液壓震擊器的阻尼閥應(yīng)力計算及性能分析

高巧娟，李興杰，周家齊，劉希茂，張若熙，孫一迪

(北京石油機(jī)械廠，北京 100083)①

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液壓震擊器的阻尼閥應(yīng)力計算及性能分析

高巧娟，李興杰，周家齊，劉希茂，張若熙，孫一迪

(北京石油機(jī)械廠，北京 100083)①

在鉆井用液壓震擊器中，液壓阻尼閥通過閥體與缸筒適當(dāng)配合形成阻尼效應(yīng)，使外力延時產(chǎn)生震擊效果。以?73 mm液壓震擊器為例，通過理論計算，結(jié)合ANSYS軟件對閥體與缸筒的接觸應(yīng)力進(jìn)行分析，確定閥體與缸筒最佳配合尺寸。研究結(jié)果表明，如果閥體與缸筒密封面之間過盈量較大，則密封面接觸應(yīng)力過大，閥體會發(fā)生嚴(yán)重?zé)齻p；如果密封面之間過盈量較小，則震擊器產(chǎn)生延時時間短，震擊過程不明顯；當(dāng)過盈量在0.040～0.077 mm時，延時時間約為40 s，且無異常磨損，達(dá)到設(shè)計要求。通過試驗(yàn)驗(yàn)證了理論分析結(jié)果是準(zhǔn)確的。

液壓震擊器；液壓阻尼閥；應(yīng)力；性能；分析

在鉆井過程中，有時會因各種因素造成嚴(yán)重的井下事故[1]。液壓震擊器是一種先進(jìn)的震擊工具，適用于鉆井作業(yè)中沉砂、泥包等需要震擊的卡鉆事故的處理[2]，以及中途測試、解封、取芯等特殊作業(yè)[3]，是石油、地質(zhì)勘探鉆井工程中新型的震擊工具。

液壓震擊器利用遠(yuǎn)程外力驅(qū)動，可重復(fù)開啟、多次震擊。液壓阻尼閥是液壓震擊器的核心部件，通過拉壓可輕松開關(guān)該閥。該工具應(yīng)用液壓原理，采用了過盈配合的阻尼結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡單、對于微小尺寸震擊器也適用，且達(dá)到了鉆井遇阻解卡所需的震擊性能。但是，阻尼閥中閥體和液壓缸筒的密封性能要求極高，調(diào)查發(fā)現(xiàn)，當(dāng)液壓震擊器下井一次后，檢修中發(fā)現(xiàn)個別閥體磨損嚴(yán)重，導(dǎo)致無法使用。在正常工作狀態(tài)下，閥體除了作旋轉(zhuǎn)或往復(fù)的主體相對運(yùn)動外，還伴隨著軸向與徑向的振動，會引起配合密封面分離而導(dǎo)致泄漏。特別是在高速和沖擊力大的震擊器上更為嚴(yán)重。多年的實(shí)踐證明，由于閥體密封性能不穩(wěn)定，經(jīng)常發(fā)生密封早期失效，造成維修頻率和維修成本一直居高不下，使用壽命偏低。因此，閥體與缸筒配合面的合理設(shè)計成為十分復(fù)雜的問題。

1　原理介紹

液壓阻尼閥由芯軸、旁通環(huán)、阻尼閥、限位環(huán)、缸筒等組成，結(jié)構(gòu)如圖1。阻尼閥與缸筒接觸面通過過盈配合實(shí)現(xiàn)密封作用，旁通環(huán)四周均布過流槽，對高壓腔實(shí)現(xiàn)分流作用，限位環(huán)主要用于限制旁通環(huán)與阻尼閥的軸向移動。

1—芯軸；2—高壓腔；3—旁通環(huán)；4—阻尼閥； 5—限位環(huán)；6—缸筒；7—低壓腔。圖1　阻尼閥結(jié)構(gòu)示意

當(dāng)鉆柱的拉力作用于震擊器芯軸時，芯軸帶動閥體移動，由于液壓油不可壓縮，液壓油由高壓腔通過旁通環(huán)分流到達(dá)低壓腔，在此過程中，閥體在芯軸拉力的作用下緩慢移動。當(dāng)拉力足夠大，且拉力保持的時間(即延時時間)足夠長時，閥體過盈面到達(dá)缸筒的卸荷點(diǎn)，此時缸筒內(nèi)的高壓腔與低壓腔連通，液壓阻尼閥被打開，此時震擊器產(chǎn)生加速震擊。隨后，將芯軸下壓，使閥體進(jìn)入過盈壓合面，準(zhǔn)備下一次震擊。

