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设计计算 第2代射流式井下增压器结构设计＊薛 亮 汪志明 李帮民(中国石油大学(北京)石油天然气工程学院) 摘要 第1代射流式井下增压器结构存在增压冲程中上、下两级活塞缸没有完全并联,以及复位冲程中流量全走节流阀等缺陷。
为此,研制了第2代射流式井下增压器。
新型增压器在活塞缸之间添加了新流道,在节流阀位置并联旁通阀。
计算结果和现场试验表明,第2代射流式井下增压器可以改善增压冲程工具水力特性并降低工具压降,可以解决节流阀憋压问题,降低复位冲程工具压降,当输出压力为60.0M P a时,工具压降由原来的10.9M P a下降到7.5M P a,机械钻速达到16.21m/h。
关键词 井下增压器 水力结构 水力特性 旁通阀0 引 言超高压射流辅助机械齿破岩可以大幅提高机械钻速,是提高深井机械钻速的关键技术之一。
国内外学者针对井下增压器设计与试验取得了一系列进展[1-5]。
中国石油大学(北京)在2005年完成了第1代射流式井下增压器设计[6-8],并进行了现场试验。
尽管增压器设计取得了一系列进展,但工具压降仍高达10.9M P a,说明第1代射流式井下增压器结构存在问题。
汪志明等[9]研究发现,第1代射流式井下增压器结构存在以下缺陷:增压冲程中上、下两级活塞缸没有完全并联,射流元件节流压降作用不到下级活塞缸,降低了工具的水力利用效率;复位冲程中流量全走节流阀,使节流阀憋压,从而导致工具压降过大。
为此,笔者在第1代井下增压器的基础上,完成了第2代射流式井下增压器结构设计,并通过水力特性计算与现场试验进行了验证。
1 井下增压器结构优化与第2代工具 研制1.1 增压冲程水力结构优化设计汪志明等[8]的研究揭示了活塞式井下增压器增压原理:节流压降作用在活塞缸上、下腔,推动活塞往复运动增压。
而射流式井下增压器属于两级活塞缸结构,因此为了充分利用节流压降,需要使两级活塞缸完全并联,即上、下两级活塞缸上腔与上腔并联,下腔与下腔并联。
井下螺杆增压提速装置关键部件设计张玉英;赵健;巴鲁军;刘永旺;徐依吉【摘要】ROP enhancement has been an important research direction in major oil drilling compa-nies for long time, which shows that improving the bottom drill bit nozzle jet pressure can signifi-cantly increase drilling speed in oil and gas drilling practice. Down-hole Screw-type Pressure In-tensifier is a new kind of down-hole Device,using helicoid hydraulic motor as the power,conver-ting the rotation movement of the helicoid hydraulic motor into the reciprocating movement of the piston pump by a spiral cant type reverse mechanism. Part of the total drilling fluid can be pres-surized up to 80 ~ 100 MPa. The high pressure drilling fluid erupts by the ultra high pressure nozzles in the ultra high pressure PDC bit. The rock breaking was realized by this device,to im-prove the rock breaking efficiency,to increase drilling speed,thus the drilling cost is reduced re-markably.%钻井提速是各大石油钻井公司研究的重要方向,油气钻井工程实践表明,提高井底钻头喷嘴射流压力可以大幅提高钻井速度.在分析现有井下增压的基础上,研制了井下螺杆增压装置.该装置以螺杆泵作为动力,通过新型换向机构将旋转运动转换为增压泵的往复运动,成功实现了井底增压；钻头超高压喷嘴射流压力达到80～100 MPa,有效地实现了超高压射流钻井,达到了提高钻速、降低钻井成本的目的.【期刊名称】《石油矿场机械》【年(卷),期】2012(041)003【总页数】5页(P31-35)【关键词】井下增压装置;螺杆泵;换向机构;超高压钻头【作者】张玉英;赵健;巴鲁军;刘永旺;徐依吉【作者单位】中国石油大学(华东)石油工程学院,山东青岛266555;中国石油大学(华东)石油工程学院,山东青岛266555;中国石油大学(华东)石油工程学院,山东青岛266555;中国石油大学(华东)石油工程学院,山东青岛266555;中国石油大学(华东)石油工程学院,山东青岛266555【正文语种】中文【中图分类】TE921.2目前，我国的深层油气主要集中在塔里木库车山前、川东北、松辽深层、新疆乌夏等地区，这些地区油气资源埋藏深，地层硬而且复杂，在钻井过程中普遍存在钻井速度慢、周期长、成本高的问题。
