夾緊力和摩擦系數對旋扣鉗上扣的影響

孟慶濤，張建兵，孔德濤

西安石油大學機械工程學院（陜西 西安 710065）

0 引言

鐵鉆工是一種高效、可靠的進行鉆桿、鉆鋌接頭旋扣和沖扣的井口機械化工具，它作為液壓動力大鉗的升級替代產品，是自動化鉆井生產中鉆機的配套設備。尤其在近幾年，國內各大石油鉆探企業大力推進鉆修井設備自動化、智能化發展，改善一線作業環境，讓操作人員遠離井口作業，提高了作業時的安全性，提升了員工工作的幸福感。鉆機管柱自動化設備也因此進入了快速發展期，鐵鉆工作為管柱自動化設備中上卸扣工具，得到了大量的使用。但是鐵鉆工的效率還需進一步提高，往往緊扣需要多次，旋扣鉗的轉矩不足則是引起該問題的主要原因之一[1]。所以，摸清不同大小的夾緊力和摩擦系數對上扣有何影響，對于優化滾輪結構、增大鉆桿上扣所需的最大夾緊力具有重要意義。

國外學者Sallam,H.E.M.等人[2]使用三維有限元法（FEM），評估了夾緊力對裂紋單搭接或雙搭接接頭應力強度因子的影響。Abd-Elhady,Amr A.[3]采用三維彈塑性擴展有限元方法，研究了夾緊力和摩擦系數對裂紋螺栓接頭彈塑性行為的影響。國內學者樸沖等人[4]對旋扣鉗的夾持角和受力情況進行了研究，研究得出了油缸推力、夾持力等重要結果，并給出了相應的計算過程和方法。徐曉桐[5]針對現有的鐵鉆工設備在工作過程中旋扣裝置作用于鉆具的鉆桿部分，易使鉆桿產生擠壓損壞，對現有鐵鉆工結構做改進研究并運用AnsysWorkbench軟件對鐵鉆工的主要受力部件進行靜力學分析，得到這些部件的應力圖和應變圖。景佐軍等[6]針對現有鐵鉆工旋扣鉗轉矩不足、緊扣效率低的問題，對鐵鉆工旋扣鉗滾輪和鉆桿的摩擦特性進行研究，分析了鐵鉆工上、卸扣過程中滾動摩擦力、靜摩擦力的影響因素及提高旋扣鉗轉矩的方法。

可以看出，國內外學者對旋扣鉗上扣問題表現出了濃厚興趣。以往的研究主要著眼于夾持角、摩擦特性對上扣效果的影響，這些研究對人們認識旋扣鉗上扣問題起到了推動作用。

鉆具的上扣效果的標準就是摩擦力矩滿足上扣要求的同時不損傷管柱，旋扣鉗上扣過程屬于非常復雜的彈塑性力學問題，會受到諸多因素的影響，其中一個重要因素就是夾緊力。夾緊力會影響鉆桿上扣時的應力狀態，從而會對結構的變形、應力以及上扣結束后的鉆桿表面造成影響[7-8]。

本文主要對旋扣鉗上扣過程中滾輪與鉆桿的摩擦行為進行分析研究，分析滾輪與鉆桿上扣全過程中的接觸摩擦特性、最大夾緊力等問題，并對失效前后的應力分布進行了分析。作為鐵鉆工的執行機構之一，旋扣鉗設計的優劣對鐵鉆工產品的性能有重要的意義[9]。考慮到在實際應用中，旋扣鉗的夾緊力需要既能保證提供足夠的扭矩，滿足工作要求，又不宜使之過大影響鉆桿性能和使用壽命，為了摸清夾緊力對鉆桿上扣時的應力分布的影響，采用有限元分析方法，進行了不同夾緊力下的仿真，得出了最優旋扣鉗工作狀態。當鉆桿主要承受外擠載荷時，結構危險點的應力狀態決定了鉆桿擠毀失效發生的時機，一般認為鉆桿結構危險點的位置位于接觸位置，但是，鉆桿轉動過程中結構危險點的位置可能會發生變化，這些認識對于優化滾輪結構、提升鉆桿上扣所需的夾緊力具有參考價值。

1 有限元模型

旋扣鉗上扣的三維模型如圖1所示，滾輪上面的溝槽是為了提高摩擦系數，但不利于網格劃分，故將滾輪簡化為表面光滑的空心圓柱體。假設鉆桿管體無彎曲，材料性能均勻，不考慮管體殘余應力和軸向應力的影響，鉆桿橫截面大小和形狀沿軸線方向不變，因此夾緊力平行于橫截面且不沿軸向變化，軸內任一點沿軸向的應變為0，在彈塑性力學中屬平面應變問題，所以本文將旋扣鉗上扣過程轉化為二維狀態下的問題求解，而不影響分析結果。

