摘要：通过对钻井泵阀疲劳寿命的研究，进一步剖析泵阀失效的主要机理。利用 ANSYS/LS—DYNA 软件构建泵阀三维实体模型，模拟阀盘攻击阀座的历程，获得阀盘受力漫衍图，据此剖析脉动循环应力对泵阀疲劳破坏的影响。该剖析着重考虑了在交变载荷作用下应力集中对加速泵阀失效所带来的危害性，完善了泵阀的无攻击理论。依据泵阀疲劳寿命曲线，对泵阀使用寿命进行估算，并提出一种泵阀结构革新的新计划，在一定水平上有效减缓了应力集中，对延长泵阀使用寿命具有重要的实用价值。
要害词：钻井泵阀；脉动循环应力；应力集中；疲劳寿命
泵阀是钻井泵的要害部件和易损件之一，其设计优劣直接影响到泵的事情性能和使用寿命。一方面，要提高泵阀接触外貌耐冲蚀的能力，就一定要增加接触面的外貌硬度，而硬度过高又会削弱耐攻击的性能。另一方面，要提高质料抗攻击载荷的能力，就必须包管质料有较高的韧性，相应的硬度又会受影响。别的，尽管泵阀的综合性能好，但在差别工况条件下，种种性能并不会同时发挥作用，且泵阀的加工本钱也会相应提高。因此，研究泵阀的失效机理对泵阀的设计制造具有重要的指导作用。
一般而言，造成钻井泵阀失效的原因有攻击疲劳破坏和冲蚀磨砺磨损（液力磨砺性磨损）两种。然而通过对矿场报废的钻井泵阀宏观和微观形貌剖析标明，攻击疲劳破坏是泵阀失效的主要机理，因此在泵阀设计时，要重点考虑泵阀质料的抗攻击疲劳性能及由零件的局部应力状态确定的疲劳强度。
本文依据泵阀在关闭阶段的简化模型和泵阀攻击历程的有限元动力学模型，重点研究泵阀攻击时，阀盘与阀座接触面上爆发应力集中部位的受力形式及水平，并通过泵阀疲劳寿命曲线对最大应力区进行疲劳校核，从而估算泵阀的使用寿命。凭据疲劳寿命曲线，以泵阀最弱区为工具，通过革新泵阀的结构以降低峰值应力，为高效地利用泵阀提出可行性计划。
1 泵阀应力剖析
随着活塞的往复运动，阀盘对阀座爆发间歇攻击，泵阀蒙受攻击载荷。接触面上应力由闭合瞬间到爆发最大应力再到泵阀开启时刻，如此循环攻击，可以认定泵阀蒙受脉动循环应力。
在泵阀关闭阶段的简化模型中，假定在很小的滞后高度内，阀盘受力稳定，匀加速向下运动，直至关闭。凭据此模型求出泵阀关闭时刻阀盘的速度和加速度。
文献中以油田大宗使用的 7# 阀为例，选取锥角为 45°（锥角为锥阀母线与轴线之间的夹角），设定阀开启时曲柄转角φ=25°，冲次为 120 次／min，泵压为 15MPa，在曲柄转角φ=25°~180°之间，对钻井泵阀阿道尔夫精确微分方程进行数值仿真，获得阀盘的滞后高度为 0.0056m，在此处的速度为﹣0.4067m/s2。利用简化模型，可求出泵阀关闭时刻阀盘的速度为﹣19.3676m/s，加速度为﹣33476.65m/s2。
以简化模型获得的关闭时刻阀盘的速度和加速度作为运动界限条件，利用 ANSYS/LS—DYNA 软件构建泵阀的三维模型，模拟阀盘攻击阀座的历程。按泵阀的实际尺寸建立泵阀整体模型，省略密封圈，凭据钻并泵阀实际工况设置质料属性及几何约束条件，接纳 8 结点六面体单位进行网格化划分，建立模型，剖视图如图 l 所示。
图 1 泵阀三维模型剖视图
应用动力学理论剖析处理碰撞、滑动接触界面问题，获得锥角 45 °、7 #阀阀盘在闭合阶段爆发最阵势部应力时的应力漫衍图，如图 2。
图 2 阀盘应力漫衍图
由图 2 获得阀盘在攻击阀座的历程中，爆发的最阵势部集中应力为 0.955×109Pa，从而可知泵阀锥面下端应力集中区域蒙受的脉动循环载荷 0.955×109Pa，周期为 0.5s（泵阀的冲次为 120 次／min)，如图 3。
图 3 锥面下端应力集中区域受力形式