井下螺杆增压装置在提高钻井速度中的应用利用螺杆钻具动力推动的井下螺杆增压装置，是通过螺旋斜面式换向工具，不断把螺杆钻具的旋转运动转化成往复的柱塞泵运动，使一部分钻井液压增长到100MPa以上，通过超高压双流道PDC钻头的喷嘴喷出，实现高压水射流破岩、提高钻头的破岩效率。
该装置在胜利油田东营组地层配合12.2”钻头，现场试验一口井，试验井深2048-2282m，工具在井下正常工作60h以上，机械钻速同比提高63.8%。
井下增压装置结构合理、工作寿命长、提速效果明显，该技术的试验成功对于硬地层、复杂地层的提高钻井速度、缩短建井周期提供了一条有效途径。
标签：井下增压；超高压；PDC钻头；提高钻速；现场试验我国地质条件复杂，深层油气分布广泛，已知的油气资源集中在我国川东北、松辽深层、塔里木库车山前、新疆乌夏等地区，上述地区共同特征是油气资源埋藏深、环境复杂、地层坚硬，在进行开采时，又普遍存在着钻井速度慢、钻井周期长、钻井成本高的现实难题，要想顺利开发油气资源，就需要不断改进现有工艺、完善新技术手段，只有这样，才能从根本上解决增强油气钻探效率的目的，专业人员不断探索，对这个问题提出深刻的解读方案。
文章主要结合我国油气资源实际情况，在充分剖析现有应用的井下增压情况基础上，进一步提出开发研制井下螺杆增压提速装置与超高压双流道PDC钻头技术应用技术，技术的进步，能够有效的解决油气开采遇到的坚硬地层钻井周期长、复杂环境钻井速度慢等问题，全面降低钻井成本，提供了可行的技术参考标准和途径。
1 现有技术分析提高深井钻速一直是困扰钻井工程领域的重点问题，通过不断探索却见效甚微的课题。
为了增加油气产能，各开采单位不断增加深井钻井数量，可是深井钻井费用却不断抬高。
在钻井过程中，遇到的破岩和清岩难度不断加大，水力能量递减，特别是在井深到一定程度时，地层岩石强度相当大，造成了大量的岩屑，这些情况增加了工程量，提升了施工难度，从根本上导致了深井钻井时间加长，远远超出了可控的成本预算。
井下增压钻井提速技术探析【摘要】井下增压钻井是当下钻打油气深井的新技术，通过井底钻头喷嘴的高压喷射流来钻制硬地层，提高钻井速度，减少钻井成本的投入。
螺杆增压钻井、减震增压钻井、射流增压钻井三种井下增压钻井技术在油气开采方面的使用，大大地促成了油气开发企业以提高深井钻制的速度和质量。
【关键词】石油井下增压钻井新技术提速1 前言随着汽车企业的发展，我国石油资源无限制地被开采出来，在地质构造简单的地域石油已经接近枯竭，石油勘探开采逐渐转向复杂地层区域。
复杂地层的深井难以钻打，所以速度慢，钻井成本也很高。
在这种情况下，必须使用钻井新技术打制复杂地层的深井，提升钻井速度。
2 技术高压喷射钻井按照增压的方式主要分为地面增压和井下增压两种技术。
与地面增压技术相较而言，井下增压技术简单易行。
井下增压提速技术，是利用螺杆马达和柱塞泵增加井下钻井液的压力和动力，使钻井液从高压喷嘴射出，辅助井下钻头利用高压快速穿透坚硬的岩石层，提高了复杂地层钻井一倍以上的效率井下增压钻井技术包括射流增压、螺杆增压和减震增压三种技术。
2.1 螺杆增压钻井井下螺杆增压技术，利用成熟设计的螺杆钻和柱塞泵喷射高压液体穿透岩层来钻制比较深的油井。
井下螺杆增压装置使用螺杆的长度在10m以上，常规螺杆钻在装置的顶部，底部改装的转换接头与增压器连接，使螺杆钻成为井下增压装置的动力结构。
增压装置的动力来源于常螺杆钻下部的动力换向机构，动力换向机构的底部安装了增压柱塞泵，动力换向机构中的下拨叉进行往复运动直接带动柱塞泵做柱塞往复运动，将导管中3%-5%的钻井液注入柱塞泵，柱塞泵增加钻井压力，高压钻井液经过超高压流道到达钻头喷嘴，高压钻井液喷出钻头喷嘴形成高压喷射注穿透切割岩层。
螺杆增压钻井装置的井下增压器具有简单的结构和良好的压力控制能力，所以增加的液压具有良好的稳定性。
出于这个优点，井下螺杆增压技术使用于中国的大型油田的石油开采和井口试验，并且取得了可观的钻井速度和巨大的成功。
摘要油、气、水多相混合输送已成为现代工业特别是油气采集、运输的必然趋势，多相混输泵作为输送系统中的关键性设备，其效率和可靠性能也是整个输送系统的重点。
螺杆泵凭借其较强的适用性和明显的性能优越性，广泛的应用于石油化工行业、机床液压系统和其他各种工业用途。
本文结合实际工况，广泛取材，以双螺杆泵螺杆转子端面型线为研究对象，利用有限元分析软件对螺杆转子进行了结构动力学分析和静力学分析，并对其进行了轻量化改进的优化设计。
螺杆转子型线设计是双螺杆泵设计中的核心技术，其齿形参数直接决定着泵的性能。
本文通过建立螺杆转子的端面型线方程及螺杆转子的三维模型，分析了螺杆转子几何参数和不同几何尺寸的螺旋齿形曲线对泵使用性能的影响。
通过正交试验法在满足理论流量的前提下，以选取较小的泄漏量为设计目标，对螺杆转子型线的结构参数进行优化。
