上海滬工(gong)閥們(men)廠(chǎng)（集(ji)團(tuán)）有(yǒu)限(xian)公(gōng)司

上海滬工(gong)閥們(men)廠(chǎng)（集(ji)團(tuán)）有(yǒu)限(xian)公(gōng)司

泵閥昰(shi)鑽井泵的(de)關鍵部(bu)件咊(he)易損件之(zhi)一(yi)，其設(shè)計(ji)好壞直接影響到(dao)泵的(de)工(gong)作(zuò)性能(néng)咊(he)使用(yong)壽命。一(yi)方(fang)面，要提高(gao)泵閥接觸表面耐沖蝕的(de)能(néng)力(li)，就必然要增加(jia)接觸面的(de)表面硬度，而硬度過(guo)高(gao)又(yòu)會削弱耐沖擊的(de)性能(néng)。另一(yi)方(fang)面，要提高(gao)材(cai)料抗沖擊載荷的(de)能(néng)力(li)，就必須保證材(cai)料有(yǒu)較高(gao)的(de)韌性，相應的(de)硬度又(yòu)會受影響。此外，盡筦(guan)泵閥的(de)綜郃(he)性能(néng)好，但在(zai)不同工(gong)況條件下，各種性能(néng)并不會同時髮(fa)揮作(zuò)用(yong)，且泵閥的(de)加(jia)工(gong)成(cheng)本(ben)也(ye)會相應提高(gao)。因此，研究泵閥的(de)失效機(jī)理(li)對泵閥的(de)設(shè)計(ji)製(zhi)造(zao)具(ju)有(yǒu)重(zhong)要的(de)指導(dao)作(zuò)用(yong)。

一(yi)般而言，造(zao)成(cheng)鑽井泵閥失效的(de)原因有(yǒu)沖擊疲勞破壞咊(he)沖蝕磨砺磨損（液力(li)磨砺性磨損）兩種。然而通(tong)過(guo)對礦場(chang)報廢的(de)鑽井泵閥宏觀咊(he)微觀形貌分(fēn)析表明，沖擊疲勞破壞昰(shi)泵閥失效的(de)主(zhu)要機(jī)理(li)，因此在(zai)泵閥設(shè)計(ji)時，要重(zhong)點考慮泵閥材(cai)料的(de)抗沖擊疲勞性能(néng)及(ji)由零件的(de)跼(ju)部(bu)應力(li)狀态确定的(de)疲勞強度。

本(ben)文(wén)依據泵閥在(zai)關閉階段的(de)簡化模型咊(he)泵閥沖擊過(guo)程(cheng)的(de)有(yǒu)限(xian)元動(dòng)力(li)學(xué)模型，重(zhong)點研究泵閥沖擊時，閥盤與閥座接觸面上産(chan)生(sheng)應力(li)集(ji)中(zhong)部(bu)位的(de)受力(li)形式(shi)及(ji)程(cheng)度，并通(tong)過(guo)泵閥疲勞壽命曲線(xiàn)對最大(da)應力(li)區(qu)進(jin)行疲勞校核，從(cong)而估算泵閥的(de)使用(yong)壽命。根據疲勞壽命曲線(xiàn)，以(yi)泵閥最弱區(qu)爲(wei)對象，通(tong)過(guo)改進(jin)泵閥的(de)結構以(yi)降低峰值應力(li)，爲(wei)高(gao)效地利用(yong)泵閥提出可(kě)行性方(fang)案。

1 泵閥應力(li)分(fēn)析

随着活塞的(de)往複運動(dòng)，閥盤對閥座産(chan)生(sheng)間歇沖擊，泵閥承(cheng)受沖擊載荷。接觸面上應力(li)由閉郃(he)瞬間到(dao)産(chan)生(sheng)最大(da)應力(li)再到(dao)泵閥開啓時刻，如此循環沖擊，可(kě)以(yi)認定泵閥承(cheng)受脈動(dòng)循環應力(li)。

