胡軍旺，姚引婧

(1.蘭州蘭石石油裝備工程有限公司，蘭州 730314；2.蘭州理工大學(xué) 技術(shù)工程學(xué)院，蘭州 730050)①

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JC90D型絞車(chē)滾筒強(qiáng)度分析

胡軍旺1，姚引婧2

(1.蘭州蘭石石油裝備工程有限公司，蘭州 730314；2.蘭州理工大學(xué) 技術(shù)工程學(xué)院，蘭州 730050)①

滾筒是絞車(chē)中的關(guān)鍵零部件，其可靠性關(guān)系到整個(gè)絞車(chē)的可靠性。討論了滾筒有限元分析時(shí)載荷的處理形式；引入歐拉公式分析了鋼絲繩拉力的衰減狀況。將鋼絲繩對(duì)滾筒的壓力以按纏繞圈數(shù)逐圈遞減的形式，施加在滾筒繩槽表面進(jìn)行了滾筒的強(qiáng)度分析。滾筒的強(qiáng)度和剛度都滿(mǎn)足使用要求。

絞車(chē)；滾筒；有限元分析

隨著油氣能源開(kāi)采力度的不斷增強(qiáng)，易開(kāi)采的能源逐漸減少，油氣勘探開(kāi)發(fā)不斷向深海、深地層等難動(dòng)用儲(chǔ)量延伸，對(duì)超重型石油鉆機(jī)的需求在不斷增加。當(dāng)鉆機(jī)的負(fù)荷能力增加時(shí)，提升系統(tǒng)鋼絲繩的直徑增大，導(dǎo)致絞車(chē)滾筒的直徑變大，對(duì)滾筒的強(qiáng)度和剛度設(shè)計(jì)帶來(lái)了更高的要求[1]。

滾筒作為絞車(chē)的關(guān)鍵零部件，目前主要是依靠經(jīng)驗(yàn)公式或?qū)L筒看作是厚壁圓筒進(jìn)行粗略的強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算。伴隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展，有限元分析方法已廣泛應(yīng)用于滾筒的強(qiáng)度分析，但在載荷的處理上大多基于厚壁圓筒的理論，僅將理論的計(jì)算形式簡(jiǎn)單移植到計(jì)算機(jī)軟件中，沒(méi)有更加貼切地模擬實(shí)際受力狀況。傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)過(guò)程中通常采用較高的安全系數(shù)以保證安全性，這使得滾筒的質(zhì)量變的越來(lái)越大。在起升系統(tǒng)中，滾筒的啟動(dòng)慣性矩占全部從動(dòng)慣性矩的50%～60%，過(guò)大的質(zhì)量會(huì)影響絞車(chē)系統(tǒng)的動(dòng)力性能。滾筒的設(shè)計(jì)應(yīng)在保證強(qiáng)度的情況下盡可能的減輕滾筒的質(zhì)量，以節(jié)約材料，減小其慣性矩；使絞車(chē)啟動(dòng)動(dòng)載減小，加速操作并延長(zhǎng)滾筒軸上離合器等部件的使用壽命。

本文以9 000 m鉆機(jī)用絞車(chē)的滾筒作為研究對(duì)象，探討滾筒工作狀態(tài)下不同載荷因素對(duì)滾筒強(qiáng)度的影響，分析滾筒載荷的處理方式，并借助有限元軟件討論滾筒強(qiáng)度的精確分析。

1　滾筒所受載荷分析

滾筒是絞車(chē)系統(tǒng)的執(zhí)行零件，工作過(guò)程中其單體上的各類(lèi)載荷主要由快繩拉力引起。當(dāng)快繩拉力作用于滾筒上時(shí)，滾筒內(nèi)部不僅產(chǎn)生了彎矩和轉(zhuǎn)矩，同時(shí)纏繞在滾筒上的鋼絲繩在滾筒體表面產(chǎn)生緊箍力的作用。在傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)中，認(rèn)為彎矩和轉(zhuǎn)矩的影響較小，所以忽略不計(jì)，僅分析了緊箍作用力產(chǎn)生的影響。

1.1彎矩和轉(zhuǎn)矩的影響

滾筒在工作過(guò)程中所受的載荷雖然由快繩的拉力引起，然而實(shí)際分析中，卻無(wú)法用簡(jiǎn)單的模型全面分析快繩拉力在滾筒上產(chǎn)生的應(yīng)力和應(yīng)變。所以首先將快繩的拉力等效處理為一個(gè)集中力和力偶作用在滾筒的中心上，以分析彎矩和轉(zhuǎn)矩對(duì)強(qiáng)度的影響[2-3]。

