液压震击器的阻尼阀应力计算及性能分析

高巧娟，李兴杰，周家齐，刘希茂，张若熙，孙一迪

(北京石油机械厂，北京 100083)①



液压震击器的阻尼阀应力计算及性能分析

高巧娟，李兴杰，周家齐，刘希茂，张若熙，孙一迪

(北京石油机械厂，北京 100083)①

在钻井用液压震击器中，液压阻尼阀通过阀体与缸筒适当配合形成阻尼效应，使外力延时产生震击效果。以ø73 mm液压震击器为例，通过理论计算，结合ANSYS软件对阀体与缸筒的接触应力进行分析，确定阀体与缸筒最佳配合尺寸。研究结果表明，如果阀体与缸筒密封面之间过盈量较大，则密封面接触应力过大，阀体会发生严重烧伤磨损；如果密封面之间过盈量较小，则震击器产生延时时间短，震击过程不明显；当过盈量在0.040～0.077 mm时，延时时间约为40 s，且无异常磨损，达到设计要求。通过试验验证了理论分析结果是准确的。

液压震击器；液压阻尼阀；应力；性能；分析

在钻井过程中，有时会因各种因素造成严重的井下事故[1]。液压震击器是一种先进的震击工具，适用于钻井作业中沉砂、泥包等需要震击的卡钻事故的处理[2]，以及中途测试、解封、取芯等特殊作业[3]，是石油、地质勘探钻井工程中新型的震击工具。

液压震击器利用远程外力驱动，可重复开启、多次震击。液压阻尼阀是液压震击器的核心部件，通过拉压可轻松开关该阀。该工具应用液压原理，采用了过盈配合的阻尼结构，其结构简单、对于微小尺寸震击器也适用，且达到了钻井遇阻解卡所需的震击性能。但是，阻尼阀中阀体和液压缸筒的密封性能要求极高，调查发现，当液压震击器下井一次后，检修中发现个别阀体磨损严重，导致无法使用。在正常工作状态下，阀体除了作旋转或往复的主体相对运动外，还伴随着轴向与径向的振动，会引起配合密封面分离而导致泄漏。特别是在高速和冲击力大的震击器上更为严重。多年的实践证明，由于阀体密封性能不稳定，经常发生密封早期失效，造成维修频率和维修成本一直居高不下，使用寿命偏低。因此，阀体与缸筒配合面的合理设计成为十分复杂的问题。

1　原理介绍

液压阻尼阀由芯轴、旁通环、阻尼阀、限位环、缸筒等组成，结构如图1。阻尼阀与缸筒接触面通过过盈配合实现密封作用，旁通环四周均布过流槽，对高压腔实现分流作用，限位环主要用于限制旁通环与阻尼阀的轴向移动。

1—芯轴；2—高压腔；3—旁通环；4—阻尼阀； 5—限位环；6—缸筒；7—低压腔。图1　阻尼阀结构示意

当钻柱的拉力作用于震击器芯轴时，芯轴带动阀体移动，由于液压油不可压缩，液压油由高压腔通过旁通环分流到达低压腔，在此过程中，阀体在芯轴拉力的作用下缓慢移动。当拉力足够大，且拉力保持的时间(即延时时间)足够长时，阀体过盈面到达缸筒的卸荷点，此时缸筒内的高压腔与低压腔连通，液压阻尼阀被打开，此时震击器产生加速震击。随后，将芯轴下压，使阀体进入过盈压合面，准备下一次震击。

2　建模分析

当震击器工作时，阻尼阀的阀体在轴向压力作用下沿液压缸内滑动，过盈压合面是依靠阀体密封端面另一侧的液压油润滑，因此润滑条件差，摩擦损失大(过盈状态摩擦损失约占大钩拉力的40%)[4]，磨损严重，使阀体与缸筒压合过盈面密封失效。所以，保持最佳的配合间隙成为关键技术问题。

考虑到液压震击器的工作环境与工作方式，在要求震击器有足够的震击力的基础上，还要求有足够的延时功能，防止随时误震。因此，在阻尼阀设计中不仅要满足抗拉强度与抗扭强度的要求，还要尽可能地满足阻尼延时性能。针对以上问题，笔者对液压阻尼阀进行优化，对阀体与液压缸筒的过盈配合结构进行建模，通过定量分析，推导出最佳配合过盈量计算公式。建立的分析模型如图2所示。

