摘要：通過對鉆井泵閥疲勞壽命的研究，進一步闡明泵閥失效的主要機理。利用 ANSYS/LS—DYNA 軟件構(gòu)建泵閥三維實體模型，模擬閥盤沖擊閥座的過程，得到閥盤受力分布圖，據(jù)此分析脈動循環(huán)應(yīng)力對泵閥疲勞破壞的影響。該分析著重考慮了在交變載荷作用下應(yīng)力集中對加速泵閥失效所帶來的危害性，完善了泵閥的無沖擊理論。依據(jù)泵閥疲勞壽命曲線，對泵閥使用壽命進行估算，并提出一種泵閥結(jié)構(gòu)改進的新方案，在一定程度上有效減緩了應(yīng)力集中，對延長泵閥使用壽命具有重要的實用價值。
關(guān)鍵詞：鉆井泵閥；脈動循環(huán)應(yīng)力；應(yīng)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(shè)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，而硬度過高又會削弱耐沖擊的性能。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(yīng)的硬度又會受影響。此外，盡管泵閥的綜合性能好，但在不同工況條件下，各種性能并不會同時發(fā)揮作用，且泵閥的加工成本也會相應(yīng)提高。因此，研究泵閥的失效機理對泵閥的設(shè)計制造具有重要的指導(dǎo)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。然而通過對礦場報廢的鉆井泵閥宏觀和微觀形貌分析表明，沖擊疲勞破壞是泵閥失效的主要機理，因此在泵閥設(shè)計時，要重點考慮泵閥材料的抗沖擊疲勞性能及由零件的局部應(yīng)力狀態(tài)確定的疲勞強度。
本文依據(jù)泵閥在關(guān)閉階段的簡化模型和泵閥沖擊過程的有限元動力學(xué)模型，重點研究泵閥沖擊時，閥盤與閥座接觸面上產(chǎn)生應(yīng)力集中部位的受力形式及程度，并通過泵閥疲勞壽命曲線對最大應(yīng)力區(qū)進行疲勞校核，從而估算泵閥的使用壽命。根據(jù)疲勞壽命曲線，以泵閥最弱區(qū)為對象，通過改進泵閥的結(jié)構(gòu)以降低峰值應(yīng)力，為高效地利用泵閥提出可行性方案。
1 泵閥應(yīng)力分析
隨著活塞的往復(fù)運動，閥盤對閥座產(chǎn)生間歇沖擊，泵閥承受沖擊載荷。接觸面上應(yīng)力由閉合瞬間到產(chǎn)生最大應(yīng)力再到泵閥開啟時刻，如此循環(huán)沖擊，可以認(rèn)定泵閥承受脈動循環(huán)應(yīng)力。
在泵閥關(guān)閉階段的簡化模型中，假定在很小的滯后高度內(nèi)，閥盤受力不變，勻加速向下運動，直至關(guān)閉。根據(jù)此模型求出泵閥關(guān)閉時刻閥盤的速度和加速度。
文獻中以油田大量使用的 7# 閥為例，選取錐角為 45°（錐角為錐閥母線與軸線之間的夾角），設(shè)定閥開啟時曲柄轉(zhuǎn)角φ=25°，沖次為 120 次／min，泵壓為 15MPa，在曲柄轉(zhuǎn)角φ=25°~180°之間，對鉆井泵閥阿道爾夫精確微分方程進行數(shù)值仿真，得到閥盤的滯后高度為 0.0056m，在此處的速度為﹣0.4067m/s2。利用簡化模型，可求出泵閥關(guān)閉時刻閥盤的速度為﹣19.3676m/s，加速度為﹣33476.65m/s2。
以簡化模型得到的關(guān)閉時刻閥盤的速度和加速度作為運動邊界條件，利用 ANSYS/LS—DYNA 軟件構(gòu)建泵閥的三維模型，模擬閥盤沖擊閥座的過程。按泵閥的實際尺寸建立泵閥整體模型，省略密封圈，根據(jù)鉆并泵閥實際工況設(shè)置材料屬性及幾何約束條件，采用 8 結(jié)點六面體單元進行網(wǎng)格化劃分，建立模型，剖視圖如圖 l 所示。
圖 1 泵閥三維模型剖視圖
應(yīng)用動力學(xué)理論分析處理碰撞、滑動接觸界面問題，得到錐角 45 °、7 #閥閥盤在閉合階段產(chǎn)生最大局部應(yīng)力時的應(yīng)力分布圖，如圖 2。
圖 2 閥盤應(yīng)力分布圖
由圖 2 得到閥盤在沖擊閥座的過程中，產(chǎn)生的最大局部集中應(yīng)力為 0.955×109Pa，從而可知泵閥錐面下端應(yīng)力集中區(qū)域承受的脈動循環(huán)載荷 0.955×109Pa，周期為 0.5s（泵閥的沖次為 120 次／min)，如圖 3。
圖 3 錐面下端應(yīng)力集中區(qū)域受力形式
