浮動定子240渦輪鉆具渦輪節(jié)設(shè)計【含CAD圖紙、說明書】,含CAD圖紙、說明書,浮動,定子,渦輪鉆具,渦輪,設(shè)計,cad,圖紙,說明書,仿單 浮動定子240渦輪鉆具渦輪節(jié)設(shè)計 前言 渦輪鉆具是一種重要的井下動力工具，它聯(lián)接在下部鉆具組合（一般直接與鉆頭聯(lián)接）中，利用鉆井泵泵出的高壓鉆井液作動力，實施石油鉆井作業(yè)。其主要特點是將能量集中在井底直接驅(qū)動鉆頭破巖，能量利用充分，機械鉆速較高，井身質(zhì)量好。 多年來，國內(nèi)外許多制造廠商和科研院所都對渦輪鉆具的設(shè)計，制造和使用做了大量的科研和開發(fā)工作，有力地促進了渦輪鉆井技術(shù)的不斷發(fā)展。 采用新型渦輪鉆具鉆井,是提高深地層機械鉆速和復(fù)雜地質(zhì)條件下的防斜打直所不可缺少的配套設(shè)備,也是提高我國石油鉆井作業(yè)綜合技術(shù)經(jīng)濟效益的最有效途徑. 因此,研制的新型渦輪鉆具達(dá)到產(chǎn)業(yè)化規(guī)模,使此項新技術(shù)盡快推廣應(yīng)用,這對提高我國的鉆井工藝水平,降低鉆井成本有重大意義. 浮動定子240渦輪鉆具渦輪節(jié)設(shè)計 1 國內(nèi)外發(fā)展?fàn)顩r及發(fā)展趨勢 1.1 國外渦輪鉆具發(fā)展概況[1] 1873年，C．G．Cross在美國提出了第一個渦輪鉆具，更精確地說是渦輪-鉆頭專利。隨后，德國柏林的Max Blumerreich設(shè)計出了比C．G．Cross的專利更可靠的渦輪-鉆頭。1894年，M.C,Baker對C．G．Cross的專利做了大量的改進工作。雖然，這些發(fā)明都因過分簡單化失去了實際應(yīng)用的價值，但它卻翻開了渦輪鉆井的新篇章。 1923年，俄國工程師M.A.Kapelyushnikov取得了單級減速器渦輪鉆具的專利，并在俄國巴庫地區(qū)用它鉆了一口井。接著，1924年，C.C.Scharenberg申請了多級渦輪專利，并在美國加福尼亞，波蘭和德國均進行了試驗。但由于沒有克服轉(zhuǎn)速過高，減速器脆弱易破壞和單級渦輪產(chǎn)生的功率有限等三個方面的問題，試驗沒有達(dá)到預(yù)期的效果，未能縮小與轉(zhuǎn)盤鉆井在轉(zhuǎn)速方面的差距。 1934年，前蘇聯(lián)的P.P.Shumilov,R.A.Loannesyan等開始從事工業(yè)用多級渦輪鉆具的研制工作。由于其出色的工作，開創(chuàng)了前蘇聯(lián)渦輪鉆具鉆井的新篇章。但是，止推軸承的壽命較低仍是渦輪鉆具的一個薄弱環(huán)節(jié)。 20世紀(jì)50年代，盡管美國的一些石油公司，如加利福尼亞的標(biāo)準(zhǔn)石油公司，放棄了渦輪鉆具試驗研究，而前蘇聯(lián)則加強了渦輪鉆具的研究和推廣應(yīng)用，并在某些油田完全轉(zhuǎn)向用渦輪鉆具鉆井。前蘇聯(lián)渦輪鉆具的特點是級數(shù)多和采用鉆井液開式潤滑軸承。其間研制了第一臺裝有240級的渦輪鉆具和第一臺取芯渦輪鉆具。同時，法國也研制了第一臺工業(yè)用渦輪鉆具，并在Montpellier附近成功地投入了使用。 20世紀(jì)60年代，美國的Eastman公司采用前蘇聯(lián)技術(shù)生產(chǎn)渦輪鉆具，并用于定向造斜鉆進。法國因北非事件，減少了渦輪鉆井的活動范圍。這時英國開始研制一種鉆井渦輪，雖然投入了大量的資金，但沒有達(dá)到工業(yè)應(yīng)用階段。前蘇聯(lián)還在大量生產(chǎn)和應(yīng)用渦輪鉆具，其渦輪鉆井總進尺逐年增長，并將用于出口第三世界國家。 20世紀(jì)70年代，由于海洋石油勘探開發(fā)活動的逐年增加，為渦輪鉆井提供了新的領(lǐng)域。法國的Turboservice公司將其業(yè)務(wù)擴展到了地中海和北海。前蘇聯(lián)將其研究工作主要集中在開發(fā)適合牙輪鉆頭轉(zhuǎn)速的低速渦輪鉆具方面，開發(fā)出了帶水力制動級的渦輪鉆具和浮動定子渦輪鉆具。 20世紀(jì)80年代，由于適合石油鉆井應(yīng)用的螺桿鉆具的研制成功，西方國家渦輪鉆具的發(fā)展有所放慢，但是研究一直在進行。渦輪鉆具在海洋鉆井方面的研究和應(yīng)用也在進行中。渦輪鉆具配Stratapax鉆頭在北海油田鉆直井和定向井，可以最大限度地提高鉆井指標(biāo)。鉆井所獲得的經(jīng)濟利益已確保它能作為鉆井作業(yè)的一種標(biāo)準(zhǔn)技術(shù)。在超深井和海洋鉆井中，渦輪導(dǎo)向鉆井系統(tǒng)的經(jīng)濟效益更加明顯。因此，渦輪鉆井系統(tǒng)被稱為鉆井發(fā)展史上的一個里程碑。 20世紀(jì)90年代以來，國內(nèi)外的渦輪鉆井技術(shù)發(fā)展迅速。渦輪鉆井技術(shù)愈來愈受到石油鉆井界的重視，其應(yīng)用也日趨廣泛。這期間，渦輪鉆井方法仍然是獨聯(lián)體國家油氣井鉆井最主要的手段。西歐北海油田和中東地區(qū)渦輪鉆井的進尺逐年增加。 1.2 國內(nèi)渦輪鉆具發(fā)展概況 20世紀(jì)70年代，我國開始自行研制渦輪鉆具的工作，并研制出了幾種低速降壓渦輪葉型的渦輪鉆具，有的已經(jīng)達(dá)到前蘇聯(lián)20世紀(jì)60年代末的水平，但就總體性能來看，還是不夠理想。20世紀(jì)80年代中期，原江漢石油學(xué)院和原華東石油學(xué)院合作承擔(dān)了“七五”國家重點科技攻關(guān)項目——3FWZ—195型帶浮動定子的中速大扭矩渦輪鉆具的研制。1989年在川東佛耳4井和臥123井進行了現(xiàn)場工業(yè)試驗，均取得了良好的鉆井效果。三個渦輪節(jié)工作的壽命超過了281小時，支撐節(jié)中軸承壽命達(dá)到了100小時，機械鉆速比轉(zhuǎn)盤鉆井提高了1.5~2倍。從此渦輪鉆井技術(shù)在我國蓬勃發(fā)展起來。 20世紀(jì)90年代以來，國內(nèi)大力發(fā)展渦輪鉆井技術(shù)。在中國石油天然氣集團公司的扶持下，原江漢石油學(xué)院籌建了專門從事渦輪鉆具研究的井下工具研究室。