分析所采用滾筒的繩槽底部直徑依據(jù)纏繩的要求確定為914 mm，壁厚依據(jù)估算定為95 mm(不計(jì)繩槽部分)，據(jù)此可求得滾筒的抗彎、抗扭截面系數(shù)分別為：W=4.543×10-2m3，Wτ=9.086×10-2m3。

對(duì)于滾筒體來(lái)說(shuō)，僅考慮其自身的受力時(shí)為簡(jiǎn)支支撐，兩側(cè)輪轂與滾筒軸的聯(lián)接部位即為支撐點(diǎn)。所以當(dāng)快繩處在滾筒中間位置時(shí)產(chǎn)生的彎矩最大。絞車(chē)的快繩拉力為640 kN，滾筒開(kāi)檔尺寸為1 643 mm，快繩在滾筒上產(chǎn)生的最大彎矩為

M=640×1.643/2=525.76 kN·m

鋼絲繩直徑45 mm，按第二層纏繩直徑1 041 mm，計(jì)算滾筒的最大轉(zhuǎn)矩為

T=640×1.041/2=333.12 kN·m

滾筒上彎曲應(yīng)力和轉(zhuǎn)矩應(yīng)力分別為

σ=M/W=525 760/0.04 543=11.57 MPa

τ=T/Wτ=333 120/0.09 086=3.67 MPa

按第四強(qiáng)度理論，彎扭合成強(qiáng)度為

張總表示，30年來(lái)中鼎集成所服務(wù)的領(lǐng)域遍及食品、冷鏈、醫(yī)藥、新能源、鋰電、汽車(chē)、機(jī)械、造紙、能源、化工、服裝等領(lǐng)域，完成的各類(lèi)工程案例超過(guò)600個(gè)，早已成為國(guó)內(nèi)領(lǐng)先的物流系統(tǒng)集成商。而之所以能夠在2018年收獲較好的業(yè)績(jī)?cè)鲩L(zhǎng)，源于“天時(shí)地利人和”。

對(duì)于重型絞車(chē)的滾筒，計(jì)算結(jié)果相對(duì)較小，快繩拉力在滾筒上產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力對(duì)滾筒強(qiáng)度的影響基本可以忽略。

1.2緊箍作用力的影響

緊箍作用力引起的應(yīng)力會(huì)使?jié)L筒受到壓縮和彎曲，在形式上表現(xiàn)為鋼絲繩施加在滾筒表面的正壓力，是影響滾筒強(qiáng)度的主要因素。傳統(tǒng)的計(jì)算過(guò)程中，滾筒被看作是厚壁圓筒。依據(jù)厚壁圓筒的強(qiáng)度分析理論，滾筒表面的壓力被簡(jiǎn)單處理為均勻相等的恒力[4]。

分析滾筒的纏繩狀態(tài)，會(huì)發(fā)現(xiàn)滾筒上繩與筒體之間存在很大摩擦力。雖然快繩拉力很大，但在滾筒上纏繞多圈之后，卡繩座處的拉力很小或接近于零。在其作用下，纏繞在滾筒上的鋼絲繩的拉力隨著纏繞圈數(shù)的增加而逐漸遞減。鋼絲繩和滾筒之間的摩擦屬于撓性體和剛體之間的摩擦，符合撓性件摩擦理論，即鋼絲繩上的拉力符合歐拉公式：

F1=Fe-μ θ

(1)

式中：F1為鋼絲繩端的拉力；F為快繩拉力；μ為鋼絲繩與滾筒間的摩擦因數(shù)，取0.14；θ為鋼絲繩的包角，rad。

將9 000 m鉆機(jī)絞車(chē)的快繩拉力640 kN代入式(1)進(jìn)行計(jì)算。結(jié)果顯示當(dāng)鋼絲繩在滾筒上纏繞15圈時(shí)，拉力衰減為快繩拉力的0.14%左右。隨著纏繞圈數(shù)的增加，鋼絲繩另一側(cè)拉力衰減速度會(huì)越來(lái)越慢。

從纏繞在滾筒上的鋼絲繩中任意位置取一個(gè)微小的單元體di。在鋼絲繩兩端拉力F、F′及表面磨擦力f的作用下，處于平衡狀態(tài)，如圖1所示。即：

F=F′+f

(2)

