牙轮钻头空心滚滑复合轴承的设计

韩传军 张 杰 蒋光强 林发权

1.西南石油大学机电工程学院 2.中国石油塔里木油田公司工程技术部

轴承是牙轮钻头的重要组成部分，它的失效直接影响着整个钻头的使用寿命，进而影响整个钻井周期。牙轮钻头中最早使用的是滑动轴承，1932年出现了滚动轴承，并一直沿用至今。与普通滑动轴承相比，牙轮钻头的滑动轴承有其特殊性，包括结构特殊性、载荷特殊性、工作环境的特殊性以及相对转速的特殊性[1]，这就决定了它的研究工作更为复杂和困难。牙轮钻头的滚动轴承是一种非标准轴承，多采用大圆柱滚子轴承—钢球—小径向滑动轴承或者大圆柱滚子轴承—钢球—小圆柱滚子轴承，它无内外套圈、无保持架、承载力大、耐冲击，但是转速较低，而且有限的润滑脂和强磨粒环境[2]，使得它的失效较为严重，工作寿命较低。因此，对牙轮钻头用轴承的失效机理分析以及新结构的设计一直是石油工程技术人员的研究重点。

1 牙轮钻头轴承的研究现状

目前，牙轮钻头轴承研究集中在轴承失效形式及原因分析、轴承材料的研制、轴承承载强度与可靠性分析、轴承密封系统的优化、轴承结构的设计等方面。

王国荣等对影响牙轮钻头滑动轴承的失效因素进行了分析，认为滑动轴承的主要失效形式是粘着磨损，温升是影响其失效的主要因素[3]；伍开松利用有限元软件对滑动轴承系统的理想模型进行了接触强度分析，分析了几何误差对滑动轴承接触应力分布的影响，认为把轴颈的圆柱形改为鼓形，可以改善轴承接触压力分布[4]；吴泽兵计算了滑动轴承的接触力和磨损量，并编制了仿真软件WEAR[5]：黄志强等对三牙轮钻头的滑动轴承进行宏观和微观分析，认为密封系统失效、载荷大而不均、温升、轴承与牙轮之间配合间隙过大是造成牙轮钻头轴承快速失效的主要原因[6]；况雨春等分析了单牙轮钻头滑动轴承中止推面的接触应力，并提出优化措施[7]；陈家庆等对牙轮钻头变曲率滑动轴承的结构进行了分析，提出了接触形状优化与磨合的实施方案[8]，并应用边界元法计算了大滑动轴承的接触参数，讨论了外载荷、配合间隙、材料配对组合等因素对滑动轴承接触力的影响[9]；张茂等对滑动轴承的结构进行了设计改进，并申请了专利[10]。

1999年，张茂提出了将牙轮钻头滚动轴承的滚子改为内孔母线为直线、或直线圆弧组成，或双曲线的空心滚子[11]。张向东等对牙轮钻头空心圆柱滚子接触状况的进行了有限元数值模拟，认为合理空心度的滚子可以降低轴承的等效应力[12]；王文广等提出在牙轮钻头滚动轴承中采用凹端圆柱滚子的方案[13]；陈家庆等对国内外采用较多的几种凸型圆柱滚子的接触情况进行了分析[14]，从结构设计、新型材料和表面处理方面提出了降低失效的措施[2]。

随着钻井技术的发展，学者们开始将浮动套轴承引入到牙轮钻头，主要是浮动套轴承具有较高的运转稳定性、结构紧凑、摩擦功耗低、较滑动轴承寿命长、适宜在高速和较大载荷下运转等特点。王国荣等对牙轮钻头浮动套轴承的工作机理进行了研究[15]，提出了一种带孔浮动套轴承[16]；杨斌对浮动套轴承的接触应力进行了分析，提出了全凸型、修正线型和对数型母线修形曲线[17]。由于各种轴承都存在局限性，使得牙轮钻头轴承逐渐向复合化方向发展，田红平等提出了一种滚滑复合轴承，结构如图1－a所示，并通过有限元分析和现场实践验证了其可靠性，其在保持高速的前提下依然有较高的承载能力和使用寿命[18]。

图1 3种滚滑轴承结构示意图

2 空心滚滑轴承的设计

在本文参考文献[18]的基础上，依据滑动轴承、空心滚子轴承与浮动套轴承的特点，本文设计了一种空心滚滑复合轴承如图1－b（轴向横截面图）所示，图1－c为笔者提出的一种有孔浮动套滚滑复合轴承。

2.1 结构设计

牙轮钻头的滑动轴承主要由牙轮内孔和牙爪轴颈组成；滚动轴承主要由牙轮内孔、滚动体和牙爪轴颈组成，用牙轮和牙爪代替了普通滚动轴承中内外圈；空心圆柱滚子轴承是将圆柱滚子做成内孔母线为直线或者曲线的空心结构；浮动套轴承是在滑动轴承中加入一层或多层浮动套。

