修井作業新型背鉗的研制與應用

呂文杰,劉燕燕,張 滿,李 緯

(1.江蘇如通石油機械股份有限公司，江蘇 如東226400；2.中國石油長慶油田分公司 第五采油廠，陜西 西安 710200；3.中國石油華北油田分公司 第二采油廠，河北 霸州 065709)

0 前言

油井小修作業的工作包括：沖砂、清蠟、檢泵、更換井下工具、簡單的打撈、注灰等。需要利用修井機提升設備頻繁的起下井內油管和抽油桿作業，從而完成對油管、抽油桿等管桿的清洗、修復作業。小修作業的大部分工作通過人工完成，勞動強度高，作業環境也十分惡劣。為降低工人的勞動強度和改善工作環境，提高修井工人工作的安全性。目前修井井口作業實現了無人化操作。雖然小修自動化裝置大部分可以實現井口無人化，但是效率不及人工。在現場使用過程中，偶爾碰到扣特別緊的油管，在使用爬坡結構的油管鉗時，會出現背鉗卡死以及上卸扣模式反復切換等情況，導致運行裝置自動中斷，影響作業效率。因此，本文設計了一套新型背鉗。通過配套新型背鉗，修井自動化裝置可以有效避免背鉗卡死，而不需要根據起下管作業切換上卸扣模式。

1 新型背鉗結構設計及工作原理

新型背鉗夾緊機構卡緊方式的選擇是比較關鍵的。國內外背鉗的夾緊機構主要有內曲線滾子爬坡夾緊機構、液壓缸對夾機構、杠桿式夾緊機構和行星爪式夾緊機構。爬坡卡緊機構的油管規格變化時必須更換顎板，上卸扣過程中，扣特別緊的時候容易卡死。液缸對夾機構采用液缸直接推牙板，對接箍的夾緊力無法準確控制，所有油管接箍都是一種夾緊力，而油管規格不同所承受的夾緊力也不同。杠桿式夾緊機構，通過力臂的轉換，可提供較大的夾緊力，根據油管規格的變化需要更換鄂板。行星爪式卡緊機構，各行星爪圍繞心軸轉動，使外曲牙板接觸油管,實現正、反向卡緊任意管徑管柱而不更換零件，但是該機構的夾緊力無法隨油管扭矩的變化而變化。

通過分析各種夾緊機構，設計了一種內曲線滾子爬坡卡緊機構，將坡板改為移動式。當管徑變化時無需更換鄂板，并且可以避免背鉗卡死的現象，同時內曲線滾子爬坡卡緊機構可以確保夾緊力隨扭矩的變化而變化。

如圖1所示，新型背鉗由殼體、坡板、鄂板、轉動架、推桿和液壓缸等組成，在修井自動化裝置中起到夾緊油管接箍的作用，上卸扣切換跟傳統爬坡背鉗不一樣，無需切換，可配合主鉗完成油管的上卸扣作業，還可以協助對中裝置完成油管公扣和母扣的對齊。

圖1 液壓鉗模型和新型背鉗模型

該作業鉗設計參數:

背鉗適應范圍 73.0～114.3 mm

系統壓力 11 MPa

最大扭矩 6 000 N·m

新型背鉗采用楔形塊結構，通過楔形推桿推動坡板向夾緊或松開油管接箍的方向運動，并可將液壓缸的推力轉化為夾緊油管的預緊力。

新型背鉗采用移動坡板結構，一方面使背鉗夾緊力隨扭矩的增加而增大，起到保護接箍的作用，另一方面在油管規格變化時，不需要更換鄂板。

傳統背鉗根據起下管模式需要切換上卸扣模式，而新型背鉗只有夾緊和松開油管兩個動作，不需要根據起下管切換上卸扣模式。因此新型背鉗的動作更簡單。

夾緊油管的原理：液壓缸在液壓油的推動下伸出，帶動楔形推桿前移，從而推動坡板和鄂板向夾緊油管的方向移動，使油管接箍被鄂板預夾緊，在上卸扣過程中，當扭矩增大至一定值時，鄂板開始爬坡，直到扣被上緊或卸開停止。

松開油管的原理：液壓缸在液壓油的推動下縮回，帶動楔形推桿后移，從而推動坡板和鄂板向松開油管的方向移動，使鄂板松開油管接箍。

2 夾緊機構受力分析

在內曲線滾子爬坡卡緊機構的設計中，坡板的形狀曲線很重要，要使其切徑比滿足合理的范圍。傳統背鉗的左右爬坡板是單獨安裝在齒圈內，左右坡板間存在凹槽，用以增加鄂板的退讓空間。如圖2所示，新型背鉗坡板的形狀曲線由l1、l2以及l3組成，其中，圓弧l1的半徑為R1，圓弧l2和l3是對稱布置，且半徑均為R2,圓弧l2和l3分別與圓弧l1相切過渡，當鄂板在圓弧l1上時，鄂板不爬坡，當鄂板在圓弧l2或l3上時，鄂板會爬坡，夾緊力隨上卸扣扭矩的增加而增加。在上卸扣過程中，為縮短進入爬坡狀態的時間，圓弧l1段要盡量短。

圖2 坡板曲線示意圖

新型背鉗在進入上卸扣狀態前，先必須夾緊油管接箍，由液壓缸推動推桿，再由推桿推動鄂板夾緊油管接箍，此過程鄂板會給油管一個預緊力。如圖3所示，液壓缸的推力為

(1)

