夾緊力和摩擦系數(shù)對(duì)旋扣鉗上扣的影響

孟慶濤，張建兵，孔德濤

西安石油大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院（陜西 西安 710065）

0 引言

鐵鉆工是一種高效、可靠的進(jìn)行鉆桿、鉆鋌接頭旋扣和沖扣的井口機(jī)械化工具，它作為液壓動(dòng)力大鉗的升級(jí)替代產(chǎn)品，是自動(dòng)化鉆井生產(chǎn)中鉆機(jī)的配套設(shè)備。尤其在近幾年，國(guó)內(nèi)各大石油鉆探企業(yè)大力推進(jìn)鉆修井設(shè)備自動(dòng)化、智能化發(fā)展，改善一線作業(yè)環(huán)境，讓操作人員遠(yuǎn)離井口作業(yè)，提高了作業(yè)時(shí)的安全性，提升了員工工作的幸福感。鉆機(jī)管柱自動(dòng)化設(shè)備也因此進(jìn)入了快速發(fā)展期，鐵鉆工作為管柱自動(dòng)化設(shè)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(jìn)一步提高，往往緊扣需要多次，旋扣鉗的轉(zhuǎn)矩不足則是引起該問(wèn)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(shù)對(duì)上扣有何影響，對(duì)于優(yōu)化滾輪結(jié)構(gòu)、增大鉆桿上扣所需的最大夾緊力具有重要意義。

國(guó)外學(xué)者Sallam,H.E.M.等人[2]使用三維有限元法（FEM），評(píng)估了夾緊力對(duì)裂紋單搭接或雙搭接接頭應(yīng)力強(qiáng)度因子的影響。Abd-Elhady,Amr A.[3]采用三維彈塑性擴(kuò)展有限元方法，研究了夾緊力和摩擦系數(shù)對(duì)裂紋螺栓接頭彈塑性行為的影響。國(guó)內(nèi)學(xué)者樸沖等人[4]對(duì)旋扣鉗的夾持角和受力情況進(jìn)行了研究，研究得出了油缸推力、夾持力等重要結(jié)果，并給出了相應(yīng)的計(jì)算過(guò)程和方法。徐曉桐[5]針對(duì)現(xiàn)有的鐵鉆工設(shè)備在工作過(guò)程中旋扣裝置作用于鉆具的鉆桿部分，易使鉆桿產(chǎn)生擠壓損壞，對(duì)現(xiàn)有鐵鉆工結(jié)構(gòu)做改進(jìn)研究并運(yùn)用AnsysWorkbench軟件對(duì)鐵鉆工的主要受力部件進(jìn)行靜力學(xué)分析，得到這些部件的應(yīng)力圖和應(yīng)變圖。景佐軍等[6]針對(duì)現(xiàn)有鐵鉆工旋扣鉗轉(zhuǎn)矩不足、緊扣效率低的問(wèn)題，對(duì)鐵鉆工旋扣鉗滾輪和鉆桿的摩擦特性進(jìn)行研究，分析了鐵鉆工上、卸扣過(guò)程中滾動(dòng)摩擦力、靜摩擦力的影響因素及提高旋扣鉗轉(zhuǎn)矩的方法。

可以看出，國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)旋扣鉗上扣問(wèn)題表現(xiàn)出了濃厚興趣。以往的研究主要著眼于夾持角、摩擦特性對(duì)上扣效果的影響，這些研究對(duì)人們認(rèn)識(shí)旋扣鉗上扣問(wèn)題起到了推動(dòng)作用。

鉆具的上扣效果的標(biāo)準(zhǔn)就是摩擦力矩滿足上扣要求的同時(shí)不損傷管柱，旋扣鉗上扣過(guò)程屬于非常復(fù)雜的彈塑性力學(xué)問(wèn)題，會(huì)受到諸多因素的影響，其中一個(gè)重要因素就是夾緊力。夾緊力會(huì)影響鉆桿上扣時(shí)的應(yīng)力狀態(tài)，從而會(huì)對(duì)結(jié)構(gòu)的變形、應(yīng)力以及上扣結(jié)束后的鉆桿表面造成影響[7-8]。

