TC315-PSL2石油鉆機(jī)天車(chē)滑輪設(shè)計(jì)計(jì)算和有限元分析

李飛舟

（寶雞文理學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院，寶雞 721013）

TC315-PSL2石油鉆機(jī)天車(chē)滑輪設(shè)計(jì)計(jì)算和有限元分析

李飛舟

（寶雞文理學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院，寶雞 721013）

滑輪是一個(gè)適用范圍廣泛，工作過(guò)程連續(xù)，工作載荷變化頻率較高，失效形式較多的零件，滑輪作為復(fù)雜機(jī)械的一個(gè)小零件，它的壽命和質(zhì)量直接影響著整個(gè)設(shè)備可靠性和安全性。首先對(duì)石油鉆機(jī)TC315-PSL2天車(chē)主滑輪的設(shè)計(jì)要求進(jìn)行簡(jiǎn)單介紹，在此基礎(chǔ)上對(duì)天車(chē)主滑輪的受力和載荷分布情況進(jìn)行分析和計(jì)算，然后，根據(jù)滑輪的穩(wěn)定性、強(qiáng)度、擠壓強(qiáng)度等方面的設(shè)計(jì)計(jì)算，得出天車(chē)主滑輪的主要結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)，最后，通過(guò)穩(wěn)定性、強(qiáng)度、擠壓強(qiáng)度方面的校核計(jì)算和有限分析，發(fā)現(xiàn)分析計(jì)算得到的鉆機(jī)TC315-PSL2天車(chē)主滑輪結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)滿(mǎn)足石油鉆機(jī)對(duì)主滑輪的要求。

滑輪；石油鉆機(jī)；ANSYS有限元；結(jié)構(gòu)尺寸

0 引言

滑輪的制造方法主要有鑄造、焊接，沖壓、軋制、鉚接等方法，鑄造滑輪作為最典型的鑄造方法，一般為鑄鐵或鑄鋼，工藝簡(jiǎn)單。但是由于滑輪是個(gè)連續(xù)作業(yè)，載荷變化頻率較高，失效形式主要為開(kāi)裂、繩槽過(guò)度磨損、剛性下降等，作為鑄造滑輪產(chǎn)品要更換時(shí)必須換整個(gè)輪，產(chǎn)品使用成本較高[1]。

隨著滑輪制造新工藝的不斷出現(xiàn)，鑄造滑輪發(fā)展前景渺茫。相對(duì)來(lái)說(shuō)，目前以塑性成形為主熱軋滑輪成為發(fā)展趨勢(shì)，由于熱軋減少了焊接法的變形影響因素和鉚接的連接松動(dòng)問(wèn)題。因?yàn)榛喌氖е饕抢K槽的受反復(fù)交變載荷作用而產(chǎn)生磨損或開(kāi)裂等，而對(duì)于輻板的設(shè)計(jì)基本都能滿(mǎn)足穩(wěn)定性要求，失效概率較小。熱軋過(guò)程也是繩槽部分的金屬材料組織發(fā)生了變化，提高了抗磨和抗壓能力。但是，由于分體式的滑輪，輪緣、腹板和輪轂可以采用不同的材料，加工方便，制造成本較低，也是目前使用的特點(diǎn)。所以,以低成本、壽命長(zhǎng)、高穩(wěn)定性滑輪設(shè)計(jì)方法已成為設(shè)計(jì)人員必備的理念[2]。

本文就是石油鉆機(jī)TC315-PSL2天車(chē)主滑輪為研究對(duì)象，從滑輪受力分析、設(shè)計(jì)校核、穩(wěn)定性分析與驗(yàn)證等方面探討滑輪的設(shè)計(jì)與校核，為滑輪的工程設(shè)計(jì)提供參考。

1 TC315-PSL2天車(chē)滑輪受力和校核

1.1 天車(chē)滑輪主要參數(shù)設(shè)計(jì)

天車(chē)最大鉤載為3150kN，游動(dòng)系統(tǒng)以及鋼絲繩總重為150kN。游車(chē)與天車(chē)選用6×7輪系。鋼絲繩實(shí)際最大拉力為F=（3150+150）/12=275kN。

1.2 滑輪的受力分析

不計(jì)鋼絲繩卷繞阻力，滑輪上的鋼絲繩受力F，拉力之間的夾角為β，如圖1所示。滑輪軸上的總壓力P為：

當(dāng)α=180°時(shí)，鋼絲繩兩端拉力平行，P達(dá)到最大值Prmax=2F，所以，以后的力學(xué)模型就以當(dāng)α=180°時(shí)作為計(jì)算受力狀態(tài)，忽略鋼絲繩偏斜等影響因素，力學(xué)模型如圖1所示，鋼繩對(duì)滑輪的作用力按正弦曲線(xiàn)分布在垂直方向上的分量為其合力為：