结构动力学分析是本文研究分析中的关键步骤，经过螺杆转子的实体建模、单元网格的划分、边界条件和约束，利用workbench模块分析中的Modal模态分析，计算螺杆转子在预压应力下的前六阶模态振型及频率，分析螺杆转子在额定工况运行过程中是否会出现共振现象及最大变形值。
对螺杆转子进行谐响应分析求解，分析螺杆转子在~0频率下的幅值及相位变化曲线，为实际工作过程提供加载频率段参考。
200Hz本文是基于螺杆转子轻量化设计，利用ANSYS有限元软件的APDL编程语言对螺杆转子传动轴进行静力学分析，并对其进行了结构优化，在优化目标下找出了螺杆转子传动轴所受最大应力、最大变形及最佳轴径尺寸，为理论学习和实际工作提供参考依据。
关键词：螺杆泵型线优化设计 ANSYSAbstractOil, gas and water multiphase mix-transportation has become a modern industry inevitable trend, particularly the oil and gas gathering, transportation. As the key equipment in mix - transportation systems, efficiency and reliability of the multiphase pump is the focus of the entire transport system. With its strong applicability and significant performance advantages, screw pump is widely used in petrochemical industry, machine tool hydraulic systems and other industrial uses. As a research object in this paper, twin-screw pumps screw rotor end profile is analyzed with the finite element software in dynamics and static of the screw rotor structure combined with the actual conditions, and light-weight design improvement as well as optimizationAs the core technology, the tooth profile of screw directly determines the performance parameters. Through establishment the profile equation of the end face and three-dimensional model of the screw rotor, this paper analyzes the influence of geometrical parameters and different geometric dimensions of spiral tooth profile to the properties of pumps. In addition, optimized selection of the key performance indicators of screw pumps by orthogonal test is done. As it meets the commonly lead conditions, a theoretical displacement and leakage of the pump are selected to provide dynamics and statics analysis numerical basis of screw pumps rotor.By orthogonal test method in the premise of meeting the theory quantity of flow, with the aim to select small leakage , the structure parameter of screw rotor profile will be optimized.Dynamics analysis of the structure is the key step in this article. Depending on the screw rotor solid modeling, mesh division unit, the boundary conditions and constraints, calculation of each mode shapes and frequencies of the screw rotor in the absence of prestressed and prestressed use of modal analysis workbench module, we analyze whether