本文主要對(duì)旋扣鉗上扣過(guò)程中滾輪與鉆桿的摩擦行為進(jìn)行分析研究，分析滾輪與鉆桿上扣全過(guò)程中的接觸摩擦特性、最大夾緊力等問(wèn)題，并對(duì)失效前后的應(yīng)力分布進(jìn)行了分析。作為鐵鉆工的執(zhí)行機(jī)構(gòu)之一，旋扣鉗設(shè)計(jì)的優(yōu)劣對(duì)鐵鉆工產(chǎn)品的性能有重要的意義[9]。考慮到在實(shí)際應(yīng)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(guò)大影響鉆桿性能和使用壽命，為了摸清夾緊力對(duì)鉆桿上扣時(shí)的應(yīng)力分布的影響，采用有限元分析方法，進(jìn)行了不同夾緊力下的仿真，得出了最優(yōu)旋扣鉗工作狀態(tài)。當(dāng)鉆桿主要承受外擠載荷時(shí)，結(jié)構(gòu)危險(xiǎn)點(diǎn)的應(yīng)力狀態(tài)決定了鉆桿擠毀失效發(fā)生的時(shí)機(jī)，一般認(rèn)為鉆桿結(jié)構(gòu)危險(xiǎn)點(diǎn)的位置位于接觸位置，但是，鉆桿轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中結(jié)構(gòu)危險(xiǎn)點(diǎn)的位置可能會(huì)發(fā)生變化，這些認(rèn)識(shí)對(duì)于優(yōu)化滾輪結(jié)構(gòu)、提升鉆桿上扣所需的夾緊力具有參考價(jià)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(shù)，但不利于網(wǎng)格劃分，故將滾輪簡(jiǎn)化為表面光滑的空心圓柱體。假設(shè)鉆桿管體無(wú)彎曲，材料性能均勻，不考慮管體殘余應(yīng)力和軸向應(yīng)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(nèi)任一點(diǎn)沿軸向的應(yīng)變?yōu)?，在彈塑性力學(xué)中屬平面應(yīng)變問(wèn)題，所以本文將旋扣鉗上扣過(guò)程轉(zhuǎn)化為二維狀態(tài)下的問(wèn)題求解，而不影響分析結(jié)果。

圖1 旋扣鉗上扣三維模型

旋扣鉗上扣過(guò)程中的應(yīng)力比較復(fù)雜，很難用實(shí)驗(yàn)方法測(cè)試鉆桿內(nèi)部的應(yīng)力分布。且在上扣過(guò)程中，滾輪與鉆桿間的相互作用屬于高度非線性的接觸問(wèn)題，而有限元數(shù)值模擬手段可以高效清晰地模擬出鉆桿內(nèi)外壁的應(yīng)力狀況[10]，因此本文采用Abaqus有限元隱式動(dòng)力學(xué)分析模塊來(lái)對(duì)這一復(fù)雜問(wèn)題進(jìn)行模擬研究。一般地，上扣過(guò)程中由于摩擦系數(shù)造成的能量耗散會(huì)引起旋扣鉗高頻響應(yīng)的迅速衰減，導(dǎo)致結(jié)構(gòu)振動(dòng)十分緩慢，所引起的慣性力可以忽略不計(jì)。

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(dāng)4個(gè)滾輪順時(shí)針旋轉(zhuǎn)時(shí)鉆桿逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)完成上扣。圖2中的F是油缸推力通過(guò)兩側(cè)連桿和平衡架組成的杠桿機(jī)構(gòu)傳遞給左右齒輪箱的力，代表滾輪對(duì)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(jí)為E，加厚型式為內(nèi)外加厚型，旋轉(zhuǎn)臺(tái)肩式連接類型為5 1/2FH。

