97爱视频丨丝袜无码专区人妻视频丨国产精品视频分类丨欧美日韩在线高清丨精品久久久无码中文字幕天天丨色淫av蜜桃臀少妇丨国产免费一级特黄录像丨97色伦图片丨无码av不卡一区二区三区丨男人天堂视频在线丨极品少妇xxxx丨国产精品白浆无码流出视频丨国产一区二区三区视频丨先锋影音中文字幕丨国产在线观看一区二区三区丨日本一本一道丨日本人妻伦在线中文字幕丨成人xx视频丨99精产国品一二三产区在线丨蜜色av丨97精品伊人久久大香线蕉丨国产精品第一区揄拍无码丨色哟哟网站在线观看丨av亚州丨末成年女av片一区二区丫丨国产乱码精品一品二品丨日本视频高清一道一区丨丰满放荡岳乱妇69www丨国产人体视频丨亚洲一区二区黄

泵閥是鉆井泵的關(guān)鍵部件和易損件之一，其設(shè)計(jì)好壞直接影響到泵的工作性能和使用壽命。一方面，要提高泵閥接觸表面耐沖蝕的能力，就必然要增加接觸面的表面硬度，而硬度過高又會(huì)削弱耐沖擊的性能。另一方面，要提高材料抗沖擊載荷的能力，就必須保證材料有較高的韌性，相應(yīng)的硬度又會(huì)受影響。此外，盡管泵閥的綜合性能好，但在不同工況條件下，各種性能并不會(huì)同時(shí)發(fā)揮作用，且泵閥的加工成本也會(huì)相應(yīng)提高。因此，研究泵閥的失效機(jī)理對(duì)泵閥的設(shè)計(jì)制造具有重要的指導(dǎo)作用，一般而言，造成鉆井泵閥失效的原因有沖擊疲勞破壞和沖蝕磨礪磨損（液力磨礪性磨損）兩種。然而通過對(duì)礦場(chǎng)報(bào)廢的鉆井泵閥宏觀和微觀形貌分析表明，沖擊疲勞破壞是泵閥失效的主要機(jī)理，因此在泵閥設(shè)計(jì)時(shí)，要重點(diǎn)考慮泵閥材料的抗沖擊疲勞性能及由零件的局部應(yīng)力狀態(tài)確定的疲勞強(qiáng)度。本文依據(jù)泵閥在關(guān)閉階段的簡(jiǎn)化模型和泵閥沖擊過程的有限元?jiǎng)恿W(xué)模型，重點(diǎn)研究泵閥沖擊時(shí)，閥盤與閥座接觸面上產(chǎn)生應(yīng)力集中部位的受力形式及程度，并通過泵閥疲勞壽命曲線對(duì)最大應(yīng)力區(qū)進(jìn)行疲勞校核，從而估算泵閥的使用壽命。根據(jù)疲勞壽命曲線，以泵閥最弱區(qū)為對(duì)象，通過改進(jìn)泵閥的結(jié)構(gòu)以降低峰值應(yīng)力，為高效地利用泵閥提出可行性方案。
1、泵閥應(yīng)力分析

隨著活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)，閥盤對(duì)閥座產(chǎn)生間歇沖擊，泵閥承受沖擊載荷。接觸面上應(yīng)力由閉合瞬間到產(chǎn)生最大應(yīng)力再到泵閥開啟時(shí)刻，如此循環(huán)沖擊，可以認(rèn)定泵閥承受脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力。在泵閥關(guān)閉階段的簡(jiǎn)化模型中，假定在很小的滯后高度內(nèi)，閥盤受力不變，勻加速向下運(yùn)動(dòng)，直至關(guān)閉。根據(jù)此模型求出泵閥關(guān)閉時(shí)刻閥盤的速度和加速度。文獻(xiàn)中以油田大量使用的 7# 閥為例，選取錐角為 45°（錐角為錐閥母線與軸線之間的夾角），設(shè)定閥開啟時(shí)曲柄轉(zhuǎn)角φ=25°，沖次為 120 次／min，泵壓為 15MPa，在曲柄轉(zhuǎn)角φ=25°~180°之間，對(duì)鉆井泵閥阿道爾夫精確微分方程進(jìn)行數(shù)值仿真，得到閥盤的滯后高度為 0.0056m，在此處的速度為﹣0.4067m/s2。利用簡(jiǎn)化模型，可求出泵閥關(guān)閉時(shí)刻閥盤的速度為﹣19.3676m/s，加速度為﹣33476.65m/s2。

