石油鉆機平移棘爪步行器卡爪失效分析及優化

李建亭

(中石化中原石油工程有限公司 工程服務管理中心，河南 濮陽 457001)

0 引言

鉆機整體平移裝置是同一井場鉆多口井，實現重復、批量化作業 “井工廠”鉆井模式的核心裝備[1]，而棘爪步行器又是平移裝置的重要部件，它是鉆機沿平移導軌在液缸液力作用下向前/后移動達到下一個力的作用基點，平移時液缸推動棘爪步行器實現鉆機載荷與導軌間以滑動摩擦形式的整體平移。棘爪步行器由于應用環境復雜苛刻，現場應用中存在著棘爪座撕裂、卡爪失效、限位螺釘斷裂等問題，從而影響鉆機平移裝置的使用壽命及平移效率。

目前，針對棘爪步行器類型、數值仿真及液壓系統等方向都有大量的理論研究[2-3]，但對于其卡爪失效方面的專題研究還很少。鑒于此，筆者以一種帶有斜面結構的卡爪步行器在一次現場應用中出現的卡爪損壞失效問題為研究對象，通過對此結構卡爪受力及應力分析，判斷卡爪失效的原因，提出優化措施，這對解決石油鉆機平移棘爪步行器工程實際問題具有一定的指導意義。

1 棘爪步行器結構及失效

一種帶有斜面卡爪結構的單棘爪步行器由棘爪座、棘爪、翻轉手柄、棘爪連接銷軸、卡爪、卡爪固定螺釘組成，如圖1所示。由于導軌截面采用槽鋼梁與棘爪孔板焊接而成，為了實現卡爪與導軌接觸部位的緊密貼合，在卡爪與導軌槽鋼梁接觸部位設計了1∶10斜面，用卡爪承載步行器豎直方向分力限制其在導軌平面法向移動[4]。鉆機平移時卡爪與導軌截面結構如圖2所示,圖2中W為導軌槽鋼梁間距。

1—棘爪座；2—翻轉手柄；3—棘爪；4—卡爪；5—導軌；6—液壓缸；7—耳座。圖1 棘爪步行器總成

1—棘爪座；2—卡爪；3—導軌棘爪孔板；4—導軌槽鋼梁。圖2 卡爪截面示意圖

棘爪步行器失效類型主要有：鉆機平移過程中步行器棘爪刃無法順利自動落入導軌棘爪孔中，如圖3(a)所示；卡爪產生塑性變形或斷裂失效，如圖3(b)所示。

圖3 失效類型

下面以斜面卡爪變形失效問題作為研究對象，通過卡爪受力分析獲得卡爪危險截面的應力值，從而判斷卡爪失效的原因，提出改進優化措施。

2 卡爪力學分析與求解

2.1 受力分析

鉆機平移時，棘爪步行器首先在液缸液力作用下沿導軌面滑移，棘爪刃面滑入導軌棘爪孔內，然后在液缸反向液力作用下，棘爪刃面與導軌棘爪孔面接觸，直至卡爪1∶10斜面與導軌槽鋼梁斜面接觸作用，最終在卡爪1∶10斜面上產生一個作用力F，如圖4(a)所示。根據力的合成原理此力可以分解為水平力FH和豎直分力FV。

圖4(a)中,a1=0.095 m,為卡爪OA段長度；b1=0.097 5 m,為卡爪AB段長度；h=0.045 m，為卡爪厚度；卡爪截面法向長度為L=0.100 m。

2.2 力學求解

由斜面幾何關系知：卡爪在1∶10斜面位置產生的作用力FH/FV=0.1。豎直分力FV作用下卡爪受力如圖4(b)所示，卡爪在力FV作用下產生彎矩MVH、MVV,彎曲應力為σVH、σVV，軸向拉應力σVx；卡爪在力FH作用下受力如圖4(c)所示,卡爪力FH作用下產生彎矩MHV、軸向壓應力σHy及彎曲應力σHV。根據力的疊加原理，將卡爪在力FV與FH作用下進行疊加，獲得卡爪在力F作用下OA與AB區間不同截面上的最大拉應力、壓應力σ±表達式如公式(1)所示。

圖4 卡爪力學分析圖

(1)

通過圖4與公式(1)分析發現：卡爪應力極值出現在兩個截面上：一個是卡爪0A區間y最大值y=a1，即過A點的法向截面上；另一個是卡爪AB區間x最大值x=b1，即過B點的法向截面上，爪內側面受拉，外側面受壓。進一步比較兩截面上的最大壓應力σ-A、σ-B與拉應力σ+A、σ+B，得到最大應力值|σ-A|>|σ-B|與|σ+A|<|σ+B|，同時|σ-A|<|σ+B|，即卡爪在卡爪力F作用下最大應力出現在過B點的法向截面上內側面處，即卡爪受力時的危險截面。

