钻机刹车装置

8.4刹车装置钻井绞车的刹车包括主刹车和辅助刹车。主刹车是机械式的，主要采用带刹车，即通常所说的刹车机构。盘式刹车以良好的性能正逐渐为钻井绞车所接受。由于带式刹车结构简单，使用方便，因而今后相当长的时间内完全有可能是带刹车和盘式刹车并存。机械刹车的功用是刹慢或刹住被钻柱载荷所带动的滚筒，达到控制滚筒转动，以调节钻压，送进钻具，控制下钻速度或达到悬持钻具的目的。钻井过程中司钻总是手不离刹把，如果刹车机构不够灵活省力，将加重司钻的体力劳动强度，带来操作不便。同时刹车不可靠容易引发重大溜钻事故，造成设备损失，井下事故，甚至危及人身安全。所以机械刹车是绞车上最重要的部件，因此要求它灵活省力，安全可靠，寿命长。8.4.1下钻动力学1、下钻操作过程及滚筒制动力矩下钻操作的特点是在起钻过程中作为系统负载的钻柱载荷成为下钻过程中系统的动力，带动整个系统运动，而绞车上必须装置包括机械刹车和辅助刹车的制动装置来吸收钻柱下放时释放的能量。制动装置把吸收的能量转变为热能逸散到冷却水或空气中。下钻操作可分为三段(见图8-11，8-12)1)加速段OC开始下钻前要稍提钻柱，撒掉吊卡(或卡瓦)，摘开离合器，刹住钻柱。此时滚筒上作用为静悬持力矩M0。司钻将刹把抬起，完全松开刹带，整个系统在钻柱作用下以接近自由落体加速度加速。到B点开始刹车，由于制动装置即滚筒吸收了能量，随着制动力矩的增大，下落加速度逐渐减小。在此阶段中有M＝M静－M动式中：M－滚筒制动力矩：M动－下钻系统产生的惯性力矩，（此时为负值）。2)等速段CD在此阶段，下钻系统受到的制动力矩与钻柱静力矩相等，钻柱匀速下放。此时：M＝M静，M动＝03)减速段DE钻柱下放至D点接近立根行程终点，司钻压住刹把减速下放，此时制动装置制动力矩大于钻柱静力矩，加速度为负值（惯性力为正，向下）。到E点，完全刹住钻柱。M＝M静＋M动(8-16)最大制动力矩发生在刹住钻柱之时Mmax=M静＋M动max＝βM静（8－17）完全刹住后，M动＝0，M＝M静。maxM1M动静＋以上三段所耗时间分别为tl、t2、t3。tl和t3都比较短，一般正常操作时各为3～5秒。t2取决于匀速下钻速度，一般安全操作时下钻速度应控制在2～2.5米／秒以内。在不具备安全可靠，灵活的刹车装置的情况下，下钻速度过大，容易发生溜钻砸转盘事故，损坏设备。显然，如果钻柱下放速度较大，且在下放终点前急刹车，就会产生很大的冲击载荷。因此，司钻在下钻行程结束前4～5米就开始刹车减速，降低钻柱的下放速度，然后刹住钻柱，这样就可以把冲击载荷减小到最低限度。2、最大制动力矩Q游’为下钻时游动系统载荷，约为起钻时的70％，即Q游’＝0.7Q游。而当在下钻终了刹住钻柱时的最大制动力矩Mmax为：Mmax＝βM静（8－20）这里β为动载系数，其值取决于下钻操作。这是因为最大制动力矩产生于钻柱刹止时，此时作用在快绳上的载荷为钻柱的静载荷、惯性载荷、振动载荷及冲击载荷。其中上述前三种载荷与操作无关，而刹止时的冲击载荷则完全取决于下钻操作，当下钻速度低(如以1m／s速度下放)，行程结束前提前4～5米就开始减速平稳刹住钻柱，冲击载荷很小，β＝1.5；如以高速(2m／s)下放，并在终点急刹车，冲击载荷较大，β＝2.5。8.4.2、带式刹车机构1.结构组成及作用原理图8－13为单刹车机构示意图。单杠杆带刹车典型结构如图8-13所示。图8－14所示为双杠杆带刹车典型结构。刹车机构主要由制动部分(刹带1，刹车鼓2)、控制部分(刹把4)、传动部分(传动杠杆或称刹车曲轴3)、辅助部分(平衡梁6和调整螺钉7)、气刹车等组成。刹车时，操作刹把4转动传动杠杆3通过曲拐拉曳刹带1活端使之抱紧刹车毅。刹把4同时转动司钻阀5以启动、调节气刹车8的气缸压力。气刹车对传动杠杆的作用与刹把相同，故起省力作用。平衡梁是用来均衡左右两刹带的松紧程度，以保证它们受力均匀。