渦輪鉆具軸承組均載試驗研究

龔彥，張也，魯寬，朱正東，郭敬超

(1.西南石油大學 機電工程學院，成都 610500；2. 中石化石油工程機械有限公司 第四機械廠，湖北 荊州 434024)

在石油機械中，渦輪鉆具軸承常用于井下動力鉆具，其屬于多排推力角接觸球軸承，由于受到井眼尺寸的限制，軸承尺寸不可能較大，故單套軸承的承載能力是有限的。工作中渦輪鉆具軸承承受轉子工作時產生的軸向載荷以及高達數噸的井底鉆壓，為了滿足使用需求，通常將幾套至十幾套軸承串聯成軸承組使用。為了確保整個軸承組的壽命最大，應使載荷均分到各套軸承上。然而，載荷在若干軸承間的均勻分布受到諸多條件限制，如軸承各零件的剛度、相鄰軸承的接觸剛度等，當載荷不均時，開始承載大的軸承會較快失效，失效后其應該承受的載荷轉由其他軸承承擔，從而使其他軸承承受的載荷增大，軸承組使用壽命總體下降，嚴重影響實際鉆井作業。因此，新制造的軸承組在下井使用前應測試其均載情況。

在研究此類軸承組時，大多采用有限元方法從理論上加以分析[1-5]，且多是研究軸承組內單套軸承的接觸情況，少有從軸承組整體上考慮載荷在軸承組間分布對壽命的影響。也有相關研究[6]用有限元方法分析軸承組的載荷分布情況，但未考慮軸承組安裝后承受的預緊力以及安裝精度的影響，理論模型與實物存在差別，不能準確反映軸承組實際工作情況。為此，開展渦輪鉆具軸承組均載試驗研究。

1 軸承組均載的理論分析

渦輪鉆具軸承組的結構如圖1所示，其由軸圈、座圈及鋼球組成。其中，套圈的溝曲率半徑大于鋼球的半徑，接觸時為一個內球面與若干個外球面接觸。在力的傳遞過程上，其與四點接觸球軸承工作原理一致，載荷由軸圈經鋼球傳遞到座圈。

圖1 渦輪鉆具軸承組結構示意圖Fig.1 Structure diagram of bearing pack in turbodrill

軸承安裝到渦輪鉆具中后，軸向預緊力直接作用于軸承組的軸、座圈。軸、座圈產生一定量的壓縮變形，同時與鋼球發生接觸變形。由于軸承軸向接觸變形剛度遠小于壓縮變形剛度，因此，可忽略軸向壓縮變形。假設推力球軸承各零件均符合理論尺寸，以5套軸承組為例，將其視作一種彈性系統，其力學模型如圖2[7]所示。圖中：FZ和FK分別為施加在軸、座圈上的軸向力；Kn1～Kn5和Kw1～Kw5分別為軸、座圈的軸向剛度；Kqn1～Kqn5和Kqw1～Kqw5分別為鋼球與軸、座圈的接觸剛度。

圖2 軸承組的力學模型

忽略軸承零件與渦輪軸、殼體之間的摩擦阻尼，使用機械阻抗分析法進行處理，由彈性力學疊加原理可得，由N套軸承組成的軸承組同時承受軸系力FZ和殼系力FK時，第i套(i=1,2,…,N)軸承軸、座圈所受載荷Fni和Fwi分別為

(1)

(2)

式中：fni，fwi為第i套軸承軸、座圈在FZ作用下承受的力；f'ni，f'wi為第i套軸承軸、座圈在FK作用下承受的力。

軸承組軸、座圈軸向剛度滿足如下配比關系

(3)

(3)式即理想情況下軸承組理論均載條件。

若FZ=FK，代入(3)式得

(4)

由(4)式可知，在軸系力FZ與殼系力FK相等時，推力球軸承組的理論均載條件是：在軸承軸、座圈尺寸不變的前提下，其軸向剛度相等。

在渦輪鉆具的實際裝配和使用中，軸系力FZ由鉆壓、裝配時的軸系預緊力和水力載荷共同組成，遠大于殼系力FK。忽略FK時，得到軸承組理論均載條件為

(5)

