新型對開式動力吊卡的研制

牛文杰，白永濤，余焱群，王運安，徐國慧

(1. 中國石油大學(華東) 機電工程學院，山東 青島 266580；2. 山東科瑞石油裝備有限公司，山東 東營 257067)

新型對開式動力吊卡的研制

牛文杰1，白永濤1，余焱群1，王運安2，徐國慧1

(1. 中國石油大學(華東) 機電工程學院，山東 青島 266580；2. 山東科瑞石油裝備有限公司，山東 東營 257067)

為了提高修井作業的效率以及自動化程度，改善現有修井作業環境，配合全自動智能液壓修井機的研制，根據自動吊卡的使用環境及作業工況設計了一種新型對開式動力吊卡.通過運動學計算確定吊卡關鍵結構尺寸.利用ABAQUS有限元分析軟件，對吊卡在實際作業中的載荷狀況進行模擬加載及分析計算.結果表明，吊卡在力學強度、疲勞壽命方面滿足使用需求，這為吊卡的實際使用提供了依據.

修井作業；動力吊卡；結構設計；運動學；力學強度；疲勞分析

隨著人類對能源的需求越來越多，石油在人類的生活中扮演了重要的角色.目前國內大部分油田已經進入“三高”時期，修井作業已成為油田穩產、增產的重要措施[1].然而修井作業設備發展比較緩慢.

為了確保修井設備作業的安全可靠性、高效性并提高其自動化程度，筆者課題組設計了一種全自動智能液壓修井機.該修井機實現了雙根立式自動化排放管柱的作業模式，并兼容傳統修井作業模式，實現了修井作業的自動化.其中，在管柱起升系統中，新型自動化吊卡對于實現修井作業自動化具有重要的意義.

現有的吊卡主要分為手動吊卡和動力吊卡.其中，手動吊卡在作業過程中需修井作業人員來回拆、搬、掛吊卡重復性機械式操作，作業勞動強度大、自動化程度低，且無法使用同一個吊卡完成不同尺寸油桿管的作業，作業成本高[2].隨著科技的發展，動力吊卡[3]逐漸應用于自動化修井作業中，如寶雞石油機械公司設計的側開式動力吊卡[4]、大慶油田及大慶石油學院共同研制的輕便式筒式吊卡[5]及美國的DEN-CON公司研發的BX-5產品等.但現有自動化動力吊卡由于結構復雜、設備笨重、成本高等原因，沒有被廣泛應用于油田.為了適應自動化修井作業設備的迅猛發展，設計一種結構簡單、操作方便、自動化程度高的動力吊卡顯得尤為重要.

1 對開式動力吊卡工作原理

本文設計了一款新型對開式動力吊卡，該裝置用液壓動力代替井口人工操作，實現了升降管柱操作的自動化，減少了井口作業人員的勞動強度.該吊卡可通過更換吊卡舌的方式，提升以及下放管徑范圍為19～114 mm的油管與抽油桿，具有適用管徑范圍廣等優點，在“一卡多用”及自動化性能方面取得了新突破.

1.1 設計參數

全自動智能液壓修井機定位于小噸位修井機，以油田小修作業為設計目標，最大作業井深為3 000 m.該修井機主要包括：載車變幅-支撐系統、管柱自動提放系統、管柱自動運移排放系統、自動化井口系統.為適應修井機的使用需求，參照JB/T 6926—93《吊卡》，則吊卡的設計參數設定如表1所示.

表1 吊卡設計參數表

1.2 吊卡結構設計

本文設計的對開式動力吊卡主要適用于油田鉆采作業過程，其結構組成如圖1所示.

1.3 吊卡工作原理

吊卡的工作主要分為夾緊管柱和釋放管柱兩個過程，其工作原理如圖2所示.

在吊卡夾緊管柱時，當油管接箍進入吊卡中心主通徑時，液壓缸推動AC桿(主動連桿)順時針旋轉，帶動CD桿(旋轉軸與撥叉)運動，其中CD桿與滑塊(左吊卡舌)通過滑動副連接，撥動滑塊向中心運動；當AC桿(主動連桿)順時針旋轉時，帶動BF桿(傳動連桿)，使BF桿(傳動連桿)牽引著EF桿(從動連桿)逆時針運動，同時EF桿帶動EG桿(旋轉軸與撥叉)逆時針旋轉，撥動滑塊(右吊卡舌)向中心運動，左右吊卡舌相互協調完成管柱的夾緊動作.