以簡(jiǎn)化模型得到的關(guān)閉時(shí)刻閥盤的速度和加速度作為運(yùn)動(dòng)邊界條件，利用 ANSYS/LS—DYNA 軟件構(gòu)建泵閥的三維模型，模擬閥盤沖擊閥座的過程。按泵閥的實(shí)際尺寸建立泵閥整體模型，省略密封圈，根據(jù)鉆并泵閥實(shí)際工況設(shè)置材料屬性及幾何約束條件，采用 8 結(jié)點(diǎn)六面體單元進(jìn)行網(wǎng)格化劃分，建立模型，剖視圖如圖 l 所示。

圖 1 泵閥三維模型剖視圖

應(yīng)用動(dòng)力學(xué)理論分析處理碰撞、滑動(dòng)接觸界面問題，得到錐角 45 °、7 #閥閥盤在閉合階段產(chǎn)生最大局部應(yīng)力時(shí)的應(yīng)力分布圖，如圖 2。

圖 2 閥盤應(yīng)力分布圖

由圖 2 得到閥盤在沖擊閥座的過程中，產(chǎn)生的最大局部集中應(yīng)力為 0.955×109Pa，從而可知泵閥錐面下端應(yīng)力集中區(qū)域承受的脈動(dòng)循環(huán)載荷 0.955×109Pa，周期為 0.5s（泵閥的沖次為 120 次／min)，如圖 3。

圖 3 錐面下端應(yīng)力集中區(qū)域受力形式

在脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力作用下，錐面下端應(yīng)力集中區(qū)域更易形成疲勞裂紋，使泵閥的疲勞強(qiáng)度顯著降低，這一點(diǎn)與閥座失效的宏觀形貌中錐面下部發(fā)生嚴(yán)重塑性變形的現(xiàn)象完全吻合。可見，泵閥沖擊時(shí)應(yīng)力集中引起的沖擊疲勞是泵閥失效的主要原因。

本文采用三維幾何實(shí)體模型代替文獻(xiàn)中的二維平面模型，將各種類型動(dòng)力載荷施加到結(jié)構(gòu)模型的特定受載部分，模擬真實(shí)碰撞過程。利用 ANSY/LS—DYNA 軟件有限元顯式非線性動(dòng)力分析求解程序，計(jì)算得到更加精確的應(yīng)力解，并且對(duì)應(yīng)力分布的方位有更加直觀的認(rèn)識(shí)。

2 泵閥材料的S-N曲線

鉆井泵閥的制造材料廣泛采用40Cr鋼，40Cr鋼屬低合金中碳結(jié)構(gòu)鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理后，具有可塑性好、疲勞強(qiáng)度高、缺口敏感性低、低溫沖擊韌性優(yōu)良等特性。力學(xué)性能見表1。

σb/MPa

σ0.2/MPa

δs/％

ψ％

文獻(xiàn)給出了 40Cr 鋼光滑試樣在 105~1010 循環(huán)周次范圍內(nèi)的疲勞壽命（S-N）曲線，如圖 4 所示。

圖4 40Cr鋼S-N曲線

在 105~108周次范圍內(nèi)，疲勞曲線可用 Basquin 方程式描述：

式中σa——疲勞載荷應(yīng)力幅；
Nf——σa作用下發(fā)生疲勞破壞時(shí)的載荷循環(huán)周次；
σ'f——疲勞強(qiáng)度系數(shù)；
b——疲勞強(qiáng)度指數(shù)或 Basquin 指數(shù)。

將實(shí)驗(yàn)結(jié)果擬合得到 40Cr 鋼 S-N 曲線的 Basquin 方程為：

σa﹣1=2431×（2Nf）-0.0998 （2）

式中 σa﹣1——對(duì)稱循環(huán)疲勞載荷應(yīng)力幅。

在對(duì)稱循環(huán)條件下：

σ-1=σa﹣1 （3）

式中 σ-1——對(duì)稱循環(huán)極限應(yīng)力。

把式（3）代入式（2）得到 40Cr 鋼的對(duì)稱循環(huán)極限應(yīng)力與該應(yīng)力下發(fā)生疲勞破壞時(shí)的循環(huán)周次之間的關(guān)系式：

σ-1=2431×（2Nf）-0.0998 （4）

由式（4）可得 40Cr 鋼試樣條件疲勞極限壽命圖，如圖5所示。

圖 5 條件疲勞極限壽命圖

3 泵閥疲勞壽命曲線

Peterson 根據(jù)大量的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，得到在蠕變溫度以下，描述承受交變載荷機(jī)械零件的交變應(yīng)力幅、平均應(yīng)力與材料機(jī)械性能關(guān)系的方程：

