t an
AU t an
A1 + 2
A2
Ut an41b U 01 869
P
Q 得 M= 2Lp R3 sin2 A2 2 1+ 01 755sin2 BdB 0
在[ 0, P/ 2] 上取间隔为 10b, 即 $B= 0. 174 5, 则
P
Q2 1+ 01 755sin2BdBU 0
9
6 1+ 01 755sin210i $B= 11 863
式中, Dmax 为最大应力。 b) 扭转 Rmax = Sn @ A< Rs
式中, Sn 为剪切基准应力。
c) 内压 DHmax A@ Dn > Rs,
式中, DHmax 为最大环向应力。
按上述方法计算出的应力集中处的最大应力值
可能超过材料屈服极限 Rs, 但必须保证安全或在 SY 标准[ 5] 要求值之内。减小应力集中的措施可在结构
2) 目前, 国内方钻杆旋塞阀普遍存在转动失 效问题, 为确保其工作可靠性, 要减小转动力矩可以 从降低主密封的压差 和减小摩擦因数 2 方面来解 决。如, 采用小通道结构降低压差; 选用耐锈蚀的材 料或防锈表面处理; 使用后若要长期放置则应及时 清洗、保养等。
3) 应提高阀球和阀座球面的加工精度、表面 处理质量, 保证阀球和阀座能可靠密封。
上增大 1- 1 截面沟槽处的圆角半径和去掉 2- 2 截
面的环槽等。
2. 3 阀球的力学计算
方钻杆旋塞阀转动失效的根本原因是阀球和阀
座之间的摩擦力过大, 这是自身结构造成的。阀球
受力如图 2 所示, 当阀球下方泥浆压力 p 很大时, 在
与阀球接触密封带处的平均应力 R 就很大, 球转动
时的摩擦力也很大, 无法用手动打开阀。
M=
4
Lpsin2 A1
@
QQP 2
A2
sin A
( co s A) 2+ ( sin Asin B) 2 dAdB ( 2)
0 A1
因为对不同尺寸的阀, 其阀球与阀座的摩擦面
上( A1 + A2 ) / 2 差值 很小, 可视 为定值, 其大小约为
41b。为了使计算简化和使用方便, 所以对式( 2) 取
参考文献: [ 1] 刘鸿文. 材料力学[ M ] . 北京: 高等教育出版社, 1992. [ 2] 徐芝纶. 弹性力学[ M ] . 北京: 高等教育出版社, 1990. [ 3] 航空工业 部科学技术委员会. 应力集中系数手册[ K ] .
北京: 高等教育出版社, 1990. [ 4] 西田正孝. 应 力集 中[ M ] . 李安定, 译. 北 京: 机械 工
台接触面上任取一点 D 和该点处微元面积 dS, 设 D
点到转轴 y 的距离为 l DF , 则有
O1 D = Rsin A
dS= R sin AdB# R dA
l DF = ( Rcos A) 2 + ( Rsin Asin B) 2
因为阀球受力关于 x 轴对称, 可取 1/ 4 受力面
进行计算, 得
1 旋塞阀的主要失效形式
方钻杆旋塞阀的服役条件与钻柱中的其他元件 一样, 不仅承受钻柱的所有的动、静载荷, 而且还要
受到泥浆、H 2 S 的腐蚀以及泥浆的冲蚀磨损。从现 场与资料调研了解, 方钻杆旋塞阀的失效形式主要 有 3 类。 1. 1 强度失效
方钻杆下旋塞阀安装在方钻杆的下端, 操作较 上旋塞阀方便, 但出问题的几率更多。近年来在使 用过程中阀体断裂时有发生, 调研发现, 断裂发生的 部位都在阀体的 1 和 2 截面处( 如图 1 所示) , 断裂 原因主要是应力集中所致。
2. H uabei Petroleum A dministr ation Bur eau , Renqiu 062500, China)
Abstract: A im ing at t he causes of kelly t ap- v al ve valve in use, t hat are crack of valve bo dy, valve ball immov abilit y and inabilit y to st and pressur e, the analysis and studies have been done. T he im pr ovement of st ruct ure and applicat ion are proposed in t his paper. T hese are t he r ef er ence fo r design . Key words: t ap valve; f ailure; int ensity ; st ress co ncent rat io n; f rict ion mo ment
1. 3 密封失效 方钻杆旋塞阀的密封主要由 3 个部分组成, 其
