上海滬工閥門(mén)廠(chǎng)（集團）有限公司

泵閥是鉆井泵的關(guān)鍵部件和易損件之一，其設計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(guò)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 )相應提高。因此，研究泵閥的失效機理對泵閥的設計制造具有重要的指導作用。

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(guò)對礦場(chǎng)報廢的鉆井泵閥宏觀(guān)和微觀(guān)形貌分析表明，沖擊疲勞破壞是泵閥失效的主要機理，因此在泵閥設計時(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力狀態(tài)確定的疲勞強度。

本文依據泵閥在關(guān)閉階段的簡(jiǎn)化模型和泵閥沖擊過(guò)程的有限元動(dòng)力學(xué)模型，重點(diǎn)研究泵閥沖擊時(shí)，閥盤(pán)與閥座接觸面上產(chǎn)生應力集中部位的受力形式及程度，并通過(guò)泵閥疲勞壽命曲線(xiàn)對最大應力區進(jìn)行疲勞校核，從而估算泵閥的使用壽命。根據疲勞壽命曲線(xiàn)，以泵閥最弱區為對象，通過(guò)改進(jìn)泵閥的結構以降低峰值應力，為高效地利用泵閥提出可行性方案。

1 泵閥應力分析

隨著(zhù)活塞的往復運動(dòng)，閥盤(pán)對閥座產(chǎn)生間歇沖擊，泵閥承受沖擊載荷。接觸面上應力由閉合瞬間到產(chǎn)生最大應力再到泵閥開(kāi)啟時(shí)刻，如此循環(huán)沖擊，可以認定泵閥承受脈動(dòng)循環(huán)應力。

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，閥盤(pán)受力不變，勻加速向下運動(dòng)，直至關(guān)閉。根據此模型求出泵閥關(guān)閉時(shí)刻閥盤(pán)的速度和加速度。

文獻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(xiàn)與軸線(xiàn)之間的夾角），設定閥開(kāi)啟時(shí)曲柄轉角φ=25°，沖次為 120 次／min，泵壓為 15MPa，在曲柄轉角φ=25°~180°之間，對鉆井泵閥阿道爾夫精確微分方程進(jìn)行數值仿真，得到閥盤(pán)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(pán)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(pán)的速度和加速度作為運動(dòng)邊界條件，利用 ANSYS/LS—DYNA 軟件構建泵閥的三維模型，模擬閥盤(pán)沖擊閥座的過(guò)程。按泵閥的實(shí)際尺寸建立泵閥整體模型，省略密封圈，根據鉆并泵閥實(shí)際工況設置材料屬性及幾何約束條件，采用 8 結點(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

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

圖 2 閥盤(pán)應力分布圖

由圖 2 得到閥盤(pán)在沖擊閥座的過(guò)程中，產(chǎn)生的最大局部集中應力為 0.955×10⁹Pa，從而可知泵閥錐面下端應力集中區域承受的脈動(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 錐面下端應力集中區域受力形式

在脈動(dòng)循環(huán)應力作用下，錐面下端應力集中區域更易形成疲勞裂紋，使泵閥的疲勞強度顯著(zhù)降低，這一點(diǎn)與閥座失效的宏觀(guān)形貌中錐面下部發(fā)生嚴重塑性變形的現象完全吻合�？梢�(jiàn)，泵閥沖擊時(shí)應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)體模型代替文獻中的二維平面模型，將各種類(lèi)型動(dòng)力載荷施加到結構模型的特定受載部分，模擬真實(shí)碰撞過(guò)程。利用 ANSY/LS—DYNA 軟件有限元顯式非線(xiàn)性動(dòng)力分析求解程序，計算得到更加精確的應力解，并且對應力分布的方位有更加直觀(guān)的認識。

2 泵閥材料的S-N曲線(xiàn)

鉆井泵閥的制造材料廣泛采用40Cr鋼，40Cr鋼屬低合金中碳結構鋼，經(jīng)調質(zhì)處理后，具有可塑性好、疲勞強度高、缺口敏感性低、低溫沖擊韌性?xún)?yōu)良等特性。力學(xué)性能見(jiàn)表1。

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

圖4 40Cr鋼S-N曲線(xiàn)

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

式中σ_a——疲勞載荷應力幅；
N_f——σ_a作用下發(fā)生疲勞破壞時(shí)的載荷循環(huán)周次；
σ'_f——疲勞強度系數；
b——疲勞強度指數或 Basquin 指數。

將實(shí)驗結果擬合得到 40Cr 鋼 S-N 曲線(xiàn)的 Basquin 方程為：

σ_a﹣¹=2431×（2N_f）^-0.0998 （2）

式中 σ_a﹣¹——對稱(chēng)循環(huán)疲勞載荷應力幅。

在對稱(chēng)循環(huán)條件下：

σ_-1=σ_a﹣¹ （3）

式中 σ_-1——對稱(chēng)循環(huán)極限應力。

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

σ_-1=2431×（2N_f）^-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(xiàn)

