螺桿鉆具推力軸承受力分析與改進設計

2015-12-02 01:40:34玄令超管志川張會增

制造業自動化 2015年19期

玄令超，管志川，張會增

XUAN Ling-chao, GUAN Zhi-chuan, ZHANG Hui-zeng

（中國石油大學（華東）石油工程學院，青島 266580）

0 引言

螺桿鉆具憑借其良好的機械和水力性能，在定向造斜、水平井鉆進和開窗側鉆等作業中得到廣泛使用[1]。在鉆井工作時，螺桿鉆具通常需要承受大幅波動的軸向載荷，推力軸承作為傳動軸總成重要組成部分，是最易損壞失效的部位之一，這是由推力軸承的自身結構和工作環境決定的。推力軸承通過四點接觸的形式傳遞軸向載荷，滾球與內外圈接觸應力大、應力分布不均勻。螺桿鉆具在井下工作時，推力軸承最大承受數十噸的軸向載荷和沖擊力，容易造成軸承的快速磨損、破損，導致推力軸承失去承載能力。

長慶油田勘探局鉆井二處共統計137套螺桿鉆具失效情況，其中推力軸承損壞29套，占比為21.2%，推力軸承實際使用壽命比設計壽命縮短40～50小時[2]。2005年～2006年長慶油田西川石油工具廠修理螺桿鉆具178套，因推力軸承、傳動軸和殼體損壞的就有102套，占比高達57%，而且壽命不到60小時的螺桿鉆具問題都發生在傳動軸部位[3]。2007年～2008年山西風雷公司維修螺桿鉆具140套，其中傳動軸部位損壞25套[4]。推力軸承的損壞已經嚴重影響到螺桿鉆具的正常使用。

隨著鉆井復雜工況的日益增多，對長壽命、大扭矩螺桿鉆具的需求逐漸增多，分析推力軸承的受力情況成為提高螺桿鉆具壽命的關鍵之一。本文利用有限元軟件ANSYS-Workbench對常規LZ172螺桿的推力軸承進行了仿真分析，并設計一種圓錐滾子推力軸承，有效提高螺桿鉆具承受軸向載荷能力。

1 推力軸承受力及失效分析

1.1 受力分析

當施加鉆壓鉆進時，推力軸承承受的軸向載荷包括：1）轉子、萬向軸、傳動軸和鉆頭的總浮重；2）鉆具馬達壓降產生的軸向水力載荷；3）傳動軸總成上所受的壓差力；4）鉆壓，與其他力作用方向相反。當鉆壓與其他力之和相等時，推力軸承不受力，該工況下軸承壽命最高[5]。鉆柱的縱向振動以及井底的多邊形效應，導致井底鉆壓可波動到鉆壓的3～5倍，這無疑會造成推力軸承的提前損壞。

1.2 失效形式

螺桿推力軸承實際受力為點接觸受力，承載能力有限；井下惡劣的工作環境常造成軸承的提前失效[6]。其失效形式主要有三種：1）過度磨蝕；軸承使用鉆井液潤滑冷卻，潤滑條件差，且鉆井液中的小粒徑巖屑等雜質在軸承內滾動，造成滾球、滾道的麻點和擦傷。2）振動磨蝕；鉆井過程中鉆壓的波動一直存在，軸承的不均勻磨損造成滾球的滑動振動，振動引起軸承接觸面磨蝕破壞。3）破碎、破損；大鉆壓鉆進造成軸承劇烈振動和碰撞，部分軸承鋼球尺寸精度低，存在微裂紋、氣泡等缺陷，劇烈振動時容易引起軸承破損。

2 推力軸承有限元模型建立

2.1 結構參數

螺桿鉆具推力軸承串一般由7～10層軸承組成，每層軸承有滾球、外圈和內圈三部分組成。其內、外圈滾道為桃型截面，滾球與兩個內圈和兩個外圈呈現為四點接觸。軸承材料采用55SiMoVA，力學性能如下：抗拉強度σb≥2400MPa；屈服極限σs≥1880MPa。該軸承適用于承受以軸向載荷為主的軸向、徑向聯合負荷，起到鉆壓傳遞和傳動軸居中扶正的作用。

圖1 螺桿鉆具推力軸承

2.2 仿真參數設置

推力軸承滾球與內外道的接觸屬于多體接觸問題，求解接觸問題時需要考慮復雜的摩擦效應[7]。通過簡單公式計算求解赫茲接觸問題，已經不能完全展現推力軸承的實際受力狀況，利用有限元軟件ANSYSWorkbench求解推力軸承的接觸問題更準確[8]。

參照常規LZ172螺桿鉆具尺寸，建立5層推力軸承模型，使用multizone方法劃分均勻六面體網格，通過bodysize參數控制網格的疏密。設置接觸面為對稱接觸行為，滾球與內外圈接觸面的摩擦系數為0.15，采用增廣拉格朗日乘子法實現法向接觸約束，該算法在迭代計算過程中根據載荷大小和材料屬性自動修正接觸參數與迭代時間間隔。

推力軸承主要承受鉆壓等軸向載荷，傳動軸轉速較穩定，忽略傳動軸轉速波動對軸承接觸的影響[9]。設置螺桿鉆具傳動軸轉速為120r/min，對軸承下端的內圈底面施加固定約束，對上端的外圈施加軸向壓力，對軸承進行有限元仿真模擬。