the screw rotor resonance phenomenon occurs and the maximum deformation values in normal condition during operation. With the screw rotor harmonic analysis and the analysis of the amplitude variation curve of the screw rotor at different frequencies, we provide a reference of loading frequency section for the actual work process.Based on the screw rotor lightweight design, this article focuses on the design by an order optimization method, parametric modeling by means of parameter expressions, parametric coordinates, the use of design variables, statics analysis to screw rotor drive shaft with APDL programming language of ANSYS. Combined with its light-weight improvements, we try to find the maximum stress and maximum deformation the screw rotor driveshaft suffers and the best shaft diameter under the optimizing goal, to provide a reference for theoretical study and practical work..Key words：Screw pump;Tooth profile;Optimal design; ANSYS目录第一章绪论 (1)1.1 双螺杆泵的结构特点与工作原理 (1)1.2 双螺杆泵的发展和研究现状 (3)1.3 论文的选题背景及研究意义 (4)1.4 论文研究的主要内容 (6)第二章螺杆转子端面型线的设计 (7)2.1 螺杆转子结构的方案设计 (7)2.1.1 螺杆转子型线的分类及设计原则 (7)2.1.2 螺杆泵设计的初始参数要求 (9)2.1.3 螺旋齿形结构及型线方程的确定 (10)2.1.4 螺杆转子的建模及分析 (12)2.2 螺杆转子结构参数对螺杆泵的性能影响分析 (13)2.2.1 螺杆转子几何参数对泵性能的影响 (13)2.2.2 齿形曲线对泵性能的影响 (14)2.3 基于正交试验法的螺杆转子的参数优化 (15)2.3.1 正交实验法的概述 (15)2.3.2 正交试验的设计 (15)2.3.3 螺杆转子的参数优化 (17)2.4 本章小结 (18)第三章螺杆转子的有限元分析 (20)3.1 有限元分析法 (20)3.1.1 有限元分析法 (20)3.1.2 ANSYS分析软件简介 (20)3.2 螺杆转子的结构静力学分析 (21)3.2.1 结构静力学分析原理 (21)3.2.2螺杆转子的结构静力分析及求解 (21)3.3 螺杆转子的结构动力学分析 (23)3.3.1结构动力学分析原理 (23)3.3.2螺杆转子的模态分析 (25)3.3.3螺杆转子的谐响应分析 (28)3.4 本章小结 (30)第四章螺杆转子传动轴的优化设计 (31)4.1 优化设计简介 (31)4.1.1 优化设计的概述 (31)4.1.2 优化设计的基本步骤 (31)4.2 螺杆转子传动轴的轻量化改进 (32)4.2.1 螺杆转子传动轴静力学分析 (32)4.2.2 基于轻量化设计的螺杆转子的结构优化 (38)4.2.3 螺杆转子的轻量化计算及分析 (39)4.3 本章小结 (41)第五章总结与展望 (42)参考文献 (43)发表论文和科研情况说明 (46)致谢 (47)第一章绪论1.1双螺杆泵的结构特点与工作原理螺杆泵是液压泵的一种，是一种将机械能转换为液压能的能量转换装置。
摘要随着现代科学技术的日益发展，螺旋输送机的应用也越来越广泛。
物料从进料口加入，当转轴转动时，物料受到螺旋叶片法向推力的作用。
该推力的径向分力和叶片对物料的摩擦力，有可能带着物料绕轴转动，但由于物料本身的重力和料槽对物料的摩擦力的缘故，才不与螺旋叶片一起旋转，而在叶片法向推力的轴向分力作用下，沿着料槽轴向移动。
本设计以为湿式混凝土喷浆机输送物料为背景，对此工况下所要求的螺旋输送机结构进行设计与计算，对整个装置中的传动系统进行了结构设计及对物料的运动力学分析；对其驱动装置做了深入设计；并着重对其主要零部件进行了具体设计，包括螺旋输送机的螺旋直径，螺距，轴径进出料口，叶片形式，电动机和减速器的计算选型。
电动机是通过螺旋输送机的功率来计算选型的。
减速器采用摆线式针轮减速器，通过输入、输出转速和电机的功率选型的。