新设计的空心滚滑复合轴承主要由牙轮、牙爪、空心滚子和空心滑块组成，如图2所示；带孔浮动套滚滑轴承除了前面提到的部件外，还有一个带油孔的浮动套。结构中的滑块为扇形结构，内外面的曲率半径与轴颈和牙轮内孔相同，滑块与滚子直接接触。空心滑块的长度与空心滚子的长度相同，取滚子的空心度为60%，滑块也按相应的比例进行选取，滑块与滚子的数量相同。滑块与牙爪轴颈和牙轮内孔形成低副滑动接触，可以承受较大载荷，空心滚子与牙爪和牙轮形成滚动接触，降低整个轴承的磨损。有孔浮动套滚滑轴承将牙爪轴颈与滚动体分开，降低接触面的磨损，提高轴承的转速，同时在浮动套上开有油孔，使润滑油能在滑套内外进行流通，增加了润滑效果和散热性能。田红平等[18]等开发了10只实心复合轴承牙轮钻头，在中国石油华北油田和克拉玛依油田试验取得了较好的效果。一只215.9mm的ZAT127钻头由华北油田钻井四公司40511井队试验，在钻压80～180kN，转速220r／min条件下，在晋93－17x井和泽10－31x井2次下井，纯钻34h后，钻头轴承完好，且轴、孔、滑块和滚柱的表面光亮，无明显损伤痕迹。另一只215.9mm的ZA437钻头由克拉玛依油田钻井三公司32879井队在57281井试验，在转速140r／min，钻压150kN条件下，纯钻55h后，轴承完好，且轴、孔、滑块和滚柱的表面非常光亮，滚柱没有疲劳点蚀的痕迹，但有明显与滑块摩擦的痕迹，直径与装配前相差0.005～0.01 mm，滑块侧面有轻微的弧面凹槽。

图2 牙轮钻头空心滚滑复合轴承立体剖开图

2.2 结构特点

根据空心滚滑轴承的结构形式，可以将其概括为5个特点：

1）承载力更大：虽然整个牙轮钻头轴承的重量减轻了，但并没有降低其承载能力，后文将通过应力分析计算予以说明。

2）吸振性能好：空心结构滚滑体的刚度较实心结构有所降低，起到了吸振和缓冲的作用，特别是轴承高速运转时，这种作用将极大地改善整个牙轮钻头的动态性能。

3）润滑油贮存更多：空心结构的滚滑体可以贮存更多的润滑油，充分保证了各接触面之间的良好润滑，降低了添加润滑油的频率，同时也避免在牙轮内孔壁开设油槽，提高了整个轴承的承载强度。

4）散热面积增加：内部空心结构可以增加滚滑体的散热面积，同时也有助于润滑油的自由流动，使润滑油充分发挥其冷却作用，对高速重载工况下的牙轮钻头来说，这将会极大地降低接触面由于温度过高而引起的粘着磨损，降低其失效概率。

5）润滑效果更好：有孔浮动套滚滑轴承，充分融合了滚动轴承、滑动轴承和浮动套轴承的优点，除具备上述优点外，还可以充分发挥浮动套的特点。在浮动套壁上开有油孔，使浮动套内外的润滑油之间可以互相流动，保证浮动套内外两侧的润滑效果，也避免因局部润滑不良导致轴承的失效。同时，流动的润滑油可以增加对流散热，避免局部温度过高。

3 模型计算与分析

由于空心滚滑轴承的接触问题已经不能严格满足Hertz理论条件，因而不能直接应用Hertz公式求解其接触应力。ABAQUS被广泛地认为是功能最强的有限元软件之一，可以分析复杂的固体力学问题，特别是在求解非线性问题时具有独特的优势，本文用其进行建模和解算。

3.1 建立计算模型

由于滚滑轴承为对称结构，在其工作过程中，主要是下半部分承受载荷，因而建立1／4滚滑轴承的有限元模型。在滚滑轴承工作过程中可能是空心滚子处于最下边，也可能是空心滑块处于最下边，因而考虑这两种极限工况，并建立相应的实心滚滑轴承模型进行对比分析。本模型只考虑静力作用下的轴承承载。