在脈動循環(huán)應(yīng)力作用下，錐面下端應(yīng)力集中區(qū)域更易形成疲勞裂紋，使泵閥的疲勞強度顯著降低，這一點與閥座失效的宏觀形貌中錐面下部發(fā)生嚴(yán)重塑性變形的現(xiàn)象完全吻合。可見，泵閥沖擊時應(yīng)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體模型代替文獻中的二維平面模型，將各種類型動力載荷施加到結(jié)構(gòu)模型的特定受載部分，模擬真實碰撞過程。利用 ANSY/LS—DYNA 軟件有限元顯式非線性動力分析求解程序，計算得到更加精確的應(yīng)力解，并且對應(yīng)力分布的方位有更加直觀的認(rèn)識。
2 泵閥材料的S-N曲線
鉆井泵閥的制造材料廣泛采用40Cr鋼，40Cr鋼屬低合金中碳結(jié)構(gòu)鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理后，具有可塑性好、疲勞強度高、缺口敏感性低、低溫沖擊韌性優(yōu)良等特性。力學(xué)性能見表1。
| 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(nèi)的疲勞壽命（S-N）曲線，如圖 4 所示。
圖4 40Cr鋼S-N曲線
在 105~108周次范圍內(nèi)，疲勞曲線可用 Basquin 方程式描述：
式中σa——疲勞載荷應(yīng)力幅；
Nf——σa作用下發(fā)生疲勞破壞時的載荷循環(huán)周次；
σ'f——疲勞強度系數(shù)；
b——疲勞強度指數(shù)或 Basquin 指數(shù)。
將實驗結(jié)果擬合得到 40Cr 鋼 S-N 曲線的 Basquin 方程為：
σa﹣1=2431×（2Nf）-0.0998 （2）
式中 σa﹣1——對稱循環(huán)疲勞載荷應(yīng)力幅。
在對稱循環(huán)條件下：
σ-1=σa﹣1 （3）
式中 σ-1——對稱循環(huán)極限應(yīng)力。
把式（3）代入式（2）得到 40Cr 鋼的對稱循環(huán)極限應(yīng)力與該應(yīng)力下發(fā)生疲勞破壞時的循環(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。
圖 5 條件疲勞極限壽命圖
3 泵閥疲勞壽命曲線
Peterson 根據(jù)大量的實驗數(shù)據(jù)，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(yīng)力幅、平均應(yīng)力與材料機械性能關(guān)系的方程：
式中 σa——交變應(yīng)力幅；
σm——平均應(yīng)力；
σb——材料抗拉強度。
材料在不同對稱循環(huán)極限應(yīng)力作用下，都有σm=0，代入式（5）得：σa=σ-1，符合對稱循環(huán)應(yīng)力的特性。在脈動循環(huán)條件下，脈動循環(huán)極限應(yīng)力 σ0與脈動循環(huán)疲勞載荷應(yīng)力幅 σa0、平均應(yīng)力 σm之間關(guān)系式為：
代入式（5）中可得材料在同一壽命下所對應(yīng)的脈動循環(huán)極限應(yīng)力與對稱循環(huán)極限應(yīng)力的關(guān)系式為：
式中 σ0——脈動循環(huán)極限應(yīng)力。
由式（4）與式（7）可得材料發(fā)生疲勞破壞時的循環(huán)周次與對應(yīng)的脈動循環(huán)極限應(yīng)力的關(guān)系式：
從而得到泵閥在脈動循環(huán)應(yīng)力作用下的疲勞壽命曲線，如圖6。
圖 6 泵閥疲勞壽命圖
4 泵閥壽命分析
閥盤在沖擊閥座的過程中，所承受最大局部集中0.955×109Pa。根據(jù)泵閥疲勞壽命曲線，對應(yīng)的脈動循環(huán)周次為 2.1×105，即泵閥的使用壽命約為 25h~30h。由于以上簡化模型求解時忽略了實際工況中存在的兩個因素，因此得出的結(jié)果與實際泵閥壽命可能略有出入。現(xiàn)對這兩因素分析如下：
