浮動定子240渦輪鉆具渦輪節(jié)設(shè)計(jì)【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(jì),cad,圖紙,說明書,仿單 葉柵葉型入口和出口角渦輪鉆具改進(jìn)與分析 Xiaodong Zhang1, Yan Gong 1 ' 8 , Ruyi Gou1, Junhua Li2 b, Jianping Wu3 c and Zhongjian Jiang 1 School of Mechatronic Engineering, Southwest Petroleum University, Chengdu 610500, China; Sha Shi Steel Pipe Company, Jingzhou 434001, China; Oil and Gas Transportation Department of Northwest Oilfield, Branch 841600, China gongyan0101@163.com, b360701270@qq.com,c wjp5460@sina.com 關(guān)鍵詞：渦輪鉆具，葉柵葉形，液流角，結(jié)構(gòu)角，修正 摘要：結(jié)構(gòu)的角度應(yīng)在渦輪鉆具葉柵葉剖面設(shè)計(jì)過程中計(jì)算。角度是根據(jù)進(jìn)出口的液流角的設(shè)計(jì)參數(shù)計(jì)算的，但是當(dāng)流體在葉柵中流動時(shí)，進(jìn)口的液流角和結(jié)構(gòu)角以及出口的液流角和結(jié)構(gòu)角都是有區(qū)別的。液流角不能直接作為葉型結(jié)構(gòu)的角度，所以有必要修改計(jì)算的液流角來獲得結(jié)構(gòu)角。通過分析，為了提高渦輪鉆具的性能，液流角應(yīng)該在減少方向性上被修正以此得到結(jié)構(gòu)角。在本文中，液壓效率和圓周力fx作為評價(jià)參數(shù)，來建立級聯(lián)CFD模型并計(jì)算不同的修正角。更重要的是，修改后的入口和出口液流角對渦輪性能的影響已經(jīng)得到了分析，這些給出的修正角度范圍在現(xiàn)有文獻(xiàn)中被大大縮小了，它允許設(shè)計(jì)人員在在角度修正過程中很容易確定修正值。 介紹 隨著油氣勘探工程的發(fā)展，已經(jīng)有許多鉆井技術(shù)和工藝，如大位移井，水平井，定向井，超深井，然而，這些新興的鉆井技術(shù)對泥漿馬達(dá)提出了更高的要求。由于其優(yōu)勢，渦輪鉆具作為一種重要的泥漿馬達(dá)已廣泛應(yīng)用于油氣開采中。與普通鉆井鉆井相比，渦輪鉆具具有巨大的經(jīng)濟(jì)效益，例如為普及率較高（ROP），井身質(zhì)量好，快速方偏斜鉆井性能，更有效的施工和更低的鉆井作業(yè)成本。 渦輪鉆具的葉柵葉片輪廓的描述 渦輪鉆具是一種液壓軸向式渦輪機(jī)械，渦輪鉆具的定子和轉(zhuǎn)子將流體勢能轉(zhuǎn)換為機(jī)械能從而驅(qū)動鉆頭旋轉(zhuǎn)。定子和轉(zhuǎn)子的葉片都屬于流體部分組件；葉片幾何結(jié)構(gòu)決定了渦輪鉆具的力學(xué)性能。在定子和轉(zhuǎn)子葉柵中，鉆井液在兩個(gè)直徑分別為D1和D2的同軸的氣缸層之間流動，如圖1所示。鉆井液的復(fù)雜的運(yùn)動可以簡化為無數(shù)的圓柱層液體的合成運(yùn)動。每個(gè)氣缸的流體層到軸都有不同的距離，因此，他們的液體粒子的速度和葉片的相互作用的強(qiáng)度是不同的，由于葉片直徑比渦輪鉆具的直徑小，因此，每個(gè)徑向圓柱層的流動模式非常接近。為了簡化設(shè)計(jì)過程，氣缸層的直徑D被定義為氣缸層的特征參數(shù)，流量是氣缸層直徑D1和D2的圓柱層平均流量。這樣的特性氣缸層的流動可以等效代替為兩個(gè)同軸圓柱層的復(fù)雜流動。在特征圓柱層葉片中，葉柵的葉型設(shè)計(jì)實(shí)際上是葉輪的截面設(shè)計(jì)。因此，特征缸應(yīng)該展開來作為設(shè)計(jì)葉片輪廓的平面，也就是平面葉柵[ 1 ]的流體的流動。葉片的結(jié)構(gòu)和展開平面中的流體參數(shù)已在圖2描述。 外殼 定子 轉(zhuǎn)子 軸 圖1渦輪鉆具鉆井液流動特性的圓柱層 圖2特征圓柱層中的葉片結(jié)構(gòu)和流體參數(shù) 如圖2所示，α1—定子出口液流角；α2—定子入口液流角；αlk—定子 出口流體結(jié)構(gòu)角；α2k—定子入口流體結(jié)構(gòu)角；β1—轉(zhuǎn)子出口流動角；β2—轉(zhuǎn)子入口液流角；β1k—轉(zhuǎn)子出口流體結(jié)構(gòu)角；β2k—轉(zhuǎn)子入口流體結(jié)構(gòu)角；βm—安裝角；t —葉片間距；b—葉片弦長；u—轉(zhuǎn)子圓周速度；W—流體沿葉片相對滑動速度；C—流體的流動的絕對速度。 一般來說，渦輪鉆具葉型和葉柵型可由軸向速度系數(shù)cz，影響程度系數(shù)ma，循環(huán)系數(shù)cu。這三個(gè)系數(shù)是無量綱系數(shù)，這些值與葉型的幾何參數(shù)有關(guān)；每種葉型有它自己的無量綱系數(shù)。同時(shí)，這三個(gè)無量綱系數(shù)反映了鉆井液和葉型的互動特性，可以作為渦輪機(jī)功率，扭矩，壓降等特征參數(shù)的測量的標(biāo)準(zhǔn)。隨著無量綱系數(shù)和速度多邊形的組合，它可用來分析由于葉形輪廓變化對渦輪鉆機(jī)的性能的影響。 葉片輪廓入口和出口角的計(jì)算 在葉型設(shè)計(jì)過程中，根據(jù)給定的設(shè)計(jì)參數(shù)，我們已經(jīng)計(jì)算出了葉片輪廓的入口和出口角。通過歐拉方程和一維流動理論，定子和轉(zhuǎn)子之間鉆井液和葉片相互作用下，單級渦輪力矩M的計(jì)算如下： （1） （2） （3） （4） 渦輪轉(zhuǎn)速： 單節(jié)渦輪鉆機(jī)的能量輸出： 單擊渦輪鉆機(jī)的壓降： 正如前面所提到的公式1，公式2，公式3，公式4 ，Cz —鉆井液在渦輪機(jī)上的軸向流速；，η0—卷筒效率；φ—排除串聯(lián)系數(shù)；α1—定子出口液流角；α2—定子入口液流角；β1—轉(zhuǎn)子出口液流角；β2—轉(zhuǎn)子入口液流角；Qi—流量；D—特征圓柱層直徑；l—葉片徑向高度；γ0—流體重量；g—重力加速度。 根據(jù)，以上四個(gè)公式（公式1，公式2，公式3，公式4），其中只有兩個(gè)是獨(dú)立的。從給定的設(shè)計(jì)參數(shù)中所計(jì)算出的渦輪葉柵進(jìn)口和出口液流角不只是一個(gè)液流角的結(jié)合；進(jìn)口角和出口角不是唯一的。因此，有不同的液流角的組合去獲得Mi和n的值。對于這些不同的角度組合，應(yīng)選擇最優(yōu)液流角的組合以提高水力效率，否則，在設(shè)計(jì)過程中，要保證三無量綱系數(shù)在正常范圍內(nèi)，這些無量綱系數(shù)是由液流角的組合[ 2 ]確定的。 葉片輪廓的入口和出口角度的改進(jìn)與分析 根據(jù)設(shè)計(jì)的參數(shù)所計(jì)算液流角度，不可直接作為葉片輪廓的角度。如圖3所示，由于一半的后定子吸力面流動分離，葉柵出口液流角總是大于葉柵結(jié)構(gòu)角。