圖1　鋼絲繩受力

對(duì)于整個(gè)可靠纏繞在滾筒上的鋼絲繩系統(tǒng)，永遠(yuǎn)處在這樣的平衡狀態(tài)下。由于摩擦力與接觸面積無(wú)關(guān)，所以在拉力逐圈衰減的鋼絲繩系統(tǒng)中，任意單元體所受的摩擦力不可能保持恒定。也就是說(shuō)，鋼絲繩作用在筒體上的正壓力是不會(huì)恒定不變的，其大小會(huì)逐漸遞減。在分析過(guò)程中，這是一個(gè)不應(yīng)被忽略的現(xiàn)象。當(dāng)把滾筒看作是厚壁圓筒進(jìn)行分析時(shí)，與實(shí)際情況存在較大的偏差。

2　滾筒有限元分析

目前絞車(chē)上普遍采用的滾筒為雙折線(xiàn)開(kāi)槽滾筒，這種滾筒因其優(yōu)良的纏繩性能，得到了廣泛的認(rèn)可。雙折線(xiàn)開(kāi)槽滾筒主要由筒體和輪轂組成，剎車(chē)盤(pán)采用剪切螺栓安裝在滾筒兩側(cè)輪轂上，整個(gè)滾筒采用鑄件組焊結(jié)構(gòu)；焊接完成后進(jìn)行整體開(kāi)槽。在SolidWorks軟件中建立有限元模型，對(duì)滾筒上的部分倒角，剎車(chē)盤(pán)連接孔等不影響強(qiáng)度的特征進(jìn)行簡(jiǎn)化處理。有限元模型如圖2所示。建立模型后，導(dǎo)入Ansys Workbench軟件進(jìn)行網(wǎng)格劃分，采用10節(jié)點(diǎn)的四面體Solid187號(hào)實(shí)體單元，單元總數(shù)量為4 511 224個(gè)，節(jié)點(diǎn)數(shù)3 119 183個(gè)。

圖2　滾筒體有限元模型

2.2邊界條件

由于滾筒上所受的正壓力逐漸遞減，假設(shè)鋼絲繩在滾筒上纏繞15圈時(shí)另一端的拉力等于零。對(duì)于滾筒本身，當(dāng)快繩在滾筒中間位置時(shí)產(chǎn)生的變形和應(yīng)力最大，因而在進(jìn)行有限元分析時(shí)以滾筒中間繩槽為起點(diǎn)，向輪轂側(cè)15圈的繩槽表面施加線(xiàn)性遞減至零的正壓力，起始點(diǎn)的壓力最大。

為了計(jì)算最大壓力，在滾筒上沿軸向取寬度為鋼絲繩直徑的半環(huán)形體為分離體，如圖3所示。

圖3　滾筒受力分析

暫不考慮滾筒表面摩擦力的作用，則在分離體兩端的拉力相等。分離體的表面積按繩槽在假想的槽底圓柱面上的投影面積處理。在垂直于軸的橫截面上，過(guò)中心取對(duì)應(yīng)夾角的單元體，其表面積為

(3)

式中：D為滾筒繩槽底直徑，mm；t為鋼絲繩直徑，mm，本文取45 mm；φ為分離單元體所對(duì)應(yīng)的中心角，rad。

在不考慮摩擦?xí)r，可認(rèn)為滾筒表面的壓力p0均勻分布，則dφ所對(duì)應(yīng)的分離單元體的表面所受載荷為

(4)

沿滾筒表面，分離體上的載荷在橫截面垂直軸方向上應(yīng)為平衡力，即：

(5)

則：

(6)

滾筒體表面的壓力與所取離散單元兩端的拉力成正比。假設(shè)滾筒表面沒(méi)有摩擦，兩端的拉力為快繩拉力時(shí)，滾筒表面的壓力即為最大值。9 000 m絞車(chē)滾筒表面的最大壓力為31.208 MPa。

滾筒的輪轂與滾筒軸之間采用過(guò)盈配合，滾筒受力變形時(shí)，滾筒和滾筒軸將會(huì)沿軸向有微量伸縮，所以按照滾筒實(shí)際的定位形式，在一側(cè)輪轂內(nèi)孔表面上施加固定約束，另一端施加沿軸向自由，其他方向固定的約束。滾筒整體的質(zhì)量較大，考慮重力作用，在軟件中施加標(biāo)準(zhǔn)重力載荷。

2.3結(jié)果分析

滾筒的材料采用ZG270-500，彈性模量E=202 GPa，泊松比μ=0.3。輸入各項(xiàng)參數(shù)后，進(jìn)行結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析，結(jié)果如圖4～6所示。