1—液壓缸；2—傳動連桿；3—主動連桿；4—旋轉軸；5—吊卡基座；6—左吊卡舌；7—右吊卡舌；8—傳動撥叉；9—從動連桿；10—轉軸圖1 動力吊卡結構組成Fig.1 Composition of elevator structure

圖2 對開式動力吊卡工作原理示意圖Fig.2 The principle of split-type power elevators

在吊卡放松油管時，其操作與上述動作相反.

由API 5 CT/ISO 11960:2001《套管和油管規范》可知，當前，油田采用的油管有端部臺階型及錐面型兩種，當吊卡提升錐面型油管時，油管自重會對吊卡舌產生向兩側的推力，普通的對開式吊卡不能適用于這種工況.為了同時滿足兩種不同類型的油管起升需求，本文將吊卡基座設計為斜面，能夠實現油管吊卡舌的自鎖.

2 關鍵結構尺寸設計

2.1 傳動連桿尺寸參數確定

為確保吊卡在作業過程中左右吊卡舌動作同步，現對吊卡傳動系統的四連桿機構進行設計.在各個構件中心處建立固定于構件中心的局部笛卡爾坐標系xi-yi與全局坐標系x-y，如圖3所示，其坐標原點為O1點.

圖3 吊卡傳動系統模型的坐標系Fig.3 The coordinate system of elevator drive system model

根據構件的廣義笛卡爾坐標系與固定笛卡爾坐標系之間的關系，確定構件的D-H[6]參數表.吊卡傳動系統的構件運動約束與參數如表2所示.

表2 吊卡傳動系統的D-H參數表

表2中：θ為構件局部笛卡爾坐標系與固定笛卡爾坐標系之間的旋轉角，均以逆時針方向旋轉為正；x為構件局部笛卡爾坐標系的坐標原點在固定坐標系的橫坐標；y為構件局部笛卡爾坐標系的坐標原點在固定坐標系的縱坐標；L為構件的長度.

依據構件裝配條件，建立吊卡傳動系統的數學等效約束模型：構件1上的Q1點與固定笛卡爾坐標系x-y的坐標原點O1重合，其代數約束方程為

(1)

同理，根據構件上的鉸接點之間的重合關系，建立相應的代數約束方程為

(2)

(3)

(4)

固定桿件長度的約束方程為

(5)

取q=[x1,y1,θ1,x2,y2,θ2,x3,y3,θ3,L2]，則組合的運動學約束方程為

(6)

式(6)中各個約束方程是獨立的[7]，系統的自由度為3n-(2p1+ph),其中，n為活動構件數目，p1為低副個數，ph為高副個數.傳動系統具有一個自由度，需要加以驅動約束.在吊卡作業過程中，構件1在驅動的作用下以角速度ω轉動，則有驅動約束為

ΦD(q(t),t)=θ1-ωt

(7)

由式(6)和(7)確定吊卡傳遞系統的運動學方程為

(8)

在任意瞬時ti，對式(8)兩邊關于時間微分，得角速度方程[8]為

(9)

Φ(q(t),ti)′·q(ti)′=

(10)

因左右吊卡舌作業需要同步，構件1的角速度ω1與構件3的角速度ω3在誤差允許的范圍內始終保持相同，即

ΦK=ω1-ω3≈0

(10)

結合式(5)、(10)和(11)求解出傳動連桿的位姿函數[9].根據計算參數建立三維模型，并在ADAMS(automatic dynamic analysis of mechanical system)軟件中進行運動學分析，其分析結果如圖4所示.

(a) 主動、從動連桿的角速度

(b) 左、右吊卡舌速度

(c) 左、右吊卡舌運動位移差圖4 吊卡運動學參數Fig.4 Kinematics parameters of elevator

由圖4可知，主動連桿與從動連桿的角速度在作業過程中存在差異，致使執行機構吊卡舌的運移速度出現偏差，但總體上影響較小，使左右吊卡舌產生的最大位移差為1.93 mm，與油管尺寸相比，該位移差可忽略.

2.2 接觸工作面斜度設計

為使吊卡能適用于錐面型的油管，本文將吊卡基座上的接觸工作面設計為斜面，該斜面需要設計合適的角度.若斜面角度過小，則不能實現吊卡舌的自鎖，無法安全地卡緊油管；若斜面角度過大，在打開吊卡舌時，操作困難甚至無法打開，影響正常作業.為確保吊卡能夠在作業過程中安全可靠，需要滿足式(12).