当刹车块磨损使刹带与刹车鼓之间的初始间隙增大，导致刹把刹止角过低时，可通过调整螺钉调整到合适的初始间隙。刹带由弹簧钢板制成，用带弹簧的螺钉挂在绞车外壳上，松开刹车时，弹簧使刹带均匀脱离刹车鼓;刹车块铆接在刹带上，它由耐热、耐磨，具有较大摩擦系数的石棉塑胶或石棉编制品压制而成。2.刹带两端的拉力设两刹带活端总拉力为t，固定端拉力为T，则可根据欧拉公式得出刹带活端拉力与刹带包角和刹车片摩擦系数的关系。欧拉公式推导从刹带上取出圆心角为dθ的微元，其力平衡关系如图所示：ΣX=0－dF－t×cos(dθ/2)+(t+dt）cos(dθ/2)＝0ΣX=0－dF－t×cos(dθ/2)+(t+dt）cos(dθ/2)＝0即：－dF－t×cos(dθ/2)+t×cos(dθ/2)+dt×cos(dθ/2)＝0消去同类项得：－dF+dt×cos(dθ/2)＝0∵cos(dθ/2)≈1∴dF＝dt（1）ΣY=0dN－t×sin(dθ/2）－（t＋dt)×sin(dθ/2)＝0ΣY=0dN－t×sin(dθ/2）－（t＋dt)×sin(dθ/2)＝0即：dN－t×sin(dθ/2）－t×sin(dθ/2）－dt×sin(dθ/2)＝0合并同类项得：dN－2t×sin(dθ/2）－dt×sin(dθ/2)＝0∵sin(dθ/2）≈dθ/2，∵dt×sin(dθ/2)是高阶无穷小，舍去。∴dN－2t×(dθ/2）＝0dN－t×dθ＝0dN＝t×dθ(2)由：∴dF＝dt（1）dN＝t×dθ(2)∵dF＝dN×μ即：dF＝t×dθ×μ代入（1）得：t×dθ×μ＝dt∴dt/t＝μ×dθ∴lnT－lnt＝μαT＝teμαTtdtdt00lnftTttTlnetTT＝teμα式中：μ为刹车块与刹车毂之间的摩擦系数，一般为0.35～0.45(有的特种材料的摩擦片其μ值可达0.5)；α为刹带围抱角，钻机带刹车围抱角一般在3π／2～11π／6弧度之间。端拉力之差即刹带对刹车毂作用的制动力F制F制＝T－t＝t（eμα－1）由式(8-19)(8-20)可得最大制动力F制。因此，下钻时带刹车要刹止钻柱的最大活端总拉力tmax为2maxQDZDF’游制游筒毂＝（8－24）2maxQDte1ZD’游游筒毂＝（8－25）－11tFe制（8－23）2.刹车杠杆机构计算。刹车杠杆指刹把、曲拐轴、曲拐连杆等构件，其作用是将刹把上的操作力放大若干倍以满足刹止钻柱时活端总拉力t的需要。杠杆力放大倍数称为杠杆效益或杠杆增力倍数i＝t/P。绞车刹车杠杆大致可分为两种：单杠杆机构和双杠杆机构。其示意图见8-15。1）单杠杆刹车机构对支点O取矩得：P×cosα×L×η杆＝t×sin(α+β）×rPcosLtsinrtLcosiPrsin杆杆由＝（＋）得：＝（8－26）（＋）由上式可见，i不仅决定于杠杆臂长比(1/r)，还与刹把倾角有关。当倾角α减小时：cosα↑，sinα↓，i增大，说明刹把越省力，故在下套管时，载荷加大了，要求刹车力矩变大，这时可以利用单杠杆刹车的增力比i随α减小而增大的特性，在下套管前预先把刹带调长，使刹死滚筒时的α角变小，即可在刹车力不变的情况下增大制动力矩，减轻劳动强度，保证安全生产。tLcosiPrsin杆所以，单杠杆机构的增力比为：＝（8－26）（＋）根据司钻的操作情况，刹把最合适的倾角α＝45°～30°。以JC-14.5刹车杠杆为例，当α＝45°～30°时，i=20～30，此时要把最重钻柱Q=130t有效的刹止则需要刹把力670－450N，这显然是人力所不能胜任的(刹把力应控制在400N以内)。所以，在重型、超重型钻机上，为保证当气刹车出故障时仍能安全可靠地刹止最大钻柱载荷，就必须采用更高i值的双杠杆机构(美国绞车广泛采用双杠杆机构)。2)双杠杆机构用浮动连杆把两套杠杆铰连在一起就组成了双杠杆机构(图8.15)。