張 維，周恕毅，雍 軍

(四川宏華石油設(shè)備有限公司成都研發(fā)部，四川 成都 610036)

0 引言

壓裂泵是頁巖氣壓裂作業(yè)中的關(guān)鍵設(shè)備，其液缸螺栓不僅承受整個液缸的重量，而且需承受柱塞運動過程中產(chǎn)生的拉力，液缸螺栓材料一般使用合金材料加工制作而成。螺栓在實際使用中，由于高強度經(jīng)常在應(yīng)力集中的部位如螺桿和頭部的過渡處或者螺紋根部出現(xiàn)斷裂失效[1]，并且壓裂泵液缸螺栓維護更換周期較長，因此有必要對壓裂泵液缸螺栓的斷裂失效進行分析和計算，以提高產(chǎn)品的可靠性。

1 螺栓技術(shù)條件

壓裂泵液缸螺栓結(jié)構(gòu)如圖1所示，直徑d=φ45 mm和D=φ60 mm設(shè)計過渡臺階結(jié)構(gòu)，螺紋尺寸為M45，螺栓材料為40 CrNiMo，為淬火及回火合金鋼，淬火溫度840～860 ℃，回火溫度540～630 ℃。

圖1 液缸螺栓結(jié)構(gòu)型式

2 失效型式和斷口分析

現(xiàn)場使用過程中發(fā)現(xiàn)目前螺栓主要失效形式有以下兩種，其中第二種發(fā)生概率最大，見圖2和圖3所示。

圖2 螺栓螺紋處斷裂 圖3 螺栓截面變化臺階處斷裂

(1)從螺栓螺紋根部斷裂。

對斷裂螺紋進行斷口分析，得出斷裂的主要原因是車制螺紋過程中產(chǎn)生的微裂紋。

(2)從螺栓截面變化臺階處疲勞斷裂

對斷裂螺紋進行斷口分析，得出該斷口為疲勞斷口，疲勞源為線性疲勞源，整個斷口分為三部分：1)疲勞源區(qū)，為線性疲勞源；2)疲勞擴展區(qū)，可見明顯的貝殼紋線；3)瞬時斷裂區(qū)，這是最后斷裂區(qū)域，見圖4所示。

圖4 疲勞斷口分析

3 分析與優(yōu)化

3.1 螺栓強度校核

(1)采用有限元方法進行計算，模型和網(wǎng)格劃分見圖5，計算螺栓編號見圖6。

圖5 液缸連接螺栓模型

圖6 螺栓編號

(2)加載：將螺栓端部固定；對液缸每個缸施加周期性載荷(額定工況下柱塞力)，一個加載周期平均分成36步。

(3)計算結(jié)果見表1：兩端4個螺栓受力最大，中間螺栓受力最小，其中第10號螺栓受力最大，其一個周期內(nèi)的受力分布趨勢見圖7，因此采用螺栓最大載荷259000 N來進行螺栓強度校核。

表1 各螺栓受到的最大拉力

圖7 第10號螺栓一個周期內(nèi)的拉力

按照機械設(shè)計手冊[2]推薦公式進行緊螺栓的的靜載荷校核和應(yīng)力幅校核。

靜載荷校核：F0=F″+F

F″=KF

σlp=σs/S1

σap=εKtKuσ-1t/KaSa

式中：F0—螺栓最大拉伸力，N；F″—螺栓的剩余預(yù)計力，N；F—軸向載荷力，N；σ1—計算應(yīng)力，MPa；d1—螺栓小徑，mm；K—殘余預(yù)緊力系數(shù)；σlp—許用拉應(yīng)力，MPa；σs—螺栓屈服強度，MPa；S1—靜載荷安全系數(shù)；σs—應(yīng)力幅，MPa；λ—相對剛度；σap—許用應(yīng)力幅；ε—尺寸系數(shù)；Kt—制造工藝系數(shù)；Ku—受力不均系數(shù)；σ-1t—抗疲勞極限數(shù)；Ka—缺口應(yīng)力集中系數(shù)；Sa—應(yīng)力幅安全系數(shù)。