同時(shí)，實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明最高的效率發(fā)生在葉柵工作在負(fù)攻角的情況下。 因此，計(jì)算的流量角度應(yīng)該被修正。減少計(jì)算的葉柵進(jìn)口和出口的液流角以此獲得結(jié)構(gòu)角，然后渦輪葉柵工作在負(fù)攻角的條件下，并且液流角滿足設(shè)計(jì)要求，此時(shí)渦輪工作效率將是最高的。文獻(xiàn)[ 1 ]提出了由修正的葉柵進(jìn)口液流角和出口液流角所定義的修正范圍，但修正范圍太廣，修正的范圍的上限是如此接近液流角本身的值，所以這種方法對液流角的修正的意義不大。在本文中，基于一種渦輪鉆具，利用流體軟件建立最廣泛使用的對稱葉片的CFD模型，然后采用葉片的水力效率η和圓周力fx作為評價(jià)參數(shù)。圓周力fx是單位流量通過轉(zhuǎn)子表面方向時(shí)所產(chǎn)生的。這些評價(jià)參數(shù)可以評估葉柵流動角度的修正質(zhì)量。 （5） 液壓效率η: 公式5，Nin—單級渦輪輸入功率，（W）；Nout—單級渦輪輸出功率，（W）。 （6） 圓周力fx： 公式6，fx—圓周力，（N.s/m3）；Fx—旋轉(zhuǎn)方向上的轉(zhuǎn)子力，（N）；Q—流量，（m3/s）。 渦輪葉柵的設(shè)計(jì)目的是使渦輪鉆具獲得最大的圓周力，高效率，大制動力矩，而且，更大的圓周力，更大的扭矩值。換句話說，流動角的修正目的在于渦輪鉆具在設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)速時(shí)獲得最大的切向力和高的水力效率。 圖3 定子和轉(zhuǎn)子的流場矢量圖 進(jìn)口液流角修正分析 隨著液流角被修正為不同的角度時(shí)，CFD模型被建立和計(jì)算[ 3，4 ]，計(jì)算結(jié)果表明評價(jià)參數(shù)和修正液流角的關(guān)系。如圖4所示，首先，渦輪葉柵工作效率隨流量修正角的增加而增加；然后，在一定范圍內(nèi)保持高的效率；但隨著修正液流角的進(jìn)一步增加，渦輪葉柵效率明顯降低，圓周力和扭矩也會減少。相比在fx變化曲線下的效率曲線，入口流動角的修正大大的影響了渦輪鉆具的生產(chǎn)機(jī)械能。根據(jù)渦輪鉆具的扭矩大，高功率的實(shí)際應(yīng)用要求，修正液流角的值應(yīng)在盡可能使渦輪鉆具處在高的效率范圍內(nèi)，渦輪鉆具在設(shè)計(jì)工作條件下輸出功率高，圖4表明了渦輪高效率和圓周力變化趨勢的范圍，進(jìn)口和出口液流角修正范圍可直接從圖4中獲取，這可以用于指導(dǎo)液流角的修正。 圖4 進(jìn)口液流角修正的影響圖 出口液流角修正分析 出口液流角CFD模型的建立和計(jì)算類似于進(jìn)口液流角的計(jì)算。計(jì)算結(jié)果表明了葉柵效率，圓周力以及修正液流角之間的關(guān)系。如圖5所示。 如圖5所示，它表明圓周力，渦輪輸出扭矩和由葉柵產(chǎn)生的機(jī)械能會隨著與液流角的增加而增加。渦輪葉柵效率通過液流角的微小的修正有一個(gè)小的變動，但起初其效率基本上保持不變。但隨著修正液流角的進(jìn)一步增加，渦輪葉柵效率會明顯降低。因此，進(jìn)口液流角應(yīng)該在一個(gè)狹小的范圍內(nèi)被修正，如圖5所示，優(yōu)化修改范圍為4~6°。水輪機(jī)性能由于出口液流角的修改會有很大的突變，所以有必要對由出口修正液流角所影響的流場的進(jìn)行分析。 圖5 出口液流角修正的影響圖 隨著出口液流角修正值的增加，轉(zhuǎn)子的入口液流角逐漸減小，結(jié)果是流體會以較高的循環(huán)速度流入轉(zhuǎn)子。比較圖6，圖7，圖8中的速度向量值，在轉(zhuǎn)子壓力面，液體循環(huán)速度分布均勻，并且?guī)缀鯖]有變化。但在吸力面，定子出口液流角大大減少，鉆井液以較高的循環(huán)速度流入轉(zhuǎn)子，轉(zhuǎn)子進(jìn)口圈前端單元局部高速越來越明顯，致使流速梯度從轉(zhuǎn)子進(jìn)口到最大彎曲段和邊界增厚層逐漸增加。隨著液流角修正值的增加，流量分流在這個(gè)區(qū)域越來越明顯，通過轉(zhuǎn)子的受力分析，流量分流發(fā)生在使圓周力和渦輪輸出扭矩增大的第一半吸力面上，但流量分流會導(dǎo)致能量損失，降低渦輪效率。當(dāng)液流角被修正，轉(zhuǎn)子表面壓力如圖9所示，從轉(zhuǎn)子進(jìn)口到最大彎曲段，壓力明顯降低，轉(zhuǎn)子表面總壓力增加，并且渦輪輸出扭矩增大，輸出功率增加。 圖6 無修正轉(zhuǎn)子流場矢量圖 圖7 出口氣流角修正值3° 低場矢量圖 圖8 出口氣流角修正值7° 低場矢量圖 圖9 出口氣流角修正值7° 轉(zhuǎn)子表面壓力圖 ma=0.5的渦輪葉柵的進(jìn)出口液流角已經(jīng)在上面被修正了。對比進(jìn)出口液流角的修正對渦輪性能的影響，很明顯的，入口變化對渦輪性能的影響波動較小，葉柵進(jìn)口液流角可在很寬的范圍內(nèi)被修改；出口液流角對渦輪性能影響的波動很大，因此，根據(jù)實(shí)際要求，出口液流角應(yīng)在小的范圍內(nèi)修正；圖5提供了參考。 總結(jié) 基于對渦輪鉆具葉片輪廓進(jìn)口和出口角的分析，修正值范圍變窄，因此設(shè)計(jì)者可以更容易的選擇合理的修正值，本文提出了以下四個(gè)觀點(diǎn)： 修正葉片進(jìn)口液流角將導(dǎo)致一系列的結(jié)果，如圓周力fx減小，渦輪輸出扭矩減小，梯級水力效率變化表現(xiàn)出了先增加，然后保持，最后下降的趨勢。進(jìn)口液流角修正對汽輪機(jī)的性能波動影響較小。當(dāng)修正的值在一定的范圍內(nèi)，葉柵效率是最優(yōu)的，基本上處于一個(gè)穩(wěn)定狀態(tài)，渦輪輸出性能有輕微的波動，因此，入口液流角度修正范圍應(yīng)結(jié)合實(shí)際的工作情況，如果修正值超出合理范圍，會導(dǎo)致渦輪性能的惡化。 對不同刀片配置的各種循環(huán)系數(shù)cu，cu越大，出口液流角越小，出口液流角對渦輪鉆機(jī)性能有較大的影響。特別是，當(dāng)循環(huán)系數(shù)cu＞1，修正應(yīng)該選擇一個(gè)小的液流角修正值，這是防止轉(zhuǎn)子流量從入口表面到最大彎曲段分流，此時(shí)渦輪效率將降低；對于cu≤1小循環(huán)系數(shù)的渦輪，出口修正范圍可以適當(dāng)?shù)臄U(kuò)大。 對于不同葉型的不同影響程度的系數(shù)ma,隨著影響程度系數(shù)ma的增加，定子入口和出口液流角將減小，轉(zhuǎn)子的入口和出口液流角將逐漸增加，在修正過程中，ma越大，允許的定子入口和出口液流角的修正范圍越小，然而，允許的轉(zhuǎn)子入口和出口液流角的修正范圍卻越大。 參考文獻(xiàn) [1] Fudong Xu, Xiaodong Zhang. 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Modeling of Aero Gas Turbine Blade.