旋扣鉗上扣過(guò)程屬于動(dòng)力問(wèn)題，上扣過(guò)程中滾輪依靠液壓力和自身的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)對(duì)鉆桿擠壓完成上扣動(dòng)作。由于滾輪剛度比鉆桿剛度大得多，上扣過(guò)程中滾輪外表面基本不會(huì)發(fā)生變形，因此在本文的分析模型中，將滾輪設(shè)置為剛性體，鉆桿設(shè)置為柔性體，接觸方式為面-面接觸。

鉆桿力學(xué)性能參數(shù)見(jiàn)表1，滾輪力學(xué)性能參數(shù)見(jiàn)表2，材料的屈服準(zhǔn)則采用Von Mises屈服準(zhǔn)則，即在一定的變形條件下，當(dāng)受力物體內(nèi)一點(diǎn)的應(yīng)力偏張力的第二不變量J′2達(dá)到某一定值時(shí)，該點(diǎn)就開(kāi)始進(jìn)入塑性狀態(tài)。Von Mises屈服準(zhǔn)則可表達(dá)為如下公式：

表1 鉆桿力學(xué)性能參數(shù)

表2 滾輪力學(xué)性能參數(shù)

式中：σ1、σ2、σ3分別為第一主應(yīng)力、第二主應(yīng)力、第三主應(yīng)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(huì)發(fā)生接觸，屬于高度非線性接觸問(wèn)題。摩擦系數(shù)的取值一般在0.1~0.5的范圍內(nèi)，由于TZG93/4-140S1鐵鉆工在實(shí)際生產(chǎn)中的摩擦系數(shù)為0.15，因此本文取摩擦系數(shù)為0.15。

本文的重點(diǎn)在滾輪對(duì)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(jì)算結(jié)果的精度，鉆桿徑向應(yīng)至少劃分3層網(wǎng)格，且滾輪與鉆桿的網(wǎng)格密度差距不宜過(guò)大，綜合權(quán)衡計(jì)算精度和計(jì)算時(shí)間兩個(gè)因素后的旋扣鉗有限元網(wǎng)格劃分如圖3所示，此時(shí)鉆桿徑向共劃分5層網(wǎng)格，約定鉆桿內(nèi)壁為第1層單元，隨著徑向方向單元層數(shù)的增加，直至鉆桿外壁對(duì)應(yīng)第5層單元。

圖3 旋扣鉗有限元網(wǎng)格劃分

2 旋扣鉗上扣過(guò)程中的鉆桿應(yīng)力分析

為分析與表述方便，在鉆桿環(huán)向選取8個(gè)關(guān)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(huán)向的8個(gè)位置示意圖

2.1 滾輪加載時(shí)鉆桿應(yīng)力的分布規(guī)律

由于TZG93/4-140S1鐵鉆工在實(shí)際生產(chǎn)中的夾緊力為150 284 N，因此本文取夾緊力為150 284 N進(jìn)行仿真，滾輪未旋轉(zhuǎn)時(shí)的應(yīng)力云如圖5所示。

圖5 夾緊力為150 284 N時(shí)滾輪未旋轉(zhuǎn)時(shí)的von-Mises應(yīng)力云圖

從圖5可以看出von-Mises應(yīng)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(yīng)力值出現(xiàn)的位置為位置2-5，其值為280.2 MPa，尚未超過(guò)鉆桿材料的屈服強(qiáng)度。此時(shí)，按圖4所示位置選取單元，并繪制不同單元層的von-Mises應(yīng)力變化曲線如圖6所示。

圖6 鉆桿8個(gè)位置上的von-Mises應(yīng)力分布

從圖6可知，第3層的應(yīng)力最小，第5層的應(yīng)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(nèi)壁和外壁應(yīng)力取值依據(jù)。此外，鉆桿的應(yīng)力危險(xiǎn)點(diǎn)出現(xiàn)在位置2、位置6，位置4和位置8的應(yīng)力值較小，內(nèi)壁應(yīng)力值在128~241 MPa之間波動(dòng)，外壁應(yīng)力值在161~280 MPa之間波動(dòng)，外壁上的應(yīng)力始終大于內(nèi)壁。外壁和內(nèi)壁的最大應(yīng)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(guò)鉆桿材料的屈服強(qiáng)度，因此未發(fā)生塑性變形。

