3NB-1300钻井泥浆泵动力端系统的设计（含CAD图纸和说明书）

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Moreover, this thesis forecasts the broad prospects of the portable mud pump.This thesis analyzes the overall structure of 3NB-1300 mud pump, and designs the power system. In this thesis, the overall structure and the operating principle of 3NB-1300 mud pump can be firstly understood. Accordingly, this thesis raises the irrational structure of mud pump. Aim at the short stroke of punch and low pump pressure, this thesis analyzes and computes the structure of power system at the basis of the operating principle of mud pump, to meet the drilling technology of the modern mud pump.Key Words: Mud Pump; Power system; Drilling technology; Operating principle- 3 -1 1 前前 言言1.11.1 课题的背景及研究意义课题的背景及研究意义泥浆泵是在钻井过程中，将泥浆加压后携带出井底的岩屑和供给井底动力钻具的动力，向井底输送和循环钻井液的往复泵。泥浆泵的主要作用是利用钻井冲洗液（统称泥浆）使井筒内外的循环，冲洗井底，冷却钻头，并把岩屑携带到地面。在采用井下水力钻具（如涡轮钻具或螺杆钻具）时，利用冲洗液传递能量，推动井下水力钻具旋转。采用喷射式钻头，由钻头水眼喷射出高速冲洗液，有利于破碎岩层，提高钻井速度。为了实现高压喷射钻井，对钻井泥浆泵提出了更高的要求，使用好、保养好泥浆泵的各部分，延长各个易损件的工作寿命，保证泥浆泵优良的技术状况，也是很重要的。由于石油矿场上使用往复泵的条件十分恶劣，提高其易损件（泵阀，活塞和缸套）的工作寿命，成为泥浆泵设计、制造和使用中迫切需要解决的问题。近几年，为了加快钻井速度，降低钻井成本，延长钻头使用寿命，国内外在泥浆泵的理论和试验研究、设计制造和选择使用等方面做了许多工作，对钻井泵进行了多次改型换代，各种新型钻井泵也不断研制成功。但其基本结构均未摆脱曲柄连杆机构的传统方式，在结构上没有根本变化，因而现有的钻井泥浆泵不能完全满足钻井作业的需要，因而必须寻求具有更好工作性能和合理结构的钻井泵以满足石油勘探开发使用的要求。随着改革开放的深入及中国加入世贸组织，我国石油钻井队伍“充分利用国内外两种资源、两个市场” ，实施走出去的战略，进入国际钻井市场，为了满足参与国际市场的需要，中石油、中石化都在不断加大钻井设备的投入，同时加快老钻井机的更新改造和新型轻便钻井机研制步伐，随着国际市场对钻井泵的需求增大，使得钻井泵的供求矛盾更加突出，各类型钻井泵的缺口每年达 200 台左右。现如今国内外钻井泥浆泵主要存在 5 方面的问题，即，钻井泵质量大，制约钻机的移运性，难以适应现代轻便钻机的要求；冲程短，冲次高，钻井泵在不合适的冲次范围内工作，致使液力端寿命短；泵压偏低，不能完全满足现代钻井工艺的需要；结构不合理，部分强度冗余，部分刚度不足，可靠性低，难以满足钻井机高可靠性要求；缸套寿命短，难以满足钻机高效率要求。因此，合理降低泵的冲次，适当增加泵的冲程长度，既满足钻井过程中的排量要求，又能确保泵的自吸性能，充分发挥了泵的功效，成为今后钻井泵的设计方向。- 4 -1.1.2 2 钻井泥浆泵的现状与趋势分析钻井泥浆泵的现状与趋势分析1.2.11.2.1 我国泥浆泵的现状我国泥浆泵的现状 轻便钻井泵功率在 955kW 以下，主要配套于 4000m 以下钻机，因此，轻便钻井泵的市场前景基本依从于 4000m 以下钻机的使用现状和发展。根据 2000 年的统计，中国拥有钻机 1000 余台，占世界钻机总量的 32%，其中，中石油集团公司拥有 702 台，因此，中石油集团公司的钻机的情况基本反映了国内钻机的现状。在中国石油集团公司拥有的702 台钻机中，4000m 以下的钻机占总量的 80%。平均新度系数仅为 0.4，其中 48%的钻机新度系数小于 0.3,有 500 台左右的钻机服役 10 年以上，期待更新。在“十五”期间，中石油集团公司投入巨资更新钻机，随之配套的钻井泵相应也需要更新。据 2000 年统计，中国石油集团公司年累计完成井数为 7165 口，进尺数为 10908km，其中井深小于4000 m 的井数和进尺数分别为 7056km 和 10383km，所占比例分别为 98.5%和 95.2%。从以上分析数据可知，在用钻机主要为 4000 m 以下钻机。 国内生产钻井泵的企业主要有:宝鸡石油机械厂、兰州石油机械厂等，但由于各自产品为多年前开发，结构不尽合理，难以满足现代钻井工艺要求。目前 ，三缸单作用往复式钻井泵存在以下主要问题。(1) 钻井泵质量大，难以适应现代轻便钻机的要求，制约着钻机的移运性。(2) 冲程短，冲次高钻井泵在不适合的冲次范围内工作，致使液力端寿命短。