( National Defence Industrial Press, Peking, 1980) In Chinese. 浮動定子240渦輪鉆具渦輪節(jié)設(shè)計(jì) 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(shí)施石油鉆井作業(yè)。其主要特點(diǎn)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(jī)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(jì)，制造和使用做了大量的科研和開發(fā)工作，有力地促進(jìn)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(jī)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(jì)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(xiàng)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(jì) 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(gè)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(jì)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(jìn)工作。雖然，這些發(fā)明都因過分簡單化失去了實(shí)際應(yīng)用的價(jià)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(jìn)行了試驗(yàn)。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(gè)方面的問題，試驗(yàn)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(gè)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(yàn)研究，而前蘇聯(lián)則加強(qiáng)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(diǎn)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(shí)，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(jìn)。法國因北非事件，減少了渦輪鉆井的活動范圍。這時(shí)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(jìn)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(kuò)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(jìn)行。渦輪鉆具在海洋鉆井方面的研究和應(yīng)用也在進(jìn)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(jì)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(jì)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(gè)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(dú)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(jìn)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(diǎn)科技攻關(guān)項(xiàng)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(jìn)行了現(xiàn)場工業(yè)試驗(yàn)，均取得了良好的鉆井效果。三個(gè)渦輪節(jié)工作的壽命超過了281小時(shí)，支撐節(jié)中軸承壽命達(dá)到了100小時(shí)，機(jī)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(tuán)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(yàn)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(jìn)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(jìn)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(gè)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(jìn)一步完善； （4） 配套工具，儀器的系列化和工作性能的進(jìn)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(shí)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(gè)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(shí)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(gè)接在另一個(gè)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(gè)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(dú)立支承節(jié)與不帶獨(dú)立支承節(jié)方案對比 早期的渦輪鉆具沒有獨(dú)立的支承節(jié)，只由渦輪節(jié)的止推軸承來承受鉆井時(shí)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?yàn)檫@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(gè)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(dú)的殼體內(nèi)，形成獨(dú)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(shí)，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(yùn)輸、和修理等方面有以下優(yōu)點(diǎn)： 1）換修止推軸承時(shí)，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(yùn)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(jià)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(jià)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(diǎn)在前面(1.3.2)已作了說明。