為安全的工作狀態(tài)，可以再提高危險部位的強度和表面硬度，優(yōu)化安全區(qū)域的結構設計，以使提環(huán)應力分布更加均勻，進一步提高承載能力和減少整體質量。

圖12　提環(huán)設定危險下限值的Mises應力云圖

圖13　提環(huán)設定安全上限值的Mises應力云圖

5 結論

1） 在額定載荷下，提環(huán)上的最大Mises等效應力小于材料的屈服極限，提環(huán)整體處于彈性應力狀態(tài)，安全余量足夠。提環(huán)的危險部位出現在耳環(huán)柱銷孔的外側邊緣處以及上部U形環(huán)的外側。

2） 在2.25倍額定載荷的超負荷條件下，在耳環(huán)柱銷孔的外側邊緣以及U形環(huán)內側與大鉤接觸的邊緣處均出現少量塑性變形，最大應力值處于耳環(huán)柱銷孔的外側邊緣，但塑性區(qū)域均較小且深度較淺。其他部位的應力均小于材料的屈服極限，提環(huán)整體仍受彈性變形控制，還能夠安全承載。

3） 由于實際生產中，提環(huán)材料的實際屈服極限高于API Spec 8C要求的數值，并且計算中未考慮提環(huán)材料的熱處理強化效應，故計算結果偏于安全。少量塑性變形可使提環(huán)的應力分布趨于均勻，提高材料的利用率，承載能力可進一步提高。

4） 對于API Spec 8C要求警示的危險部位，耳環(huán)柱銷孔的外側邊緣處以及U形環(huán)內側與大鉤接觸邊緣處，可采用適當的熱處理方式提高局部強度和表面硬度。對于安全部位，可進行結構優(yōu)化設計，從而使提環(huán)應力分布更加均勻，承載能力進一步提高并減輕質量。

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Finite Element Analysis on XSL675 SWivel Bail of Oil Drilling Rig

FENG Qingdong1，2，ZHANG Linhai2，H O U YU2，FENG Yaodong1，REN Yilei2
（1. RG Petro-Mɑchinery（Group）Co.，Ltd.，Nɑnyɑng 473006，Chinɑ；2.Schoolof Mechɑnicɑl ɑnd Automotiυe Engineering，Nɑnyɑng Institute of Technology，Nɑnyɑng 473004，Chinɑ）

Abstract：Based on the design drawings，X SL675 rotating-screw swivel bail of oil drilling rig was modeled in three-dimension entities bYUsing UG program ming. According to the API Spec 8C specification and material tensile test data，the constitutive relation and loading mode were established. The stress states of the swivel bail with the rated load and overload were nu merically investigated using the finite element analysis software ABAQUS to obtain the corresponding stress distributions. After the risk and safety limits were set according to the API Spec 8C specification，the danger and safety areas on the swivel bail were illustrated. Finally，so me im provement and optimization measures were introduced to provide the basis for the security design and structure optimization of the rotating-screw swivel bail.

Key Words：lifting system；rotating-screw swivel；bail；stress analysis

作者簡介：馮慶東（1971-），男，河南南陽人，高級工程師，博士，主要從事石油裝備技術及應用和結構強度與可靠性方面的研究，E-mail：fqd404fqd @ 163.com。

收稿日期：2015-07-23

文章編號：1001-3482（2016）01-0046-05

中圖分類號：T E926

文獻標識碼：A

doi：10.3969/j.issn.1001-3482.2016.01.011