圖1 旋扣鉗上扣三維模型

旋扣鉗上扣過程中的應力比較復雜，很難用實驗方法測試鉆桿內部的應力分布。且在上扣過程中，滾輪與鉆桿間的相互作用屬于高度非線性的接觸問題，而有限元數值模擬手段可以高效清晰地模擬出鉆桿內外壁的應力狀況[10]，因此本文采用Abaqus有限元隱式動力學分析模塊來對這一復雜問題進行模擬研究。一般地，上扣過程中由于摩擦系數造成的能量耗散會引起旋扣鉗高頻響應的迅速衰減，導致結構振動十分緩慢，所引起的慣性力可以忽略不計。

旋扣鉗上扣的幾何模型如圖2所示，滾輪的外邊線與鉆桿相切，當4個滾輪順時針旋轉時鉆桿逆時針旋轉完成上扣。圖2中的F是油缸推力通過兩側連桿和平衡架組成的杠桿機構傳遞給左右齒輪箱的力，代表滾輪對鉆桿施加的夾緊力。

滾輪在鉆桿圓周方向上的分布如圖2所示，滾輪的直徑為D1=153 mm，相近的兩滾輪中心間隔L=156 mm；鉆桿的外徑為D2=139.7 mm，壁厚t=9.17 mm。

圖2 旋扣鉗上扣幾何模型

本文分析的鉆桿鋼級為E，加厚型式為內外加厚型，旋轉臺肩式連接類型為5 1/2FH。

旋扣鉗上扣過程屬于動力問題，上扣過程中滾輪依靠液壓力和自身的旋轉運動對鉆桿擠壓完成上扣動作。由于滾輪剛度比鉆桿剛度大得多，上扣過程中滾輪外表面基本不會發生變形，因此在本文的分析模型中，將滾輪設置為剛性體，鉆桿設置為柔性體，接觸方式為面-面接觸。

鉆桿力學性能參數見表1，滾輪力學性能參數見表2，材料的屈服準則采用Von Mises屈服準則，即在一定的變形條件下，當受力物體內一點的應力偏張力的第二不變量J′2達到某一定值時，該點就開始進入塑性狀態。Von Mises屈服準則可表達為如下公式：

表1 鉆桿力學性能參數

表2 滾輪力學性能參數

式中：σ1、σ2、σ3分別為第一主應力、第二主應力、第三主應力，MPa；σs為材料屈服極限，MPa。

在本文的分析模型中，滾輪與鉆桿外壁間會發生接觸，屬于高度非線性接觸問題。摩擦系數的取值一般在0.1~0.5的范圍內，由于TZG93/4-140S1鐵鉆工在實際生產中的摩擦系數為0.15，因此本文取摩擦系數為0.15。

本文的重點在滾輪對鉆桿的夾緊力的研究，滾輪底部邊界軸向固定，其他方向自由。為了保證計算結果的精度，鉆桿徑向應至少劃分3層網格，且滾輪與鉆桿的網格密度差距不宜過大，綜合權衡計算精度和計算時間兩個因素后的旋扣鉗有限元網格劃分如圖3所示，此時鉆桿徑向共劃分5層網格，約定鉆桿內壁為第1層單元，隨著徑向方向單元層數的增加，直至鉆桿外壁對應第5層單元。

圖3 旋扣鉗有限元網格劃分

2 旋扣鉗上扣過程中的鉆桿應力分析

為分析與表述方便，在鉆桿環向選取8個關鍵分析位置，如圖4所示。如：位置1-5代表位置1處的第5層單元。

圖4 鉆桿環向的8個位置示意圖

2.1 滾輪加載時鉆桿應力的分布規律

由于TZG93/4-140S1鐵鉆工在實際生產中的夾緊力為150 284 N，因此本文取夾緊力為150 284 N進行仿真，滾輪未旋轉時的應力云如圖5所示。

圖5 夾緊力為150 284 N時滾輪未旋轉時的von-Mises應力云圖

從圖5可以看出von-Mises應力主要分布在滾輪與鉆桿接觸位置和位置2、位置6處，鉆桿中的最大應力值出現的位置為位置2-5，其值為280.2 MPa，尚未超過鉆桿材料的屈服強度。此時，按圖4所示位置選取單元，并繪制不同單元層的von-Mises應力變化曲線如圖6所示。