此時(shí)，4個(gè)接觸位置的應(yīng)力最大層為第5層，最大應(yīng)力所在的具體位置為位置3-5，其值為247 MPa，尚未超過(guò)鉆桿材料的屈服強(qiáng)度。總體來(lái)看，鉆桿內(nèi)外壁的應(yīng)力大于中間單元層。

此時(shí)，選取變形前后位移變化較大的位置繪制位移云圖見(jiàn)圖7，8個(gè)位置的內(nèi)外壁變形量見(jiàn)圖8。

圖7 鉆桿變形前后的位移云圖

圖8 鉆桿8個(gè)位置的內(nèi)外壁變形量

結(jié)合圖7和圖8可以看出，鉆桿左側(cè)的兩滾輪固定，夾緊力施加在鉆桿右側(cè)的兩滾輪上導(dǎo)致位置2~位置6的變形量較大。究其原因，根據(jù)金屬冷加工體積不變?cè)瓌t，鉆桿X軸發(fā)生徑向收縮的同時(shí)Y軸會(huì)發(fā)生徑向擴(kuò)張，導(dǎo)致鉆桿徑向變形不均勻。

位置2、位置4、位置6、位置8內(nèi)外壁的變形量相同，中間3層單元的變形量與內(nèi)外壁也相同；其他四個(gè)位置即滾輪與鉆桿接觸位置的內(nèi)壁比外壁變形量大，且外壁到內(nèi)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?？偟膩?lái)說(shuō)，位置4和位置8呈現(xiàn)收縮趨勢(shì)，位置2和位置6呈現(xiàn)擴(kuò)張趨勢(shì)。

根據(jù)套管生產(chǎn)制造方式，這里定義橢圓度e來(lái)表征鉆桿外徑圓所呈現(xiàn)的橢圓形的幾何形狀，橢圓度e的計(jì)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?qǐng)D7坐標(biāo)系測(cè)量得到：鉆桿的長(zhǎng)軸為Y軸，長(zhǎng)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(jīng)過(guò)計(jì)算得到此時(shí)鉆桿的橢圓度為1.5%，鉆桿呈橢圓形。

2.2 滾輪旋轉(zhuǎn)時(shí)鉆桿應(yīng)力的分布規(guī)律

當(dāng)鉆桿轉(zhuǎn)動(dòng)不同角度時(shí)，仍按圖4所示8個(gè)位置選取5層單元，并繪制上扣過(guò)程中最大應(yīng)力所在位置的von-Mises應(yīng)力變化曲線如圖9所示。

圖9 鉆桿上位置7的von-Mises應(yīng)力變化

從圖9可以看出，在鉆桿轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中，內(nèi)外壁的應(yīng)力大于中間單元層這一規(guī)律同樣適用。當(dāng)滾輪旋轉(zhuǎn)216°時(shí)，出現(xiàn)了滾輪旋轉(zhuǎn)一周中的最大應(yīng)力值，最大應(yīng)力所在的具體位置為位置7-1，其值為363 MPa，超過(guò)了滾輪夾持鉆桿后未旋轉(zhuǎn)時(shí)的最大應(yīng)力，但未超過(guò)材料屈服強(qiáng)度。

與滾輪未旋轉(zhuǎn)時(shí)的應(yīng)力值比較發(fā)現(xiàn)，各個(gè)位置對(duì)應(yīng)的5層單元的應(yīng)力值呈現(xiàn)上下波動(dòng)規(guī)律，滾輪轉(zhuǎn)動(dòng)到特定角度會(huì)導(dǎo)致某個(gè)位置出現(xiàn)最大應(yīng)力值，但轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中其他角度的應(yīng)力值與滾輪未旋轉(zhuǎn)時(shí)的應(yīng)力值相近。

當(dāng)鉆桿轉(zhuǎn)動(dòng)不同角度時(shí)，統(tǒng)計(jì)最大應(yīng)力的出現(xiàn)位置并繪制鉆桿轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中的最大應(yīng)力波動(dòng)曲線如圖10所示。