(3 )泵压偏低，不能完全满足现代钻井工艺的需要。(4) 结构不合理，部分强度冗余，部分刚度不足，可靠性低，难以满足钻机高可靠性要求。(5) 缸套寿命短，难以满足钻机高效率要求。1.2.21.2.2 国外泥浆泵现状国外泥浆泵现状美国钻井泵大量采用三缸单作用泵，其结构特点：泵的液力端、阀箱采用 L 型，阀箱的吸入阀和排出阀为分体结构，吸入阀采用螺纹压紧，其壳体与阀箱螺纹连接，球形吸入空气包。泵机座多为焊接结构，小齿轮用键固定在传动轴上，大齿轮套安装在曲轴上。曲轴采用直轴与偏心轮一起铸造的结构。轴承采用双列向心球面调心轴承。十字头滑动面经表面淬火磨削。齿轮采用斜齿或无槽人字齿轮。为了加强易损件的互换，阀腔和活塞杆制定了相应的标准。随机辅助工具齐全，有阀座液压拉拔器液压拆卸器、缸套- 5 -拆卸器等。 俄罗斯三缸单作用钻井泵的结构特点：俄罗斯三缸泵的液力端，阀箱采用I形直通式和L形，阀箱的吸入阀和排出阀不是分体结构，而是一体式液力模块。L形阀箱又有吸入阀在前、排出阀在后的常规型和吸入阀在后、排出阀在前的变L形结构。 动力端机座有铸件和焊接件，传动采用小螺旋角斜齿轮传动和宽槽人字齿轮。曲轴是由铸造的偏心轮套在直轴上组成的。采用双列圆锥滚子轴承。十字头滑动面经表面淬火磨削。介杆采用双室密封。随机辅助工具齐全，有阀座液压拉拔器、液压拆卸器、缸套拆卸器等。总的来说，国外三缸泵易损件的使用寿命较低。与先进水平相比，尚有不小差距。然而，由于其三缸泵多数运转速度较小(如额定速度为135r/min的泵，经常以70-80r/min运转)，而且传动可以调速，因此，泵的功效发挥较好。1.2.31.2.3 钻井泥浆泵的发展趋势钻井泥浆泵的发展趋势 随着钻井工艺技术，特别是高压喷射钻井、近平衡钻井、丛式定向井、水平井等新工艺、新技术的发展，钻井泵进一步向大功率、大排量和高泵压方向推进，作为钻机“心脏”的钻井泵，其性能水平和使用寿命同钻井速率和生产成本有着直接关系，同时其工作条件又十分恶劣，工况也异常复杂，因此，对钻井泵工作的可靠性和安全的要求也越来越高。多年来钻井的实践证实，只有卧式活塞泵能满足钻井工艺要求，钻井使用的活塞泵传动功率由300kW到2000kW，最大排量8-50L/s，最小排量下的最高压力为9-40MPa。从排量的均衡性，对不同结构泵排量的不均匀度进行分析。结果表明，曲柄错角120的三缸泵比其他曲柄错角的多缸泵都有利;三缸以上的泵由于结构复杂，维修困难和易磨损而难以广泛应用。近年相继开始研制出5缸、7缸斜盘型轴向柱塞泵、双缸单作用液压钻井泵等新型钻井泵，但由于维修不便及使用寿命等因素限制了其推广应用。所以目前国内外钻井泵的主要形式仍为三缸单作用往复泵。 国内外三缸泵的优点有:液力端L形结构，复合锥面阀胶皮，冷却缸套活塞的内孔喷射移动式喷淋装置，直立式吸入空气包;动力端的体外强力润滑系统，闭式内固定导板机构。钻井技术的发展方向是提高时效，降低成本和采用能够降低成本的新工艺、新技术和新装备。运用大排量高压喷射钻井工艺即是这一趋向的必然选择。高压喷射则由高可靠性的钻井泵来保证。因此，钻井泵的发展趋势是:降低额定冲数，由150冲/min降- 6 -到110一120冲/min,长冲程，最大冲程已达300mm以上。降低冲次，降低冲次不仅可以提高易损件如活塞密封、缸套的使用寿命，而且还可以减少惯性损失，改善泵的吸入性能，同时提高泵动力端齿轮、轴承等零部件的使用寿命，大大提高钻井泵的可靠性。因此合理降低泵的冲次，适当增加泵的冲程长度，既满足钻井过程中的排量要求，又能确保泵的自吸性能，充分发挥了泵的效能，成为今后钻井泵设计的发展方向。1.31.3 研究内容与关键技术研究内容与关键技术 钻井行业的发展方向是提高时效，降低成本和采用能够降低成本的新工艺、新技术和新装备。运用高速高压喷射钻井工艺即是这一趋向的必然选择。 决定钻井泵易损件寿命和工作效率的参数为泵冲次、冲程、排出压力和吸人压力。这些参数与有关寿命之间的关系是指数函数。实践表明钻井泵80%的故障是由于缸套活塞组的磨损引起的。1.3.1钻井泥浆泵主要参数的选择钻井泥浆泵主要参数的选择 钻井泵的性能取决于钻井泵技术参数的合理匹配。从提高泵的吸入性能出发，优化选择泵的性能和结构参数是非常重要的。 （1）泵的额定冲次n ：钻井泵的冲次n是泵的主要参数之一。目前的发展趋势是降低冲次，相同功率下，冲次低使得泵体积小，质量轻，进而制造费用、运输费用和维护保养费用较小;冲次高则不能充分发挥三缸单作用泵的效能，因此，对冲次的选定将决定钻井泵的性能可靠性、使用性和经济性。 降低冲次可以提高泵吸入性能，特别是提高三缸泵的自吸能力。降低冲次可延长易损件的使用寿命。钻井泵冲次的高低对易损件的寿命有很大影响。活塞失效的主要原因是挤伤和磨损，由于活塞平均速度与冲次成正比，当冲次降低后，活塞往复运动的速度减慢，活塞与缸套之间的摩擦功耗产生的摩擦热减少，从而延长活塞密封的 使用寿命，也提高了缸套的使用寿命。同时，十字头、导板、阀和阀座的寿命都有所提高。另外，冲次降低后，惯性损失减少，泵不易产生“水击”现象，惯性力减弱，将会提高泵动力端齿轮、轴承等零部件的使用寿命。 （2）泵的冲程长度：泵的冲程长度是钻井泵的另一重要指标。由相关资料可知，在降低冲次的前提下，适当加长冲程长度是合理的，而且还可以进一步改善其吸入性能。经合理搭配泵的冲程长度，泵的额定冲次，缸套直径，在泵的理论排量、排出压力满足钻井工艺要求的前提下使泵的惯性水头系数小于时，能够确保钻井泵自吸性能2m/s 0.34- 7 -良好。 （3）正确设计吸入管线：正确设计吸入管线也是钻井泵设计的关键，为保证液流与活塞同步增速，液流需要消耗一定的能量，即称为“加速度水头损失”或“惯性损失” 。