石油钻井吊环设计及强度分析方法

毕小钧， 李云鹏， 王兰， 蒋合艳， 郭军光， 张继环

(1.国家油气钻井装备工程技术研究中心，陕西 宝鸡721002；2.宝鸡石油机械有限责任公司，陕西 宝鸡721002)

0 引 言

在石油钻井装备领域，石油钻井吊环作为重要的石油钻井工具，其设计质量尤为重要，本文对提高吊环设计质量及强度校核方法进行了深入研究，为石油钻井人员使用安全的钻井工具提供了理论依据，防止造成严重的安全事故[1]。

吊环设计强度的校核判定方法有很多种，如疲劳断裂损坏、下环体磨耗损坏，亦或其它损坏。可通过改变设计结构来将吊环的疲劳断裂损坏变为磨损损坏。由于吊环的危险截面处形状并不规则，利用理论手段对其进行准确的研究分析难度很大，但将有限元分析方法应用到吊环的分析当中非常有效[2]。

1 吊环的结构及受力

1.1 吊环的结构

以单臂吊环为例（如图1），吊环两端是环，中部是直杆，大环端与钩体连接，由曲梁、Y字梁和锥体等结构组成，小环端与吊卡连接，由锥体和人字梁等结构组成。

1.2 受力分析

图1 吊环结构图

在起下钻杆的过程当中，从整体上来说，其受力状态是拉应力载荷，在拉应力作用下，载荷在吊环本体上分布亦不相同。从大环端到小环端，有弯曲应力、曲杆拉应力、直杆拉应力、集中拉应力等，在吊环设计中应该进行认真考虑和分析。由于大、小环端的形状不同，其受力状况也就不同。在保证吊环与吊卡和大钩互换标准尺寸的前提下，吊环的形状设计是使吊环改变其受力状态的必要条件[3]。

吊环的大环端是弧形刚性梁，其刚度能承受吊环体的全部载荷，两平行侧臂可分担曲梁载荷，与曲梁和刚体Y字梁相连接形成刚性的受拉环体，此环受最大额定载荷时会产生很小的变形量。

吊环的小环端由人字梁承受吊环体的全部载荷，环端公称直径有既定弧度半径的局部环体，与吊环耳的圆弧相接触，与接触刚体所要求的接触弧形相同，可使环端在工作中不变形，做到柔性弧面接触。使小环端的两臂受到拉应力，而不是应力集中的疲劳应力，但应对人字梁的刚度进行核算，其受力后的变形量不小于环端的变形量，需要分析计算的主要危险截面会出现在小环端。

吊环的直杆在工作中受拉应力，但在运输和工作中会受到弯曲应力作用。当吊环受力后，由于大环端和小环端受力点与直杆体不在一条直线上，使直杆两端与两环连接处承受弯曲应力，也将造成应力集中导致的疲劳损坏。为克服这一缺点，两环与直杆交接处设计为锥体结构，使由于拉力导致的弯曲应力分布在直杆的全身，可克服局部疲劳。

2 吊环有限元分析

2.1 建立有限元模型

吊环中间直杆及大钩、吊卡部分对吊环上、下部吊耳危险截面的强度变化影响不大，在有限元分析计算过程当中，为了得到满意的单元且减小计算规模，划分网格时可划分得粗一些。在单臂吊环的有限元模型中，单元类型为SOLID186、SOLID187、CONTA174、TARGE170、SURF154。单元大小：吊环的上、下部吊耳为8 mm；大钩及吊卡为20 mm；吊环中间杆为30 mm。单元数为72 232。节点数为244 497。网格均采用六面体网格，尤其是吊环表层，可以提高计算精度，如图2所示。

图2 网格划分示意图

2.2 设定边界条件及载荷

对小环端连接吊卡施加固定约束（即FIXED SURPPORT），对大环端的大钩端面加载，并以吊环受力方向为Z轴建立坐标系，并限制其加载面在X、Y 方向的自由度，使其仅能在Z方向（即吊环受力方向）移动。以250 t吊环为例进行计算说明。

1）吊环的额定设计载荷为

在与吊环大环端吊耳相接触的大钩端面上施加载荷，大钩端截面所加载荷为

2）吊环的设计验证试验载荷为

式中：R为额定载荷，由计算可知R=2250 kN;S为设计安全系数，取S=2.79。

由上述计算得设计验证试验载荷为

加载应为

大钩两加载面所加载荷为

吊环加载示意图如图3所示。

图3 吊环加载示意图

2.3 确定接触算法

吊环与大钩、吊卡的接触面类型有Frictional、Bonded、No separation、Frictionless等，本次分析中采用Frictional，因工作时，吊环与大钩、吊卡相接触会产生摩擦，所以接触面用此种类型比其它类型更接近实际工况。

2.4 计算及强度校核

从现场的实际情况和有限元的计算分析结果来看，吊环的危险截面发生在吊环的上、下部吊耳两侧部分及接触面部分。因此，提取吊环的上、下部吊耳两侧的危险截面及接触面处的危险截面的应力值作强度校核。

