畢小鈞， 李云鵬， 王蘭， 蔣合艷， 郭軍光， 張繼環(huán)

(1.國(guó)家油氣鉆井裝備工程技術(shù)研究中心，陜西 寶雞721002；2.寶雞石油機(jī)械有限責(zé)任公司，陜西 寶雞721002)

0 引 言

在石油鉆井裝備領(lǐng)域，石油鉆井吊環(huán)作為重要的石油鉆井工具，其設(shè)計(jì)質(zhì)量尤為重要，本文對(duì)提高吊環(huán)設(shè)計(jì)質(zhì)量及強(qiáng)度校核方法進(jìn)行了深入研究，為石油鉆井人員使用安全的鉆井工具提供了理論依據(jù)，防止造成嚴(yán)重的安全事故[1]。

吊環(huán)設(shè)計(jì)強(qiáng)度的校核判定方法有很多種，如疲勞斷裂損壞、下環(huán)體磨耗損壞，亦或其它損壞。可通過改變?cè)O(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)來將吊環(huán)的疲勞斷裂損壞變?yōu)槟p損壞。由于吊環(huán)的危險(xiǎn)截面處形狀并不規(guī)則，利用理論手段對(duì)其進(jìn)行準(zhǔn)確的研究分析難度很大，但將有限元分析方法應(yīng)用到吊環(huán)的分析當(dāng)中非常有效[2]。

1 吊環(huán)的結(jié)構(gòu)及受力

1.1 吊環(huán)的結(jié)構(gòu)

以單臂吊環(huán)為例（如圖1），吊環(huán)兩端是環(huán)，中部是直桿，大環(huán)端與鉤體連接，由曲梁、Y字梁和錐體等結(jié)構(gòu)組成，小環(huán)端與吊卡連接，由錐體和人字梁等結(jié)構(gòu)組成。

1.2 受力分析

圖1 吊環(huán)結(jié)構(gòu)圖

在起下鉆桿的過程當(dāng)中，從整體上來說，其受力狀態(tài)是拉應(yīng)力載荷，在拉應(yīng)力作用下，載荷在吊環(huán)本體上分布亦不相同。從大環(huán)端到小環(huán)端，有彎曲應(yīng)力、曲桿拉應(yīng)力、直桿拉應(yīng)力、集中拉應(yīng)力等，在吊環(huán)設(shè)計(jì)中應(yīng)該進(jìn)行認(rèn)真考慮和分析。由于大、小環(huán)端的形狀不同，其受力狀況也就不同。在保證吊環(huán)與吊卡和大鉤互換標(biāo)準(zhǔn)尺寸的前提下，吊環(huán)的形狀設(shè)計(jì)是使吊環(huán)改變其受力狀態(tài)的必要條件[3]。

吊環(huán)的大環(huán)端是弧形剛性梁，其剛度能承受吊環(huán)體的全部載荷，兩平行側(cè)臂可分擔(dān)曲梁載荷，與曲梁和剛體Y字梁相連接形成剛性的受拉環(huán)體，此環(huán)受最大額定載荷時(shí)會(huì)產(chǎn)生很小的變形量。

吊環(huán)的小環(huán)端由人字梁承受吊環(huán)體的全部載荷，環(huán)端公稱直徑有既定弧度半徑的局部環(huán)體，與吊環(huán)耳的圓弧相接觸，與接觸剛體所要求的接觸弧形相同，可使環(huán)端在工作中不變形，做到柔性弧面接觸。使小環(huán)端的兩臂受到拉應(yīng)力，而不是應(yīng)力集中的疲勞應(yīng)力，但應(yīng)對(duì)人字梁的剛度進(jìn)行核算，其受力后的變形量不小于環(huán)端的變形量，需要分析計(jì)算的主要危險(xiǎn)截面會(huì)出現(xiàn)在小環(huán)端。

