旋轉尾管懸掛器軸承靜力學有限元分析

徐永生，梁長征

（渤海鉆探工程有限公司第三鉆井分公司，天津大港300280）①

旋轉尾管懸掛器軸承靜力學有限元分析

徐永生，梁長征

（渤海鉆探工程有限公司第三鉆井分公司，天津大港300280）①

根據旋轉尾管懸掛器軸承的結構及受力特點，建立了受軸向力的旋轉尾管懸掛器軸承有限元模型，進行了靜力學分析求解，并對有限元分析結果進行后處理，得到軸承應力分布云圖及軸承各部件的變形量?；谳S承靜力分析結果對軸承結構進行改進，使軸承在工作時的應力集中現象得到改善，有效降低軸承的磨損，延長了軸承的使用壽命。

旋轉尾管懸掛器；軸承；靜力學分析；結構改進

隨著固井技術的進步，開發出了適用于多種復雜固井的工藝，并在鉆井中進行了應用，基本適應了油田勘探開發的需要。尾管懸掛器是實施尾管固井技術的關鍵裝置。近年來，隨著國內新材料技術和裝備制造技術的進步，尾管懸掛器技術正在快速發展。

1　旋轉尾管懸掛器的結構及應用

旋轉尾管懸掛器主要由上接頭、軸承、錐套、卡瓦、受拉本體組成，其中軸承工作位置如圖1所示。在固井作業時，卡瓦上行通過錐套上的錐面使其外徑增大，卡在外層套管上使錐套固定在外層套管內。軸承坐在錐套上，受拉本體所受的軸向下拉力通過上接頭作用在軸承上。軸承的旋轉由上接頭及以上部分驅動，上接頭與受拉本體在錐套內旋轉時錐套與卡瓦固定不動［1］。

圖1　旋轉尾管懸掛器軸承工作位置示意

旋轉尾管懸掛器總成如圖2所示。軸承作為旋轉懸掛器的關鍵部件，放置在錐套和上接頭之間，用于承受整個尾管串的重力，保證旋轉尾管作業的順利實施。為了防止鉆井液、水泥漿中的固體顆粒進入到軸承的滾道，在軸承的內孔、外圓均設計了耐高溫、耐磨的密封圈，這樣可以使軸承的滾子和滾道在相對潔凈的環境下工作，有利于保持軸承的承載能力和使用壽命［2-3］。

圖2　旋轉尾管懸掛器總成

在旋轉尾管固井時，軸承置于上接頭和錐套之間，是連接旋轉尾管懸掛器和注水泥套管的重要部件，承受著整個尾管串的重力，可以保證上部尾管的正常轉動。懸掛器下部套管的重力全部作用在軸承上，因此鉆井的深度越深對軸承的承載能力要求越高。旋轉尾管懸掛器軸承承受的載荷巨大，工作環境溫度高，且在泥漿中工作，要求軸承的使用壽命不低于20 h，工況條件十分惡劣［1］。

2　軸承有限元分析

軸承是旋轉尾管的關鍵部件，尾管固井作業依靠旋轉尾管懸掛器軸承的支撐并提供回轉力，不但要承受巨大的軸向載荷，而且還要承受傾覆力矩的作用。由于旋轉尾管懸掛器軸承是在低速、重載的情況下工作的，旋轉尾管懸掛器軸承的分析重點包括：整體變形與應力分布規律；擋圈受滾子擠壓下的應力和變形。

用三維建模軟件Solid Works創建旋轉尾管懸掛器軸承三維參數化實體模型［4-5］，將建好的模型通過標準輸入輸出接口輸入到ANSYS-Workbench軟件的前處理器中，根據需要選擇材料模型，生成有限元模型，劃分網格，加載荷，加約束，實現旋轉尾管懸掛器軸承工作過程的數值模擬，得到在一定載荷條件下旋轉尾管懸掛器軸承的應力、變形及接觸應力分析結果。

2.1 模型的建立與分析

由于旋轉尾管懸掛器軸承的模型比較復雜，由10個零部件組成，因此選用在Solid Works軟件中進行建模。即在Solid Works中創建軸承三維模型，然后再導入ANSYS-Workbench中，在此基礎上劃分有限元網格。在將軸承模型導入ANSYS-Workbench前，遵照剛度等效原理對軸承進行適當的模型簡化。由于在靜力學分析中密封圈對模型力學性能的影響可以省略，因此采用去掉密封圈的模型進行靜力學分析，并在原來的軸承模型基礎上進行簡化使其能適應有限元分析的需求［6-7］。

