唐 劍,張 強,吳志超
(長江大學 機械工程學院,湖北 黃岡 438300)
螺桿鉆具是目前在鉆井行業(yè)被廣泛使用的一種液壓機械。隨著油田開發(fā)深度不斷加大,鉆井難度越來越大,對螺桿鉆具的性能要求也越來越高。對螺桿鉆具的性能要求不斷提高,致使螺桿鉆具性能試驗的頻次不斷增大,對螺桿鉆具試驗臺的安全性要求也越來越高。為了提高試驗安全性,本文對螺桿鉆具試驗臺卡鉗進行了設計研究。
采用液壓卡緊方式設計的螺桿鉆具試驗臺卡鉗結構如圖1所示。試驗臺工作時,利用左右兩個V型鉗座卡緊待測鉆具殼體;通過液壓油缸驅(qū)動鉗座在支撐軸上左右移動;通過牙板實現(xiàn)對待測螺桿鉆具殼體周向和軸向的卡持定位;通過螺釘將卡鉗的主要工作部件牙板固定在鉗座上,可定期檢查并更換損壞的牙板。卡鉗的夾持范圍可滿足Φ73~ Φ286 mm鉆具。
當V型卡鉗上的鉗牙夾緊螺桿鉆具殼體時,由于螺桿鉆具旋轉,產(chǎn)生扭力。根據(jù)卡緊的管柱力學條件可知:扭力與夾緊力產(chǎn)生的扭矩相等,受力情況如圖2所示。夾緊后,兩V型塊的表面產(chǎn)生徑向支反力FN1和FN2,F(xiàn)M和FM1分別為液壓油缸對左右V型塊產(chǎn)生的推力,且FM=FM1。
由左邊V型塊的力平衡方程可求出徑向支反力FN1
同理,由右邊V型塊的力平衡,可求出FN2
對于整個受力系統(tǒng)來講,根據(jù)卡緊管柱的平衡條件可得∑Mxy(F)=0
式中:D為被卡緊管柱直徑;F1為左V型塊與管柱表面之間的摩擦力,F(xiàn)1=FN1f;F2為右V型塊與管柱表面之間的摩擦力,F(xiàn)2=FN2f;F為鉗牙與管柱表面之間的“咬合系數(shù)”。
結合上式,施加在螺桿泵殼體的總徑向夾緊力為:
考慮動載荷系數(shù)K,實際的徑向夾緊力為:
取試驗的最大扭矩M=15 kN·m,螺桿鉆具的最大直徑 D=286 mm,f=0.7,K=1.5,求得 FM=97.33 kN,F(xiàn)N1=FN2=56.18 kN。
求解單個夾緊鉗的夾緊力Fs:由于是用3組液壓夾緊鉗來卡持,則每臺卡鉗所分配的夾緊力。
將卡鉗的三維模型導出格式為Parasoild(*,x_t),導入到ANSYS Workbench中,并創(chuàng)建靜態(tài)分析算例,選擇Sweep劃分法進行網(wǎng)格劃分,單元尺寸設置為10 mm。卡鉗材料為Q235鋼,性能指標如表1所示。
表1 試驗臺卡鉗材料的性能指標
約束條件:將卡鉗與試驗臺設置為6個螺栓連接的固定約束,將卡鉗承受扭矩作用時計算的卡緊力32.44 kN施加在卡鉗的鉗臂徑向接觸面上,將徑向反作用力施加在卡鉗的牙板上。
對卡鉗進行自由網(wǎng)格劃分,單元大小為10 mm,總單元數(shù)為298926。根據(jù)約束及加載情況,對卡鉗進行有限元分析,得到總體變形云圖、等效應變云圖、等效應力云圖,如圖3所示。
由總體變形云圖可知,在液壓卡鉗承受扭矩作用時,其變形最大的位置是牙板的上側,最大的變形量為0.311 83 mm。因此,在卡鉗被使用一段時間后,應定期檢查卡鉗的牙板,及時更換損壞的牙板。由等效應變云圖可知,最大的應變值為0.001 43,其位置在卡鉗內(nèi)部兩根滑動軸上。由應力云圖可知,卡鉗滑動軸產(chǎn)生了彎曲應變,在與卡鉗兩側側板的接觸處產(chǎn)生了應力集中,最大應力值為185.75 MPa。
卡鉗受軸向載荷時,將卡鉗底部通過6個螺栓固定在試驗臺底座上,將軸向載荷施加在卡鉗的牙板軸向方向上,將計算得出受軸向載荷時的卡緊力37.12 kN添加到鉗臂接觸面上,然后對卡鉗進行自由網(wǎng)格劃分,單元大小為10 mm,總單元數(shù)為196 089。根據(jù)約束及加載情況,對卡鉗進行有限元分析,得到總體變形云圖、等效應變云圖、等效應力云圖,如4所示。
由總體變形云圖可知,在液壓卡鉗承受軸向載荷時,其變形最大的位置是牙板的上側,且卡鉗整體向內(nèi)側偏移,最大的變形量為0.360 95 mm。同樣,卡鉗在使用一段時間后,應定期檢查牙板的磨損情況,及時更換損壞的牙板。由等效應變云圖可知,最大的應變值為0.001 5,其位置在鉗座底部與試驗臺底座的螺栓孔處。由應力云圖可知,鉗座底部產(chǎn)生了彎曲應變,且在試驗臺底座螺栓孔處產(chǎn)生了應力集中,最大應力值為298.83 MPa。
筆者設計了一種螺桿鉆具試驗臺卡鉗,利用有限元分析軟件ANSYS Workbench進行了力學分析及相關計算。設計的螺桿鉆具試驗臺卡鉗對提高試驗的安全性具有積極的意義,有助于相關新產(chǎn)品的研究開發(fā)和市場應用。