随着所用吸入管线的形式不同，这种损失可能加大或减小。要控制惯性损失，提高泵的吸入性能，应注意以下几方面问题。 1) 吸入管线应有足够的液体。 2) 选用直通式泵头。 3) 吸入系统应绝对密封。1.3.21.3.2钻井泥浆泵运动对排量的影响钻井泥浆泵运动对排量的影响 钻井泵工作时排量不断变化，压力也随之变化。排量和压力的波动会降低泵的机械效率、容积效率及缩短泵和管线的使用寿命，甚至导致井壁的坍塌和钻进液的漏失。为了减小泵的排量和压力的波动，常用的方法是在泵的排出口安装空气包，或在吸入口安装空气包。泵工作时 ，阀盘作间歇运动。当阀盘上升时，它与阀座间有一空间，从液缸内排出的液体有一部分储存其中，使流经阀隙的液体量小于液缸内排出液体量;当阀盘下落时，下部空间减少，把原来储存的小部分液体排出，使流经阀隙的液体量大于由液缸内排出的液体量。从本质上说，泵阀在阀腔内的运动效果就相当于一台“开式”往复泵，阀盘相当于一个活塞。对钻井泵而言，为了满足钻井工艺对排量和压力的要求，通常采用换缸套的方法。根据泵阀理论，阀盘的运动存在滞后现象，在排出过程终止时，阀盘并未落回阀座。吸入过程开始时，阀盘在自重、弹簧力及阀盘上下压力差的作用下，快速下落，产生冲击力。阀盘上下压力差越大，阀盘的冲击力越大，阀盘和阀座所受的力就越大。同样，由于泵在高压状态下使用的是小缸套，在 中，F1rsin tQF值较小，泵的排量变化值较大。所以在设计泵时，通常采用泵的小缸径参数。为了减小泵阀运动对泵排量不均度的影响，应尽可能地减小阀盘的直径和运动速度，尽可能地使用直径较大的缸套，使F/f阀的值较大，也就是说，在泵的使用过程中，尽可能使用大直径缸套，既可以提高钻井液的循环量，又可以保证泵的瞬时排量相对稳定，从而保证钻井质量。本文主要完成 3NB-1300 钻井泥浆泵动力端设计。设计原始参数为： 泵型：卧式三缸单作用 输入功率：956 千瓦- 8 - 齿轮传动比：I=128/35=3.657 主动轴额定转速：437.77 转/分 外形尺寸（长*宽*高）：5050*2406.5*2655总质量（包括皮带轮、予压空气包和喷淋系统）：22300Kg；通过与其他一些系列的钻井泵型号与参数进行对比，可以得出 3NB1300 钻井泵冲程长度长，额定冲次低，最高工作压力大，外形尺寸大，并且质量重。通过对钻井泵工作原理及工作环境的了解，可以知道因钻井泵与泥浆接触，在工作过程中一直受着强烈的磨粒磨损，使其寿命低，原材料大量消耗，生产设备时严重浪费，维修费用大量增加，钻井效率大幅度降低，因此在对动力端进行设计时要将这些因素考虑在内。1.了解钻井泥浆泵的基本构成及工作原理，熟悉其设计、生产的基本知识。2.进行钻井泥浆泵动力端的设计。3.毕业设计说明书。本次设计基本要求为：1.能独立进行设计计算、分析、绘图、数据处理、撰写技术报告。2.掌握工程技术设计的基本方法，学会调查研究，查阅技术文献、资料、手册、工具书等。3.使用 Solid Works 进行泥浆泵动力端零部件及装配设计。4.进行指定部件设计，图纸表达完整，符合国家标准。- 9 -2 2 钻井泥浆泵的总体设计钻井泥浆泵的总体设计3NB-1300 钻井泥浆泵主要有动力端、泵壳、液力端三大部分组成，如图 2.1 所示： 图 2.1 3NB-1300 泥浆泵示意图从结构性能上看, 这种泵应将目前世界上三缸泵的先进技术溶合到设计中, 以高科技、机电一体化、智能化等先进性能去赢得市场。所以国产3NB-1300 型泵必须具备以下特点。a a) 最高泵压必须达到45MPa。b b) 液力端应是活塞、缸套与柱塞、盘根2 种形式并存, 当泵压超过42M Pa 时, 采用柱塞盘根结构。c c) 高寿命的易损件是获得良好经济效益的前提条件。用新材料、新工艺来解决易损件寿命短的问题。d d) 液力端结构采用L 型为佳, 便于维修或更换易损件, 液缸内表面要进行自增强理。e e) 动力端的各传动元件应有良好的耐磨、抗冲击及抗疲劳性能, 保证各元件寿命超过15000h。齿轮轴和大齿圈要进行整体加工, 以保证齿轮副的精度, 减小泵的体积。f f ) 动力端的所有运动零件都要有压力循环的润滑系统, 并具有欠压及超压的报警系统。- 10 -g g) 泵主机质量应控制在40t 以内。钻井泥浆泵在海上油田的采用, 势必扩展到陆上超深井和水平井钻机上, 就像过去三缸单作用泵在海洋钻机上替代双缸双作用泵一样, 形成一场革命, 很快扩展到陆地钻机。随着泵压的升高, 对钻机中各类钻具的性能要求也将随之提高。本文对泥浆泵动力端进行总体设计。- 11 -3 钻井泥浆泵动力端的总体设计钻井泥浆泵动力端的总体设计3.13.1 动力端的结构动力端的结构 动力端主要包括：主轴、被动轴、齿轮副、连杆、十字头和中间拉杆等几部分。钻井泥浆泵动力端又因其主轴对连杆相互位置的不同而分为两大类：有曲柄轴的结构和有偏心轮结构。3.1.13.1.1 有曲柄轴的结构有曲柄轴的结构 在此结构中，曲柄轴上使用键装着可拆卸的曲柄。人字齿或斜齿的圆柱齿轮副，位于两主轴承之间。连杆大头尺寸较小，便于检修。这种结构比较坚固，但存在的缺点是：由于齿轮和曲柄销之间，要装两幅轴承和曲柄夹板，致使两个液缸中心距增大，从而增加了泵的宽度和重量；换主轴承时，须先拆曲轴。NB1-470 泵采用这种结构，如图 3.1所示。图 3.1 NB1-470 泵示意图- 12 -3.1.23.1.2 有偏心轮的结构有偏心轮的结构 在这种结构中，连杆是由主轴上的偏心轮带动的。这种结构使液缸中心距缩小到最小，因此大大减少了泵的宽度和重量；主轴承上的负荷也较第一种结构小。