由(5)式可知，軸系力遠大于殼系力時，軸承組的理論均載條件是：在軸承軸、座圈尺寸不變的前提下，其軸向剛度要滿足一定配比關系。

2 軸承組均載性能試驗

實際軸承組不可能達到理論均載條件，其實際均載性能很難根據理論計算得出，因此需通過試驗進行研究。

2.1 試樣及試驗設備

試驗使用的是φ127 mm渦輪鉆具軸承組，由13套軸承組成，外徑113 mm，內徑60 mm，接觸角48°，軸座圈各14個，每套軸承有15個鋼球，軸座圈和鋼球均采用55SiMoVA制成。

在設計試驗設備時主要考慮軸承在試驗臺架上的安裝工況與其在渦輪鉆具中的使用條件一致。軸承均載試驗臺架如圖3所示。軸承組座圈被壓緊螺母壓緊在主軸上，軸承軸圈被螺栓壓緊在上壓緊板和支承板中間，并由螺栓支承在底板上。用千斤頂模擬鉆井時軸承組所受載荷，頂部頂在主軸下端，載荷由主軸傳遞給軸圈，通過鋼球傳遞至座圈，繼而傳遞至上壓緊板，最終通過螺栓將載荷傳遞至底座，從而達到平衡。

圖3 均載試驗臺架Fig.3 Balanced load test bench

2.2 試驗條件

均載試驗的首要原則是試驗條件盡可能與實際工況相同。此外，軸承在使用前常會先進行空載跑合，以提高軸承組的均載性能。將均載試驗臺架上端裸露的主軸用聯軸器與搖臂鉆床主軸連接，實現軸承組的跑合。

根據被測軸承組的使用工況，設定空載跑合的轉速為200 r/min，跑合時間為8 h。根據渦輪鉆具實際工況，對軸承施加50 kN的軸向載荷進行均載試驗，以代表軸承組承受的水力載荷和鉆壓。

為了對比軸承組在跑合前后的差別，跑合前后在相同載荷下進行均載試驗。

2.3 試驗方法

測定每套軸承受載后的應變值來判定每套軸承是否均勻承載。試驗中采用電阻應變片測量軸承的應變值。根據被測試軸承的接觸角，將應變片布置于軸承座圈軸向高度1/2處。應變片選取兩應變片垂直的應變花，布片時，一片沿軸承的軸線方向，另一片沿周向方向。此外，實際軸承座圈在周向存在形狀公差，應考慮其受壓時在周向發生的橢圓變形，故兩片應變花在座圈周向呈90°布置(圖4)，分別標記為0°和90°位置應變片。

圖4 軸承座圈應變花的布片情況Fig.4 Distribution of gage gauge rosette on bearing race

3 結果與分析

考慮到軸承組加工和安裝的隨機性影響，軸承組在跑合前和跑合后的均載試驗分別進行3次，取平均應變值作為試驗結果。通過試驗發現，軸承周向應變量相對于軸向應變量很小，且在試驗測量中并沒有采取措施對座圈進行約束，而渦輪鉆具中的軸承組受到渦輪鉆具殼體的約束，其周向剛度將遠大于軸向剛度，因此，分析時不考慮周向變量。軸承座圈軸向應變值如圖5所示。

圖5 軸承座圈軸向應變值Fig.5 Axial strain magnitude of races

由圖5可知：

1)跑合前，軸承組中各套軸承受載時，其座圈產生的應變值有明顯差別，說明各套軸承所承受的載荷不等，軸承組沒有實現均載；

2)軸承組經過跑合后，承受軸向載荷時，各套軸承座圈產生的應變值幾乎相同，證明了其承受的載荷相等，軸承組實現了均載；

3)在0°和90°位置檢測的軸向應變值幾乎相同，說明軸承組中各套軸承沿圓周方向均勻受壓，沒有發生偏斜，跑合后溝道沒有發生偏磨，跑合效果良好。

4 結論

1)軸承組理論均載條件為：在軸承軸、座圈尺寸為理論尺寸的前提下，當軸圈承受的軸系力和外座圈承受的殼系力相等時，軸承組軸、座圈軸向剛度相等；當軸系力遠大于殼系力時，軸承組軸、座圈軸向剛度要滿足一定配比關系。

2)跑合前軸承組承載不均，跑合后軸承組各套軸承承載基本相同，均載性能得到明顯改善，實際加工制造出的新軸承組可在給定條件下跑合后，達到良好的均載性能。