式中 σa——交變應(yīng)力幅；
σm——平均應(yīng)力；
σb——材料抗拉強(qiáng)度。

材料在不同對(duì)稱循環(huán)極限應(yīng)力作用下，都有σm=0，代入式（5）得：σa=σ-1，符合對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力的特性。在脈動(dòng)循環(huán)條件下，脈動(dòng)循環(huán)極限應(yīng)力 σ0與脈動(dòng)循環(huán)疲勞載荷應(yīng)力幅 σa0、平均應(yīng)力 σm之間關(guān)系式為：

代入式（5）中可得材料在同一壽命下所對(duì)應(yīng)的脈動(dòng)循環(huán)極限應(yīng)力與對(duì)稱循環(huán)極限應(yīng)力的關(guān)系式為：

式中 σ0——脈動(dòng)循環(huán)極限應(yīng)力。

由式（4）與式（7）可得材料發(fā)生疲勞破壞時(shí)的循環(huán)周次與對(duì)應(yīng)的脈動(dòng)循環(huán)極限應(yīng)力的關(guān)系式：

從而得到泵閥在脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力作用下的疲勞壽命曲線，如圖6。

圖 6 泵閥疲勞壽命圖

4 泵閥壽命分析

閥盤在沖擊閥座的過程中，所承受最大局部集中0.955×109Pa。根據(jù)泵閥疲勞壽命曲線，對(duì)應(yīng)的脈動(dòng)循環(huán)周次為 2.1×105，即泵閥的使用壽命約為 25h~30h。由于以上簡(jiǎn)化模型求解時(shí)忽略了實(shí)際工況中存在的兩個(gè)因素，因此得出的結(jié)果與實(shí)際泵閥壽命可能略有出入。現(xiàn)對(duì)這兩因素分析如下：

一方面，在泵閥關(guān)閉階段簡(jiǎn)化模型和泵閥沖擊過程有限元?jiǎng)恿W(xué)模型中認(rèn)為，閥盤在高度 5.6mm處，由于強(qiáng)大壓力推動(dòng)快速下落，從而完全忽略水力摩阻和導(dǎo)軌摩阻。在此階段閥盤受力平衡方程中，由于阻力忽略，求出閥盤下落時(shí)的速度與加速度比實(shí)際情況下的速度與加速度大。在實(shí)際工況下，閥盤從最高位置到與閥座接觸，時(shí)間極短。閥盤運(yùn)動(dòng)下方的液體受到壓縮變得相對(duì)稠密（密度增大），而閥盤上方的液體又會(huì)變得相對(duì)稀薄（密度減小），液體會(huì)由稠密的地方向稀薄的地方流動(dòng)，由于快速運(yùn)動(dòng)的閥盤上方產(chǎn)生了液體稀薄區(qū)域，閥盤下方的液體就會(huì)極力繞過閥盤向閥盤上方流動(dòng)，并帶動(dòng)四周的液體快速填補(bǔ)這一區(qū)域，這樣便形成了流體渦旋。有渦旋的地方液體運(yùn)動(dòng)加速，壓強(qiáng)會(huì)進(jìn)一步減小，因此，對(duì)于快速運(yùn)動(dòng)的閥盤，下方受到的液體壓強(qiáng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于上方渦旋處的壓強(qiáng)，上下壓強(qiáng)差對(duì)閥盤產(chǎn)生了一個(gè)向上的阻力，這個(gè)阻力跟渦旋有關(guān)，定義為渦旋阻力。在流體中運(yùn)動(dòng)的閥盤所受的阻力包括摩擦阻力和渦旋阻力，渦旋阻力要比摩擦阻力大得多，所以在求解時(shí)不叮忽略。

另一方面，在 ANSYS 模擬時(shí)也并未考慮密封圈的緩沖作用。密封圈工作錐面的錐度一般與閥盤（或閥座）錐度相同，而且前者突出于閥盤錐面以外。這樣當(dāng)閥盤下落時(shí)，密封圈首先與閥座接觸，對(duì)閥盤與閥座金屬面之間產(chǎn)生的剛性接觸起緩沖作用。同時(shí)，由于密封圈首先與閥座接觸，在閥盤與閥座之間密封液體，這樣在閥盤與閥座金屬尚未接觸之前便在金屬間形成“液墊”，從而可以減少閥最后關(guān)閉時(shí)的沖擊。

