頂驅傾斜機構的連接耳座受力分析

劉鵬騁

（大慶鉆井工程技術研究院，黑龍江大慶 163413）

0 引言

頂部鉆井驅動裝置（以下簡稱頂驅）自20世紀80年代問世以來，由于其顯著提高了石油鉆井作業的能力和效率，被譽為近代鉆井裝備的3大成果之一。國內自2004年北京石油機械廠（現為北京石油機械有限公司）開始批量生產變頻電驅動DQ70BS頂驅以來，北石、寶石、天意、景宏、宏華等石油裝備制造企業先后開發了多種型號頂驅[1-3]，有效地提升了頂驅的設計制造水平，滿足了國內石油鉆井行業提速增效的需求。

頂驅傾斜機構是實現頂驅取送、抓放鉆具的重要機構，是能體現頂驅優勢的重要機構。各型號頂驅的傾斜機構組成大同小異、原理相同。國內學者對傾斜機構及其組成部件的動力學進行了研究。蔡正敏等[4-5]對傾斜機構的傾斜液壓機構臨界載荷進行了計算分析并進行精確求解，可以解決設計精度問題，但在現場應用比較復雜，不能很好地滿足現場需求；韓文潔等[6]基于iSIGHT機-液耦合對傾斜機構作了優化，同樣是解決了設計過程的機構優化問題，不適于指導現場或者用在傾斜機構問題的解決；肖文生[7]基于矩陣法對傾斜機構進行了運動分析，驗證了傾斜機構的運動規律及不同方法的仿真結果的正確性，但對現場應用中存在的問題不能解決。因此，需要結合頂驅傾斜機構現場應用實際情況和存在的問題，建立一個能指導現場應用和問題解決的有效的簡易力學模型。

1 基本情況

頂驅傾斜機構如圖1所示，其主要由傾斜油缸、吊環、連接耳座及回轉頭（懸掛體）等4部分組成。從圖1中可以看出，傾斜油缸及吊環懸掛于頂驅回轉頭的兩側，連接耳座通過U形卡子（或壓板）固定的吊環臂上，傾斜油缸的活塞與連接耳座連接。隨著傾斜油缸活塞的移動，將推動吊環以其懸掛點為近似圓心的轉動，實現吊環的前后傾，最終帶動吊卡實現對鉆具的取送抓放功能。

圖1 頂驅傾斜機構示意圖

如圖1所示，連接耳座3是通過U形卡子4上的螺紋連接實現在吊環5上的固定。連接耳座作為傾斜機構的重要連接點，起著連接部件、傳遞動力的功能。在實際工況下，由于振動、受力變形的存在，以及操作的不規范等原因，U形卡的螺紋連接會出現短時的失效情況。隨著螺紋連接失效的反復出現，最終造成了U形卡對連接耳座的壓緊力不足，從而減小了連接耳座與吊環之間的摩擦力。在實際應用中就表現為連接耳座沿吊環臂的上下移動竄位，最終影響兩側吊環的同步功能，發生傾斜油缸扭轉。傾斜幅度不符合設計要求及吊卡出現扭轉的情況，進而影響傾斜機構抓放鉆具功能的正常使用，而且惡化傾斜油缸的工況，減少傾斜油缸的使用壽命。因此，為了能更好地解決這一問題和對傾斜機構受力狀況有一個更加全面的認識，有必要建立一個簡單、準確、可行的力學模型。應用此模型同時可以指導油缸尺寸的設計、油缸掛耳與吊環掛耳相對位置尺寸設計，以及連接耳座在吊環臂上安裝位置的確定，連接耳座固定螺栓預緊力大小的確定等方面的需求。連接耳座在傾斜機構中起著連接主從構件、傳遞動力的作用，因此選擇連接耳座進行受力分析并建立力學模型可以更好地反映整個傾斜機構的受力狀況，從而方便進一步確定傾斜機構其他構件的受力狀況。

2 連接耳座處力學模型的建立

通過分析傾斜機構的組成及運動過程，可知傾斜機構的實質是平面四桿機構，更進一步分類為轉動導桿機構[8]。對于此類機構的運動學規律研究得較為透徹，力學分析也有一定的研究。本文則基于頂驅傾斜機構實例，著重分析其連接耳座處隨著傾角變化時的受力情況。在分析之前，進行以下簡化及假設：忽略傾斜油缸、吊環及連接耳座的自重；不計傾斜油缸、吊環在懸掛體處的摩擦力；吊環只做圓周運動。