关键词：电动机；减速器；螺旋叶片；螺旋轴AbstractWith the growing of modern science and technology development, application of the screw conveyor is more and more widely. When the material was added to the inlet orifice, and the shaft rotated, the materials was given the thrust by the helicallobe. The thrust of the radial contribute to the material and blade the friction, it is possible that the materials could rotate around the axis, but because of the gravity of the material and the friction which the silo acted, the material do not rotate with the helicallobe, it move along the axis of the silo by the thrust of the spiral blade .For the mine industry background, which is required by the screw conveyor design and structure in this design. The entire device in the transmission system for the movement of mechanical and structural was designed. The design of its driving system and the specific design of its main parts, which is including the screw conveyor spiral diameter, pitch, the shaft diameter of inlet orifice, the calculation and selection of the shafts, the middle hoist and the spiral axis were carried out.Motor through the power of the screw conveyor to calculate selection.The speed reducer adopts cycloidal pin wheel speed reduce,through the input,output speed and power of motor selection.Keywords：motor；reducer ；helicallobe ；spiral axis目录摘要 (I)目录 (III)1．绪论 (1)1．1 螺旋输送机的应用范围及特点 (1)1．2 螺旋输送机工作原理 (1)2．螺旋输送机主要参数的设计 (3)2．1输送量 (3)2．2螺旋直径的确定 (3)2．3 螺旋轴轴径的确定 (9)2．4螺旋转速的确定 (10)3．单片螺旋叶片下料的确定 (13)3．1螺旋输送机其他部件的选择及计算 (15)4．螺旋机驱动功率及传动装置的设计 (19)4．1 电动机的选择 (19)4．2链传动的确定 (21)4．3 螺旋轴的受力与强度计算 (27)4．3．1 挠度计算 (27)4．3．2 扭矩计算 (28)4．4螺旋输送机轴承校核 (29)5．矿用隔爆型真空电磁起动器的选择 (31)6．摆线针轮减速器的确定 (36)6．1摆线针轮减速机介绍 (36)6．2摆线针轮减速机的主要特点 (37)7．速凝剂添加系统的选择 (39)8．螺旋输送机的使用及维护 (41)9．经济技术分析 (43)结论 (44)参考文献 (45)致谢 (46)附录 (47)1．绪论1．1 螺旋输送机的应用范围及特点螺旋输送机俗称绞龙，它是一种利用螺旋叶片的旋转,推动散料延着料槽向前运动的输送设备,适宜于输送粉状,颗粒状和小块物料。
双螺旋槽螺杆马达井下增压器设计
赵军友;徐依吉;孙培先;祁万军;周长李
【期刊名称】《石油矿场机械》
【年(卷),期】2010(039)012
【摘要】针对井下增压器存在的问题,设计了双螺旋槽螺杆马达井下增压器.该增压器以螺杆马达作为动力源,通过动力转向机构将旋转运动转换成直线往复运动,带动柱塞泵增压,将部分泥浆压力提高到100 MPa,从而提高钻井速度.对动力旋转体、销轴滑动轴套等关键零件进行了强度校核,均安全可靠.
【总页数】4页(P34-37)
【作者】赵军友;徐依吉;孙培先;祁万军;周长李
【作者单位】中国石油大学(华东)机电工程学院,山东,东营,257061;中国石油大学(华东)石油工程学院,山东,东营,257061;中国石油大学(华东)机电工程学院,山东,东营,257061;中国石油大学(华东)石油工程学院,山东,东营,257061;中国石油大学(华东)石油工程学院,山东,东营,257061
