鉆井船套管機械手液壓壓力損失設(shè)計計算方法研究

黃 臻

[上海振華重工(集團(tuán))股份有限公司，上海 200125]

液壓系統(tǒng)的設(shè)計總是圍繞著壓力和流量來進(jìn)行，常規(guī)的設(shè)計方法是根據(jù)負(fù)載直接計算，通過考慮一些損失，在設(shè)計額定壓力和流量時，會在負(fù)載算出來的壓力值和流量值基礎(chǔ)上乘以1.1的系數(shù)，避免系統(tǒng)上的一些損失影響最終設(shè)計結(jié)果，這樣設(shè)計是不合理、不科學(xué)的。這種設(shè)計方式比較粗糙，導(dǎo)致系統(tǒng)制造完成后，調(diào)試時發(fā)現(xiàn)達(dá)不到設(shè)計效果或功率過大，造成不必要的浪費。本文根據(jù)自身經(jīng)驗，介紹鉆井船套管機械手液壓系統(tǒng)設(shè)計方法，綜合考慮管路壓力損失和閥件壓力損失，對其進(jìn)行精確的設(shè)計計算，達(dá)到比較精準(zhǔn)的設(shè)計效果，使液壓系統(tǒng)的設(shè)計結(jié)果更接近實際值。

1 鉆井船套管機械手工作原理及其結(jié)構(gòu)

鉆井船套管機械手是鉆井船鉆井系統(tǒng)中的重要設(shè)備。套管從轉(zhuǎn)臺面上通過關(guān)節(jié)吊移運到貓道上，此時套管處于水平狀態(tài)，通過貓道把套管移運到井眼中心，大鉤抓住并起吊后變成傾斜狀態(tài)，這時鉆井船上的套管機械手起到輔助作用，通過推起或扶住套管，與大鉤配合，確保套管順利移動到指定位置。

套管機械手主要由基座、回轉(zhuǎn)機構(gòu)、伸縮機構(gòu)、變幅機構(gòu)、夾鉗機構(gòu)等組成。基座通過斜撐和框架固定在井架上；回轉(zhuǎn)機構(gòu)由回轉(zhuǎn)液壓馬達(dá)配置減速箱驅(qū)動；伸縮機構(gòu)由主臂架、伸縮臂和伸縮油缸組成；變幅機構(gòu)由左右兩個變幅油缸組成；夾鉗機構(gòu)由兩個夾緊油缸、兩個夾鉗和滾輪組成。其整個結(jié)構(gòu)見圖1。

圖1 機械結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Mechanical drawing

它工作時，通過中心井大鉤將套管吊到指定高度后，控制套管機械手回轉(zhuǎn)角度、變幅角度、伸縮位置，并打開夾鉗機構(gòu)，到位后，夾鉗機構(gòu)夾緊套管，變幅油缸、回轉(zhuǎn)馬達(dá)和伸縮油缸同時工作，把套管送到井口中心。這一系列工況對液壓系統(tǒng)要求較高，不僅要考慮液壓閥件，還要考慮管路上流量和壓力損失，這些因素會極大影響設(shè)備的穩(wěn)定性。

2 液壓系統(tǒng)中壓力損失主要因素

液壓系統(tǒng)在設(shè)計中，因為沒有整體考慮液壓系統(tǒng)壓力損失及管路閥件內(nèi)泄漏的因素，導(dǎo)致設(shè)計的系統(tǒng)執(zhí)行機構(gòu)運行速度、扭矩、推力、拉力未達(dá)到設(shè)計效果，速度達(dá)不到要求或執(zhí)行機構(gòu)輸出無法達(dá)到設(shè)計要求。其中主要的影響因素是：第一，液壓管路內(nèi)徑尺寸。液壓管路設(shè)計尺寸太小，導(dǎo)致流速增大。流速增大會導(dǎo)致壓力損失增大。管子越小壓力損失越大，影響液壓系統(tǒng)的設(shè)計結(jié)果。管子越大壓力損失越小，但是會造成不必要的浪費。第二，液壓管路長度。相同規(guī)格的鋼管，管路越長壓力損失越大，設(shè)計應(yīng)綜合考慮管路長度產(chǎn)生的壓損。第三，油液黏度。油液黏度越大，流動阻力就越大，壓力損失也越大。第四，轉(zhuǎn)角彎頭。轉(zhuǎn)角彎頭處容易形成漩渦，造成局部壓力損失。第五，系統(tǒng)中各閥件的內(nèi)泄漏。本研究主要在常溫下綜合考慮以上因素并進(jìn)行設(shè)計計算。