2.3 卡爪豎直方向分力FV的確定

針對同一鉆機平移載荷無論拉移還是推移過程中，用于平衡導軌對卡爪產生的豎直方向作用力恒定，即卡爪力FV為定值。參考文獻[4]作者通過對棘爪步行器受力分析，利用力學原理與方法，首次建立了一種獲得了解析解的棘爪步行器力學求解模型。本文采用其卡爪力求解表達式，將棘爪步行器相關參數帶入其表達式，并考慮本文步行器卡爪安裝方式：推移過程中步行器安裝單側雙前卡爪與單后卡爪；拉移過程中，步行器安裝單側單前卡爪與雙后卡爪方式，獲得鉆機推移/拉移過程前、后卡爪力FV1T(FV1L)與FV2T(FV2L)值，如表1所示。

表1 卡爪力FV計算結果 單位：kN

計算中采用液缸液力約1 200 kN，步行器僅改變了前卡爪安裝位置即L1值為0.43，其他參數的數值含義與文獻[4]完全一致。

3 卡爪實例計算與優化

3.1 實例計算

現以公司研發的一種適用于型鋼結構截面導軌的棘爪步行器為例，其卡爪具有1∶10斜面結構，以上述卡爪受力分析計算結果為依據，將卡爪危險截面上相關參數帶入應力公式(1)中，得到危險截面上的最大應力σ+B：

(2)

將表1卡爪力FV值帶入式(2)中，獲得棘爪步行器在推移過程中前、后卡爪危險截面上的最大應力σ+B1T與σ+B2T及拉移過程中相應應力σ+B1L與σ+B2L,如表2所示。

表2 卡爪應力與性能參數 單位：MPa

結果表明：步行器無論推移還是拉移狀態下卡爪應力σ+B分別超過卡爪材料的屈服強度值σS的38.6%、136%、83.1%、64.8%；推移過程最大卡爪應力σ+B2T與拉移過程的最大卡爪應力σ+B1L兩者值都大于其斷裂強度值σb。

3.2 結構優化

表2結果表明卡爪由于強度設計不足導致其失效，針對此原因提出3個方面的優化措施：1) 減小導軌槽鋼梁間距W值，改善卡爪受力狀況。優化后的卡爪截面如圖5(a)所示。2) 改變卡爪截面參數即a2=0.06m、b2=0.0875m、卡爪軸向長度L=0.26m，其他尺寸不變?？ㄗκ芰θ鐖D5(b)所示。3) 卡爪用料選用耐磨性好、強度高的35CrMo材料制作。

圖5 卡爪截面及力學分析示意圖

優化后的卡爪在鉆機平移過程中僅受到導軌接觸面上的豎直作用力FV，無附加水平方向的分力作用。此時步行器在推移過程中前、后卡爪危險截面上的最大應力σ+B1T與σ+B2T及拉移過程中相應應力σ+B1L與σ+B2L如表3所示。

表3 優化后的卡爪應力與性能參數 單位：MPa

表3結果表明：在同一鉆機平移載荷下，優化后的卡爪無論拉移還是推移狀態下最大應力都遠遠小于材料的屈服強度值σS；優化后的卡爪應力減小量約是表1相應數值的54%或77%，說明優化后的卡爪承載能力獲得提高；最大應力發生在鉆機拉移過程的后卡爪上，其值為σ+B2L=270MPa，最小應力發生在鉆機拉移過程的前卡爪上，其值為σ+B1L=150MPa。將應力與原材質機械性能參數對比發現：優化后的卡爪即使在原材質情況下也滿足強度要求，說明斜面卡爪結構設計缺陷是卡爪塑性變形失效問題的根源。優化后步行器卡爪強度足夠，滿足鉆機平移使用要求，與步行器整體承載相匹配，優化改進后的卡爪在現場應用后再未發生嚴重的塑性變形失效問題。

4 結語

1) 通過斜面卡爪受力分析發現：卡爪內側面受壓與外側面受拉的受力規律，附加水平分力使卡爪向外擴張，這不利于卡爪承載。

2) 斜面卡爪應力計算結果表明：卡爪危險截面出現在卡爪固定螺釘附近，其應力值分別超過卡爪材料屈服強度的38.6%、136.0%、83.1%、64.8%，平移過程中的最大卡爪應力都大于其材料的斷裂強度值。

3) 優化后的卡爪應力計算結果表明：通過改變導軌截面結構實現卡爪受力部位由斜面變平面，卡爪應力值相應降低量約為54%與77%，改善了卡爪的受力狀態，有利于卡爪承載能力提高，表明斜面卡爪結構設計缺陷是卡爪塑性變形失效問題的根源。