導(dǎo)向鉆井工具關(guān)節(jié)軸承組合系統(tǒng)及其內(nèi)部應(yīng)力分析

彭松水

(中石化勝利油田 純梁采油廠，山東 濱州 256500)

1 導(dǎo)向鉆井系統(tǒng)

旋轉(zhuǎn)導(dǎo)向鉆井系統(tǒng)代表著當(dāng)今世界鉆井技術(shù)發(fā)展的最高水平，目前國(guó)內(nèi)研究的指向式旋轉(zhuǎn)導(dǎo)向鉆井系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示。其中鉆頭處要承受井底5～10 t的波動(dòng)鉆壓，該鉆壓通過關(guān)節(jié)軸承傳遞到不旋轉(zhuǎn)殼體上，所以井底鉆頭的振動(dòng)和沖擊載荷會(huì)大大降低關(guān)節(jié)軸承的壽命[1-3]。國(guó)內(nèi)現(xiàn)有的設(shè)計(jì)方案均采用單套關(guān)節(jié)軸承來承受鉆壓和鉆頭的沖擊載荷[4-5]，關(guān)節(jié)軸承在井下很容易發(fā)生磨損和疲勞剝落。所以，對(duì)軸承進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)和優(yōu)化以提高其工作壽命具有重要的意義。為此，介紹了一種關(guān)節(jié)軸承組合系統(tǒng)，并對(duì)其內(nèi)部應(yīng)力進(jìn)行了分析。

1—鉆鋌；2—?jiǎng)用芊猓?—懸臂軸承；4—控制設(shè)備；5—關(guān)節(jié)軸承；6—下端動(dòng)密封；7—鉆頭；8—不旋轉(zhuǎn)殼體；9—偏置機(jī)構(gòu)；10—芯軸

2 關(guān)節(jié)軸承組合系統(tǒng)及特點(diǎn)

關(guān)節(jié)軸承組合系統(tǒng)包括1套推力關(guān)節(jié)軸承和1套向心關(guān)節(jié)軸承。該系統(tǒng)為軸對(duì)稱模型，在此建立其二維模型，如圖2所示。該系統(tǒng)中2套關(guān)節(jié)軸承處分別安裝了碟簧，可以緩和鉆壓突變對(duì)軸承的沖擊。

1—向心關(guān)節(jié)軸承；2—不旋轉(zhuǎn)殼體；3—推力關(guān)節(jié)軸承；4—套筒;5—碟簧1；6—芯軸；7—碟簧2

3 關(guān)節(jié)軸承系統(tǒng)靜力學(xué)分析

關(guān)節(jié)軸承系統(tǒng)模型選用四邊形單元CAX4R，分析采用隱式算法。同樣固定不旋轉(zhuǎn)殼體，并在芯軸底部施加5 t鉆壓(鉆壓可以換算為壓強(qiáng)施加在芯軸右側(cè)底部)。

有限元分析結(jié)果如圖3和圖4所示。結(jié)果顯示，向心關(guān)節(jié)軸承的最大等效應(yīng)力出現(xiàn)在靠近推力關(guān)節(jié)軸承側(cè)，2級(jí)碟簧均承受較大載荷，但推力關(guān)節(jié)軸承上的應(yīng)力值比較小。由圖4可知，推力關(guān)節(jié)軸承的承載面積較大，接觸應(yīng)力較小，但實(shí)際上其承受的載荷并不比向心關(guān)節(jié)軸承小。

圖3 關(guān)節(jié)軸承組合系統(tǒng)分析結(jié)果

圖4 關(guān)節(jié)軸承接觸應(yīng)力云圖

該結(jié)構(gòu)中推力關(guān)節(jié)軸承的接觸面積較大，軸承接觸面的摩擦形式為滑動(dòng)摩擦，需在其接觸面上加工微孔存儲(chǔ)潤(rùn)滑油，以保證接觸面良好潤(rùn)滑。同時(shí)該軸承組合系統(tǒng)比較簡(jiǎn)單，可以較好地適應(yīng)井下振動(dòng)沖擊環(huán)境。

4 關(guān)節(jié)軸承組合系統(tǒng)沖擊分析

2套關(guān)節(jié)軸承的組合主要承擔(dān)鉆壓，但由于其承載面積有較大差異，所以需要合理匹配碟簧的剛度，才能保證2套軸承接觸面上的應(yīng)力分布基本一致。選擇常用的帶支承面碟簧和軸承進(jìn)行組合，通過調(diào)整推力關(guān)節(jié)軸承處碟簧(圖2中碟簧1)的彈性模量，對(duì)比分析碟簧1的剛度對(duì)2套軸承和自身所受應(yīng)力的影響(碟簧的剛度還可以從結(jié)構(gòu)或材料上進(jìn)行改進(jìn)，在此不詳細(xì)闡述)。

