旋转防喷器壳体的有限元分析及优化设计

件， 这种约束对应力的大小和分布规律影响很小， 可忽略不计。
壳体内部承受额定的静水压力 ２１ＭＰａ， 根据实际的壳体静水 压试验条件［１］， 在分析时， 分 ８ 个分析步逐步加载， 各分析步的载
荷 分 别 为 ： １．４ＭＰａ，２．１ＭＰａ，３．５ＭＰａ，７ＭＰａ，１０．５ＭＰａ，１４ＭＰａ，１７．５ＭＰａ，
（ ２Ｋｉｎｇｄｒｅａｍ Ｐｕｂｌｉｃ Ｌｉｍｉｔｅｄ Ｃｏｍｐａｎｙ， Ｑｉａｎｊｉａｎｇ ４３３１２４， Ｃｈｉｎａ） """""""""""""""""""""""""""""""""""""""""""#
【摘 要】根据旋转防喷器壳体在静水压试验下的载荷条件和边界条件， 建立力学模型， 通过对 模型的计算分析， 获得壳体最大应力位置和应力分布规律。通过强度校核表明该设计是安全的， 最后 对壳体进行优化设计。
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图 １ 壳体三维实体模型
１．２ 旋转防喷器壳体的有限元模型
将 ＰＲＯ／Ｅ 里建立好的模型导入 ＡＢＡＱＵＳ 分析软件， 然后采 用三维实体单元对旋转防喷器壳体实体模型进行网格划分， 并 对应力集中和关键的部位进行网格细划， 共划分单元总数为 ９５１０５ 个， 节点总数为 １９８００ 个， 其有限元模型， 如图 ２ 所示。
Ｆｉｎｉｔｅ ｅ ｌｅ ｍｅ ｎｔ ａ ｎａ ｌｙｓ ｉｓ ａ ｎｄ ｏｐｔｉｍａ ｌ ｄｅ ｓ ｉｇｎ ｏｆ ｒｏｔａ ｔｉｎｇ ｂｌｏｗｏｕｔ ｐｒｅ ｖｅ ｎｔｅ ｒ
ＦＥＩ Ｇｅｎ－ ｓｈｅｎｇ１， ＬＩ Ｂｉｎ１， ＹＡＮＧ Ｃｈｕｎ－ ｌｅｉ２， ＣＨＥＮ Ｋｅ１ （ １Ｅｌｅｃｔｒｏ－ ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｐｒｏｊｅｃｔ Ｉｎｓｔｉｔｕｔｅ， Ｓｏｕｔｈｗｅｓｔ ｐｅｔｒｏｌｅｕｍ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ， Ｃｈｅｎｇｄｕ ６１０５００， Ｃｈｉｎａ）
最大应力 ／ｍｍ
３２０
２８０
２４０
２００
６０
６５
７０
７５
壳体厚度 ／ｍｍ
图 ２ 壳体有限元模型
图 ３ 载荷及边界条件模型
１．３ 壳体的受力条件
由于只对模型的一半进行分析， 因此在 ＸＯＺ 对称面上施加
关于 Ｙ 轴对称的边界条件， 根据实际的壳体静水压试验条件，
对底部法兰、左法兰和上部与卡箍接触处选择全约束的边界条
３ 结构优化
从计算结果分析中可以知道， 壳体满足强度要求， 但是壳体 应力分布极其不均匀， 壳体的大部分区域过于安全， 浪费材料， 增加制造的成本， 因此可以通过减少壳体的厚度使应力分布更加 合理， 同时减轻壳体的重量和制造成本。对壳体厚度为 ６０ｍｍ， ６５ｍｍ， ７０ｍｍ， ７５ｍｍ 进 行 分 析 ， 得 出 厚 度 与 最 大 应 力 的 关 系 曲 线， 如图 ５ 所示。
４ 结束语
通过对壳体简化模型的分析计算， 获得壳体的最大应力所 在位置和应力分布规律， 旋转防喷器壳体的最大应力发生在内 相贯十字交叉的上下部位， 法兰及壳体外侧的应力较小。对壳体 进行强度校核， 满足强度要求， 但应力分布不均匀， 因此对壳体 进行了结构优化， 使壳体受力更均匀， 更可靠， 为壳体的进一步 改进设计提供理论依据。
动比， 即齿轮 ５ 的齿数减少 １， 此时传动比为：
需要做更进一步的研究。
ｉ１５３＝（
ｚ１＋ｚ３） ｚ２ ｚ５ ｚ１２
＝
６０×２３×５１ ７２
＝１４３６．３３
由上可见， 根据角变位， 改变装置中一个齿轮的一个齿数，
参考文献 １ 成大先．机械设计手册（ 第四版） ．北京： 化学工业出版社，２００３
２ 齿轮手册编委会．齿轮手册（ 第二版） ．北京： 机械工业出版社，２００４
参考文献
１ Ｑ／ＣＮＰＣ ３６－ ２００２．中国石油天然气集团公司企业标准［Ｓ］．２００２ ２ 丁伯民．美国压力容器规范分析－ ＡＳＭＥ Ⅷ－ １ 和Ⅷ－ ２［Ｍ］．上海： 华东理
