渦輪鉆具軸承組均載試驗(yàn)研究

龔彥，張也，魯寬，朱正東，郭敬超

(1.西南石油大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，成都 610500；2. 中石化石油工程機(jī)械有限公司 第四機(jī)械廠，湖北 荊州 434024)

在石油機(jī)械中，渦輪鉆具軸承常用于井下動(dòng)力鉆具，其屬于多排推力角接觸球軸承，由于受到井眼尺寸的限制，軸承尺寸不可能較大，故單套軸承的承載能力是有限的。工作中渦輪鉆具軸承承受轉(zhuǎn)子工作時(shí)產(chǎn)生的軸向載荷以及高達(dá)數(shù)噸的井底鉆壓，為了滿足使用需求，通常將幾套至十幾套軸承串聯(lián)成軸承組使用。為了確保整個(gè)軸承組的壽命最大，應(yīng)使載荷均分到各套軸承上。然而，載荷在若干軸承間的均勻分布受到諸多條件限制，如軸承各零件的剛度、相鄰軸承的接觸剛度等，當(dāng)載荷不均時(shí)，開(kāi)始承載大的軸承會(huì)較快失效，失效后其應(yīng)該承受的載荷轉(zhuǎn)由其他軸承承擔(dān)，從而使其他軸承承受的載荷增大，軸承組使用壽命總體下降，嚴(yán)重影響實(shí)際鉆井作業(yè)。因此，新制造的軸承組在下井使用前應(yīng)測(cè)試其均載情況。

在研究此類(lèi)軸承組時(shí)，大多采用有限元方法從理論上加以分析[1-5]，且多是研究軸承組內(nèi)單套軸承的接觸情況，少有從軸承組整體上考慮載荷在軸承組間分布對(duì)壽命的影響。也有相關(guān)研究[6]用有限元方法分析軸承組的載荷分布情況，但未考慮軸承組安裝后承受的預(yù)緊力以及安裝精度的影響，理論模型與實(shí)物存在差別，不能準(zhǔn)確反映軸承組實(shí)際工作情況。為此，開(kāi)展渦輪鉆具軸承組均載試驗(yàn)研究。

1 軸承組均載的理論分析

渦輪鉆具軸承組的結(jié)構(gòu)如圖1所示，其由軸圈、座圈及鋼球組成。其中，套圈的溝曲率半徑大于鋼球的半徑，接觸時(shí)為一個(gè)內(nèi)球面與若干個(gè)外球面接觸。在力的傳遞過(guò)程上，其與四點(diǎn)接觸球軸承工作原理一致，載荷由軸圈經(jīng)鋼球傳遞到座圈。

圖1 渦輪鉆具軸承組結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Structure diagram of bearing pack in turbodrill

軸承安裝到渦輪鉆具中后，軸向預(yù)緊力直接作用于軸承組的軸、座圈。軸、座圈產(chǎn)生一定量的壓縮變形，同時(shí)與鋼球發(fā)生接觸變形。由于軸承軸向接觸變形剛度遠(yuǎn)小于壓縮變形剛度，因此，可忽略軸向壓縮變形。假設(shè)推力球軸承各零件均符合理論尺寸，以5套軸承組為例，將其視作一種彈性系統(tǒng)，其力學(xué)模型如圖2[7]所示。圖中：FZ和FK分別為施加在軸、座圈上的軸向力；Kn1～Kn5和Kw1～Kw5分別為軸、座圈的軸向剛度；Kqn1～Kqn5和Kqw1～Kqw5分別為鋼球與軸、座圈的接觸剛度。

圖2 軸承組的力學(xué)模型

忽略軸承零件與渦輪軸、殼體之間的摩擦阻尼，使用機(jī)械阻抗分析法進(jìn)行處理，由彈性力學(xué)疊加原理可得，由N套軸承組成的軸承組同時(shí)承受軸系力FZ和殼系力FK時(shí)，第i套(i=1,2,…,N)軸承軸、座圈所受載荷Fni和Fwi分別為

(1)

(2)

式中：fni，fwi為第i套軸承軸、座圈在FZ作用下承受的力；f'ni，f'wi為第i套軸承軸、座圈在FK作用下承受的力。

軸承組軸、座圈軸向剛度滿足如下配比關(guān)系

(3)

(3)式即理想情況下軸承組理論均載條件。

若FZ=FK，代入(3)式得

(4)

由(4)式可知，在軸系力FZ與殼系力FK相等時(shí)，推力球軸承組的理論均載條件是：在軸承軸、座圈尺寸不變的前提下，其軸向剛度相等。

在渦輪鉆具的實(shí)際裝配和使用中，軸系力FZ由鉆壓、裝配時(shí)的軸系預(yù)緊力和水力載荷共同組成，遠(yuǎn)大于殼系力FK。忽略FK時(shí)，得到軸承組理論均載條件為

(5)

由(5)式可知，軸系力遠(yuǎn)大于殼系力時(shí)，軸承組的理論均載條件是：在軸承軸、座圈尺寸不變的前提下，其軸向剛度要滿足一定配比關(guān)系。

2 軸承組均載性能試驗(yàn)

實(shí)際軸承組不可能達(dá)到理論均載條件，其實(shí)際均載性能很難根據(jù)理論計(jì)算得出，因此需通過(guò)試驗(yàn)進(jìn)行研究。

