钻井船套管机械手液压压力损失设计计算方法研究

2020-01-17黄臻

黑龙江科学 2020年2期

黄臻

[上海振华重工(集团)股份有限公司，上海 200125]

液压系统的设计总是围绕着压力和流量来进行，常规的设计方法是根据负载直接计算，通过考虑一些损失，在设计额定压力和流量时，会在负载算出来的压力值和流量值基础上乘以1.1的系数，避免系统上的一些损失影响最终设计结果，这样设计是不合理、不科学的。这种设计方式比较粗糙，导致系统制造完成后，调试时发现达不到设计效果或功率过大，造成不必要的浪费。本文根据自身经验，介绍钻井船套管机械手液压系统设计方法，综合考虑管路压力损失和阀件压力损失，对其进行精确的设计计算，达到比较精准的设计效果，使液压系统的设计结果更接近实际值。

1 钻井船套管机械手工作原理及其结构

钻井船套管机械手是钻井船钻井系统中的重要设备。套管从转台面上通过关节吊移运到猫道上，此时套管处于水平状态，通过猫道把套管移运到井眼中心，大钩抓住并起吊后变成倾斜状态，这时钻井船上的套管机械手起到辅助作用，通过推起或扶住套管，与大钩配合，确保套管顺利移动到指定位置。

套管机械手主要由基座、回转机构、伸缩机构、变幅机构、夹钳机构等组成。基座通过斜撑和框架固定在井架上；回转机构由回转液压马达配置减速箱驱动；伸缩机构由主臂架、伸缩臂和伸缩油缸组成；变幅机构由左右两个变幅油缸组成；夹钳机构由两个夹紧油缸、两个夹钳和滚轮组成。其整个结构见图1。

图1 机械结构图Fig.1 Mechanical drawing

它工作时，通过中心井大钩将套管吊到指定高度后，控制套管机械手回转角度、变幅角度、伸缩位置，并打开夹钳机构，到位后，夹钳机构夹紧套管，变幅油缸、回转马达和伸缩油缸同时工作，把套管送到井口中心。这一系列工况对液压系统要求较高，不仅要考虑液压阀件，还要考虑管路上流量和压力损失，这些因素会极大影响设备的稳定性。

2 液压系统中压力损失主要因素

液压系统在设计中，因为没有整体考虑液压系统压力损失及管路阀件内泄漏的因素，导致设计的系统执行机构运行速度、扭矩、推力、拉力未达到设计效果，速度达不到要求或执行机构输出无法达到设计要求。其中主要的影响因素是：第一，液压管路内径尺寸。液压管路设计尺寸太小，导致流速增大。流速增大会导致压力损失增大。管子越小压力损失越大，影响液压系统的设计结果。管子越大压力损失越小，但是会造成不必要的浪费。第二，液压管路长度。相同规格的钢管，管路越长压力损失越大，设计应综合考虑管路长度产生的压损。第三，油液黏度。油液黏度越大，流动阻力就越大，压力损失也越大。第四，转角弯头。转角弯头处容易形成漩涡，造成局部压力损失。第五，系统中各阀件的内泄漏。本研究主要在常温下综合考虑以上因素并进行设计计算。

3 根据设备参数进行液压系统设计计算

首先要确定套管机械手设计参数。

回转机构：1x液压马达，转速r：500 RPM，输出扭矩W：122 Nm。

伸缩机构：1组油缸，推/拉力F：50 Kn，伸缩速度V：15 m/min，行程L：2 500 mm。

变幅机构：2组油缸，单个油缸拉力F：150 Kn，行程：140 mm，伸缩速度V：5 m/min。

夹钳机构：2组油缸，单个油缸推力/拉力F：50 Kn/20 Kn，行程：600 mm，速度V：5 m/min。

3.1 回转机构选型计算

3.1.1 回转机构液压马达选型计算

综合液压马达的使用工况、工作转速和扭矩。选用性价比较高的摆线马达。用SAM摆线马达，型号：BRO 065 2A M08 CL250 N，可满足回转驱动要求。根据液压马排量v：65cc/r、容积效率η：80%，可得出马达工作时的流量为45 L/min。

3.1.2 液压压力损失计算

第一，管路压力损失计算。

管路规格尺寸选用和流速计算：流速V’取5 m/min，计算得出管径D∶D=2*(q/V’/3.14)1/2=13.8 mm，选用钢管20*3，满足设计工作压力210 Bar。实际流速V”∶V”=q/r2/3.14=4.9 m/min，所选管径满足设计要求，管路内液压油流速不超过6 m/min。