吊環(huán)的直桿在工作中受拉應(yīng)力，但在運(yùn)輸和工作中會(huì)受到彎曲應(yīng)力作用。當(dāng)?shù)醐h(huán)受力后，由于大環(huán)端和小環(huán)端受力點(diǎn)與直桿體不在一條直線上，使直桿兩端與兩環(huán)連接處承受彎曲應(yīng)力，也將造成應(yīng)力集中導(dǎo)致的疲勞損壞。為克服這一缺點(diǎn)，兩環(huán)與直桿交接處設(shè)計(jì)為錐體結(jié)構(gòu)，使由于拉力導(dǎo)致的彎曲應(yīng)力分布在直桿的全身，可克服局部疲勞。

2 吊環(huán)有限元分析

2.1 建立有限元模型

吊環(huán)中間直桿及大鉤、吊卡部分對(duì)吊環(huán)上、下部吊耳危險(xiǎn)截面的強(qiáng)度變化影響不大，在有限元分析計(jì)算過程當(dāng)中，為了得到滿意的單元且減小計(jì)算規(guī)模，劃分網(wǎng)格時(shí)可劃分得粗一些。在單臂吊環(huán)的有限元模型中，單元類型為SOLID186、SOLID187、CONTA174、TARGE170、SURF154。單元大小：吊環(huán)的上、下部吊耳為8 mm；大鉤及吊卡為20 mm；吊環(huán)中間桿為30 mm。單元數(shù)為72 232。節(jié)點(diǎn)數(shù)為244 497。網(wǎng)格均采用六面體網(wǎng)格，尤其是吊環(huán)表層，可以提高計(jì)算精度，如圖2所示。

圖2 網(wǎng)格劃分示意圖

2.2 設(shè)定邊界條件及載荷

對(duì)小環(huán)端連接吊卡施加固定約束（即FIXED SURPPORT），對(duì)大環(huán)端的大鉤端面加載，并以吊環(huán)受力方向?yàn)閆軸建立坐標(biāo)系，并限制其加載面在X、Y 方向的自由度，使其僅能在Z方向（即吊環(huán)受力方向）移動(dòng)。以250 t吊環(huán)為例進(jìn)行計(jì)算說明。

1）吊環(huán)的額定設(shè)計(jì)載荷為

在與吊環(huán)大環(huán)端吊耳相接觸的大鉤端面上施加載荷，大鉤端截面所加載荷為

2）吊環(huán)的設(shè)計(jì)驗(yàn)證試驗(yàn)載荷為

式中：R為額定載荷，由計(jì)算可知R=2250 kN;S為設(shè)計(jì)安全系數(shù)，取S=2.79。

由上述計(jì)算得設(shè)計(jì)驗(yàn)證試驗(yàn)載荷為

加載應(yīng)為

大鉤兩加載面所加載荷為

吊環(huán)加載示意圖如圖3所示。

圖3 吊環(huán)加載示意圖

2.3 確定接觸算法

吊環(huán)與大鉤、吊卡的接觸面類型有Frictional、Bonded、No separation、Frictionless等，本次分析中采用Frictional，因工作時(shí)，吊環(huán)與大鉤、吊卡相接觸會(huì)產(chǎn)生摩擦，所以接觸面用此種類型比其它類型更接近實(shí)際工況。

2.4 計(jì)算及強(qiáng)度校核

從現(xiàn)場(chǎng)的實(shí)際情況和有限元的計(jì)算分析結(jié)果來看，吊環(huán)的危險(xiǎn)截面發(fā)生在吊環(huán)的上、下部吊耳兩側(cè)部分及接觸面部分。因此，提取吊環(huán)的上、下部吊耳兩側(cè)的危險(xiǎn)截面及接觸面處的危險(xiǎn)截面的應(yīng)力值作強(qiáng)度校核。

吊環(huán)載荷參考API Spec 8C[4]，其中關(guān)于吊環(huán)設(shè)備強(qiáng)度分析有兩種，分別是當(dāng)量分析和極限強(qiáng)度分析：