本設(shè)計(jì)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(jì)中采用固定轉(zhuǎn)子方案。 2.1.3 獨(dú)立懸掛和非獨(dú)立懸掛比較 由于采用了獨(dú)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(jì)時(shí)就有 兩種方案。 一，獨(dú)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(shí)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(shí)很方便，不用計(jì)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(diǎn)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(shí)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(shí)，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(jì)止推軸承放在渦輪軸的下部。 二，非獨(dú)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(shí) 與支承節(jié)的裝配關(guān)系來保證。其優(yōu)點(diǎn)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(shí)間。但其致命的缺點(diǎn)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(bào)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(jìn)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(jì)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(jì)中的扭矩條件?？梢圆捎脦еС泄?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(jì)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(hù)也相對比較方便，可直接互換支承節(jié)。同時(shí)，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(dú)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(shí)現(xiàn)。為了避免大固體顆粒進(jìn)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(jì)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(dú)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(gè)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(jì)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(shí)，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(jī)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(yùn)動及能量轉(zhuǎn)化情況進(jìn)行討論就可以了解整個(gè)渦輪鉆具的全部特點(diǎn)。 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(jìn)行受力分析可知受軸向拉力和扭矩作用。 由于外殼其機(jī)械性能要求較高，因此外殼材料選用具有更高機(jī)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(jì)渦輪鉆具的軸時(shí)，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(qiáng)度條件計(jì)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?yàn)橹鬏S主要受到扭矩作用，主要考慮空心渦輪軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)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(jì)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(shí)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(qiáng)的抗扭作用等一些主要特性，我們初步選用材料為42CrMo。因?yàn)檗D(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(yàn)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(gè)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(qiáng)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(qiáng)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(jì)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(jì)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(jì)算機(jī)設(shè)計(jì)包括定子和轉(zhuǎn)子葉片進(jìn)口與出口幾何角方案的選擇，以及葉片的選型計(jì)算機(jī)設(shè)計(jì)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(jìn)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(diǎn)，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(jì)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(jìn)，出口幾何角的確定以及葉片的造型計(jì)算機(jī)設(shè)計(jì)三方面進(jìn)行研究。 