根據傾斜機構實際位置及傳動關系，將機構簡化成圖2所示的平面關系。圖中O點、O′點分別對應傾斜油缸鉸接點和吊環上端懸掛點；O"處為連接耳座簡化后的鉸接點，O0"、O1"、O2"分別對應傾斜機構初始、前傾及后傾角度位置。吊環下端及吊卡簡化為M點，其初始位置、前傾及后傾角度位置分別是M0、M1、M2。OO"為簡化后的傾斜油缸，OM′為簡化后的吊環。

圖2 傾斜機構位置關系簡圖

以連接耳座鉸接點為分析對象，選擇前傾狀態受力分析如圖3所示。圖3中T為吊環所抓取管柱后綜合載荷，T1、T2為載荷T的2個分量；F為傾斜油缸活塞工作產生的推力，F1、F2為推力F的2個分量；N為回轉頭掛耳對吊環產生的反作用力。根據圖3所示受力分析圖，可得如下力平衡關系式：

式中：l為吊環懸掛點至連接耳座的距離O′O"，即連接耳座安裝位置；L為吊環O′M的長度。

按圖3所示F與F1、F2，T與T1、T2的關系，以及式（1）和式（2），得：

圖3 傾斜機構受力分析圖

式（8）中，除α外，其余各項對于任一已經投入使用的頂驅，其值都是確定的。因此，通過此模型可以在給定的范圍內，描述連接耳座處傾斜油缸推力大小，進一步可以確定連接耳座與吊環之間的連接螺栓所需要的預緊力，以保證連接耳座不與吊環發生相對滑動。同時，可以根據受力情況優化l值，即連接耳座固定在吊環臂上的安裝位置。

3 應用

以某在用DQ40頂驅為分析對象，應用式（8）的已知各參數值：傾斜油缸和吊環掛耳的水平距離a為0.255 m；傾斜油缸和吊環掛耳的掛耳垂直距離b為0.163 m；吊環長度L為2.7 m；傾斜角度（前傾）α變化范圍為0°～60°。載荷T值取1 kN，約為100 kg。連接耳座固定在吊環臂上的位置l值分別取1.1 m、1.2 m、1.3m，然后分別計算在此位置處推力F與傾角α變化時的關系及大小。

將上述參數輸入數值計算程序進行計算，并繪制連接耳座在吊環臂上不同固定位置處時的推力-傾角關系圖，如圖4所示。圖4中，縱軸為推力，橫軸為傾角，自上而下分別是連接耳座固定位置1.1 m、1.2 m、1.3 m時的推力-傾角關系的曲線。

同時，在傾角α變化范圍內取5個傾斜點，分別計算連接耳座固定在吊環臂上不同位置時處在不同傾角時的推力值，計算結果如表1所示。

觀察圖4及分析表1中數據可以得出：在任一已經確定的連接耳座的情況下，隨著傾角的增大，傾斜油缸的推力也逐漸增大，這與實際觀察到的液壓系統壓力表數值變化方向是一致；由圖4還可以明顯地發現，在傾角一定的情況下，隨著連接耳座在吊環臂上固定位置l的增加，油缸的所需要的推力是有減小的趨勢，尤其是在較大的傾角時，所需推力減小得更為顯著，所以安裝位置應當盡量放大。

表1 傾斜油缸推力隨連接耳座固定位置及傾角變化的推力值 kN

通過式（7）可以計算出傾角α為60°時，連接耳座固定在吊環臂上述位置處時的傾斜油缸與吊環之間的夾角β的值分別為12.87°、11.90°、11.06°。在設定載荷T為1 kN的條件下，傾斜油缸的推力產生的平行于吊環臂作用在連接耳座上的力F2分別為9.79 kN、9.70 kN、9.62 kN。可以看出傾斜油缸的推力絕大部分作用在使連接耳座沿吊環臂滑動的方向上。這也就要求連接耳座與吊環臂之間的靜摩擦力必須不小于上述F2值，才可能使連接耳座固定住。在實際使用中，尤其是因操作不規范的原因，經常會出現載荷遠大于1 kN的情況，這就使得F2值遠遠超過通過擰緊螺栓來設定的靜摩擦力，從而造成連接耳座在吊環臂上移動。

4 結語

通過分析頂驅傾斜機構組成及傳動關系，簡化出傾斜機構的平面結構，通過平面結構分析了桿件的傳動位置關系，以及隨著傾角變化連接耳座處的受力情況，據此建立了吊環上連接耳座處傾斜油缸推力與隨傾角變化的力學模型。應用此力學模型可以分析在用頂驅傾斜機構連接耳座處的受力情況，優化連接耳座在吊環臂上的安裝位置；可以輔助確定連接耳座固定螺栓預緊力大小，降低連接耳座在吊環臂上竄動的可能；利用合適的軟件求解此力學模型，可以指導傾斜油缸、掛耳相對位置尺寸、連接耳座位置等優化設計。