修井作业新型背钳的研制与应用

2022-04-18吕文杰刘燕燕

重型机械 2022年2期

吕文杰,刘燕燕,张满,李纬

(1.江苏如通石油机械股份有限公司，江苏如东226400；2.中国石油长庆油田分公司第五采油厂，陕西西安 710200；3.中国石油华北油田分公司第二采油厂，河北霸州 065709)

0 前言

油井小修作业的工作包括：冲砂、清蜡、检泵、更换井下工具、简单的打捞、注灰等。需要利用修井机提升设备频繁的起下井内油管和抽油杆作业，从而完成对油管、抽油杆等管杆的清洗、修复作业。小修作业的大部分工作通过人工完成，劳动强度高，作业环境也十分恶劣。为降低工人的劳动强度和改善工作环境，提高修井工人工作的安全性。目前修井井口作业实现了无人化操作。虽然小修自动化装置大部分可以实现井口无人化，但是效率不及人工。在现场使用过程中，偶尔碰到扣特别紧的油管，在使用爬坡结构的油管钳时，会出现背钳卡死以及上卸扣模式反复切换等情况，导致运行装置自动中断，影响作业效率。因此，本文设计了一套新型背钳。通过配套新型背钳，修井自动化装置可以有效避免背钳卡死，而不需要根据起下管作业切换上卸扣模式。

1 新型背钳结构设计及工作原理

新型背钳夹紧机构卡紧方式的选择是比较关键的。国内外背钳的夹紧机构主要有内曲线滚子爬坡夹紧机构、液压缸对夹机构、杠杆式夹紧机构和行星爪式夹紧机构。爬坡卡紧机构的油管规格变化时必须更换颚板，上卸扣过程中，扣特别紧的时候容易卡死。液缸对夹机构采用液缸直接推牙板，对接箍的夹紧力无法准确控制，所有油管接箍都是一种夹紧力，而油管规格不同所承受的夹紧力也不同。杠杆式夹紧机构，通过力臂的转换，可提供较大的夹紧力，根据油管规格的变化需要更换鄂板。行星爪式卡紧机构，各行星爪围绕心轴转动，使外曲牙板接触油管,实现正、反向卡紧任意管径管柱而不更换零件，但是该机构的夹紧力无法随油管扭矩的变化而变化。

通过分析各种夹紧机构，设计了一种内曲线滚子爬坡卡紧机构，将坡板改为移动式。当管径变化时无需更换鄂板，并且可以避免背钳卡死的现象，同时内曲线滚子爬坡卡紧机构可以确保夹紧力随扭矩的变化而变化。

如图1所示，新型背钳由壳体、坡板、鄂板、转动架、推杆和液压缸等组成，在修井自动化装置中起到夹紧油管接箍的作用，上卸扣切换跟传统爬坡背钳不一样，无需切换，可配合主钳完成油管的上卸扣作业，还可以协助对中装置完成油管公扣和母扣的对齐。

图1 液压钳模型和新型背钳模型

该作业钳设计参数:

背钳适应范围 73.0～114.3 mm

系统压力 11 MPa

最大扭矩 6 000 N·m

新型背钳采用楔形块结构，通过楔形推杆推动坡板向夹紧或松开油管接箍的方向运动，并可将液压缸的推力转化为夹紧油管的预紧力。

新型背钳采用移动坡板结构，一方面使背钳夹紧力随扭矩的增加而增大，起到保护接箍的作用，另一方面在油管规格变化时，不需要更换鄂板。

传统背钳根据起下管模式需要切换上卸扣模式，而新型背钳只有夹紧和松开油管两个动作，不需要根据起下管切换上卸扣模式。因此新型背钳的动作更简单。

夹紧油管的原理：液压缸在液压油的推动下伸出，带动楔形推杆前移，从而推动坡板和鄂板向夹紧油管的方向移动，使油管接箍被鄂板预夹紧，在上卸扣过程中，当扭矩增大至一定值时，鄂板开始爬坡，直到扣被上紧或卸开停止。

松开油管的原理：液压缸在液压油的推动下缩回，带动楔形推杆后移，从而推动坡板和鄂板向松开油管的方向移动，使鄂板松开油管接箍。

2 夹紧机构受力分析

在内曲线滚子爬坡卡紧机构的设计中，坡板的形状曲线很重要，要使其切径比满足合理的范围。传统背钳的左右爬坡板是单独安装在齿圈内，左右坡板间存在凹槽，用以增加鄂板的退让空间。如图2所示，新型背钳坡板的形状曲线由l1、l2以及l3组成，其中，圆弧l1的半径为R1，圆弧l2和l3是对称布置，且半径均为R2,圆弧l2和l3分别与圆弧l1相切过渡，当鄂板在圆弧l1上时，鄂板不爬坡，当鄂板在圆弧l2或l3上时，鄂板会爬坡，夹紧力随上卸扣扭矩的增加而增加。在上卸扣过程中，为缩短进入爬坡状态的时间，圆弧l1段要尽量短。

图2 坡板曲线示意图

新型背钳在进入上卸扣状态前，先必须夹紧油管接箍，由液压缸推动推杆，再由推杆推动鄂板夹紧油管接箍，此过程鄂板会给油管一个预紧力。如图3所示，液压缸的推力为

(1)

