胡軍旺，姚引婧

(1.蘭州蘭石石油裝備工程有限公司，蘭州 730314；2.蘭州理工大學(xué) 技術(shù)工程學(xué)院，蘭州 730050)①

?

JC90D型絞車滾筒強度分析

胡軍旺1，姚引婧2

(1.蘭州蘭石石油裝備工程有限公司，蘭州 730314；2.蘭州理工大學(xué) 技術(shù)工程學(xué)院，蘭州 730050)①

滾筒是絞車中的關(guān)鍵零部件，其可靠性關(guān)系到整個絞車的可靠性。討論了滾筒有限元分析時載荷的處理形式；引入歐拉公式分析了鋼絲繩拉力的衰減狀況。將鋼絲繩對滾筒的壓力以按纏繞圈數(shù)逐圈遞減的形式，施加在滾筒繩槽表面進行了滾筒的強度分析。滾筒的強度和剛度都滿足使用要求。

絞車；滾筒；有限元分析

隨著油氣能源開采力度的不斷增強，易開采的能源逐漸減少，油氣勘探開發(fā)不斷向深海、深地層等難動用儲量延伸，對超重型石油鉆機的需求在不斷增加。當鉆機的負荷能力增加時，提升系統(tǒng)鋼絲繩的直徑增大，導(dǎo)致絞車滾筒的直徑變大，對滾筒的強度和剛度設(shè)計帶來了更高的要求[1]。

滾筒作為絞車的關(guān)鍵零部件，目前主要是依靠經(jīng)驗公式或?qū)L筒看作是厚壁圓筒進行粗略的強度設(shè)計計算。伴隨著計算機技術(shù)的發(fā)展，有限元分析方法已廣泛應(yīng)用于滾筒的強度分析，但在載荷的處理上大多基于厚壁圓筒的理論，僅將理論的計算形式簡單移植到計算機軟件中，沒有更加貼切地模擬實際受力狀況。傳統(tǒng)的設(shè)計過程中通常采用較高的安全系數(shù)以保證安全性，這使得滾筒的質(zhì)量變的越來越大。在起升系統(tǒng)中，滾筒的啟動慣性矩占全部從動慣性矩的50%～60%，過大的質(zhì)量會影響絞車系統(tǒng)的動力性能。滾筒的設(shè)計應(yīng)在保證強度的情況下盡可能的減輕滾筒的質(zhì)量，以節(jié)約材料，減小其慣性矩；使絞車啟動動載減小，加速操作并延長滾筒軸上離合器等部件的使用壽命。

本文以9 000 m鉆機用絞車的滾筒作為研究對象，探討滾筒工作狀態(tài)下不同載荷因素對滾筒強度的影響，分析滾筒載荷的處理方式，并借助有限元軟件討論滾筒強度的精確分析。

1　滾筒所受載荷分析

滾筒是絞車系統(tǒng)的執(zhí)行零件，工作過程中其單體上的各類載荷主要由快繩拉力引起。當快繩拉力作用于滾筒上時，滾筒內(nèi)部不僅產(chǎn)生了彎矩和轉(zhuǎn)矩，同時纏繞在滾筒上的鋼絲繩在滾筒體表面產(chǎn)生緊箍力的作用。在傳統(tǒng)的設(shè)計中，認為彎矩和轉(zhuǎn)矩的影響較小，所以忽略不計，僅分析了緊箍作用力產(chǎn)生的影響。

1.1彎矩和轉(zhuǎn)矩的影響

滾筒在工作過程中所受的載荷雖然由快繩的拉力引起，然而實際分析中，卻無法用簡單的模型全面分析快繩拉力在滾筒上產(chǎn)生的應(yīng)力和應(yīng)變。所以首先將快繩的拉力等效處理為一個集中力和力偶作用在滾筒的中心上，以分析彎矩和轉(zhuǎn)矩對強度的影響[2-3]。

