牙輪鉆頭空心滾滑復合軸承的設計

韓傳軍 張 杰 蔣光強 林發權

1.西南石油大學機電工程學院 2.中國石油塔里木油田公司工程技術部

軸承是牙輪鉆頭的重要組成部分，它的失效直接影響著整個鉆頭的使用壽命，進而影響整個鉆井周期。牙輪鉆頭中最早使用的是滑動軸承，1932年出現了滾動軸承，并一直沿用至今。與普通滑動軸承相比，牙輪鉆頭的滑動軸承有其特殊性，包括結構特殊性、載荷特殊性、工作環境的特殊性以及相對轉速的特殊性[1]，這就決定了它的研究工作更為復雜和困難。牙輪鉆頭的滾動軸承是一種非標準軸承，多采用大圓柱滾子軸承—鋼球—小徑向滑動軸承或者大圓柱滾子軸承—鋼球—小圓柱滾子軸承，它無內外套圈、無保持架、承載力大、耐沖擊，但是轉速較低，而且有限的潤滑脂和強磨粒環境[2]，使得它的失效較為嚴重，工作壽命較低。因此，對牙輪鉆頭用軸承的失效機理分析以及新結構的設計一直是石油工程技術人員的研究重點。

1 牙輪鉆頭軸承的研究現狀

目前，牙輪鉆頭軸承研究集中在軸承失效形式及原因分析、軸承材料的研制、軸承承載強度與可靠性分析、軸承密封系統的優化、軸承結構的設計等方面。

王國榮等對影響牙輪鉆頭滑動軸承的失效因素進行了分析，認為滑動軸承的主要失效形式是粘著磨損，溫升是影響其失效的主要因素[3]；伍開松利用有限元軟件對滑動軸承系統的理想模型進行了接觸強度分析，分析了幾何誤差對滑動軸承接觸應力分布的影響，認為把軸頸的圓柱形改為鼓形，可以改善軸承接觸壓力分布[4]；吳澤兵計算了滑動軸承的接觸力和磨損量，并編制了仿真軟件WEAR[5]：黃志強等對三牙輪鉆頭的滑動軸承進行宏觀和微觀分析，認為密封系統失效、載荷大而不均、溫升、軸承與牙輪之間配合間隙過大是造成牙輪鉆頭軸承快速失效的主要原因[6]；況雨春等分析了單牙輪鉆頭滑動軸承中止推面的接觸應力，并提出優化措施[7]；陳家慶等對牙輪鉆頭變曲率滑動軸承的結構進行了分析，提出了接觸形狀優化與磨合的實施方案[8]，并應用邊界元法計算了大滑動軸承的接觸參數，討論了外載荷、配合間隙、材料配對組合等因素對滑動軸承接觸力的影響[9]；張茂等對滑動軸承的結構進行了設計改進，并申請了專利[10]。

1999年，張茂提出了將牙輪鉆頭滾動軸承的滾子改為內孔母線為直線、或直線圓弧組成，或雙曲線的空心滾子[11]。張向東等對牙輪鉆頭空心圓柱滾子接觸狀況的進行了有限元數值模擬，認為合理空心度的滾子可以降低軸承的等效應力[12]；王文廣等提出在牙輪鉆頭滾動軸承中采用凹端圓柱滾子的方案[13]；陳家慶等對國內外采用較多的幾種凸型圓柱滾子的接觸情況進行了分析[14]，從結構設計、新型材料和表面處理方面提出了降低失效的措施[2]。

隨著鉆井技術的發展，學者們開始將浮動套軸承引入到牙輪鉆頭，主要是浮動套軸承具有較高的運轉穩定性、結構緊湊、摩擦功耗低、較滑動軸承壽命長、適宜在高速和較大載荷下運轉等特點。王國榮等對牙輪鉆頭浮動套軸承的工作機理進行了研究[15]，提出了一種帶孔浮動套軸承[16]；楊斌對浮動套軸承的接觸應力進行了分析，提出了全凸型、修正線型和對數型母線修形曲線[17]。由于各種軸承都存在局限性，使得牙輪鉆頭軸承逐漸向復合化方向發展，田紅平等提出了一種滾滑復合軸承，結構如圖1－a所示，并通過有限元分析和現場實踐驗證了其可靠性，其在保持高速的前提下依然有較高的承載能力和使用壽命[18]。

圖1 3種滾滑軸承結構示意圖

2 空心滾滑軸承的設計

在本文參考文獻[18]的基礎上，依據滑動軸承、空心滾子軸承與浮動套軸承的特點，本文設計了一種空心滾滑復合軸承如圖1－b（軸向橫截面圖）所示，圖1－c為筆者提出的一種有孔浮動套滾滑復合軸承。

2.1 結構設計

牙輪鉆頭的滑動軸承主要由牙輪內孔和牙爪軸頸組成；滾動軸承主要由牙輪內孔、滾動體和牙爪軸頸組成，用牙輪和牙爪代替了普通滾動軸承中內外圈；空心圓柱滾子軸承是將圓柱滾子做成內孔母線為直線或者曲線的空心結構；浮動套軸承是在滑動軸承中加入一層或多層浮動套。