研究室配備有專門的試驗廠房，拆裝設(shè)備和多種大型測試裝置，已研制出175無橡膠元件渦輪鉆具，240常規(guī)復(fù)式渦輪鉆具和180帶同步減速器渦輪鉆具等。石油大學(xué)也研制成功了240帶同步減速器渦輪鉆具等。在不斷改進的基礎(chǔ)上，這些類型的渦輪鉆具可以滿足批量生產(chǎn)的要求。目前，正向著多品種，系列化方向發(fā)展。 1.3渦輪鉆具和渦輪鉆井技術(shù)的發(fā)展趨勢 隨著油氣勘探開發(fā)形勢的發(fā)展，鉆井技術(shù)在不斷發(fā)展，推動著渦輪鉆井技術(shù)水平也在不斷進步和提高。綜觀其發(fā)展過程，其發(fā)展方向可基本概括為： （1） 提高渦輪鉆具單位長度所能產(chǎn)生的能量指標(biāo)； （2） 提高整個渦輪鉆具的工作壽命； （3） 基礎(chǔ)理論研究（如工作力學(xué)和工作性能研究）的進一步完善； （4） 配套工具，儀器的系列化和工作性能的進一步提高； （5） 渦輪導(dǎo)向鉆井技術(shù)的完善和提高。 總之，要實現(xiàn)渦輪鉆具的高效率，長壽命和渦輪鉆井的高鉆速，低成本，還必須系統(tǒng)地研究渦輪鉆具和渦輪鉆井配套技術(shù)。 2 方案論證 2.1 渦輪鉆具各種方案對比 渦輪鉆具的結(jié)構(gòu)已為大家所熟悉。渦輪鉆具有一個固定的圓筒狀外殼，在外殼 里固定著定子，定子沿圓周布置的一組葉片形成流道。泥漿泵打出的泥漿在通過定子葉片流道時產(chǎn)生液流力，外殼中央是轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)軸上固定有轉(zhuǎn)子葉片，所有轉(zhuǎn)子是用螺帽固定在主軸上的。轉(zhuǎn)子葉片的排列方向與定子葉片相反，液流通過轉(zhuǎn)子葉片流道后改變了流動方向。定子和轉(zhuǎn)子是相互交叉，一個接在另一個后面排列這形成了渦輪鉆具的級數(shù)，泥漿液不斷變換著方向，在定子和轉(zhuǎn)子葉片流道中流動。 旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)子與固定的定子之間應(yīng)保持一定的軸向間距。為了支承主軸上的軸向 負(fù)荷，在渦輪軸上裝有止推軸承組，在軸上每隔一定距離就應(yīng)安放一個徑向軸承以防止因軸的彎曲而使定轉(zhuǎn)子發(fā)生損壞。 為了使渦輪鉆具有較好的性能應(yīng)對比各種方案選擇一種比較好的方案。 2.1.1 帶獨立支承節(jié)與不帶獨立支承節(jié)方案對比 早期的渦輪鉆具沒有獨立的支承節(jié)，只由渦輪節(jié)的止推軸承來承受鉆井時的軸 向載荷，但在用渦輪鉆具鉆井的過程中，由于鉆壓所引起的軸向推力是不能控制 的。因為這種軸向推力主要取決于操作者的操作技巧和地層性質(zhì)。這個軸向力是非常大的，使渦輪節(jié)內(nèi)的止推軸承很快被破壞降低鉆具的使用壽命。所以后來把渦輪鉆具的全部止推軸承及下部短節(jié)組裝在單獨的殼體內(nèi)，形成獨立支承節(jié)的結(jié)構(gòu)，而把渦輪部分裝在另外的殼體內(nèi)，形成渦輪節(jié)結(jié)構(gòu)。使用時，將支承節(jié)和渦輪節(jié)在鉆臺上直接相連后再下到井里去。 帶支承節(jié)的渦輪鉆具，在使用、運輸、和修理等方面有以下優(yōu)點： 1）換修止推軸承時，可在井場直接更換支承節(jié)，而渦輪節(jié)部分則繼續(xù)使用，這樣就可在井場設(shè)備較少的渦輪節(jié)，減少了運輸整體渦輪鉆具的麻煩。 2）具有支承節(jié)結(jié)構(gòu)的渦輪鉆具便于組成不同節(jié)數(shù)的復(fù)式渦輪鉆具，從而可以使用較少規(guī)格的渦輪鉆具，得到不同的輸出特性，以適應(yīng)不同井深的鉆井工藝需要。 由于止推軸承下移到支承節(jié)中，使各渦輪節(jié)的主軸不必承受很大的軸向載荷， 從而避免了主軸出現(xiàn)縱向彎曲現(xiàn)象，有利于提高渦輪鉆具的效率。 渦輪鉆具支承節(jié)使用的軸承有橡膠----金屬止推軸承和多聯(lián)推力角接觸球軸承。橡膠----金屬止推軸承壽命短，摩擦損失大，降低了渦輪鉆具的效率，且不耐高溫。因它的價格便宜還有一定的使用空間。多聯(lián)推力角接觸球軸承是采用 55SiMoV 特殊軸承鋼制造，其內(nèi)外圈熱處理硬度稍低于鋼球硬度。通常采用多列串聯(lián)式結(jié)構(gòu)，具有承載能力大、耐沖擊、結(jié)構(gòu)簡單和拆裝方便，并能承受雙向軸向載荷，摩擦損失小，軸承壽命比橡膠----金屬止推軸承長很多，適用于轉(zhuǎn)速低、載荷大、震動劇烈的場合且能耐高溫。但價格相對較貴。[3] 2.1.2 浮動轉(zhuǎn)子與固定轉(zhuǎn)子的比較 浮動轉(zhuǎn)子渦輪鉆具的優(yōu)點在前面(1.3.2)已作了說明。本設(shè)計如用浮動轉(zhuǎn)子， 則定、轉(zhuǎn)子上的耐磨片必定會占去一部分流道，使鉆具的性能下降，另外主軸在轉(zhuǎn)子的沖擊下很容易損壞而發(fā)生故障。因此，在本設(shè)計中采用固定轉(zhuǎn)子方案。 2.1.3 獨立懸掛和非獨立懸掛比較 由于采用了獨立的支承節(jié)來承受鉆具的軸向載荷。因此，渦輪節(jié)在設(shè)計時就有 兩種方案。 一，獨立懸掛 此方案在渦輪節(jié)內(nèi)也安裝一組止推軸承來承受各節(jié)水力負(fù)載渦輪軸及轉(zhuǎn)子的重 量，同時使渦輪軸不能上下竄動。有利于保證定、轉(zhuǎn)子之間的軸向間隙。使渦輪節(jié)和支承節(jié)在現(xiàn)場對接時很方便，不用計算、調(diào)節(jié)軸向間隙，對現(xiàn)場的裝配技術(shù)要求不高。缺點是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，渦輪節(jié)自身的裝配復(fù)雜，須定期更換止推軸承。目前的渦輪鉆具基本采用此種結(jié)構(gòu)。 止推軸承在渦輪軸的安放位置有兩種，一種放在軸的上部，另一種放在軸的下 部。