有限元分析仍采用圖2所示的二維模型。文獻(xiàn)[6]對(duì)三牙輪鉆頭的振動(dòng)位移和速度進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)仿真分析，結(jié)果表明，鉆頭處的軸向位移一般為12 mm左右，鉆頭的縱向速度在3 m/s左右。由于ABAQUS可以設(shè)置預(yù)速度場(chǎng)，所以此處采用速度沖擊的載荷方式來分析鉆壓波動(dòng)下關(guān)節(jié)軸承組合系統(tǒng)的響應(yīng)。固定系統(tǒng)的不旋轉(zhuǎn)殼體，對(duì)芯軸施加3 m/s的沖擊速度，同時(shí)在芯軸的底部施加5 t的鉆壓，相當(dāng)于給軸承系統(tǒng)施加沖擊載荷。

通過有限元分析獲得軸向沖擊載荷作用下推力關(guān)節(jié)軸承和向心關(guān)節(jié)軸承內(nèi)一節(jié)點(diǎn)等效應(yīng)力隨時(shí)間的變化曲線，如圖5和圖6所示。由圖5可以看出，碟簧1剛度的改變對(duì)推力關(guān)節(jié)軸承接觸面的等效應(yīng)力有較大影響。尤其是沖擊的初始階段，當(dāng)?shù)傻膹椥阅Ａ繛?00 GPa時(shí)，該節(jié)點(diǎn)的等效應(yīng)力可達(dá)47 MPa；而當(dāng)彈性模量為150 GPa時(shí)，該節(jié)點(diǎn)的最大等效應(yīng)力為35 MPa。由圖6可以看出，當(dāng)?shù)?的彈性模量為200 GPa時(shí)(該處碟簧的剛度較大，分擔(dān)的鉆壓也較大)，向心關(guān)節(jié)軸承的等效應(yīng)力較??；而當(dāng)該碟簧的彈性模量較小時(shí)，由于向心關(guān)節(jié)軸承分擔(dān)的鉆壓較大，其應(yīng)力值也較大。沖擊后碟簧在鉆壓作用下恢復(fù)變形，但鉆壓較大，使得碟簧受力處于波動(dòng)狀態(tài)，進(jìn)而導(dǎo)致2套軸承上的應(yīng)力也處于動(dòng)態(tài)波動(dòng)狀態(tài)。

圖5 推力關(guān)節(jié)軸承內(nèi)一節(jié)點(diǎn)等效應(yīng)力曲線

圖6 向心關(guān)節(jié)軸承內(nèi)一節(jié)點(diǎn)等效應(yīng)力曲線

該模型中碟簧1上一節(jié)點(diǎn)的等效應(yīng)力隨時(shí)間的變化曲線如圖7所示。由圖可知，當(dāng)?shù)傻膹椥阅Ａ繛?00 GPa時(shí)，可以傳遞的鉆壓分量較大，所以在沖擊載荷作用下，碟簧的受力也較大，最大等效應(yīng)力為900 MPa左右。此最大等效應(yīng)力是假設(shè)碟簧在彈性范圍內(nèi)，同時(shí)該應(yīng)力出現(xiàn)在碟簧的線接觸應(yīng)力集中區(qū)域；而實(shí)際應(yīng)用中碟簧的結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，不可能出現(xiàn)這么大的應(yīng)力，此處分析僅為了說明碟簧受沖擊載荷作用下的應(yīng)力變化趨勢(shì)。

圖7 推力關(guān)節(jié)軸承處碟簧上一節(jié)點(diǎn)應(yīng)力曲線

5 結(jié)束語

根據(jù)導(dǎo)向鉆井系統(tǒng)中關(guān)節(jié)軸承的受力特點(diǎn)設(shè)計(jì)了向心關(guān)節(jié)軸承+推力關(guān)節(jié)軸承的組合結(jié)構(gòu)，有限元分析結(jié)果表明：

(1)該組合系統(tǒng)中推力關(guān)節(jié)軸承的承載面積較大，接觸應(yīng)力較??；而向心關(guān)節(jié)軸承的承載面積較小，靠近推力關(guān)節(jié)軸承側(cè)的邊緣接觸應(yīng)力較大，會(huì)縮短軸承系統(tǒng)的壽命。

(2)當(dāng)推力關(guān)節(jié)軸承處碟簧剛度較大時(shí)，推力關(guān)節(jié)軸承分擔(dān)的鉆壓較大，而向心關(guān)節(jié)軸承的應(yīng)力值較小，所以應(yīng)根據(jù)具體結(jié)構(gòu)和井底工況對(duì)2套軸承處的碟簧進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，進(jìn)而較好地實(shí)現(xiàn)鉆壓的分載，保證軸承的壽命。