Gsin(α1-α2)-Gcos(α1-α2)μ=F

(11)

式中：G為油管柱重力；α1為油管錐面角度；α2為吊卡基座斜面角度；μ為吊卡舌摩擦因數；F為吊卡舌平衡作用力.

在設計中，由設定值取G=600 000 N，α1=18°，μ=0.15.為保證吊卡舌在工作狀態下能夠可靠工作，則需要F≤0，將數據代入式(13)中：

tan(α1-α2)≤μ

(13)

通過計算可得吊卡基座斜面角度α2=18°.

3 強度分析

傳統的強度剛度分析的方法是以力學知識為基礎，計算零件受到的應力和產生的應變.但是該方法計算量大，不易模擬零件的真實工作環境，計算結果與實際結果相差較大[10].采用有限元軟件ABAQUS進行分析，將復雜零件離散為大量的單元，并且模擬真實工作環境，既提高了計算的速度，也提高了結果的精度.

3.1 建模與網格劃分

在ABAQUS中建立動力吊卡結構模型，然后進行網格劃分.因吊卡結構復雜，采用自由線性的形式對其進行網格劃分，網格形式為C10R8，并對吊卡上的受力部分網格進行細化，效果如圖5所示.

圖5 吊卡網格劃分模型Fig.5 The grid model of elevator

3.2 加載工作載荷

在吊卡工作過程中，井下油管的重力主要由吊卡舌的錐面來承擔，該吊卡的額定/最大鉤載為300/600 kN.為保證吊卡在工作狀態下能夠安全地作業，以最大鉤載600 kN為設計依據，則吊卡舌工作時承受的壓強(p)為

(14)

式中：G為最大鉤載；α1為油管錐面角度；d為油管本體直徑；D油管接箍外徑；H為吊卡舌與油管接觸高度.

參照API 5 CT/ISO 11960：2001《套管和油管規范》，設置d=73 mm，D=89 mm，H=25 mm，α1=18°，故吊卡舌承受的壓強為

(15)

在工作中，吊卡吊耳的上截面固定，對其添加固定約束.吊卡左右吊卡舌上均加載工作載荷29.16 MPa.吊卡及吊卡舌的材料選用高強度鑄鋼[11]，楊氏模量E=209 000 MPa，泊松比υ=0.269.定義在左右吊卡舌的沖擊載荷如圖6所示.

圖6 吊卡沖擊載荷Fig.6 Impact load of the elevator

3.3 計算結果分析

給吊卡定義相關接觸后進行靜力學分析，以第四強度理論[12]為基礎求得的等效應力如圖7所示.

(a) 吊卡

(b) 吊卡舌上圖7 吊卡與吊卡舌的應力分布圖Fig.7 Stress distribution of elevator and elevator tongue

由圖7可以看出，吊卡的最大應力發生在吊卡舌處，最大應力為215.8 MPa.吊卡材料的最大屈服強度為355 MPa，在其允許應力范圍內，因此吊卡能夠滿足修井作業的強度要求.

4 疲勞載荷分析

零件在循環載荷的作用下，材料內部結構發生細微變化及裂紋的形成和擴展，最終形成疲勞損傷.疲勞損傷是估算變載荷作用下結構和零件有限壽命的重要參考，因此有必要對吊卡的疲勞載荷進行分析.

當材料承受高于疲勞極限應力時，每一個循環都使材料產生一定的損傷，這種損傷是可以積累的，n次恒載荷所造成的損傷等于其循環比C=n/N，其中，n為恒載荷作用次數，N為該恒定載荷下的疲勞壽命.則變幅載荷的損傷等于其循環比之和，即：

(12)

式中：l為變幅載荷的應力等級；ni為第i級載荷的循環次數；Ni為第i級載荷下的疲勞壽命.當損傷積累到臨界值Df時，就發生了疲勞破壞.吊卡舌的材料選用高強度鑄鋼，其疲勞曲線方程[13]為

(13)

式中：m為隨材料和應力狀態而定的指數，對于鋼的拉彎應力中取m=9；N為循環次數；σrN為材料循環次數為N時的疲勞極限；N0為材料的循環基數，對于鑄鋼取N0=107；σr為材料循環基數N0所對應的疲勞極限，工程中取σr=0.49σB.吊卡舌的疲勞曲線如圖8所示.

