旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器軸承靜力學(xué)有限元分析

徐永生，梁長征

（渤海鉆探工程有限公司第三鉆井分公司，天津大港300280）①

旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器軸承靜力學(xué)有限元分析

徐永生，梁長征

（渤海鉆探工程有限公司第三鉆井分公司，天津大港300280）①

根據(jù)旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器軸承的結(jié)構(gòu)及受力特點，建立了受軸向力的旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器軸承有限元模型，進行了靜力學(xué)分析求解，并對有限元分析結(jié)果進行后處理，得到軸承應(yīng)力分布云圖及軸承各部件的變形量?；谳S承靜力分析結(jié)果對軸承結(jié)構(gòu)進行改進，使軸承在工作時的應(yīng)力集中現(xiàn)象得到改善，有效降低軸承的磨損，延長了軸承的使用壽命。

旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器；軸承；靜力學(xué)分析；結(jié)構(gòu)改進

隨著固井技術(shù)的進步，開發(fā)出了適用于多種復(fù)雜固井的工藝，并在鉆井中進行了應(yīng)用，基本適應(yīng)了油田勘探開發(fā)的需要。尾管懸掛器是實施尾管固井技術(shù)的關(guān)鍵裝置。近年來，隨著國內(nèi)新材料技術(shù)和裝備制造技術(shù)的進步，尾管懸掛器技術(shù)正在快速發(fā)展。

1　旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器的結(jié)構(gòu)及應(yīng)用

旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器主要由上接頭、軸承、錐套、卡瓦、受拉本體組成，其中軸承工作位置如圖1所示。在固井作業(yè)時，卡瓦上行通過錐套上的錐面使其外徑增大，卡在外層套管上使錐套固定在外層套管內(nèi)。軸承坐在錐套上，受拉本體所受的軸向下拉力通過上接頭作用在軸承上。軸承的旋轉(zhuǎn)由上接頭及以上部分驅(qū)動，上接頭與受拉本體在錐套內(nèi)旋轉(zhuǎn)時錐套與卡瓦固定不動［1］。

圖1　旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器軸承工作位置示意

旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器總成如圖2所示。軸承作為旋轉(zhuǎn)懸掛器的關(guān)鍵部件，放置在錐套和上接頭之間，用于承受整個尾管串的重力，保證旋轉(zhuǎn)尾管作業(yè)的順利實施。為了防止鉆井液、水泥漿中的固體顆粒進入到軸承的滾道，在軸承的內(nèi)孔、外圓均設(shè)計了耐高溫、耐磨的密封圈，這樣可以使軸承的滾子和滾道在相對潔凈的環(huán)境下工作，有利于保持軸承的承載能力和使用壽命［2-3］。

圖2　旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器總成

在旋轉(zhuǎn)尾管固井時，軸承置于上接頭和錐套之間，是連接旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器和注水泥套管的重要部件，承受著整個尾管串的重力，可以保證上部尾管的正常轉(zhuǎn)動。懸掛器下部套管的重力全部作用在軸承上，因此鉆井的深度越深對軸承的承載能力要求越高。旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器軸承承受的載荷巨大，工作環(huán)境溫度高，且在泥漿中工作，要求軸承的使用壽命不低于20 h，工況條件十分惡劣［1］。

2　軸承有限元分析

軸承是旋轉(zhuǎn)尾管的關(guān)鍵部件，尾管固井作業(yè)依靠旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器軸承的支撐并提供回轉(zhuǎn)力，不但要承受巨大的軸向載荷，而且還要承受傾覆力矩的作用。由于旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器軸承是在低速、重載的情況下工作的，旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器軸承的分析重點包括：整體變形與應(yīng)力分布規(guī)律；擋圈受滾子擠壓下的應(yīng)力和變形。

用三維建模軟件Solid Works創(chuàng)建旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器軸承三維參數(shù)化實體模型［4-5］，將建好的模型通過標(biāo)準輸入輸出接口輸入到ANSYS-Workbench軟件的前處理器中，根據(jù)需要選擇材料模型，生成有限元模型，劃分網(wǎng)格，加載荷，加約束，實現(xiàn)旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器軸承工作過程的數(shù)值模擬，得到在一定載荷條件下旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器軸承的應(yīng)力、變形及接觸應(yīng)力分析結(jié)果。

