周井玲，白光璞，何云華，許波兵

（1.南通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，江蘇 南通 226019；2.江蘇如東通用石油機(jī)械股份有限公司，江蘇 南通 226019）

1 引言

下套管作業(yè)是鉆井施工過程中一個(gè)非常重要的環(huán)節(jié)，套管柱螺紋聯(lián)接質(zhì)量將直接影響鉆井工程質(zhì)量、采油產(chǎn)量及油井的壽命[1]。套管鉗作為下套管作業(yè)的有效機(jī)械化工具被廣泛應(yīng)用。石油行業(yè)對(duì)套管鉗的需求很大，所以對(duì)套管鉗進(jìn)行分析和優(yōu)化具有重要意義。下套管分為對(duì)口扶正、高速低扭矩旋扣和低速大扭矩旋緊三個(gè)階段[2]。由套管鉗工作過程可知，套管鉗鉗頭主要的作用力為對(duì)石油套管的扭矩和壓力。當(dāng)處在大扭矩旋緊階段時(shí)，套管鉗所受作用力最大，作為套管鉗關(guān)鍵部位的顎板此時(shí)的受力情況對(duì)套管鉗的能否正常使用有重要參考作用。因此，基于力學(xué)知識(shí)對(duì)TQ508-70液壓套管鉗在大扭矩狀態(tài)時(shí)進(jìn)行應(yīng)力分析，并用有限元仿真進(jìn)行校驗(yàn)，對(duì)顎板結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，使結(jié)構(gòu)更加合理。

2 工作原理

研究的TQ508-70液壓套管鉗采取凸輪滾柱爬坡式鉗口結(jié)構(gòu)、剎帶制動(dòng)、擺動(dòng)式雙顎板夾緊的工作方式[3]。該液壓鉗為開口型，兩顎板通過顎板軸安裝在顎板架上[4]。顎板繞顎板軸擺動(dòng)可以實(shí)現(xiàn)套管的進(jìn)出鉗頭；通過液壓泵經(jīng)過傳動(dòng)機(jī)構(gòu)帶動(dòng)齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)，然后齒輪通過坡板面使?jié)L輪受力，使顎板的板牙咬入套管，從而實(shí)現(xiàn)夾緊動(dòng)作；最后使套管隨齒輪一起轉(zhuǎn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)套管接頭的上螺紋和卸螺紋，如圖1所示。

圖1 鉗頭示意圖Fig.1 Tong Head Schematic

3 鉗頭顎板強(qiáng)度計(jì)算

3.1 數(shù)學(xué)模型

通過套管鉗鉗頭的工作原理，我們可知，齒輪對(duì)顎板是一個(gè)斜向的力；這個(gè)力可以分解為一個(gè)壓緊套管的正壓力和一個(gè)帶動(dòng)套管旋轉(zhuǎn)的切向力。根據(jù)顎板結(jié)構(gòu)和受力情況可以簡(jiǎn)化為的受力模型，如圖2所示。顎板所受應(yīng)力由彎曲應(yīng)力和拉應(yīng)力組成，在C的位置應(yīng)力達(dá)到最大值σ。

圖2 顎板受力模型Fig.2 Jaw Force Model

圖3 顎板受力模型截面Fig.3 Jaw Force Model of Section

3.2 理論計(jì)算

通過圖2的受力模型，證明顎板最大應(yīng)力小于材料的需用應(yīng)力，σ≤［σ］[5]。就可以得證顎板強(qiáng)度滿足要求。切向力與正壓力的比例關(guān)系叫切徑比，常用“m”表示[6]。根據(jù)國(guó)內(nèi)外推薦的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，m值可在（0.3～0.6）的范圍內(nèi)選取，對(duì)于TQ508-70液壓套管鉗選用m=0.47。如圖2所示，可得出公式：

由式（1）～式（5）整理可得：

TQ508-70液壓套管鉗最大工作扭矩是M=70kN·m，夾持管徑D=508mm。其他參數(shù)，如表1所示。把表1參數(shù)代入公式（6）可得σ=558.3MPa，小于材料的屈服極限σs=650MPa。

表 1套管鉗顎板參數(shù)Tab.1 Casing Tongs Jaw Parameters

4 鉗頭顎板受力最大時(shí)的有限元分析

用Ansys對(duì)顎板進(jìn)行有限元分析，通過在solidworks[8]建模導(dǎo)入Ansys[9]進(jìn)行有限元仿真。根據(jù)所選擇的單元類型，采用實(shí)體單元solid186[10]進(jìn)行分析。有限元網(wǎng)格自動(dòng)剖分程序完成，顎板共劃分出7207個(gè)單元，13114個(gè)節(jié)點(diǎn)，主體結(jié)構(gòu)的有限元網(wǎng)格，如圖4所示。顎板模型建立后，對(duì)主顎板施加位移約束，按照?qǐng)D1所示的顎板受力示意圖在牙板槽的接觸面施加X、Y方向的約束，將力施加于顎板滾輪的圓槽中F=137.8N。求解結(jié)果，如圖5所示。應(yīng)力最大值max=573.282MPa，出現(xiàn)在圓槽內(nèi)側(cè)凸臺(tái)處。由以上分析可知理論計(jì)算結(jié)果和有限元分析結(jié)果相差2.68%，數(shù)值非常接近。

圖4 顎板網(wǎng)格劃分圖Fig.4 Jaw Plate Grid Map

圖5 顎板應(yīng)力分布圖Fig.5 Jaw Plate Stress Pattern

5 應(yīng)力優(yōu)化

通過觀察應(yīng)力分布圖可知在滾輪圓槽內(nèi)側(cè)應(yīng)力出現(xiàn)最大值，而內(nèi)側(cè)有凸臺(tái)，可能造成應(yīng)力集中。通過在內(nèi)側(cè)加5mm圓角可有效降低顎板的應(yīng)力，使最大應(yīng)力減小到542.984MPa?？紤]到顎板在工作中可能受到的振動(dòng)等影響強(qiáng)度不夠，在顎板中間加上15mm厚肋板，應(yīng)力結(jié)果，如圖6所示。最大應(yīng)力為553.522MPa，有效降低了最大形變量和應(yīng)力，如表2所示。

圖6 顎板加圓角和肋板應(yīng)力圖Fig.6 Jaw with Rounded Corners and Floor Stress Diagram

表2 顎板優(yōu)化前后分析結(jié)果對(duì)比Tab.2 Jaw Analysis Results Contrast before and after Optimization

6 結(jié)論

通過對(duì)TQ508-70液壓套管鉗的數(shù)學(xué)建模，用理論計(jì)算出的結(jié)果和仿真結(jié)果相差2.68%，且小于材料屈服極限，驗(yàn)證了顎板在工作時(shí)的安全性，并且通過有限元分析得出，當(dāng)顎板加上圓角和肋板后可適當(dāng)減小顎板的最大應(yīng)力和位移變形，提高了鉗頭工作安全性。最后通過理論分析和有限元相結(jié)合的分析方式，為以后旋扣類產(chǎn)品的研究提供了一種參考。

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