沈桓宇 楊之豪 豐兆安

水力加壓器的扭矩傳遞機(jī)構(gòu)主要有四方扭矩傳遞機(jī)構(gòu)、六方扭矩傳遞機(jī)構(gòu)、八方扭矩傳遞機(jī)構(gòu)和花鍵扭矩傳遞機(jī)構(gòu)，鉆井過(guò)程中扭矩傳遞機(jī)構(gòu)要承受大扭矩。因此，對(duì)水力加壓器扭矩傳遞機(jī)構(gòu)的力學(xué)仿真研究具有重要意義。通過(guò)對(duì)石油鉆井工具水力加壓器傳統(tǒng)的扭矩傳遞機(jī)構(gòu)進(jìn)行力學(xué)仿真研究，得知八方扭矩傳遞機(jī)構(gòu)和花鍵扭矩傳遞機(jī)構(gòu)的活塞軸剛度相近且最大，傳遞相同的扭矩時(shí)花鍵扭矩傳遞機(jī)構(gòu)產(chǎn)生的摩擦力最小，確定花鍵扭矩傳遞機(jī)構(gòu)為最佳選擇。

水力加壓器;扭矩傳遞;力學(xué)分析

水力加壓器的扭矩傳遞機(jī)構(gòu)是施加鉆壓和傳遞扭矩的重要部件。扭矩傳遞機(jī)構(gòu)在工作時(shí)，受到井眼環(huán)空鉆井液的壓力作用、鉆頭處的支反力和傳遞扭矩的扭力等。在此復(fù)雜的受力基礎(chǔ)上，無(wú)法完全用理論方法來(lái)描述該機(jī)構(gòu)零部件的受力與變形情況，因此結(jié)合力學(xué)理論對(duì)水力加壓器扭矩傳遞機(jī)構(gòu)進(jìn)行力學(xué)仿真分析，對(duì)水力加壓器的進(jìn)一步研究非常有意義。

水力加壓器的扭矩傳遞機(jī)構(gòu)主要有四方扭矩傳遞機(jī)構(gòu)、六方扭矩傳遞機(jī)構(gòu)、八方扭矩傳遞機(jī)構(gòu)和花鍵扭矩傳遞機(jī)構(gòu)，鉆井過(guò)程中扭矩傳遞機(jī)構(gòu)要承受大扭矩。為了使扭矩傳遞機(jī)構(gòu)活塞軸達(dá)到工作要求，在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)該選取較大的扭轉(zhuǎn)剛度，扭轉(zhuǎn)剛度越大，活塞軸扭轉(zhuǎn)變形程度就越小。扭矩傳遞機(jī)構(gòu)活塞軸的扭轉(zhuǎn)剛度GIp為活塞軸的剪切模量與其截面的極慣性矩的乘積，它反映了軸抵抗扭轉(zhuǎn)變形能力的大小。其中，G為材料的剪切模量，是材料本身的性質(zhì);Ip為截面的極慣性矩，與截面的形狀大小有關(guān)。當(dāng)扭矩傳遞機(jī)構(gòu)材料屬性和扭矩大小相同時(shí)，應(yīng)選取最大的截面慣性矩的扭矩傳遞機(jī)構(gòu)。推導(dǎo)得到四方扭矩傳遞機(jī)構(gòu)的截面的極慣性矩計(jì)算公式為：

