焦劍

帶壓作業(yè)裝置動力油缸活塞桿強(qiáng)度計(jì)算＊

焦劍

（中石化四機(jī)石油機(jī)械有限公司，湖北 荊州 434020）

研究了帶壓作業(yè)裝置起升下壓系統(tǒng)中升降和旋轉(zhuǎn)作業(yè)工況，對動力油缸活塞桿在起升時的壓桿穩(wěn)定性及旋轉(zhuǎn)作業(yè)中的彎曲受力情況進(jìn)行計(jì)算分析，推導(dǎo)了受旋轉(zhuǎn)和下壓載荷時桿的彎矩和撓度方程，最終求出活塞桿危險點(diǎn)的最大正應(yīng)力，校核了變形后的穩(wěn)定性。通過對活塞桿受力的分析，可以有效避免因強(qiáng)度不足導(dǎo)致設(shè)備使用時發(fā)生變形失效，對液壓油缸的尺寸設(shè)計(jì)有重要指導(dǎo)意義。

帶壓作業(yè)裝置；活塞桿；載荷；正應(yīng)力

帶壓作業(yè)裝置是一種在井筒內(nèi)有壓力、有油氣的情況下，不需要壓井或放噴就可以直接進(jìn)行井下作業(yè)的特殊設(shè)備。相比于放噴溢流或利用循環(huán)壓井液壓井的作業(yè)方式，帶壓作業(yè)可以更好保護(hù)地層結(jié)構(gòu)，降低對產(chǎn)層的污染，簡化施工工序，現(xiàn)已廣泛應(yīng)用于欠平衡鉆井、開窗、射孔、修井等作業(yè)中[1-3]。作為帶壓作業(yè)裝置舉升系統(tǒng)的核心部件，液壓動力起升油缸的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度決定了整套設(shè)備的舉升下壓承載能力，本次研究將對帶壓作業(yè)裝置中動力油缸活塞桿的受力情況進(jìn)行計(jì)算分析。

1 作業(yè)工況分析

帶壓作業(yè)裝置起升下壓系統(tǒng)主要由底座框架、動力油缸、固定卡瓦、游動卡瓦、液壓轉(zhuǎn)盤及支座組成，如圖1所示。其中四根液壓油缸體下端與底座框架下部連接，固定卡瓦安裝于底座框架，油缸活塞桿上端與帶有支座的液壓轉(zhuǎn)盤相連接，轉(zhuǎn)盤上方安裝伴隨其升降和旋轉(zhuǎn)游動卡瓦[4-5]。其中液壓油缸、卡瓦、轉(zhuǎn)盤主要通過動力系統(tǒng)驅(qū)動多臺葉片泵分別進(jìn)行給油控制。

起升下壓作業(yè)時，固定卡瓦打開，游動卡瓦緊鎖夾持管柱并伴隨活塞桿的伸縮共同移動，當(dāng)達(dá)到單次油缸行程極限時，由固定卡瓦緊鎖夾持管柱，游動卡瓦打開并伴隨活塞桿移動歸位，以此往復(fù)運(yùn)動實(shí)現(xiàn)管柱起下。此時活塞桿主要受到井筒上頂力、管柱與防噴器的摩擦阻力、游動系統(tǒng)和井下工具重力組成的軸向舉升載荷[6]。

在旋轉(zhuǎn)作業(yè)中，主要由液壓轉(zhuǎn)盤上方的游動卡瓦夾持管柱，轉(zhuǎn)盤帶動游動卡瓦進(jìn)行旋轉(zhuǎn)，配合動力油缸伸縮進(jìn)行鉆進(jìn)作業(yè)。此時，動力油缸活塞桿上端同時受到軸向舉升載荷和由轉(zhuǎn)盤支座克服扭矩而傳遞的徑向載荷。舉升載荷會對活塞桿由轉(zhuǎn)盤扭矩形成的彎曲變形產(chǎn)生偏心力，進(jìn)而導(dǎo)致桿的彎矩增加，加大活塞桿的彎曲應(yīng)力，此種情況下活塞桿受力更為復(fù)雜，承受載荷更大，容易因強(qiáng)度不足導(dǎo)致設(shè)備失效甚至損壞。

圖1 起升下壓系統(tǒng)

2 活塞桿強(qiáng)度分析

2.1 建立力學(xué)模型

旋轉(zhuǎn)作業(yè)中，當(dāng)油缸伸長至最長時，此時伸出缸體部分的活塞桿喪失了缸體頂部的扶正作用，在軸向和徑向載荷同時作用下受彎矩較大，因此重點(diǎn)分析此時受力情況。由于伸出缸體部分活塞桿上下A、B端分別連接油缸缸體和轉(zhuǎn)盤支座，連接處結(jié)構(gòu)強(qiáng)度較高，變形較小，可以視為懸臂梁固定端。由于在轉(zhuǎn)盤扭矩的作用下，轉(zhuǎn)盤支座會帶動活塞桿上端發(fā)生繞裝置中心軸線方向上的彎曲變形。因此，活塞桿力學(xué)模型可簡化為兩端受壓，且一端受切向力并產(chǎn)生縱向位移的超靜定懸臂梁結(jié)構(gòu)，如圖2所示。此時，桿B端受設(shè)備起升作業(yè)時的外界的軸向力和克服轉(zhuǎn)盤扭矩的徑向力，以及固定端產(chǎn)生的彎矩。同時，由力與力矩平衡，桿A端受固定端相應(yīng)反作用力。

