涡轮钻具轴承组均载试验研究

龚彦，张也，鲁宽，朱正东，郭敬超

(1.西南石油大学 机电工程学院，成都 610500；2. 中石化石油工程机械有限公司 第四机械厂，湖北 荆州 434024)

在石油机械中，涡轮钻具轴承常用于井下动力钻具，其属于多排推力角接触球轴承，由于受到井眼尺寸的限制，轴承尺寸不可能较大，故单套轴承的承载能力是有限的。工作中涡轮钻具轴承承受转子工作时产生的轴向载荷以及高达数吨的井底钻压，为了满足使用需求，通常将几套至十几套轴承串联成轴承组使用。为了确保整个轴承组的寿命最大，应使载荷均分到各套轴承上。然而，载荷在若干轴承间的均匀分布受到诸多条件限制，如轴承各零件的刚度、相邻轴承的接触刚度等，当载荷不均时，开始承载大的轴承会较快失效，失效后其应该承受的载荷转由其他轴承承担，从而使其他轴承承受的载荷增大，轴承组使用寿命总体下降，严重影响实际钻井作业。因此，新制造的轴承组在下井使用前应测试其均载情况。

在研究此类轴承组时，大多采用有限元方法从理论上加以分析[1-5]，且多是研究轴承组内单套轴承的接触情况，少有从轴承组整体上考虑载荷在轴承组间分布对寿命的影响。也有相关研究[6]用有限元方法分析轴承组的载荷分布情况，但未考虑轴承组安装后承受的预紧力以及安装精度的影响，理论模型与实物存在差别，不能准确反映轴承组实际工作情况。为此，开展涡轮钻具轴承组均载试验研究。

1 轴承组均载的理论分析

涡轮钻具轴承组的结构如图1所示，其由轴圈、座圈及钢球组成。其中，套圈的沟曲率半径大于钢球的半径，接触时为一个内球面与若干个外球面接触。在力的传递过程上，其与四点接触球轴承工作原理一致，载荷由轴圈经钢球传递到座圈。

图1 涡轮钻具轴承组结构示意图Fig.1 Structure diagram of bearing pack in turbodrill

轴承安装到涡轮钻具中后，轴向预紧力直接作用于轴承组的轴、座圈。轴、座圈产生一定量的压缩变形，同时与钢球发生接触变形。由于轴承轴向接触变形刚度远小于压缩变形刚度，因此，可忽略轴向压缩变形。假设推力球轴承各零件均符合理论尺寸，以5套轴承组为例，将其视作一种弹性系统，其力学模型如图2[7]所示。图中：FZ和FK分别为施加在轴、座圈上的轴向力；Kn1～Kn5和Kw1～Kw5分别为轴、座圈的轴向刚度；Kqn1～Kqn5和Kqw1～Kqw5分别为钢球与轴、座圈的接触刚度。

图2 轴承组的力学模型

忽略轴承零件与涡轮轴、壳体之间的摩擦阻尼，使用机械阻抗分析法进行处理，由弹性力学叠加原理可得，由N套轴承组成的轴承组同时承受轴系力FZ和壳系力FK时，第i套(i=1,2,…,N)轴承轴、座圈所受载荷Fni和Fwi分别为

(1)

(2)

式中：fni，fwi为第i套轴承轴、座圈在FZ作用下承受的力；f'ni，f'wi为第i套轴承轴、座圈在FK作用下承受的力。

轴承组轴、座圈轴向刚度满足如下配比关系

(3)

(3)式即理想情况下轴承组理论均载条件。

若FZ=FK，代入(3)式得

(4)

由(4)式可知，在轴系力FZ与壳系力FK相等时，推力球轴承组的理论均载条件是：在轴承轴、座圈尺寸不变的前提下，其轴向刚度相等。

在涡轮钻具的实际装配和使用中，轴系力FZ由钻压、装配时的轴系预紧力和水力载荷共同组成，远大于壳系力FK。忽略FK时，得到轴承组理论均载条件为

(5)

