一种液压驱动模式的大牵引力爬行器的制作方法

本发明涉及测井仪器输送工具技术领域，具体是涉及一种液压驱动模式的大牵引力爬行器。

背景技术：

井下牵引器是最新的井下传送方式之一，可推进桥塞准确的送入目的层段，通过自身携带的电缆提供电力为桥塞进行电缆座封。操作简单，提高作业时效，减小作业风险，减小作业成本。

井下牵引器作为一种新型的测井仪器输送工具,与常规的送进技术相比较,它克服了井眼弯曲使测井仪器难以下放的困难,并且极大地提高了测井的质量和测井的可靠性,因此测井爬行器的研究与开发有广泛的应用前景。早在20世纪90年代后期,国外许多公司就相继开发了能在井下独立作业的电缆牵引器。其中以SmarTract公司研制的伸缩式电缆牵引器和Sondex有限公司研制的Son2dex电缆牵引器最为突出。但在国内,水平井测井爬行器的研究还处于起步阶段,技术还不成熟,这严重影响了水平井的开发工作。

要使牵引器能在水平井内顺利爬行,就必须满足以下条件：1)提供足够的拖拽力来输送测井仪器；2)能在不同的井眼尺寸下正常工作；3)能双向移动,在井下作业后能自动返回；4)爬行遇到阻碍时有自锁能力，并及时反馈信息；5)能在高温高压下正常工作。爬行器在水平井内工作的环境恶劣，且工作空间受到严格的限制，随着对爬行器驱动系统的设计提出的更高要求，普通的驱动方式已无法满足其工作需求。因此，需要设计一种全新的测井爬行器。

技术实现要素：

本发明解决的技术问题是提供一种液压驱动模式的大牵引力爬行器，越障能力强，适应范围广，可靠性和安全性高。

本发明的技术方案如下：

如权利要求1所述，一种液压驱动模式的大牵引力爬行器，由井上部分和井下部分部分组成；

所述井上部分包括：上位监测控制系统、电能传输控制系统、载波通信系统；所述上位监测控制系统主要由上位测控软件系统和控制摇杆组成，是系统的测控中心，是上位进行监测和控制的人机接口；所述上位测控软件系统负责协调处理工具爬行器的各项参数以及显示爬行器的各种状态，姿态等信息，并且记录爬行器的各种工作曲线，为以后的分析做好准备工作，同时可以通过上位测控软件进行机械操控，进行爬行、后退、支撑、回缩动作；所述控制摇杆的主要目的是方便可靠的进行机器的操作和运动，是控制爬行器的主要控制机构，摇杆系统采用220V供电，提供智能的RS232接口，它的RS232接口和控制主机的一个串口进行连接，主控计算机将控制结果通过SPBUS总线接口协议通过载波线路，传输到井下；所述电能传输控制系统：电能传输系统是将井上部分的供电传输到井下部分，提供给爬行器工作；所述载波通信系统为专用载波通讯模块SPC-100型，适用于石油井下与地面间设备通讯用，适合高温环境使用；

所述井下部分为液压驱动总成，包括三个部分：电控总成、动力总成、执行机构总成；其中动力总成负责动力的产生及其运动协调；执行机构总成负责将径向的动力转换为爬行轮的爬行动力，负责爬行器的前进和后退；电控总成负责系统的协调运动，监测、并检测系统的运行情况；所述电控总成主要包括：电源系统、主控系统、驱动电路、以及控制电路；电控总成实际上就是井下测控系统的总集成，是井下控制系统的核心，它担负着通信协调井上系统和井下系统的协调工作，是整个系统的最为关键的环节，测控系统的可靠性将决定系统的性能；所述动力总成是爬行器的主要动力机构，它由主驱动电机、液压泵、油缸、电磁换向阀、液压马达、减速器组成，它的控制执行是由电控总成负责；动力总成是工具的动力源，它主要是通过液压机构实现爬行器的驱动，液压油经过液压泵增压之后经过电磁换向阀，驱动液压马达工作，液压马达的输出经过减速机的减速和力矩放大，驱动爬行轮向前或者向后动。所述执行机构总成是由驱动总成和推靠总成组成；所述推靠驱动总成由推靠驱动电机、推靠减速器、电磁离合器、滚珠丝杠、拉伸弹簧、推杆、油囊、位移检测 装置组成；其中驱动总成将动力总成的减速机输出通过主传动轴，经过伞齿换向，再经过齿轮传动，将动力传送到爬行轮，爬行轮驱动着爬行器向前或者向后运动；推靠总成是将爬行轮按照指令推靠到关闭的机械装置，它采用点击输出之后经过减速机放大力矩，经过电磁离合器之后推动滚珠丝杠产生一个推力，将驱动轮推向了管壁，由于管壁的压力是牵引力的决定因素，也就是要产生很大的驱动力，也相应要产生合适的推靠力；所述的一种液压驱动模式的大牵引力爬行器，其整体组装结构，从左至右，依次是：扶正器、电路仓、动力总成、驱动总成、推靠总成、扶正器，所述电路仓安装所述电控总成的所有元件，同时电路仓安装两个传感器，环境温度检测传感器和环境压力检测传感器，这两个传感器主要是检测爬行器工作的环境温度和环境压力。