圖1 滑輪載荷分布圖

滑輪內(nèi)孔的載荷與外圓的載荷處于平衡，圓環(huán)下半部不受載荷作用，在的平面上法相等效力，切向等效力和等效力力矩均為零。

1.3 滑輪的強(qiáng)度設(shè)計(jì)以及擠壓校核條件

式中：][σ為承壓基本許用應(yīng)力；a為滑輪輻板內(nèi)孔半徑，n為考慮制造工藝的安全系數(shù)。起重機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范推薦鋼絲繩的允許偏角不大于5度，鋼絲繩拉力在軸向分力為FZ，sin5°=0.0872，這個(gè)分力使輻板產(chǎn)生彎曲，但有數(shù)量較小，在選取許用應(yīng)力時(shí)可作適當(dāng)考慮。由于最大應(yīng)力壓應(yīng)力，對(duì)于鋼材在達(dá)到其屈服極限時(shí)內(nèi)孔壓應(yīng)力將重新分布，因此不會(huì)出現(xiàn)危險(xiǎn)。

由于滑輪輪槽，受到鋼絲繩反復(fù)的擠壓應(yīng)力，通常以名義擠壓應(yīng)力進(jìn)行校核，即必須滿(mǎn)足公式：

式中：d鋼絲繩直徑，][擠σ材料擠壓應(yīng)力，b為滑輪輻板外圓半徑。

1.4 滑輪的穩(wěn)定性設(shè)計(jì)計(jì)算滑輪的強(qiáng)度設(shè)計(jì)以及擠壓校核條件

對(duì)于滑輪的穩(wěn)定性設(shè)計(jì)常利用最小能原理的里茲（Ritz）法計(jì)算圓板正弦分布?jí)毫r(shí)的臨界載荷公式[3]：

式中：D滑輪輻板的抗彎剛度，h為滑輪輻板的厚度，GJk滑輪繩槽截面兩側(cè)抗扭剛度，I繩槽截面兩側(cè)面的慣性矩，A為與滑輪輻板材料泊松比和a/b有關(guān)的系數(shù)，a為滑輪輻板內(nèi)孔半徑，b為滑輪輻板外圓半徑。

不考慮繩槽彎曲和扭轉(zhuǎn)的能量時(shí)，則臨界值為：

若考慮繩槽彎曲和扭轉(zhuǎn)的能量時(shí)，臨界值將增加兩項(xiàng)：

為了工程計(jì)算方便并偏于安全設(shè)計(jì)，可采用式(6)，則有：

經(jīng)簡(jiǎn)化，并考慮到穩(wěn)定安全系數(shù)n穩(wěn)有：

2 滑輪設(shè)計(jì)

2.1 鋼絲繩與滑輪繩槽設(shè)計(jì)

API Spec 8C-2012第5版規(guī)定：繩槽總深度G最小應(yīng)為1.33d，最大應(yīng)為1.75d，d為鋼絲繩的公稱(chēng)直徑[4]。根據(jù)API Spec 8C-2012第5版4.7規(guī)定滑輪的設(shè)計(jì)安全系數(shù)不小于3，滑輪材料選用Q345，壓縮基本許用應(yīng)力為170MPa。

式中：Rmin為新滑輪槽的最小半徑，Rmax為新滑輪槽的最大半徑，Rrope為鋼絲繩的公稱(chēng)半徑。

根據(jù)天車(chē)的最大鉤載以及6×7輪系，參考API8C選鋼絲繩半徑為17.5mm。依據(jù)式(12)和式(13)，滑輪槽的最大最小半徑分別為19.25mm和18.55mm?？紤]到天車(chē)滑輪在工作當(dāng)中會(huì)隨著鉆機(jī)游吊系統(tǒng)提升下放頻繁。鋼絲繩對(duì)繩槽的磨損，選取鋼絲繩半徑為18.69mm。同樣，計(jì)算得到滑輪槽總深度的最大最小半徑分別為61.25mm和46.55mm，取滑輪繩槽總深度為57mm。

2.2 滑輪輻板外圓直徑和輻板厚度設(shè)計(jì)

根據(jù)美國(guó)API標(biāo)準(zhǔn)9B規(guī)定，滑輪槽最小直徑與鋼絲繩直徑有一定的關(guān)系如下[5]：

式中：d為鋼繩直徑，e為滑輪輻板外圓直徑系數(shù)。

根據(jù)鋼繩直徑，查API-9B Table5-Sheave-diameter factors有e=31。

D≥e×d=31×35=1085mm，考慮到鋼絲繩與滑輪的磨損，取D=1108mm， 滑輪外徑為D0=D+2(1.33d～1.75d)=1249～1278，取D0=1270mm。根據(jù)滑輪軸承受到的載荷[5,6]，選雙列圓柱滾子軸承LM294710D，基本額定靜載荷C0為1650kN，軸承外徑347mm，內(nèi)徑為245mm。

式中：C0為基本額定靜載荷；S0為靜強(qiáng)度安全系數(shù)；P0為當(dāng)量靜載荷。符合要求。

根據(jù)游車(chē)的最大載荷以及軸承承載能力選用型，取的a=173.5mm（滑輪輻板內(nèi)孔半徑），對(duì)于滑輪制造的工藝安全系數(shù)取1.5，根據(jù)滑輪強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式(3)有：