1）當(dāng)量應(yīng)力分析。這種分析方法的計(jì)算公式為

式中：σS為最小屈服強(qiáng)度，取1180 MPa；S為設(shè)計(jì)安全系數(shù)，取S=2.79。

2）極限強(qiáng)度分析。這種方法下計(jì)算的最大允許應(yīng)力為

式中：σb為最小極限拉伸強(qiáng)度，取1375 MPa；S為設(shè)計(jì)安全系數(shù)，取S=2.79。

3）額定載荷分析。依據(jù)ASME壓力容器中液壓容器的規(guī)定[5-6]條件：

式中：Sm為最大許用拉伸強(qiáng)度，取Sm=σb/3.0=1375÷3.0=458.33 MPa；Pm為一次薄膜應(yīng)力；Pb為彎曲應(yīng)力；∑P為Mises應(yīng)力。

將Workbench的計(jì)算結(jié)果導(dǎo)入到ANSYS中進(jìn)行后處理，得到吊環(huán)的各個(gè)危險(xiǎn)截面處的Mises應(yīng)力云圖及線性化曲線如圖4～圖7所示。各個(gè)危險(xiǎn)截面處的Mises應(yīng)力變化情況及線性化處理后的結(jié)果分析如表1所示。

綜上所述，在額定載荷試驗(yàn)條件下，250 t單臂吊環(huán)大環(huán)端危險(xiǎn)截面處的強(qiáng)度值均滿足ASMEⅧ強(qiáng)度校核準(zhǔn)則。但250 t單臂吊環(huán)小環(huán)端兩側(cè)危險(xiǎn)截面處的Pb、Pm+Pb及接觸面處危險(xiǎn)截面的Pm+Pb的值均超過了強(qiáng)度限制條件，不滿足ASMEⅧ的強(qiáng)度要求。

圖4 大環(huán)端兩側(cè)危險(xiǎn)截面處的應(yīng)力云圖及線性化曲線

圖5 大環(huán)端接觸面處的應(yīng)力云圖及線性化曲線

圖6 小環(huán)端兩側(cè)危險(xiǎn)截面處的應(yīng)力云圖及線性化曲線

圖7 小環(huán)端接觸面處的危險(xiǎn)截面的應(yīng)力云圖及線性化曲線

表1 強(qiáng)度分析結(jié)果 MPa

3 吊環(huán)結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

經(jīng)過分析校核證明，吊環(huán)破壞的主要原因是應(yīng)力集中引起的局部疲勞，要降低局部應(yīng)力疲勞并提高吊環(huán)的使用壽命，關(guān)鍵在于消除應(yīng)力集中，消除局部疲勞，在應(yīng)力轉(zhuǎn)換支點(diǎn)處采用梁式結(jié)構(gòu)，或改變彎曲，使集中應(yīng)力成為拉應(yīng)力[7]。

小環(huán)端危險(xiǎn)截面處的應(yīng)力不滿足ASMEⅧ的強(qiáng)度要求，因此，需對(duì)小環(huán)端吊耳的結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，在滿足API標(biāo)準(zhǔn)的前提下，增大小環(huán)端危險(xiǎn)截面面積，大環(huán)端結(jié)構(gòu)不變。經(jīng)過多次計(jì)算及分析，得出改進(jìn)的吊環(huán)的小環(huán)端吊耳的結(jié)構(gòu)，對(duì)其進(jìn)行有限元分析驗(yàn)證。

3.1 優(yōu)化設(shè)計(jì)的吊環(huán)額定載荷分析

改進(jìn)的吊環(huán)在劃分網(wǎng)格時(shí)，單元數(shù)為76967，節(jié)點(diǎn)數(shù)為262 486，其它設(shè)置同2.2節(jié)。

將Workbench計(jì)算結(jié)果導(dǎo)入到ANSYS 中進(jìn)行后處理（大環(huán)端結(jié)構(gòu)不做更改，所以不再進(jìn)行數(shù)據(jù)分析），各個(gè)危險(xiǎn)截面的Mises應(yīng)力變化情況及線性化曲線如圖8、圖9所示。各個(gè)危險(xiǎn)截面處的Mises應(yīng)力變化情況及線性化處理后的結(jié)果分析如表2所示。