（1）

式中：為活塞軸外接圓半徑，單位為mm;為水眼半徑，單位為mm。

六方扭矩傳遞機(jī)構(gòu)的截面的極慣性矩計(jì)算公式為：

（2）

八方扭矩傳遞機(jī)構(gòu)的截面的極慣性矩計(jì)算公式為：

（3）

根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)花鍵活塞軸的截面極慣性矩計(jì)算公式為：

（4）

式中：R為花鍵活塞軸大圓半徑，單位為mm;R為花鍵活塞軸小圓半徑，單位為mm;為齒數(shù);為鍵齒寬，單位為mm。

以21mm為扭矩傳遞機(jī)構(gòu)的軸外接圓半徑，分別得到極慣性矩值，見(jiàn)表1。

通過(guò)對(duì)比分析發(fā)現(xiàn)，四方扭矩傳遞機(jī)構(gòu)的截面極慣性矩最小，花鍵扭矩傳遞機(jī)構(gòu)最大。

扭矩傳遞機(jī)構(gòu)摩擦分析

根據(jù)水力加壓器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)進(jìn)行分析，可知扭矩傳遞機(jī)構(gòu)的軸向運(yùn)動(dòng)也會(huì)傳遞鉆壓。在扭矩和鉆壓共同作用下，扭矩傳遞機(jī)構(gòu)活塞軸發(fā)生軸向運(yùn)動(dòng)，活塞軸與軸套相接觸的區(qū)域會(huì)產(chǎn)生摩擦力，會(huì)減少水力加壓器所施加的鉆壓，對(duì)正常鉆井作業(yè)造成影響。因此，判斷扭矩傳遞機(jī)構(gòu)的摩擦力損耗也是判斷扭矩傳遞機(jī)構(gòu)好壞的一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)。根據(jù)受力情況推導(dǎo)出四方扭矩傳遞機(jī)構(gòu)摩擦力大小的計(jì)算公式為：

（5）

式中：為扭矩傳遞機(jī)構(gòu)所傳遞的扭矩，單位為;為活塞軸與軸套間的接觸應(yīng)力，單位為N;為接觸應(yīng)力對(duì)活塞軸截面形心的力臂，單位為m;為接觸面間的摩擦系數(shù);為活塞軸與軸套間的摩擦力，單位為N。

六方扭矩傳遞機(jī)構(gòu)摩擦力大小的計(jì)算公式為：

（6）

八方扭矩傳遞機(jī)構(gòu)摩擦力大小的計(jì)算公式為：

（7）

花鍵扭矩傳遞機(jī)構(gòu)摩擦力大小的計(jì)算公式為：

（8）

當(dāng)扭矩傳遞機(jī)構(gòu)的軸外接圓半徑為21 mm，計(jì)算出各扭矩傳遞機(jī)構(gòu)的摩擦力值結(jié)果如表2所示：

從上表可以看出，各扭矩傳遞機(jī)構(gòu)在活塞軸外接圓半徑相同的情況下，花鍵扭矩傳遞機(jī)構(gòu)產(chǎn)生的摩擦力最小，八方扭矩傳遞機(jī)構(gòu)產(chǎn)生的摩擦力最大。因此，在以摩擦力作為選擇扭矩傳遞機(jī)構(gòu)的標(biāo)準(zhǔn)時(shí)，優(yōu)選選取花鍵扭矩傳遞機(jī)構(gòu)。

在SolidWorks軟件中建立各扭矩傳遞機(jī)構(gòu)的活塞軸與軸套模型，并將模型導(dǎo)入ABAQUS有限元分析軟件中，建立扭矩傳遞機(jī)構(gòu)的有限元模型，如圖1所示。模型中活塞軸長(zhǎng)度350mm，軸套長(zhǎng)度50mm，軸套外徑70mm，其他尺寸如表1所示。活塞軸與軸套均選用35CrMo鋼，其彈性模量為218GPa，泊松比為0.3，屈服強(qiáng)度為780MPa。對(duì)活塞軸與軸套采用六面體網(wǎng)格劃分。

經(jīng)過(guò)現(xiàn)場(chǎng)調(diào)研，該水力加壓器應(yīng)用于89mm的井眼的1500m井深中，經(jīng)過(guò)計(jì)算，該模型的邊界條件為在活塞軸內(nèi)表面施加10MPa壓強(qiáng)，外表面施加4.7MPa壓強(qiáng)，活塞軸一端施加10MPa軸向壓強(qiáng)，另一端施加固定約束。

對(duì)不同扭矩傳遞機(jī)構(gòu)進(jìn)行有限元分析計(jì)算，圖2、3分別為活塞軸切向位移分布圖和Mises應(yīng)力分布云圖，圖4為軸套Mises應(yīng)力分布云圖。