3 仿真計算結果分析

3.1 推力軸承整體受力分析

圖2 推力軸承有限元網格模型

對推力軸承施加60kN軸向載荷，分析某一時刻推力軸承內、外圈及滾球的應力分布規律。從軸承的應力云圖（圖3）可以看出，螺桿鉆具推力軸承在傳遞鉆壓過程中，每個滾球只有2點與內、外圈接觸，通過內、外圈的剪切錯動使各層的滾球分擔軸向載荷。等效應力峰值出現在滾球與內圈接觸部位，存在明顯的應力集中現象。每個滾球的應力峰值并不相同，但應力分布規律相似，這說明滾球在滾動過程中承擔的載荷是各不相同的。內外滾圈應力分布較為均勻，且應力峰值小于滾球應力峰值，而且各層內、外圈所受應力相差不大。滾球相對于滾道更容易破壞和磨損。

圖3 推力軸承及頂層滾球等效應力云圖

對各層滾球依次編號，分別取滾球的應力峰值進行對比（圖4）。盡管各層軸承承受相同的60kN軸向載荷，但各個滾球的應力峰值并不相同，呈現震蕩波動態勢，這是鉆壓與轉速共同作用的結果。滾球在滾動過程中存在振動和滑動，接觸面積與接觸形式都在發生變化，各個滾球承受的載荷以及等效應力峰值也在變化。頂層滾球應力峰值最大，波動也最為劇烈，表明頂層滾球最易損壞；底層滾球應力峰值次之；中間各層滾球等效應力峰值最小，波動幅值也只有頂層滾球波動幅度的35%。因此，相同工況下頂層滾球更易損壞，多層推力軸承改進應著重考慮頂層滾球和頂層內、外圈。

3.2 鉆壓波動對軸承受力的影響

模擬常規鉆井鉆壓波動情況，逐步提高推力軸承的軸向載荷，分析某一時刻推力軸承頂層滾球應力分布情況（圖5）。隨著軸向載荷的增加，頂層滾球應力峰值越來越大，波動也變的劇烈，鉆壓150kN時滾球應力峰值波動幅度307.57MPa，遠大于60kN時滾球的應力波動幅度80.91MPa。高鉆壓情況下，滾球的應力峰值迅速增加，滾球承擔載荷不均的情況更明顯，各個滾球磨損情況也會更加不均勻。大鉆壓鉆進、鉆壓波動、沖擊載荷對推力軸承會有較大磨蝕和損壞。建議合理設計鉆壓，使用井下減振工具或優化鉆井參數，減弱井底鉆壓的波動，盡量避免使用大鉆壓鉆進。

圖4 軸承各層滾球等效應力峰值

圖5 不同鉆壓下軸承頂層滾球等效應力峰值

3.3 滾球磨損對軸承受力的影響

圖6 不同鉆壓下磨損滾球等效應力峰值

推力軸承在使用過程中存在滾球的磨損，直接導致滾球的接觸情況和應力分布發生變化。相同軸向載荷情況下，滾球應力峰值隨著滾球直徑的減小呈現波動態勢（圖6），直徑18.8mm滾球軸承應力峰值最大，直徑18.4mm滾球軸承應力峰值最小。隨著軸向載荷的增大，滾球應力峰值也在相應增大，但滾球應力峰值與滾球直徑關系曲線的形態基本不變。設計新型滾球推力軸承串時，可以優先考慮滾球直徑18.4mm，相同鉆壓下可以降低軸承滾球的應力峰值。

4 圓錐滾子軸承設計

4.1 圓錐滾子軸承設計與仿真

圓錐滾子軸承能形成軸向非常緊湊的軸承配置，可以承受很重的軸向載荷，對沖擊載荷不敏感，而且剛性好[10]。設計一種螺桿鉆具用圓錐滾子軸承結構（圖7），每列軸承中所有圓錐滾子的母線與軸承圈滾道母線均交匯于軸心線上某一點，從而保證了圓錐滾子的純滾動。該結構的優點為：1）接觸方式由“點接觸”變為“線接觸”，增大了滾子與內外圈的接觸面積，提高了承載軸向載荷的能力；2）采用圓錐滾子可以降低其接觸剛度，使整個推力軸承組的緩沖、吸振性能更好。

圖7 圓錐滾子軸承結構示意圖

設計圓錐滾子大徑16mm，小徑10mm，長度20mm。圓錐滾子的大小徑兩端容易出現明顯的應力集中現象，為了克服這種“邊緣效應”，對圓錐滾子兩端進行了倒圓角調整。軸承每層安放19個圓錐滾子，設計5層圓錐滾子軸承模型，采用與滾球軸承相同的參數設置進行受力仿真分析。相同軸向載荷情況下，各個圓錐滾子等效應力峰值基本相同（圖8），應力峰值和波動幅度相對于滾球軸承都有大幅減小，減小了各個圓錐滾子承擔載荷和磨損的差異性。隨著軸向載荷增加，圓錐滾子應力峰值增加趨勢也相對放緩，該新型軸承可以承受更大的鉆壓和沖擊力。

圖8 不同鉆壓下圓錐滾子等效應力峰值

4.2 滾球與圓錐滾子應力分布對比

施加60kN軸向載荷，在相同工況下分析兩種推力軸承的應力分布狀態。任意取兩個滾球與圓錐滾子進行對比（圖9）：滾球應力峰值更大，與滾圈的點接觸導致應力集中現象明顯，容易發生嚴重點蝕和破碎；圓錐滾子應力峰值相對滾球減小51%，應力分布更為均勻，并沒有出現明顯的應力集中現象。圓錐滾子增大了軸承的接觸面積，降低了軸承的應力峰值，改善了軸承等效應力分布狀況，降低了軸承嚴重點蝕和破碎的幾率，新型軸承井下工作壽命更為長久。