從受力情況來看，止推軸承裝在軸的下部時在渦輪軸轉(zhuǎn)子的自重及水力壓降產(chǎn)生所的力使轉(zhuǎn)子之間趨于相互壓緊，能保證轉(zhuǎn)子相對于軸不轉(zhuǎn)動。而放在軸上部時，渦輪軸、轉(zhuǎn)子的自重及水力壓降所產(chǎn)生的力趨于使壓緊的轉(zhuǎn)子相互松開，不利于保證轉(zhuǎn)子相對于軸的固定，使轉(zhuǎn)子有可能相對于軸轉(zhuǎn)動。所以本設(shè)計止推軸承放在渦輪軸的下部。 二，非獨立懸掛 此方案在渦輪節(jié)內(nèi)只裝定、轉(zhuǎn)子及軸，定、轉(zhuǎn)子之間的軸向間隙靠現(xiàn)場裝配時 與支承節(jié)的裝配關(guān)系來保證。其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單，能減小渦輪節(jié)的長度，渦輪節(jié)能反復(fù)使用很長時間。但其致命的缺點是與支承節(jié)的裝配困難，很難保證定轉(zhuǎn)子之間的軸向間隙。一旦軸向間隙沒有調(diào)整好就會發(fā)生大量定轉(zhuǎn)子互相磨損而報廢的重大事故，不利于現(xiàn)場作業(yè)。此結(jié)構(gòu)現(xiàn)在已基本不用。 2.2 方案選擇 以上已經(jīng)對現(xiàn)有幾種方案進行了分析比較，下面就從使用壽命長、結(jié)構(gòu)簡單、 加工容易、有效功率高等幾方面考慮，來確本次設(shè)計的最終方案。 由前面分析可知固定轉(zhuǎn)子與浮動轉(zhuǎn)子相比較，固定轉(zhuǎn)子渦輪鉆具的摩擦損失小、加工容易、而且使用壽命比浮動定子渦輪鉆具的壽命要長。所以，用固定轉(zhuǎn)子渦輪鉆具這樣要滿足設(shè)計中的扭矩條件。可以采用帶支承節(jié)、帶減速器和帶水利制動級的渦輪鉆具，但是帶減速器的渦輪鉆具結(jié)構(gòu)非常復(fù)雜，這樣就會給加工帶來了困難，帶水力制動級的渦輪鉆具主要靠水力制動級的阻力來降低轉(zhuǎn)速，而由于阻力的存在就使得渦輪鉆具的使用效率大大降低，延長了工作周期，經(jīng)濟性不好，使用帶支承節(jié)的渦輪鉆具可根據(jù)鉆井的要求靈活選擇鉆具的渦輪節(jié)節(jié)數(shù)，而且對于止推軸承的維護也相對比較方便，可直接互換支承節(jié)。同時，使用帶支承節(jié)的渦輪鉆具可以減少渦輪節(jié)主軸所受的軸向力。故選用帶支承節(jié)的浮動轉(zhuǎn)子渦輪鉆具。 選擇渦輪定轉(zhuǎn)子葉型?？蓮牡退俅笈ぞ亟嵌瓤紤]，即選用環(huán)流系數(shù) Cz>1 。在渦輪鉆具的工作過程中，渦輪節(jié)的主軸主要受到渦輪節(jié)產(chǎn)生的水力負(fù)載及轉(zhuǎn)動件的自重作用。軸承可選用金屬多聯(lián)推力角接觸球軸承。其布置形式為獨立懸掛式，即將軸承布置在渦輪節(jié)的上方，這樣主軸只受壓力作用軸承采用并聯(lián)分布式分布，這樣，每副軸承組因受載荷小，從而延長了使用壽命。另外，渦輪節(jié)中的軸承和冷卻靠一定量的泥漿來實現(xiàn)。為了避免大固體顆粒進入軸承腔，軸承組之前采用了分流器裝置。 通過上面對各種方案的對比本設(shè)計選用方案如下： 采用浮動定子和固定轉(zhuǎn)子；支承節(jié)和渦輪節(jié)分開，渦輪節(jié)選用獨立懸掛形式，且止推軸承裝在渦輪軸的下部，渦輪軸上裝定、轉(zhuǎn)子的部位每隔一米左右安裝一個硬質(zhì)合金扶正軸承，止推軸承采用多聯(lián)推力角接觸球軸承，軸承采用開式結(jié)構(gòu)，用泥漿來潤滑。 3 渦輪鉆具性能參數(shù)的確定 3.1 渦輪節(jié)原始參數(shù) 原始設(shè)計數(shù)據(jù)： 外徑：240mm 排量：35~45 l/s 功率：120~280KW 轉(zhuǎn)速：360~480r/min 鉆井液密度：1000~2000kg/m3 額定扭矩：4000~6000N.m 壓降：5~7Mpa 3.2 渦輪節(jié)主要零部件尺寸的初步確定 3.2.1殼體尺寸的初步確定 渦輪鉆具中最主要的工作元件是渦輪定子和轉(zhuǎn)子。高壓泥漿通過渦輪時，分別與定子和轉(zhuǎn)子葉片作用發(fā)生動量矩的改變，使液體能量轉(zhuǎn)化為渦輪主軸上的機械能。渦輪鉆具是由成百級結(jié)構(gòu)相同的單級渦輪所組成，因此，只要先對一級渦輪中液體運動及能量轉(zhuǎn)化情況進行討論就可以了解整個渦輪鉆具的全部特點。 渦輪鉆具的外殼兩端均有螺紋，其主要作用是固定全部非轉(zhuǎn)動件，并使它們在軸向和徑向定位，它必須能承受馬達(dá)的反力矩，必須能經(jīng)受由于軸向載荷和橫向應(yīng)力產(chǎn)生的撓曲和縱向彎曲。對外殼進行受力分析可知受軸向拉力和扭矩作用。 由于外殼其機械性能要求較高，因此外殼材料選用具有更高機械性能與更好的熱處理性能的合金鋼，在此選：42CrMo， 殼體壁厚取為：15mm； 外殼的外徑為：240mm； 外殼的內(nèi)徑為：210mm； 根據(jù)外殼是薄壁管件，并有較復(fù)雜的工作環(huán)境，受沖擊，震動和不穩(wěn)定載荷的作用，我們選用普通螺紋，其牙型為等邊三角形，牙型角為60o。外螺紋牙根允許有較大圓角，以減小應(yīng)力集中。 選用螺紋：； 螺紋大徑：； 螺紋小徑：；（） 螺紋中徑： 螺紋旋合長度：； 殼體內(nèi)徑初步確定為：; 3.2.2最小軸頸的初步確定 渦輪鉆具的軸在井下的主要作用為將渦輪級產(chǎn)生的扭矩傳遞給鉆頭，以驅(qū)動鉆頭旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)井，另外軸還承受一定的鉆壓。因此在設(shè)計渦輪鉆具的軸時，我們主要考慮它所受到的扭矩，可以認(rèn)為它為傳動軸，應(yīng)按扭轉(zhuǎn)強度條件計算。 軸是由單一的鋼棒制成。其尺寸要足以與所有轉(zhuǎn)動件的裝配關(guān)系，并能把軸向推力和轉(zhuǎn)矩傳遞到止推軸承和鉆頭上。 （1） 空心渦輪軸 因為主軸主要受到扭矩作用，主要考慮空心渦輪軸的扭轉(zhuǎn)強度： 式中：——扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力， ——軸所受的扭矩， ——扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)， ——計算截面處軸的直徑， ——內(nèi)徑與外徑之比，即，通常取 ——許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力， 由上式可得空心軸的直徑： 選取軸的材料為42CrMo，由于軸受到扭矩作用，且軸工作時只做單向旋轉(zhuǎn)。所以取。即可得軸頸： 所以取軸上最小處直徑： （2）扁平渦輪軸 （3—3） 考慮到渦輪鉆具主軸承載較大，并需要有較強的抗扭作用等一些主要特性，我們初步選用材料為42CrMo。因為轉(zhuǎn)子的軸是扁平型的，所以用以下公式 查表：。已知，軸的扁平尺寸根據(jù)經(jīng)驗的，，將上述渦輪鉆具的參數(shù)代入式（3—3）得： 考慮定、轉(zhuǎn)子內(nèi)徑確定主軸為。 查表選用細(xì)牙三角螺紋,在軸上加工一個直徑100mm，長120mm的軸肩，方便加工螺紋。螺紋的小徑；中徑；有效旋合長度為100mm。選用材料為42CrMo。 3.2.3渦輪定轉(zhuǎn)子基本尺寸的初步確定 圖1 渦輪定轉(zhuǎn)子 渦輪節(jié)殼體外徑是根據(jù)鉆井工藝要求而定，這里渦輪鉆具殼體外徑是240mm。渦輪殼體的壁厚受強度條件、螺紋連接條件、加工裝配工藝要求等因素的影響。綜合考慮這些因素的影響。確定其壁厚，這就相應(yīng)確定了渦輪定子的外徑。渦輪副的主要集合尺寸如圖1所示。，表示轉(zhuǎn)子輪轂厚度，理論上越薄越好，但受加工條件的限制，一般取。，其選取與相同。，其選取與相同。的大小除滿足轉(zhuǎn)子的強度和剛度要求外，還要考慮它對過流面積和過流平均直徑的影響，過流面積和過流平均直徑的變化將造成葉柵幾何參數(shù)的變化。因此，應(yīng)綜合考慮這些影響，來確定的尺寸。 根據(jù)前面對于殼體尺寸以及最小軸徑的初步計算，我們初步確定定轉(zhuǎn)子基本尺寸如下： 在已確定外徑為條件下， 外殼厚度： 殼體內(nèi)徑： 定子滑動塊厚度： 定轉(zhuǎn)子摩擦副厚度：（材料：一半為G60，一半為橡膠） 定子外徑： 定子輪轂厚： 定子輪轂： 轉(zhuǎn)子輪轂厚： 轉(zhuǎn)子輪轂： 主軸軸徑： 定子和轉(zhuǎn)子軸向間隙： 上級轉(zhuǎn)子與下級定子間隙： 定子與轉(zhuǎn)子徑向間隙： 定子和轉(zhuǎn)子軸向葉片軸向厚度： 定子和轉(zhuǎn)子邊緣厚度： 可得尺寸： 葉片中心線： 葉片徑向長度： 渦輪流道內(nèi)徑與外徑的幾何平均作為計算直徑，即： 葉片的流道厚度 3.3 渦輪鉆具渦輪定、轉(zhuǎn)子葉柵葉形結(jié)構(gòu)參數(shù)確定 渦輪鉆具渦輪定，轉(zhuǎn)子葉柵葉形的計算機設(shè)計包括定子和轉(zhuǎn)子葉片進口與出口幾何角方案的選擇，以及葉片的選型計算機設(shè)計兩部分，其任務(wù)是在給定排量下使渦輪能提供預(yù)期的扭矩，轉(zhuǎn)速與功率等輸出性能，而且要求渦輪本身的效率盡可能高。 渦輪定，轉(zhuǎn)子葉片進出口角不同，則在渦輪內(nèi)液體流速變化的規(guī)律也不同，從而會引起渦輪輸出扭矩，轉(zhuǎn)速及功率等性能參數(shù)發(fā)生變化。根據(jù)不同鉆井條件以及所配用的鉆頭特點，需要具有高速，中速和低速的渦輪；大排量，中等排量或小排量的渦輪；高壓降，中等壓降或低壓降的渦輪。為此，需要設(shè)計具有不同葉片幾何角方案的渦輪定、轉(zhuǎn)子。 現(xiàn)分別對渦輪葉片結(jié)構(gòu)角與渦輪特性的關(guān)系，定子和轉(zhuǎn)子葉片進，出口幾何角的確定以及葉片的造型計算機設(shè)計三方面進行研究。 3.3.1渦輪葉片進、出口幾何角的確定 3.3.1.1渦輪葉片結(jié)構(gòu)角與渦輪特性的關(guān)系 葉片幾何角一定的渦輪具有一定的無沖擊工況速度三角形，而一定的無沖擊工況速度三形又將表現(xiàn)出一定的渦輪特性[1，2，3]。定子與轉(zhuǎn)子葉片出口角愈小，渦輪的扭矩與轉(zhuǎn)速愈大，壓降也大，屬于高速大扭矩高壓降渦輪。葉片出口角愈大，則反之。此外，定、轉(zhuǎn)子葉片的彎曲度愈大，渦輪的扭矩愈大，則其水力效率將降低。 葉片進，出口角的確定是在給定渦輪工作性能要求的基礎(chǔ)上，以歐拉公式和一元流動理論為基礎(chǔ)進行的。由歐拉公式[1，2，3]有： （3—1） （3—2） （3—3） 式中 —鉆井液密度 u—周向速度 —通過渦輪流道的實際轉(zhuǎn)化能量的流量 —絕對速度與在周向的分速。 一般地，在設(shè)計渦輪前所給出的性能參數(shù)都是指在無沖擊工況下，亦即渦輪最佳工況下的參數(shù)。 由一元流動理論，可根據(jù)實際排量的大小繪出轉(zhuǎn)子葉片進、出口的速度三角形。見圖2。 圖2 轉(zhuǎn)子葉片進,出口處的速度三角形 由轉(zhuǎn)子進口速度三角形可得下列關(guān)系式： （3—4） 式中F是垂直于軸向速度的流道截面積，。是葉片厚度影響的斷面收縮系數(shù)，一般可取0.9。B是流道寬度。 當(dāng)渦輪尺寸和結(jié)構(gòu)角一定時，若一定，則和都是定值，與渦輪轉(zhuǎn)速n無關(guān)。 而由轉(zhuǎn)子出口速度三角形知 （3—5） 當(dāng)而變化。 設(shè)，并將以上得到的和帶入力矩公式（3—1），（3—2），（3—3）得 （3—6） （3—7） （3—8） 由(3—6)、(3—7)、(3—8)式就可求出速度三角形中各個角度的大小。 由速度三角形方程組確定的進、出口角有許多組,在選取時考慮以下幾點:[1] (1) 加工工藝的可實現(xiàn)性; (2) 葉片造型的難易程度; (3) 實際應(yīng)用中的經(jīng)濟性; 當(dāng)然，為了取得經(jīng)濟性較好的渦輪,應(yīng)保證其水力效率為最高。 