材料40 CrNiMo的σb=1050 MPa，σs=980 MPa；螺栓軸向的載荷力259000 N；K=0.6；d1=41.752；λ=0.25；ε=0.58；Kt=1；Ku=1；σ-1t=460 MPa；Ka=5.5，螺栓校核結(jié)果如表2所示，因此螺栓設(shè)計滿足使用要求。

表2 螺栓校核結(jié)果

3.2 優(yōu)化措施

根據(jù)前面螺栓的斷口分析，螺栓失效形式主要為臺階處的疲勞損壞，因此需進一步提高臺階處的疲勞安全系數(shù)；按照機械設(shè)計手冊[3]恒幅不對稱循環(huán)疲勞強度計算公式，在不改變負載工況和材料性能的前提下，可以通過以下方法提供螺栓的疲勞安全系數(shù)。

恒幅不對稱循環(huán)疲勞強度計算公式：

nσ=σ-1/(Kσσa/εσβσF+ψσσm)

式中，σ-1—疲勞極限；Kσ—有效應(yīng)力集中系數(shù)；εσ—尺寸系數(shù)；βσ—表面系數(shù)；ψσ—不對稱循環(huán)度系數(shù)；σa—應(yīng)力副，MPa；σm——平均應(yīng)力，MPa。

(1)減少有效應(yīng)力集中系數(shù)Kσ

利用有限元仿真分析臺階圓角對螺栓受力的影響，見圖8～圖12和表3。

表3 臺階處的應(yīng)力集中分析

圖12 加R=13.5 mm圓角應(yīng)力值211.1 MPa

仿真結(jié)果中的最大應(yīng)力值位置與機械設(shè)計手冊[3]中圖40.4-61描述一致，并且對比仿真數(shù)據(jù)和機械設(shè)計手冊曲線數(shù)據(jù)：應(yīng)力集中系數(shù)Kσ與大小端直徑D、d和過渡圓角R有關(guān)，由于大端直徑除以小端直徑為60/45=1.33，隨過渡圓角的增大應(yīng)力集中系數(shù)Kσ隨之減少，當(dāng)圓角半徑除以小端直徑的數(shù)據(jù)達到0.2以上，應(yīng)力集中系數(shù)Kσ趨于平緩，約為1.4，臺階處圓角對應(yīng)力集中的影響見圖13。

圖13 臺階處圓角對應(yīng)力集中的影響

(2)增加尺寸系數(shù)εσ

尺寸系數(shù)與零件外形尺寸有關(guān)，隨著零件直徑的增加而減少。

(3)增加表面系數(shù)βσ

表面系數(shù)與零件表面加工狀態(tài)、表面腐蝕狀況、表面強化狀況有關(guān)，通過降低螺栓表面粗糙度、涂抹防銹脂、利用高頻淬火、氮化、滲碳、噴丸強化、滾壓等方式增加螺栓的表面質(zhì)量系數(shù)。

(4)減少不對稱循環(huán)度系數(shù)ψσ

不對稱循環(huán)度系數(shù)與零件表面狀態(tài)有關(guān)，拋光、磨削、車削、熱軋、鍛造等加工方法不同，不對稱循環(huán)度系數(shù)也不同，其中拋光數(shù)值最大，鍛造數(shù)值最小。

4 建議與改進效果

1)對于螺栓螺紋根部斷裂型式，由于裂紋主要原因為車制螺紋過程中產(chǎn)生的微裂紋，可通過改變制造工藝，將車制螺紋改成滾制螺紋，以提高螺紋的加工質(zhì)量。

2)對于螺栓截面變化臺階處疲勞斷裂型式，可通過增加臺階過渡圓角，以減少應(yīng)力集中系數(shù)；在圓角處增加滾壓、滲碳、噴丸強化等措施以增加表面系數(shù)；增加尺寸系數(shù)；減少不對稱循環(huán)度系數(shù)等措施來提高疲勞強度安全系數(shù)，從而提高液缸螺栓的疲勞壽命。

3)通過以上兩種優(yōu)化改進措施，此結(jié)構(gòu)的壓裂泵液缸螺栓在現(xiàn)場連續(xù)使用1000 h后不再出現(xiàn)疲勞斷裂的情況，顯著提高了螺栓的疲勞壽命。