從圖10可以看出，滾輪旋轉(zhuǎn)一周過(guò)程中，最大應(yīng)力的出現(xiàn)位置是動(dòng)態(tài)變化的，最大應(yīng)力出現(xiàn)在位置2-1、位置6-1的次數(shù)最多，這與滾輪未旋轉(zhuǎn)時(shí)的應(yīng)力分布相同，都是位置2和位置6的應(yīng)力值較大。在鉆桿轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中，發(fā)現(xiàn)鉆桿中的最大應(yīng)力出現(xiàn)位置由未旋轉(zhuǎn)時(shí)的第5層轉(zhuǎn)到了第1層，分析存在這種最大應(yīng)力轉(zhuǎn)移的原因，認(rèn)為這跟滾輪與鉆桿外壁之間的摩擦有關(guān)，轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中，由于滾輪與鉆桿外壁接觸面間原子引力的結(jié)合發(fā)生了微觀滑動(dòng)、彈性滯后及黏著效應(yīng)，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(yīng)力轉(zhuǎn)移到鉆桿內(nèi)壁。

滾輪旋轉(zhuǎn)時(shí)，鉆桿材料的最大應(yīng)力值是動(dòng)態(tài)變化的，應(yīng)力值在260 MPa至363.3 MPa之間波動(dòng)，與圖10中橙色水平線代表的滾輪未旋轉(zhuǎn)時(shí)的最大應(yīng)力相比，最大應(yīng)力值總體增大，最大應(yīng)力差值可達(dá)83 MPa。分析應(yīng)力增長(zhǎng)的原因，認(rèn)為有兩種原因?qū)е铝藨?yīng)力增長(zhǎng)：一是滾輪旋轉(zhuǎn)時(shí)接觸表面下材料的每一個(gè)單元都經(jīng)歷了彈性?塑性?彈性的變化過(guò)程，造成了能量的損耗；二是由于夾緊力的存在導(dǎo)致鉆桿變形，轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中，滾輪對(duì)夾本身造成自身卡阻，從而造成應(yīng)力增長(zhǎng)。

當(dāng)鉆桿轉(zhuǎn)動(dòng)不同角度時(shí)，計(jì)算鉆桿的橢圓度并繪制出橢圓度在轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中的變化曲線如圖11所示。

圖11 鉆桿轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中的橢圓度變化曲線

從圖11可以看出，滾輪旋轉(zhuǎn)一周過(guò)程中，鉆桿的橢圓度是動(dòng)態(tài)變化的，其值在1%至1.5%之間波動(dòng)。由此可知，滾輪未旋轉(zhuǎn)時(shí)的橢圓度便是轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中的峰值，且轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中鉆桿始終呈橢圓形，長(zhǎng)軸為Y軸?？偟膩?lái)看，滾輪每旋轉(zhuǎn)180°時(shí)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(guò)程中主要依靠夾緊力和摩擦系數(shù)產(chǎn)生扭矩，現(xiàn)有旋扣鉗存在轉(zhuǎn)矩不足、緊扣效率低的問(wèn)題，而提高夾緊力有助于提升旋扣鉗的轉(zhuǎn)矩。當(dāng)摩擦系數(shù)為0.15，隨著夾緊力的不斷增大，旋扣鉗上扣過(guò)程中鉆桿的應(yīng)力峰值如圖12所示。

圖12 鉆桿在不同夾緊力下的應(yīng)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(guò)程中的最大von-Mises應(yīng)力總體上呈增長(zhǎng)趨勢(shì)。當(dāng)夾緊力在150 284~170 000 N范圍內(nèi)時(shí)，最大von-Mises應(yīng)力增長(zhǎng)幅度較大，當(dāng)夾緊力由170 000 N增大到190 300 N時(shí)，最大von-Mises應(yīng)力增長(zhǎng)較為平緩。當(dāng)夾緊力為190 300 N時(shí)，最大von-Mises應(yīng)力為517 MPa，達(dá)到鉆桿材料的屈服強(qiáng)度，這會(huì)導(dǎo)致鉆桿的塑性變形，而此時(shí)的夾緊力即為最大夾緊力。因此，對(duì)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(shù)對(duì)鉆桿應(yīng)力峰值的影響