雷诺数：Re=V*D/u*1 000=4.9*14/46*1 000=1 491，根据延程阻力系数计算公式，在雷诺数小于2 300时，选用λ=64/Re；大于2 300时，选用λ=0.316 3/Re1/4，得：

延程阻力系数：λ=64/Re=64/1 491=0.043(Re小于2 300时)；

延程压力损失：△P1=λ*(l/D)*(( V’* V’/2*ρ)/1 000)=0.65 Mpa=6.5 Bar；

局部压力损失：△P2=ξ*V’*V’*ρ/2 000 000=0.01 Mpa=0.1 Bar；

管路总压力损失：△P=△P1+x*△P2=6.5+10*0.1=7.5 Bar；

油液运动黏度u-46 mm*mm/s；油液密度ρ-880 kg/m3；

管路长度l-20 m ；局部阻力系数(取90°转角)，ξ-1.12，管路转角数量取x-10。

第二，系统阀件压力损失计算。

根据液压马达驱动所需设计流量和设计压力可确定：选择的平衡阀型号为CBCH-LDN。该平衡阀在45 L/min时的压力损失为3 Bar。选择paker控制阀型号为L90s。该阀的压力损失可根据补偿器压力，选用5 Bar的压力补偿器。系统上所有阀件产生的压力损失为：5 Bar+3 Bar=8 Bar。

第三，回转液压系统总的压力损失。

回转机构运行时，液压系统的总压力损失为(需综合考虑马达进油损失加上回油损失)：总压力损失△P =(管路总压力损失+阀件压力损失)*2=(7.5+8)*2=31 Bar。

第四，液压马达的选型校核。

根据液压马达压力和扭矩曲线，确定该液压马达在130 Bar下，扭矩为120 NM。根据液压马达工作压力和系统总压力损失得出：系统压力P= 液压马达的压力+总压力损失△P= 130+31=161 Bar。也就是L90s阀控制回转液压马达时，设定的工作压力为161 Bar，即可达到机械回转机构的工作要求。

3.2 伸缩机构设计计算

根据设计参数和油缸使用工况，进行压杆稳定计算后，初选油缸规格φ100/φ70x2 300。

3.2.1 油缸压力及流量设计计算

经计算得出：无杆腔面积A无=7 850 mm2，有杆腔工作面积A杆=4 003.5 mm2；

油缸面积比i∶i=A无/A杆=7 850/4 003.5=1.96；

无杆腔设计工作压力P无=63.7 Bar，有杆腔设计工作压力P杆=125.9 Bar；

无杆腔设计工作流量Q无=117.75 L/min，有杆腔设计工作流量Q杆=60.1 L/min；

根据油缸和平衡阀的內泄漏总共为0.05 L/min，得出有杆腔和无杆腔设计工作流量分别为：60.15 L/min和117.8 L/min。

3.2.2 液压压力损失计算

第一，管路规格尺寸选用和流速计算。

无杆腔管路：流速取5 m/min，计算得出管径D∶D=2*(q/V’/3.14)1/2= 22.36 mm，选用钢管φ30*4，满足设计工作压力210 Bar。

实际流速V’∶V’=117.8/60/((30-8)/2*10-2)2/3.14/10=5.17 m/min；

有杆腔管路：流速取5 m/min，计算得出管径D∶D=2*(q/V’/3.14)1/2=2*(60.15/60/5/10/3.14)1/2*100=15.97 mm，选用钢管φ25*3，满足设计工作压力210 Bar。

实际流速V’∶V’=q/r2/3.14=3.8 m/min，所选无杆腔管径φ30*4和有杆腔管径φ25*3满足设计要求。管路内液压油流速不超过6 m/min，满足液压系统要求。