这种结构的强度最好，工作可靠，维修方便，但制造较复杂，而且需要大直径的滚动轴承。但随着大直径滚动轴承的解决，这一结构得到了非常广泛的应用。本文设计的 3NB-1300 钻井泥浆泵就是采用这种结构。3.23.2 动力端轴承的选用和寿命计算动力端轴承的选用和寿命计算查阅资料，确定 3NB-1300 钻井泥浆泵动力端的总体结构，进行运动和动力计算。结构如图 3.2 所示： 图 3.2 泥浆泵动力端的总体结构3.2.13.2.1 主动轴和被动轴轴承的选用主动轴和被动轴轴承的选用各个厂生产的三缸泵动力端中，主动轴、减速齿轮、被动轴、连杆和十字头等的布- 13 -置都是相似的。但是，要注意轴承的选用。钻井泥浆泵动力端内的轴承全部都是滚子轴承，对两根轴的支撑轴承，目前绝大多数生产厂是选用短圆柱滚子轴承作为主动轴的支承；选用调心滚子轴承作为曲轴的支承，这种设计是合理的，使用中问题较少。主动轴的短圆柱滚子轴承较易实现轴向移动，有利于人字齿轮的均匀啮合；被动轴的调心轴承承载能力高、耐冲击。国民公司的三缸泵，其主动轴选用调心轴承，使用表明，这种轴承组合不尽合理，因为调心轴承在轴向不能游动，人字齿轮常发生偏磨；，矿场维护困难。表 3.1 是几种泵选用轴承的类型和尺寸。表 3.1 泵选用轴承的类型和尺寸泵 型 号类 型内 径外 径宽 度动负荷能力主动轴轴承10-P-130FA-13003NB-1300调心短圆滚子短圆滚子22022022037035046012098.4145-12461450被动轴轴承10-P-130FA-13003NB-1300双列锥滚调心滚子调心滚子368.75300300522500500216160160338222731726钻井泵被动轴和主动轴的轴承承载受较重和带有冲击的负荷，故轴与轴承内圈的配合易选得紧些，一般选用 m6 配合。轴承套和轴承外圈的配合可选 H7 或 M7.3.2.23.2.2 连杆两端轴承的选用连杆两端轴承的选用连杆大端都选用大直径的短圆柱滚子轴承。连杆小端则有两种设计。多数泵采用图 3.3 所示的设计，十字头销固定在十字头上，连杆小端通过一个双列长圆柱滚子轴承在销上摆动。我国和罗马尼亚的部分泵采用图 3.4 的设计，连杆小端与销的中段用键固定在一起，销的两端通过一对短圆柱滚子轴承装在十字头体的两侧上。- 14 - 1.下导板座 2.下导板 3.十字头体 4.十字头销 5.双列长圆柱滚子轴承 6.连杆小端 7.上导板 8.上导板座 9.移动润滑油管图 3.3 埃姆斯科泵连杆小端与十字头的联接1.连杆小端 2.键 3.十字头 4.介杆 5.十字头销图 3.4 3NB-1300 型泵连杆小端与十字头的装配关系- 15 -部分国产泵的连杆大端的轴承在使用不久后出现所谓“跑圈”现象，即轴承内外圈的配合松动，发生滑动。其主要原因是配合选择不当。连杆大端轴承承受很重的脉动变载荷。而其内、外圈都是薄壁套圈。若仍选取与小直径轴承相同的配合公差，计算和实际使用都表明是不恰当的，尤其是内圈和偏心轴颈不能抱紧；即使刚装上去时能抱紧，在脉动的重载荷下工作一段时间后，由于薄壁内圈的变形，配合也会松动。即与轴承内圈结合的偏心轴颈应选用 r7 配合，与轴承外圈结合的连杆大端内孔应选用 N7 配合。并在装配后加压板使内外圈轴向固定。装配后，连杆大端轴承的径向游隙以在 0.06-0.16mm 之间为宜。按使用经验，装配后的径向游隙愈小愈好，可以至零。但我国的轴承精度较低，泵工作时油温较高，游隙不宜过小。3.2.33.2.3 钻井泵轴承寿命计算钻井泵轴承寿命计算 钻井泵滚动轴承的正常失效原因有两种，即轴承滚动体表面疲劳破坏和滚动体表面磨损。在密封和润滑条件良好的情况下，失效形式是疲劳剥落；反之则是因滚动表面磨损到一定程度后轴承游隙过大而失效。以磨损失效的轴承寿命要短于因疲劳失效的轴承寿命。在我国矿场，以磨损破坏居多。造成轴承磨损的主要因素有：（1）轴承滚子和跑道间润滑不足而造成粘着磨损；（2）轴中杂物和尘埃，特别是齿轮表面剥落的金属磨屑使轴承滚动面发生磨料磨损；（3）混入润滑油中的水分和其它腐蚀液使滚动体表面锈浊而剥落。目前还没有滚动轴承磨损寿命计算的可靠方法，只有个别轴承厂提出的估算方法。但以疲劳破坏为条件的滚动轴承寿命计算则早已获得公认，并应用了可靠性的设计方法。滚子轴承的额定寿命 （3.1）3 . 3pdd6pfn6010CLA式中 -可靠度为 90%的轴承的额定的疲劳寿命，也称 B-10 寿命。按轴承设AL计的习惯，此处的单位为 h（小时） ；AL -所选轴承的额定动载荷。dC -轴承所受的动负荷。如果工作过程中负荷是变化的，则应求得平均当P- 16 -量动负荷； -附加负荷系数。在钻井泵轴承计算中，对传动轴承，因皮带或链条传pf动引起的附加负荷较大，取=1.8；对其它轴承，取=1.2.pfpf设计钻井泵时，被动轴、主动轴和连杆两端轴承的选用基本上决定于这些零件的结构尺寸。一般，主动轴和连杆上滚子轴承可有足够高，即 30000h 以上的 B-10 寿命。但被动轴轴承的寿命可能较低，有时需要适当加大轴颈尺寸或选用较宽系列的轴承。计算被动轴轴承的寿命。设泵为正转。先求平均当量动负荷 P，即左、右轴承支反力、的平均当量动负荷、中的大者。1F2F1P2P （3.2）3 . 313601i3 . 3i 11360PF式中 在泵的每一次冲击中，对应于间隔为每一次曲轴转角的值。3 . 3i 1F011F同理， 3 . 313601i3 . 3i22360PF（3.3）、在一冲中的变化如图 3.5 所示。由式（3.2）和式（3.3）算得=538KN,1F2F1P=528KN,故=538KN.2PP1P - 17 -a.左轴承支反力 b.