分析所采用滾筒的繩槽底部直徑依據(jù)纏繩的要求確定為914 mm，壁厚依據(jù)估算定為95 mm(不計繩槽部分)，據(jù)此可求得滾筒的抗彎、抗扭截面系數(shù)分別為：W=4.543×10-2m3，Wτ=9.086×10-2m3。

對于滾筒體來說，僅考慮其自身的受力時為簡支支撐，兩側(cè)輪轂與滾筒軸的聯(lián)接部位即為支撐點。所以當快繩處在滾筒中間位置時產(chǎn)生的彎矩最大。絞車的快繩拉力為640 kN，滾筒開檔尺寸為1 643 mm，快繩在滾筒上產(chǎn)生的最大彎矩為

M=640×1.643/2=525.76 kN·m

鋼絲繩直徑45 mm，按第二層纏繩直徑1 041 mm，計算滾筒的最大轉(zhuǎn)矩為

T=640×1.041/2=333.12 kN·m

滾筒上彎曲應(yīng)力和轉(zhuǎn)矩應(yīng)力分別為

σ=M/W=525 760/0.04 543=11.57 MPa

τ=T/Wτ=333 120/0.09 086=3.67 MPa

按第四強度理論，彎扭合成強度為

張總表示，30年來中鼎集成所服務(wù)的領(lǐng)域遍及食品、冷鏈、醫(yī)藥、新能源、鋰電、汽車、機械、造紙、能源、化工、服裝等領(lǐng)域，完成的各類工程案例超過600個，早已成為國內(nèi)領(lǐng)先的物流系統(tǒng)集成商。而之所以能夠在2018年收獲較好的業(yè)績增長，源于“天時地利人和”。

對于重型絞車的滾筒，計算結(jié)果相對較小，快繩拉力在滾筒上產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力對滾筒強度的影響基本可以忽略。

1.2緊箍作用力的影響

緊箍作用力引起的應(yīng)力會使?jié)L筒受到壓縮和彎曲，在形式上表現(xiàn)為鋼絲繩施加在滾筒表面的正壓力，是影響滾筒強度的主要因素。傳統(tǒng)的計算過程中，滾筒被看作是厚壁圓筒。依據(jù)厚壁圓筒的強度分析理論，滾筒表面的壓力被簡單處理為均勻相等的恒力[4]。

分析滾筒的纏繩狀態(tài)，會發(fā)現(xiàn)滾筒上繩與筒體之間存在很大摩擦力。雖然快繩拉力很大，但在滾筒上纏繞多圈之后，卡繩座處的拉力很小或接近于零。在其作用下，纏繞在滾筒上的鋼絲繩的拉力隨著纏繞圈數(shù)的增加而逐漸遞減。鋼絲繩和滾筒之間的摩擦屬于撓性體和剛體之間的摩擦，符合撓性件摩擦理論，即鋼絲繩上的拉力符合歐拉公式：

F1=Fe-μ θ

(1)

式中：F1為鋼絲繩端的拉力；F為快繩拉力；μ為鋼絲繩與滾筒間的摩擦因數(shù)，取0.14；θ為鋼絲繩的包角，rad。

將9 000 m鉆機絞車的快繩拉力640 kN代入式(1)進行計算。結(jié)果顯示當鋼絲繩在滾筒上纏繞15圈時，拉力衰減為快繩拉力的0.14%左右。隨著纏繞圈數(shù)的增加，鋼絲繩另一側(cè)拉力衰減速度會越來越慢。

從纏繞在滾筒上的鋼絲繩中任意位置取一個微小的單元體di。在鋼絲繩兩端拉力F、F′及表面磨擦力f的作用下，處于平衡狀態(tài)，如圖1所示。即：

F=F′+f

(2)