3.3.1.2 渦輪的無因次系數(shù) 渦輪的無因次系數(shù)有三個，即軸向速度系數(shù)、沖擊度系數(shù)、和環(huán)流系數(shù)。這三個無因次系數(shù)的大小，不僅可以作為不同渦輪葉片結(jié)構(gòu)的分類標(biāo)準(zhǔn)，而且還可以作為判別和評價渦輪功率、扭矩、壓頭等工作參數(shù)特征的依據(jù)。 圖3 渦輪鉆具液流速度三角形 3.3.1.2.1軸向速度系數(shù) 軸向速度系數(shù)是渦輪無沖擊速度多邊形圖中軸向流速與圓周速度的比值，即 （3—9） 它是對渦輪內(nèi)鉆井液運動狀況的一種直觀描述。 已知渦輪內(nèi)鉆井液的軸向分速度為 （3—10） 圓周速度為 （3—11） 所以，軸向速度系數(shù)為 （3—12） 在一般渦輪設(shè)計中，通常取=0.7~1.3。并根據(jù)值的不同，可按以下標(biāo)準(zhǔn)將渦輪分為兩類：[3] （1）<1，為小排量或高速渦輪； （2）>1，為大排量或低速渦輪。 隨著的增大，速度多邊形中平均流速和的傾角隨之增大，并近似地與葉型的安裝角相符。 由（圖2）可見，軸向速度系數(shù)與渦輪葉片結(jié)構(gòu)之間存在以下的關(guān)系，即 （3—13） 式中 —定子液流角； —轉(zhuǎn)子液流角； 1—定子出口和轉(zhuǎn)子進口處有關(guān)參數(shù)的注角； 2—轉(zhuǎn)子出口和定子進口處有關(guān)參數(shù)的注角。 由此可見，軸向速度系數(shù)的大小完全取決于渦輪葉片的結(jié)構(gòu)角。一定的結(jié)構(gòu)的渦輪，具有一定的值。 3.3.1.2.2沖擊度系數(shù) 沖擊度系數(shù)是表征渦輪定子與轉(zhuǎn)子中鉆井液狀態(tài)一致性程度的指標(biāo)，其基本定義如下： （3—14） 與沖擊度系數(shù)的關(guān)系如下： （3—15） 由此可見，表示了渦輪定轉(zhuǎn)子中壓能的分配以及能量的轉(zhuǎn)化情況。 下面根據(jù)的不同取值情況，進行詳細(xì)討論。[3] （1） 當(dāng)=0.5時，速度多邊形是等腰對稱的，定子和轉(zhuǎn)子的葉片形狀相同且互成鏡像。，定子流道的平均流速與轉(zhuǎn)子流道的平均速度相等，形成等腰三角形。這說明鉆井液在定子流道與轉(zhuǎn)子流道各對應(yīng)點上的相對流速相等，磨粒性介質(zhì)對葉片表面的沖刷磨損作用相同。 （2） 當(dāng)>0.5時，該種渦輪通常稱為沖擊式渦輪。渦輪軸輸出的機械能主要靠定子中的壓力降來提供。 （3） 當(dāng)<0.5時，該種渦輪通常稱為反作用式渦輪。此時，，平均速度三角形由等腰向右偏斜，轉(zhuǎn)子中的水力機械負(fù)荷比定子大。 （4） 當(dāng)=1時，該種特殊渦輪稱為純沖擊式渦輪。此時，渦輪轉(zhuǎn)子中的平均流速垂直向下，與成直角三角形。轉(zhuǎn)子葉片結(jié)構(gòu)角與出口的結(jié)構(gòu)角互補，即，整個轉(zhuǎn)子的葉型相對其中部對稱，垂直安置。 （5） 當(dāng)=0時，該種渦輪稱為純反作用式渦輪。定子內(nèi)平均流速的矢量垂直向下，與構(gòu)成直角三角形。定子葉片的進口角與出口結(jié)構(gòu)角互補，即，定子的流道是等通道的。 利用速度多邊形不難看出，沖擊度系數(shù)的大小也是完全取決于渦輪葉柵的葉片結(jié)構(gòu)，且有 （3—16） 3.3.1.2.3 環(huán)流系數(shù) 環(huán)流系數(shù)的值不僅可以作為判別渦輪壓頭、扭矩和功率等特性參數(shù)性能的標(biāo)志，而且也建立了渦輪葉片結(jié)構(gòu)與其工作特性之間的關(guān)系。 環(huán)流系數(shù)是在無沖擊工況下，渦輪轉(zhuǎn)子出口與進口絕對速度在圓周方向投影之差與的比值，即 （3—17） 在一定流量及渦輪尺寸條件下，渦輪的扭矩與成正比，即 （3—18） 由此可見，標(biāo)志著渦輪扭矩的大小，是渦輪的動力因數(shù)。 由以上分析可知，對于兩類等功率的渦輪，若環(huán)流系數(shù)越大，則渦輪的扭矩越大，無沖擊工況的轉(zhuǎn)族越低，此類渦輪稱為低速大扭矩渦輪；越小，則渦輪扭矩越小，無沖擊下的轉(zhuǎn)速就高，此類渦輪稱為高速低扭矩渦輪。 不難證明，渦輪的環(huán)流系數(shù)完全取決于葉片的結(jié)構(gòu)角，且有 （3—19） 綜上所述，根據(jù)給定的葉片結(jié)構(gòu)角，可以作出相應(yīng)的無沖擊工況下的速度三角形圖，從而進一步判斷出確定渦輪工作特性的三個無因次系數(shù)、和，這三個系數(shù)完全取決于渦輪葉片的結(jié)構(gòu)角。反之，如果根據(jù)渦輪使用特性的要求，先給定、和三個系數(shù)，也完全可由此推導(dǎo)出相應(yīng)具備的葉形結(jié)構(gòu)。公式如下： （3—20） （3—21） （3—22） （3—23） 經(jīng)過上面的分析與比較，根據(jù)設(shè)計的需要，我選擇先確定渦輪工作特性的三個無因次系數(shù)、和，再根據(jù)公式（3—20）、（3—21）、（3—22）、（3—23）推導(dǎo)出相應(yīng)的葉型結(jié)構(gòu)。 經(jīng)過分析，=0.5，=1.3來進行葉型結(jié)構(gòu)設(shè)計。 由公式（3—20），（3—21），（3—22），（3—23）有： 由于=0.5時，，所以也就確定了。 現(xiàn)對選定的、和進行修正； 由公式（3—13）有 =1.198 由公式（3—16）有 由公式（3—19）有 以上設(shè)計是合理的。故葉片結(jié)構(gòu)角可以設(shè)計為。 計算（；流道直徑）將葉片結(jié)構(gòu)角帶入公式（3-6）有 級 取K為240 渦輪級數(shù) 求得一級渦輪鉆具能產(chǎn)生24.015N.m的扭矩，則一共需要240級渦輪，將其分為兩節(jié)，每節(jié)120級。 3.4渦輪葉片造型計算機設(shè)計[4] 渦輪定，轉(zhuǎn)子葉型通常為平面葉柵，也就是沿徑向各圓周面上葉片形狀相同。