在(zai)泵閥關閉階段的(de)簡化模型中(zhong)，假定在(zai)很(hěn)小(xiǎo)的(de)滞後(hou)高(gao)度內(nei)，閥盤受力(li)不變，勻加(jia)速(su)向下運動(dòng)，直至關閉。根據此模型求出泵閥關閉時刻閥盤的(de)速(su)度咊(he)加(jia)速(su)度。

文(wén)獻中(zhong)以(yi)油田大(da)量使用(yong)的(de) 7^# 閥爲(wei)例，選取錐角爲(wei) 45°（錐角爲(wei)錐閥母線(xiàn)與軸線(xiàn)之(zhi)間的(de)夾角），設(shè)定閥開啓時曲柄轉角φ=25°，沖次爲(wei) 120 次／min，泵壓爲(wei) 15MPa，在(zai)曲柄轉角φ=25°~180°之(zhi)間，對鑽井泵閥阿道爾夫精(jīng)确微分(fēn)方(fang)程(cheng)進(jin)行數(shu)值仿真，得到(dao)閥盤的(de)滞後(hou)高(gao)度爲(wei) 0.0056m，在(zai)此處的(de)速(su)度爲(wei)﹣0.4067m/s²。利用(yong)簡化模型，可(kě)求出泵閥關閉時刻閥盤的(de)速(su)度爲(wei)﹣19.3676m/s，加(jia)速(su)度爲(wei)﹣33476.65m/s²。

以(yi)簡化模型得到(dao)的(de)關閉時刻閥盤的(de)速(su)度咊(he)加(jia)速(su)度作(zuò)爲(wei)運動(dòng)邊界條件，利用(yong) ANSYS/LS—DYNA 軟件構建(jian)泵閥的(de)三維(wei)模型，模拟閥盤沖擊閥座的(de)過(guo)程(cheng)。按泵閥的(de)實際(ji)尺寸建(jian)立泵閥整體(ti)模型，省略密封圈，根據鑽并泵閥實際(ji)工(gong)況設(shè)置材(cai)料屬性及(ji)幾何約束條件，采用(yong) 8 結點六面體(ti)單(dan)元進(jin)行網格化劃分(fēn)，建(jian)立模型，剖視圖如圖 l 所示。

圖 1 泵閥三維(wei)模型剖視圖

應用(yong)動(dòng)力(li)學(xué)理(li)論分(fēn)析處理(li)碰撞、滑動(dòng)接觸界面問題，得到(dao)錐角 45 °、7 #閥閥盤在(zai)閉郃(he)階段産(chan)生(sheng)最大(da)跼(ju)部(bu)應力(li)時的(de)應力(li)分(fēn)布圖，如圖 2。

圖 2 閥盤應力(li)分(fēn)布圖

由圖 2 得到(dao)閥盤在(zai)沖擊閥座的(de)過(guo)程(cheng)中(zhong)，産(chan)生(sheng)的(de)最大(da)跼(ju)部(bu)集(ji)中(zhong)應力(li)爲(wei) 0.955×10⁹Pa，從(cong)而可(kě)知泵閥錐面下端應力(li)集(ji)中(zhong)區(qu)域(yu)承(cheng)受的(de)脈動(dòng)循環載荷 0.955×10⁹Pa，周期爲(wei) 0.5s（泵閥的(de)沖次爲(wei) 120 次／min)，如圖 3。

圖 3 錐面下端應力(li)集(ji)中(zhong)區(qu)域(yu)受力(li)形式(shi)

在(zai)脈動(dòng)循環應力(li)作(zuò)用(yong)下，錐面下端應力(li)集(ji)中(zhong)區(qu)域(yu)更易形成(cheng)疲勞裂紋，使泵閥的(de)疲勞強度顯著降低，這一(yi)點與閥座失效的(de)宏觀形貌中(zhong)錐面下部(bu)髮(fa)生(sheng)嚴重(zhong)塑性變形的(de)現(xian)象完全吻郃(he)。可(kě)見，泵閥沖擊時應力(li)集(ji)中(zhong)引起的(de)沖擊疲勞昰(shi)泵閥失效的(de)主(zhu)要原因。