吊环载荷参考API Spec 8C[4]，其中关于吊环设备强度分析有两种，分别是当量分析和极限强度分析：

1）当量应力分析。这种分析方法的计算公式为

式中：σS为最小屈服强度，取1180 MPa；S为设计安全系数，取S=2.79。

2）极限强度分析。这种方法下计算的最大允许应力为

式中：σb为最小极限拉伸强度，取1375 MPa；S为设计安全系数，取S=2.79。

3）额定载荷分析。依据ASME压力容器中液压容器的规定[5-6]条件：

式中：Sm为最大许用拉伸强度，取Sm=σb/3.0=1375÷3.0=458.33 MPa；Pm为一次薄膜应力；Pb为弯曲应力；∑P为Mises应力。

将Workbench的计算结果导入到ANSYS中进行后处理，得到吊环的各个危险截面处的Mises应力云图及线性化曲线如图4～图7所示。各个危险截面处的Mises应力变化情况及线性化处理后的结果分析如表1所示。

综上所述，在额定载荷试验条件下，250 t单臂吊环大环端危险截面处的强度值均满足ASMEⅧ强度校核准则。但250 t单臂吊环小环端两侧危险截面处的Pb、Pm+Pb及接触面处危险截面的Pm+Pb的值均超过了强度限制条件，不满足ASMEⅧ的强度要求。

图4 大环端两侧危险截面处的应力云图及线性化曲线

图5 大环端接触面处的应力云图及线性化曲线

图6 小环端两侧危险截面处的应力云图及线性化曲线

图7 小环端接触面处的危险截面的应力云图及线性化曲线

表1 强度分析结果 MPa

3 吊环结构优化设计

经过分析校核证明，吊环破坏的主要原因是应力集中引起的局部疲劳，要降低局部应力疲劳并提高吊环的使用寿命，关键在于消除应力集中，消除局部疲劳，在应力转换支点处采用梁式结构，或改变弯曲，使集中应力成为拉应力[7]。

小环端危险截面处的应力不满足ASMEⅧ的强度要求，因此，需对小环端吊耳的结构进行优化设计，在满足API标准的前提下，增大小环端危险截面面积，大环端结构不变。经过多次计算及分析，得出改进的吊环的小环端吊耳的结构，对其进行有限元分析验证。

3.1 优化设计的吊环额定载荷分析

改进的吊环在划分网格时，单元数为76967，节点数为262 486，其它设置同2.2节。

将Workbench计算结果导入到ANSYS 中进行后处理（大环端结构不做更改，所以不再进行数据分析），各个危险截面的Mises应力变化情况及线性化曲线如图8、图9所示。各个危险截面处的Mises应力变化情况及线性化处理后的结果分析如表2所示。

综上所述，优化设计的250 t单臂吊环在额定载荷试验条件下，危险截面处的强度值均满足ASMEⅧ校核准则的强度要求。

3.2 优化设计的吊环设计验证试验载荷分析校核准则为

1）当Pm≤0.67σS=790.6 MPa时，

2）当0.67σS≤Pm≤0.9σS时，

有限元模型及约束情况同第2.2节，其中仅将载荷改为设计验证试验载荷，即：

将Workbench计算结果导入到ANSYS中进行后处理，可得到吊环各截面的Mises应力云图及线性化处理后的结果。

图8 小环端两侧的危险截面的应力云图及线性化曲线

图9 小环端接触面处的危险截面的应力云图及线性化曲线

表2 强度分析结果 MPa

3）吊环下部吊耳两侧的危险截面的Mises应力云图及线性化处理结果如图10所示，各个应力值分析如下：Pm=256.1 MPa＜0.9σS，此时，Pm＜0.67σS，且Pm+Pb=1358 MPa＜1.35σS，即满足吊环的设计验证试验载荷强度条件。

4）吊环下部吊耳接触面处的危险截面的Mises应力云图及线性化处理结果如图11所示，各个应力值分析如下：Pm=879.9 MPa＜0.9σS。此时，0.67 MPa＜Pm＜0.9σS，且Pm+Pb=1036 MPa＜2.35σS-1.5Pm=1453.2 MPa，即满足吊环的设计验证试验载荷强度条件。

图10 小环端两侧危险截面的Mises应力云图及线性化曲线

图11 小环端接触面处的危险截面的应力云图及线性化曲线

4 结 论

由上述分析可知，原有的吊环模型小环端即下部吊耳危险截面处的强度不满足强度要求，进而对其小环端结构进行优化设计。再对优化设计的吊环在额定载荷及设计验证载荷下分别进行有限元分析，可以得知，优化设计的吊环的危险截面的强度值均满足ASMEⅧ的强度校核准则。可见，有限元分析是一种很有效的强度校核方法，再利用ASME标准进行校核，对机械设计及计算有一定的指导意义。

除更改结构设计外，还有其它提高吊环质量的方法，如在确保吊环锻造表面光滑均匀的前提下，吊环的材质可选择具有较大弹性能量和塑性变形的钢，避免疲劳损坏，也可通过改变接触方式来改变吊环的使用寿命。