新設計的空心滾滑復合軸承主要由牙輪、牙爪、空心滾子和空心滑塊組成，如圖2所示；帶孔浮動套滾滑軸承除了前面提到的部件外，還有一個帶油孔的浮動套。結構中的滑塊為扇形結構，內外面的曲率半徑與軸頸和牙輪內孔相同，滑塊與滾子直接接觸?？招幕瑝K的長度與空心滾子的長度相同，取滾子的空心度為60%，滑塊也按相應的比例進行選取，滑塊與滾子的數量相同。滑塊與牙爪軸頸和牙輪內孔形成低副滑動接觸，可以承受較大載荷，空心滾子與牙爪和牙輪形成滾動接觸，降低整個軸承的磨損。有孔浮動套滾滑軸承將牙爪軸頸與滾動體分開，降低接觸面的磨損，提高軸承的轉速，同時在浮動套上開有油孔，使潤滑油能在滑套內外進行流通，增加了潤滑效果和散熱性能。田紅平等[18]等開發了10只實心復合軸承牙輪鉆頭，在中國石油華北油田和克拉瑪依油田試驗取得了較好的效果。一只215.9mm的ZAT127鉆頭由華北油田鉆井四公司40511井隊試驗，在鉆壓80～180kN，轉速220r／min條件下，在晉93－17x井和澤10－31x井2次下井，純鉆34h后，鉆頭軸承完好，且軸、孔、滑塊和滾柱的表面光亮，無明顯損傷痕跡。另一只215.9mm的ZA437鉆頭由克拉瑪依油田鉆井三公司32879井隊在57281井試驗，在轉速140r／min，鉆壓150kN條件下，純鉆55h后，軸承完好，且軸、孔、滑塊和滾柱的表面非常光亮，滾柱沒有疲勞點蝕的痕跡，但有明顯與滑塊摩擦的痕跡，直徑與裝配前相差0.005～0.01 mm，滑塊側面有輕微的弧面凹槽。

圖2 牙輪鉆頭空心滾滑復合軸承立體剖開圖

2.2 結構特點

根據空心滾滑軸承的結構形式，可以將其概括為5個特點：

1）承載力更大：雖然整個牙輪鉆頭軸承的重量減輕了，但并沒有降低其承載能力，后文將通過應力分析計算予以說明。

2）吸振性能好：空心結構滾滑體的剛度較實心結構有所降低，起到了吸振和緩沖的作用，特別是軸承高速運轉時，這種作用將極大地改善整個牙輪鉆頭的動態性能。

3）潤滑油貯存更多：空心結構的滾滑體可以貯存更多的潤滑油，充分保證了各接觸面之間的良好潤滑，降低了添加潤滑油的頻率，同時也避免在牙輪內孔壁開設油槽，提高了整個軸承的承載強度。

4）散熱面積增加：內部空心結構可以增加滾滑體的散熱面積，同時也有助于潤滑油的自由流動，使潤滑油充分發揮其冷卻作用，對高速重載工況下的牙輪鉆頭來說，這將會極大地降低接觸面由于溫度過高而引起的粘著磨損，降低其失效概率。

5）潤滑效果更好：有孔浮動套滾滑軸承，充分融合了滾動軸承、滑動軸承和浮動套軸承的優點，除具備上述優點外，還可以充分發揮浮動套的特點。在浮動套壁上開有油孔，使浮動套內外的潤滑油之間可以互相流動，保證浮動套內外兩側的潤滑效果，也避免因局部潤滑不良導致軸承的失效。同時，流動的潤滑油可以增加對流散熱，避免局部溫度過高。

3 模型計算與分析

由于空心滾滑軸承的接觸問題已經不能嚴格滿足Hertz理論條件，因而不能直接應用Hertz公式求解其接觸應力。ABAQUS被廣泛地認為是功能最強的有限元軟件之一，可以分析復雜的固體力學問題，特別是在求解非線性問題時具有獨特的優勢，本文用其進行建模和解算。

3.1 建立計算模型

由于滾滑軸承為對稱結構，在其工作過程中，主要是下半部分承受載荷，因而建立1／4滾滑軸承的有限元模型。在滾滑軸承工作過程中可能是空心滾子處于最下邊，也可能是空心滑塊處于最下邊，因而考慮這兩種極限工況，并建立相應的實心滾滑軸承模型進行對比分析。本模型只考慮靜力作用下的軸承承載。