2　建模分析

當(dāng)震擊器工作時，阻尼閥的閥體在軸向壓力作用下沿液壓缸內(nèi)滑動，過盈壓合面是依靠閥體密封端面另一側(cè)的液壓油潤滑，因此潤滑條件差，摩擦損失大(過盈狀態(tài)摩擦損失約占大鉤拉力的40%)[4]，磨損嚴(yán)重，使閥體與缸筒壓合過盈面密封失效。所以，保持最佳的配合間隙成為關(guān)鍵技術(shù)問題。

考慮到液壓震擊器的工作環(huán)境與工作方式，在要求震擊器有足夠的震擊力的基礎(chǔ)上，還要求有足夠的延時功能，防止隨時誤震。因此，在阻尼閥設(shè)計中不僅要滿足抗拉強(qiáng)度與抗扭強(qiáng)度的要求，還要盡可能地滿足阻尼延時性能。針對以上問題，筆者對液壓阻尼閥進(jìn)行優(yōu)化，對閥體與液壓缸筒的過盈配合結(jié)構(gòu)進(jìn)行建模，通過定量分析，推導(dǎo)出最佳配合過盈量計算公式。建立的分析模型如圖2所示。

圖2　液壓阻尼閥過盈配合示意

當(dāng)需要震擊時，在芯軸拉力作用下閥體移動(即壓縮液壓油)，使缸筒內(nèi)腔的壓力升高。閥體與液壓缸筒是過盈配合，正常工作中，缸筒筒壁爆破壓力遠(yuǎn)大于缸筒內(nèi)腔壓力，因此在計算中對爆破壓力不予考慮。假設(shè)閥體達(dá)到瞬間平衡，缸筒筒壁承受內(nèi)腔壓力如式(1)所示：

(1)

式中：p為缸筒內(nèi)壓力，MPa；Tmax為芯軸最大拉力，N；D為液壓缸筒內(nèi)徑，mm；do為芯軸外徑，mm。

閥體與缸筒筒壁是過盈配合，通過較少的壓合面，實(shí)現(xiàn)密封壓力。由于震擊器要在工作狀態(tài)下達(dá)到震擊效果，需要連續(xù)重復(fù)震擊，缸筒要反復(fù)承受瞬間的高壓作用，其內(nèi)部承壓值大于p，因此閥體與缸筒接觸應(yīng)力應(yīng)大于p時，才能達(dá)到密封效果。根據(jù)過盈聯(lián)接的計算公式[5]，當(dāng)接觸應(yīng)力等于p時，閥體所需求的最小有效過盈量如式(2)。當(dāng)接觸應(yīng)力等于閥體材料屈服強(qiáng)度時，閥體與缸筒過盈量達(dá)到最大，如式(3)。

(2)

(3)

(4)

(5)

式中：δmin為最小有效過盈量，mm；δmax為最大有效過盈量，mm；σs為閥體材料屈服強(qiáng)度，df為閥體與缸筒壓合面直徑(即包容件內(nèi)徑)，mm；di為閥體里孔直徑，mm；Ei為閥體的彈性模量，MPa；υi為閥體泊松比。

3　實(shí)例分析

3.1理論計算

以?73 mm液壓震擊器為例，閥體材料采用鈹銅QBe2，彈性模量為1.25×105MPa，泊松比為0.3，抗拉強(qiáng)度為469 MPa，屈服強(qiáng)度為172 MPa；閥體與缸筒配合面直徑df為58.5 mm，閥體內(nèi)徑di為20 mm。缸筒材料采用40CrMnMoA，彈性模量為2.07×105MPa，泊松比0.254，抗拉強(qiáng)度為785 MPa，屈服強(qiáng)度為980 MPa，外徑為73 mm，內(nèi)徑為58.5 mm，最大拉力Tmax設(shè)定為 150 kN。

根據(jù)上述公式計算得缸筒內(nèi)壓力p為153.2 MPa，最小過盈量δmin為0.040 mm，最大過盈量為0.077 mm。

3.2有限元分析

對上述實(shí)例中?73 mm液壓震擊器的阻尼閥進(jìn)行分析，假設(shè)閥體達(dá)到平衡狀態(tài)，閥體與缸筒相對靜止。按照實(shí)例參數(shù)建立有限元模型，進(jìn)行靜態(tài)接觸分析。有限元網(wǎng)格按實(shí)際過盈量重合，如圖3所示，摩擦因數(shù)取0.05。