3 根據(jù)設(shè)備參數(shù)進(jìn)行液壓系統(tǒng)設(shè)計計算

首先要確定套管機械手設(shè)計參數(shù)。

回轉(zhuǎn)機構(gòu)：1x液壓馬達(dá)，轉(zhuǎn)速r：500 RPM，輸出扭矩W：122 Nm。

伸縮機構(gòu)：1組油缸，推/拉力F：50 Kn，伸縮速度V：15 m/min，行程L：2 500 mm。

變幅機構(gòu)：2組油缸，單個油缸拉力F：150 Kn，行程：140 mm，伸縮速度V：5 m/min。

夾鉗機構(gòu)：2組油缸，單個油缸推力/拉力F：50 Kn/20 Kn，行程：600 mm，速度V：5 m/min。

3.1 回轉(zhuǎn)機構(gòu)選型計算

3.1.1 回轉(zhuǎn)機構(gòu)液壓馬達(dá)選型計算

綜合液壓馬達(dá)的使用工況、工作轉(zhuǎn)速和扭矩。選用性價比較高的擺線馬達(dá)。用SAM擺線馬達(dá)，型號：BRO 065 2A M08 CL250 N，可滿足回轉(zhuǎn)驅(qū)動要求。根據(jù)液壓馬排量v：65cc/r、容積效率η：80%，可得出馬達(dá)工作時的流量為45 L/min。

3.1.2 液壓壓力損失計算

第一，管路壓力損失計算。

管路規(guī)格尺寸選用和流速計算：流速V’取5 m/min，計算得出管徑D∶D=2*(q/V’/3.14)1/2=13.8 mm，選用鋼管20*3，滿足設(shè)計工作壓力210 Bar。實際流速V”∶V”=q/r2/3.14=4.9 m/min，所選管徑滿足設(shè)計要求，管路內(nèi)液壓油流速不超過6 m/min。

雷諾數(shù)：Re=V*D/u*1 000=4.9*14/46*1 000=1 491，根據(jù)延程阻力系數(shù)計算公式，在雷諾數(shù)小于2 300時，選用λ=64/Re；大于2 300時，選用λ=0.316 3/Re1/4，得：

延程阻力系數(shù)：λ=64/Re=64/1 491=0.043(Re小于2 300時)；

延程壓力損失：△P1=λ*(l/D)*(( V’* V’/2*ρ)/1 000)=0.65 Mpa=6.5 Bar；

局部壓力損失：△P2=ξ*V’*V’*ρ/2 000 000=0.01 Mpa=0.1 Bar；

管路總壓力損失：△P=△P1+x*△P2=6.5+10*0.1=7.5 Bar；

油液運動黏度u-46 mm*mm/s；油液密度ρ-880 kg/m3；

管路長度l-20 m ；局部阻力系數(shù)(取90°轉(zhuǎn)角)，ξ-1.12，管路轉(zhuǎn)角數(shù)量取x-10。

第二，系統(tǒng)閥件壓力損失計算。

根據(jù)液壓馬達(dá)驅(qū)動所需設(shè)計流量和設(shè)計壓力可確定：選擇的平衡閥型號為CBCH-LDN。該平衡閥在45 L/min時的壓力損失為3 Bar。選擇paker控制閥型號為L90s。該閥的壓力損失可根據(jù)補償器壓力，選用5 Bar的壓力補償器。系統(tǒng)上所有閥件產(chǎn)生的壓力損失為：5 Bar+3 Bar=8 Bar。