其中,P為液壓系統額定壓力，MPa；d為液壓缸缸筒直徑，mm。

因鄂板爬坡的夾緊力不大，各接觸面之間潤滑良好，鋼與鋼間的摩擦因數在0.04～0.05之間，在計算對油管的預緊力時，不考慮推桿與殼體、推桿與坡板以及坡板與殼體間的摩檫力。如圖3所示，鄂板對油管接箍的預緊力為

其中，θ為推桿斜坡的角度。

圖3 預緊力示意圖

新型背鉗的坡板是移動的，需要將切徑比控制在一定范圍，根據國內外的經驗數據，切徑比范圍0.3～0.6內，而對于油管鉗，切徑比選取0.45～0.5比較合適。本設計中，根據卡持管徑的變化，坡板的距離也會隨之發生變化，因此，選取切徑比為一個范圍值0.46～0.48。

新型背鉗坡板的爬坡曲線計算引用參考文獻[1]的方法，從文獻中可以得知，摩擦圓對曲線的計算影響不大，本文取摩擦系數為0.15，可以簡化參考文獻[1]中的α2的求解過程。

在參考文獻[1]中，根據設定的已知量，結合繪圖軟件和Excel的計算功能，通過迭代參數，計算出切徑比在0.46～0.48的曲線。

該設計計算的關鍵點是在油管扣特別緊的時候，當鄂板出現爬坡時，鄂板通過坡板傳遞給推桿的反作用力，是否會推動推桿朝松開油管接箍的方向移動。

如圖4所示，坐標原點選取背鉗夾緊油管的圓心，坐標的x軸正方向向右，坐標的y軸正方向向上。當主鉗開始卸扣時，通過油管將動力傳遞背鉗鄂板，背鉗的坡板通過與鄂板滾輪的接觸點f產生一個對滾輪的法向力Q，由于滾輪與坡板、滾輪軸之間存在摩擦，法向力Q不通過滾輪的中心，會偏離角度。此處的法向力Q與參考文獻[1]的力Q為同一個力。從圖4中可以看出，當鄂板爬坡時，會產生將推桿沿x正方向移動的力，因兩鄂板為對稱布置，此處只對一個鄂板進行受力分析。角度β為法向力Q與y軸正方向的夾角，也就是鄂板的爬坡角度。

圖4 爬坡受力示意圖

法向力Q沿x、y方向的分力為

Q1=Q·sinβQ2=Q·cosβ

(2)

分力Q1會使坡板偏向殼體的一邊，產生摩檫力，因各機構間的潤滑良好，推薦μ取值范圍為0.04～0.05，本研究選取摩擦系數為μ=0.045。

坡板與殼體間的摩擦力為

f1=μ·Q1=μ·Q·sinβ

(3)

對于推桿則有

F32=Q2-f1

(4)

(5)

則F3在沿x方向的分力為

F31=F32·tanθ

(6)

力F3使坡板與推桿間產生了摩檫力，其大小為

f2=μ·F3

(7)

摩檫力f2沿x、y方向的分力為

f21=f2·cosθ

(8)

f22=f2·sinθ

(9)

分力F32會使推桿與殼體間產生摩檫力，其大小為

f3=μ·(F32+f22)

(10)

推桿沿x正方向的合力為

F′=F31-f21-f3

(11)

聯立方程(1)～(10)的

F′=Q·(cosβ-μsinβ)·(tanθ-2μ-μ2·tanθ)

(12)

在式(12)中，摩擦系數μ為已知，而鄂板對坡板的反作用力Q以及β角通過參考文獻[1]中的公式求得。

從式(12)前半部分Q·(cosβ-μsinβ)可知，同樣的夾緊力，當β角度越小時，前半部分的值越大，因此在根據切徑比計算爬坡曲線時，β角度不宜過小。當β角度越小時，同樣大小的Q會產生更大的力F′。從式(12)后半部分(tanθ-2μ-μ2tanθ)可知，F′的值隨推桿的斜坡角度θ增加而增大，一般斜坡機構的角度θ<45°。

在選取斜坡角度θ時，需要將式(12)計算的F′與式(1)計算的F值進行比較，并且確保F′

3 夾緊機構的仿真分析

圖5 約束和載荷設置

實驗管柱和結構位置已確定，此處采用Static equilibrium分析即可，圖6中Force軸顯示，坡板與推桿的合力大小為2.003 5×105N，圖7中Force軸顯示，坡板與推桿在x方向的分力大小為69 981 N。

圖6 坡板與推桿的合力

圖7 坡板與推桿在x方向的分力

通過仿真分析，可以為液壓缸的選型提供依據，為切徑比計算和結構的靜力學分析提供數據支持。

4 室內試驗和現場應用

4.1 室內試驗

圖8 新型背鉗廠內試驗

4.2 現場應用

新型背鉗完成室內試驗后，配套在江蘇如通石油機械股份有限公司自主研發的修井自動化裝置上，于2018年8月開始在油田井下試用，試用了三口井，每口井起下油管兩次，平均240根/次，在設備運行過程中，新型背鉗使用效果良好，上卸扣過程中沒出現卡死現象，也沒有出現打滑現象，為修井自動化裝置的順利作業提供了有利條件。圖9為新型背鉗的現場使用。

圖9 新型背鉗現場試驗

5 結論

(1)新型背鉗采用楔形塊結構和移動坡板結構，在保留爬坡原理的同時，避免了背鉗卡死的現象，不同規格油管也不需要更換鄂板，也無需切換上卸扣模式。

(2)通過Adams仿真分析，為液壓缸的選型提供了依據，為切徑比計算和結構的靜力學分析提供了數據支持。

(3)通過廠內試驗和現場試用，證明新型背鉗可以滿足小修自動化裝置的使用要求，提高了小修自動化裝置的作業效率。