其中,P为液压系统额定压力，MPa；d为液压缸缸筒直径，mm。

因鄂板爬坡的夹紧力不大，各接触面之间润滑良好，钢与钢间的摩擦因数在0.04～0.05之间，在计算对油管的预紧力时，不考虑推杆与壳体、推杆与坡板以及坡板与壳体间的摩檫力。如图3所示，鄂板对油管接箍的预紧力为

其中，θ为推杆斜坡的角度。

图3 预紧力示意图

新型背钳的坡板是移动的，需要将切径比控制在一定范围，根据国内外的经验数据，切径比范围0.3～0.6内，而对于油管钳，切径比选取0.45～0.5比较合适。本设计中，根据卡持管径的变化，坡板的距离也会随之发生变化，因此，选取切径比为一个范围值0.46～0.48。

新型背钳坡板的爬坡曲线计算引用参考文献[1]的方法，从文献中可以得知，摩擦圆对曲线的计算影响不大，本文取摩擦系数为0.15，可以简化参考文献[1]中的α2的求解过程。

在参考文献[1]中，根据设定的已知量，结合绘图软件和Excel的计算功能，通过迭代参数，计算出切径比在0.46～0.48的曲线。

该设计计算的关键点是在油管扣特别紧的时候，当鄂板出现爬坡时，鄂板通过坡板传递给推杆的反作用力，是否会推动推杆朝松开油管接箍的方向移动。

如图4所示，坐标原点选取背钳夹紧油管的圆心，坐标的x轴正方向向右，坐标的y轴正方向向上。当主钳开始卸扣时，通过油管将动力传递背钳鄂板，背钳的坡板通过与鄂板滚轮的接触点f产生一个对滚轮的法向力Q，由于滚轮与坡板、滚轮轴之间存在摩擦，法向力Q不通过滚轮的中心，会偏离角度。此处的法向力Q与参考文献[1]的力Q为同一个力。从图4中可以看出，当鄂板爬坡时，会产生将推杆沿x正方向移动的力，因两鄂板为对称布置，此处只对一个鄂板进行受力分析。角度β为法向力Q与y轴正方向的夹角，也就是鄂板的爬坡角度。

图4 爬坡受力示意图

法向力Q沿x、y方向的分力为

Q1=Q·sinβQ2=Q·cosβ

(2)

分力Q1会使坡板偏向壳体的一边，产生摩檫力，因各机构间的润滑良好，推荐μ取值范围为0.04～0.05，本研究选取摩擦系数为μ=0.045。

坡板与壳体间的摩擦力为

f1=μ·Q1=μ·Q·sinβ

(3)

对于推杆则有

F32=Q2-f1

(4)

(5)

则F3在沿x方向的分力为

F31=F32·tanθ

(6)

力F3使坡板与推杆间产生了摩檫力，其大小为

f2=μ·F3

(7)

摩檫力f2沿x、y方向的分力为

f21=f2·cosθ

(8)

f22=f2·sinθ

(9)

分力F32会使推杆与壳体间产生摩檫力，其大小为

f3=μ·(F32+f22)

(10)

推杆沿x正方向的合力为

F′=F31-f21-f3

(11)

联立方程(1)～(10)的

F′=Q·(cosβ-μsinβ)·(tanθ-2μ-μ2·tanθ)

(12)

在式(12)中，摩擦系数μ为已知，而鄂板对坡板的反作用力Q以及β角通过参考文献[1]中的公式求得。

从式(12)前半部分Q·(cosβ-μsinβ)可知，同样的夹紧力，当β角度越小时，前半部分的值越大，因此在根据切径比计算爬坡曲线时，β角度不宜过小。当β角度越小时，同样大小的Q会产生更大的力F′。从式(12)后半部分(tanθ-2μ-μ2tanθ)可知，F′的值随推杆的斜坡角度θ增加而增大，一般斜坡机构的角度θ<45°。

在选取斜坡角度θ时，需要将式(12)计算的F′与式(1)计算的F值进行比较，并且确保F′

3 夹紧机构的仿真分析

图5 约束和载荷设置

实验管柱和结构位置已确定，此处采用Static equilibrium分析即可，图6中Force轴显示，坡板与推杆的合力大小为2.003 5×105N，图7中Force轴显示，坡板与推杆在x方向的分力大小为69 981 N。

图6 坡板与推杆的合力

图7 坡板与推杆在x方向的分力

通过仿真分析，可以为液压缸的选型提供依据，为切径比计算和结构的静力学分析提供数据支持。

4 室内试验和现场应用

4.1 室内试验

图8 新型背钳厂内试验

4.2 现场应用

新型背钳完成室内试验后，配套在江苏如通石油机械股份有限公司自主研发的修井自动化装置上，于2018年8月开始在油田井下试用，试用了三口井，每口井起下油管两次，平均240根/次，在设备运行过程中，新型背钳使用效果良好，上卸扣过程中没出现卡死现象，也没有出现打滑现象，为修井自动化装置的顺利作业提供了有利条件。图9为新型背钳的现场使用。