第三，回轉(zhuǎn)液壓系統(tǒng)總的壓力損失。

回轉(zhuǎn)機構(gòu)運行時，液壓系統(tǒng)的總壓力損失為(需綜合考慮馬達(dá)進(jìn)油損失加上回油損失)：總壓力損失△P =(管路總壓力損失+閥件壓力損失)*2=(7.5+8)*2=31 Bar。

第四，液壓馬達(dá)的選型校核。

根據(jù)液壓馬達(dá)壓力和扭矩曲線，確定該液壓馬達(dá)在130 Bar下，扭矩為120 NM。根據(jù)液壓馬達(dá)工作壓力和系統(tǒng)總壓力損失得出：系統(tǒng)壓力P= 液壓馬達(dá)的壓力+總壓力損失△P= 130+31=161 Bar。也就是L90s閥控制回轉(zhuǎn)液壓馬達(dá)時，設(shè)定的工作壓力為161 Bar，即可達(dá)到機械回轉(zhuǎn)機構(gòu)的工作要求。

3.2 伸縮機構(gòu)設(shè)計計算

根據(jù)設(shè)計參數(shù)和油缸使用工況，進(jìn)行壓桿穩(wěn)定計算后，初選油缸規(guī)格φ100/φ70x2 300。

3.2.1 油缸壓力及流量設(shè)計計算

經(jīng)計算得出：無桿腔面積A無=7 850 mm2，有桿腔工作面積A桿=4 003.5 mm2；

油缸面積比i∶i=A無/A桿=7 850/4 003.5=1.96；

無桿腔設(shè)計工作壓力P無=63.7 Bar，有桿腔設(shè)計工作壓力P桿=125.9 Bar；

無桿腔設(shè)計工作流量Q無=117.75 L/min，有桿腔設(shè)計工作流量Q桿=60.1 L/min；

根據(jù)油缸和平衡閥的內(nèi)泄漏總共為0.05 L/min，得出有桿腔和無桿腔設(shè)計工作流量分別為：60.15 L/min和117.8 L/min。

3.2.2 液壓壓力損失計算

第一，管路規(guī)格尺寸選用和流速計算。

無桿腔管路：流速取5 m/min，計算得出管徑D∶D=2*(q/V’/3.14)1/2= 22.36 mm，選用鋼管φ30*4，滿足設(shè)計工作壓力210 Bar。

實際流速V’∶V’=117.8/60/((30-8)/2*10-2)2/3.14/10=5.17 m/min；

有桿腔管路：流速取5 m/min，計算得出管徑D∶D=2*(q/V’/3.14)1/2=2*(60.15/60/5/10/3.14)1/2*100=15.97 mm，選用鋼管φ25*3，滿足設(shè)計工作壓力210 Bar。

實際流速V’∶V’=q/r2/3.14=3.8 m/min，所選無桿腔管徑φ30*4和有桿腔管徑φ25*3滿足設(shè)計要求。管路內(nèi)液壓油流速不超過6 m/min，滿足液壓系統(tǒng)要求。