圖2 活塞桿受力簡圖

2.2 活塞桿彎距和撓度方程推導(dǎo)

起升下壓系統(tǒng)中，假定設(shè)備受額定載荷的提升力和扭轉(zhuǎn)力，此時活塞桿處于圖2微彎平衡狀態(tài)。

圖2中，N，S分別為桿B固定端受到轉(zhuǎn)盤支座施加的軸向力和切向力，kN；A，B分別為A、B兩固定端對桿的彎矩，kN·mm；X，Y分別為A固定端對桿產(chǎn)生的和方向上的力，kN。

根據(jù)受力情況可以推出梁的繞曲線近似方程[7]為：

式（1）中：為桿的抗彎剛度；為任意點(diǎn)處撓度，mm；（）為任意點(diǎn)處彎矩，kN·mm；為任意點(diǎn)橫坐標(biāo)。

設(shè)2=N/，式（1）可以變形為：

設(shè)式（2）通解及一階導(dǎo)數(shù)為：

式（3）（4）中：，為待定系數(shù)。

根據(jù)坐標(biāo)系和梁變形情況確定邊界條件：

式（6）中：為桿總長，mm。

由式（3）（4）（5）可得：

將式（6）（7）代入式（4）可以求出固定端B對活塞桿施加的彎矩：

將式（3）（7）（8）代入式（1）中，可求出彎矩方程：

將式（7）（8）代入式（3）中，可求出撓度方程：

2.3 活塞桿穩(wěn)定性及應(yīng)力計(jì)算分析

提升2 250 kN的起升下壓系統(tǒng)中，活塞桿直徑= 130 mm，計(jì)算長度=3 000 mm的45#實(shí)心圓鋼，彈性模量=210 GPa，調(diào)質(zhì)后屈服強(qiáng)度s=360 MPa，其慣性矩=π4/64=1.4×107mm4，油缸額定受壓載荷N=560 kN，轉(zhuǎn)盤額定扭矩=3×104kN·mm，活塞桿距轉(zhuǎn)盤中心軸距= 800 mm，單根活塞桿受切向載荷S=/4=9.38 kN。根據(jù)梁變形受力情況以及彎矩公式，可以推出梁的兩端同為彎矩最大的危險點(diǎn)[8]，根據(jù)式（9）（10）和上述已知參數(shù)可求出梁在危險點(diǎn)處的彎矩（0）=16 485.45 kN·mm，最大撓度（x=L）=﹣8.65 mm。此時最大擾度與長度比max/=﹣0.29%，其絕對值小于工程中要求的1%[9]，此時可認(rèn)為活塞桿在雙向載荷下未達(dá)到失穩(wěn)狀態(tài)，滿足工程使用條件。

活塞桿抗彎截面系數(shù)為：

梁彎曲最大正應(yīng)力為：

活塞桿強(qiáng)度安全系數(shù)=3，其許用安全應(yīng)力p=s/= 120 MPa，因此直徑為130 mm的活塞桿彎曲產(chǎn)生的最大正應(yīng)力小于其許用應(yīng)力，可以滿足強(qiáng)度要求。

3 結(jié)論

通過分析帶壓作業(yè)裝置起升下壓系統(tǒng)的作業(yè)工況及結(jié)構(gòu)組成，得出動力油缸活塞桿在鉆進(jìn)作業(yè)時的力學(xué)模型。以額定提升載荷2 250 kN、轉(zhuǎn)盤額定扭矩30 kN·m的裝置為例，對活塞桿同時受到軸向舉升載荷和克服扭矩傳遞的徑向載荷的變形和受力情況進(jìn)行詳細(xì)分析，通過求解微分方程推出了此時活塞桿彎矩和撓度公式，得出了活塞桿在危險點(diǎn)處的最大正應(yīng)力，給出了活塞桿在受復(fù)合力和約束情況下的強(qiáng)度及穩(wěn)定性的校核辦法，對液壓油缸的選型設(shè)計(jì)和設(shè)備強(qiáng)度分析有重要的指導(dǎo)意義。

［1］王煒.不壓井作業(yè)裝置技術(shù)現(xiàn)狀與應(yīng)用［J］.石油機(jī)械，2014，42（10）：86-89．

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［8］李旭東，李嘉文.不壓井修井機(jī)舉升油缸的有限元分析［J］.中國石油和化工標(biāo)準(zhǔn)與質(zhì)量，2017（15）：155-156．

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TE935

A

10.15913/j.cnki.kjycx.2020.08.002

2095－6835（2020）08－0003－02

“十三五”國家科技重大專項(xiàng)“大型油氣田及煤層氣開發(fā)”之子課題“深層頁巖氣帶壓作業(yè)裝備研制”（編號：2016ZX05038-003）

焦劍（1989—），男，湖北荊州人，碩士研究生，助理工程師，從事石油鉆采設(shè)備研發(fā)工作。

〔編輯：嚴(yán)麗琴〕