圖1　鋼絲繩受力

對于整個可靠纏繞在滾筒上的鋼絲繩系統(tǒng)，永遠處在這樣的平衡狀態(tài)下。由于摩擦力與接觸面積無關(guān)，所以在拉力逐圈衰減的鋼絲繩系統(tǒng)中，任意單元體所受的摩擦力不可能保持恒定。也就是說，鋼絲繩作用在筒體上的正壓力是不會恒定不變的，其大小會逐漸遞減。在分析過程中，這是一個不應(yīng)被忽略的現(xiàn)象。當把滾筒看作是厚壁圓筒進行分析時，與實際情況存在較大的偏差。

2　滾筒有限元分析

目前絞車上普遍采用的滾筒為雙折線開槽滾筒，這種滾筒因其優(yōu)良的纏繩性能，得到了廣泛的認可。雙折線開槽滾筒主要由筒體和輪轂組成，剎車盤采用剪切螺栓安裝在滾筒兩側(cè)輪轂上，整個滾筒采用鑄件組焊結(jié)構(gòu)；焊接完成后進行整體開槽。在SolidWorks軟件中建立有限元模型，對滾筒上的部分倒角，剎車盤連接孔等不影響強度的特征進行簡化處理。有限元模型如圖2所示。建立模型后，導(dǎo)入Ansys Workbench軟件進行網(wǎng)格劃分，采用10節(jié)點的四面體Solid187號實體單元，單元總數(shù)量為4 511 224個，節(jié)點數(shù)3 119 183個。

圖2　滾筒體有限元模型

2.2邊界條件

由于滾筒上所受的正壓力逐漸遞減，假設(shè)鋼絲繩在滾筒上纏繞15圈時另一端的拉力等于零。對于滾筒本身，當快繩在滾筒中間位置時產(chǎn)生的變形和應(yīng)力最大，因而在進行有限元分析時以滾筒中間繩槽為起點，向輪轂側(cè)15圈的繩槽表面施加線性遞減至零的正壓力，起始點的壓力最大。

為了計算最大壓力，在滾筒上沿軸向取寬度為鋼絲繩直徑的半環(huán)形體為分離體，如圖3所示。

圖3　滾筒受力分析

暫不考慮滾筒表面摩擦力的作用，則在分離體兩端的拉力相等。分離體的表面積按繩槽在假想的槽底圓柱面上的投影面積處理。在垂直于軸的橫截面上，過中心取對應(yīng)夾角的單元體，其表面積為

(3)

式中：D為滾筒繩槽底直徑，mm；t為鋼絲繩直徑，mm，本文取45 mm；φ為分離單元體所對應(yīng)的中心角，rad。

在不考慮摩擦時，可認為滾筒表面的壓力p0均勻分布，則dφ所對應(yīng)的分離單元體的表面所受載荷為

(4)

沿滾筒表面，分離體上的載荷在橫截面垂直軸方向上應(yīng)為平衡力，即：

(5)

則：

(6)

滾筒體表面的壓力與所取離散單元兩端的拉力成正比。假設(shè)滾筒表面沒有摩擦，兩端的拉力為快繩拉力時，滾筒表面的壓力即為最大值。9 000 m絞車滾筒表面的最大壓力為31.208 MPa。

滾筒的輪轂與滾筒軸之間采用過盈配合，滾筒受力變形時，滾筒和滾筒軸將會沿軸向有微量伸縮，所以按照滾筒實際的定位形式，在一側(cè)輪轂內(nèi)孔表面上施加固定約束，另一端施加沿軸向自由，其他方向固定的約束。滾筒整體的質(zhì)量較大，考慮重力作用，在軟件中施加標準重力載荷。

2.3結(jié)果分析

滾筒的材料采用ZG270-500，彈性模量E=202 GPa，泊松比μ=0.3。輸入各項參數(shù)后，進行結(jié)構(gòu)靜力學(xué)分析，結(jié)果如圖4～6所示。