由圖2可知，四方、六方、八方和花鍵活塞軸的最大切向位移分別為0.8145mm、0.42mm、0.3473mm和0.2776mm，計(jì)算不同活塞軸單位長(zhǎng)度扭轉(zhuǎn)角分別為1.23°/m、0.81°/m、0.63°/m和0.42°/m。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知，活塞軸的最大許用單位長(zhǎng)度扭轉(zhuǎn)角為1°/m，故四方傳遞機(jī)構(gòu)不滿(mǎn)足一般傳動(dòng)軸的剛度條件。分析圖3可知，不同扭矩傳遞機(jī)構(gòu)的活塞軸的Mises應(yīng)力變化趨勢(shì)為四方>六方>八方>花鍵，且該四種活塞軸均沒(méi)有超過(guò)材料的最大屈服強(qiáng)度。分析圖4發(fā)現(xiàn)，四方機(jī)構(gòu)的軸套Mises應(yīng)力最大，花鍵次之，八方軸套Mises應(yīng)力最小，且均沒(méi)有超過(guò)材料的最大屈服強(qiáng)度。

從上面的分析可以看出，傳統(tǒng)的四方、六方、八方及花鍵扭矩傳遞機(jī)構(gòu)中，除了四方扭矩傳遞機(jī)構(gòu)不滿(mǎn)足該水力加壓器的剛度設(shè)計(jì)要求外，其余的機(jī)構(gòu)都符合設(shè)計(jì)要求。扭矩傳遞機(jī)構(gòu)所消耗的摩擦力越小，則水力加壓器為鉆頭所提供的鉆壓越大，表3為不同扭矩機(jī)構(gòu)輸出的摩擦力值，該仿真結(jié)果與理論分析結(jié)果相符合，表明有限元仿真的準(zhǔn)確性。

綜合考慮活塞軸和軸套應(yīng)力、活塞軸的剛度和活塞軸與軸套相接觸的區(qū)域間摩擦力，確定上述四種機(jī)構(gòu)中最優(yōu)選擇為花鍵扭矩傳遞機(jī)構(gòu)。

（1）對(duì)不同扭矩傳遞機(jī)構(gòu)的剛度與滑動(dòng)摩擦力進(jìn)行分析，發(fā)現(xiàn)八方扭矩傳遞機(jī)構(gòu)和花鍵扭矩傳遞機(jī)構(gòu)的活塞軸剛度相近且最大，四方扭矩傳遞機(jī)構(gòu)的活塞軸剛度最小。當(dāng)傳遞相同的扭矩時(shí)，花鍵扭矩傳遞機(jī)構(gòu)產(chǎn)生的摩擦力最小。

（2）通過(guò)有限元方法對(duì)扭矩傳遞機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析，分析結(jié)果得到的變化趨勢(shì)與理論計(jì)算相同，各個(gè)部件的最大Mises應(yīng)力均低于材料屈服極限強(qiáng)度。

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SHEN Huanyu，YANG Zhihao，F(xiàn)ENG Zhaoan

（1Nanchong Vocational and Technic College，Nanchong Sichuan? 637000;2Mechanical and Electrical Engineering College of Southwest Petroleum University，Chengdu Sichuan? 610000;3CNPC BAOJI OILFIELD MACHINERY CO.，LTD，Baoji Shaanxi ?721000）

The torque transmission mechanism of hydraulic pressurizer mainly includes square torque transmission mechanism， hexagonal torque transmission mechanism， octagonal torque transmission mechanism and spline torque transmission mechanism. The torque transmission mechanism must bear large torque during drilling. Therefore， it is of great significance to study the mechanical simulation of torque transmission mechanism of hydraulic booster. Through the mechanical theory analysis and finite element simulation research on the traditional torque transmission mechanism of oil drilling tool hydraulic pressurizer， it is found that the piston shaft stiffness of octagonal torque transmission mechanism and spline torque transmission mechanism is similar and the maximum， and the friction generated by spline torque transmission mechanism is the minimum when the same torque is transmitted， so the spline torque transmission mechanism is the best choice.

hydraulic thruster;torque transmission;mechanical analysis