第二，管路压力损失计算。

a.无杆腔管径φ30*4，流量为117.8 L/min时的压力损失：

雷诺数：Re=V*D/u*1 000=5.17*22/46*1 000= 2 473>2 300；

延程阻力系数：λ=0.316 3/Re1/4=0.044 9(Re大于2 300时)；

延程压力损失：△P1=λ*(l/D)*(( V’* V’/2*ρ)/1 000)= 0.5 Mpa = 5 Bar；

局部压力损失：△P2=ξ*V’*V’*ρ/2 000 000=0.014 Mpa =0.14 Bar；

管路总压力损失：△P=△P1+x*△P2=5+10*0.14= 6.4 Bar。

b.有杆腔管径φ25*3，流量为60.15 L/min时的压力损失：

雷诺数：Re=V*D/u*1 000=3.8*19/46*1 000=1 570<2 300；

延程阻力系数：λ=64/Re =0.041(Re小于2 300时)；

延程压力损失：△P1=λ*(l/D)*(( V’* V’/2*ρ)/1 000)=0.27 Mpa=2.7 Bar；

局部压力损失：△P2=ξ*V’*V’*ρ/2 000 000=0.007 Mpa=0.07 Bar；

管路总压力损失：△P=△P1+x*△P2=2.7+10*0.07=3.4 Bar；

管路长度l-20 m，管路转角数量取x-10。

第三，系统阀件压力损失计算。

根据液压油缸驱动所需设计流量和设计压力可确定：SUN平衡阀型号为CBEH-LDN。该平衡阀在117.8 L/min时，压力损失为3 Bar；在60.15 L/min时，压力损失为0.5 Bar。选择paker控制阀型号为L90。该阀的压力损失可根据补偿器压力，选用5 Bar的压力补偿器。

油缸伸出时，所有阀件产生的压力损失为：5 Bar+3 Bar=8 Bar；

油缸缩回时，所有阀件产生的压力损失为：5 Bar+0.5 Bar=5.5 Bar。

第四，伸缩机构液压系统的总压力损失。

油缸伸出时，总压力损失△P无=管路总压力损失+阀件压力损失=6.4+ 8=14.4 Bar；

油缸缩回时，总压力损失△P =管路总压力损失+阀件压力损失=3.4+5.5=8.9 Bar。

第五，液压油缸实际需要工作压力(综合考虑油缸背压引起的增压因素)：

油缸伸出时，实际需要工作压力P∶P= P无+△P无+△P杆/i=60.7+14.4+8.9/1.96=79.64 Bar；

油缸缩回时，实际需要工作压力P∶P= P杆+△P杆+△P无*i= 125.9+8.9+14.4*1.96=163.02 Bar。

也就是L90s阀控制伸缩油缸时，伸出时设定的工作压力为80 Bar，缩回时设定压力为163 Bar，即可达到伸缩机构工作要求。

3.3 变幅机构和夹钳机构设计

计算方法同上，计算结果如下：

a.变幅机构。

油缸规格：125/63x140；

油缸伸出时，工作压力P无：0 Bar (由于油缸受拉被动伸出，伸出时油缸推力为0)；

油缸伸出时，工作流量：122.76 L/min。油缸缩回时，工作流量：91.6 L/min；

无杆腔液压钢管尺寸：φ30*4，有杆腔液压钢管尺寸：φ25*3。

根据液压油缸驱动所需设计流量和设计压力可确定：单个油缸有杆腔选择的SUN平衡阀型号为CBCG-LJN。该平衡阀在45.8 L/min时，压力损失为2 Bar，导压比4.5∶1。导压压力根据最大负载计算，P导=163.9/4.5=36.42。选择paker控制阀型号为L90s，该阀的压力损失可根据补偿器压力，选用5 Bar的压力补偿器。

油缸缩回时，所有阀件产生的压力损失为：5 Bar+2 Bar = 7 Bar。

伸缩机构液压系统的总压力损失为：

油缸伸出时，总压力损失△P无=管路总压力损失+阀件压力损失=6.5+5=11.5 Bar；

油缸缩回时，总压力损失△P=管路总压力损失+阀件压力损失 =5.3+7=12.3 Bar；

液压油缸实际需要工作压力(综合考虑油缸背压引起的增压因素)：油缸伸出时，实际需要工作压力P∶P=P无+△P无+P导=0+11.5+36.42=47.92 Bar；

油缸缩回时，实际需要工作压力P∶P=P杆+△P杆+△P无*i=163.9+12.3+11.5*1.34=191.61 Bar。

根据计算结果得知，伸出时设定的工作压力为48 Bar，缩回时设定压力为192 Bar，即可达到变幅机构工作要求。

b. 夹钳机构。

油缸规格：63/45x580；

油缸伸出时，设计工作压力P无：160.5 Bar，油缸缩回时，设计工作压力P杆：131.1 Bar；

油缸伸出时，工作流量：32.26 L/min，油缸缩回时，工作流量：15.36 L/min；

无杆腔液压钢管尺寸：φ16*2，有杆腔液压钢管尺寸：φ12*2。