TC315-PSL2石油鉆機天車滑輪設計計算和有限元分析

李飛舟

（寶雞文理學院 機械工程學院，寶雞 721013）

TC315-PSL2石油鉆機天車滑輪設計計算和有限元分析

李飛舟

（寶雞文理學院 機械工程學院，寶雞 721013）

滑輪是一個適用范圍廣泛，工作過程連續，工作載荷變化頻率較高，失效形式較多的零件，滑輪作為復雜機械的一個小零件，它的壽命和質量直接影響著整個設備可靠性和安全性。首先對石油鉆機TC315-PSL2天車主滑輪的設計要求進行簡單介紹，在此基礎上對天車主滑輪的受力和載荷分布情況進行分析和計算，然后，根據滑輪的穩定性、強度、擠壓強度等方面的設計計算，得出天車主滑輪的主要結構尺寸參數，最后，通過穩定性、強度、擠壓強度方面的校核計算和有限分析，發現分析計算得到的鉆機TC315-PSL2天車主滑輪結構尺寸參數滿足石油鉆機對主滑輪的要求。

滑輪；石油鉆機；ANSYS有限元；結構尺寸

0 引言

滑輪的制造方法主要有鑄造、焊接，沖壓、軋制、鉚接等方法，鑄造滑輪作為最典型的鑄造方法，一般為鑄鐵或鑄鋼，工藝簡單。但是由于滑輪是個連續作業，載荷變化頻率較高，失效形式主要為開裂、繩槽過度磨損、剛性下降等，作為鑄造滑輪產品要更換時必須換整個輪，產品使用成本較高[1]。

隨著滑輪制造新工藝的不斷出現，鑄造滑輪發展前景渺茫。相對來說，目前以塑性成形為主熱軋滑輪成為發展趨勢，由于熱軋減少了焊接法的變形影響因素和鉚接的連接松動問題。因為滑輪的失效主要是繩槽的受反復交變載荷作用而產生磨損或開裂等，而對于輻板的設計基本都能滿足穩定性要求，失效概率較小。熱軋過程也是繩槽部分的金屬材料組織發生了變化，提高了抗磨和抗壓能力。但是，由于分體式的滑輪，輪緣、腹板和輪轂可以采用不同的材料，加工方便，制造成本較低，也是目前使用的特點。所以,以低成本、壽命長、高穩定性滑輪設計方法已成為設計人員必備的理念[2]。

本文就是石油鉆機TC315-PSL2天車主滑輪為研究對象，從滑輪受力分析、設計校核、穩定性分析與驗證等方面探討滑輪的設計與校核，為滑輪的工程設計提供參考。

1 TC315-PSL2天車滑輪受力和校核

1.1 天車滑輪主要參數設計

天車最大鉤載為3150kN，游動系統以及鋼絲繩總重為150kN。游車與天車選用6×7輪系。鋼絲繩實際最大拉力為F=（3150+150）/12=275kN。

1.2 滑輪的受力分析

不計鋼絲繩卷繞阻力，滑輪上的鋼絲繩受力F，拉力之間的夾角為β，如圖1所示。滑輪軸上的總壓力P為：

當α=180°時，鋼絲繩兩端拉力平行，P達到最大值Prmax=2F，所以，以后的力學模型就以當α=180°時作為計算受力狀態，忽略鋼絲繩偏斜等影響因素，力學模型如圖1所示，鋼繩對滑輪的作用力按正弦曲線分布在垂直方向上的分量為其合力為：

圖1 滑輪載荷分布圖

滑輪內孔的載荷與外圓的載荷處于平衡，圓環下半部不受載荷作用，在的平面上法相等效力，切向等效力和等效力力矩均為零。

1.3 滑輪的強度設計以及擠壓校核條件

式中：][σ為承壓基本許用應力；a為滑輪輻板內孔半徑，n為考慮制造工藝的安全系數。起重機設計規范推薦鋼絲繩的允許偏角不大于5度，鋼絲繩拉力在軸向分力為FZ，sin5°=0.0872，這個分力使輻板產生彎曲，但有數量較小，在選取許用應力時可作適當考慮。由于最大應力壓應力，對于鋼材在達到其屈服極限時內孔壓應力將重新分布，因此不會出現危險。

由于滑輪輪槽，受到鋼絲繩反復的擠壓應力，通常以名義擠壓應力進行校核，即必須滿足公式：

式中：d鋼絲繩直徑，][擠σ材料擠壓應力，b為滑輪輻板外圓半徑。

1.4 滑輪的穩定性設計計算滑輪的強度設計以及擠壓校核條件

對于滑輪的穩定性設計常利用最小能原理的里茲（Ritz）法計算圓板正弦分布壓力時的臨界載荷公式[3]：

式中：D滑輪輻板的抗彎剛度，h為滑輪輻板的厚度，GJk滑輪繩槽截面兩側抗扭剛度，I繩槽截面兩側面的慣性矩，A為與滑輪輻板材料泊松比和a/b有關的系數，a為滑輪輻板內孔半徑，b為滑輪輻板外圓半徑。

不考慮繩槽彎曲和扭轉的能量時，則臨界值為：

若考慮繩槽彎曲和扭轉的能量時，臨界值將增加兩項：

為了工程計算方便并偏于安全設計，可采用式(6)，則有：

經簡化，并考慮到穩定安全系數n穩有：

2 滑輪設計

2.1 鋼絲繩與滑輪繩槽設計

API Spec 8C-2012第5版規定：繩槽總深度G最小應為1.33d，最大應為1.75d，d為鋼絲繩的公稱直徑[4]。根據API Spec 8C-2012第5版4.7規定滑輪的設計安全系數不小于3，滑輪材料選用Q345，壓縮基本許用應力為170MPa。