工大学出版社， １９９５ ３ 金迅．旋转控制头工作机理研究及结构设计［Ｄ］．西南石油大学学报，
２００５
设计出新方案：
ｚ１ ＝１２， ｚ２ ＝２０， ｚ３ ＝５２， ｚ４ ＝１９， ｚ５ ＝５１
根据齿数再反求输出转速为：
ｎ５ ＝１１．７６ｒ／ｍｉｎ 符合输出要求。 （ ２） 当马达转速为 ３０００ 转／分时， 同上可推得：
ｚ１ ＝９， ｚ２ ＝２２， ｚ３ ＝５３， ｚ４ ＝２１， ｚ５ ＝５２ 根据齿数再反求输出转速为： ｎ５ ＝１１．８ｒ／ｍｉｎ 符合输出要求。
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机械设计与制造 Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ Ｄｅｓｉｇｎ ＆ Ｍａｎｕｆａｃｔｕｒｅ
第５期 ２００８ 年 ５ 月
文章编号： １００１－ ３９９７（ ２００８） ０５－ ００１６－ ０２
旋转防喷器壳体的有限元分析及优化设计
费根胜 １ 李 斌 １ 杨春雷 ２ 陈 珂 １ （ １ 西南石油大学 机电工程学院， 成都 ６１０５００）（ ２ 江汉石油钻头股份有限公司， 潜江 ４３３１２４）
（ １） 马达转速为 ２０００ｒ／ｍｉｎ， 输出转速要求保持基本不变。 传动比却是原先的四倍多， 这种情况适合用于更小结构， 更大传
根据输出转速
ｎ５ ≈１１．７ｒ／ｍｉｎ，
可求得：
ｉ１５３≈
２０００ １１．７
≈１７０．９４
在满足结构尺寸要求下， 应尽可能的增加齿轮 １ 的齿数， 从
而减小变位， 提高齿轮 １ 的承载能力。根据公式 ９， 可以快速数
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中图分类号： ＴＨ１２，ＴＥ９２１．５０２ 文献标识码： Ａ
旋转防喷器又称旋转控制头， 是欠平衡钻井井控装置中的核 旋转防喷器的安全性能就显得非常重要。在国内对闸板防喷器壳
第５期
费根胜等： 旋转防喷器壳体的有限元分析及优化设计
的旋转防喷器壳体进行了分析， 得出了壳体在内压作用下弹性阶 段的应力分布规律， 最后对壳体的结构进行优化设计。
１ 旋转防喷器壳体及其分析模型
１．１ 壳体三维实体模型
根 据 产 品 图 纸 在 ＰＲＯ／Ｅ 里 建 立 旋 转 防 喷 器 壳 体 的 三 维 实 体模型， 基于壳体结构和载荷的对称性， 为了减少计算量， 只取 模型的一半进行分析， 如图 １ 所示。
２．２．２ 角变位获得更大传动比
绍。随着小模数塑料齿轮的国产化， 该机构大部分情况下用的也
保持机构总体尺寸不变， 为了得到更大传动比， 可以采用角 是塑料件， 而塑料齿轮和金属齿轮在齿形设计和制造方面有很
变位的方式， 根 据 前 面 推 出 的 公 式 ， 选 择 公 式 １４ 能 得 到 更 大 传 大 不 同 ， 在 ＮＧＷＮ 行 星 齿 轮 机 构 中 ， 塑 料 齿 轮 齿 形 齿 廓 的 设 计
心设备，旋转防喷器一旦失效， 将导致井喷等恶性事故发生，因此 体的研究较多， 而对旋转防喷器壳体的研究就非常少， 因此有必
＊ 来稿日期： ２００７－ ０９－ ０４
要对其壳体进行研究。利用大型分析软件 ＡＢＡＱＵＳ 对某种型号
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ｘ１ ＝－ ｘ２ ＝－ ｘ３
其中，
当
!＝２０!，
ｈａ＊＝１
时，
最小变位系数为：
ｘｍｉｎ
＝
１７－ ｚ１ １７
３ 结束语
以上两例中心轮的齿数增加， 从而减少了变位系数， 有效地 增加了承载能力， 同时中心轮齿数的增加也有效的避免了相邻 两行星轮齿顶之间发生碰撞的可能， 为邻接条件提供了更大的 空间。
介 绍 了 ＮＧＷＮ 行 星 齿 轮 机 构 作 为 减 速 机 构 在 汽 车 后 视 镜 电动调节机构中的设计应用， 为实现大传动比满足减速要求， 对 齿轮齿数设计做了研究， 推导出简化公式， 为齿数的选择以及机 构的优化提供了较大方便， 并用设计实例对齿数的选择做了介
２１ＭＰａ， 其简化模型和载荷条件， 如图 ３ 所示。