綜上所述，優(yōu)化設(shè)計(jì)的250 t單臂吊環(huán)在額定載荷試驗(yàn)條件下，危險(xiǎn)截面處的強(qiáng)度值均滿足ASMEⅧ校核準(zhǔn)則的強(qiáng)度要求。

3.2 優(yōu)化設(shè)計(jì)的吊環(huán)設(shè)計(jì)驗(yàn)證試驗(yàn)載荷分析校核準(zhǔn)則為

1）當(dāng)Pm≤0.67σS=790.6 MPa時(shí)，

2）當(dāng)0.67σS≤Pm≤0.9σS時(shí)，

有限元模型及約束情況同第2.2節(jié)，其中僅將載荷改為設(shè)計(jì)驗(yàn)證試驗(yàn)載荷，即：

將Workbench計(jì)算結(jié)果導(dǎo)入到ANSYS中進(jìn)行后處理，可得到吊環(huán)各截面的Mises應(yīng)力云圖及線性化處理后的結(jié)果。

圖8 小環(huán)端兩側(cè)的危險(xiǎn)截面的應(yīng)力云圖及線性化曲線

圖9 小環(huán)端接觸面處的危險(xiǎn)截面的應(yīng)力云圖及線性化曲線

表2 強(qiáng)度分析結(jié)果 MPa

3）吊環(huán)下部吊耳兩側(cè)的危險(xiǎn)截面的Mises應(yīng)力云圖及線性化處理結(jié)果如圖10所示，各個(gè)應(yīng)力值分析如下：Pm=256.1 MPa＜0.9σS，此時(shí)，Pm＜0.67σS，且Pm+Pb=1358 MPa＜1.35σS，即滿足吊環(huán)的設(shè)計(jì)驗(yàn)證試驗(yàn)載荷強(qiáng)度條件。

4）吊環(huán)下部吊耳接觸面處的危險(xiǎn)截面的Mises應(yīng)力云圖及線性化處理結(jié)果如圖11所示，各個(gè)應(yīng)力值分析如下：Pm=879.9 MPa＜0.9σS。此時(shí)，0.67 MPa＜Pm＜0.9σS，且Pm+Pb=1036 MPa＜2.35σS-1.5Pm=1453.2 MPa，即滿足吊環(huán)的設(shè)計(jì)驗(yàn)證試驗(yàn)載荷強(qiáng)度條件。

圖10 小環(huán)端兩側(cè)危險(xiǎn)截面的Mises應(yīng)力云圖及線性化曲線

圖11 小環(huán)端接觸面處的危險(xiǎn)截面的應(yīng)力云圖及線性化曲線

4 結(jié) 論

由上述分析可知，原有的吊環(huán)模型小環(huán)端即下部吊耳危險(xiǎn)截面處的強(qiáng)度不滿足強(qiáng)度要求，進(jìn)而對(duì)其小環(huán)端結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。再對(duì)優(yōu)化設(shè)計(jì)的吊環(huán)在額定載荷及設(shè)計(jì)驗(yàn)證載荷下分別進(jìn)行有限元分析，可以得知，優(yōu)化設(shè)計(jì)的吊環(huán)的危險(xiǎn)截面的強(qiáng)度值均滿足ASMEⅧ的強(qiáng)度校核準(zhǔn)則?？梢姡邢拊治鍪且环N很有效的強(qiáng)度校核方法，再利用ASME標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行校核，對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)及計(jì)算有一定的指導(dǎo)意義。

除更改結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)外，還有其它提高吊環(huán)質(zhì)量的方法，如在確保吊環(huán)鍛造表面光滑均勻的前提下，吊環(huán)的材質(zhì)可選擇具有較大彈性能量和塑性變形的鋼，避免疲勞損壞，也可通過改變接觸方式來改變吊環(huán)的使用壽命。