图2　液压阻尼阀过盈配合示意

当需要震击时，在芯轴拉力作用下阀体移动(即压缩液压油)，使缸筒内腔的压力升高。阀体与液压缸筒是过盈配合，正常工作中，缸筒筒壁爆破压力远大于缸筒内腔压力，因此在计算中对爆破压力不予考虑。假设阀体达到瞬间平衡，缸筒筒壁承受内腔压力如式(1)所示：

(1)

式中：p为缸筒内压力，MPa；Tmax为芯轴最大拉力，N；D为液压缸筒内径，mm；do为芯轴外径，mm。

阀体与缸筒筒壁是过盈配合，通过较少的压合面，实现密封压力。由于震击器要在工作状态下达到震击效果，需要连续重复震击，缸筒要反复承受瞬间的高压作用，其内部承压值大于p，因此阀体与缸筒接触应力应大于p时，才能达到密封效果。根据过盈联接的计算公式[5]，当接触应力等于p时，阀体所需求的最小有效过盈量如式(2)。当接触应力等于阀体材料屈服强度时，阀体与缸筒过盈量达到最大，如式(3)。

(2)

(3)

(4)

(5)

式中：δmin为最小有效过盈量，mm；δmax为最大有效过盈量，mm；σs为阀体材料屈服强度，df为阀体与缸筒压合面直径(即包容件内径)，mm；di为阀体里孔直径，mm；Ei为阀体的弹性模量，MPa；υi为阀体泊松比。

3　实例分析

3.1理论计算

以ø73 mm液压震击器为例，阀体材料采用铍铜QBe2，弹性模量为1.25×105MPa，泊松比为0.3，抗拉强度为469 MPa，屈服强度为172 MPa；阀体与缸筒配合面直径df为58.5 mm，阀体内径di为20 mm。缸筒材料采用40CrMnMoA，弹性模量为2.07×105MPa，泊松比0.254，抗拉强度为785 MPa，屈服强度为980 MPa，外径为73 mm，内径为58.5 mm，最大拉力Tmax设定为 150 kN。

根据上述公式计算得缸筒内压力p为153.2 MPa，最小过盈量δmin为0.040 mm，最大过盈量为0.077 mm。

3.2有限元分析

对上述实例中ø73 mm液压震击器的阻尼阀进行分析，假设阀体达到平衡状态，阀体与缸筒相对静止。按照实例参数建立有限元模型，进行静态接触分析。有限元网格按实际过盈量重合，如图3所示，摩擦因数取0.05。

图3　液压阻尼阀有限元网格模型

过盈量δ根据理论计算结果取0.040～0.077 mm，在有限元分析中δ分别选取0.04、0.05、0.06、0.08 mm，对阀体与缸筒接触点接触应力进行分析，分析结果如图4～7中a所示接触应力图。同时，对阀体与缸筒零部件过盈配合的内部应力进行分析，分析结果如图4～7中b所示局部应力图。应力值如表1。

a　接触应力

b　局部应力图4　过盈量0.04 mm时液压阻尼阀的过盈配合应力

a　接触应力

b　局部应力图5　过盈量0.05 mm时液压阻尼阀的过盈配合应力

a　接触应力

b　局部应力图6　过盈量0.06 mm时液压阻尼阀的过盈配合应力

a　接触应力

b　局部应力图7　过盈量0.08 mm时液压阻尼阀的过盈配合应力表1　不同过盈量之间应力对比

过盈量/mm0.040.050.060.08最大接触应力/MPa160.44167.3194.09217.3最大局部应力/MPa119.916126.5152.03202.8

根据图8有限元接触应力与局部应力对比图可知，零部件局部应力均小于接触点接触应力，因此，仅需满足接触应力要求即可。为满足材料性能，接触应力需小于阀体材料的屈服强度，同时为满足密封性能，接触应力需大于缸筒内部应力。当阀体与缸筒过盈量为0.08 mm时，此时局部应力202.8 MPa，大于阀体屈服强度172 MPa，从而导致阀体磨损，使用寿命减少。当阀体与缸筒过盈量为0.04 mm时，接触应力为160.44 MPa大于缸筒内部应力153.2 MPa，小于阀体屈服强度172 MPa，满足密封条件和材料性能。因此，介于局部应力曲线与接触应力曲线之间，对应的过盈量(阴影区域)即可满足要求。由此可知，当过盈量在0.040～0.077 mm时，设计满足材料强度要求和密封性能要求。

图8　液压阻尼阀过盈配合应力对比

4　试验

在液压阻尼阀中缸筒尺寸不变的情况下，将阀体压合面过盈量分别设计为0.04、0.05、0.06、0.08 mm 4种不同的阀体尺寸，然后装入ø73 mm规格液压震击内进行试验。施加推力将试验样机完全复位，使阀体压入缸筒过盈面，调节拉力至150 kN，操作换向阀，将其完全拉开，重复3次，并分别记录延时释放时间，试验结果如下：