3.3.1渦輪葉片進(jìn)、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(jìn)，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(jìn)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(shí)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(jì)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(shí)際排量的大小繪出轉(zhuǎn)子葉片進(jìn)、出口的速度三角形。見圖2。 圖2 轉(zhuǎn)子葉片進(jìn),出口處的速度三角形 由轉(zhuǎn)子進(jìn)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(shí)，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(gè)角度的大小。 由速度三角形方程組確定的進(jìn)、出口角有許多組,在選取時(shí)考慮以下幾點(diǎn):[1] (1) 加工工藝的可實(shí)現(xiàn)性; (2) 葉片造型的難易程度; (3) 實(shí)際應(yīng)用中的經(jīng)濟(jì)性; 當(dāng)然，為了取得經(jīng)濟(jì)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(gè)，即軸向速度系數(shù)、沖擊度系數(shù)、和環(huán)流系數(shù)。這三個(gè)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(jià)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(yùn)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(jì)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(jìn)口處有關(guān)參數(shù)的注角； 2—轉(zhuǎn)子出口和定子進(jìn)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(jìn)行詳細(xì)討論。[3] （1） 當(dāng)=0.5時(shí)，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(diǎn)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(shí)，該種渦輪通常稱為沖擊式渦輪。渦輪軸輸出的機(jī)械能主要靠定子中的壓力降來提供。 （3） 當(dāng)<0.5時(shí)，該種渦輪通常稱為反作用式渦輪。此時(shí)，，平均速度三角形由等腰向右偏斜，轉(zhuǎn)子中的水力機(jī)械負(fù)荷比定子大。 （4） 當(dāng)=1時(shí)，該種特殊渦輪稱為純沖擊式渦輪。此時(shí)，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(bǔ)，即，整個(gè)轉(zhuǎn)子的葉型相對其中部對稱，垂直安置。 （5） 當(dāng)=0時(shí)，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(jìn)口角與出口結(jié)構(gòu)角互補(bǔ)，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(jìn)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(jìn)一步判斷出確定渦輪工作特性的三個(gè)無因次系數(shù)、和，這三個(gè)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(gè)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(jì)的需要，我選擇先確定渦輪工作特性的三個(gè)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(jìn)行葉型結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 由公式（3—20），（3—21），（3—22），（3—23）有： 由于=0.5時(shí)，，所以也就確定了。 現(xiàn)對選定的、和進(jìn)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(jì)是合理的。故葉片結(jié)構(gòu)角可以設(shè)計(jì)為。 計(jì)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(jì)算機(jī)設(shè)計(jì)[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(jìn)行葉片造型設(shè)計(jì)時(shí)，首先根據(jù)渦輪鉆具設(shè)計(jì)參數(shù)和葉輪工作理論計(jì)算確定流動參數(shù)，依據(jù)經(jīng)驗(yàn)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(jì)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(jìn)、出口液流角。和分別是進(jìn)，出口絕對速度。和分別是進(jìn)，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(jìn)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(jìn)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(jìn)口液流角與進(jìn)口結(jié)構(gòu)角的差異，=-。一般。葉片折轉(zhuǎn)角推薦=。進(jìn)，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(shí)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(jī)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(shí)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(jì)經(jīng)驗(yàn)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(jì)經(jīng)驗(yàn)，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(jìn)，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(jì)經(jīng)驗(yàn)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(jì)渦輪的類型有關(guān)，當(dāng)定、轉(zhuǎn)子對稱時(shí)，由文獻(xiàn)[2]有： （3—27） 這里取0.8。 