一为阀体与上、下阀座之间的密封; 其二为阀球与阀 座之间的密封; 其三是旋钮与阀体旋钮孔之间的密 封。现场调研反映, 方钻杆旋塞阀密封失效主要表 现为主密封件即阀球与阀座密 封失效而试压 无压 力。究其原因, 主密封是金属与金属之间的硬密封, 对新阀来说, 试压无压力的原因在于阀体、阀座研磨 不好; 对于使用过或放置时间长的旧阀来说, 其原因 主要在于阀体与阀之间有结渣或锈蚀颗粒物卡住而 建立不起初始压力。
除了上述 3 种失效问题外, 方钻杆旋塞阀还存 在腐蚀失效和冲蚀磨损失效问题, 在阀的设计中应 给予全面考虑。
2 受力分析
2. 1 阀体强度计算[ 1-2] 方钻杆旋塞阀的结构有整体式 和两段式, 图 1
是一种整体式的基本结构。壳体危险截面为沟槽处
截面 1- 1 和阀球中心截面 2- 2, 而 2- 2 截面处壳
图 2 阀球受力示意
图 3 球台微元
2. 3. 2 计算主密封摩擦力矩
在 x 方向应用微元法, 受力平衡方程为
Qa2 Rco sA# 2PR sin A# R dA= p P( R sin A2) 2 , a1
故有
R=
p sin2 A22 s in2 A2 - sin2 A1
( 1)
如图 3 所示, 设阀座与阀球摩擦因数为 L, 在球
在油气勘探开发钻井过程中, 当地层压力大于 钻井液液柱压力时, 地层流体有可能进入井眼钻井 液中, 导致溢流甚至井喷, 特别是在复杂条件下高压 油气藏勘探开发中, 钻具内溢流甚至井喷时有发生。 目前国内外钻具内防喷工具和技术仍是防喷系统的 薄弱环节, 一旦发生钻具内井喷, 现有方钻杆上、下 旋塞阀等在关键时刻不起作用, 将对人员、设备、油 气井和环境的安全造成极大的威胁, 甚至带来灾难 性的后果, 可见方钻杆旋塞阀在确保钻井安全作业 中起到十分重要的作用。如何提高其工作可靠性是 设计和使用者必须高度重视的问题。
壳体所受的最大扭矩; 取安全系数 n= 0. 57Rs / Sn。
c) 内压 p 作用 由弹性力学可知, 在仅受内
压作用下, 壳体环向应力 RH 最大, 即
RH=
p
K2+ K2-
1 1
式中, K = D/ d; D、d 分别为壳体的外径与内径; 取 Rn = RH, 安全系数 n= Rs/ Dn 。
1. 2 转动失效 旋塞阀转动失效即旋塞阀关闭后, 在球体下方
的高压钻井液作用下, 球体转动相当困难, 要么旋钮 沉孔的六角形打圆, 要么旋钮扭断, 是旋塞阀的一种 重要失效形式, 会严重影响后续压井作业施工。产 生旋塞阀转动失效的原因有:
收稿日期: 2007- 05- 22 作者简介: 谢 娟( 1982- ) , 女, 湖北天门人, 硕士 研究生, 现 主要从 事石油 矿场 机械的 研究 工作, E- mail: x iejuang o@ 163.
2007 年 第 36 卷 第 12 期 第 49 页
石油矿场机械 OIL FIELD EQUIPMENT
文章编号: 1001- 3482( 2007) 12- 0049- 03
2007, 36( 12) : 49~ 51
方钻杆旋塞阀的失效与受力分析
谢 娟1 , 王德玉1 , 李才良2, 王启颜1
( 1. 西南石油大学 机电工 程学院, 成都 610500; 2. 华北石油管理局, 河北 任丘 062500)
com。
# 50 #
石油矿场机械
2007 年 12 月
a) 压力高, 阀球与阀座之间的摩擦力矩过大。 b) 阀球或阀座发生严重锈蚀和结渣, 阀球与 阀座之间嵌入了固体颗粒使得摩擦因数显著增大。 c) 使用后长期停放, 阀腔内泥浆与润滑脂干 化, 造成各运动部件难以转动。
图 1 整体式方钻杆旋塞阀基本结构
2. 3. 1 计算主 密封带接触应力
如图 2 所示, 阀座与阀球接触面为一球台面
第 36 卷 第 12 期
谢 娟, 等: 方钻杆旋塞阀的失效与受力分析
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A A cBcB , 设球半径为 R, 球台的对称轴为 x 轴, 分别 为球台面 A AcBcB 上 2 个极限位置点 A 、B 与 x 轴 负向所夹锐角, 且有 CCc= A Ac。
体削弱更严重, 本文仅对 2- 2 截面加以分析。 由于难以确定组合应力, 故一般计算的载荷根
据材料分别作拉伸、扭转和内压在最大载荷下的强
度计算。
a)
拉伸 基准拉应力
Dn =
F A
安全系数 n= Rs / Dn 式中, A 为截面面积; F 为壳体所受最大拉力; Rs 为
材料屈服极限。 b) 扭转 由材料力学得极惯性矩为
在 10 MP a 以上 压 力 下, 转 动力 矩 > 1581 69
N # m, 就难以用手动将此旋塞阀打开, 这与试验结
论也完全吻合。
3 结论与建议