【正文语种】中文
【中图分类】TE933
【相关文献】
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3.等壁厚螺杆钻具定子螺旋槽拉刀设计 [J], 邱亚玲;杨德胜;韩传军;郑华林;贺敏
4.井下螺杆马达双向振动固井工具的研制 [J], 尹宜勇;王兆会;任星;刘斌辉
5.井下水力增压器设计与仿真分析 [J], 黄壮;夏成宇;何宇航;郭良林;冯超;吴霁薇因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。
毕业设计（论文）题目：同向旋转型双螺杆挤压机及传动系统设计无锡太湖学院本科毕业设计（论文）诚信承诺书本人郑重声明：所呈交地毕业设计（论文）同向旋转型双螺杆挤压机及传动系统设计是本人在导师地指导下独立进行研究所取得地成果，其内容除了在毕业设计（论文）中特别加以标注引用，表示致谢地内容外，本毕业设计（论文）不包含任何其他个人、集体已发表或撰写地成果作品.班级：机械95学号： 0923231作者姓名：2013年 5 月 25 日无锡太湖学院信机系机械工程及自动化专业毕业设计论文任务书一、题目及专题：1、题目同向旋转型双螺杆挤压机及传动系统设计2、专题二、课题来源及选题依据食品挤压技术具有加工范围广、生产效率高、产品质量好、加工过程无污染等特点.双螺杆挤压机由于具备输送能力强、调控性能强地优点，广泛用于加工各种食品.本课题地任务是设计一台双螺杆挤压机，其两根螺杆同向旋转，对食品物料具有强大地混合与反应作用，并能产生较好地自洁作用，并对机器地传动部分进行重点设计.通过本课题地设计，有助于学生能掌握和运用专业知识，锻炼工程设计能力.三、本设计（论文或其他）应达到地要求：①查阅和整理资料，包括一篇与课题相关或相近地外文资料并进行翻译；②确定课题地总体设计方案，进行开题报告；③进行相关参数地选择、计算和校核；④对同向旋转型双螺杆挤压机进行总体设计，绘制总装图；⑤对传动系统进行详细地计算与设计，绘制部件图和典型零件图；⑥对整个设计过程作出总结，撰写设计说明书.四、接受任务学生：机械95 班姓名曹彬彬五、开始及完成日期：自2012年11月12日至2013年5月25日六、设计（论文）指导（或顾问）：指导教师签名签名签名教研室主任〔学科组组长研究所所长〕签名系主任签名2012年11月12日摘要本文分析了单螺杆挤压机与双螺杆挤压机地特点以及鱼肉仿真食品生产工艺地需要，确定了先通过单螺杆挤压机进行蒸煮、搅拌，再用双螺杆挤压成型机成型地生产流程.在现有挤压机地基础上，并参考了国内外比较成熟地挤压机设计方法，根据鱼肉仿真食品地地特殊工艺要求，对挤压机地关键部位进行了相应地改进.本文详细地介绍了挤压机地主要零部件分配箱、螺杆、机筒等地结构设计，并进行了相应地校核计算；对主要传动零部件如分配箱大小齿轮，带轮、从动轴、键等进行了设计和强度校核，并对轴承承载能力、寿命进行了校核计算。
彰武断陷彰武2-2-2井投产工程设计中国石化东北油气分公司2012年10月9日彰武断陷彰武2-2-2井投产工程设计井段：1238.3-1239.2m、1239.9-1240.5m 1241.1-1242.4m、1244.6-1246.0m1248.5-1249.8m、1256.5-1258.3m1271.8-1273.5m、1276.0-1277.1m1278.9-1281.1m、1294.2-1295.8m 设计人：审核人：复审人：审定人：审批人：设计单位：工程技术研究院设计日期：2012年10月9日目录一、基础数据 (1)二、套管数据 (1)三、油层数据 (1)四、地质目的及要求 (2)五、试油、作业井史简况及生产异常情况 (2)六、地层压力及临井情况 (2)七、井控设计 (3)八、下泵抽油设计 (4)九、施工步骤 (5)十、施工注意事项 (6)十一、QHSE管理要求 (7)(一)质量要求 (7)(二)安全要求 (8)(三)健康要求 (9)(四)环保要求 (9)十二、施工准备 (10)十三、附图 (11)一、基础数据二、套管数据三、油层数据四、地质目的及要求该井钻遇九佛堂组油层16.4m/9层，差油层5m/3层。
本次对井段1238.3-1239.2m、1239.9-1240.5m、1241.1-1242.4m 、1244.6-1246.0m、1248.5-1249.8m 、1256.5-1258.3m、1271.8-1273.5m、1276.0-1277.1m、1278.9-1281.1m、1294.2-1295.8m进行射孔并进行分段压裂，提高储层渗流能力，提高单井产量。
1、压裂改造后根据抽汲排液情况，确定投产工作制度。
2、严格贯彻执行QHSE体系。
五、试油、作业井史简况及生产异常情况该井为新井，无作业及生产历史。
六、地层压力及临井情况1、地层压力情况2、邻近对应连通油井情况3、区域注水连通状况（无）4、硫化氢、二氧化碳等有毒有害气体情况（资料来源）全井未发现H2S、CO2异常。