圖4　滾筒外表面Von Mises應(yīng)力云圖

圖5　滾筒內(nèi)表面Von Mises應(yīng)力云圖

圖6　滾筒變形示意

由圖4～6可知，滾筒內(nèi)表面產(chǎn)生的應(yīng)力較大，應(yīng)力的大小自最大壓力作用點向兩端遞減，最大壓力作用點處應(yīng)力為162.1 MPa；滾筒內(nèi)表面與滾筒輪轂相接位置的應(yīng)力與周邊其他位置相比較大，但不超過72 MPa，所以在設(shè)計時應(yīng)注意此位置的應(yīng)力集中，盡量選用較大的過度圓角；滾筒壓力最大點的變形最大，為0.34 mm，兩側(cè)輪轂有相對的翹曲，線性位移量不超過0.11 mm。

鑄鋼ZG270-500的屈服強度為270 MPa。滾筒的最小安全系數(shù)為1.67，滾筒的強度滿足使用要求。滾筒的整體變形量很小，對鋼絲繩的纏繞不會產(chǎn)生大的影響，剛度也滿足使用要求。

3　結(jié)論

1)在滾筒強度的分析計算過程中，由于快繩拉力引起的彎矩和滾筒傳遞的轉(zhuǎn)矩所產(chǎn)生的彎扭合成應(yīng)力約為鋼絲繩緊箍作用力產(chǎn)生的應(yīng)力的8%，遠小于緊箍作用力產(chǎn)生的應(yīng)力，所以滾筒的有限元強度分析過程中可以不予考慮。但這樣計算的結(jié)果與實際的應(yīng)力相比會有所減少，偏于不安全，在滾筒設(shè)計時應(yīng)適當增大滾筒的安全系數(shù)。

2)本文考慮了鋼絲繩拉力逐圈衰減的實際情況，分析結(jié)果顯示，應(yīng)力的大小自最大壓力作用點向兩端遞減，符合力學(xué)理論；應(yīng)力云圖的變化均勻，分析結(jié)果較為準確，可為滾筒設(shè)計提供依據(jù)，保證設(shè)計的合理性。

3)滾筒的應(yīng)力和變形主要由鋼絲繩對滾筒的緊箍作用力引起，所以在滾筒內(nèi)部可以通過增加環(huán)形筋的方式有效減小滾筒的壁厚，降低滾筒的整體質(zhì)量，實現(xiàn)滾筒的輕量化設(shè)計。

[1]陳如恒，沈家駿．鉆井機械的設(shè)計計算[M]．北京：石油工業(yè)出版社，1995.

[2]劉鴻文.材料力學(xué)[M].第三版.北京：高等教育出版社，1992.

[3]成大先．機械設(shè)計手冊[M].第五版．北京：機械工業(yè)出版社，2007.

[4]曹助家，顧占山.歐拉公式在機械設(shè)計中的應(yīng)用[J].機械制造，1994(2)：10-11.

[5]張洪才.ANSYS Workbench 14.5數(shù)值模擬工程實例解析[M].北京：石油工業(yè)出版社，2013.

[6]王新敏.ANSYS 工程結(jié)構(gòu)數(shù)值分析[M].第一版．北京：人民交通出版社，2007.

Strength Analysis of JC90D Drawworks Drum

HU Junwang1，YAO Yinjing2

(1.Lanzhou LS Petroleum Equipment Engineering Co.，Ltd.，Lanzhou 730043，China；2.CollegeofTechnologyandEngineering，LTU，Lanzhou730050，China)

The drum is one of the pivotal parts in the drawworks，and the reliability of which influences the entire drawworks’ reliability.The loads process form is mainly discussed.Attenuation of wire rope tension is analyzed by using Euler’s formula，and the declining press is applied on the rope groove to analyze the drum strength.

drawwork；drum；finite element analysis

1001-3482(2016)10-0025-04

2016-05-26

胡軍旺(1982-)，男，工程師，主要從事石油鉆采機械的研發(fā)工作，E-mail：lshujw@foxmail.com。

TE923

Bdoi：10.3969/j.issn.1001-3482.2016.10.006