石油鉆井吊環(huán)設計及強度分析方法

畢小鈞， 李云鵬， 王蘭， 蔣合艷， 郭軍光， 張繼環(huán)

(1.國家油氣鉆井裝備工程技術研究中心，陜西 寶雞721002；2.寶雞石油機械有限責任公司，陜西 寶雞721002)

0 引 言

在石油鉆井裝備領域，石油鉆井吊環(huán)作為重要的石油鉆井工具，其設計質量尤為重要，本文對提高吊環(huán)設計質量及強度校核方法進行了深入研究，為石油鉆井人員使用安全的鉆井工具提供了理論依據，防止造成嚴重的安全事故[1]。

吊環(huán)設計強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?？赏ㄟ^改變設計結構來將吊環(huán)的疲勞斷裂損壞變?yōu)槟p損壞。由于吊環(huán)的危險截面處形狀并不規(guī)則，利用理論手段對其進行準確的研究分析難度很大，但將有限元分析方法應用到吊環(huán)的分析當中非常有效[2]。

1 吊環(huán)的結構及受力

1.1 吊環(huán)的結構

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字梁和錐體等結構組成，小環(huán)端與吊卡連接，由錐體和人字梁等結構組成。

1.2 受力分析

圖1 吊環(huán)結構圖

在起下鉆桿的過程當中，從整體上來說，其受力狀態(tài)是拉應力載荷，在拉應力作用下，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，有彎曲應力、曲桿拉應力、直桿拉應力、集中拉應力等，在吊環(huán)設計中應該進行認真考慮和分析。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準尺寸的前提下，吊環(huán)的形狀設計是使吊環(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，兩平行側臂可分擔曲梁載荷，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)受最大額定載荷時會產生很小的變形量。

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)端的兩臂受到拉應力，而不是應力集中的疲勞應力，但應對人字梁的剛度進行核算，其受力后的變形量不小于環(huán)端的變形量，需要分析計算的主要危險截面會出現在小環(huán)端。

吊環(huán)的直桿在工作中受拉應力，但在運輸和工作中會受到彎曲應力作用。當吊環(huán)受力后，由于大環(huán)端和小環(huán)端受力點與直桿體不在一條直線上，使直桿兩端與兩環(huán)連接處承受彎曲應力，也將造成應力集中導致的疲勞損壞。為克服這一缺點，兩環(huán)與直桿交接處設計為錐體結構，使由于拉力導致的彎曲應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、吊卡部分對吊環(huán)上、下部吊耳危險截面的強度變化影響不大，在有限元分析計算過程當中，為了得到滿意的單元且減小計算規(guī)模，劃分網格時可劃分得粗一些。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。單元數為72 232。節(jié)點數為244 497。網格均采用六面體網格，尤其是吊環(huán)表層，可以提高計算精度，如圖2所示。

圖2 網格劃分示意圖

2.2 設定邊界條件及載荷

對小環(huán)端連接吊卡施加固定約束（即FIXED SURPPORT），對大環(huán)端的大鉤端面加載，并以吊環(huán)受力方向為Z軸建立坐標系，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。以250 t吊環(huán)為例進行計算說明。

1）吊環(huán)的額定設計載荷為

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)的設計驗證試驗載荷為

式中：R為額定載荷，由計算可知R=2250 kN;S為設計安全系數，取S=2.79。

由上述計算得設計驗證試驗載荷為

加載應為

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，吊環(huán)與大鉤、吊卡相接觸會產生摩擦，所以接觸面用此種類型比其它類型更接近實際工況。

2.4 計算及強度校核

從現場的實際情況和有限元的計算分析結果來看，吊環(huán)的危險截面發(fā)生在吊環(huán)的上、下部吊耳兩側部分及接觸面部分。因此，提取吊環(huán)的上、下部吊耳兩側的危險截面及接觸面處的危險截面的應力值作強度校核。

