水力加压器扭矩传递机构力学仿真研究

沈桓宇 杨之豪 丰兆安

水力加压器的扭矩传递机构主要有四方扭矩传递机构、六方扭矩传递机构、八方扭矩传递机构和花键扭矩传递机构，钻井过程中扭矩传递机构要承受大扭矩。因此，对水力加压器扭矩传递机构的力学仿真研究具有重要意义。通过对石油钻井工具水力加压器传统的扭矩传递机构进行力学仿真研究，得知八方扭矩传递机构和花键扭矩传递机构的活塞轴刚度相近且最大，传递相同的扭矩时花键扭矩传递机构产生的摩擦力最小，确定花键扭矩传递机构为最佳选择。

水力加压器;扭矩传递;力学分析

水力加压器的扭矩传递机构是施加钻压和传递扭矩的重要部件。扭矩传递机构在工作时，受到井眼环空钻井液的压力作用、钻头处的支反力和传递扭矩的扭力等。在此復杂的受力基础上，无法完全用理论方法来描述该机构零部件的受力与变形情况，因此结合力学理论对水力加压器扭矩传递机构进行力学仿真分析，对水力加压器的进一步研究非常有意义。

水力加压器的扭矩传递机构主要有四方扭矩传递机构、六方扭矩传递机构、八方扭矩传递机构和花键扭矩传递机构，钻井过程中扭矩传递机构要承受大扭矩。为了使扭矩传递机构活塞轴达到工作要求，在设计时应该选取较大的扭转刚度，扭转刚度越大，活塞轴扭转变形程度就越小。扭矩传递机构活塞轴的扭转刚度GIp为活塞轴的剪切模量与其截面的极惯性矩的乘积，它反映了轴抵抗扭转变形能力的大小。其中，G为材料的剪切模量，是材料本身的性质;Ip为截面的极惯性矩，与截面的形状大小有关。当扭矩传递机构材料属性和扭矩大小相同时，应选取最大的截面惯性矩的扭矩传递机构。推导得到四方扭矩传递机构的截面的极惯性矩计算公式为：

（1）

式中：为活塞轴外接圆半径，单位为mm;为水眼半径，单位为mm。

六方扭矩传递机构的截面的极惯性矩计算公式为：

（2）

八方扭矩传递机构的截面的极惯性矩计算公式为：

（3）

根据机械设计手册花键活塞轴的截面极惯性矩计算公式为：

（4）

式中：R为花键活塞轴大圆半径，单位为mm;R为花键活塞轴小圆半径，单位为mm;为齿数;为键齿宽，单位为mm。

以21mm为扭矩传递机构的轴外接圆半径，分别得到极惯性矩值，见表1。

通过对比分析发现，四方扭矩传递机构的截面极惯性矩最小，花键扭矩传递机构最大。

扭矩传递机构摩擦分析

根据水力加压器的结构特点进行分析，可知扭矩传递机构的轴向运动也会传递钻压。在扭矩和钻压共同作用下，扭矩传递机构活塞轴发生轴向运动，活塞轴与轴套相接触的区域会产生摩擦力，会减少水力加压器所施加的钻压，对正常钻井作业造成影响。因此，判断扭矩传递机构的摩擦力损耗也是判断扭矩传递机构好坏的一个标准。根据受力情况推导出四方扭矩传递机构摩擦力大小的计算公式为：

（5）

式中：为扭矩传递机构所传递的扭矩，单位为;为活塞轴与轴套间的接触应力，单位为N;为接触应力对活塞轴截面形心的力臂，单位为m;为接触面间的摩擦系数;为活塞轴与轴套间的摩擦力，单位为N。

六方扭矩传递机构摩擦力大小的计算公式为：

（6）

八方扭矩传递机构摩擦力大小的计算公式为：

（7）

花键扭矩传递机构摩擦力大小的计算公式为：

（8）

当扭矩传递机构的轴外接圆半径为21 mm，计算出各扭矩传递机构的摩擦力值结果如表2所示：

从上表可以看出，各扭矩传递机构在活塞轴外接圆半径相同的情况下，花键扭矩传递机构产生的摩擦力最小，八方扭矩传递机构产生的摩擦力最大。因此，在以摩擦力作为选择扭矩传递机构的标准时，优选选取花键扭矩传递机构。