圖4　滾筒外表面Von Mises應(yīng)力云圖

圖5　滾筒內(nèi)表面Von Mises應(yīng)力云圖

圖6　滾筒變形示意

由圖4～6可知，滾筒內(nèi)表面產(chǎn)生的應(yīng)力較大，應(yīng)力的大小自最大壓力作用點(diǎn)向兩端遞減，最大壓力作用點(diǎn)處應(yīng)力為162.1 MPa；滾筒內(nèi)表面與滾筒輪轂相接位置的應(yīng)力與周邊其他位置相比較大，但不超過(guò)72 MPa，所以在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)注意此位置的應(yīng)力集中，盡量選用較大的過(guò)度圓角；滾筒壓力最大點(diǎn)的變形最大，為0.34 mm，兩側(cè)輪轂有相對(duì)的翹曲，線(xiàn)性位移量不超過(guò)0.11 mm。

鑄鋼ZG270-500的屈服強(qiáng)度為270 MPa。滾筒的最小安全系數(shù)為1.67，滾筒的強(qiáng)度滿(mǎn)足使用要求。滾筒的整體變形量很小，對(duì)鋼絲繩的纏繞不會(huì)產(chǎn)生大的影響，剛度也滿(mǎn)足使用要求。

3　結(jié)論

1)在滾筒強(qiáng)度的分析計(jì)算過(guò)程中，由于快繩拉力引起的彎矩和滾筒傳遞的轉(zhuǎn)矩所產(chǎn)生的彎扭合成應(yīng)力約為鋼絲繩緊箍作用力產(chǎn)生的應(yīng)力的8%，遠(yuǎn)小于緊箍作用力產(chǎn)生的應(yīng)力，所以滾筒的有限元強(qiáng)度分析過(guò)程中可以不予考慮。但這樣計(jì)算的結(jié)果與實(shí)際的應(yīng)力相比會(huì)有所減少，偏于不安全，在滾筒設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)適當(dāng)增大滾筒的安全系數(shù)。

2)本文考慮了鋼絲繩拉力逐圈衰減的實(shí)際情況，分析結(jié)果顯示，應(yīng)力的大小自最大壓力作用點(diǎn)向兩端遞減，符合力學(xué)理論；應(yīng)力云圖的變化均勻，分析結(jié)果較為準(zhǔn)確，可為滾筒設(shè)計(jì)提供依據(jù)，保證設(shè)計(jì)的合理性。

3)滾筒的應(yīng)力和變形主要由鋼絲繩對(duì)滾筒的緊箍作用力引起，所以在滾筒內(nèi)部可以通過(guò)增加環(huán)形筋的方式有效減小滾筒的壁厚，降低滾筒的整體質(zhì)量，實(shí)現(xiàn)滾筒的輕量化設(shè)計(jì)。

[1]陳如恒，沈家駿．鉆井機(jī)械的設(shè)計(jì)計(jì)算[M]．北京：石油工業(yè)出版社，1995.

[2]劉鴻文.材料力學(xué)[M].第三版.北京：高等教育出版社，1992.

[3]成大先．機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].第五版．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2007.

[4]曹助家，顧占山.歐拉公式在機(jī)械設(shè)計(jì)中的應(yīng)用[J].機(jī)械制造，1994(2)：10-11.

[5]張洪才.ANSYS Workbench 14.5數(shù)值模擬工程實(shí)例解析[M].北京：石油工業(yè)出版社，2013.

[6]王新敏.ANSYS 工程結(jié)構(gòu)數(shù)值分析[M].第一版．北京：人民交通出版社，2007.

Strength Analysis of JC90D Drawworks Drum

HU Junwang1，YAO Yinjing2

(1.Lanzhou LS Petroleum Equipment Engineering Co.，Ltd.，Lanzhou 730043，China；2.CollegeofTechnologyandEngineering，LTU，Lanzhou730050，China)

The drum is one of the pivotal parts in the drawworks，and the reliability of which influences the entire drawworks’ reliability.The loads process form is mainly discussed.Attenuation of wire rope tension is analyzed by using Euler’s formula，and the declining press is applied on the rope groove to analyze the drum strength.

drawwork；drum；finite element analysis

1001-3482(2016)10-0025-04

2016-05-26

胡軍旺(1982-)，男，工程師，主要從事石油鉆采機(jī)械的研發(fā)工作，E-mail：lshujw@foxmail.com。

TE923

Bdoi：10.3969/j.issn.1001-3482.2016.10.006