圖3　液壓阻尼閥有限元網(wǎng)格模型

過盈量δ根據(jù)理論計算結(jié)果取0.040～0.077 mm，在有限元分析中δ分別選取0.04、0.05、0.06、0.08 mm，對閥體與缸筒接觸點(diǎn)接觸應(yīng)力進(jìn)行分析，分析結(jié)果如圖4～7中a所示接觸應(yīng)力圖。同時，對閥體與缸筒零部件過盈配合的內(nèi)部應(yīng)力進(jìn)行分析，分析結(jié)果如圖4～7中b所示局部應(yīng)力圖。應(yīng)力值如表1。

a　接觸應(yīng)力

b　局部應(yīng)力圖4　過盈量0.04 mm時液壓阻尼閥的過盈配合應(yīng)力

a　接觸應(yīng)力

b　局部應(yīng)力圖5　過盈量0.05 mm時液壓阻尼閥的過盈配合應(yīng)力

a　接觸應(yīng)力

b　局部應(yīng)力圖6　過盈量0.06 mm時液壓阻尼閥的過盈配合應(yīng)力

a　接觸應(yīng)力

b　局部應(yīng)力圖7　過盈量0.08 mm時液壓阻尼閥的過盈配合應(yīng)力表1　不同過盈量之間應(yīng)力對比

過盈量/mm0.040.050.060.08最大接觸應(yīng)力/MPa160.44167.3194.09217.3最大局部應(yīng)力/MPa119.916126.5152.03202.8

根據(jù)圖8有限元接觸應(yīng)力與局部應(yīng)力對比圖可知，零部件局部應(yīng)力均小于接觸點(diǎn)接觸應(yīng)力，因此，僅需滿足接觸應(yīng)力要求即可。為滿足材料性能，接觸應(yīng)力需小于閥體材料的屈服強(qiáng)度，同時為滿足密封性能，接觸應(yīng)力需大于缸筒內(nèi)部應(yīng)力。當(dāng)閥體與缸筒過盈量為0.08 mm時，此時局部應(yīng)力202.8 MPa，大于閥體屈服強(qiáng)度172 MPa，從而導(dǎo)致閥體磨損，使用壽命減少。當(dāng)閥體與缸筒過盈量為0.04 mm時，接觸應(yīng)力為160.44 MPa大于缸筒內(nèi)部應(yīng)力153.2 MPa，小于閥體屈服強(qiáng)度172 MPa，滿足密封條件和材料性能。因此，介于局部應(yīng)力曲線與接觸應(yīng)力曲線之間，對應(yīng)的過盈量(陰影區(qū)域)即可滿足要求。由此可知，當(dāng)過盈量在0.040～0.077 mm時，設(shè)計滿足材料強(qiáng)度要求和密封性能要求。

圖8　液壓阻尼閥過盈配合應(yīng)力對比

4　試驗(yàn)

在液壓阻尼閥中缸筒尺寸不變的情況下，將閥體壓合面過盈量分別設(shè)計為0.04、0.05、0.06、0.08 mm 4種不同的閥體尺寸，然后裝入?73 mm規(guī)格液壓震擊內(nèi)進(jìn)行試驗(yàn)。施加推力將試驗(yàn)樣機(jī)完全復(fù)位，使閥體壓入缸筒過盈面，調(diào)節(jié)拉力至150 kN，操作換向閥，將其完全拉開，重復(fù)3次，并分別記錄延時釋放時間，試驗(yàn)結(jié)果如下：

1)過盈量0.04 mm時，延時釋放時間大約10 s，第3次試?yán)瑹o明顯阻尼延時過程(即沒有憋壓儲能過程)，判斷密封面失效，拆卸后，閥體無任何磨合跡象，如圖9a。

2)過盈量0.05 mm與0.06 mm試驗(yàn)結(jié)果基本相似，延時釋放時間均大約40 s，拆卸后，配合部位表面光亮，屬正常磨損，其余無異常，如圖9b。

3)過盈量0.08 mm時，延時釋放時間是大約55 s，拆卸后，閥體外表面軸向劃傷嚴(yán)重，如圖9c。

圖9　液壓阻尼閥試驗(yàn)后的閥體

由此可見，當(dāng)閥體與缸筒配合過盈量大于或等于0.08 mm，則過盈面會產(chǎn)生拉毛或嚴(yán)重變形；當(dāng)過盈量小于或等于0.04 mm，密封效果沒達(dá)到，沒有憋壓儲能過程，震擊延時時間10 s，延時過程不明顯。當(dāng)過盈量為0.05 mm和0.06 mm時，延時時間40 s，有明顯震擊過程，拆卸后閥體表面無異常，此次試驗(yàn)結(jié)果與理論分析結(jié)果吻合。