更进一步地，所述扶正器主要由弹簧扶正杆和钢滚轮组成，扶正器采用低摩擦4臂滚轮式结构,使得扶正效果稳定可靠,并且使用前后2个钢滚轮(共8个钢滚轮)以降低摩擦和疲劳破损。

进一步地，所述电控总成的主控系统按功能可以划分为：逻辑控制单元、模拟量采集单元、开关量采集单元、开关量控制单元、通信接口单元等；其中逻辑控制单元负责核心的算法控制以及状态机的控制；模拟量采集单元负责模拟量信号的采集转换；开关量采集单元负责开关量的采集；开关量控制单元负责开关量的控制信号；通信接口负责与其他板卡的接口以及外部接口的提供。

进一步地，所述动力总成的液压系统可以分为开式系统和闭式系统；所述开式系统是指液压泵从油箱吸油,通过换向阀给液压缸(或液压马达)供油以驱动工作机构，液压缸(或液压马达)的回油再经换向阀回油箱，在泵出口处装溢流阀；所述闭式系统中，液压泵的进油管直接与执行元件的回油管相连，工作液体在系统的管路中进行封闭循环。

本发明的有益效果是：

(1)本发明采用马达驱动模式，利用大功率无刷电机产生的动力驱动液压泵产生液压动力，再由液压马达产生大扭矩动力驱动轮式牵引器前进，驱动电 机所需功率比较小，启动电流具有很大的缓冲余地，在低速条件下可以输出较大的扭矩，提高了大牵引力爬行器的越障能力。

(2)本发明爬行器可以在150°左右的温度范围内工作，比普通的电磁离合器的工作温度范围高两倍，且能够保证液压系统在较宽温度范围内的可靠性，提高了系统的安全性、抗干扰性。

