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    壓裂泵液缸螺栓斷裂失效分析與優(yōu)化

    2021-11-07 09:49:10周恕毅
    現(xiàn)代機械 2021年5期
    關(guān)鍵詞:圓角校核斷口

    張 維,周恕毅,雍 軍

    (四川宏華石油設(shè)備有限公司成都研發(fā)部,四川 成都 610036)

    0 引言

    壓裂泵是頁巖氣壓裂作業(yè)中的關(guān)鍵設(shè)備,其液缸螺栓不僅承受整個液缸的重量,而且需承受柱塞運動過程中產(chǎn)生的拉力,液缸螺栓材料一般使用合金材料加工制作而成。螺栓在實際使用中,由于高強度經(jīng)常在應(yīng)力集中的部位如螺桿和頭部的過渡處或者螺紋根部出現(xiàn)斷裂失效[1],并且壓裂泵液缸螺栓維護更換周期較長,因此有必要對壓裂泵液缸螺栓的斷裂失效進行分析和計算,以提高產(chǎn)品的可靠性。

    1 螺栓技術(shù)條件

    壓裂泵液缸螺栓結(jié)構(gòu)如圖1所示,直徑d=φ45 mm和D=φ60 mm設(shè)計過渡臺階結(jié)構(gòu),螺紋尺寸為M45,螺栓材料為40 CrNiMo,為淬火及回火合金鋼,淬火溫度840~860 ℃,回火溫度540~630 ℃。

    圖1 液缸螺栓結(jié)構(gòu)型式

    2 失效型式和斷口分析

    現(xiàn)場使用過程中發(fā)現(xiàn)目前螺栓主要失效形式有以下兩種,其中第二種發(fā)生概率最大,見圖2和圖3所示。

    圖2 螺栓螺紋處斷裂 圖3 螺栓截面變化臺階處斷裂

    (1)從螺栓螺紋根部斷裂。

    對斷裂螺紋進行斷口分析,得出斷裂的主要原因是車制螺紋過程中產(chǎn)生的微裂紋。

    (2)從螺栓截面變化臺階處疲勞斷裂

    對斷裂螺紋進行斷口分析,得出該斷口為疲勞斷口,疲勞源為線性疲勞源,整個斷口分為三部分:1)疲勞源區(qū),為線性疲勞源;2)疲勞擴展區(qū),可見明顯的貝殼紋線;3)瞬時斷裂區(qū),這是最后斷裂區(qū)域,見圖4所示。

    圖4 疲勞斷口分析

    3 分析與優(yōu)化

    3.1 螺栓強度校核

    (1)采用有限元方法進行計算,模型和網(wǎng)格劃分見圖5,計算螺栓編號見圖6。

    圖5 液缸連接螺栓模型

    圖6 螺栓編號

    (2)加載:將螺栓端部固定;對液缸每個缸施加周期性載荷(額定工況下柱塞力),一個加載周期平均分成36步。

    (3)計算結(jié)果見表1:兩端4個螺栓受力最大,中間螺栓受力最小,其中第10號螺栓受力最大,其一個周期內(nèi)的受力分布趨勢見圖7,因此采用螺栓最大載荷259000 N來進行螺栓強度校核。

    表1 各螺栓受到的最大拉力

    圖7 第10號螺栓一個周期內(nèi)的拉力

    按照機械設(shè)計手冊[2]推薦公式進行緊螺栓的的靜載荷校核和應(yīng)力幅校核。

    靜載荷校核:F0=F″+F

    F″=KF

    σlp=σs/S1

    σap=εKtKuσ-1t/KaSa

    式中:F0—螺栓最大拉伸力,N;F″—螺栓的剩余預計力,N;F—軸向載荷力,N;σ1—計算應(yīng)力,MPa;d1—螺栓小徑,mm;K—殘余預緊力系數(shù);σlp—許用拉應(yīng)力,MPa;σs—螺栓屈服強度,MPa;S1—靜載荷安全系數(shù);σs—應(yīng)力幅,MPa;λ—相對剛度;σap—許用應(yīng)力幅;ε—尺寸系數(shù);Kt—制造工藝系數(shù);Ku—受力不均系數(shù);σ-1t—抗疲勞極限數(shù);Ka—缺口應(yīng)力集中系數(shù);Sa—應(yīng)力幅安全系數(shù)。