一方面，在泵閥關(guān)閉階段簡化模型和泵閥沖擊過程有限元動力學(xué)模型中認(rèn)為，閥盤在高度 5.6mm處，由于強大壓力推動快速下落，從而完全忽略水力摩阻和導(dǎo)軌摩阻。在此階段閥盤受力平衡方程中，由于阻力忽略，求出閥盤下落時的速度與加速度比實際情況下的速度與加速度大。在實際工況下，閥盤從最高位置到與閥座接觸，時間極短。閥盤運動下方的液體受到壓縮變得相對稠密（密度增大），而閥盤上方的液體又會變得相對稀薄（密度減小），液體會由稠密的地方向稀薄的地方流動，由于快速運動的閥盤上方產(chǎn)生了液體稀薄區(qū)域，閥盤下方的液體就會極力繞過閥盤向閥盤上方流動，并帶動四周的液體快速填補這一區(qū)域，這樣便形成了流體渦旋。有渦旋的地方液體運動加速，壓強會進一步減小，因此，對于快速運動的閥盤，下方受到的液體壓強遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于上方渦旋處的壓強，上下壓強差對閥盤產(chǎn)生了一個向上的阻力，這個阻力跟渦旋有關(guān)，定義為渦旋阻力。在流體中運動的閥盤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，所以在求解時不叮忽略。
另一方面，在 ANSYS 模擬時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（或閥座）錐度相同，而且前者突出于閥盤錐面以外。這樣當(dāng)閥盤下落時，密封圈首先與閥座接觸，對閥盤與閥座金屬面之間產(chǎn)生的剛性接觸起緩沖作用。同時，由于密封圈首先與閥座接觸，在閥盤與閥座之間密封液體，這樣在閥盤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)閉時的沖擊。
綜上分析可知，模擬求出的集中應(yīng)力與實際有一定差距。為了使結(jié)果更接近于實際數(shù)據(jù)，可在該模型求出的應(yīng)力基礎(chǔ)上，再乘一個考慮實際阻力和緩沖的折減系數(shù)，該系數(shù)可通過實驗測量得出。假設(shè)阻力折減系數(shù)為φf，緩沖折減系數(shù)為φt，則總折減系數(shù)φ＝φf×φt，實際應(yīng)力σ=φ×σˊ（σˊ為理論應(yīng)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(diào)的是，用理論應(yīng)力得出的泵閥壽命具有一定的安全余量，可以為現(xiàn)場人員及時更換泵閥提供參考。
5 泵閥的改進措施
從圖 2 上可以看到閥盤下錐角部位呈現(xiàn)出最大應(yīng)力區(qū)域。原因主要是閥盤與閥座沖擊閉合時，閥盤錐面與閥座接觸，承受沖擊載荷，在錐面 與閥盤底部過渡處結(jié)構(gòu)尺寸急劇變化產(chǎn)生應(yīng)力集中。應(yīng)力集中使局部區(qū)域的應(yīng)力值超過了材料按預(yù)定壽命所能承受的應(yīng)力水平，由此萌生裂紋。疲勞源系在應(yīng)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底部改進。在泵閥其它結(jié)構(gòu)及性能不變的情形下，為了減少應(yīng)力集中，底面設(shè)計為圓弧型，并與錐面采用圓滑過渡（此時圓弧半徑為 88.54mm）。泵閥改進前后的零件圖如圖 6 所示。
對改進后的泵閥做 ANSYS/LS—DYNA 三維動態(tài)模擬分析，建立模型，剖視圖如圖 7。
圖 7 泵閥改進前后結(jié)構(gòu)圖
得到閥盤在閉合階段產(chǎn)生最大局部應(yīng)力時的應(yīng)力分布圖，如圖 8。
圖 8 改進后泵閥三維模型剖視圖
由圖 8 可知，最大局部應(yīng)力出現(xiàn)在錐角偏上方，為 0.834×109Pa，比原來泵閥承受的最大應(yīng)力 0.955×109Pa 減小了 12.67％。將求出的應(yīng)力代入泵閥疲勞壽命圖 6，得到泵閥的壽命為 210h~320h。結(jié)構(gòu)改進后，泵閥的壽命大大提高。
此外，改進后的閥體在流體中運動時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，閥盤落在閥座上時的密封效果也有所改善。
6 結(jié)論
（1）利用 ANSYS/LS—DYNA 軟件對閥盤沖擊閥座做三維實體動態(tài)模擬，得到?jīng)_擊過程中泵閥產(chǎn)生最大局部應(yīng)力時的應(yīng)力分布圖，分析閥盤下錐角處應(yīng)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，通過分析泵閥材料在對稱循環(huán)應(yīng)力下的條件疲勞極限，得到泵閥在脈動循環(huán)載荷作用下的疲勞壽命曲線。依據(jù)此曲線，校核由泵閥關(guān)閉階段簡化模型和泵閥沖擊過程有限元動力學(xué)模型求出的最大集中應(yīng)力，估算泵閥的使用壽命。
（3）提出一種可降低應(yīng)力集中的泵閥結(jié)構(gòu)改進方案，從根本上減緩泵閥的沖擊疲勞破壞，對指導(dǎo)泵閥設(shè)計，進一步延長泵閥的使用壽命有一定的參考價值。