２ 计算结果分析
壳体的分析结果， 如图 ４ 所示。
在 壳 体 的 内 表 面 ： 最 大 应 力 值 为 ２３１．１ＭＰａ， 位 于 内 相 贯 十
来自百度文库
字交叉的上下部位， 因为内相贯圆的上下部位受力较复杂， 受到
纵 向 和 横 向 的 压 力 ， 所 以 ， 其 最 大 Ｖｏｎ Ｍｉｓｅｓ 应 力 可 以 达 到
关键词： 旋转防喷器壳体； ＡＢＡＱＵＳ 软件； 有限元分析； 应力 【Ａｂｓｔｒ ａｃｔ】ｅｓｔａｂｌｉｓｈｉｎｇ ｍｅｃｈａｎｉｃｓ ｍｏｄｅｌ ａｃｃｏｒｄｉｎｇ ｔｏ ｒｏｔａｔｉｎｇ ｂｌｏｗｏｕｔ ｐｒｅｖｅｎｔｅｒ，ｓ ｌｏａｄ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ ａｎｄ ｂｏｕｎｄａｒｙ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ ｉｎ ｃａｓｅ ｏｆ ｓｔａｔｉｃ ｈｙｄｒａｕｌｉｃ ｔｅｓｔｓ． Ｔｈｒｏｕｇｈ ａｎａｌｙｔｉｃａｌ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ ｆｏｒ ｍｅｃｈａｎｉｃｓ ｍｏｄｅｌ，ｗｅ ｆｉｎｄ ｔｈｅ ｌａｒｇｅ ｓｔｒｅｓｓ ｌｏｃａｔｉｏｎ ｏｆ ｒｏｔａｔｉｎｇ ｂｌｏｗｏｕｔ ｐｒｅｖｅｎｔｅｒ ａｎｄ ｓｔｒｅｓｓ ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｎｇ ｄｉｓｃｉｐｌｉｎａｒｉａｎ． Ｉｔ ｐｒｏｖｅｓ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｄｅｓｉｇｎ ｉｓ ｓａｆｅ ｔｈｒｏｕｇｈ ｖａｌｉｄａｔｉｎｇ ｓｔｒｅｎｇｔｈ． Ａｔ ｌａｓｔ ，ｗｅ ｄｏ ｏｐｔｉｍａｌ ｄｅｓｉｇｎ ｆｏｒ ｉｔ． Ｋｅｙ ｗｏｒ ｄｓ： Ｒｏｔａｔｉｎｇ ｂｌｏｗｏｕｔ ｐｒ ｅｖｅｎｔｅｒ； Ａｂａｑｕｓ ｓｏｆｔｗａｒ ｅ； Ｆｉｎｉｔｅ ａｎａｌｙｓｉｓ； Ｓｔｒ ｅｓｓ
２３１．１ＭＰａ， 其余内表面的应力在 １４０ＭＰａ 以下， 壳体外表面应 力
最大值为 ５７．７８ＭＰａ。
图 ５ 壳体厚度与最大应力关系曲线 从图 ５ 中可以看出， 随着壳体厚度的减小， 壳体的最大应力 值在增大， 当厚度为 ６５、７０ 时， 其最大应力分 别 为 ２６９．４、２４６．３， 其 安 全 系 数 分 别 为 ２．２３、２．４４， 厚 度 为 ６５ 时 ， 不 满 足 强 度 要 求 ， 但是可以通过减小内倒圆角的大小来改变最大应力值［３］， 当厚度 为 ６５ 时， 对内倒圆角半径为 ２０， ４０， ６０， ８０ 进行对比分析（ 图略） 。 从图中可 以 得 出 ， 当 内 倒 圆 角 为 ６０ 时 ， 壳 体 所 受 的 最 大 应 力 值 最 小 ， 其 值 为 ２３０．２ＭＰａ， 安 全 系 数 为 ２．６， 壳 体 更 加 可 靠 并 且壳体的应力分布比结构改进前更加均匀， 计算结果（ 图略） 。
动比的装置。
２．２．３ 变位系数的求解
以上 ＮＧＷＮ 行星齿轮传动减速机构中， 中心轮 １ 的齿数小
于最小齿数要求， 为了避免根切， 应采用变位齿轮啮合方式。齿
轮 ４、５ 满足最小齿数要求， 故只对齿轮 １、２、３ 进行变位， 为了满
足同心条件， 应采用高度变位。由于 ｚ１＜１７ 所以中心轮 １ 采用正 变位， 齿轮 ２ 与齿轮 ３ 采用负变位， 即：
图 ４ 壳体的 Ｖｏｎ Ｍｉｓ ｅ ｓ 应力图 从 以 上 分 析 可 以 看 出 ， 壳 体 内 相 贯 上 下 部 位 的 Ｖｏｎ Ｍｉｓｅｓ 应 力 最 大 ， 可 达 到 ２３１．１ＭＰａ， 旋 转 防 喷 器 的 壳 体 材 料 为 低 碳 合 金 钢 ＺＧ０６ＣｒＮｉＭｏ， 其 材 料 的 屈 服 极 限 为 ６００ＭＰａ， 计 算 其 安 全 系数为 ２．５９。对于承受高压的壳体来说， 其安全系数一般要大于 ２．３［２］， 所以壳体的强度达到了设计要求。