(3)本发明爬行器的上位系统测控系统能够良好地配合大牵引力爬行器，为大牵引力爬行器设计提供人机交互的界面，实用性好，防止误操作，运行稳定，界面清晰明了。

(4)本发明爬行器的井下部分适应范围广，能够自我调节推靠力，具有自我保护收臂功能，实现爬行检测数据的实时传输。

附图说明

图1是大牵引力爬行器系统总图；

图2是大牵引力爬行器整体样机结构主视图；

图3是大牵引力爬行器的液压驱动总成组成示意图；

图4是大牵引力爬行器电控总成示意图；

图5是大牵引力爬行器动力总成示意图；

图6是执行机构总成组成示意图；

图7是执行机构总成结构示意图；

图8是大牵引力爬行器驱动总成示意图；

图9是大牵引力爬行器推靠总成示意图；

图10是电路仓设计图；

图11是扶正器结构示意图；

图12是液压马达驱动模式结构示意图；

图13是主控电路系统接口示意图；

图14是扶正器受力示意图；

图15是爬行器受力示意图；

图16是爬行轮相对管壁支撑受力分析图；

图17是爬行器牵引力矩计算分析示意图。

具体实施方式

下面结合具体实施方式来进一步详细说明本发明，以更好地体现其有益效果。

一种液压驱动模式的大牵引力爬行器，如图1所示，由井上部分和井下部分部分组成；井上部分包括：上位监测控制系统、电能传输控制系统、载波通信系统；上位监测控制系统主要由上位测控软件系统和控制摇杆组成，是系统的测控中心，是上位进行监测和控制的人机接口；上位测控软件系统负责协调处理工具爬行器的各项参数以及显示爬行器的各种状态，姿态等信息，并且记录爬行器的各种工作曲线，为以后的分析做好准备工作，同时可以通过上位测控软件进行机械操控，进行爬行、后退、支撑、回缩动作；控制摇杆的主要目的是方便可靠的进行机器的操作和运动，是控制爬行器的主要控制机构，摇杆系统采用220V供电，提供智能的RS232接口，它的RS232接口和控制主机的一个串口进行连接，主控计算机将控制结果通过SPBUS总线接口协议通过载波线路，传输到井下；所述电能传输控制系统：电能传输系统是将井上部分的供电传输到井下部分，提供给爬行器工作；所述载波通信系统为专用载波通讯模块SPC-100型，适用于石油井下与地面间设备通讯用，适合高温环境使用；

如图3所示，井下部分为液压驱动总成，包括三个部分：电控总成、动力总成、执行机构总成；其中动力总成负责动力的产生及其运动协调；执行机构总成负责将径向的动力转换为爬行轮的爬行动力，负责爬行器的前进和后退；电控总成负责系统的协调运动，监测、并检测系统的运行情况；

如图4所示，电控总成主要包括：电源系统、主控系统、驱动电路、以及控制电路；电控总成实际上就是井下测控系统的总集成，是井下控制系统的核心，它担负着通信协调井上系统和井下系统的协调工作，是整个系统的最为关键的环节，测控系统的可靠性将决定系统的性能；

如图5所示，动力总成是爬行器的主要动力机构，它由主驱动电机、液压泵、油缸、电磁换向阀、液压马达、减速器组成，它的控制执行是由电控总成负责；动力总成是工具的动力源，它主要是通过液压机构实现爬行器的驱动，液压油经过液压泵增压之后经过电磁换向阀，驱动液压马达工作，液压马达的输出经过减速机的减速和力矩放大，驱动爬行轮向前或者向后动；

如图12所示，大牵引力爬行器采用液压马达驱动模式，利用主驱动电机产生的动力驱动液压泵产生液压动力，再由液压马达产生大扭矩动力驱动轮式牵引器前进，液压驱动模式相对于电机直驱模式来说，可以获得较大的输出扭矩，提高了大牵引力爬行器的越障能力。

图6和如图7所示，执行机构总成是由驱动总成和推靠总成组成；所述推靠驱动总成由推靠驱动电机、推靠减速器、电磁离合器、滚珠丝杠、拉伸弹簧、推杆、油囊、位移检测装置组成；如图8所示，驱动总成将动力总成的减速机输出通过主传动轴，经过伞齿换向，再经过齿轮传动，将动力传送到爬行轮，爬行轮驱动着爬行器向前或者向后运动；如图9所示，推靠总成是将爬行轮按照指令推靠到关闭的机械装置，它采用点击输出之后经过减速机放大力矩，经过电磁离合器之后推动滚珠丝杠产生一个推力，将驱动轮推向了管壁，由于管壁的压力是牵引力的决定因素，也就是要产生很大的驱动力，也相应要产生合适的推靠力。

如图2所示，该液压驱动模式的大牵引力爬行器，其整体组装结构，从左至右，依次是：扶正器、电路仓、动力总成、驱动总成、推靠总成、扶正器。如图10所示，电路仓安装所述电控总成的所有元件，同时电路仓安装两个传感器，环境温度检测传感器和环境压力检测传感器，这两个传感器主要是检测爬行器工作的环境温度和环境压力。如图11所示，扶正器主要由弹簧扶正杆和钢 滚轮组成，扶正器采用低摩擦4臂滚轮式结构,使得扶正效果稳定可靠,并且使用前后2个钢滚轮(共8个钢滚轮)以降低摩擦和疲劳破损。