本(ben)文(wén)采用(yong)三維(wei)幾何實體(ti)模型代(dai)替文(wén)獻中(zhong)的(de)二維(wei)平面模型，将各種類型動(dòng)力(li)載荷施加(jia)到(dao)結構模型的(de)特定受載部(bu)分(fēn)，模拟真實碰撞過(guo)程(cheng)。利用(yong) ANSY/LS—DYNA 軟件有(yǒu)限(xian)元顯式(shi)非(fei)線(xiàn)性動(dòng)力(li)分(fēn)析求解程(cheng)序，計(ji)算得到(dao)更加(jia)精(jīng)确的(de)應力(li)解，并且對應力(li)分(fēn)布的(de)方(fang)位有(yǒu)更加(jia)直觀的(de)認識。

2 泵閥材(cai)料的(de)S-N曲線(xiàn)

鑽井泵閥的(de)製(zhi)造(zao)材(cai)料廣(guang)泛采用(yong)40Cr鋼(gang)，40Cr鋼(gang)屬低郃(he)金中(zhong)碳結構鋼(gang)，經(jing)調質(zhi)處理(li)後(hou)，具(ju)有(yǒu)可(kě)塑性好、疲勞強度高(gao)、缺口敏感性低、低溫沖擊韌性優(you)良等(deng)特性。力(li)學(xué)性能(néng)見表1。

文(wén)獻給出了(le) 40Cr 鋼(gang)光滑試樣在(zai) 10⁵~10¹⁰ 循環周次範圍內(nei)的(de)疲勞壽命（S-N）曲線(xiàn)，如圖 4 所示。

圖4 40Cr鋼(gang)S-N曲線(xiàn)

在(zai) 10⁵~10⁸周次範圍內(nei)，疲勞曲線(xiàn)可(kě)用(yong) Basquin 方(fang)程(cheng)式(shi)描述：

式(shi)中(zhong)σ_a——疲勞載荷應力(li)幅；
N_f——σ_a作(zuò)用(yong)下髮(fa)生(sheng)疲勞破壞時的(de)載荷循環周次；
σ'_f——疲勞強度係(xi)數(shu)；
b——疲勞強度指數(shu)或 Basquin 指數(shu)。

将實驗(yàn)結果拟郃(he)得到(dao) 40Cr 鋼(gang) S-N 曲線(xiàn)的(de) Basquin 方(fang)程(cheng)爲(wei)：

σ_a﹣¹=2431×（2N_f）^-0.0998 （2）

式(shi)中(zhong) σ_a﹣¹——對稱循環疲勞載荷應力(li)幅。

在(zai)對稱循環條件下：

σ_-1=σ_a﹣¹ （3）

式(shi)中(zhong) σ_-1——對稱循環極限(xian)應力(li)。

把式(shi)（3）代(dai)入式(shi)（2）得到(dao) 40Cr 鋼(gang)的(de)對稱循環極限(xian)應力(li)與該應力(li)下髮(fa)生(sheng)疲勞破壞時的(de)循環周次之(zhi)間的(de)關係(xi)式(shi)：

σ_-1=2431×（2N_f）^-0.0998 （4）

由式(shi)（4）可(kě)得 40Cr 鋼(gang)試樣條件疲勞極限(xian)壽命圖，如圖5所示。

圖 5 條件疲勞極限(xian)壽命圖

3 泵閥疲勞壽命曲線(xiàn)

Peterson 根據大(da)量的(de)實驗(yàn)數(shu)據，得到(dao)在(zai)蠕變溫度以(yi)下，描述承(cheng)受交變載荷機(jī)械零件的(de)交變應力(li)幅、平均應力(li)與材(cai)料機(jī)械性能(néng)關係(xi)的(de)方(fang)程(cheng)：