式中：Rmin為新滑輪槽的最小半徑，Rmax為新滑輪槽的最大半徑，Rrope為鋼絲繩的公稱半徑。

根據天車的最大鉤載以及6×7輪系，參考API8C選鋼絲繩半徑為17.5mm。依據式(12)和式(13)，滑輪槽的最大最小半徑分別為19.25mm和18.55mm。考慮到天車滑輪在工作當中會隨著鉆機游吊系統提升下放頻繁。鋼絲繩對繩槽的磨損，選取鋼絲繩半徑為18.69mm。同樣，計算得到滑輪槽總深度的最大最小半徑分別為61.25mm和46.55mm，取滑輪繩槽總深度為57mm。

2.2 滑輪輻板外圓直徑和輻板厚度設計

根據美國API標準9B規定，滑輪槽最小直徑與鋼絲繩直徑有一定的關系如下[5]：

式中：d為鋼繩直徑，e為滑輪輻板外圓直徑系數。

根據鋼繩直徑，查API-9B Table5-Sheave-diameter factors有e=31。

D≥e×d=31×35=1085mm，考慮到鋼絲繩與滑輪的磨損，取D=1108mm， 滑輪外徑為D0=D+2(1.33d～1.75d)=1249～1278，取D0=1270mm。根據滑輪軸承受到的載荷[5,6]，選雙列圓柱滾子軸承LM294710D，基本額定靜載荷C0為1650kN，軸承外徑347mm，內徑為245mm。

式中：C0為基本額定靜載荷；S0為靜強度安全系數；P0為當量靜載荷。符合要求。

根據游車的最大載荷以及軸承承載能力選用型，取的a=173.5mm（滑輪輻板內孔半徑），對于滑輪制造的工藝安全系數取1.5，根據滑輪強度設計公式(3)有：

為了防止輻板材料的內部缺陷對材料性能的影響以及滑輪的穩定性，取h=20mm。

3 結果與分析

3.1 鋼絲繩最大拉力和擠壓強度校核

根據石油鉆機設備要求，以及美國API標準選鋼絲繩為：

最小破斷力為904KN最小安全系數為3，可得：

所以F＜[F]，設計滿足輻板設計要求。

根據擠壓強度公式(3)，由于滑輪與繩是動態的擠壓過程，參考鍵擠壓許用應力為［］σ=30MPa，則有：

符合設計要求。

3.2 穩定性分析

根據穩定性計算公式(5)：

若不考慮繩槽的彎曲能量時，臨界載荷為：

若考慮繩槽的彎曲能量時：

若考慮應變全能量：

為了進一步了解滑輪的穩定性，采用ANSYS軟件，以設計的滑輪參數為依據建立了滑輪的三維模型，并對其按照載荷分布進行加載，計算強度以及屈曲分析，結果發屈曲分析得到的結果相對于能量法計算結果較大，而非線性屈曲分析結果與計算的臨界載荷較為接近，為1986.12kN。再通過ANSYS有限元加載得到應力云圖，發現滑輪的最大應力為61MPa，發生在輻板上，而輻板的設計應力為170MPa，符合設計要求。表明有限元分析結果具一定的可靠性。

【】【】利用穩定性條件對滑輪輻板的厚度按照公式(11)進行校核：

圖2 滑輪的有限元分析結果

發現采用穩定條件進行校核的輻板厚度值較小，而有強度計算值較大，表明按照滑輪強度設計的輻板厚度安全系數較大，對穩定性影響較小，故可以在輻板上開設小孔以減輕滑輪的重量。

4 結論

本文對石油鉆機TC315-PSL2天車主滑輪在工作過程中的受力和載荷分布情況進行分析和計算，利用天車滑輪對穩定性、強度、擠壓強度等方面的要求，對天車主滑輪的主要結構尺寸參數進行設計和計算，得到天車主滑輪的主要結構參數，通過穩定性、強度、擠壓強度方面的校核計算和有限分析，發現設計的天車主滑輪滿足使用要求。

[1] 張俊營.滑輪熱軋工藝研究及滑輪熱軋機設計[D].重慶大學,2010.

[2] 起重機設計規范 GB/T 3811-2008.

[3] 錢仲庸,沈家楨.熱軋滑輪輻板強度和穩定性的設計計算[J].上海海運學院學院報,1989,1(3):17-24.

[4] API SPEC 8C,Specification for Drilling and Production Hoisting Equipment（PSL1 and PSL2）[S].2012.

[5] API SPEC 9B，Specification for Drilling and Production Hoisting Equipment（PSL1 and PSL2）[S].2012.

[6] 成大先.機械設計手冊[M].北京:化學工業出版社,2002.

[7] 同濟大學航空航天與力學學院基礎力學教學研究部.材料力學[M].上海:同濟大學出版社,2005.

Finite element analysis and calculation of TC315-PSL2 oil drilling rig crane pulley design

LI Fei-zhou

U418.4+3

：A

1009-0134(2017)03-0093-04

2016-12-04

陜西省教育廳項目（15JK1029）；陜西省科技攻關項目（2015GY146）

李飛舟（1974 -），男，陜西眉縣人，副教授，博士，研究方向為鋼結構有限元分析及設計。