綜上分析可知，模擬求出的集中應(yīng)力與實(shí)際有一定差距。為了使結(jié)果更接近于實(shí)際數(shù)據(jù)，可在該模型求出的應(yīng)力基礎(chǔ)上，再乘一個(gè)考慮實(shí)際阻力和緩沖的折減系數(shù)，該系數(shù)可通過實(shí)驗(yàn)測(cè)量得出。假設(shè)阻力折減系數(shù)為φf，緩沖折減系數(shù)為φt，則總折減系數(shù)φ＝φf×φt，實(shí)際應(yīng)力σ=φ×σˊ（σˊ為理論應(yīng)力），然后參照泵閥疲勞壽命圖，可以求得泵閥的使用壽命。需要強(qiáng)調(diào)的是，用理論應(yīng)力得出的泵閥壽命具有一定的安全余量，可以為現(xiàn)場(chǎng)人員及時(shí)更換泵閥提供參考。

5 泵閥的改進(jìn)措施

從圖 2 上可以看到閥盤下錐角部位呈現(xiàn)出最大應(yīng)力區(qū)域。原因主要是閥盤與閥座沖擊閉合時(shí)，閥盤錐面與閥座接觸，承受沖擊載荷，在錐面 與閥盤底部過渡處結(jié)構(gòu)尺寸急劇變化產(chǎn)生應(yīng)力集中。應(yīng)力集中使局部區(qū)域的應(yīng)力值超過了材料按預(yù)定壽命所能承受的應(yīng)力水平，由此萌生裂紋。疲勞源系在應(yīng)力集中較大的尖角根部萌生，并向芯部擴(kuò)展，所以泵閥主要從錐角與閥盤底部改進(jìn)。在泵閥其它結(jié)構(gòu)及性能不變的情形下，為了減少應(yīng)力集中，底面設(shè)計(jì)為圓弧型，并與錐面采用圓滑過渡（此時(shí)圓弧半徑為 88.54mm）。泵閥改進(jìn)前后的零件圖如圖 6 所示。

對(duì)改進(jìn)后的泵閥做 ANSYS/LS—DYNA 三維動(dòng)態(tài)模擬分析，建立模型，剖視圖如圖 7。

圖 7 泵閥改進(jìn)前后結(jié)構(gòu)圖

得到閥盤在閉合階段產(chǎn)生最大局部應(yīng)力時(shí)的應(yīng)力分布圖，如圖 8。

圖 8 改進(jìn)后泵閥三維模型剖視圖

由圖 8 可知，最大局部應(yīng)力出現(xiàn)在錐角偏上方，為 0.834×109Pa，比原來泵閥承受的最大應(yīng)力 0.955×109Pa 減小了 12.67％。將求出的應(yīng)力代入泵閥疲勞壽命圖 6，得到泵閥的壽命為 210h~320h。結(jié)構(gòu)改進(jìn)后，泵閥的壽命大大提高。

此外，改進(jìn)后的閥體在流體中運(yùn)動(dòng)時(shí)還能有效地減小水力摩阻，減緩流體中磨礪性物質(zhì)對(duì)底部及錐面的沖蝕磨損，閥盤落在閥座上時(shí)的密封效果也有所改善。

6 結(jié)論

（1）利用 ANSYS/LS—DYNA 軟件對(duì)閥盤沖擊閥座做三維實(shí)體動(dòng)態(tài)模擬，得到?jīng)_擊過程中泵閥產(chǎn)生最大局部應(yīng)力時(shí)的應(yīng)力分布圖，分析閥盤下錐角處應(yīng)力集中的受力形式與程度。

（2）針對(duì)鉆井泵閥的沖擊疲勞破壞，通過分析泵閥材料在對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力下的條件疲勞極限，得到泵閥在脈動(dòng)循環(huán)載荷作用下的疲勞壽命曲線。依據(jù)此曲線，校核由泵閥關(guān)閉階段簡(jiǎn)化模型和泵閥沖擊過程有限元?jiǎng)恿W(xué)模型求出的最大集中應(yīng)力，估算泵閥的使用壽命。

（3）提出一種可降低應(yīng)力集中的泵閥結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案，從根本上減緩泵閥的沖擊疲勞破壞，對(duì)指導(dǎo)泵閥設(shè)計(jì)，進(jìn)一步延長(zhǎng)泵閥的使用壽命有一定的參考價(jià)值。

文章圖片來源網(wǎng)址：http://www.bannige.cn/