圖6 鉆桿8個位置上的von-Mises應力分布

從圖6可知，第3層的應力最小，第5層的應力最大，最大值為280 MPa。因此，本文分別選取第1層、第5層作為鉆桿內壁和外壁應力取值依據。此外，鉆桿的應力危險點出現在位置2、位置6，位置4和位置8的應力值較小，內壁應力值在128~241 MPa之間波動，外壁應力值在161~280 MPa之間波動，外壁上的應力始終大于內壁。外壁和內壁的最大應力分別為280 MPa和241 MPa，具體位置分別為位置2-5和位置5-1，均未超過鉆桿材料的屈服強度，因此未發生塑性變形。

此時，4個接觸位置的應力最大層為第5層，最大應力所在的具體位置為位置3-5，其值為247 MPa，尚未超過鉆桿材料的屈服強度。總體來看，鉆桿內外壁的應力大于中間單元層。

此時，選取變形前后位移變化較大的位置繪制位移云圖見圖7，8個位置的內外壁變形量見圖8。

圖7 鉆桿變形前后的位移云圖

圖8 鉆桿8個位置的內外壁變形量

結合圖7和圖8可以看出，鉆桿左側的兩滾輪固定，夾緊力施加在鉆桿右側的兩滾輪上導致位置2~位置6的變形量較大。究其原因，根據金屬冷加工體積不變原則，鉆桿X軸發生徑向收縮的同時Y軸會發生徑向擴張，導致鉆桿徑向變形不均勻。

位置2、位置4、位置6、位置8內外壁的變形量相同，中間3層單元的變形量與內外壁也相同；其他四個位置即滾輪與鉆桿接觸位置的內壁比外壁變形量大，且外壁到內壁的變形量依次遞增。從圖8可以看出，位置4的變形量最大，變形量為0.85 mm。總的來說，位置4和位置8呈現收縮趨勢，位置2和位置6呈現擴張趨勢。

根據套管生產制造方式，這里定義橢圓度e來表征鉆桿外徑圓所呈現的橢圓形的幾何形狀，橢圓度e的計算公式為：

式中：e為橢圓度，%；Dmax為鉆桿最大外徑，mm；Dmin為鉆桿最小外徑，mm。

按照圖7坐標系測量得到：鉆桿的長軸為Y軸，長軸的最大外徑為140.8 mm；鉆桿的短軸為X軸，短軸的最大外徑為138.7 mm，經過計算得到此時鉆桿的橢圓度為1.5%，鉆桿呈橢圓形。

2.2 滾輪旋轉時鉆桿應力的分布規律

當鉆桿轉動不同角度時，仍按圖4所示8個位置選取5層單元，并繪制上扣過程中最大應力所在位置的von-Mises應力變化曲線如圖9所示。

圖9 鉆桿上位置7的von-Mises應力變化

從圖9可以看出，在鉆桿轉動過程中，內外壁的應力大于中間單元層這一規律同樣適用。當滾輪旋轉216°時，出現了滾輪旋轉一周中的最大應力值，最大應力所在的具體位置為位置7-1，其值為363 MPa，超過了滾輪夾持鉆桿后未旋轉時的最大應力，但未超過材料屈服強度。

與滾輪未旋轉時的應力值比較發現，各個位置對應的5層單元的應力值呈現上下波動規律，滾輪轉動到特定角度會導致某個位置出現最大應力值，但轉動過程中其他角度的應力值與滾輪未旋轉時的應力值相近。

當鉆桿轉動不同角度時，統計最大應力的出現位置并繪制鉆桿轉動過程中的最大應力波動曲線如圖10所示。

從圖10可以看出，滾輪旋轉一周過程中，最大應力的出現位置是動態變化的，最大應力出現在位置2-1、位置6-1的次數最多，這與滾輪未旋轉時的應力分布相同，都是位置2和位置6的應力值較大。在鉆桿轉動過程中，發現鉆桿中的最大應力出現位置由未旋轉時的第5層轉到了第1層，分析存在這種最大應力轉移的原因，認為這跟滾輪與鉆桿外壁之間的摩擦有關，轉動過程中，由于滾輪與鉆桿外壁接觸面間原子引力的結合發生了微觀滑動、彈性滯后及黏著效應，因此可等效看作在鉆桿外表面施加均布載荷，從而造成最大應力轉移到鉆桿內壁。

滾輪旋轉時，鉆桿材料的最大應力值是動態變化的，應力值在260 MPa至363.3 MPa之間波動，與圖10中橙色水平線代表的滾輪未旋轉時的最大應力相比，最大應力值總體增大，最大應力差值可達83 MPa。分析應力增長的原因，認為有兩種原因導致了應力增長：一是滾輪旋轉時接觸表面下材料的每一個單元都經歷了彈性?塑性?彈性的變化過程，造成了能量的損耗；二是由于夾緊力的存在導致鉆桿變形，轉動過程中，滾輪對夾本身造成自身卡阻，從而造成應力增長。

