水力加壓器扭矩傳遞機構力學仿真研究

沈桓宇 楊之豪 豐兆安

水力加壓器的扭矩傳遞機構主要有四方扭矩傳遞機構、六方扭矩傳遞機構、八方扭矩傳遞機構和花鍵扭矩傳遞機構，鉆井過程中扭矩傳遞機構要承受大扭矩。因此，對水力加壓器扭矩傳遞機構的力學仿真研究具有重要意義。通過對石油鉆井工具水力加壓器傳統(tǒng)的扭矩傳遞機構進行力學仿真研究，得知八方扭矩傳遞機構和花鍵扭矩傳遞機構的活塞軸剛度相近且最大，傳遞相同的扭矩時花鍵扭矩傳遞機構產生的摩擦力最小，確定花鍵扭矩傳遞機構為最佳選擇。

水力加壓器;扭矩傳遞;力學分析

水力加壓器的扭矩傳遞機構是施加鉆壓和傳遞扭矩的重要部件。扭矩傳遞機構在工作時，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。在此復雜的受力基礎上，無法完全用理論方法來描述該機構零部件的受力與變形情況，因此結合力學理論對水力加壓器扭矩傳遞機構進行力學仿真分析，對水力加壓器的進一步研究非常有意義。

水力加壓器的扭矩傳遞機構主要有四方扭矩傳遞機構、六方扭矩傳遞機構、八方扭矩傳遞機構和花鍵扭矩傳遞機構，鉆井過程中扭矩傳遞機構要承受大扭矩。為了使扭矩傳遞機構活塞軸達到工作要求，在設計時應該選取較大的扭轉剛度，扭轉剛度越大，活塞軸扭轉變形程度就越小。扭矩傳遞機構活塞軸的扭轉剛度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;Ip為截面的極慣性矩，與截面的形狀大小有關。當扭矩傳遞機構材料屬性和扭矩大小相同時，應選取最大的截面慣性矩的扭矩傳遞機構。推導得到四方扭矩傳遞機構的截面的極慣性矩計算公式為：

（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。

六方扭矩傳遞機構的截面的極慣性矩計算公式為：

（2）

八方扭矩傳遞機構的截面的極慣性矩計算公式為：

（3）

根據(jù)機械設計手冊花鍵活塞軸的截面極慣性矩計算公式為：

（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為扭矩傳遞機構的軸外接圓半徑，分別得到極慣性矩值，見表1。

通過對比分析發(fā)現(xiàn)，四方扭矩傳遞機構的截面極慣性矩最小，花鍵扭矩傳遞機構最大。

扭矩傳遞機構摩擦分析

根據(jù)水力加壓器的結構特點進行分析，可知扭矩傳遞機構的軸向運動也會傳遞鉆壓。在扭矩和鉆壓共同作用下，扭矩傳遞機構活塞軸發(fā)生軸向運動，活塞軸與軸套相接觸的區(qū)域會產生摩擦力，會減少水力加壓器所施加的鉆壓，對正常鉆井作業(yè)造成影響。因此，判斷扭矩傳遞機構的摩擦力損耗也是判斷扭矩傳遞機構好壞的一個標準。根據(jù)受力情況推導出四方扭矩傳遞機構摩擦力大小的計算公式為：

（5）

式中：為扭矩傳遞機構所傳遞的扭矩，單位為;為活塞軸與軸套間的接觸應力，單位為N;為接觸應力對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。

六方扭矩傳遞機構摩擦力大小的計算公式為：

（6）

八方扭矩傳遞機構摩擦力大小的計算公式為：

（7）

花鍵扭矩傳遞機構摩擦力大小的計算公式為：

（8）

當扭矩傳遞機構的軸外接圓半徑為21 mm，計算出各扭矩傳遞機構的摩擦力值結果如表2所示：

從上表可以看出，各扭矩傳遞機構在活塞軸外接圓半徑相同的情況下，花鍵扭矩傳遞機構產生的摩擦力最小，八方扭矩傳遞機構產生的摩擦力最大。因此，在以摩擦力作為選擇扭矩傳遞機構的標準時，優(yōu)選選取花鍵扭矩傳遞機構。

在SolidWorks軟件中建立各扭矩傳遞機構的活塞軸與軸套模型，并將模型導入ABAQUS有限元分析軟件中，建立扭矩傳遞機構的有限元模型，如圖1所示。模型中活塞軸長度350mm，軸套長度50mm，軸套外徑70mm，其他尺寸如表1所示?；钊S與軸套均選用35CrMo鋼，其彈性模量為218GPa，泊松比為0.3，屈服強度為780MPa。對活塞軸與軸套采用六面體網格劃分。

經過現(xiàn)場調研，該水力加壓器應用于89mm的井眼的1500m井深中，經過計算，該模型的邊界條件為在活塞軸內表面施加10MPa壓強，外表面施加4.7MPa壓強，活塞軸一端施加10MPa軸向壓強，另一端施加固定約束。

對不同扭矩傳遞機構進行有限元分析計算，圖2、3分別為活塞軸切向位移分布圖和Mises應力分布云圖，圖4為軸套Mises應力分布云圖。

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，計算不同活塞軸單位長度扭轉角分別為1.23°/m、0.81°/m、0.63°/m和0.42°/m。根據(jù)機械設計手冊可知，活塞軸的最大許用單位長度扭轉角為1°/m，故四方傳遞機構不滿足一般傳動軸的剛度條件。分析圖3可知，不同扭矩傳遞機構的活塞軸的Mises應力變化趨勢為四方>六方>八方>花鍵，且該四種活塞軸均沒有超過材料的最大屈服強度。分析圖4發(fā)現(xiàn)，四方機構的軸套Mises應力最大，花鍵次之，八方軸套Mises應力最小，且均沒有超過材料的最大屈服強度。

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構中，除了四方扭矩傳遞機構不滿足該水力加壓器的剛度設計要求外，其余的機構都符合設計要求。扭矩傳遞機構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為不同扭矩機構輸出的摩擦力值，該仿真結果與理論分析結果相符合，表明有限元仿真的準確性。

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

（1）對不同扭矩傳遞機構的剛度與滑動摩擦力進行分析，發(fā)現(xiàn)八方扭矩傳遞機構和花鍵扭矩傳遞機構的活塞軸剛度相近且最大，四方扭矩傳遞機構的活塞軸剛度最小。當傳遞相同的扭矩時，花鍵扭矩傳遞機構產生的摩擦力最小。

（2）通過有限元方法對扭矩傳遞機構進行分析，分析結果得到的變化趨勢與理論計算相同，各個部件的最大Mises應力均低于材料屈服極限強度。

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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