2.1 試樣及試驗(yàn)設(shè)備

試驗(yàn)使用的是φ127 mm渦輪鉆具軸承組，由13套軸承組成，外徑113 mm，內(nèi)徑60 mm，接觸角48°，軸座圈各14個(gè)，每套軸承有15個(gè)鋼球，軸座圈和鋼球均采用55SiMoVA制成。

在設(shè)計(jì)試驗(yàn)設(shè)備時(shí)主要考慮軸承在試驗(yàn)臺(tái)架上的安裝工況與其在渦輪鉆具中的使用條件一致。軸承均載試驗(yàn)臺(tái)架如圖3所示。軸承組座圈被壓緊螺母壓緊在主軸上，軸承軸圈被螺栓壓緊在上壓緊板和支承板中間，并由螺栓支承在底板上。用千斤頂模擬鉆井時(shí)軸承組所受載荷，頂部頂在主軸下端，載荷由主軸傳遞給軸圈，通過(guò)鋼球傳遞至座圈，繼而傳遞至上壓緊板，最終通過(guò)螺栓將載荷傳遞至底座，從而達(dá)到平衡。

圖3 均載試驗(yàn)臺(tái)架Fig.3 Balanced load test bench

2.2 試驗(yàn)條件

均載試驗(yàn)的首要原則是試驗(yàn)條件盡可能與實(shí)際工況相同。此外，軸承在使用前常會(huì)先進(jìn)行空載跑合，以提高軸承組的均載性能。將均載試驗(yàn)臺(tái)架上端裸露的主軸用聯(lián)軸器與搖臂鉆床主軸連接，實(shí)現(xiàn)軸承組的跑合。

根據(jù)被測(cè)軸承組的使用工況，設(shè)定空載跑合的轉(zhuǎn)速為200 r/min，跑合時(shí)間為8 h。根據(jù)渦輪鉆具實(shí)際工況，對(duì)軸承施加50 kN的軸向載荷進(jìn)行均載試驗(yàn)，以代表軸承組承受的水力載荷和鉆壓。

為了對(duì)比軸承組在跑合前后的差別，跑合前后在相同載荷下進(jìn)行均載試驗(yàn)。

2.3 試驗(yàn)方法

測(cè)定每套軸承受載后的應(yīng)變值來(lái)判定每套軸承是否均勻承載。試驗(yàn)中采用電阻應(yīng)變片測(cè)量軸承的應(yīng)變值。根據(jù)被測(cè)試軸承的接觸角，將應(yīng)變片布置于軸承座圈軸向高度1/2處。應(yīng)變片選取兩應(yīng)變片垂直的應(yīng)變花，布片時(shí)，一片沿軸承的軸線方向，另一片沿周向方向。此外，實(shí)際軸承座圈在周向存在形狀公差，應(yīng)考慮其受壓時(shí)在周向發(fā)生的橢圓變形，故兩片應(yīng)變花在座圈周向呈90°布置(圖4)，分別標(biāo)記為0°和90°位置應(yīng)變片。

圖4 軸承座圈應(yīng)變花的布片情況Fig.4 Distribution of gage gauge rosette on bearing race

3 結(jié)果與分析

考慮到軸承組加工和安裝的隨機(jī)性影響，軸承組在跑合前和跑合后的均載試驗(yàn)分別進(jìn)行3次，取平均應(yīng)變值作為試驗(yàn)結(jié)果。通過(guò)試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，軸承周向應(yīng)變量相對(duì)于軸向應(yīng)變量很小，且在試驗(yàn)測(cè)量中并沒(méi)有采取措施對(duì)座圈進(jìn)行約束，而渦輪鉆具中的軸承組受到渦輪鉆具殼體的約束，其周向剛度將遠(yuǎn)大于軸向剛度，因此，分析時(shí)不考慮周向變量。軸承座圈軸向應(yīng)變值如圖5所示。

圖5 軸承座圈軸向應(yīng)變值Fig.5 Axial strain magnitude of races

由圖5可知：

1)跑合前，軸承組中各套軸承受載時(shí)，其座圈產(chǎn)生的應(yīng)變值有明顯差別，說(shuō)明各套軸承所承受的載荷不等，軸承組沒(méi)有實(shí)現(xiàn)均載；

2)軸承組經(jīng)過(guò)跑合后，承受軸向載荷時(shí)，各套軸承座圈產(chǎn)生的應(yīng)變值幾乎相同，證明了其承受的載荷相等，軸承組實(shí)現(xiàn)了均載；

3)在0°和90°位置檢測(cè)的軸向應(yīng)變值幾乎相同，說(shuō)明軸承組中各套軸承沿圓周方向均勻受壓，沒(méi)有發(fā)生偏斜，跑合后溝道沒(méi)有發(fā)生偏磨，跑合效果良好。

4 結(jié)論

1)軸承組理論均載條件為：在軸承軸、座圈尺寸為理論尺寸的前提下，當(dāng)軸圈承受的軸系力和外座圈承受的殼系力相等時(shí)，軸承組軸、座圈軸向剛度相等；當(dāng)軸系力遠(yuǎn)大于殼系力時(shí)，軸承組軸、座圈軸向剛度要滿足一定配比關(guān)系。

2)跑合前軸承組承載不均，跑合后軸承組各套軸承承載基本相同，均載性能得到明顯改善，實(shí)際加工制造出的新軸承組可在給定條件下跑合后，達(dá)到良好的均載性能。