基于有限元法的脱接器弹簧爪片数优选

王思淇，张 勇，陈有斌

(1.东北石油大学机械科学与工程学院，黑龙江 大庆 163318)(2.大庆油田有限责任公司第三采油厂，黑龙江 大庆 163000)

抽油机与管式抽油泵配套进行采油作业时，为提高油井产液量，通常采用大排量深井泵抽油。当抽油泵柱塞直径大于油井所用油管内径时，就必须配套大泵脱接器，以实现抽油泵柱塞与抽油杆柱的对接和脱离[1-4]。脱接器在井下对接、脱离时产生的冲击载荷，容易使弹簧爪上的爪片承受的作用载荷超出自身的强度，同时弹簧爪根部会因应力集中发生断裂[5-8]。因脱节器失效导致的重新检查泵况时有发生，脱节器爪片的可靠性成为限制机械采油系统长期运行的瓶颈。

近年来国内外众多学者从不同的角度对脱接器的可靠性开展了研究工作。李枫等[9]利用有限元方法对采油井筒内脱接器中心杆的结构进行了优化设计；李军等[10]采用对比试验法对不同状态的301材料制弹簧片与20C钢制弹簧片进行了抗拉强度试验、弯曲试验和吸片组件力学特性测试；孔德平等[11]针对双柔性杆碰撞问题，提出了双柔性杆轴向碰撞的动态子结构方法；朱勋等[12]运用有限元分析软件分析了旋绕比、螺旋升角等参数对弹簧刚度的影响，并对拉伸载荷下截面剪切应力的分布情况进行了研究。上述研究对于脱接器的发展提供了重要帮助，但未对脱接器弹簧爪的爪片数进行分析和优化。本文利用有限元软件Work-bench对弹簧爪的强度进行仿真分析，探讨弹簧爪的爪片数对抗拉强度的影响，从而选出最优爪片数。

1 几何模型的建立

弹簧爪为圆筒状结构，沿周向均匀开槽，建立的三维实体模型如图1所示。图中爪片数n为6，材料为35CrMo，弹性模量E为217 000MPa，泊松比μ为0.3，在850℃淬火和550℃回火情况下，屈服强度Re为835MPa，抗拉强度Eh为980MPa。

图1 爪片数为6时弹簧爪的三维实体模型

2 有限元分析

弹簧爪作为一种卡扣结构，其强度分析包括脱接器对接过程和对接后工作状态两个部分。本文首先对弹簧爪工作状态下不同爪片数时的强度进行有限元分析，确定出最佳爪片数量，并对弹簧爪在对接时的失效影响进行数值分析。

2.1 工作状态下不同爪片数的有限元分析

弹簧爪的爪片沿周向均匀分布。根据弹簧爪的受力情况，并且为了提高计算效率、简化有限元模型，本文仅对弹簧爪的单爪片进行模拟分析，即利用Workbench14.0中的Static Structural模块对单爪片进行抗拉强度数值模拟。

不同爪片数时弹簧爪的应力云图如图2所示，不同爪片数条件下根部应力值均较其他位置大；随着爪片数的不断增加，弹簧爪的应力分布越来越不均匀，最大应力值位置逐渐趋向于卡槽位置，直至n为16时主应力集中在卡槽凹肩处，其他部位应力值与此处差距较大，该位置也是弹簧爪爪片易断处，与现场实际情况一致。

图2 不同爪片数的爪片应力云图

脱接器工作在井筒内部并同时发生着上下窜动和振动，为保证安全，材料的安全系数不得小于2。图3所示为爪片的主应力、安全系数与爪片数的关系曲线图，爪片数n为2～5时，主应力随爪片数变化的幅度很小，其中n为5时，主应力为80.1MPa；n为6～16时，主应力随爪片数的增加逐渐变大，在n为16时主应力达到542.0MPa，虽未达到材料的屈服极限835.0MPa，但安全系数为1.54，低于许用安全系数。

图3 主应力、安全系数与爪片数关系曲线图

由图3可知，当叶片数大于12时的安全系数已不能保证工作的可靠性，所以弹簧爪的爪片数不应超过12，即在爪片数为2～12时均能满足弹簧爪的抗拉强度。

2.2 不同爪片数条件下的对接过程有限元分析

本文通过构建弹簧爪与中心杆的物理模型，来分析爪片数n为3～12时的最大主应力及主应力位置和数值与爪片数的关系。

从图4的最大主应力分布可以看出，弹簧爪在各爪片数中最大应力值均发生在爪片根部直角位置，与单叶片分析结果相对应。从图5的主应力与爪片数关系曲线可以看出，随爪片数的增加，弹簧爪爪片根部最大主应力降低，爪片数由3增加到5时，主应力值迅速下降，n为3时其值为1 349.0MPa，远远超过材料的屈服极限835.0MPa；n为4时主应力值下降到屈服极限以下，其值为695.0MPa，安全系数为1.2；n为5～11时主应力值变化平缓。当爪片数n=12时最大主应力值为88.7MPa。

图4 爪片数n=3～11对接时最大主应力

图5 对接时弹簧爪主应力与爪片数关系曲线图

为满足弹簧爪径向变形的安全要求，取安全系数为2，因此当弹簧爪片数n为5～12时可满足弹簧爪工作强度要求。

3 结果讨论与改进措施

3.1 最优爪片数确定

由模拟分析可知，脱接器对接过程和对接后工作状态下弹簧爪爪片数应在5～12范围内选择。此外应综合考虑以下原则：1)在强度满足条件的前提下，爪片数应尽可能多选，以避免对接过程中的冲击破坏；2)考虑到弹簧爪根部为应力集中位置，需要设计开槽、圆角等以避免应力集中，从结构上考虑应限定爪片数不多于10个；3)爪片数采取奇数优先原则，避免当某一爪片在发生弯曲时通过中心杆直接作用在与其中心对称的爪片上，从而造成更大的破坏。综上所述，确定本文中最优弹簧爪爪片数n为9，并重新设计了爪根部结构。

3.2 验证分析

图6为爪片数n为9时的弹簧爪对接时爪片的应力与时间变化曲线图，图7为爪片的应力与位移变化曲线图。由图6可看出，应力值在对接初始阶段变化剧烈，由0MPa短时间内迅速增大到125MPa，其后应力值趋于平稳，最后阶段由130MPa迅速减小到0MPa。由图7可看出，弹簧爪径向位移在初始阶段变化剧烈，由0mm短时间内迅速增大到2.30mm，其后位移数值变化较小，最后阶段由2.55mm迅速减小到0mm。由分析结果知，对接时最大应力值为130MPa，最大位移值为2.55mm，均满足设计要求。

图6 爪片数n为9对接时应力与

图7 爪片数n为9对接时应力与位移变化曲线图

4 结束语

本文基于现有脱接器弹簧爪存在的问题，采用有限元数值模拟方法对脱接器爪数进行了优选研究，从弹簧爪安全系数和弹簧爪径向变形两方面进行了综合优化，为脱节器弹簧爪的设计提供了可靠性数据支持。但是，目前的研究工作仅通过数值仿真手段进行评价，在后续的工作中应通过制作样机，进行实际测试并与仿真结果互相验证，以保证最终优化结果的真实性。