2.1 模型的建立與分析

由于旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器軸承的模型比較復(fù)雜，由10個零部件組成，因此選用在Solid Works軟件中進行建模。即在Solid Works中創(chuàng)建軸承三維模型，然后再導(dǎo)入ANSYS-Workbench中，在此基礎(chǔ)上劃分有限元網(wǎng)格。在將軸承模型導(dǎo)入ANSYS-Workbench前，遵照剛度等效原理對軸承進行適當(dāng)?shù)哪Ｐ秃喕?。由于在靜力學(xué)分析中密封圈對模型力學(xué)性能的影響可以省略，因此采用去掉密封圈的模型進行靜力學(xué)分析，并在原來的軸承模型基礎(chǔ)上進行簡化使其能適應(yīng)有限元分析的需求［6-7］。

由于旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器軸承的結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，零部件的數(shù)量較多，而且所研究的接觸是非線性問題，對軸承接觸部分進行網(wǎng)格細化可以使分析結(jié)果更為準確。對其進行有限元分析時，只計算其中1個滾動體與其相應(yīng)的軸圈、座圈及墊圈的情況。因此，為減小該軸承有限元分析的計算量和計算時間，只取模型的1/n進行分析計算。軸圈、座圈以及上下墊圈的倒角對軸承的應(yīng)力分布和變形的影響較小，建立分析模型時，忽略倒角［8］。

2.2 網(wǎng)格的劃分

在進行網(wǎng)格劃分時，為了保證結(jié)果的準確與收斂，對可能發(fā)生接觸的區(qū)域采用較密的網(wǎng)格。同時，為了避免求解時間過長和占用大量的計算機資源，對不可能發(fā)生接觸的區(qū)域采用較疏的網(wǎng)格。軸承模型簡化后網(wǎng)格劃分如圖3所示，模型包含24 016個單元和27 590個節(jié)點。滾子與軸圈、座圈生成局部網(wǎng)格細化后的有限元模型如圖4～5所示所示。

圖3　軸承模型網(wǎng)格劃分

圖4　軸圈網(wǎng)格細化

圖5　滾子網(wǎng)格細化

2.3 接觸條件設(shè)定

軸承接觸分析的重點結(jié)構(gòu)包括圓錐滾子、軸圈和座圈。加載后滾子和軸圈、座圈同時發(fā)生接觸，所以在分析之前要對滾子和軸圈、座圈的接觸進行設(shè)置。對接觸對進行設(shè)置時，要選擇目標(biāo)面和接觸面。根據(jù)目標(biāo)面的選擇原則［9］，在滾子與軸圈、座圈的接觸對中將軸圈、座圈滾道表面設(shè)置為接觸面，滾子外表面設(shè)置為目標(biāo)面；在滾子與擋圈的接觸對中將擋圈的內(nèi)表面設(shè)置為接觸面，將軸承大端面設(shè)置為目標(biāo)面。

2.4 邊界條件

由于該軸承結(jié)構(gòu)的圓周對稱性，所截取的1/n模型兩側(cè)均為對稱邊界，為了模擬軸承的實際工況，對其施加如下約束：

1） 在對稱面處施加對稱約束，用來模擬兩側(cè)模型對該部分模型的作用效果。

2） 滾動體與軸（座）圈、滾動體和擋圈之間均施加自動接觸邊界條件。

3） 上、下墊圈與軸（座）圈之間施加自動接觸條件。

4） 下墊圈底部固定約束。

5） 墊圈上表面施加壓力載荷。6） 軸圈施加有限轉(zhuǎn)動位移。

3　有限元分析結(jié)果

根據(jù)旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器軸承具體使用工況和該類型軸承額定動載荷的計算，對軸承的上墊圈上表面施加600 k N的軸向垂直載荷來模擬軸承在井下承受重載的工況。由于該軸承中滾子與軸圈、座圈相對于其他零部件來說更容易發(fā)生破壞，因此本文的研究重點是滾子外表面和軸圈、座圈中與滾子相接觸表面的應(yīng)力狀態(tài)。通過后處理得到模型的Mises應(yīng)力分布和滾子與軸圈、座圈的接觸應(yīng)力分布，如圖6～7所示。

圖6　軸承等效應(yīng)力云圖

圖7　滾子接觸應(yīng)力云圖

由圖6～7可知：旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器軸承在600 k N載荷下，上下墊圈的所受應(yīng)力很小，軸圈、座圈與滾子接觸處應(yīng)力值較大；軸承靜態(tài)應(yīng)力最大值為4 300 MPa，出現(xiàn)在滾動體兩端圓角處，應(yīng)力集中現(xiàn)象比較嚴重；滾子最大應(yīng)力值為3 878 MPa，出現(xiàn)在距滾動體表面0.2 mm的接觸區(qū)域次表面，滾動狀態(tài)時該層上每一點均受到應(yīng)力幅相當(dāng)?shù)拿}動壓應(yīng)力和對稱交變剪應(yīng)力，因此在最大應(yīng)力點上的滾動體部分容易發(fā)生破壞。