當鉆桿轉動不同角度時，計算鉆桿的橢圓度并繪制出橢圓度在轉動過程中的變化曲線如圖11所示。

圖11 鉆桿轉動過程中的橢圓度變化曲線

從圖11可以看出，滾輪旋轉一周過程中，鉆桿的橢圓度是動態變化的，其值在1%至1.5%之間波動。由此可知，滾輪未旋轉時的橢圓度便是轉動過程中的峰值，且轉動過程中鉆桿始終呈橢圓形，長軸為Y軸。總的來看，滾輪每旋轉180°時鉆桿的橢圓度等于橢圓度的峰值。

2.3 鉆桿的最大夾緊力分析

旋扣鉗上扣過程中主要依靠夾緊力和摩擦系數產生扭矩，現有旋扣鉗存在轉矩不足、緊扣效率低的問題，而提高夾緊力有助于提升旋扣鉗的轉矩。當摩擦系數為0.15，隨著夾緊力的不斷增大，旋扣鉗上扣過程中鉆桿的應力峰值如圖12所示。

圖12 鉆桿在不同夾緊力下的應力峰值

從圖12可以看出，隨著夾緊力的不斷增大，鉆桿在旋扣鉗上扣過程中的最大von-Mises應力總體上呈增長趨勢。當夾緊力在150 284~170 000 N范圍內時，最大von-Mises應力增長幅度較大，當夾緊力由170 000 N增大到190 300 N時，最大von-Mises應力增長較為平緩。當夾緊力為190 300 N時，最大von-Mises應力為517 MPa，達到鉆桿材料的屈服強度，這會導致鉆桿的塑性變形，而此時的夾緊力即為最大夾緊力。因此，對于Φ139.7 mm×9.17 mm的鉆桿而言，最大夾緊力為190 300 N。

2.4 摩擦系數對鉆桿應力峰值的影響

在旋扣鉗上扣過程中，滾輪將會和鉆桿形成摩擦接觸界面，為了使鉆桿能被滾輪帶動進行上扣作業，滾輪與鉆桿外表面間會產生較高的摩擦力，這種較高的摩擦力可能使鉆桿管體受到變形或損傷，因此摩擦系數的改變將會影響到旋扣鉗的上扣效果。當夾緊力為150 284 N，摩擦系數在0.15~0.24之間取值時，旋扣鉗上扣過程中鉆桿的應力峰值如圖13所示。

圖13 鉆桿在不同摩擦系數下的應力峰值

從圖13可以看出，摩擦系數對鉆桿在旋扣鉗上扣過程中的最大von-Mises應力有一定影響，但摩擦系數由0.15變化到0.27時，最大von-Mises應力的變化值不大，最大值和最小值的差值為23.2 MPa。當摩擦系數由0.15增加到0.21時，最大von-Mises應力呈增加的趨勢，摩擦系數為0.15時的應力峰值最小，其值為363.3 MPa；當摩擦系數由0.21增加到0.24時，最大von-Mises應力逐漸減小；當摩擦系數由0.24增加到0.27時，最大von-Mises應力也逐漸增加，當摩擦系數為0.27時，應力峰值增加至386.5 MPa。

3 結論

通過對滾輪未旋轉與旋轉狀態下的鉆桿的應力分布規律的研究，得到以下認識：

1）旋扣鉗上扣過程中，與滾輪未旋轉時的應力值比較發現，鉆桿徑向單元層的應力值呈現上下波動規律，內外壁的應力大于中間單元層。滾輪旋轉過程中，鉆桿的最大應力出現位置和最大應力值是動態變化的，應力危險點轉移到了滾輪與鉆桿接觸位置，最大應力出現位置也由未旋轉時的外壁轉移到了內壁，且與滾輪未旋轉時的最大應力相比，最大應力值有所增加。

2）滾輪旋轉一周過程中，鉆桿始終呈橢圓形，且鉆桿的橢圓度是動態變化的，其值在1%至2.4%之間波動。

3）當夾緊力為150 284 N時，滾輪與鉆桿接觸位置雖有應力集中現象，但最大等效應力尚未超過鉆桿材料的屈服強度。經過仿真發現，鉆桿的最大夾緊力為190 300 N。

4）當夾緊力為150 284 N時，隨著摩擦系數的增大，滾輪與鉆桿間的摩擦力增大，導致金屬流動受阻，鉆桿的最大von-Mises應力值增大，但最大von-Mises應力值的增量不大。