5　結(jié)論

1)液壓震擊器下井工作時，閥體除了作旋轉(zhuǎn)或往復(fù)的主體相對運(yùn)動外，還伴隨著軸向與徑向的振動。針對閥體與缸筒間密封面分離而導(dǎo)致泄漏問題，結(jié)合理論計算與有限元分析，確定閥體與缸筒間合理配合量。對于?73 mm液壓震擊器中的阻尼閥，保證閥體過盈量在0.040～0.077 mm，產(chǎn)品性能達(dá)到設(shè)計要求，產(chǎn)品質(zhì)量得到保證。

2)通過?73 mm液壓震擊器臺架試驗(yàn)顯示，當(dāng)閥體與缸筒配合過盈量為0.08 mm時，拆卸后發(fā)現(xiàn)密封面發(fā)生嚴(yán)重?zé)齻⒗?；?dāng)過盈量為0.04 mm時，則達(dá)不到較好的密封效果，沒有憋壓儲能過程，震擊延時時間10 s，延時過程不明顯。當(dāng)過盈量為0.05 mm和0.06 mm時，延時時間40 s，且拆卸后閥體表面無異常，達(dá)到設(shè)計要求，與理論計算結(jié)果吻合。

3)通過ANSYS對閥體與缸筒過盈配合進(jìn)行靜態(tài)接觸分析，并讓其有限元網(wǎng)格按實(shí)際過盈量重合，最終分析結(jié)果與實(shí)際試驗(yàn)結(jié)果吻合，對于確定合理過盈量和改進(jìn)產(chǎn)品質(zhì)量具有重大參考意義。

4)揭示了一種更加經(jīng)濟(jì)和可持續(xù)性的方法，通過理論計算與軟件分析，優(yōu)化了液壓震擊器的阻尼性能，減少了試驗(yàn)費(fèi)用與試驗(yàn)時間，提高了產(chǎn)品的質(zhì)量，在創(chuàng)造經(jīng)濟(jì)效益的同時，也贏得了信譽(yù)和市場，為石油鉆井工業(yè)的發(fā)展提供了精良裝備。

[1]高巧娟，劉希茂.打撈震擊器力學(xué)分析[J].石油礦場機(jī)械，2015，44(6)：34-37.

[2]賀志剛，陳平，李漢興.上擊器的震擊動載荷計算[J].石油機(jī)械，1999(27)：4-6.

[3]蔣希文.鉆井事故與復(fù)雜問題[M].北京：石油工業(yè)出版社，2002：57.

[4]陳玉祥，徐治明.液壓加速器在震擊解卡作業(yè)中的作用[J].石油機(jī)械，1998，26(1)：36-39.

[5]《機(jī)械工程手冊》編寫組.機(jī)械工程手冊[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1982：27-73.

Stress Calculation and Performance Analysis of Damping Valve in Hydraulic Jar

GAO Qiaojuan，LI Xingjie，ZHOU Jiaqi，LIU Ximao，ZHANG Ruoxi，SUN Yidi

(BeijingPetroleumMachineryCo.，Beijing100083，China)

In a hydraulic drilling jar，the hydraulic damping valve can cause a proper strike effect thanks to the damping effect through the shrink fit between the piston and cylinder.In this paper，in order to ensure the best shrink range through theoretical calculations and ANSYS software，the ?73 mm hydraulic jar is used as an example.And the result shows that a larger shrink fit will lead to severe damage and abrasions on faying surfaces.However，if the amount of shrink fit is not enough，the shock will not delay，meaning an unqualified damping effect.The contact stress and damping effect will meet the design demands only when the amount of interference fit is between 0.04～0.077 mm，and the release time is about 40 s.Finally，the rationality of theoretical analysis is proved by the bench test.

hydraulic jar；hydraulic damping valve；stress；performance；analysis

1001-3482(2016)09-0078-05

2016-03-05

高巧娟(1983-)，女，工程師，碩士，2009年畢業(yè)于中國石油大學(xué)(北京)，現(xiàn)從事井下工具的研發(fā)工作，E-mail：gaoqjdri@cnpc.com。

TE921.201

Adoi：10.3969/j.issn.1001-3482.2016.09.018