節(jié)距 渦輪葉片計(jì)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(jì)算機(jī)設(shè)計(jì) 葉柵的一些基本參數(shù)確定之后，就可以在計(jì)算機(jī)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(shí)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(jì)算機(jī)設(shè)計(jì) 4 止推軸承和扶正軸承的設(shè)計(jì) 渦輪鉆具的止推軸承是整個(gè)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(shí)間主要取決于止推軸承的壽命。 4.1 滾動軸承的設(shè)計(jì)及強(qiáng)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(jī)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(yùn)用類比的方法確定出需要設(shè)計(jì)的軸承的各個(gè)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(diǎn)直徑： （4—1） ⑧內(nèi)圈接觸點(diǎn)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(diǎn)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(jì)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(jī)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(jī)械設(shè)備，不同的工況條件，應(yīng)該根據(jù)設(shè)計(jì)的目標(biāo)來確定壽命，對于一些特殊行業(yè)的機(jī)械設(shè)備，如礦山機(jī)械，石油機(jī)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(shí)，而且磨損幾個(gè)毫米也是允許的。在實(shí)際中，使用壽命是由經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)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(gè)與巖層，沖洗液和轉(zhuǎn)速有關(guān)的系數(shù)。 下面運(yùn)用已有的有關(guān)滾動軸承的載荷及設(shè)計(jì)公式，對滾動軸承組的壽命進(jìn)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(jì)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(jì)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(jì)實(shí)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(jì)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(jì)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(gè)數(shù)（每列16個(gè)，跑合后有9列軸承工作計(jì)）； —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(qiáng)大的沖擊載荷，所以要計(jì)算出靜載荷系數(shù)來進(jìn)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(jì)算 ⑵軸向基本額定動載荷 當(dāng)時(shí) （4—17） 式中：—系數(shù)，查表得； —接觸角； —一個(gè)方向承受負(fù)荷的球數(shù)（每列16個(gè)，跑合后有9列軸承工作計(jì)）； —鋼球直徑。 上述計(jì)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(yùn)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(jì)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(shí) ②額定壽命的修正 在第1項(xiàng)中對壽命的計(jì)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(jìn)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(shí) 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(jì) 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(jì)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(jì) 5.1 渦輪定、轉(zhuǎn)子的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 渦輪定、轉(zhuǎn)子的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如圖13所示： 圖13 渦輪定、轉(zhuǎn)子 5.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 圖14 軸 軸的前端為花鍵（具體設(shè)計(jì)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(gè)，成分布，長度為5900。詳細(xì)的設(shè)計(jì)見零件圖。 5.3 殼體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 圖 15 殼體 殼體的兩端為螺紋，螺紋長度都為,總長設(shè)計(jì)為6188。