吊環(huán)載荷參考API Spec 8C[4]，其中關于吊環(huán)設備強度分析有兩種，分別是當量分析和極限強度分析：

1）當量應力分析。這種分析方法的計算公式為

式中：σS為最小屈服強度，取1180 MPa；S為設計安全系數，取S=2.79。

2）極限強度分析。這種方法下計算的最大允許應力為

式中：σb為最小極限拉伸強度，取1375 MPa；S為設計安全系數，取S=2.79。

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

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

將Workbench的計算結果導入到ANSYS中進行后處理，得到吊環(huán)的各個危險截面處的Mises應力云圖及線性化曲線如圖4～圖7所示。各個危險截面處的Mises應力變化情況及線性化處理后的結果分析如表1所示。

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

圖4 大環(huán)端兩側危險截面處的應力云圖及線性化曲線

圖5 大環(huán)端接觸面處的應力云圖及線性化曲線

圖6 小環(huán)端兩側危險截面處的應力云圖及線性化曲線

圖7 小環(huán)端接觸面處的危險截面的應力云圖及線性化曲線

表1 強度分析結果 MPa

3 吊環(huán)結構優(yōu)化設計

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

小環(huán)端危險截面處的應力不滿足ASMEⅧ的強度要求，因此，需對小環(huán)端吊耳的結構進行優(yōu)化設計，在滿足API標準的前提下，增大小環(huán)端危險截面面積，大環(huán)端結構不變。經過多次計算及分析，得出改進的吊環(huán)的小環(huán)端吊耳的結構，對其進行有限元分析驗證。

3.1 優(yōu)化設計的吊環(huán)額定載荷分析

改進的吊環(huán)在劃分網格時，單元數為76967，節(jié)點數為262 486，其它設置同2.2節(jié)。

將Workbench計算結果導入到ANSYS 中進行后處理（大環(huán)端結構不做更改，所以不再進行數據分析），各個危險截面的Mises應力變化情況及線性化曲線如圖8、圖9所示。各個危險截面處的Mises應力變化情況及線性化處理后的結果分析如表2所示。

綜上所述，優(yōu)化設計的250 t單臂吊環(huán)在額定載荷試驗條件下，危險截面處的強度值均滿足ASMEⅧ校核準則的強度要求。

3.2 優(yōu)化設計的吊環(huán)設計驗證試驗載荷分析校核準則為

1）當Pm≤0.67σS=790.6 MPa時，

2）當0.67σS≤Pm≤0.9σS時，

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計驗證試驗載荷，即：

將Workbench計算結果導入到ANSYS中進行后處理，可得到吊環(huán)各截面的Mises應力云圖及線性化處理后的結果。

圖8 小環(huán)端兩側的危險截面的應力云圖及線性化曲線

圖9 小環(huán)端接觸面處的危險截面的應力云圖及線性化曲線

表2 強度分析結果 MPa

3）吊環(huán)下部吊耳兩側的危險截面的Mises應力云圖及線性化處理結果如圖10所示，各個應力值分析如下：Pm=256.1 MPa＜0.9σS，此時，Pm＜0.67σS，且Pm+Pb=1358 MPa＜1.35σS，即滿足吊環(huán)的設計驗證試驗載荷強度條件。

4）吊環(huán)下部吊耳接觸面處的危險截面的Mises應力云圖及線性化處理結果如圖11所示，各個應力值分析如下：Pm=879.9 MPa＜0.9σS。此時，0.67 MPa＜Pm＜0.9σS，且Pm+Pb=1036 MPa＜2.35σS-1.5Pm=1453.2 MPa，即滿足吊環(huán)的設計驗證試驗載荷強度條件。

圖10 小環(huán)端兩側危險截面的Mises應力云圖及線性化曲線

圖11 小環(huán)端接觸面處的危險截面的應力云圖及線性化曲線

4 結 論

由上述分析可知，原有的吊環(huán)模型小環(huán)端即下部吊耳危險截面處的強度不滿足強度要求，進而對其小環(huán)端結構進行優(yōu)化設計。再對優(yōu)化設計的吊環(huán)在額定載荷及設計驗證載荷下分別進行有限元分析，可以得知，優(yōu)化設計的吊環(huán)的危險截面的強度值均滿足ASMEⅧ的強度校核準則?？梢?，有限元分析是一種很有效的強度校核方法，再利用ASME標準進行校核，對機械設計及計算有一定的指導意義。

除更改結構設計外，還有其它提高吊環(huán)質量的方法，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。