    材料40 CrNiMo的σb=1050 MPa,σs=980 MPa;螺栓軸向的載荷力259000 N;K=0.6;d1=41.752;λ=0.25;ε=0.58;Kt=1;Ku=1;σ-1t=460 MPa;Ka=5.5,螺栓校核結(jié)果如表2所示,因此螺栓設(shè)計滿足使用要求。

    表2 螺栓校核結(jié)果

    3.2 優(yōu)化措施

    根據(jù)前面螺栓的斷口分析,螺栓失效形式主要為臺階處的疲勞損壞,因此需進一步提高臺階處的疲勞安全系數(shù);按照機械設(shè)計手冊[3]恒幅不對稱循環(huán)疲勞強度計算公式,在不改變負載工況和材料性能的前提下,可以通過以下方法提供螺栓的疲勞安全系數(shù)。

    恒幅不對稱循環(huán)疲勞強度計算公式:

    nσ=σ-1/(Kσσa/εσβσF+ψσσm)

    式中,σ-1—疲勞極限;Kσ—有效應(yīng)力集中系數(shù);εσ—尺寸系數(shù);βσ—表面系數(shù);ψσ—不對稱循環(huán)度系數(shù);σa—應(yīng)力副,MPa;σm——平均應(yīng)力,MPa。

    (1)減少有效應(yīng)力集中系數(shù)Kσ

    利用有限元仿真分析臺階圓角對螺栓受力的影響,見圖8~圖12和表3。

    表3 臺階處的應(yīng)力集中分析

    圖12 加R=13.5 mm圓角應(yīng)力值211.1 MPa

    仿真結(jié)果中的最大應(yīng)力值位置與機械設(shè)計手冊[3]中圖40.4-61描述一致,并且對比仿真數(shù)據(jù)和機械設(shè)計手冊曲線數(shù)據(jù):應(yīng)力集中系數(shù)Kσ與大小端直徑D、d和過渡圓角R有關(guān),由于大端直徑除以小端直徑為60/45=1.33,隨過渡圓角的增大應(yīng)力集中系數(shù)Kσ隨之減少,當圓角半徑除以小端直徑的數(shù)據(jù)達到0.2以上,應(yīng)力集中系數(shù)Kσ趨于平緩,約為1.4,臺階處圓角對應(yīng)力集中的影響見圖13。

    圖13 臺階處圓角對應(yīng)力集中的影響

    (2)增加尺寸系數(shù)εσ

    尺寸系數(shù)與零件外形尺寸有關(guān),隨著零件直徑的增加而減少。

    (3)增加表面系數(shù)βσ

    表面系數(shù)與零件表面加工狀態(tài)、表面腐蝕狀況、表面強化狀況有關(guān),通過降低螺栓表面粗糙度、涂抹防銹脂、利用高頻淬火、氮化、滲碳、噴丸強化、滾壓等方式增加螺栓的表面質(zhì)量系數(shù)。

    (4)減少不對稱循環(huán)度系數(shù)ψσ

    不對稱循環(huán)度系數(shù)與零件表面狀態(tài)有關(guān),拋光、磨削、車削、熱軋、鍛造等加工方法不同,不對稱循環(huán)度系數(shù)也不同,其中拋光數(shù)值最大,鍛造數(shù)值最小。

    4 建議與改進效果

    1)對于螺栓螺紋根部斷裂型式,由于裂紋主要原因為車制螺紋過程中產(chǎn)生的微裂紋,可通過改變制造工藝,將車制螺紋改成滾制螺紋,以提高螺紋的加工質(zhì)量。

    2)對于螺栓截面變化臺階處疲勞斷裂型式,可通過增加臺階過渡圓角,以減少應(yīng)力集中系數(shù);在圓角處增加滾壓、滲碳、噴丸強化等措施以增加表面系數(shù);增加尺寸系數(shù);減少不對稱循環(huán)度系數(shù)等措施來提高疲勞強度安全系數(shù),從而提高液缸螺栓的疲勞壽命。

    3)通過以上兩種優(yōu)化改進措施,此結(jié)構(gòu)的壓裂泵液缸螺栓在現(xiàn)場連續(xù)使用1000 h后不再出現(xiàn)疲勞斷裂的情況,顯著提高了螺栓的疲勞壽命。

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