2010年第39卷第12期第34页石油矿场机械OIL FIELD EQUIPMENT2010,39(12):34~37文章编号:1001 3482(2010)12 0034 04双螺旋槽螺杆马达井下增压器设计赵军友a,徐依吉b,孙培先a,祁万军b,周长李b(中国石油大学(华东)a.机电工程学院;b.石油工程学院,山东东营257061)摘要:针对井下增压器存在的问题,设计了双螺旋槽螺杆马达井下增压器。
该增压器以螺杆马达作为动力源,通过动力转向机构将旋转运动转换成直线往复运动,带动柱塞泵增压,将部分泥浆压力提高到100M Pa,从而提高钻井速度。
对动力旋转体、销轴滑动轴套等关键零件进行了强度校核,均安全可靠。
关键词:双螺旋槽;螺杆马达;增压器;动力旋转体;销轴滑动轴套中图分类号:T E933 文献标识码:ADesign of Downhole Supercharger of Double HelicalSlots Driven by Screw MotorZH AO Jun y ou a,XU Yi ji b,SUN Pei x ian a,QI Wan jun b,ZH OU Chang li b(a.Colleg e of M echanical and Electr ical Eng ineer ing;b.Col lege of Petr oleum E ngineer ing,China Univers ity of Petr oleum,D ong y ing257061,China)Abstract:The new dow nhole superchar ger w as designed for solving the problem s of the o ld one.The new bo oster uses screw motor as a pow er so urce,chang ing the rotatio nal mo vement into line ar reciprocating m otio n by pow er steering body,driven tr unk piston pump to increase par t of the mud pressur e into ultr a high pr essure100M Pa,thus increasing the dr illing speed.T he str ength ex amination w as dow n in the paper for the key parts o f dynamic rotatio n body and pin sliding bushing,proving to be safe and r eliable.Key words:do ub le helical slots;screw m o tor;supercharg er;pow er ro tatio nal bo dy;pin sliding bushing随着钻井深度的不断增加,机械钻速越来越低,研究发现充分利用水力能量是提高钻井速度的有效途径之一。
中硬岩石的抗压强度为45~85MPa,只要射流压力超过这一数值,就可以明显提高钻井速度,降低钻井成本[1]。
20世纪70年代,美国在5口3000m左右深井进行了试验,将整个钻井循环液压力提高到68~105M Pa,机械钻速提高了2~ 3倍[2 9]。
实现钻井液增压的方法有地面增压、井下部分增压2种。
考虑到前者整个系统的可靠性与安全问题,国内外专家大多在研究井下增压技术,而这一技术的关键是设计出高压水射流的增压装置。
目前报道的静压式增压器[10]和射流式增压器[11]都有一套复杂的换向阀系统和较多的流道,降低了可靠性,同时增加了加工难度,因此这些增压器一直没有推广使用[12]。
为此,利用现有成熟的螺杆马达作动力,研制出了一种运行可靠的双螺旋槽螺杆马达井下增压器。
* 收稿日期:2010 06 12作者简介:赵军友(1963 ),男,山东东明人,副教授,硕士,主要从事工程图学和石油机械方面的教学和科研工作,E mail:zhaojy@。
1 工作原理如图1所示,螺杆马达作为动力源,通过螺纹与动力旋转体连接,带动旋转体一起转动;旋转体上装有2个滚动销轴,销轴在换向机构内侧的双螺旋槽内滚动,带动该机构作直线往复运动。
换向机构与过滤体通过T 形榫槽连接,过滤体与柱塞通过螺纹连接,在换向机构的驱动下,过滤体与柱塞一起作上下往复运动;上升时,装在柱塞下端的进液阀打开,下降时,装在泵体下端的排液阀打开,从而达到增压的目的。
其中,过滤体保证吸入的液体中不会有大颗粒,避免高压流道堵塞,同时还起到保护泵体的作用。
本过滤装置由于设计在主液流的通道中,受到液流的冲洗,故具有自清洗功能,过滤网不会堵塞。
进液阀设计在柱塞内部,以减小泵体部分的体积。
1 螺杆马达;2 动力旋转体;3 滚动销轴;4 换向机构;5 壳体;6 过滤体;7 柱塞;8 泵体;9 进液阀;10 排液阀图1 增压泵结构2 参数确定设定增压泵出口压力p =100M Pa;活塞直径d H =63m m;螺旋槽升角 =15.27 ,如图2所示。