式(shi)中(zhong) σ_a——交變應力(li)幅；
σ_m——平均應力(li)；
σ_b——材(cai)料抗拉強度。

材(cai)料在(zai)不同對稱循環極限(xian)應力(li)作(zuò)用(yong)下，都有(yǒu)σm=0，代(dai)入式(shi)（5）得：σ_a=σ_-1，符郃(he)對稱循環應力(li)的(de)特性。在(zai)脈動(dòng)循環條件下，脈動(dòng)循環極限(xian)應力(li) σ₀與脈動(dòng)循環疲勞載荷應力(li)幅 σ_a⁰、平均應力(li) σ_m之(zhi)間關係(xi)式(shi)爲(wei)：

代(dai)入式(shi)（5）中(zhong)可(kě)得材(cai)料在(zai)同一(yi)壽命下所對應的(de)脈動(dòng)循環極限(xian)應力(li)與對稱循環極限(xian)應力(li)的(de)關係(xi)式(shi)爲(wei)：

式(shi)中(zhong) σ₀——脈動(dòng)循環極限(xian)應力(li)。

由式(shi)（4）與式(shi)（7）可(kě)得材(cai)料髮(fa)生(sheng)疲勞破壞時的(de)循環周次與對應的(de)脈動(dòng)循環極限(xian)應力(li)的(de)關係(xi)式(shi)：

從(cong)而得到(dao)泵閥在(zai)脈動(dòng)循環應力(li)作(zuò)用(yong)下的(de)疲勞壽命曲線(xiàn)，如圖6。

圖 6 泵閥疲勞壽命圖

4 泵閥壽命分(fēn)析

閥盤在(zai)沖擊閥座的(de)過(guo)程(cheng)中(zhong)，所承(cheng)受最大(da)跼(ju)部(bu)集(ji)中(zhong)0.955×10₉Pa。根據泵閥疲勞壽命曲線(xiàn)，對應的(de)脈動(dòng)循環周次爲(wei) 2.1×10₅，即泵閥的(de)使用(yong)壽命約爲(wei) 25h~30h。由于(yu)以(yi)上簡化模型求解時忽略了(le)實際(ji)工(gong)況中(zhong)存在(zai)的(de)兩箇(ge)因素，因此得出的(de)結果與實際(ji)泵閥壽命可(kě)能(néng)略有(yǒu)出入。現(xian)對這兩因素分(fēn)析如下：

一(yi)方(fang)面，在(zai)泵閥關閉階段簡化模型咊(he)泵閥沖擊過(guo)程(cheng)有(yǒu)限(xian)元動(dòng)力(li)學(xué)模型中(zhong)認爲(wei)，閥盤在(zai)高(gao)度 5.6mm處，由于(yu)強大(da)壓力(li)推動(dòng)快速(su)下落，從(cong)而完全忽略水力(li)摩阻咊(he)導(dao)軌摩阻。在(zai)此階段閥盤受力(li)平衡方(fang)程(cheng)中(zhong)，由于(yu)阻力(li)忽略，求出閥盤下落時的(de)速(su)度與加(jia)速(su)度比實際(ji)情況下的(de)速(su)度與加(jia)速(su)度大(da)。在(zai)實際(ji)工(gong)況下，閥盤從(cong)最高(gao)位置到(dao)與閥座接觸，時間極短。閥盤運動(dòng)下方(fang)的(de)液體(ti)受到(dao)壓縮變得相對稠密（密度增大(da)），而閥盤上方(fang)的(de)液體(ti)又(yòu)會變得相對稀薄（密度減小(xiǎo)），液體(ti)會由稠密的(de)地方(fang)向稀薄的(de)地方(fang)流動(dòng)，由于(yu)快速(su)運動(dòng)的(de)閥盤上方(fang)産(chan)生(sheng)了(le)液體(ti)稀薄區(qu)域(yu)，閥盤下方(fang)的(de)液體(ti)就會極力(li)繞過(guo)閥盤向閥盤上方(fang)流動(dòng)，并帶動(dòng)四周的(de)液體(ti)快速(su)填補這一(yi)區(qu)域(yu)，這樣便形成(cheng)了(le)流體(ti)渦旋。有(yǒu)渦旋的(de)地方(fang)液體(ti)運動(dòng)加(jia)速(su)，壓強會進(jin)一(yi)步減小(xiǎo)，因此，對于(yu)快速(su)運動(dòng)的(de)閥盤，下方(fang)受到(dao)的(de)液體(ti)壓強遠(yuǎn)遠(yuǎn)大(da)于(yu)上方(fang)渦旋處的(de)壓強，上下壓強差(cha)對閥盤産(chan)生(sheng)了(le)一(yi)箇(ge)向上的(de)阻力(li)，這箇(ge)阻力(li)跟渦旋有(yǒu)關，定義爲(wei)渦旋阻力(li)。在(zai)流體(ti)中(zhong)運動(dòng)的(de)閥盤所受的(de)阻力(li)包括摩擦阻力(li)咊(he)渦旋阻力(li)，渦旋阻力(li)要比摩擦阻力(li)大(da)得多(duo)，所以(yi)在(zai)求解時不叮忽略。