為了防止輻板材料的內(nèi)部缺陷對(duì)材料性能的影響以及滑輪的穩(wěn)定性，取h=20mm。

3 結(jié)果與分析

3.1 鋼絲繩最大拉力和擠壓強(qiáng)度校核

根據(jù)石油鉆機(jī)設(shè)備要求，以及美國(guó)API標(biāo)準(zhǔn)選鋼絲繩為：

最小破斷力為904KN最小安全系數(shù)為3，可得：

所以F＜[F]，設(shè)計(jì)滿(mǎn)足輻板設(shè)計(jì)要求。

根據(jù)擠壓強(qiáng)度公式(3)，由于滑輪與繩是動(dòng)態(tài)的擠壓過(guò)程，參考鍵擠壓許用應(yīng)力為［］σ=30MPa，則有：

符合設(shè)計(jì)要求。

3.2 穩(wěn)定性分析

根據(jù)穩(wěn)定性計(jì)算公式(5)：

若不考慮繩槽的彎曲能量時(shí)，臨界載荷為：

若考慮繩槽的彎曲能量時(shí)：

若考慮應(yīng)變?nèi)芰浚?/p>

為了進(jìn)一步了解滑輪的穩(wěn)定性，采用ANSYS軟件，以設(shè)計(jì)的滑輪參數(shù)為依據(jù)建立了滑輪的三維模型，并對(duì)其按照載荷分布進(jìn)行加載，計(jì)算強(qiáng)度以及屈曲分析，結(jié)果發(fā)屈曲分析得到的結(jié)果相對(duì)于能量法計(jì)算結(jié)果較大，而非線(xiàn)性屈曲分析結(jié)果與計(jì)算的臨界載荷較為接近，為1986.12kN。再通過(guò)ANSYS有限元加載得到應(yīng)力云圖，發(fā)現(xiàn)滑輪的最大應(yīng)力為61MPa，發(fā)生在輻板上，而輻板的設(shè)計(jì)應(yīng)力為170MPa，符合設(shè)計(jì)要求。表明有限元分析結(jié)果具一定的可靠性。

【】【】利用穩(wěn)定性條件對(duì)滑輪輻板的厚度按照公式(11)進(jìn)行校核：

圖2 滑輪的有限元分析結(jié)果

發(fā)現(xiàn)采用穩(wěn)定條件進(jìn)行校核的輻板厚度值較小，而有強(qiáng)度計(jì)算值較大，表明按照滑輪強(qiáng)度設(shè)計(jì)的輻板厚度安全系數(shù)較大，對(duì)穩(wěn)定性影響較小，故可以在輻板上開(kāi)設(shè)小孔以減輕滑輪的重量。

4 結(jié)論

本文對(duì)石油鉆機(jī)TC315-PSL2天車(chē)主滑輪在工作過(guò)程中的受力和載荷分布情況進(jìn)行分析和計(jì)算，利用天車(chē)滑輪對(duì)穩(wěn)定性、強(qiáng)度、擠壓強(qiáng)度等方面的要求，對(duì)天車(chē)主滑輪的主要結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)和計(jì)算，得到天車(chē)主滑輪的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，通過(guò)穩(wěn)定性、強(qiáng)度、擠壓強(qiáng)度方面的校核計(jì)算和有限分析，發(fā)現(xiàn)設(shè)計(jì)的天車(chē)主滑輪滿(mǎn)足使用要求。

[1] 張俊營(yíng).滑輪熱軋工藝研究及滑輪熱軋機(jī)設(shè)計(jì)[D].重慶大學(xué),2010.

[2] 起重機(jī)設(shè)計(jì)規(guī)范 GB/T 3811-2008.

[3] 錢(qián)仲庸,沈家楨.熱軋滑輪輻板強(qiáng)度和穩(wěn)定性的設(shè)計(jì)計(jì)算[J].上海海運(yùn)學(xué)院學(xué)院報(bào),1989,1(3):17-24.

[4] API SPEC 8C,Specification for Drilling and Production Hoisting Equipment（PSL1 and PSL2）[S].2012.

[5] API SPEC 9B，Specification for Drilling and Production Hoisting Equipment（PSL1 and PSL2）[S].2012.

[6] 成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2002.

[7] 同濟(jì)大學(xué)航空航天與力學(xué)學(xué)院基礎(chǔ)力學(xué)教學(xué)研究部.材料力學(xué)[M].上海:同濟(jì)大學(xué)出版社,2005.

Finite element analysis and calculation of TC315-PSL2 oil drilling rig crane pulley design

LI Fei-zhou

U418.4+3

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1009-0134(2017)03-0093-04

2016-12-04

陜西省教育廳項(xiàng)目（15JK1029）；陜西省科技攻關(guān)項(xiàng)目（2015GY146）

李飛舟（1974 -），男，陜西眉縣人，副教授，博士，研究方向?yàn)殇摻Y(jié)構(gòu)有限元分析及設(shè)計(jì)。