图2 螺旋槽受力分析则活塞推力为F y =p ! d 2H /4=3.116!105NF x =F y !tan =8.501!104N 所需的螺杆马达扭矩为M =F x !R =5951N ∀m故选择螺杆马达型号为:5LZ197!14J (978~1214);流量:19、32、38L/s;转速:89、150、178r/min;额定扭矩:5500N ∀m;滞动扭矩:11000N ∀m 。
由选定的螺杆马达参数可以计算出增压器高压射流排量为Q =4d H 2!0.080!n /60=0.62~0.74L/s式中,n 为螺杆马达转速,r/m in 。
正常工作时高压射流实际输出压力为90~100M Pa 。
3 关键零部件的设计及强度校核3.1 动力旋转体强度校核动力旋转体是增压装置的关键部件之一(如图1),它的主要作用是通过其上安装的2个销轴,将螺杆马达输出的扭矩传递到双螺旋槽花键轴上。
通过受力分析可知,动力旋转体主要承受螺杆马达输出的扭矩和来自活塞的反推力。
在销轴安装处,动力旋转体的横截面上由于加工有流道、销轴安装孔,削弱了动力旋转体扭矩的承载能力,如图3a 所示,此处为最危险截面,所以在此处需要对动力旋转体的强度进行校核。
3.1.1 动力旋转体所受剪应力图3a 是动力旋转体在销轴处的横截面,此处最危险。
为了便于求出惯性矩,现将图3a 简化为如图3b 所示的薄壁圆筒形状,只要薄壁圆筒校核安全,实际截面更加安全,其相关计算公式如下。
图3 动力旋转体危险截面薄壁圆筒横截面对圆心极惯性矩的求解为I p =#A 2d A(1)式中,I P 为薄壁圆筒横截面对圆心的极惯性矩,m 4;∀35∀ 第39卷 第12期 赵军友,等:双螺旋槽螺杆马达井下增压器设计为横截面上一点离圆心的距离,m ;A 为薄壁圆筒的积分域,为薄壁圆筒的整个横截面,m 2。
由图3b 可以看出,薄壁圆筒的积分域为7 /4个薄壁圆周。
将薄壁圆筒的已知参数内径D i =90mm 、外径D o =100mm 代入公式(1)得I p =#A 2d A =#740d !#r2r 13d =#7 40d !#0.0500.045 3d 积分得I p =2.954!10-6m 4(2)根据材料力学扭矩剪应力的求法,最大剪应力发生在外圆周上,即∀max =M I pR (3)式中,M 为薄壁圆筒所受的扭矩,N ∀m ,最大扭矩为滞动扭矩M =11000N ∀m;R =0.05m;代入式(3)得∀max =186.2M Pa3.1.2 动力旋转体所受轴向压应力对应于最大滞动扭矩M =11000N ∀m,轴向压力F =-5.76!105N,截面积A = 3.284!10-3m 2,轴向压应力#y =F/A =-175.4M Pa 。
3.1.3 强度校核3个主应力分别为:#1=118.1MPa,#2=0,#3=-293.5M Pa;根据第三强度理论:#r3=#1-#3=411.6MPa;根据第四强度理论:#r4=367M Pa;动力旋转体的材料选用40CrMnMo;屈服极限为800MPa;安全系数n s =1.4~ 1.7,为安全起见,取n s = 1.7;[#]=800/1.7=470MPa>#r ,故设计是安全的。
3.2 销轴滑动轴套强度校核为了尽可能地减小销轴与螺旋槽之间的摩擦力,在销轴上设计了一个由自润滑轴承材料制成的轴承套,如图4所示。
将销轴与螺旋槽之间的滑动摩擦转化为轴套与螺旋槽之间的滚动摩擦,极大地减小了销轴与螺旋槽之间的摩擦力,从而提高销轴的使用寿命。
图4 销轴轴套结构3.2.1 轴与轴套挤压应力轴与轴套之间的相对运动相当于轴与滑动轴承的相对运动,为了防止滑动轴承的过度磨损,需要对滑动轴承套所受的平均挤压应力进行验算,确保滑动轴承套在轴承材料的许用挤压载荷下工作,其计算公式为p =FdB ∃[p ](4)式中,F 为滑动轴承套所受的径向载荷,N;B 为滑动轴承套的轴承宽度,mm ;d 为滑动轴承套内径,m m;[p ]为滑动轴承套材料的许用挤压应力,M Pa 。
根据最大滞动扭矩M =11000N ∀m,可以算出最大径向载荷F max =2.985!105N 。
将已知参数B =L -L 1=31mm,d =36m m 代入式(4)得p max =267.5M Pa3.2.2 滑动轴承套的pv 值轴承套安装在2个销轴上,销轴随动力旋转体一起旋转,在摩擦力的带动下,2个销轴上的轴承套开始在螺旋槽内沿着2个轨道滚动;动力旋转体每旋转1周(公转),轴承套就需绕着销轴转动若干圈(自转),轴套转速为n z =LD∀n (5)式中,L 为螺旋槽的展开长度,L =470mm;D 为销轴轴承套的外径,D =50m m;n 为螺杆马达的转速,n =150r/min 。
代入式(5)可得n z =449r/m in 。
滑动轴承线速度为v =n z d /60=0.8459m/sp v 值是决定轴承使用寿命的主要参数。
为了防止轴承套在工作中温度过高,防止胶合,因此必须对滑动轴承套的p v 值进行验算。
螺杆马达的额定扭矩M =5500N ∀m,可以算出挤压应力p =133.75MPa,则p v =113M Pa ∀m/s 。
轴套选用的材料为JM 合金钢,经过电炉冶炼及高温高压焙烧而成。
该材料具有强度高、韧性好、耐高温、自润滑、耐磨损的特性。