第二，管路壓力損失計算。

a.無桿腔管徑φ30*4，流量為117.8 L/min時的壓力損失：

雷諾數(shù)：Re=V*D/u*1 000=5.17*22/46*1 000= 2 473>2 300；

延程阻力系數(shù)：λ=0.316 3/Re1/4=0.044 9(Re大于2 300時)；

延程壓力損失：△P1=λ*(l/D)*(( V’* V’/2*ρ)/1 000)= 0.5 Mpa = 5 Bar；

局部壓力損失：△P2=ξ*V’*V’*ρ/2 000 000=0.014 Mpa =0.14 Bar；

管路總壓力損失：△P=△P1+x*△P2=5+10*0.14= 6.4 Bar。

b.有桿腔管徑φ25*3，流量為60.15 L/min時的壓力損失：

雷諾數(shù)：Re=V*D/u*1 000=3.8*19/46*1 000=1 570<2 300；

延程阻力系數(shù)：λ=64/Re =0.041(Re小于2 300時)；

延程壓力損失：△P1=λ*(l/D)*(( V’* V’/2*ρ)/1 000)=0.27 Mpa=2.7 Bar；

局部壓力損失：△P2=ξ*V’*V’*ρ/2 000 000=0.007 Mpa=0.07 Bar；

管路總壓力損失：△P=△P1+x*△P2=2.7+10*0.07=3.4 Bar；

管路長度l-20 m，管路轉(zhuǎn)角數(shù)量取x-10。

第三，系統(tǒng)閥件壓力損失計算。

根據(jù)液壓油缸驅(qū)動所需設(shè)計流量和設(shè)計壓力可確定：SUN平衡閥型號為CBEH-LDN。該平衡閥在117.8 L/min時，壓力損失為3 Bar；在60.15 L/min時，壓力損失為0.5 Bar。選擇paker控制閥型號為L90。該閥的壓力損失可根據(jù)補償器壓力，選用5 Bar的壓力補償器。

油缸伸出時，所有閥件產(chǎn)生的壓力損失為：5 Bar+3 Bar=8 Bar；

油缸縮回時，所有閥件產(chǎn)生的壓力損失為：5 Bar+0.5 Bar=5.5 Bar。

第四，伸縮機構(gòu)液壓系統(tǒng)的總壓力損失。

油缸伸出時，總壓力損失△P無=管路總壓力損失+閥件壓力損失=6.4+ 8=14.4 Bar；

油缸縮回時，總壓力損失△P =管路總壓力損失+閥件壓力損失=3.4+5.5=8.9 Bar。

第五，液壓油缸實際需要工作壓力(綜合考慮油缸背壓引起的增壓因素)：

油缸伸出時，實際需要工作壓力P∶P= P無+△P無+△P桿/i=60.7+14.4+8.9/1.96=79.64 Bar；

油缸縮回時，實際需要工作壓力P∶P= P桿+△P桿+△P無*i= 125.9+8.9+14.4*1.96=163.02 Bar。

也就是L90s閥控制伸縮油缸時，伸出時設(shè)定的工作壓力為80 Bar，縮回時設(shè)定壓力為163 Bar，即可達(dá)到伸縮機構(gòu)工作要求。

3.3 變幅機構(gòu)和夾鉗機構(gòu)設(shè)計

計算方法同上，計算結(jié)果如下：

a.變幅機構(gòu)。

油缸規(guī)格：125/63x140；

油缸伸出時，工作壓力P無：0 Bar (由于油缸受拉被動伸出，伸出時油缸推力為0)；

油缸伸出時，工作流量：122.76 L/min。油缸縮回時，工作流量：91.6 L/min；

無桿腔液壓鋼管尺寸：φ30*4，有桿腔液壓鋼管尺寸：φ25*3。

根據(jù)液壓油缸驅(qū)動所需設(shè)計流量和設(shè)計壓力可確定：單個油缸有桿腔選擇的SUN平衡閥型號為CBCG-LJN。該平衡閥在45.8 L/min時，壓力損失為2 Bar，導(dǎo)壓比4.5∶1。導(dǎo)壓壓力根據(jù)最大負(fù)載計算，P導(dǎo)=163.9/4.5=36.42。選擇paker控制閥型號為L90s，該閥的壓力損失可根據(jù)補償器壓力，選用5 Bar的壓力補償器。