在脉动循环应力作用下，锥面下端应力集中区域更易形成疲劳裂纹，使泵阀的疲劳强度显著降低，这一点与阀座失效的宏观形貌中锥面下部爆发严重塑性变形的现象完全吻合�？杉�，泵阀攻击时应力集中引起的攻击疲劳是泵阀失效的主要原因。
本文接纳三维几何实体模型取代文献中的二维平面模型，将种种类型动力载荷施加到结构模型的特定受载部分，模拟真实碰撞历程。利用 ANSY/LS—DYNA 软件有限元显式非线性动力剖析求解程序，盘算获得越发精确的应力解，并且对应力漫衍的方位有越发直观的认识。
2 泵阀质料的S-N曲线
钻井泵阀的制造质料广泛接纳40Cr钢，40Cr钢属低合金中碳结构钢，经调质处理后，具有可塑性好、疲劳强度高、缺口敏感性低、低温攻击韧性优良等特性。力学性能见表1。
| σb/MPa | σ0.2/MPa | δs/％ | ψ％ |
|---|---|---|---|
1080 | 950 | 18.0 | 58.0 |
文献给出了 40Cr 钢平滑试样在 105~1010 循环周次规模内的疲劳寿命（S-N）曲线，如图 4 所示。
图4 40Cr钢S-N曲线
在 105~108周次规模内，疲劳曲线可用 Basquin 方程式描述：
式中σa——疲劳载荷应力幅；
Nf——σa作用下爆发疲劳破坏时的载荷循环周次；
σ'f——疲劳强度系数；
b——疲劳强度指数或 Basquin 指数。
将实验结果拟合获得 40Cr 钢 S-N 曲线的 Basquin 方程为：
σa﹣?=2431×（2Nf）-0.0998 （2）
式中 σa﹣?——对称循环疲劳载荷应力幅。
在对称循环条件下：
σ-1=σa﹣? （3）
式中 σ-1——对称循环极限应力。
把式（3）代入式（2）获得 40Cr 钢的对称循环极限应力与该应力下爆发疲劳破坏时的循环周次之间的关系式：
σ-1=2431×（2Nf）-0.0998 （4）
由式（4）可得 40Cr 钢试样条件疲劳极限寿命图，如图5所示。
图 5 条件疲劳极限寿命图
3 泵阀疲劳寿命曲线
Peterson 凭据大宗的实验数据，获得在蠕变温度以下，描述蒙受交变载荷机械零件的交变应力幅、平均应力与质料机械性能关系的方程：
式中 σa——交变应力幅；
σm——平均应力；
σb——质料抗拉强度。
质料在差别对称循环极限应力作用下，都有σm=0，代入式（5）得：σa=σ-1，切合对称循环应力的特性。在脉动循环条件下，脉动循环极限应力 σ0与脉动循环疲劳载荷应力幅 σa0、平均应力 σm之间关系式为：
代入式（5）中可得质料在同一寿命下所对应的脉动循环极限应力与对称循环极限应力的关系式为：
式中 σ0——脉动循环极限应力。
由式（4）与式（7）可得质料爆发疲劳破坏时的循环周次与对应的脉动循环极限应力的关系式：
从而获得泵阀在脉动循环应力作用下的疲劳寿命曲线，如图6。
图 6 泵阀疲劳寿命图
4 泵阀寿命剖析
阀盘在攻击阀座的历程中，所蒙受最阵势部集中0.955×109Pa。凭据泵阀疲劳寿命曲线，对应的脉动循环周次为 2.1×105，即泵阀的使用寿命约为 25h~30h。由于以上简化模型求解时忽略了实际工况中保存的两个因素，因此得出的结果与实际泵阀寿命可能略有收支。现对这两因素剖析如下：