参照本文参考文献[18]，取轴颈的直径为54 mm，滚子和滑块的厚度均为11.13mm，数量按8∶8布置，空心滚子内孔直径为6.67mm，滑块也按相应比例选取。由于牙轮钻头中牙爪和牙轮材料均为高强度合金钢，因此，取材料的弹性模量为206GPa，泊松比为0.3，密度为7 800kg／m3。建立轴颈与滚滑体、牙轮内孔与滚滑体以及滑块与滚子之间的接触关系，设定它们之间的摩擦系数均为0.1。对模型采用结构网格划分方法，对滚滑体、轴颈和牙轮内表面参与接触部分进行网格细化。划分网格后的有限元模型如图3所示，图3－a、b为滚子在最下端时的实心和空心模型，图3－c、d为滑块在最下端时的实心和空心模型。由于牙轮的下半部接触井底，对牙轮外圈完全约束，模型左侧的对称面施加对称约束，根据牙轮钻头的工作状况，在轴颈上端对称面施加压力载荷50MPa（根据钻压确定，其值因钻井工况的不同会有变化）。

图3 有限元分析模型图

3.2 结果分析

图4为当滚子和滑块分别处于最下端时，实心结构和空心结构滚滑轴承的等效应力云图。从图中可以看出，两种工况下，将滚滑体结构由实心改为空心以后，最大等效应力均有所降低；实心结构中的高应力区域较为集中，主要在滚子与轴颈和牙轮内表面的接触处，以及滑块与轴颈接触的部分；空心结构中滑块的两侧承受了较大的应力，空心滚子的高应力区域较实心滚子有了较大的扩展但极值降低。

图4 各种结构的等效应力云图

表1、2分别为两种工况下实心结构和空心结构中牙爪轴颈、最下端滚子、最下端滑块以及牙轮内孔的最大等效应力、接触应力、剪切应力值。从表1中比较各部件的应力极值，空心结构中的牙轮轴颈和牙轮内表面的应力值均略有增大；和实心滚子相比，空心滚子的最大等效应力、接触应力和剪切应力都有了较大幅度的降低；空心滑块结构与实心滑块相比，3种应力值均增加，主要是空心滑块的整体刚度下降，以及内孔局部出现应力集中。在表2中，空心结构中的轴颈和滚子的3种应力最大值均小于实心结构，但滑块和牙轮内表面的应力值有所增大。综合比较以后发现，将实心结构改为空心结构后，其整体承载性能并没有低，反而更高，空心滚滑体的应力分布较为均匀，不会因为局部的应力过大或温升过高而导致整个轴承的过早失效。

表1 滚子处于最下端时各部件应力极值表 MPa

表2 滑块处于最下端时各部件应力极值表 MPa

4 空心度的确定

空心度是整个轴承设计中最重要的参数，如果空心度过小，则达不到预期的目的；如果空心度过大，将会极大地削弱轴承的承载强度。因而，选择合理的滚子和滑块空心度是轴承设计的关键环节。定义滚子的空心度K为R1／R；由于滑块为扇形结构，分别定义其径向空心度Kr为H1／H，周向空心度Kc为S1／S。其中，R1为滚子内径，R为滚子外径，H1为滑块内孔厚度，H为滑块厚度，S1为滑块内孔平均弧长，S为滑块外缘平均弧长。

分别取滚子和滑块的空心度为30%、40%、50%、60%、70%、80%进行分析计算。图5、6为空心滚子和滑块取不同的空心度时，对应的最大等效应力和最大接触应力。由图5、6可知，随着空心度的增大，滚子的等效应力和接触应力均经历了一个先减小后增大的过程；空心度为60%时，滚子的两种应力值均达到最小，说明此种工况下的滚子承载能力最强，通过分析曲线变化，建议滚子的空心度取值范围为50%～70%。

图5 滚子和滑块在不同空心度下的等效应力图

图6 滚子和滑块在不同空心度下的接触应力图

随着滑块径向空心度的增加，滑块的最大等效应力逐渐下降，但变化幅值很小，滑块的最大接触应力也变化较小，说明滑块的径向空心度对其应力影响较小，但是空心度越大，滑块的变形就越大，综合考虑，建议取其径向空心度为50%～60%。滑块的周向空心度对其应力影响较大，周向空心度越大，滑块的两种应力值均呈增大趋势，当空心度大于60%时，其等效应力急剧增大，因而，其周向空心度不能超过60%。

5 结论

综合了牙轮钻头中常用的滑动轴承、空心圆柱滚子轴承、浮动套轴承的各种优势，在实心滚滑轴承的基础上，设计了空心滚滑复合轴承和有孔浮动套滚滑轴承。空心结构的滚滑复合轴承较实心结构承载力更大、吸振性能好、贮存更多的润滑油，有利于接触面间的润滑及降低摩擦温升，降低了轴承失效概率，延长了使用寿命。通过对实心结构和空心结构的滚滑轴承进行仿真分析，发现空心滚滑轴承具有更高的承载能力，滚动体的应力分布也较为均匀，有助于提高整个牙轮钻头的使用寿命和钻井速度，此结构对工程实践有参考作用。下一步还需要对空心滚滑复合轴承的摩擦升温、热应力、失效形式及机理、动力学性能进行计算分析及试验验证。

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