參照本文參考文獻[18]，取軸頸的直徑為54 mm，滾子和滑塊的厚度均為11.13mm，數量按8∶8布置，空心滾子內孔直徑為6.67mm，滑塊也按相應比例選取。由于牙輪鉆頭中牙爪和牙輪材料均為高強度合金鋼，因此，取材料的彈性模量為206GPa，泊松比為0.3，密度為7 800kg／m3。建立軸頸與滾滑體、牙輪內孔與滾滑體以及滑塊與滾子之間的接觸關系，設定它們之間的摩擦系數均為0.1。對模型采用結構網格劃分方法，對滾滑體、軸頸和牙輪內表面參與接觸部分進行網格細化。劃分網格后的有限元模型如圖3所示，圖3－a、b為滾子在最下端時的實心和空心模型，圖3－c、d為滑塊在最下端時的實心和空心模型。由于牙輪的下半部接觸井底，對牙輪外圈完全約束，模型左側的對稱面施加對稱約束，根據牙輪鉆頭的工作狀況，在軸頸上端對稱面施加壓力載荷50MPa（根據鉆壓確定，其值因鉆井工況的不同會有變化）。

圖3 有限元分析模型圖

3.2 結果分析

圖4為當滾子和滑塊分別處于最下端時，實心結構和空心結構滾滑軸承的等效應力云圖。從圖中可以看出，兩種工況下，將滾滑體結構由實心改為空心以后，最大等效應力均有所降低；實心結構中的高應力區域較為集中，主要在滾子與軸頸和牙輪內表面的接觸處，以及滑塊與軸頸接觸的部分；空心結構中滑塊的兩側承受了較大的應力，空心滾子的高應力區域較實心滾子有了較大的擴展但極值降低。

圖4 各種結構的等效應力云圖

表1、2分別為兩種工況下實心結構和空心結構中牙爪軸頸、最下端滾子、最下端滑塊以及牙輪內孔的最大等效應力、接觸應力、剪切應力值。從表1中比較各部件的應力極值，空心結構中的牙輪軸頸和牙輪內表面的應力值均略有增大；和實心滾子相比，空心滾子的最大等效應力、接觸應力和剪切應力都有了較大幅度的降低；空心滑塊結構與實心滑塊相比，3種應力值均增加，主要是空心滑塊的整體剛度下降，以及內孔局部出現應力集中。在表2中，空心結構中的軸頸和滾子的3種應力最大值均小于實心結構，但滑塊和牙輪內表面的應力值有所增大。綜合比較以后發現，將實心結構改為空心結構后，其整體承載性能并沒有低，反而更高，空心滾滑體的應力分布較為均勻，不會因為局部的應力過大或溫升過高而導致整個軸承的過早失效。

表1 滾子處于最下端時各部件應力極值表 MPa

表2 滑塊處于最下端時各部件應力極值表 MPa

4 空心度的確定

空心度是整個軸承設計中最重要的參數，如果空心度過小，則達不到預期的目的；如果空心度過大，將會極大地削弱軸承的承載強度。因而，選擇合理的滾子和滑塊空心度是軸承設計的關鍵環節。定義滾子的空心度K為R1／R；由于滑塊為扇形結構，分別定義其徑向空心度Kr為H1／H，周向空心度Kc為S1／S。其中，R1為滾子內徑，R為滾子外徑，H1為滑塊內孔厚度，H為滑塊厚度，S1為滑塊內孔平均弧長，S為滑塊外緣平均弧長。

分別取滾子和滑塊的空心度為30%、40%、50%、60%、70%、80%進行分析計算。圖5、6為空心滾子和滑塊取不同的空心度時，對應的最大等效應力和最大接觸應力。由圖5、6可知，隨著空心度的增大，滾子的等效應力和接觸應力均經歷了一個先減小后增大的過程；空心度為60%時，滾子的兩種應力值均達到最小，說明此種工況下的滾子承載能力最強，通過分析曲線變化，建議滾子的空心度取值范圍為50%～70%。

圖5 滾子和滑塊在不同空心度下的等效應力圖

圖6 滾子和滑塊在不同空心度下的接觸應力圖

隨著滑塊徑向空心度的增加，滑塊的最大等效應力逐漸下降，但變化幅值很小，滑塊的最大接觸應力也變化較小，說明滑塊的徑向空心度對其應力影響較小，但是空心度越大，滑塊的變形就越大，綜合考慮，建議取其徑向空心度為50%～60%。滑塊的周向空心度對其應力影響較大，周向空心度越大，滑塊的兩種應力值均呈增大趨勢，當空心度大于60%時，其等效應力急劇增大，因而，其周向空心度不能超過60%。

5 結論

綜合了牙輪鉆頭中常用的滑動軸承、空心圓柱滾子軸承、浮動套軸承的各種優勢，在實心滾滑軸承的基礎上，設計了空心滾滑復合軸承和有孔浮動套滾滑軸承?？招慕Y構的滾滑復合軸承較實心結構承載力更大、吸振性能好、貯存更多的潤滑油，有利于接觸面間的潤滑及降低摩擦溫升，降低了軸承失效概率，延長了使用壽命。通過對實心結構和空心結構的滾滑軸承進行仿真分析，發現空心滾滑軸承具有更高的承載能力，滾動體的應力分布也較為均勻，有助于提高整個牙輪鉆頭的使用壽命和鉆井速度，此結構對工程實踐有參考作用。下一步還需要對空心滾滑復合軸承的摩擦升溫、熱應力、失效形式及機理、動力學性能進行計算分析及試驗驗證。

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