电控总成的主控系统按功能可以划分为：逻辑控制单元、模拟量采集单元、开关量采集单元、开关量控制单元、通信接口单元等；

其中逻辑控制单元负责核心的算法控制以及状态机的控制，状态机主要分为2大类：第一类，若输出只和状态有关而与输入无关，则称为Moore状态机；第二类，输出不仅和状态有关而且和输入有关系，则称为Mealy状态机；逻辑控制单元核心算法由一系列的状态机构成，就是状态转移图，包含一组状态集(states)、一个起始状态(start state)、一组输入符号集(alphabet)、一个映射输入符号和当前状态到下一状态的转换函数(transition function)的计算模型。当输入符号串，模型随即进入起始状态。

模拟量采集单元负责模拟信号的采集转换，模拟量信号采集统一使用标准的4-20ma的电流信号作为统一接口，4-20ma的电流型号进行隔离调理之后，将电流信号转化为电压信号0-2.5V，再接入到AD转换器进行转化处理，使用16位的AD转换器进行处理，多模拟量信号的采集处理包括以下模拟量信号：1)环境工作温度；2)液压系统工作温度；3)液压系统工作压力；4)油缸工作压力；5)支撑臂伸出位移传感器，电流、电压等信号的采集通过集成电路模块和电阻分压进行采集，不需要专门的传感器支持；

开关量采集单元负责开关量的采集，主控系统采用脉冲计量模式进行采集，系统采用特殊耐高温磁性磁环作为系统的标尺，即使在大于0.8mm的安装间隙下依然可以实现精确测量。该系统采用一体化读数头设计，特殊的磁传感阵列设计能够有效抑制转轴振动造成端面跳动引起的测量误差，尤其是在高温度、高污染环境，比如军工伺服转台、航天模拟、油田钻探、地震波探测、军用雷达、炮弹射击瞄准系统等传统圆光栅或者圆磁栅编码器无法解决的地方，该系统能够完美实现角位移测量；

开关量控制单元负责开关量的控制信号，主要功能是控制继电器动作，继电器之后控制磁性负载、或者供电开关进行工作开关量的控制包括以下内容：电磁离合器：磁性负载；电磁换向阀：磁性负载；电机正反转：阻性负载；

通信接口负责与其他板卡的接口以及外部接口的提供，全部通信采用DMA方式进行，节约MCU的时间资源，主机电路需要完成以下工作：1)通过CAN接口控制主驱动器电机动作(转速，电流，正反转，刹车)；2)通过CAN接口控制支撑电机动作(转速，电流，正反转，刹车)；3)通过RS232接口和上位控制系统进行通信；4)扩展1路RS232接口通信，用于与其他系统连接；5)测量一路工作温度；6)油箱压力监测；7)继电器控制8路(电机正反转、电磁离合器48V)；8)工作电压检测、工作电流检测，主控电路系统接口如图13所示。

动力总成的液压系统可以分为开式系统和闭式系统；开式系统是指液压泵从油箱吸油,通过换向阀给液压缸(或液压马达)供油以驱动工作机构，液压缸(或液压马达)的回油再经换向阀回油箱，在泵出口处装溢流阀，这种系统结构较为简单，由于系统工作完的油液回油箱,因此可以发挥油箱的散热、沉淀杂质的作用，在开式系统中，采用的液压泵为定量泵或单向变量泵，考虑到泵的自吸能力和避免产生吸空现象，对自吸能力差的液压泵，通常将其工作转速限制在额定转速的75％以内，或增设一个辅助泵进行灌注，工作机构的换向则借助于换向阀，换向阀换向时,除了产生液压冲击外，运动部件的惯性能将转变为热能，而使液压油的温度升高；

在闭式系统中，液压泵的进油管直接与执行元件的回油管相连，工作液体在系统的管路中进行封闭循环，闭式系统结构较为紧凑，不口空气接触机会较少，空气不易渗入系统，故传动的平稳性好，工作机构的变速和换向靠调节泵或马达的变量机构实现，避免了在开式系统换向过程中所出现的液压冲击和能量损失，同时，为了补偿系统中的泄漏,通常需要一个小容量的补液泵进行补油和散热，闭式系统中的执行元件若采用双作用单活塞杆液压缸时，由于大小腔流量不等，在工作过程中,会使功率利用率下降，所以闭式系统中的执行元件一般为液压马达。