圖8 吊卡疲勞壽命曲線Fig.8 The fatigue life curve of elevator

由吊卡的有限元分析可知，在作業過程中，吊卡所受最大應力為215.8 MPa，在材料的無限壽命區域范圍內，能夠滿足吊卡正常工作的需求.

5 結 論

(1) 按照設計參數額定鉤載/最大鉤載為300/600 kN，完成了一種新型動力吊卡的設計與分析，該吊卡通過動力油缸代替人工實現油管的自動卡緊與放松，具有結構簡單，成本低等優點.

(2) 應用ABAQUS對吊卡進行靜力學分析及疲勞分析，能夠保證吊卡在動載荷與沖擊載荷的工況下安全可靠的工作.

(3) 該吊卡的受力分析結果顯示其應力在材料的允許安全范圍.該吊卡技術方案可行，其結構簡單，適用管徑范圍廣，自動化程度高， 能夠滿足全自動智能液壓修井機對起升管柱的自動化要求.

[1] 馮定, 楊志遠, 柳進, 等.液壓修井機現狀與發展趨勢[J].石油機械, 2010, 38(1):69-72.

[2] 常玉連, 魏凱, 高勝, 等.鉆修井作業吊卡現狀分析與發展[J]. 價值工程, 2012, 31(13):48-49.

[3] 何鴻, 閆永宏, 王德貴, 等. 液壓自動吊卡技術現狀及發展建議[J]. 石油機械, 2012,40(8): 29-33.

[4] 祝賀, 閆永宏, 楊艷, 等. 鉆機側開式液壓吊卡: CN203213981 U[P]. 2013-09-25.

[5] 魏凱. 新型筒式自動吊卡設計及理論分析[D].大慶:東北石油大學機械科學與工程學院, 2012.

[6] DENAVIT J, HARTENBERG R S. A kinematic notation for lower pair mechanisms based on matrices [J].ASME Journal of Applied Mechanics, 1955, 22(2): 215-221.

[7] HAUG E J．Computer aided kinematics and dynamics of mechanical systems [M]. Iowa: Center of Computer Aided Design and Department of Mechanical Engineering College of Engineering, the University of Iowa, 2010:40-140.

[8] 谷鳴宇. 六自由度機械手運動學、動力學分析及計算機仿真[D].長春:吉林大學機械科學與工程學院, 2005:4-22.

[9] 張富強. 鉆井平臺鉆桿自動傳送系統研究[D].青島：中國石油大學(華東)機電工程學院, 2008:46-70.

[10] 王佳. 調速型液力偶合器葉輪強度與振動特性研究[D].長春：吉林大學機械科學與工程學院, 2009.

[11] 趙忠國. 機械設計中的材料的選擇和應用[J]. 科技風, 2011(17): 58.

[12] 邱宣懷,郭可謙,吳宗澤，等. 機械設計[M].4版.北京：高等教育出版社, 2008: 11-35.

[13] 黃寧. 大型結構件的疲勞壽命預測方法研究[D].長沙：中南大學機電工程學院, 2013.

Design of New Split-Type Power Elevators

NIUWen-jie1,BAIYong-tao1,YUYan-qun1,WANGYun-an2,XUGuo-hui1

(1. School of Mechanical and Electronic Engineering, China University of Petroleum (East China), Qingdao 266580, China;2. Shandong Kerui Petroleum Equipment Co. Ltd., Dongying 257067, China)

In order to improve the efficiency and automation degree of work-over operation，ameliorate the work-over operation environment and cooperate with the development of fully automatic intelligent hydraulic well repairing machine，a new split-type power elevator was designed based on the working environment and working conditions of automatic elevator. The key structure of power elevator was designed according to kinematics calculation. The loading simulation and calculation of elevator load conditions in practical operation were carried out by using ABAQUS finite element analysis software. The analysis results show that the elevator conforms to the usage requirements in the aspect of mechanical strength and fatigue life, which provide the basis for the actual use of elevators.

work-over operations; power elevator; structure design; kinematics; mechanical strength; fatigue analysis

1671-0444 (2016)04-0512-06

2015-12-31

山東省自然科學基金資助項目(ZR2014EL015)

牛文杰(1967—)，男，甘肅寧縣人，教授，博士，研究方向為石油鉆采機械設計、計算機圖形學. E-mail: niu_wj67@126.com

TE 935

A