钻机刹车装置

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：
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。
∵ cos (dθ/2) ≈1 ∴ dF ＝ dt （1）
ΣY=0 dN－t×sin(dθ/2）－（t＋dt)×sin(dθ/2)＝0
ΣY=0 dN－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－2 t×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－2 t× (dθ/2）＝0 dN－t× dθ＝0 dN＝ t× dθ (2)
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 车上必须装臵包括机械 刹车和辅助刹车的制动 装臵来吸收钻柱下放时 释放的能量。
由 和
F m P＝ P cos L 杆 F n t＝ t cos R 3
P cos L 杆 t F n 得： i ＝ P t cos R 3 F m L n cos ＝ 杆 R3 m cos （8－27）
由
t L n cos i ＝ 杆 P R3 m cos
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）
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 )＝0
ΣX=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
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。
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）
M动 max 1＋ M静
完全刹住后，M动＝0，M＝M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 的刹车装臵的情况 下，下钻速度过大， 容易发生溜钻砸转 盘事故，损坏设备。
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。
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1 m／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，
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。
制动装臵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 动装臵即滚筒吸 收了能量，随着 制动力矩的增大， 下落加速度逐渐 减小。
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。
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。
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。
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。
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)。
P×cosα×L×η杆＝t×sin(α+β）×r
由
P cos L 杆＝t sin ＋） r （ （8－26）
t L cos 得： i ＝ 杆 P r sin ＋） （
所以，单杠杆机构的增力比为： t L cos i ＝ 杆 P r sin ＋） （ （8－26）
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

T
t
dt d 0 t
ln t f
T t

0
T ln t
∴lnT－ lnt ＝ μαT＝t e μα
8.4
刹车装臵
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。
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。
（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。