在旋扣鉗上扣過(guò)程中，滾輪將會(huì)和鉆桿形成摩擦接觸界面，為了使鉆桿能被滾輪帶動(dòng)進(jìn)行上扣作業(yè)，滾輪與鉆桿外表面間會(huì)產(chǎn)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(shù)的改變將會(huì)影響到旋扣鉗的上扣效果。當(dāng)夾緊力為150 284 N，摩擦系數(shù)在0.15~0.24之間取值時(shí)，旋扣鉗上扣過(guò)程中鉆桿的應(yīng)力峰值如圖13所示。

圖13 鉆桿在不同摩擦系數(shù)下的應(yīng)力峰值

從圖13可以看出，摩擦系數(shù)對(duì)鉆桿在旋扣鉗上扣過(guò)程中的最大von-Mises應(yīng)力有一定影響，但摩擦系數(shù)由0.15變化到0.27時(shí)，最大von-Mises應(yīng)力的變化值不大，最大值和最小值的差值為23.2 MPa。當(dāng)摩擦系數(shù)由0.15增加到0.21時(shí)，最大von-Mises應(yīng)力呈增加的趨勢(shì)，摩擦系數(shù)為0.15時(shí)的應(yīng)力峰值最小，其值為363.3 MPa；當(dāng)摩擦系數(shù)由0.21增加到0.24時(shí)，最大von-Mises應(yīng)力逐漸減??；當(dāng)摩擦系數(shù)由0.24增加到0.27時(shí)，最大von-Mises應(yīng)力也逐漸增加，當(dāng)摩擦系數(shù)為0.27時(shí)，應(yīng)力峰值增加至386.5 MPa。

3 結(jié)論

通過(guò)對(duì)滾輪未旋轉(zhuǎn)與旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下的鉆桿的應(yīng)力分布規(guī)律的研究，得到以下認(rèn)識(shí)：

1）旋扣鉗上扣過(guò)程中，與滾輪未旋轉(zhuǎn)時(shí)的應(yīng)力值比較發(fā)現(xiàn)，鉆桿徑向單元層的應(yīng)力值呈現(xiàn)上下波動(dòng)規(guī)律，內(nèi)外壁的應(yīng)力大于中間單元層。滾輪旋轉(zhuǎn)過(guò)程中，鉆桿的最大應(yīng)力出現(xiàn)位置和最大應(yīng)力值是動(dòng)態(tài)變化的，應(yīng)力危險(xiǎn)點(diǎn)轉(zhuǎn)移到了滾輪與鉆桿接觸位置，最大應(yīng)力出現(xiàn)位置也由未旋轉(zhuǎn)時(shí)的外壁轉(zhuǎn)移到了內(nèi)壁，且與滾輪未旋轉(zhuǎn)時(shí)的最大應(yīng)力相比，最大應(yīng)力值有所增加。

2）滾輪旋轉(zhuǎn)一周過(guò)程中，鉆桿始終呈橢圓形，且鉆桿的橢圓度是動(dòng)態(tài)變化的，其值在1%至2.4%之間波動(dòng)。

3）當(dāng)夾緊力為150 284 N時(shí)，滾輪與鉆桿接觸位置雖有應(yīng)力集中現(xiàn)象，但最大等效應(yīng)力尚未超過(guò)鉆桿材料的屈服強(qiáng)度。經(jīng)過(guò)仿真發(fā)現(xiàn)，鉆桿的最大夾緊力為190 300 N。

4）當(dāng)夾緊力為150 284 N時(shí)，隨著摩擦系數(shù)的增大，滾輪與鉆桿間的摩擦力增大，導(dǎo)致金屬流動(dòng)受阻，鉆桿的最大von-Mises應(yīng)力值增大，但最大von-Mises應(yīng)力值的增量不大。