力学分析：

1.扶正器受力分析

扶正器受力示意图如图14所示，其中：

G＝N₁+N₂+N₃+N₄ 矢量关系

G＝N₁cosα-N₂sinαN₃cosα+N₄sinα (1)标量关系

f＝μ(N₁cosαN₂sinα+N₃cosα+N₄sinα) f为扶正器所受摩擦力

当角度α一定时，欲使得f越小，则N₁、N₂、N₃、N₄的矢量值为最小。

根据(1)知道，当N₂、N₃最小时，N₁、N₄也最小，因为N的最小值为0，所以当N₂、N₃为0时，f＝μ(N₁cosα+N₄sinα)。

此时的矢量关系为G＝N₁+N₄。

则标量关系为G＝N₁cosα+N₄sinα。

所以f＝μG为固定值。

结论：也就是说轮子的阻力和轮子承受的一个扶正器承受的压力为固定关系，因此和扶正器的个数无关，和转动的角度无关，只和整个工具自身重量相关。

2.爬行器的受力分析

爬行器整体受力分析图，如图15所示，

对于整个系统结构来说，爬行器的轮子为主动轮，产生的f₁为整个结构的驱动能力，方向和运动方向相同，扶正器为从动轮，会产生一个滚动摩擦阻力，方向和运动方向相反，要拖动一个3T重的东西，则会收到一个向后的拖拽力F＝3000*g＝30000N。因此要能使系统运动，则必须保证所有主动轮共同产生的向前摩擦力大于等于拖拽力与从动轮的阻力之和。因为设计系统有2组驱动轮，则最大驱动能力为4f₁＝4N₂*μ，μ为静摩擦系数。

设整个系统自重力为G，则要保证系统处于管壁中心，那么有N₄-G＝N₃，当N₃为0时，整个扶正器既可以满足需求，也能保证摩擦力为最小值，此时摩擦力f₂＝G*μ₁，μ₁为滚动摩擦系数。

则要运动，必须保证4N₂*μ≥30000+G*μ₁，由此可知，要保证运动，则要保证N₂有足够的力。即N₂≥(30000+G*μ₁)/4μ (1)

爬行轮相对管壁支撑受力分析图，如图16所示：

当左边推靠力为F₁时，由于系统右方是固定状态，整个驱动系统不工作时，系统保持静止不动，受力平衡，因此F₁＝F₂。

由于整个系统要保持在管道中心，左边两个推靠臂必须相等，右边两个推靠臂必须相等，因此F₁轴线在管道中心，则F₁′＝F₁″。

F₁＝F₁′+F₁″ ———该式子为矢量和

则

则F₁对下边轮子产生的压力为F_N。

同理求得右边F₂产生的压力为

因为F₁＝F₂。

所以当左边给定压力为F₁时，下边整个轮子受到的压力为

为使得F₁尽可能小(这样推靠电机的功率就越小)时能够产生的推靠力越大，则需要tanα+tanβ的值尽可能大。则α和β值尽可能趋近于90度。也就是说α＝β时候切可以同时取到最大值时，转化推靠力效率越高。

也就是说L₁＝L₂。

则当推靠力为F₁时，两个轮子受到的压力为

由于管壁的范围为5.5～9寸，即D＝127mm～230mm。轮径设计为R＝40mm。

假如当处于管壁为127mm时候，α和β值取90度，那么 那么当处于管壁为大于127mm时，已经不可能支承到管壁，所以该假设错误。

同理，假设处于230mm时候，α和β值取90度，计算下来L₁，在127mm时也可以支承管壁，因此该假设成立。

由于设备需要有越过d＝10mm沟槽障碍的能力，因此在处于230mm，且两边同时沟槽为10mm时，此时取α和β为90度，则推靠臂最终取值为

推靠力转化效率最低的时候为处于127mm管径，且越障位凸起各10mm时候，因此F₁可以提供的力必须满足，由(1)(2)式得

因为F_N＝N₂

整理得

F₁≥(30000+G*μ₁)cotα/2μ

此时的则

式中已知L₁＝85mm，D＝127mm，d＝10mm。

G为最终设计重量，μ和μ₁可查的。

因为μ值大约为0.001。所以当整个工具为100KG时候阻力为1N，和牵引力(30000N)来比较可以忽略不计。因此求得F₁≥14231/μN。

最终F₁的值为设计时推靠电机必须能达到的最大推力。

3.工具在在浸油不同介质中的牵引力分析

因石油井中广泛存在水原油等流体,故牵引器在石油井中运动时,其爬行轮与井壁的摩擦力与之密切相关.其可导致爬行轮表面的腐蚀,以及摩擦系数的改变,从而使牵引器推靠机构的压力发生改变。影响到牵引器在井中的运动。所以如何降低井中流体对牵引器运动的影响显得格外重要，并为牵引器的研发及爬行轮的设计提供理论依据。