由于旋轉尾管懸掛器軸承的結構較為復雜，零部件的數量較多，而且所研究的接觸是非線性問題，對軸承接觸部分進行網格細化可以使分析結果更為準確。對其進行有限元分析時，只計算其中1個滾動體與其相應的軸圈、座圈及墊圈的情況。因此，為減小該軸承有限元分析的計算量和計算時間，只取模型的1/n進行分析計算。軸圈、座圈以及上下墊圈的倒角對軸承的應力分布和變形的影響較小，建立分析模型時，忽略倒角［8］。

2.2 網格的劃分

在進行網格劃分時，為了保證結果的準確與收斂，對可能發生接觸的區域采用較密的網格。同時，為了避免求解時間過長和占用大量的計算機資源，對不可能發生接觸的區域采用較疏的網格。軸承模型簡化后網格劃分如圖3所示，模型包含24 016個單元和27 590個節點。滾子與軸圈、座圈生成局部網格細化后的有限元模型如圖4～5所示所示。

圖3　軸承模型網格劃分

圖4　軸圈網格細化

圖5　滾子網格細化

2.3 接觸條件設定

軸承接觸分析的重點結構包括圓錐滾子、軸圈和座圈。加載后滾子和軸圈、座圈同時發生接觸，所以在分析之前要對滾子和軸圈、座圈的接觸進行設置。對接觸對進行設置時，要選擇目標面和接觸面。根據目標面的選擇原則［9］，在滾子與軸圈、座圈的接觸對中將軸圈、座圈滾道表面設置為接觸面，滾子外表面設置為目標面；在滾子與擋圈的接觸對中將擋圈的內表面設置為接觸面，將軸承大端面設置為目標面。

2.4 邊界條件

由于該軸承結構的圓周對稱性，所截取的1/n模型兩側均為對稱邊界，為了模擬軸承的實際工況，對其施加如下約束：

1） 在對稱面處施加對稱約束，用來模擬兩側模型對該部分模型的作用效果。

2） 滾動體與軸（座）圈、滾動體和擋圈之間均施加自動接觸邊界條件。

3） 上、下墊圈與軸（座）圈之間施加自動接觸條件。

4） 下墊圈底部固定約束。

5） 墊圈上表面施加壓力載荷。6） 軸圈施加有限轉動位移。

3　有限元分析結果

根據旋轉尾管懸掛器軸承具體使用工況和該類型軸承額定動載荷的計算，對軸承的上墊圈上表面施加600 k N的軸向垂直載荷來模擬軸承在井下承受重載的工況。由于該軸承中滾子與軸圈、座圈相對于其他零部件來說更容易發生破壞，因此本文的研究重點是滾子外表面和軸圈、座圈中與滾子相接觸表面的應力狀態。通過后處理得到模型的Mises應力分布和滾子與軸圈、座圈的接觸應力分布，如圖6～7所示。

圖6　軸承等效應力云圖

圖7　滾子接觸應力云圖

由圖6～7可知：旋轉尾管懸掛器軸承在600 k N載荷下，上下墊圈的所受應力很小，軸圈、座圈與滾子接觸處應力值較大；軸承靜態應力最大值為4 300 MPa，出現在滾動體兩端圓角處，應力集中現象比較嚴重；滾子最大應力值為3 878 MPa，出現在距滾動體表面0.2 mm的接觸區域次表面，滾動狀態時該層上每一點均受到應力幅相當的脈動壓應力和對稱交變剪應力，因此在最大應力點上的滾動體部分容易發生破壞。

滾子大端與擋圈內表面的接觸應力分布如圖8～9所示。

由圖8～9可知：滾子大端的接觸應力最大值為701 MPa，主要分布在滾子大端面倒角處；擋圈內表面與滾子接觸處的接觸應力最大值為652 MPa，最大值出現在與滾子大端面接觸處。由于未修形的滾子在滾動過程中與擋圈的接觸面積很小，主要集中在滾子倒角處，因此在此處的接觸應力相對于滾子大端面其他位置的接觸應力要大很多，容易在此處發生破壞。

圖8　軸承滾子大端接觸應力云圖

圖9　軸承擋圈接觸應力云圖

通過結果后處理，得到軸承的總變形分布圖與等效變形分布圖如圖10～11所示。

圖10　軸承總變形云圖

圖11　軸承等效變形云圖

由圖10～11可知：在600 k N載荷下，軸承受到軸向壓力，由于結構和材料的原因上墊圈的變形最大，軸承最大變形出現在上墊圈端角處，最大變形量為0.23 mm；在上墊圈與擋圈接觸部分變形也較大，變形量為0.2 mm，此處的變形會影響擋圈及在上墊圈中的外密封圈的密封效果，使鉆井液容易進入到軸承內部，加劇軸承的磨損，降低軸承的使用壽命。因此，要對軸承的上墊圈做結構上的改進，改善其應力集中現象和變形量。