在進行葉片造型設(shè)計時，首先根據(jù)渦輪鉆具設(shè)計參數(shù)和葉輪工作理論計算確定流動參數(shù)，依據(jù)經(jīng)驗數(shù)據(jù)和公式確定葉片的幾何參數(shù)，然后選擇適合的型線和構(gòu)造方法設(shè)計葉片的吸力面和壓力面。葉片的流動參數(shù)和幾何參數(shù)一般在平均過流面上定義，如圖4所示. 圖4 渦輪葉片的流動參數(shù)和幾何參數(shù) 3.4.1 渦輪葉片幾何參數(shù)的確定 在流動參數(shù)中，和，和是葉片的進、出口液流角。和分別是進，出口絕對速度。和分別是進，出口相對速度。和u分別是軸向速度和圓周速度。在幾何參數(shù)中，主要有前緣半徑和后緣半徑、沖角、進口結(jié)構(gòu)角和出口結(jié)構(gòu)角、安裝角、葉片弦長b、葉柵距t、進口前緣邊楔角和出口邊后緣楔角、喉部直徑a、葉片轉(zhuǎn)折角、葉片最大厚度等。通常前緣半徑和后緣半徑。沖角反映進口液流角與進口結(jié)構(gòu)角的差異，=-。一般。葉片折轉(zhuǎn)角推薦=。進，出口邊楔角和從加工工藝上考慮，、 。出口結(jié)構(gòu)角比出口液流角小，其差值，在之間。安裝角反映葉片的傾斜程度，在軸向流速一定時越小渦輪轉(zhuǎn)速越高。葉柵距t大小與喉部直徑a 有關(guān)，影響葉片數(shù)的多少，葉柵距小，葉片數(shù)多，有利于液體能量向機械能的轉(zhuǎn)換，但容易造成喉部直徑過小，在渦輪鉆具工作時會發(fā)生過流通道的堵塞。 最大厚度d和其位置a的最佳值選擇，根據(jù)渦輪的設(shè)計經(jīng)驗有 （3—24） 式中參數(shù)：，對沖動式葉柵 對反動式葉柵 根據(jù)國外對渦輪鉆具渦輪葉片的設(shè)計經(jīng)驗，在這里分別取0.4，0.1。 弦長b的值一般由葉片的軸向高度以及葉片的安裝角來確定，即： （3—25） 葉片的安裝角的大小一般與葉片的進，出口角，葉片的最大厚度和后緣折轉(zhuǎn)角有關(guān)，根據(jù)渦輪的設(shè)計經(jīng)驗有： （3—26） 的值選為， 則 由公式（3—25）有： 相對節(jié)距的大小與所設(shè)計渦輪的類型有關(guān)，當(dāng)定、轉(zhuǎn)子對稱時，由文獻(xiàn)[2]有： （3—27） 這里取0.8。 節(jié)距 渦輪葉片計算直徑 渦輪葉片徑向長度 葉柵喉部通徑 葉片尾部厚度 葉片軸向高度 葉柵節(jié)距 葉片安放角 表1 渦輪鉆具定、轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)參數(shù) 3.4.2 葉柵的計算機設(shè)計 葉柵的一些基本參數(shù)確定之后，就可以在計算機上用AUTOCAD繪制出葉柵的幾何圖形了。建立圖5所示的坐標(biāo)[4]，前緣和后緣的圓心坐標(biāo)。 圖5 坐標(biāo)關(guān)系示意圖 選取前緣圓心的坐標(biāo)為： （3—28） （3—29） 后緣圓心的坐標(biāo)為： （3—30） （3—31） 則前，后緣圓心的坐標(biāo)分別為（0.8，7.0183），（14.6，15.4475）。 葉柵葉片的葉盆和葉背型線用拋物線幾何作圖造型。在葉片前后楔角確定之后，其邊為前后緣圓弧的切線。該切線同時也是形成葉片的葉盆和葉背拋物線的切線。具體幾何作圖如圖6所示[1]。 圖6 定、轉(zhuǎn)子葉型的計算機設(shè)計 4 止推軸承和扶正軸承的設(shè)計 渦輪鉆具的止推軸承是整個鉆具的重要組成部分，軸承上作用著很大的軸負(fù)荷，且采用含有磨砌性顆粒的泥漿來潤滑，所以工作條件十分惡劣，于是止推軸承的壽命較其它零件低得多，成為最為薄弱的環(huán)節(jié)，渦輪鉆具在井底的工作時間主要取決于止推軸承的壽命。 4.1 滾動軸承的設(shè)計及強度校核[5] 4.1.1 軸承類型的選擇 由于渦輪鉆具軸承的受力側(cè)重于軸向負(fù)荷。其徑向負(fù)荷大部分由硬質(zhì)合金滑動軸承（TC）軸承承擔(dān)。因此我選用了“多聯(lián)推力角接觸球軸承”。 4.1.2軸承列數(shù)、結(jié)構(gòu)參數(shù)、幾何尺寸的選擇 由于這種軸承是一種特殊的軸承，無法選用通用機械中廣泛使用的滾動軸承。因此我參閱了美國NAVI鉆具的幾種使用工況相近或相同的類似軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)和幾何尺寸，運用類比的方法確定出需要設(shè)計的軸承的各個參數(shù)。軸承參數(shù)如圖7所示有： 圖7 ①外圈滾道軸向中心距： ②內(nèi)圈滾道軸向中心距： ③外圈滾道徑向中心距： ④內(nèi)圈滾道徑向中心距： ⑤鋼球直徑： ⑥套圈寬度： ⑦外圈接觸點直徑： （4—1） ⑧內(nèi)圈接觸點直徑： （4—2） ⑨外圈滾道曲率半徑：，取21mm （4—3） ⑩內(nèi)圈滾道曲率半徑：, 取21mm （4—4） 滾道接觸點平均直徑： （4—5） 接觸角，如圖8： （4—6） 圖8 圖9 圖10 軸向游隙，如圖9： （4—7） 球心角，如圖10： （4—8） 單列鋼球數(shù)： （4—9） 取 空隙度：， （4—10） 空隙度折合成弧長， 鋼球之間的空隙。 4.1.3 滾動軸承組負(fù)荷及使用壽命的計算 一般的滾動軸承額定壽命的確定往往是根據(jù)不同的機械設(shè)備中滾動軸承的工況條件對壽命的要求，參照現(xiàn)有的軸承手冊來選取的。不同的機械設(shè)備，不同的工況條件，應(yīng)該根據(jù)設(shè)計的目標(biāo)來確定壽命，對于一些特殊行業(yè)的機械設(shè)備，如礦山機械，石油機械，其工作的負(fù)荷往往是變化的，為了確定其滾動軸承承受的當(dāng)量動載荷，必須先將變負(fù)荷轉(zhuǎn)化為定負(fù)荷。法國的W.泰拉斯波爾斯基在“井下動力鉆具”一書中說到：滾動軸承組的壽命最多幾百小時，而且磨損幾個毫米也是允許的。在實際中，使用壽命是由經(jīng)驗公式計算的，此處A是止推軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)，G是載荷，m是在1到3之間的一個與巖層，沖洗液和轉(zhuǎn)速有關(guān)的系數(shù)。 