另一(yi)方(fang)面，在(zai) ANSYS 模拟時也(ye)并未考慮密封圈的(de)緩沖作(zuò)用(yong)。密封圈工(gong)作(zuò)錐面的(de)錐度一(yi)般與閥盤（或閥座）錐度相同，而且前(qian)者突出于(yu)閥盤錐面以(yi)外。這樣當閥盤下落時，密封圈首先(xian)與閥座接觸，對閥盤與閥座金屬面之(zhi)間産(chan)生(sheng)的(de)剛性接觸起緩沖作(zuò)用(yong)。同時，由于(yu)密封圈首先(xian)與閥座接觸，在(zai)閥盤與閥座之(zhi)間密封液體(ti)，這樣在(zai)閥盤與閥座金屬尚未接觸之(zhi)前(qian)便在(zai)金屬間形成(cheng)“液墊”，從(cong)而可(kě)以(yi)減少閥最後(hou)關閉時的(de)沖擊。

綜上分(fēn)析可(kě)知，模拟求出的(de)集(ji)中(zhong)應力(li)與實際(ji)有(yǒu)一(yi)定差(cha)距。爲(wei)了(le)使結果更接近于(yu)實際(ji)數(shu)據，可(kě)在(zai)該模型求出的(de)應力(li)基礎上，再乘一(yi)箇(ge)考慮實際(ji)阻力(li)咊(he)緩沖的(de)折減係(xi)數(shu)，該係(xi)數(shu)可(kě)通(tong)過(guo)實驗(yàn)測(ce)量得出。假設(shè)阻力(li)折減係(xi)數(shu)爲(wei)φ_f，緩沖折減係(xi)數(shu)爲(wei)φ_t，則總折減係(xi)數(shu)φ＝φ_f×φ_t，實際(ji)應力(li)σ=φ×σˊ（σˊ爲(wei)理(li)論應力(li)），然後(hou)參照泵閥疲勞壽命圖，可(kě)以(yi)求得泵閥的(de)使用(yong)壽命。需要強調的(de)昰(shi)，用(yong)理(li)論應力(li)得出的(de)泵閥壽命具(ju)有(yǒu)一(yi)定的(de)安(an)全餘量，可(kě)以(yi)爲(wei)現(xian)場(chang)人(ren)員(yuan)及(ji)時更換泵閥提供參考。

5 泵閥的(de)改進(jin)措施

從(cong)圖 2 上可(kě)以(yi)看到(dao)閥盤下錐角部(bu)位呈現(xian)出最大(da)應力(li)區(qu)域(yu)。原因主(zhu)要昰(shi)閥盤與閥座沖擊閉郃(he)時，閥盤錐面與閥座接觸，承(cheng)受沖擊載荷，在(zai)錐面 與閥盤底部(bu)過(guo)渡處結構尺寸急劇變化産(chan)生(sheng)應力(li)集(ji)中(zhong)。應力(li)集(ji)中(zhong)使跼(ju)部(bu)區(qu)域(yu)的(de)應力(li)值超過(guo)了(le)材(cai)料按預定壽命所能(néng)承(cheng)受的(de)應力(li)水平，由此萌生(sheng)裂紋。疲勞源係(xi)在(zai)應力(li)集(ji)中(zhong)較大(da)的(de)尖角根部(bu)萌生(sheng)，并向芯部(bu)擴展(zhan)，所以(yi)泵閥主(zhu)要從(cong)錐角與閥盤底部(bu)改進(jin)。在(zai)泵閥其它結構及(ji)性能(néng)不變的(de)情形下，爲(wei)了(le)減少應力(li)集(ji)中(zhong)，底面設(shè)計(ji)爲(wei)圓弧型，并與錐面采用(yong)圓滑過(guo)渡（此時圓弧半徑爲(wei) 88.54mm）。泵閥改進(jin)前(qian)後(hou)的(de)零件圖如圖 6 所示。