具體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)見零件圖 5.4 聯(lián)結(jié)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 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(gè)缺點(diǎn)就是實(shí)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(shí)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(shí)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(jì)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(jì) 材料選為，長度設(shè)計(jì)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(gè)渦輪鉆具渦輪節(jié)總長設(shè)計(jì) 經(jīng)過上面的設(shè)計(jì)，整個(gè)渦輪鉆具的總長設(shè)計(jì)為： 6 主要零部件強(qiáng)度計(jì)算與校核 6.1 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)裝配預(yù)緊力及上緊扭矩計(jì)算 6.1.1 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)預(yù)緊力計(jì)算 在裝配時(shí)，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(shí)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(shí)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(shí)產(chǎn)生的最大扭矩。壓緊力由下式計(jì)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(jì)算 軸系上緊扭矩由下式計(jì)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(jì)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(jì),花鍵軸螺紋為，，其中徑。因此，，。為： 6.2 殼體的強(qiáng)度計(jì)算 渦輪鉆具在工作時(shí)，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(gè)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(shí) （b） 動態(tài)時(shí) 圖18 殼體受力分析圖 6.2.1 靜態(tài)時(shí) 靜態(tài)時(shí)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(qiáng)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(jì)安全。 6.2.2 動態(tài)時(shí) 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(shí)，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(qiáng)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(jì)達(dá)到要求。 在殼體兩端有的螺紋，需校核該處的強(qiáng)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(jì)算扭矩M產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力為： 根據(jù)第四強(qiáng)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(jì)達(dá)到要求。 預(yù)緊力校核如下： 6.3 渦輪軸的設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 6.3.1 渦輪軸的尺寸設(shè)計(jì) 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(jìn)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(gè)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(jìn)行計(jì)算，在選取的軸徑中，都應(yīng)該滿足國家所出的機(jī)械設(shè)計(jì)手冊，選取時(shí)應(yīng)對照手冊進(jìn)行選取： 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(shí)因?yàn)橐谄渖祥_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(gè)泥漿進(jìn)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(jì)此處的尺寸時(shí)，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(qiáng)度校核 渦輪鉆具在工作時(shí)，最下面一根渦輪軸輸出鉆具的全扭矩，計(jì)算扭矩等于，而裝配時(shí)的上緊扭矩為3409.4277N.m，故計(jì)算扭矩。 由計(jì)算扭矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力為： 根據(jù)第四強(qiáng)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(shí)，最下面一根渦輪所受的扭矩最大，計(jì)算扭矩等于：。 由計(jì)算扭矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力為： 根據(jù)第四強(qiáng)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(qiáng)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(qiáng)度。計(jì)算扭矩M等于：。軸上開槽，以為間隔均勻分布，經(jīng)過計(jì)算取長度100mm，圓弧半徑為20mm。 校核該面強(qiáng)度： 圖10 軸空心部分示意圖 1)扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： 按第四強(qiáng)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(qiáng)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(qiáng)度。計(jì)算扭矩。 由計(jì)算扭矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力為：