在SolidWorks软件中建立各扭矩传递机构的活塞轴与轴套模型，并将模型导入ABAQUS有限元分析软件中，建立扭矩传递机构的有限元模型，如图1所示。模型中活塞轴长度350mm，轴套长度50mm，轴套外径70mm，其他尺寸如表1所示。活塞轴与轴套均选用35CrMo钢，其弹性模量为218GPa，泊松比为0.3，屈服强度为780MPa。对活塞轴与轴套采用六面体网格划分。

经过现场调研，该水力加压器应用于89mm的井眼的1500m井深中，经过计算，该模型的边界条件为在活塞轴内表面施加10MPa压强，外表面施加4.7MPa压强，活塞轴一端施加10MPa轴向压强，另一端施加固定约束。

對不同扭矩传递机构进行有限元分析计算，图2、3分别为活塞轴切向位移分布图和Mises应力分布云图，图4为轴套Mises应力分布云图。

由图2可知，四方、六方、八方和花键活塞轴的最大切向位移分别为0.8145mm、0.42mm、0.3473mm和0.2776mm，计算不同活塞轴单位长度扭转角分别为1.23°/m、0.81°/m、0.63°/m和0.42°/m。根据机械设计手册可知，活塞轴的最大许用单位长度扭转角为1°/m，故四方传递机构不满足一般传动轴的刚度条件。分析图3可知，不同扭矩传递机构的活塞轴的Mises应力变化趋势为四方>六方>八方>花键，且该四种活塞轴均没有超过材料的最大屈服强度。分析图4发现，四方机构的轴套Mises应力最大，花键次之，八方轴套Mises应力最小，且均没有超过材料的最大屈服强度。

从上面的分析可以看出，传统的四方、六方、八方及花键扭矩传递机构中，除了四方扭矩传递机构不满足该水力加压器的刚度设计要求外，其余的机构都符合设计要求。扭矩传递机构所消耗的摩擦力越小，则水力加压器为钻头所提供的钻压越大，表3为不同扭矩机构输出的摩擦力值，该仿真结果与理论分析结果相符合，表明有限元仿真的准确性。

综合考虑活塞轴和轴套应力、活塞轴的刚度和活塞轴与轴套相接触的区域间摩擦力，确定上述四种机构中最优选择为花键扭矩传递机构。

（1）对不同扭矩传递机构的刚度与滑动摩擦力进行分析，发现八方扭矩传递机构和花键扭矩传递机构的活塞轴刚度相近且最大，四方扭矩传递机构的活塞轴刚度最小。当传递相同的扭矩时，花键扭矩传递机构产生的摩擦力最小。

（2）通过有限元方法对扭矩传递机构进行分析，分析结果得到的变化趋势与理论计算相同，各个部件的最大Mises应力均低于材料屈服极限强度。

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SHEN Huanyu，YANG Zhihao，FENG Zhaoan

（1Nanchong Vocational and Technic College，Nanchong Sichuan  637000;2Mechanical and Electrical Engineering College of Southwest Petroleum University，Chengdu Sichuan  610000;3CNPC BAOJI OILFIELD MACHINERY CO.，LTD，Baoji Shaanxi  721000）

The torque transmission mechanism of hydraulic pressurizer mainly includes square torque transmission mechanism， hexagonal torque transmission mechanism， octagonal torque transmission mechanism and spline torque transmission mechanism. The torque transmission mechanism must bear large torque during drilling. Therefore， it is of great significance to study the mechanical simulation of torque transmission mechanism of hydraulic booster. Through the mechanical theory analysis and finite element simulation research on the traditional torque transmission mechanism of oil drilling tool hydraulic pressurizer， it is found that the piston shaft stiffness of octagonal torque transmission mechanism and spline torque transmission mechanism is similar and the maximum， and the friction generated by spline torque transmission mechanism is the minimum when the same torque is transmitted， so the spline torque transmission mechanism is the best choice.

hydraulic thruster;torque transmission;mechanical analysis