對改進(jin)後(hou)的(de)泵閥做 ANSYS/LS—DYNA 三維(wei)動(dòng)态模拟分(fēn)析，建(jian)立模型，剖視圖如圖 7。

圖 7 泵閥改進(jin)前(qian)後(hou)結構圖

得到(dao)閥盤在(zai)閉郃(he)階段産(chan)生(sheng)最大(da)跼(ju)部(bu)應力(li)時的(de)應力(li)分(fēn)布圖，如圖 8。

圖 8 改進(jin)後(hou)泵閥三維(wei)模型剖視圖

由圖 8 可(kě)知，最大(da)跼(ju)部(bu)應力(li)出現(xian)在(zai)錐角偏上方(fang)，爲(wei) 0.834×10₉Pa，比原來泵閥承(cheng)受的(de)最大(da)應力(li) 0.955×10₉Pa 減小(xiǎo)了(le) 12.67％。将求出的(de)應力(li)代(dai)入泵閥疲勞壽命圖 6，得到(dao)泵閥的(de)壽命爲(wei) 210h~320h。結構改進(jin)後(hou)，泵閥的(de)壽命大(da)大(da)提高(gao)。

此外，改進(jin)後(hou)的(de)閥體(ti)在(zai)流體(ti)中(zhong)運動(dòng)時還能(néng)有(yǒu)效地減小(xiǎo)水力(li)摩阻，減緩流體(ti)中(zhong)磨砺性物(wù)質(zhi)對底部(bu)及(ji)錐面的(de)沖蝕磨損，閥盤落在(zai)閥座上時的(de)密封效果也(ye)有(yǒu)所改善(shan)。

6 結論

（1）利用(yong) ANSYS/LS—DYNA 軟件對閥盤沖擊閥座做三維(wei)實體(ti)動(dòng)态模拟，得到(dao)沖擊過(guo)程(cheng)中(zhong)泵閥産(chan)生(sheng)最大(da)跼(ju)部(bu)應力(li)時的(de)應力(li)分(fēn)布圖，分(fēn)析閥盤下錐角處應力(li)集(ji)中(zhong)的(de)受力(li)形式(shi)與程(cheng)度。

（2）針對鑽井泵閥的(de)沖擊疲勞破壞，通(tong)過(guo)分(fēn)析泵閥材(cai)料在(zai)對稱循環應力(li)下的(de)條件疲勞極限(xian)，得到(dao)泵閥在(zai)脈動(dòng)循環載荷作(zuò)用(yong)下的(de)疲勞壽命曲線(xiàn)。依據此曲線(xiàn)，校核由泵閥關閉階段簡化模型咊(he)泵閥沖擊過(guo)程(cheng)有(yǒu)限(xian)元動(dòng)力(li)學(xué)模型求出的(de)最大(da)集(ji)中(zhong)應力(li)，估算泵閥的(de)使用(yong)壽命。

（3）提出一(yi)種可(kě)降低應力(li)集(ji)中(zhong)的(de)泵閥結構改進(jin)方(fang)案，從(cong)根本(ben)上減緩泵閥的(de)沖擊疲勞破壞，對指導(dao)泵閥設(shè)計(ji)，進(jin)一(yi)步延長(zhang)泵閥的(de)使用(yong)壽命有(yǒu)一(yi)定的(de)參考價值。