PcosLFmFmPPcosL杆杆对支点0取距得：＝所以：＝33otcosRFnFnttcosR对支点’取矩得：＝所以：＝333FmPPcosLFnttcosRPcosLtFniPtcosRFmLncosRmcos杆杆杆由＝和＝得：＝＝（8－27）式中，l/R3为定值，n/m和角γ随刹把倾角α变化，当α角减小时，n变大、m变小、即n/m变大，角γ随刹把倾角α的变小而增大，α变小则cosα增大，角γ变大则cosγ减小，故α减小使i值变大。3tLncosiPRmcos杆由＝（8－27）显然仍符合刹车机构对其增力倍数i之要求，且增力倍数比单杠杆机构大得多(图8.15)，即使不借助气刹车的加力，亦能较轻松地将最大钻柱刹住。通过上述分析，可以得出以下结论:1)带刹车的制动力矩与刹带和刹车鼓之间的围抱角和摩擦系数有关。对于采用单杠杆机构的带刹车，常采用较大的围抱角(如11π/6)。即使如此，在刹住最大钻柱时，也需很大的刹把力。2)采用双杠杆机构既省力，又安全。3)结构简单紧凑，便于维修。4)只能用于单向制动。5)活动端和固定端刹车块磨损不一致。8.4.3、盘式刹车目前国内外在用的石油钻机绞车上，广泛应用着带刹车系统。但由于带刹车系统的固有工作特性的限制，已不能充分满足深井和超深井作业和紧急状态下刹车的需要，例如:刹车力矩不足，性能不稳定，操作费力，刹车不灵敏，耐热衰减性能差等，致使在钻井作业或紧急状态刹车时时有溜钻和顿钻事故发生。所以，安全、方便、灵敏的新型盘式刹车应运而生。盘式刹车为盘钳式液压刹车，数十年前即已在机车，汽车，飞机及矿山提升机等获得了成功运用。它成功地被引入钻井绞车，现国外的盘式刹车绞车已完成系列化推广运用工作，表(3.2)为美国National-Oilwell公司盘式刹车绞车系列的主要基本参数。共有4种机械驱动绞车和6种电驱动绞车，绞车输入功率从1000马力到4000马力，钻井深度从2000多米直到12000米左右。国内从90年代开始研制盘式刹车，先在修井机绞车上使用，后来开始引入钻井绞车，现国内新生产的40级别(包括ZJ40/2250)以下的钻机绞车主要配用盘式刹车，同类级别在用钻机绞车刹车也开始进行改装，超重型钻机盘式刹车绞车已研制成功。根据技术发展预测，随着石油钻机绞车盘式刹车的技术发展，在新设计的绞车中会主要采用盘式刹车，而在用绞车亦将逐步改造成盘式刹车，盘式刹车取代刹车的进程将逐步加快。1.盘式刹车组成及工作原理钻井绞车用盘式刹车的典型结构如图8.16盘式刹车通常由刹车盘、刹车钳和液压系统三大部件组成，其中液压系统提供制动能量，刹车钳是执行元件，刹车盘与刹车钳上的刹车块组成制动偶件。按照刹车钳缸零油压时的制动状态可分为常开式钳和常闭式钳。它们典型的制动工作原理如图8.17所示。对于常闭钳制动方案(图8-17a)，由于碟簧作用力可使刹车块压向刹车盘，因此增大进入钳缸的油压将抵消一部分碟簧作用力，使制动力下降。反之，降低油压，则可增加制动力对于常开钳制动方案(图8-17b)，由于油压作用力可使刹车块压向刹车盘，因此，增大进入钳缸的油压将使制动力增大，而降低油压则将使制动力下降。这样，操作司钻手柄，使进入钳缸的油压连续变化，可实现对刹车制动力的连续调节。钻机盘式刹车全套工作钳由工作钳和应急钳组成。前者用于正常钻进操作(起下钻，钻进)过程；后者作为安全保险用，亦称安全刹车钳。刹车钳的结构方案可分为杠杆式和固定钳两种，如图(8.18)所示。杠杆钳由一中心液缸推动双活塞反向动作，通过杠杆机构对刹车块加压(图8.18a，b固定钳由两个对置液缸分居刹车盘两侧，分别通过活塞直接对刹车块加压(图8.18c，.d)。而上述的每一种又可分为常开式利常闭式两类。一般来说，绞车刹车工作钳采用常开式的液压加压，而应急钳采用常闭式的弹簧加压。盘式刹车采用杠杆钳以便利用杠杆增力倍数不致使液压系统工作压力过高，而采用固定钳则可以使结构紧凑，可靠性亦较高。液压系统的设计要保证在紧急情况下安全钳