下面運用已有的有關(guān)滾動軸承的載荷及設(shè)計公式，對滾動軸承組的壽命進行詳細(xì)的校核。 4.1.3.1 靜載荷 查《鉆具使用手冊》知渦輪鉆具止推軸承的受力計算公式為： 式中：—軸承上的軸向載荷，千牛； —水力載荷，，千牛； —水力載荷系數(shù)，（這里取9.4）； —鉆井液密度，； —渦輪鉆具轉(zhuǎn)動部分重量力（轉(zhuǎn)子，主軸，鉆頭）千牛； —鉆壓，千牛。 由于設(shè)計的軸承用在渦輪節(jié)上，軸承不受鉆壓力。渦輪鉆具轉(zhuǎn)動部分的重量根據(jù)設(shè)計實際取為3噸。 （4—11） 設(shè)載荷的軸向分量為，徑向分量為，如圖11知： 圖11 （4—12） 由于滾動軸承組的受力方式相似與雙向推力球軸承，而且目前沒有井下動力鉆具滾動軸承組的載荷計算公式及壽命核算方法，因此，我們利用雙向推力球軸承的載荷和壽命計算公式來類推滾動軸承組的載荷及壽命。 ①軸向額定靜載荷 （4—13） 式中：—滾動體個數(shù)（每列16個，跑合后有9列軸承工作計）； —鋼球直徑； —接觸角。 ②軸向當(dāng)量載荷 （4—14） ③靜載荷系數(shù) 由于本軸承要承受強大的沖擊載荷，所以要計算出靜載荷系數(shù)來進行判斷抗局部過大變形的可靠性。 （4—15） 查安全系數(shù)=2.5，則 因此其可靠性很好。 4.1.3.2 動載荷 ⑴軸向當(dāng)量動載荷 （4—16） ①求值 查表得：（） 所以。由此查表得： ②計算 ⑵軸向基本額定動載荷 當(dāng)時 （4—17） 式中：—系數(shù)，查表得； —接觸角； —一個方向承受負(fù)荷的球數(shù)（每列16個，跑合后有9列軸承工作計）； —鋼球直徑。 上述計算公式適于溝曲率半徑的軸承，如果，則負(fù)荷能力降低，而本滾動軸承組的，這是由于其滾道半徑有利于滾珠的運動及其工作環(huán)境為磨粒磨損所決定的，因此我們在此不考慮負(fù)荷能力降低的因素。 4.1.3.3基本額定壽命的計算 ①推力球軸承的基本額定壽命 渦輪鉆具的轉(zhuǎn)速為。 小時 ②額定壽命的修正 在第1項中對壽命的計算是適于普通軸承鋼和良好工作條件的軸承，井下動力鉆具的工況偏離這些條件，應(yīng)該對壽命進行修正。修正壽命為。 式中：—可靠性壽命修正系數(shù)； —有關(guān)材料的壽命修正系數(shù)； —有關(guān)工作條件的壽命修正系數(shù)。 考慮的綜合影響。取。 所以 （4—18） 小時 該軸承組的壽命可以滿足該渦輪鉆具的工作要求。 4.2 扶正軸承的設(shè)計 渦輪鉆具中的金屬滑動徑向軸承（扶正軸承）即軸承的工況非常惡劣，因此在設(shè)計制造過程中，選用碳化鎢粉末燒結(jié)工藝，使其形成硬的接觸表面以抵抗鉆井液對它的沖刷，磨損。 軸承主要由外圈和內(nèi)圈組成。內(nèi)圈與轉(zhuǎn)軸裝配在一起并鎖緊，外圈與鉆具的殼體配裝在一起，并通過上下接頭壓緊在殼體內(nèi)，具體見圖12。 圖12 扶正軸承 5 渦輪節(jié)的結(jié)構(gòu)設(shè)計 5.1 渦輪定、轉(zhuǎn)子的結(jié)構(gòu)設(shè)計 渦輪定、轉(zhuǎn)子的結(jié)構(gòu)設(shè)計如圖13所示： 圖13 渦輪定、轉(zhuǎn)子 5.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 圖14 軸 軸的前端為花鍵（具體設(shè)計見后面花鍵的校核），軸的后端為NC26螺紋，螺紋端鉆有液流孔，一周三個，成分布，長度為5900。詳細(xì)的設(shè)計見零件圖。 5.3 殼體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 圖 15 殼體 殼體的兩端為螺紋，螺紋長度都為,總長設(shè)計為6188。具體結(jié)構(gòu)設(shè)計見零件圖 5.4 聯(lián)結(jié)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 較早的渦輪鉆具采用花鍵軸和短節(jié)聯(lián)接在一起的形式，這樣的結(jié)構(gòu)有一個缺點就是實際工作之中花鍵部分的磨損量最大，在花鍵達(dá)到壽命極限時短節(jié)部分磨損卻較小，為此，將花鍵軸和花鍵軸短節(jié)分開，兩者之間以螺紋形式聯(lián)結(jié)，這樣在花鍵損壞時只需將花鍵軸旋下更換即可，操作方便，也節(jié)約了成本。 聯(lián)結(jié)軸的材料選為，長度設(shè)計為，前端為外花鍵，有效長度為，后端為內(nèi)螺紋，螺紋長度為。具體結(jié)構(gòu)見裝配圖。 5.5 轉(zhuǎn)換接頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計 材料選為，長度設(shè)計為，一端與渦輪軸相聯(lián)結(jié)，為NC77內(nèi)螺紋，螺紋長度為160；一端為內(nèi)花鍵，有效長度為。具體結(jié)構(gòu)見裝配圖。 5.6 整個渦輪鉆具渦輪節(jié)總長設(shè)計 經(jīng)過上面的設(shè)計，整個渦輪鉆具的總長設(shè)計為： 6 主要零部件強度計算與校核 6.1 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)裝配預(yù)緊力及上緊扭矩計算 6.1.1 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)預(yù)緊力計算 在裝配時，先將轉(zhuǎn)子系統(tǒng)裝在軸上，然后將花鍵軸螺紋聯(lián)接在軸上，通過花鍵軸壓緊轉(zhuǎn)子系統(tǒng)，實現(xiàn)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)軸向定位。簡化的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)如圖16所示，轉(zhuǎn)子套受到 壓力，軸受到拉力。