帶壓作業(yè)裝置動(dòng)力油缸活塞桿強(qiáng)度計(jì)算＊

焦劍

帶壓作業(yè)裝置動(dòng)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(duì)動(dòng)力油缸活塞桿在起升時(shí)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(shí)桿的彎矩和撓度方程，最終求出活塞桿危險(xiǎn)點(diǎn)的最大正應(yīng)力，校核了變形后的穩(wěn)定性。通過對(duì)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(shí)發(fā)生變形失效，對(duì)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(duì)產(chǎn)層的污染，簡(jiǎn)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(dòng)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(duì)帶壓作業(yè)裝置中動(dòng)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(dòng)力油缸、固定卡瓦、游動(dòng)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(dòng)卡瓦[4-5]。其中液壓油缸、卡瓦、轉(zhuǎn)盤主要通過動(dòng)力系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)多臺(tái)葉片泵分別進(jìn)行給油控制。

起升下壓作業(yè)時(shí)，固定卡瓦打開，游動(dòng)卡瓦緊鎖夾持管柱并伴隨活塞桿的伸縮共同移動(dòng)，當(dāng)達(dá)到單次油缸行程極限時(shí)，由固定卡瓦緊鎖夾持管柱，游動(dòng)卡瓦打開并伴隨活塞桿移動(dòng)歸位，以此往復(fù)運(yùn)動(dòng)實(shí)現(xiàn)管柱起下。此時(shí)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(dòng)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(dòng)卡瓦夾持管柱，轉(zhuǎn)盤帶動(dòng)游動(dòng)卡瓦進(jìn)行旋轉(zhuǎn)，配合動(dòng)力油缸伸縮進(jìn)行鉆進(jìn)作業(yè)。此時(shí)，動(dòng)力油缸活塞桿上端同時(shí)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(huì)對(duì)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(shí)，此時(shí)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(shí)作用下受彎矩較大，因此重點(diǎn)分析此時(shí)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(huì)帶動(dòng)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(jiǎn)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(shí)，桿B端受設(shè)備起升作業(yè)時(shí)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(shí)，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(jiǎn)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(shí)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(duì)桿的彎矩，kN·mm；X，Y分別為A固定端對(duì)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(duì)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(xiǎn)點(diǎn)[8]，根據(jù)式（9）（10）和上述已知參數(shù)可求出梁在危險(xiǎn)點(diǎn)處的彎矩（0）=16 485.45 kN·mm，最大撓度（x=L）=﹣8.65 mm。此時(shí)最大擾度與長度比max/=﹣0.29%，其絕對(duì)值小于工程中要求的1%[9]，此時(shí)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(dòng)力油缸活塞桿在鉆進(jìn)作業(yè)時(shí)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(duì)活塞桿同時(shí)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(shí)活塞桿彎矩和撓度公式，得出了活塞桿在危險(xiǎn)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(duì)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。

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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(hào)：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〕