油缸縮回時，所有閥件產(chǎn)生的壓力損失為：5 Bar+2 Bar = 7 Bar。

伸縮機構(gòu)液壓系統(tǒng)的總壓力損失為：

油缸伸出時，總壓力損失△P無=管路總壓力損失+閥件壓力損失=6.5+5=11.5 Bar；

油缸縮回時，總壓力損失△P=管路總壓力損失+閥件壓力損失 =5.3+7=12.3 Bar；

液壓油缸實際需要工作壓力(綜合考慮油缸背壓引起的增壓因素)：油缸伸出時，實際需要工作壓力P∶P=P無+△P無+P導(dǎo)=0+11.5+36.42=47.92 Bar；

油缸縮回時，實際需要工作壓力P∶P=P桿+△P桿+△P無*i=163.9+12.3+11.5*1.34=191.61 Bar。

根據(jù)計算結(jié)果得知，伸出時設(shè)定的工作壓力為48 Bar，縮回時設(shè)定壓力為192 Bar，即可達(dá)到變幅機構(gòu)工作要求。

b. 夾鉗機構(gòu)。

油缸規(guī)格：63/45x580；

油缸伸出時，設(shè)計工作壓力P無：160.5 Bar，油缸縮回時，設(shè)計工作壓力P桿：131.1 Bar；

油缸伸出時，工作流量：32.26 L/min，油缸縮回時，工作流量：15.36 L/min；

無桿腔液壓鋼管尺寸：φ16*2，有桿腔液壓鋼管尺寸：φ12*2。

根據(jù)液壓油缸驅(qū)動所需設(shè)計流量和設(shè)計壓力可確定：選擇的SUN液壓鎖型號為CKCB-XCN。該液壓鎖在7.68 L/min和16.13 L/min時，壓力損失分別為0.5 Bar和1.5 Bar。選擇paker控制閥型號為L90s。該閥的壓力損失可根據(jù)補償器壓力，選用5 Bar的壓力補償器。

油缸伸出時，所有閥件產(chǎn)生的壓力損失為：5 Bar+1.5 Bar=6.5 Bar；

油缸縮回時，所有閥件產(chǎn)生的壓力損失為：5 Bar+0.5 Bar=5.5 Bar；

伸縮機構(gòu)液壓系統(tǒng)的總壓力損失為：

油缸伸出時，總壓力損失△P無=管路總壓力損失+閥件壓力損失= 13.4+6.5=19.9 Bar；

油缸縮回時，總壓力損失△P桿=管路總壓力損失+閥件壓力損失 = 32.2+5.5=37.7 Bar；

液壓油缸實際需要工作壓力(綜合考慮油缸背壓引起的增壓因素)：

油缸伸出時，實際需要工作壓力P∶P=P無+△P無+△P桿/i=160.5+19.9+37.7/2.04=198.88 Bar；

油缸縮回時，實際需要工作壓力P∶P=P桿+△P桿+△P無*i=131.1+37.7+19.9*2.04=209.4 Bar。

根據(jù)計算結(jié)果得知，伸出時設(shè)定的工作壓力為199 Bar，縮回時設(shè)定壓力為210 Bar，即可達(dá)到變幅機構(gòu)工作要求。

液壓系統(tǒng)的設(shè)計計算完成后，各個閥件的壓力流量參數(shù)基本確定下來，系統(tǒng)上的液壓管路尺寸規(guī)格也確定下來，后續(xù)就是完成液壓系統(tǒng)原理圖設(shè)計。本系統(tǒng)最終在調(diào)試過程中經(jīng)過測試，各項性能指標(biāo)和參數(shù)與理論差別不大，完全滿足設(shè)備設(shè)計要求。

4 結(jié)語

整套液壓系統(tǒng)設(shè)計在壓力流量損失上計算嚴(yán)密，得出精確的液壓系統(tǒng)所需壓力和流量，不僅滿足設(shè)備的使用要求，還極大提高了設(shè)備使用效率，避免設(shè)計的壓力和流量過小，達(dá)不到機械性能要求和過大的壓力流量造成不必要的浪費和機械損傷，節(jié)省成本的同時，提高了系統(tǒng)和機械結(jié)構(gòu)的壽命。