首先摩擦力的定义是：当两接触件存在正压力时,阻止两接触件相对运动的切向阻力就是摩擦力。

摩擦力大小与接触面的压力有关系,接触面粗糙程度一定时,压力越大摩擦力越大；与接触面的压力有关系，当压力一定时,接触面越粗糙,摩擦力越大；摩擦力一定时,压力与粗糙度成反比关系。

这里主要讨论第二种和第三种情况,即当压力一定和粗糙度一定时,三者之间的关系。

牵引器爬行轮在井壁上可以分为以下几种情况；

1、干摩擦。

2、流体摩擦

当爬行轮行走时，接触面在一直变化，物体所受的摩擦力实质是静摩擦力,这种滚动摩擦实质是一种阻碍滚动的力矩,爬行轮在这个过程中除了受到自身的重力,材料内部的弹力外,还会在接触部分受到静摩擦力.由于爬行轮与井壁在接触处产生形变,爬行轮受到支撑臂的支撑力而部分压入井壁中,同时爬行轮本身也受压缩而产生形变,当爬行轮滚动时,接触处前方支撑面隆起,而使支撑面作用于井壁的合弹力的作用点从最低点前移,正是这个弹力,相对于物体的质心产生一个阻碍物体滚动的力矩,这就是爬行轮对于井壁的滚动摩擦.这时,摩擦力就等于爬行轮对井壁的正压力与摩擦系数的乘积.

当1情况时,在井壁与爬行轮无润滑介质情况时，查表得到动摩擦系数为0.2，根据已知F1min＝1542.8/μ，得到F1min＝1542.8/0.2＝7710N

当2情况时,在井壁中有油水等润滑介质时，查表得到动摩擦系数为0.05-0.1，取摩擦系数0.1.根据已知F1min＝1542.8/μ,得到F1min＝1542.8/0.1＝15428N

综上得出，在没有润滑介质时得到的推靠力F＝7710N,在有润滑介质时得到的推靠力为F＝15428N.

由此可以看出在油介质中推靠力要比无油介质的情况下，推靠力增大一倍，由此可知在套管强度满足的情况下，推靠的力度需要增加1倍，因此在设备选型的时候需要注意，推靠电机总成的输出要比时机计算的余量至少在1倍以上；

4.爬行器力矩计算

爬行器牵引力矩分析计算示意图，如图17所示：

负载总重量：3000kg，由2个轮子为一组来拖动负载，主要克服摩擦力，摩擦因素取1，因此两个轮子上所需的摩擦转矩:

其中D为驱动轮的直径；

总共2只轮子,每只轮子上转矩600Nm；

5.爬行速度计算

V_直线速度＝0.15m/s＝9m/min

轮子周长：L＝π·D＝3.14*0.08m＝0.251m

所以，轮子转速n_轮子＝9m/min÷0.251m＝35.86rpm

(1)伞齿速比i₁＝2:1，效率为η₁＝0.98，自加工行星减速机速比为i₂＝3:1，效率η₂＝0.9，则，电机组合所需转速和转矩：

M_电机组合＝1200NM/(0.98*6*0.9＝)＝226Nm；

n_电机组合＝35.86rpm×6＝215rpm；

因此设计中要到达226NM的组合和215转速的来对于电机的要求和

若选减速箱速比93，则电机转矩需求：2.6Nm，对电机转速需求：93×102rpm＝9486rpm，可行性比较大。

依次可以计算出所需要电机的功率最小为：

T＝9550P/n此公式为工程上常用的：扭矩、功率、转速三者关系的计算公式

N：每分钟转速

P：功率，单位千瓦

T：扭矩

P＝N.T/9550＝226*215/9550＝5.0KW的电机。因此实现这么大的功率，采用直驱模式基本上是不可能的，而采用液压驱动模式是最佳选择。