右轴承支反力1F2F图 3.5 某 N=1180kw 的三缸泵的曲轴轴承支反力当然，计算轴承的平均当量动负荷时也可适当将被动轴转角间隔加大，例如，加大到 6，同时将式（3.2）和式（3.3）中的 360 换为 60。由上图可以看出，被动轴轴承支反力是每 60一阶跃，故当手算时可将计算间隔加大到 60，一冲中取 6 点反力值而求其均 3.3 次方根值，结果也是令人满意的。被动轴轴承的转数可代之以钻井泵的额定冲次数或实际常用工作冲次数，dnan0n视实际情况而定。在本例计算中，取=90r/min。dn 根据轴的初定尺寸，选取 3660 调心滚子轴承为被动轴轴承。它的内径为 300mm，外径 620mm，宽度为 185mm，额定动负荷=2860KN.dC 于是，本例中曲轴轴承的 B-10 寿命为：=25000 h3 . 361.2x5380002860000 x906010AL根据滚动轴承疲劳寿命可靠性的研究，轴承失效概率近似地服从二参数威布尔分布。对所选轴承，如果工作时有理想的润滑和密封条件，则寿命不足 25000h 的占10%，寿命在 25000h 至 100000h 的占 50%，其余 40%的寿命则高于 100000h。按钻井泵每年工作 3000h 计算，轴承寿命为 25000h 时可工作 8 年，寿命为 100000h 时可工作33 年。但在野外工作的钻井泵的实际润滑和密封条件或多或少总有不利因素，部分轴承是因磨损而失效的，寿命达不到那么高。美国钻井泵轴承平均寿命可达 10 年至 15 年。- 18 -3.33.3 连杆、十字头和导板连杆、十字头和导板图 3.6 是常见的三缸泵连杆设计。连杆有两种方法制造：一种是铸造的，另一种是用厚钢板做毛坯。这两种连杆的大、小端都是封闭环。大、小端之间的部分称为杆身。大、小端的中心距称为连杆长度，与 值有关；而大、小端的直径决定于轴承的选用，故钻井泵连杆的尺寸基本上决定于结构设计。实际使用中尚未发现连杆因强度不够或失稳而破坏的情况。三缸泵连杆的杆身在排出冲程时应校核它的疲劳强度。在一些文献中给出了以材料力学连杆计算公式为基础的大、小端环部应力计算公式。但是，应力测试和有限元法计算结果都指出，因杆身和大、小端的过渡处有应力集中，此处的应力最高。根据有限元法的初步计算结果，三缸泵连杆上危险点的疲劳安全系数可达 3 以上。连杆在加工后应进行超声波探伤。图 3.6 材料为 ZG35CrMo 三缸泵的连杆图 3.7 为 3NB-1300 型泵的十字头体。从工艺的角度看，十字头和导板这两个零件的毛坯只能是铸件。而铸铁的减摩性、抗磨性和承受压力的特点也正好和这两个零件的受力特点相吻合。导板的材料一般选用牌号为 HT200、HT250 的灰铸铁。十字头体与介杆联结的螺纹处需要一定的强度，故十字头一般选用 QT600-2、QT500-5 球墨铸铁或KTZ550-04 可锻铸铁，也有选用 35CrMo 铸钢的。对大功率钻井泵，还可考虑在十字头体上镶滑板，以免十字头体这一大件以外损伤报废。滑板的材料为青铜或灰铸铁。装配时，在导板下加垫片，以调整十字头和导板间的间隙。若使十字头座在下导板上，上导板与十字头的间隙应为 0.25-0.4mm。- 19 -图 3.7 3NB-1300 型泵的十字头3.43.4 泵内齿轮泵内齿轮现有钻井泵的传动齿轮多采用渐开线齿形。圆弧齿轮齿面承载能力强，其接触沿齿高为线接触，当受载变形后为一块接触区面，接触强度远远大于渐开线齿轮；圆弧齿轮在啮合过程中，接触点沿啮合线作轴向移动，即齿面之间相对滚动，这对建立油膜极为有利，较厚的油膜不仅可提高齿面的接触强度，而且可减少摩擦磨损，提高传动效率。为了获得所需要的泵冲次，钻井泵传动端内有一对减速齿轮。速比多数为 2.5-5，在三缸泵中，除美国油井公司一家采用斜齿轮外，国内外其它泵均采用人字齿轮。油井公司斜齿轮的节圆螺旋角为 730 ，一般泵内人字齿轮的螺旋角为 2533。前面已指出，泵内齿轮的工作条件比较恶劣；齿轮所在轴是两端简支的长轴，齿轮位置远离支轴承；润滑油很难保持无污染；焊接泵壳的刚性也较差。在这种工作条件下，泵内齿轮的正常失效方式是磨损。国外三缸泵齿轮的磨损寿命约为 10 年。但实际上三缸泵面接触疲劳破坏（点蚀）现象也很普遍，有一定数量的泵内齿轮在运行 2 年左右即因点蚀发展，齿面大面积剥落而失效。在 API Spec7 中规定需对钻井泵的齿面接触强度进行计算，计算公式为： rzrigfdkfN- 20 -（3.4）式中 -齿面接触强度允许的钻井泵输入功率；gN -齿宽系数。 fi -功率系数。当泵的额定功率 N1000hp 时，=1.4；当 N1000hp，rfrf=1.6-（N/5000）;rf -决定于齿面硬度和齿轮传动比的系数。rk -决定于小齿轮转速和节圆直径的系数。 zd 其中由下式计算： zd 126000nd1u2zCDP（3.5）式中 -小齿轮节圆直径；pD -小齿轮转速（r/min） ；1n （3.6）12n78/781p0DC在 API Spec7 中没有给出钻井泵齿轮的齿根弯曲强度计算公式。在设计时应根据其它标准校核齿根强度。实践证明，对额定功率为 1180kw 和 96OkW 的三缸泵齿轮，取法向模数=10mm，对 740kw 和 59Okw 的三缸泵齿轮，取法向模数=8mm 可有足够nmnm的齿根强度。多年来的实践经验还指出，除润滑条件外，齿面硬度和加工、装配精度对齿轮寿命的影响最大。近年来，我国制造厂应用实体滚切中硬齿面齿轮的新工艺将大、小齿轮的硬度范围分别提高到 289321HB 和 341385HB。从初步使用的情况来看，对防止齿轮表面疲坑的生成或发展是有效的。