基于ANSYS的渦輪鉆具密封支承節溫度場分析

張曉東，龔彥，茍如意，李俊華，吳建萍

(1.西南石油大學 機電工程學院，成都 610500；2.沙市鋼管廠，湖北 荊州 434001；3.西北油田分公司油氣運銷部，新疆 巴州 841600)

渦輪鉆具作為一種重要的井下動力鉆具，廣泛使用于油氣田開發工程中。目前，我國自行研發的渦輪鉆具均采用開式支承節，支承節中軸承組由多套四點接觸球軸承或推力軸承構成[1]，軸承所有零件均由金屬材料制造。軸承組浸泡在鉆井液中冷卻和潤滑，工作環境惡劣，軸承磨損快，渦輪鉆具一次下井的時間較短。在密封支承節中，把軸承組安裝在密封的儲油腔內，使軸承浸泡在潤滑油中工作，極大地改善了軸承組的工作環境，降低了磨損速率。但由于渦輪鉆具支承節中軸承所受的載荷大，工作轉速高，因而發熱量大，特別是當渦輪鉆具在深井和超深井中工作時，井底溫度高，若密封支承節散熱不良，將引起溫度升高，產生不利影響,如：

(1)使潤滑油黏度下降，油膜厚度減小，潤滑效果降低，特別是當溫度超過潤滑油許用溫度時，潤滑油將會變質甚至失效；

(2)改變軸承組的游隙，進而對軸承的磨損、噪聲及壽命等產生較大影響；

(3)過高的溫度會使密封腔內產生氣體，形成高壓，加速潤滑油的泄漏。

因此，需要分析密封支承節在工作時達到穩態熱平衡的溫度分布，以確定其能否正常工作。本例基于熱力學的基本理論建立密封支承節熱力學模型，并運用ANSYS進行分析。

1 密封支承節的結構特點

目前，渦輪鉆具的整體結構形式有多種，渦輪節和支承節的結構也各不相同，現針對某獨立式渦輪節所配用的上部密封支承節(圖1)進行分析。上支承節用于懸掛渦輪節，并承受渦輪節產生的水力載荷，軸承組浸潤在密封的潤滑油腔中。潤滑油腔一端裝有潤滑油補償活塞，其作用在于使潤滑油具有一定的壓力，以保證軸承組中的每一副軸承都得到充分的潤滑，當潤滑油泄漏時，腔內壓力會降低，此時活塞將自動補上，以保持腔內壓力；另一端裝有機械密封，將潤滑油腔與鉆井液流道隔開，對軸承組進行密封。在密封腔外是連續流動的鉆井液，密封支承節產生的熱量通過對流換熱和熱傳導等方式由鉆井液帶走。此外，在支承節軸的兩端裝有由內、外圈構成的徑向軸承，用于扶正支承節軸。

1—支承節軸；2—機械密封；3,6—徑向軸承；4—外殼；5—四點接觸球軸承；7—潤滑油腔；8—活塞；9—殼體

2 熱系統建模

2.1 支承節的生熱分析

該密封支承節中熱量的產生來源主要包括以下三部分：一是軸承組摩擦生熱；二是機械密封動靜環摩擦生熱；三是徑向軸承的摩擦生熱。其中，軸承組在重載下高速旋轉，各軸承的摩擦生熱是該熱系統的主要產熱源。機械密封只有一組動靜環發生摩擦，且處在密封腔的端部，靠近鉆井液，其摩擦生熱相對軸承組較小，易被鉆井液冷卻。現有的加工制造工藝可以保證軸承組安裝在殼體以后，支承節偏離中心的距離很小，故徑向軸承的載荷很小，甚至內、外圈不發生接觸，其摩擦生熱相對軸承組而言就更小，因此，機械密封和徑向軸承的摩擦生熱均可以忽略不計。在四點接觸球軸承工作中，鋼球與內、外圈表面相對運動而生熱，主要包括球與溝道的差動滑動生熱、球的陀螺轉動生熱、球的自旋生熱和球的潤滑拖動生熱4部分，且均可以計算[2]，在此不贅述。軸承生熱由傳遞的功率損失轉化而來，將軸承整體作為研究對象，計算滾動軸承的生熱公式為[3]

H=1.047×10-4Mn，

(1)

式中：H為摩擦損失的功率，kW；n為軸的轉速，r/min；M為軸承摩擦力矩，N·mm。

根據試驗研究提出了摩擦扭矩的經驗計算式為[3]

M=M0+M1，

(2)

式中：M0為與潤滑劑黏度、軸承轉速有關的黏性摩擦力矩，N·m；M1為與軸承載荷大小、接觸彈性變形分量及滑動摩擦有關的載荷摩擦力矩，N·m。

M0=f1FβDpw，

(3)

(4)

(5)

式中：f1為與軸承結構和載荷有關的系數；Fβ為與軸承載荷的大小和方向有關的參數，N；Dpw為球組節圓直徑，m；f0為與軸承類型和潤滑方式有關的系數；v0為潤滑油運動黏度，m2/s。各參數的取值參見文獻[3]。