一方面，在泵阀关闭阶段简化模型和泵阀攻击历程有限元动力学模型中认为，阀盘在高度 5.6mm处，由于强大压力推动快速下落，从而完全忽略水力摩阻和导轨摩阻。在此阶段阀盘受力平衡方程中，由于阻力忽略，求出阀盘下落时的速度与加速度比实际情况下的速度与加速度大。在实际工况下，阀盘从最高位置到与阀座接触，时间极短。阀盘运动下方的液体受到压缩变得相对浓厚（密度增大），而阀盘上方的液体又会变得相对稀�。芏燃跣。�，液体会由浓厚的地偏向稀薄的地方流动，由于快速运动的阀盘上方爆发了液体稀薄区域，阀盘下方的液体就会尽力绕过阀盘向阀盘上方流动，并发动四周的液体快速填补这一区域，这样便形成了流体涡旋。有涡旋的地方液体运动加速，压强会进一步减小，因此，关于快速运动的阀盘，下方受到的液体压强远远大于上方涡旋处的压强，上下压强差对阀盘爆发了一个向上的阻力，这个阻力跟涡旋有关，界说为涡旋阻力。在流体中运动的阀盘所受的阻力包括摩擦阻力和涡旋阻力，涡旋阻力要比摩擦阻力大得多，所以在求解时不叮忽略。
另一方面，在 ANSYS 模拟时也并未考虑密封圈的缓冲作用。密封圈事情锥面的锥度一般与阀盘（或阀座）锥度相同，并且前者突出于阀盘锥面以外。这样当阀盘下落时，密封圈首先与阀座接触，对阀盘与阀座金属面之间爆发的刚性接触起缓冲作用。同时，由于密封圈首先与阀座接触，在阀盘与阀座之间密封液体，这样在阀盘与阀座金属尚未接触之前便在金属间形成“液垫”，从而可以减少阀最后关闭时的攻击。
综上剖析可知，模拟求出的集中应力与实际有一定差别。为了使结果更接近于实际数据，可在该模型求出的应力基础上，再乘一个考虑实际阻力缓和冲的折减系数，该系数可通过实验丈量得出。假设阻力折减系数为φf，缓冲折减系数为φt，则总折减系数φ＝φf×φt，实际应力σ=φ×σˊ（σˊ为理论应力），然后参照泵阀疲劳寿命图，可以求得泵阀的使用寿命。需要强调的是，用理论应力得出的泵阀寿命具有一定的宁静余量，可以为现场人员实时更换泵阀提供参考。
5 泵阀的革新步伐
从图 2 上可以看到阀盘下锥角部位泛起出最大应力区域。原因主要是阀盘与阀座攻击闭适时，阀盘锥面与阀座接触，蒙受攻击载荷，在锥面 与阀盘底部过渡处结构尺寸急剧变革爆发应力集中。应力集中使局部区域的应力值凌驾了质料按预定寿命所能蒙受的应力水平，由此萌生裂纹。疲劳源系在应力集中较大的尖角根部萌生，并向芯部扩展，所以泵阀主要从锥角与阀盘底部革新。在泵阀其它结构及性能稳定的情形下，为了减少应力集中，底面设计为圆弧型，并与锥面接纳圆滑过渡（此时圆弧半径为 88.54mm）。泵阀革新前后的零件图如图 6 所示。
对革新后的泵阀做 ANSYS/LS—DYNA 三维动态模拟剖析，建立模型，剖视图如图 7。
图 7 泵阀革新前后结构图
获得阀盘在闭合阶段爆发最阵势部应力时的应力漫衍图，如图 8。
图 8 革新后泵阀三维模型剖视图
由图 8 可知，最阵势部应力泛起在锥角偏上方，为 0.834×109Pa，比原来泵阀蒙受的最大应力 0.955×109Pa 减小了 12.67％。将求出的应力代入泵阀疲劳寿命图 6，获得泵阀的寿命为 210h~320h。结构革新后，泵阀的寿命大大提高。
别的，革新后的阀体在流体中运动时还能有效地减小水力摩阻，减缓流体中磨砺性物质对底部及锥面的冲蚀磨损，阀盘落在阀座上时的密封效果也有所改善。
6 结论
（1）利用 ANSYS/LS—DYNA 软件对阀盘攻击阀座做三维实体动态模拟，获得攻击历程中泵阀爆发最阵势部应力时的应力漫衍图，剖析阀盘下锥角处应力集中的受力形式与水平。
（2）针对钻井泵阀的攻击疲劳破坏，通太过析泵阀质料在对称循环应力下的条件疲劳极限，获得泵阀在脉动循环载荷作用下的疲劳寿命曲线。依据此曲线，校核由泵阀关闭阶段简化模型和泵阀攻击历程有限元动力学模型求出的最大集中应力，估算泵阀的使用寿命。
（3）提出一种可降低应力集中的泵阀结构革新计划，从基础上减缓泵阀的攻击疲劳破坏，对指导泵阀设计，进一步延长泵阀的使用寿命有一定的参考价值。
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