Peterson 根據大量的實(shí)驗數據，得到在蠕變溫度以下，描述承受交變載荷機械零件的交變應力幅、平均應力與材料機械性能關(guān)系的方程：

式中 σ_a——交變應力幅；
σ_m——平均應力；
σ_b——材料抗拉強度。

材料在不同對稱(chēng)循環(huán)極限應力作用下，都有σm=0，代入式（5）得：σ_a=σ_-1，符合對稱(chēng)循環(huán)應力的特性。在脈動(dòng)循環(huán)條件下，脈動(dòng)循環(huán)極限應力 σ₀與脈動(dòng)循環(huán)疲勞載荷應力幅 σ_a⁰、平均應力 σ_m之間關(guān)系式為：

代入式（5）中可得材料在同一壽命下所對應的脈動(dòng)循環(huán)極限應力與對稱(chēng)循環(huán)極限應力的關(guān)系式為：

式中 σ₀——脈動(dòng)循環(huán)極限應力。

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

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

圖 6 泵閥疲勞壽命圖

4 泵閥壽命分析

閥盤(pán)在沖擊閥座的過(guò)程中，所承受最大局部集中0.955×10₉Pa。根據泵閥疲勞壽命曲線(xiàn)，對應的脈動(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，因此得出的結果與實(shí)際泵閥壽命可能略有出入�，F對這兩因素分析如下：

一方面，在泵閥關(guān)閉階段簡(jiǎn)化模型和泵閥沖擊過(guò)程有限元動(dòng)力學(xué)模型中認為，閥盤(pán)在高度 5.6mm處，由于強大壓力推動(dòng)快速下落，從而完全忽略水力摩阻和導軌摩阻。在此階段閥盤(pán)受力平衡方程中，由于阻力忽略，求出閥盤(pán)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(pán)從最高位置到與閥座接觸，時(shí)間極短。閥盤(pán)運動(dòng)下方的液體受到壓縮變得相對稠密（密度增大），而閥盤(pán)上方的液體又會(huì )變得相對稀�。�密度減�。�，液體會(huì )由稠密的地方向稀薄的地方流動(dòng)，由于快速運動(dòng)的閥盤(pán)上方產(chǎn)生了液體稀薄區域，閥盤(pán)下方的液體就會(huì )極力繞過(guò)閥盤(pán)向閥盤(pán)上方流動(dòng)，并帶動(dòng)四周的液體快速填補這一區域，這樣便形成了流體渦旋。有渦旋的地方液體運動(dòng)加速，壓強會(huì )進(jìn)一步減小，因此，對于快速運動(dòng)的閥盤(pán)，下方受到的液體壓強遠遠大于上方渦旋處的壓強，上下壓強差對閥盤(pán)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。在流體中運動(dòng)的閥盤(pán)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(pán)（或閥座）錐度相同，而且前者突出于閥盤(pán)錐面以外。這樣當閥盤(pán)下落時(shí)，密封圈首先與閥座接觸，對閥盤(pán)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(pán)與閥座之間密封液體，這樣在閥盤(pán)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，模擬求出的集中應力與實(shí)際有一定差距。為了使結果更接近于實(shí)際數據，可在該模型求出的應力基礎上，再乘一個(gè)考慮實(shí)際阻力和緩沖的折減系數，該系數可通過(guò)實(shí)驗測量得出。假設阻力折減系數為φ_f，緩沖折減系數為φ_t，則總折減系數φ＝φ_f×φ_t，實(shí)際應力σ=φ×σˊ（σˊ為理論應力），然后參照泵閥疲勞壽命圖，可以求得泵閥的使用壽命。需要強調的是，用理論應力得出的泵閥壽命具有一定的安全余量，可以為現場(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(pán)下錐角部位呈現出最大應力區域。原因主要是閥盤(pán)與閥座沖擊閉合時(shí)，閥盤(pán)錐面與閥座接觸，承受沖擊載荷，在錐面 與閥盤(pán)底部過(guò)渡處結構尺寸急劇變化產(chǎn)生應力集中。應力集中使局部區域的應力值超過(guò)了材料按預定壽命所能承受的應力水平，由此萌生裂紋。疲勞源系在應力集中較大的尖角根部萌生，并向芯部擴展，所以泵閥主要從錐角與閥盤(pán)底部改進(jìn)。在泵閥其它結構及性能不變的情形下，為了減少應力集中，底面設計為圓弧型，并與錐面采用圓滑過(guò)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)前后結構圖

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

圖 8 改進(jìn)后泵閥三維模型剖視圖

由圖 8 可知，最大局部應力出現在錐角偏上方，為 0.834×10₉Pa，比原來(lái)泵閥承受的最大應力 0.955×10₉Pa 減小了 12.67％。將求出的應力代入泵閥疲勞壽命圖 6，得到泵閥的壽命為 210h~320h。結構改進(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)對底部及錐面的沖蝕磨損，閥盤(pán)落在閥座上時(shí)的密封效果也有所改善。

6 結論

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

（2）針對鉆井泵閥的沖擊疲勞破壞，通過(guò)分析泵閥材料在對稱(chēng)循環(huán)應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(xiàn)。依據此曲線(xiàn)，校核由泵閥關(guān)閉階段簡(jiǎn)化模型和泵閥沖擊過(guò)程有限元動(dòng)力學(xué)模型求出的最大集中應力，估算泵閥的使用壽命。

（3）提出一種可降低應力集中的泵閥結構改進(jìn)方案，從根本上減緩泵閥的沖擊疲勞破壞，對指導泵閥設計，進(jìn)一步延長(cháng)泵閥的使用壽命有一定的參考價(jià)值。