2.2 系統傳熱模型的建立

根據密封支承節結構，在軸承組中，鋼球與內、外圈摩擦生熱，熱量一方面傳導給內、外圈，另一方面傳遞給潤滑油。潤滑油在內圈及鋼球的攪拌作用下形成強制對流，使得熱量在較短時間內能均布在鋼球、內外圈靠近鋼球側及潤滑油中。因此，在簡化該熱系統模型時，可把內圈與鋼球接觸斜面到外圈與鋼球接觸斜面的整個區域，包括鋼球及潤滑油在內的區域視作熱源區，即圖2所示的軸承中心區。

圖2中示出了熱傳遞的路徑。因軸高速旋轉，對腔內的潤滑油產生了強烈攪動作用，所以與潤滑油接觸的熱交換qf，qd，qb屬于有限小空間內的強制對流換熱，工程中通常把這種復雜的換熱用相當的導熱過程來計算[4]。與軸承中心區接觸的軸承外圈、外殼和軸承內圈及軸間的熱傳遞qc，qe，qa屬于熱傳導過程，系統外是流動的鉆井液，系統與外界的熱交換qm，q1，qn是強制對流換熱。在該熱系統中熱輻射很小，不是主要的傳熱方式，故可以忽略。在ANSYS中，將該系統模型處理為材料屬性不同的4部分，即軸承中心區、軸承內圈和外圈、潤滑油(工作時潤滑油腔充滿潤滑油)、外殼與軸及活塞部分。

圖2 系統傳熱模型圖

2.3 鉆井液強制對流邊界

鉆井液在渦輪鉆具殼體和密封腔外殼之間的環中流過，高速流動對密封腔進行了冷卻，密封腔壁與鉆井液之間是對流傳熱，在分析過程中采用第3類邊界條件有[4]

(6)

式中：k為流體的導熱系數，W/(m·℃)；l為流體溫度變化最快方向的距離，m；Tf為流體介質的溫度，℃；h為表面對流換熱系數，W/(m2·℃)。

鉆具在鉆進工作中，特別是深井或超深井鉆井，鉆井液從井口流向井底的過程中，鉆井液被地層和上返的鉆井液加熱，可近似地認為鉆井液的溫度等于隨鉆地層溫度。根據隨鉆測試或預測資料[5]，可計算鉆具密封腔外鉆井液介質的溫度和表面對流系數。由管內紊流對流換熱理論有

(7)

(8)

式中：NN為Nusselt數；D為密封腔外殼外直徑，m；ρ為流體的密度，kg/m3；μ為流體的黏度，N·s/m2；V為流體的流速，m/s；C為流體的熱容量，J/(kg·K)。

根據上述分析，結合某渦輪鉆具的工作參數，輸出扭矩1 300 N·m，轉速為800 r/min，由(1)式及該型支承節所使用的四點接觸球軸承的尺寸，計算得到軸承區的發熱率為8.75×106W/m3，在3 900 m的地層連續工作。當用ANSYS分析時，輸入以下數據：軸承內、外圈的導熱系數為46 W/(m·℃)；殼體及軸的導熱系數為36.2 W/(m·℃)；鉆井液的對流換熱系數為2 801 W/(m2·℃)，溫度為140 ℃。對于潤滑油，考慮軸攪動對換熱的影響，通過在有限空間的當量換算得到潤滑油的當量導熱系數為40 W/(m·℃)。

3 仿真結果分析

按前述所簡化的熱系統模型，在ANSYS中建模，并計算分析，結果如圖3、圖4所示。

由圖3和圖4可知：從鋼球所在的軸承中心區到軸中心的區間溫度高，熱流率低，當達到熱平衡后，熱量幾乎不在該區域徑向傳遞；在軸向上，熱流率逐漸增大然后減小，說明中心高溫區的熱量向兩端傳遞，由于靠近軸承中心區的溫度高，溫差大，傳遞快，逐漸遠離中心區后，溫差梯度減小，熱傳遞的速度逐漸降低。在軸承中心區外側徑向方向，溫度降低較快，熱流率大，說明鉆井液的冷卻作用明顯，軸承摩擦產生的熱量大部分通過該區域由鉆井液帶走。并且熱流率在該區域中間大，兩端逐漸降低，說明軸承組中部的軸承發熱量主要是向殼體傳遞，同時還向軸承組兩端傳遞，兩端軸承的冷卻效果好于中心區軸承。鉆具中心區的潤滑油溫度為299.18 ℃，平均溫度為153.7 ℃，因此，選擇適宜的耐高溫潤滑油才能確保主機長時間的正常工作。

圖3 溫度場分布等值線圖

圖4 單元熱流率等值線圖

4 結論

(1)通過分析渦輪鉆具密封支承節的結構特點和工況，建立了密封支承節熱流系統模型，運用ANSYS對其進行了溫度場分析，預測了密封腔的溫度。

(2)軸承組摩擦產生的大部分熱量通過軸承組外殼傳遞給泥漿，泥漿對密封支承節的冷卻效果明顯。

(3)熱平衡后，軸承組內側的溫度高，兩端較低，設計密封腔位置時應使潤滑油腔位于軸承組的兩端。

(4)密封支承節中的潤滑油須能夠承受一定的高溫，特別是球軸承溝道處溫度較高，故選用合適的潤滑油可顯著提高支承節的壽命。