钻井泵齿轮精度等级为 8-7-7 或 8-8-7，即齿轮运动准确性指标为 8 级，运动平稳性指标为 7 级或 8 级，齿面载荷分布均匀性指标为 7 级。- 21 -为改善泵内齿轮的啮合性能，还可采用变位齿轮设计。如果变位设计的目的是为改善齿轮的强度和磨损，则对斜齿轮不宜采用角度变位（即两街轮变位系数之和不为零的变位设计） ，因为这会使啮合接触线缩短而降低承载能力。采用高度变位（两齿轮变位系数之和为零）可以降低齿面啮合的滑动系数的最大值，提高传动效率；减缓齿面的磨损和点蚀；同时重迭系数降低很少，具有较满意的综合效果，适用于象钻井泵齿轮这样的传动比较大的人字齿轮传动。建议设计时用齿条型刀具加工的外齿轮的线图选择变位系数。当传动比小于等于 3 时，大、小齿的变位系数分别取-0.33 和 0.33，当传动比大于 3 时，分别取-0.4 和 0.4。钻井泵齿轮精度等级不算高，但承受变动的和带有冲击的载荷。因此对齿形修形将对改善传功的平稳性和避免齿面拉伤等产生明显的效果。一般只对齿顶部分修形，修形量 0.1-0.2mm，修形高度为法向模数之半，即 0.5。见图 3.8。nm图 3.8 齿形修形量3.4.13.4.1 传动齿轮的设计传动齿轮的设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数这里选用人字齿圆柱齿轮传动。泥浆泵传动速度不高，故选用 7 级精度。选择小齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 280HBS。选择小齿轮齿数,大齿轮齿数，。初步选定螺旋角 135Z 2128Z 213.657ZZ=30。2.按齿面接触强度设计齿轮分度圆的直径公式如下式所示：- 22 - （3.7）32d1tt 1.1.2dHEHZZTK（1） 确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数：=1.6；tK 2）计算小齿轮传递的转矩 ；mmNT75110086. 277.437956105 .95 3）齿宽系数：；1d 4) 选取区域系数：=2.433；HZ 5）查得=0.78 ， =0.87，则=+=1.65；12126）材料的弹性影响系数：；218 .189 MPaZE7）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳MPaH5501lim强度极限；MPaH5502lim8）计算应力循环次数 ；91110513. 1)1083602(177.4376060hjLnN ；89210137. 4657. 310513. 1N9）接触疲劳寿命系数 ； ；94. 01HNK98. 02HNK10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得： ；MPaMPaSKHHNH51755094. 01lim11 ；MPaMPaSKHHNH53955098. 02lim21（2）计算齿轮分度圆的直径1） 试用公式（2.7）算小齿轮分度圆直径；代入中较小的值td1H- 23 -mm=348.3mm；32t 15178 .189x433. 2.212.65. 120860000 x6 . 1x2d2） 计算圆周速度 V ；smndVt98. 76000077.4373 .348100060113） 计算齿宽 b ；mmdbtd3 .3483 .348114） 计算齿宽与齿高之比 b/h 模数 =9.65；11ttz14cosdm齿高 ； mmmht3875.2225. 2；58.15hb5） 计算载荷系数根据，7 级精度，查得动载系数；人字齿轮，假设7.98mvs1.02vK AtK Fb。查得；查得使用系数；查得 7 级精度、小齿轮悬臂布500Nmm1.2HFKK1AK 置时， 3b=1.24221.120.181 6.70.23 10HddK由，查得；故载荷系数：58.15hb24. 1HK22. 1FK ；52. 124. 12 . 102. 11HHVAKKKKK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径得： ；mmKKddtt76.372311 7） 计算模数：。mmzdm6 .10113.按齿根弯曲强度设计弯曲强度设计公式为 )(22113FSaFadYYZKTm（3.8）- 24 -（1）确定公式内的各计算数值1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；MPaFE3801大齿轮的弯曲疲劳强度极限；MPaFE38022）查得弯曲疲劳寿命系数；95. 01FNK98. 02FNK3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得：； MPaSKFEFNF86.257111； MPaSKFEFNF2662224）计算载荷系数 K44. 118. 12 . 102. 11FFVAKKKKK5）查取齿形系数 ； 69. 21FaY356. 22FaY6）查取应力校正系数 ； 575. 11SaY684. 12SaY7）计算大、小齿轮的并加以比较 FSaFaYY 01643. 086.257575. 169. 2111FSaFaYY 01492. 0266684. 1356. 2222FSaFaYY 小齿轮的数值大。（2）齿根弯曲强度的设计计算由公式(3.8)得： mmm01. 935101492. 02086000044. 