1)过盈量0.04 mm时，延时释放时间大约10 s，第3次试拉，无明显阻尼延时过程(即没有憋压储能过程)，判断密封面失效，拆卸后，阀体无任何磨合迹象，如图9a。

2)过盈量0.05 mm与0.06 mm试验结果基本相似，延时释放时间均大约40 s，拆卸后，配合部位表面光亮，属正常磨损，其余无异常，如图9b。

3)过盈量0.08 mm时，延时释放时间是大约55 s，拆卸后，阀体外表面轴向划伤严重，如图9c。

图9　液压阻尼阀试验后的阀体

由此可见，当阀体与缸筒配合过盈量大于或等于0.08 mm，则过盈面会产生拉毛或严重变形；当过盈量小于或等于0.04 mm，密封效果没达到，没有憋压储能过程，震击延时时间10 s，延时过程不明显。当过盈量为0.05 mm和0.06 mm时，延时时间40 s，有明显震击过程，拆卸后阀体表面无异常，此次试验结果与理论分析结果吻合。

5　结论

1)液压震击器下井工作时，阀体除了作旋转或往复的主体相对运动外，还伴随着轴向与径向的振动。针对阀体与缸筒间密封面分离而导致泄漏问题，结合理论计算与有限元分析，确定阀体与缸筒间合理配合量。对于ø73 mm液压震击器中的阻尼阀，保证阀体过盈量在0.040～0.077 mm，产品性能达到设计要求，产品质量得到保证。

2)通过ø73 mm液压震击器台架试验显示，当阀体与缸筒配合过盈量为0.08 mm时，拆卸后发现密封面发生严重烧伤、拉毛；当过盈量为0.04 mm时，则达不到较好的密封效果，没有憋压储能过程，震击延时时间10 s，延时过程不明显。当过盈量为0.05 mm和0.06 mm时，延时时间40 s，且拆卸后阀体表面无异常，达到设计要求，与理论计算结果吻合。

3)通过ANSYS对阀体与缸筒过盈配合进行静态接触分析，并让其有限元网格按实际过盈量重合，最终分析结果与实际试验结果吻合，对于确定合理过盈量和改进产品质量具有重大参考意义。

4)揭示了一种更加经济和可持续性的方法，通过理论计算与软件分析，优化了液压震击器的阻尼性能，减少了试验费用与试验时间，提高了产品的质量，在创造经济效益的同时，也赢得了信誉和市场，为石油钻井工业的发展提供了精良装备。

[1]高巧娟，刘希茂.打捞震击器力学分析[J].石油矿场机械，2015，44(6)：34-37.

[2]贺志刚，陈平，李汉兴.上击器的震击动载荷计算[J].石油机械，1999(27)：4-6.

[3]蒋希文.钻井事故与复杂问题[M].北京：石油工业出版社，2002：57.

[4]陈玉祥，徐治明.液压加速器在震击解卡作业中的作用[J].石油机械，1998，26(1)：36-39.

[5]《机械工程手册》编写组.机械工程手册[M].北京：机械工业出版社，1982：27-73.

Stress Calculation and Performance Analysis of Damping Valve in Hydraulic Jar

GAO Qiaojuan，LI Xingjie，ZHOU Jiaqi，LIU Ximao，ZHANG Ruoxi，SUN Yidi

(BeijingPetroleumMachineryCo.，Beijing100083，China)

In a hydraulic drilling jar，the hydraulic damping valve can cause a proper strike effect thanks to the damping effect through the shrink fit between the piston and cylinder.In this paper，in order to ensure the best shrink range through theoretical calculations and ANSYS software，the ø73 mm hydraulic jar is used as an example.And the result shows that a larger shrink fit will lead to severe damage and abrasions on faying surfaces.However，if the amount of shrink fit is not enough，the shock will not delay，meaning an unqualified damping effect.The contact stress and damping effect will meet the design demands only when the amount of interference fit is between 0.04～0.077 mm，and the release time is about 40 s.Finally，the rationality of theoretical analysis is proved by the bench test.

hydraulic jar；hydraulic damping valve；stress；performance；analysis

1001-3482(2016)09-0078-05

2016-03-05

高巧娟(1983-)，女，工程师，硕士，2009年毕业于中国石油大学(北京)，现从事井下工具的研发工作，E-mail：gaoqjdri@cnpc.com。

TE921.201

Adoi：10.3969/j.issn.1001-3482.2016.09.018