旋转防喷器壳体的有限元分析及优化设计

（ 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。
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
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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
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。
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
（ 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
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。
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。
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
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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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，
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） 。
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
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
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
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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。
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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）
动比的装置。
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
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：
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