1223对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的模- 25 -数，由于齿轮模数 m 大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 9.01 并就近圆整为标准值。mmm10按接触强度算得的分度圆直径；mmd3491算出小齿轮齿数；大齿数。359 .341034911mdZ12812ZZ这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 ； mmmZd35011mmmZd128022（2）计算中心距 mmdda8152)(21（3）计算齿轮宽度 mmdbd3501 取 ； 。mmB3502mmB31015验算 NdTFtk2 .119.350208600002211； mmNKmmNbFKtA5 . 0K34. 03502 .1191，合适。6齿轮结构设计及绘制零件图（1）通过前面的大量设计计算，我们可以算得大小齿轮的结构参数如表 3.2 所示。表 3.2 大小齿轮结构参数小齿轮 Z1大齿轮 Z2模数10压力角20- 26 -齿定高系数1中心距8150.1顶隙系数0.25齿数35128分度圆直径3501280基圆直径328.881202.76齿顶圆直径3701353.14齿根圆直径3251188.57齿顶高1010齿根高12.512.5齿全高22.522.5齿厚15.715.7（2）大齿轮的结构设计由于大齿轮需要安装在轴上，通过与小齿轮的啮合，使步进电机产生的动力传递到传动轴上。而大齿轮与轮轴的轴向定位则需采用键连接。键的选择在下面的轴的设计中有说明。3.4.23.4.2 被动轴轴的设计被动轴轴的设计1求输出轴上功率、转速和转矩2P2n2T若取每级齿轮传动的效率，则97. 0WPP5 .89997. 09562212 min7 .119657. 3177.437112rnn mmNnPT7226210176. 71055. 92求作用在齿轮上的力已知大齿轮直径得mmd12802- 27 - NmgFt1638 . 95001 . 03131NmgFr163008 . 950031311NdTFt1121252112NFFtr2 .4081020tan22圆周力、径向力的方向如图 3.9 所示21,ttFF21,rrFF图 3.9 传动轴的受力图3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 40Cr 钢，调质处理。查表取，按下式初步估算轴的最小1260A直径，于是得mm5 .2487 .1195 .899108npd33330min A4.通过上面的计算，可以设计出传动轴的结构如图 2.10 所示。- 28 -图 3.10 被动轴的结构设计图5确定轴的各段直径和长度（1）为了满足轴向定位要求，且满足前支座与轴的间隙配合，通过前面的计算 I-II 轴段直径选为最小直径 300mm。 （2）由上面取得安装齿轮处轴段 II-III 的直径为 325。已知齿轮的轮毂宽度为310，故采用 II-III 轴段的长度为 325。齿轮的左、右端均采用套筒定位，套筒高度 h0.07d,取 h=24,则轴环处的直径为 350。此时便可满足齿轮的轴向固定要求。（3）齿轮与轴和偏心轮与轴的轴向定位均采用平键连接。按照齿轮与轴的直径由手册查表得平键截面 bh=7036(GB/T1095-1979)。键槽用键槽铣加工，长为 303同时为了保证齿轮与轴和前轮与轴的配合有良好的对中性，故选择轮毂与轴的配合为H7/h6.支座与轴的轴向定位是采用间隙配合来保证。 （4）主动轴与此轴上的齿轮相啮合时，可看作是减速传动机构，带动被动轴的转动。3.53.5 传动端的密封和润滑装置传动端的密封和润滑装置 传动端的密封和润滑装置的可靠性对传动端零部件的寿命有着重大的意义，- 29 - a）1.油封 2.张紧簧 3.卡簧 4.介杆b） 1.油封 2.隔环 3.压板 4.介杆 c）1.隔板 2.浮动式泊油盒 3.黄油嘴 4.泥浆挡板 5.油封 6.隔环 7.介杆图3.11 几种介杆密封装置钻井泵介杆密封是一个关键的密封部位。而且它是往复式动密封，技术难度较高。如果介杆密封不可靠，液力端泄露的泥浆就会通过它进入传动端而污染润滑油。泥浆中含有固体颗粒，有时还可能含有高硬度的石英砂等，这对传动端内的各摩擦副是致命的。某些钻井泵的介杆密封设计较简陋，加上十字头至活塞部分同心度差，以及泵反转时十字头跳动等因素，致使密封效果较差。图 3.11 介绍了几种较好的介杆密封设计。图 3.11 a 的特点是以张紧簧使两个油封与轴紧紧地接触，从而获得较好的密封效果，图 3.11 b 使用了两对背靠背的油封，一对阻止油流出传动端，另一对阻止泥浆渗入传动端；图 3.11 c 给出了浮动式油封盒的结构，油封盒相对于隔板可以移动，可根据装配后介杆的实际位置相应调整移动油封盒后再将它固定。目前美国的钻井泵一般都有双重的润滑系统，即除飞溅供油润滑外，还有强制润滑系统向两根轴的轴承和十字头供油。使用情况表明，单纯的飞溅供油润滑已不能满足三- 30 -缸泵传动端零部件的润滑要求，增加强制润滑对延长传动端零部件的寿命有显著的功效。强制供油不但油量充足，可防止意外事故；而且，油进入油泵前经过滤器过滤，喷向润滑部位的油较干净；再配用磁性吸屑器以防止金属屑末随润滑油被送到轴承、导板、齿轮等摩擦面上，效果更好。对于曲轴结构采用的是黄油和机油甩油润滑两种方式，两副主轴承、两副曲柄轴承采用黄油润滑，其它部分采用机油甩油润滑。带偏心轮结构，全部采用机油润滑。