空气钻井减振器传动轴的疲劳分析

空气钻井减振器传动轴的疲劳分析

0空气钻井减振器简介在石油开采过程中，钻头对岩石产生的破碎效应同时存在轴向和周向的振动。这些振动会对钻柱造成一定冲击,导致钻柱中某些部件疲劳损坏。使用减振器可以有效吸收这些有害的振动能量,将其储存或转化为其他形式的能量,达到保护钻具,提高机械钻速,降低钻井成本的目的。减振器一般与钻头转换接头相连,在使用中承受弯曲、冲击、振动、压缩、拉伸和扭转等交变载荷。无论何种减振器都具有扭矩传递机构,一般是在传动轴上设有花键,在正常工作时传动轴带动花键转动,花键带动花键体外筒转动,从而实现传动轴旋转和伸缩运动。花键体在疲劳载荷作用下很容易从应力集中处的薄弱环节发生疲劳断裂。空气钻井属于欠平衡钻井中的一种,通常以压缩空气(或氮气)作为循环介质。常规钻井液条件下使用的钻柱减振器在应用到空气钻井中暴露出许多缺陷与不足,例如减振器刚度范围有限,不能满足工况需求;减振器外表面容易受携带岩屑的高速气流冲蚀,严重时会损伤密封组件,造成泄漏,导致减振器失效;减振器在空气钻井振动条件下寿命较短,容易发生疲劳断裂等。笔者分析了一种针对气体钻井特点而设计的新型空气钻井减振器。为了可靠地分析其疲劳寿命,建立了这种减振器传动轴的三维模型,运用有限元计算了传动轴的应力和位移分布。然后定义了随时间变化的载荷谱,利用雨流计数法对载荷谱进行了简化和转换,研究了变载荷作用下传动轴的疲劳情况,研究结果为这种新型减振器的结构优化设计、材料的选择和疲劳强度预测提供了参考和依据。1阻尼流道的布置建立的减振器扭矩传递机构三维实体模型如图1所示。该减振器的传动轴总成与普通花键传动有所不同,液压油缸被花键分隔为上、下2部分。在内花键和外花键之间设计有阻尼流道,当传动轴上、下运动时,不仅会压缩体积减小一侧油缸的液压油,而且液压油也可通过阻尼流道在上、下液压腔之间流动,从而剪切粘性流体,产生反向阻抗力,起到减少和吸收部分振动的作用。花键横截面的网格划分情况如图2所示。在应力梯度较大的区域和结构突变处都进行了相应的网格控制,优化了这些地方的网格,使得计算易于收敛,结果更为精确。2平均应力的纠正线性疲劳累积理论又叫Miner准则,描述了多个应力周期造成的总体疲劳损伤等于各个应力周期造成的疲劳损伤的总和。假如构件在某恒幅交变应力范围S作用下,循环破坏的寿命为N,那么可以定义其在经受n次循环时的损伤为D=n/N。假设构件在应力范围Si作用下经受ni次循环的损伤为Di=ni/Ni,则在k个应力范围Si作用下,各经受ni次循环可定义其总损伤D=∑ki=1Di=∑ki=1niNiD=∑ki=1Di=∑ki=1niΝi。破坏准则为:D=∑niNi=1D=∑niΝi=1,也就是说当D累积到1时构件就会产生疲劳损坏。假如设计寿命时间为Td,时间Td内的损伤为D,则疲劳寿命为Tf=Td/D。在使用Miner准则时通常要对平均应力进行纠正,一般有3种方法:①Goodman方法(式(1)),通常该方法适用于脆性材料;②Gerber方法(式(2)),通常该方法适用于延性材料;③Soderberg方法(式(3)),是最为保守的一种方法。由于井下受力情况复杂,工作条件恶劣,在计算时笔者采用Soderberg方法进行平均应力纠正。Sca=SuSaSu−Sm=Sa1−SmSu(1)Sca=Sa1−(SmSu)2(2)Sca=SySaSy−Sm=Sa1−SmSy(3)Sca=SuSaSu-Sm=Sa1-SmSu(1)Sca=Sa1-(SmSu)2(2)Sca=SySaSy-Sm=Sa1-SmSy(3)其中,Sa表示应力的幅值,Sa=(Smax-Smin)/2;Smax表示最大应力;Smin表示最小应力;Sm表示平均应力,Sm=(Smax+Smin)/2;Sy表示屈服应力;Su表示强度极限;Sca表示需要纠正的平均应力。在真实环境下,大多数构件所承受的载荷历史是不断变化的。因此,通常需要考虑变幅载荷。在这种情况下,尽管应力随着时间循环反复,但是其幅度是变化的,这就需要将应力分解成载荷“块”。在处理这种类型的载荷时,工程界通常使用雨流计数法。雨流计数法是一种“全波法”,建立在对每一个封闭的应力-应变迟滞回线进行逐个计数的基础上,能够比较好地反映随机载荷的全过程。例如笔者从载荷谱中提取出其中的一段(图3a),可通过雨流计数法将其简化为图3b所示的形式。如图4所示,利用雨流计数法取载荷循环12-13(1)-12′和9-8-(9),其全部计数应等于第1阶段和第2阶段之和。这种计数方法为在线疲劳循环计数方法。3传动轴应力分析花键轴材料为42CrMo钢,密度7850kg/m3,弹性模量212GPa,切变模量82.5GPa,屈服极限930MPa,强度极限1080MPa,泊松比0.28。在计算时定义载荷随时间的变化而变化,花键轴承受的扭矩幅值为15kN·m,钻压幅值为100kN,运用雨流计数法对载荷谱进行简化和转换。通过有限元计算,得出传动轴的应力分布如图5所示。从图可以看出,传动轴最大VonMises应力为287MPa,最小VonMises应力为537kPa。最大值远在强度极限(1080MPa)以下,从静力学分析来看传动轴是不会发生破坏的,从而可以初步证实,传动轴的断裂机理就是疲劳断裂。传动轴上应力集中的区域就是图中放大的a区和b区。a区是传动轴上花键与光轴的过渡区,b区是花键齿根底部。从以往的轴类零件失效例子来看,这2个区域也是最容易发生断裂的地方。为了详细地分析花键上的受力情况,取出模型的径向横截面进行分析,其应力分布如图6所示。分析应力集中情况可知,疲劳的策源区在花键齿根底部过渡圆角部位,如图中放大区域所示。花键齿根底部过渡圆角曲率过小是引起传动轴疲劳断裂的基本原因,所以对这些区域进行优化具有重要意义。理论上讲应尽可能地增大过渡处圆弧半径,降低表面粗糙度,不允许有明显的刀痕。经过10万次载荷循环后,计算得出传动轴上最大损坏系数为8.79,意思是最大损坏为模型总寿命的8.79%,也就是说在大约1137656次载荷循环后传动轴失效。假设每次载荷循环时间为1s,在这样的载荷下,传动轴大概经历13.167d(1137656/(60×60×24))的工作时间就会产生疲劳损坏。疲劳引起的损坏最有可能出现在图5中的a区和b区,同静态分析时的应力集中处相吻合。4传动轴的结构改进建议(1)从有限元静力学分析可知,减振器传动轴静强度足够,断裂机理是疲劳断裂。(2)通过分析应力分布云图可知,传动轴上花键与光轴的过渡区和花键齿根底部过渡圆角部位是疲劳的策源区。花键齿根底部过渡圆角曲率过小是引起传动轴疲劳断裂的基本原因。(3)通过计算得出疲劳损坏发生在一个较短的工作时间内(13.167d),其原