由(5)式可知，轴系力远大于壳系力时，轴承组的理论均载条件是：在轴承轴、座圈尺寸不变的前提下，其轴向刚度要满足一定配比关系。

2 轴承组均载性能试验

实际轴承组不可能达到理论均载条件，其实际均载性能很难根据理论计算得出，因此需通过试验进行研究。

2.1 试样及试验设备

试验使用的是φ127 mm涡轮钻具轴承组，由13套轴承组成，外径113 mm，内径60 mm，接触角48°，轴座圈各14个，每套轴承有15个钢球，轴座圈和钢球均采用55SiMoVA制成。

在设计试验设备时主要考虑轴承在试验台架上的安装工况与其在涡轮钻具中的使用条件一致。轴承均载试验台架如图3所示。轴承组座圈被压紧螺母压紧在主轴上，轴承轴圈被螺栓压紧在上压紧板和支承板中间，并由螺栓支承在底板上。用千斤顶模拟钻井时轴承组所受载荷，顶部顶在主轴下端，载荷由主轴传递给轴圈，通过钢球传递至座圈，继而传递至上压紧板，最终通过螺栓将载荷传递至底座，从而达到平衡。

图3 均载试验台架Fig.3 Balanced load test bench

2.2 试验条件

均载试验的首要原则是试验条件尽可能与实际工况相同。此外，轴承在使用前常会先进行空载跑合，以提高轴承组的均载性能。将均载试验台架上端裸露的主轴用联轴器与摇臂钻床主轴连接，实现轴承组的跑合。

根据被测轴承组的使用工况，设定空载跑合的转速为200 r/min，跑合时间为8 h。根据涡轮钻具实际工况，对轴承施加50 kN的轴向载荷进行均载试验，以代表轴承组承受的水力载荷和钻压。

为了对比轴承组在跑合前后的差别，跑合前后在相同载荷下进行均载试验。

2.3 试验方法

测定每套轴承受载后的应变值来判定每套轴承是否均匀承载。试验中采用电阻应变片测量轴承的应变值。根据被测试轴承的接触角，将应变片布置于轴承座圈轴向高度1/2处。应变片选取两应变片垂直的应变花，布片时，一片沿轴承的轴线方向，另一片沿周向方向。此外，实际轴承座圈在周向存在形状公差，应考虑其受压时在周向发生的椭圆变形，故两片应变花在座圈周向呈90°布置(图4)，分别标记为0°和90°位置应变片。

图4 轴承座圈应变花的布片情况Fig.4 Distribution of gage gauge rosette on bearing race

3 结果与分析

考虑到轴承组加工和安装的随机性影响，轴承组在跑合前和跑合后的均载试验分别进行3次，取平均应变值作为试验结果。通过试验发现，轴承周向应变量相对于轴向应变量很小，且在试验测量中并没有采取措施对座圈进行约束，而涡轮钻具中的轴承组受到涡轮钻具壳体的约束，其周向刚度将远大于轴向刚度，因此，分析时不考虑周向变量。轴承座圈轴向应变值如图5所示。

图5 轴承座圈轴向应变值Fig.5 Axial strain magnitude of races

由图5可知：

1)跑合前，轴承组中各套轴承受载时，其座圈产生的应变值有明显差别，说明各套轴承所承受的载荷不等，轴承组没有实现均载；

2)轴承组经过跑合后，承受轴向载荷时，各套轴承座圈产生的应变值几乎相同，证明了其承受的载荷相等，轴承组实现了均载；

3)在0°和90°位置检测的轴向应变值几乎相同，说明轴承组中各套轴承沿圆周方向均匀受压，没有发生偏斜，跑合后沟道没有发生偏磨，跑合效果良好。

4 结论

1)轴承组理论均载条件为：在轴承轴、座圈尺寸为理论尺寸的前提下，当轴圈承受的轴系力和外座圈承受的壳系力相等时，轴承组轴、座圈轴向刚度相等；当轴系力远大于壳系力时，轴承组轴、座圈轴向刚度要满足一定配比关系。

2)跑合前轴承组承载不均，跑合后轴承组各套轴承承载基本相同，均载性能得到明显改善，实际加工制造出的新轴承组可在给定条件下跑合后，达到良好的均载性能。