润滑方式有两种，一种是采用甩油润滑，另一种是在动力端各部分采用机油强制润滑，即润滑油经滤清器吸入齿轮油泵（其上带有安全阀） 。一般在油泵排出管线上串连着两个滤清器：一为磁力滤清器，可过滤油中的铁末子；一为普通滤清器，可过滤油中其它杂质。在各个润滑部位均设有喷嘴，实现喷油润滑。当管路或滤清器堵塞时，齿轮泵上的安全阀打开，以保护其不被憋坏。在整个管路里有一个压力表，指示着回路里的压力。对动力端进行润滑时，必须采用粘度合适而且清洁的油。根据目前井场上油料情况，冬、夏季均采用 14 号柴油机油。要坚持每天检查油底壳油面，发现油面过低时应添足，并找出漏油部位，加以堵塞。每班要检查各轴承的温度，不得超过 70 度。超过时，要停车检查，找出故障原因，排除后，再继续运转。采用黄油润滑部位，要坚持每周打黄油一次，每次打黄油时，要先将黄油嘴上的污垢清除干净。润滑油池的机油每工作 1000 小时（不超过三个月）就要换新油。而且应在泥浆泵刚刚停下来，油还是热的情况下，进行换油。此时，拧下油底壳的放油丝堵，排掉全部机油。然后拧上放油丝堵，倒入 10 升柴油，使泥浆泵空负荷运转 5-10 分钟，停泵。再将柴油排净后拧紧放油丝堵。打开后盖检查齿轮的啮合情况和油底的干净程度。情况正常时，盖上后盖，加注干净的润滑油。吸入滤清器和磁力滤清器在换机油时进行清洗。排出管路上的另一个滤清器，每工作 300 小时清洗一次。机油压力表所指示的压力，应在各个泵规定的范围内。压力过低说明吸入滤清器堵塞，或者吸入管线漏空气，或者油泵严重磨损，也有可能是泵上或滤清器的安全阀漏；压力过高说明排油管线堵塞，或者由于天气太冷油的粘度太大，此时安全阀卡阻，在规定压力下不开启造成的。- 31 -4 4 动力端常见故障及处理动力端常见故障及处理往复泵动力端的故障往往都伴随着出现不正常的响声。如果是新泵或者是刚刚大修过的泵，故障工作响声很大，多是安装和制造质量问题。对于工作过一段时间的泵来说，动力端出现不正常的响声，说明该泵动力端一定有故障。为了判断和排除这些故障，首先要进行泵的外壳检查。4.14.1 轴承常见故障轴承常见故障滚子轴承的主要非正常损坏现象有：被动轴、主动轴和连杆大端轴承配合松动（俗称“跑圈”)，滚子和跑道磨损过快和烧毁等。其原因主要是：1.轴承配合过松过去我们在石油机械设计中，不分轴承种类、直径和载荷特点，对内圈旋转的轴承，轴的配合一律选用 m6。但经验表明，钻井泵轴承的载荷变化大，有一定冲击，轴承内圈与轴的配合应选得紧些。连杆大端轴承的内、外圈是薄壁套圈，配合应更紧些。而轴- 32 -承的原始径向游隙也应比基本组小一级。曲轴和传动轴支承轴承轴颈与内圈的配合应选n6。连杆大端轴承内圈与偏心轴颈的配合应选 r7；大端内孔与轴承外圈的配合应选 N7.2.曲轴轴承座装配不当图 4.1 曲轴轴承座的装配曲轴轴承座装配如图 4.1 所示，装配曲轴轴承座时，必须严格控制轴承盖的压紧程度；过紧，轴承径向游隙减少，运转受热膨胀后易烧毁而卡死；过松，受变载时必然产生冲击，相关的各零件易损坏。装配时，应严格按技术条件计算轴承盖和轴承座之间调节垫片的厚度，按规定的扭矩值上紧紧固螺栓。装配后，检查轴承中两列滚子的松紧程度，在轴承顶端应有 2-4 个滚子被压紧。如果发现过松或过紧，应重新调整垫片。3.润滑不充分三缸泵主动轴和被动轴的转数约为双缸泵的 2 倍，仅靠齿轮溅油润滑是不够的。尤其是离齿轮较远的那一侧的轴承和双列轴承中靠泵壳墙板的那一列滚子，润滑条件更差，经常不能形成油膜，以致烧伤滚动面。4.传动端内清洁度差部分轴承是在滚子出现疲坑之前就过度磨损而失效的。这主要是由于润滑油内含有固体杂物和水等引起的。- 33 -5.轴承质量差在美国，用于钻井泵的滚子轴承均使用真空冶炼或电渣重熔的渗碳钢制造，滚动面接触疲劳极限高，并耐冲击；精度等级为精密级。而在我国尚无条件普遍使用这样的轴承。我国绝大部分轴承仍使用大气冶炼的轴承钢制造，精度为普通级。4.24.2 齿轮常见故障齿轮常见故障泵内减速齿轮的主要问题是点蚀。计算表明，虽然齿轮具有足够的接触疲劳强度，但我国很多泵甚至在运行几十小时后即开始出现点蚀，运行 4000h 左右齿轮即因点蚀失效。其原因是：1.齿轮啮合时接触精度低按规定，泵内齿轮的啮合斑点沿齿长方向不少于 60% ，沿齿高方向不少于 45，但矿场使用的钻井泵齿轮的实际接触精度往往达不到这一标准。国产泵与美国泵在齿轮制造上的差距主要在于加工手段。国外是用人字齿刨齿机将左右两边的齿同时刨出，大齿圈是整体的，齿轮与传动轴为一体。国产泵的人字齿需分左右两半分别在滚齿机上滚齿，然后靠划线找齐将左右两半齿圈或齿轮拼装成人字齿伦，其精度必然较低。一般认为，传动轴的轴向游动能保证人字齿轮较完美的接触。但实际上，一方面皮带或链条对传动轴有较大的横拉力，使轴难以游动；另一方面传动轴的转数是每分钟数百转，也来不及左右游动。因业，良好的齿轮接触仍主要依靠加工和装配精度来实现。2.齿轮齿面硬度低齿轮齿面硬度若过低，不但容易发生点蚀，而且会发生齿面的塑性变形。大、小齿轮面加工后的硬度分别以不低于 280HB 和 320HB 为宜。4.34.3 十字头部分常见故障十字头部分常见故障当十字头铜套或轴承磨损，螺丝松动或装十字头销子的轮毂磨损过大时，造成动力端有敲击声，观察十字头的运动会发现，十字头走的不均匀，即十字头走到两头时，要停顿一下，才反向运动。但这要与由于排出阀发生故障而引起的十字头运动不均匀相区别，即当某一排出阀刺坏时，该阀即不工作了，这时，十字头走到中间位置时，由于没有这个阀所造成的负荷，就好像被推了一下走得快一些。- 34 -当十字头滑板与泵身的导板磨损过大，也会使动力端出现敲击声。当中间拉杆与十字