4　軸承結構改進后靜力分析

4.1 結構改進

主要針對上墊圈和滾子大端處進行改進，通過改進上墊圈結構使得與擋圈接觸處的變形量減小，防止鉆井液進入軸承內部，延長軸承的使用壽命。滾子大端的改進可以消除滾子大端外側的應力集中現象。上墊圈外側由于要安裝密封圈，因此在外側下端開有密封槽，如在密封槽垂直上方直接添加載荷會在密封槽處出現應力集中現象和較大變形情況，此部分的大變形會引起與之相接觸的擋圈的較大變形，影響其密閉性，使外部鉆井液容易進到軸承內部。因此，以密封槽徑向尺寸（6 mm）為依據對上墊圈上部做6 mm的45°倒角，使得密封槽垂直方向上不受軸向力，減小密封槽上部和擋圈變形量，提高密封性。

原滾子大端面為一平面，當與有一定曲率的擋圈內側接觸時會在邊緣處產生應力集中現象，加劇擋圈的磨損，通過將滾子大端面設計成同擋圈曲率相同的球面，可以有效減少此處的應力集中現象。

4.2 改進后靜力分析

將改進后的軸承模型導入ANSYS-Workbench中，對改進后的模型重新劃分網格加載并進行分析計算。網格劃分方法和邊界條件的設定與改進模型前保持一致，在結果后處理中得到軸承新模型的應力與應變分布，如圖12～14所示。對改進前后的軸承應力、應變進行對比，以驗證軸承結構改進后其應力和應變的分布規律和最大值的變化。

圖12　模型改進后等效應力

圖13　改進后軸承等效應變

圖14　改進后軸承總變形

由圖可12～14知：模型改進后在上墊圈與擋圈接觸部分的應力為900 MPa，較軸承改進前的1 400 MPa有大幅度的減少，有效地改善了上墊圈外側的密封槽結構的應力集中現象；改進后的軸承擋圈與上墊圈接觸處的變形量為0.18 mm，說明軸承在墊圈結構改進后承受重載時擋圈的變形量較小。

改進滾子大端面結構后，在軸承承受軸向靜載時滾子大端面的接觸應力分布沒有了應力集中現象，有效地改善了滾子和擋圈在受重載情況下的應力分布，如圖15～16所示。

圖15　滾子改進前應力分布

改進上墊圈結構后，在上墊圈的密封槽與擋圈的接觸處和整個擋圈的變形量有了顯著的減小，上墊圈的外側應力值也大幅度下降。這樣，軸承在充滿鉆井液的環境下工作時不會因為擋圈結構較大的變形而使軸承的密封結構失效，有效地防止了鉆井液的大量進入，有利于軸承的潤滑和防止大顆粒的雜質進入軸承內部造成軸承的磨損，有效地延長了軸承的使用壽命。墊圈改進前后應力及變形量對比如表1所示。

圖16　滾子改進后應力分布

表1　墊圈改進前后應力及變形量對比

5　結論

1） 在重載工況下，旋轉尾管懸掛器軸承的軸圈、座圈與滾子接觸處應力集中現象比較明顯，在這些應力集中的位置滾子容易發生破壞；軸承最大變形出現在上墊圈端角處，在上墊圈與擋圈接觸部分變形也較大，影響密封效果。因此，需對滾子和上墊圈進行結構改進，以減少應力集中現象和變形量，對延長軸承的使用壽命有重要意義。

2） 改進滾子大端面結構后，在軸承承受軸向靜載時滾子大端面的接觸應力分布沒有了應力集中現象，有效地改善了滾子和擋圈在受重載情況下的應力集中現象。

3） 對上墊圈的結構改進有效減少了因大載荷引起的軸承變形，使軸承在井下重載工況下工作時軸承擋圈變形量較小，可以減少鉆井液的進入，有效減少軸承的磨損并提高了軸承的使用壽命。

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［9］ 陳紅濤.兆瓦級風力發電機組變槳軸承有限元分析［D］.洛陽：河南科技大學，2012.

Static Finite Element Analysis of Rotation Liner Hanger Bearing

XU Yongsheng，LIANG Changzheng
（No.3 Drilling Company，Bohai Drilling Engineering Co.，Ltd.，Tianjin 300280，China）

According to liner hanger bearing structure and mechanical characteristics，the axial ro-tation of the finite element model for liner hanger bearing was established，static analysis and post-process were made to obtain the results of finite element analysis of bearing stress contour and deformation of bearing components.Based on the results of static analysis，the bearing struc-ture of the bearing programme and the bearing stress concentration at work were improved，bear-ing wear was reduces to prolong the service life of the bearing.

rotation liner hanger；bearing；statics analysis；structure improvement

TE925.2

A

10.3969/j.issn.1001-3482.2015.07.012

1001-3482（2015）07-0048-06

①2015-01-30

徐永生（1977-），男，內蒙古通遼人，工程師，主要從事鉆井裝備管理工作。