滾子大端與擋圈內(nèi)表面的接觸應(yīng)力分布如圖8～9所示。

由圖8～9可知：滾子大端的接觸應(yīng)力最大值為701 MPa，主要分布在滾子大端面倒角處；擋圈內(nèi)表面與滾子接觸處的接觸應(yīng)力最大值為652 MPa，最大值出現(xiàn)在與滾子大端面接觸處。由于未修形的滾子在滾動過程中與擋圈的接觸面積很小，主要集中在滾子倒角處，因此在此處的接觸應(yīng)力相對于滾子大端面其他位置的接觸應(yīng)力要大很多，容易在此處發(fā)生破壞。

圖8　軸承滾子大端接觸應(yīng)力云圖

圖9　軸承擋圈接觸應(yīng)力云圖

通過結(jié)果后處理，得到軸承的總變形分布圖與等效變形分布圖如圖10～11所示。

圖10　軸承總變形云圖

圖11　軸承等效變形云圖

由圖10～11可知：在600 k N載荷下，軸承受到軸向壓力，由于結(jié)構(gòu)和材料的原因上墊圈的變形最大，軸承最大變形出現(xiàn)在上墊圈端角處，最大變形量為0.23 mm；在上墊圈與擋圈接觸部分變形也較大，變形量為0.2 mm，此處的變形會影響擋圈及在上墊圈中的外密封圈的密封效果，使鉆井液容易進入到軸承內(nèi)部，加劇軸承的磨損，降低軸承的使用壽命。因此，要對軸承的上墊圈做結(jié)構(gòu)上的改進，改善其應(yīng)力集中現(xiàn)象和變形量。

4　軸承結(jié)構(gòu)改進后靜力分析

4.1 結(jié)構(gòu)改進

主要針對上墊圈和滾子大端處進行改進，通過改進上墊圈結(jié)構(gòu)使得與擋圈接觸處的變形量減小，防止鉆井液進入軸承內(nèi)部，延長軸承的使用壽命。滾子大端的改進可以消除滾子大端外側(cè)的應(yīng)力集中現(xiàn)象。上墊圈外側(cè)由于要安裝密封圈，因此在外側(cè)下端開有密封槽，如在密封槽垂直上方直接添加載荷會在密封槽處出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象和較大變形情況，此部分的大變形會引起與之相接觸的擋圈的較大變形，影響其密閉性，使外部鉆井液容易進到軸承內(nèi)部。因此，以密封槽徑向尺寸（6 mm）為依據(jù)對上墊圈上部做6 mm的45°倒角，使得密封槽垂直方向上不受軸向力，減小密封槽上部和擋圈變形量，提高密封性。

原滾子大端面為一平面，當(dāng)與有一定曲率的擋圈內(nèi)側(cè)接觸時會在邊緣處產(chǎn)生應(yīng)力集中現(xiàn)象，加劇擋圈的磨損，通過將滾子大端面設(shè)計成同擋圈曲率相同的球面，可以有效減少此處的應(yīng)力集中現(xiàn)象。

4.2 改進后靜力分析

將改進后的軸承模型導(dǎo)入ANSYS-Workbench中，對改進后的模型重新劃分網(wǎng)格加載并進行分析計算。網(wǎng)格劃分方法和邊界條件的設(shè)定與改進模型前保持一致，在結(jié)果后處理中得到軸承新模型的應(yīng)力與應(yīng)變分布，如圖12～14所示。對改進前后的軸承應(yīng)力、應(yīng)變進行對比，以驗證軸承結(jié)構(gòu)改進后其應(yīng)力和應(yīng)變的分布規(guī)律和最大值的變化。

圖12　模型改進后等效應(yīng)力

圖13　改進后軸承等效應(yīng)變

圖14　改進后軸承總變形

由圖可12～14知：模型改進后在上墊圈與擋圈接觸部分的應(yīng)力為900 MPa，較軸承改進前的1 400 MPa有大幅度的減少，有效地改善了上墊圈外側(cè)的密封槽結(jié)構(gòu)的應(yīng)力集中現(xiàn)象；改進后的軸承擋圈與上墊圈接觸處的變形量為0.18 mm，說明軸承在墊圈結(jié)構(gòu)改進后承受重載時擋圈的變形量較小。