為了渦輪馬達(dá)正常工作，還要求轉(zhuǎn)子系統(tǒng)各元件在工作時不發(fā)生相對轉(zhuǎn)動，因此花鍵軸對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的壓緊力必須滿足產(chǎn)生的靜摩擦扭矩大于每根渦輪節(jié)工作時產(chǎn)生的最大扭矩。壓緊力由下式計算： 圖16 （6—1） 式中μ為鋼對鋼的摩擦系數(shù)，和分別為轉(zhuǎn)子套的外徑和內(nèi)徑，為工況系數(shù)，工作液密度修正系數(shù)，(N.mm)，，，取和。由上式得： 6.1.2 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)上緊扭矩Mz計算 軸系上緊扭矩由下式計算 （6—2） 式中為螺紋升角，為摩擦角，為螺紋中徑。和由下列兩式分別計算： （6—3） （6—4） 式中為螺距，為三角螺紋的牙形角。根據(jù)設(shè)計,花鍵軸螺紋為，，其中徑。因此，，。為： 6.2 殼體的強度計算 渦輪鉆具在工作時，最上面一根渦輪的殼體承受全部水力載荷和反扭矩，反扭矩等于(N.mm)。整個渦輪鉆具產(chǎn)生的壓降為，則作用在殼體上的總水力載荷。 殼體受到的拉力包括預(yù)拉力和總水力載荷。具體受力分析如圖18所示。 （a） 靜態(tài)時 （b） 動態(tài)時 圖18 殼體受力分析圖 6.2.1 靜態(tài)時 靜態(tài)時殼體受拉力和預(yù)緊力。外徑為，內(nèi)徑為。由拉力產(chǎn)生的拉應(yīng)力為： （6—10） 由預(yù)緊力產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力為： （6—11） 根據(jù)第四強度理論 （6—12） 殼體材料為，調(diào)質(zhì)處理，。其安全系數(shù)為： （6—13） 軸的設(shè)計安全。 6.2.2 動態(tài)時 外徑為，內(nèi)徑為。由拉力產(chǎn)生的拉應(yīng)力為： （6—10） 正常工作時，殼體受到的反扭矩為3000N.mm，由反扭矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力為： （6—11） 根據(jù)第四強度理論 （6—12） 殼體材料為，調(diào)質(zhì)處理，。其安全系數(shù)為： （6—13） 所以殼體的設(shè)計達(dá)到要求。 在殼體兩端有的螺紋，需校核該處的強度。殼體受到的拉力包括預(yù)拉力和總水力載荷。為螺紋直徑，由拉力產(chǎn)生的拉應(yīng)力為： （6—14） 由計算扭矩M產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力為： 根據(jù)第四強度理論 殼體的材料為，調(diào)質(zhì)處理，。其安全系數(shù)為： 所以螺紋的設(shè)計達(dá)到要求。 預(yù)緊力校核如下： 6.3 渦輪軸的設(shè)計及強度校核 6.3.1 渦輪軸的尺寸設(shè)計 渦輪軸是渦輪節(jié)的主要零件之一，它上部通過直螺紋，與花鍵軸短節(jié)相聯(lián)接，下部通過管螺紋與花鍵套的上部螺紋相配合。泥漿通過定、轉(zhuǎn)子后，進入渦輪軸內(nèi)部，所以渦輪軸有一段是空心的結(jié)構(gòu)，開有一個直徑為的內(nèi)孔。 軸上裝渦輪的那一端尺寸數(shù)據(jù)為軸徑：，此端的螺紋為細(xì)牙三角螺紋，其尺寸大小滿足要求的有很多組，可以從中選出一組滿足要求的進行計算，在選取的軸徑中，都應(yīng)該滿足國家所出的機械設(shè)計手冊，選取時應(yīng)對照手冊進行選?。? 螺紋旋合長度： 裝軸承的那端的尺寸選取也要與上面的要求相同，同時因為要在其上開泥漿通道，所以要在的基礎(chǔ)上加上的厚度，此端的尺寸要求為： 軸徑為： 主軸的中間開一個泥漿進口，以免泥漿從軸承處經(jīng)過，如果經(jīng)過會對軸承的壽面產(chǎn)生很大的影響，在設(shè)計此處的尺寸時，在軸承主軸端直徑的基礎(chǔ)上再增加尺寸，一般取 內(nèi)通道的長度為： 開口處軸向長度為： 開口處到大軸階梯的長度為： 泥漿通道的直徑為： 6.3.2 渦輪鉆具最小軸徑處強度校核 渦輪鉆具在工作時，最下面一根渦輪軸輸出鉆具的全扭矩，計算扭矩等于，而裝配時的上緊扭矩為3409.4277N.m，故計算扭矩。 由計算扭矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力為： 根據(jù)第四強度理論 軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理，。其安全系數(shù)為： 故最小軸徑處安全。 渦輪鉆具在制動時，最下面一根渦輪所受的扭矩最大，計算扭矩等于：。 由計算扭矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力為： 根據(jù)第四強度理論 軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理，。其安全系數(shù)為： 故安全。 所以所選取的軸的材料和結(jié)構(gòu)都符合要求。 6.3.3 渦輪軸徑空心處強度校核 在軸的下端處，由于存在泥漿通道，如圖7所示。需校核該處的強度。計算扭矩M等于：。軸上開槽，以為間隔均勻分布，經(jīng)過計算取長度100mm，圓弧半徑為20mm。 校核該面強度： 圖10 軸空心部分示意圖 1)扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： 按第四強度理論，得： 軸的材料為42CrMo，調(diào)質(zhì)處理，。其安全系數(shù)為： 故該面滿足要求。 6.3.4 渦輪軸右螺紋空心處強度校核 在軸的下端處，由于軸心是中空的，所以需校核該處的強度。計算扭矩。 由計算扭矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力為：