导向钻井工具关节轴承组合系统及其内部应力分析

2014-07-21彭松水

轴承 2014年12期

彭松水

(中石化胜利油田纯梁采油厂，山东滨州 256500)

1 导向钻井系统

旋转导向钻井系统代表着当今世界钻井技术发展的最高水平，目前国内研究的指向式旋转导向钻井系统结构如图1所示。其中钻头处要承受井底5～10 t的波动钻压，该钻压通过关节轴承传递到不旋转壳体上，所以井底钻头的振动和冲击载荷会大大降低关节轴承的寿命[1-3]。国内现有的设计方案均采用单套关节轴承来承受钻压和钻头的冲击载荷[4-5]，关节轴承在井下很容易发生磨损和疲劳剥落。所以，对轴承进行结构改进和优化以提高其工作寿命具有重要的意义。为此，介绍了一种关节轴承组合系统，并对其内部应力进行了分析。

1—钻铤；2—动密封；3—悬臂轴承；4—控制设备；5—关节轴承；6—下端动密封；7—钻头；8—不旋转壳体；9—偏置机构；10—芯轴

2 关节轴承组合系统及特点

关节轴承组合系统包括1套推力关节轴承和1套向心关节轴承。该系统为轴对称模型，在此建立其二维模型，如图2所示。该系统中2套关节轴承处分别安装了碟簧，可以缓和钻压突变对轴承的冲击。

1—向心关节轴承；2—不旋转壳体；3—推力关节轴承；4—套筒;5—碟簧1；6—芯轴；7—碟簧2

3 关节轴承系统静力学分析

关节轴承系统模型选用四边形单元CAX4R，分析采用隐式算法。同样固定不旋转壳体，并在芯轴底部施加5 t钻压(钻压可以换算为压强施加在芯轴右侧底部)。

有限元分析结果如图3和图4所示。结果显示，向心关节轴承的最大等效应力出现在靠近推力关节轴承侧，2级碟簧均承受较大载荷，但推力关节轴承上的应力值比较小。由图4可知，推力关节轴承的承载面积较大，接触应力较小，但实际上其承受的载荷并不比向心关节轴承小。

图3 关节轴承组合系统分析结果

图4 关节轴承接触应力云图

该结构中推力关节轴承的接触面积较大，轴承接触面的摩擦形式为滑动摩擦，需在其接触面上加工微孔存储润滑油，以保证接触面良好润滑。同时该轴承组合系统比较简单，可以较好地适应井下振动冲击环境。

4 关节轴承组合系统冲击分析

2套关节轴承的组合主要承担钻压，但由于其承载面积有较大差异，所以需要合理匹配碟簧的刚度，才能保证2套轴承接触面上的应力分布基本一致。选择常用的带支承面碟簧和轴承进行组合，通过调整推力关节轴承处碟簧(图2中碟簧1)的弹性模量，对比分析碟簧1的刚度对2套轴承和自身所受应力的影响(碟簧的刚度还可以从结构或材料上进行改进，在此不详细阐述)。

有限元分析仍采用图2所示的二维模型。文献[6]对三牙轮钻头的振动位移和速度进行了动力学仿真分析，结果表明，钻头处的轴向位移一般为12 mm左右，钻头的纵向速度在3 m/s左右。由于ABAQUS可以设置预速度场，所以此处采用速度冲击的载荷方式来分析钻压波动下关节轴承组合系统的响应。固定系统的不旋转壳体，对芯轴施加3 m/s的冲击速度，同时在芯轴的底部施加5 t的钻压，相当于给轴承系统施加冲击载荷。

通过有限元分析获得轴向冲击载荷作用下推力关节轴承和向心关节轴承内一节点等效应力随时间的变化曲线，如图5和图6所示。由图5可以看出，碟簧1刚度的改变对推力关节轴承接触面的等效应力有较大影响。尤其是冲击的初始阶段，当碟簧的弹性模量为200 GPa时，该节点的等效应力可达47 MPa；而当弹性模量为150 GPa时，该节点的最大等效应力为35 MPa。由图6可以看出，当碟簧1的弹性模量为200 GPa时(该处碟簧的刚度较大，分担的钻压也较大)，向心关节轴承的等效应力较小；而当该碟簧的弹性模量较小时，由于向心关节轴承分担的钻压较大，其应力值也较大。冲击后碟簧在钻压作用下恢复变形，但钻压较大，使得碟簧受力处于波动状态，进而导致2套轴承上的应力也处于动态波动状态。

图5 推力关节轴承内一节点等效应力曲线

图6 向心关节轴承内一节点等效应力曲线

该模型中碟簧1上一节点的等效应力随时间的变化曲线如图7所示。由图可知，当碟簧的弹性模量为200 GPa时，可以传递的钻压分量较大，所以在冲击载荷作用下，碟簧的受力也较大，最大等效应力为900 MPa左右。此最大等效应力是假设碟簧在弹性范围内，同时该应力出现在碟簧的线接触应力集中区域；而实际应用中碟簧的结构比较复杂，不可能出现这么大的应力，此处分析仅为了说明碟簧受冲击载荷作用下的应力变化趋势。