改進滾子大端面結(jié)構(gòu)后，在軸承承受軸向靜載時滾子大端面的接觸應(yīng)力分布沒有了應(yīng)力集中現(xiàn)象，有效地改善了滾子和擋圈在受重載情況下的應(yīng)力分布，如圖15～16所示。

圖15　滾子改進前應(yīng)力分布

改進上墊圈結(jié)構(gòu)后，在上墊圈的密封槽與擋圈的接觸處和整個擋圈的變形量有了顯著的減小，上墊圈的外側(cè)應(yīng)力值也大幅度下降。這樣，軸承在充滿鉆井液的環(huán)境下工作時不會因為擋圈結(jié)構(gòu)較大的變形而使軸承的密封結(jié)構(gòu)失效，有效地防止了鉆井液的大量進入，有利于軸承的潤滑和防止大顆粒的雜質(zhì)進入軸承內(nèi)部造成軸承的磨損，有效地延長了軸承的使用壽命。墊圈改進前后應(yīng)力及變形量對比如表1所示。

圖16　滾子改進后應(yīng)力分布

表1　墊圈改進前后應(yīng)力及變形量對比

5　結(jié)論

1） 在重載工況下，旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器軸承的軸圈、座圈與滾子接觸處應(yīng)力集中現(xiàn)象比較明顯，在這些應(yīng)力集中的位置滾子容易發(fā)生破壞；軸承最大變形出現(xiàn)在上墊圈端角處，在上墊圈與擋圈接觸部分變形也較大，影響密封效果。因此，需對滾子和上墊圈進行結(jié)構(gòu)改進，以減少應(yīng)力集中現(xiàn)象和變形量，對延長軸承的使用壽命有重要意義。

2） 改進滾子大端面結(jié)構(gòu)后，在軸承承受軸向靜載時滾子大端面的接觸應(yīng)力分布沒有了應(yīng)力集中現(xiàn)象，有效地改善了滾子和擋圈在受重載情況下的應(yīng)力集中現(xiàn)象。

3） 對上墊圈的結(jié)構(gòu)改進有效減少了因大載荷引起的軸承變形，使軸承在井下重載工況下工作時軸承擋圈變形量較小，可以減少鉆井液的進入，有效減少軸承的磨損并提高了軸承的使用壽命。

［1］ 馬蘭榮，郭朝輝，楊德凱，等.旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器軸承的研制及性能試驗［J］.石油礦場機械，2009，38（9）：67-70.

［2］ 馬蘭榮，張永乾，郭朝輝，等.一種旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器軸承：中國，CN 201826788 U［P］.2011-05-11.

［3］ 馬蘭榮，馬開華，郭朝輝，等.旋轉(zhuǎn)尾管懸掛器的研制與應(yīng)用［J］.石油鉆探技術(shù)，2011，39（4）：103-106.

［4］ 張洪才，劉憲偉，孫長青.ANSYS-Workbench數(shù)值模擬工程實例解析［M］.北京：機械工業(yè)出版，2013.

［5］ 黃志新，劉成柱.ANSYS-Workbench14.0超級學(xué)習(xí)手冊［M］.北京：人民郵電出版社，2013.

［6］ 田波.軋機軸承系統(tǒng)熱-機械有限元分析［D］.武漢：武漢科技大學(xué)，2010.

［7］ 馬天兵.基于ANSYS的滾動軸承有限元分析［J］.煤礦機械，2004（2）：66-68.

［8］ 楊海生，鄧四二.SKF滾動軸承仿真技術(shù)研究的最新進展［J］.軸承，2004（4）：43-46.

［9］ 陳紅濤.兆瓦級風(fēng)力發(fā)電機組變槳軸承有限元分析［D］.洛陽：河南科技大學(xué)，2012.

Static Finite Element Analysis of Rotation Liner Hanger Bearing

XU Yongsheng，LIANG Changzheng
（No.3 Drilling Company，Bohai Drilling Engineering Co.，Ltd.，Tianjin 300280，China）

According to liner hanger bearing structure and mechanical characteristics，the axial ro-tation of the finite element model for liner hanger bearing was established，static analysis and post-process were made to obtain the results of finite element analysis of bearing stress contour and deformation of bearing components.Based on the results of static analysis，the bearing struc-ture of the bearing programme and the bearing stress concentration at work were improved，bear-ing wear was reduces to prolong the service life of the bearing.

rotation liner hanger；bearing；statics analysis；structure improvement

TE925.2

A

10.3969/j.issn.1001-3482.2015.07.012

1001-3482（2015）07-0048-06

①2015-01-30

徐永生（1977-），男，內(nèi)蒙古通遼人，工程師，主要從事鉆井裝備管理工作。