涡轮叶栅性能试验台架设计

1、涡轮叶栅性能试验台架设计1. 前言 本课题的目的是以现有实验台为参考，设计一种测试涡轮定、转子性能的专用实验台。目前，对我国使用的涡轮钻具来说, 还存在着结构陈旧、性能差、修理周期短, 且型号单一, 品种规格均不配套等不足, 其使用范围、效果及技术水平与国外相比差距还很大。因此，我们必须进一步对其进行更深入的开发研制,而开发研制出的新产品又必须在实验台架上进行实验，因此，为满足科研和教学的需要, 有必要进行涡轮叶栅试验台的设计和研究。 前苏联的井下动力钻具使用得最早,发展得最快,技术水平也最高。随着PDC钻头的飞速发展,美国、西欧也在大力发展减速器涡轮钻具,以适应定向井、丛式井及深井钻井的需要

2、。“七五” 期间,我国研制成功了新型195mm深直井和定向井涡轮钻具, 在四川地区25004000m井段共钻井三口,平均机械钻速达4.7m/h,比转盘钻井提高1.52.0倍。在中国石油天然气总公司的扶植下, 筹建了专门从事涡轮钻具研究的研究室, 拥有2000的实验厂房,已装备了用于整机和部件测试的四套实验台架,实验过程采用计算机数据采集和处理。1994年装备了一台液压拆装架,一台50吨液压拉拔架。随着钻井技术的发展,涡轮钻井技术应用范围不断扩大,同时对涡轮钻具的力学性能和运行的可靠性提出了更高的要求。近年来,以美国HughesChristensen 公司为代表的研究人员在研究高速牙轮钻头方面取

3、得了较大的成绩,特别是钻头轴承系统的密封技术取得了重大突破,推出了采用双金属密封的第1代金属密封环ATM系列牙轮钻头及单金属密封环的第2 代Ultramax系列新型高速牙轮钻头,大幅度提高了钻头的工作转速1。 涡轮钻具的动力性能主要取决于涡轮定子和转子叶栅的动力性能，即涡轮叶栅的外特性，而涡轮叶栅的外特性主要由叶栅叶形的几何结构参数决定。在设计涡轮叶栅叶形时，通常根椐实际钻井工况，以钻头钻进时所需扭矩及适当的转速为依据，在一定假设基础上，经理论计算确定叶栅叶形的几何结构参数。由于理论计算与液体实际流动存在一定差异，再加上叶栅叶形加工的误差，涡轮钻具的性能最终还得由试验测试而定。测试钻具性能最直

4、接的方法是对已制造出的整机进行测试，直接获得涡轮钻具的性能参数。在新型号钻具研制开发阶段，这无疑是一种花费较高的方法。在对涡轮叶栅性能测试方法及原理进行分析和论证的基础上，就提出了采用较少级数的叶栅进行测试进而推算出涡轮钻具整机性能的试验方案，并建立了相应的试验台架和测控系统3。2. 选题背景2.1 课题来源和目的题目来源于指导教师的科研项目；本课题的目的是以现有实验台为参考，设计一种测试涡轮定、转子性能的专用实验台。2.2 课题意义 石油作为一种能源开采到今天,大多数浅层油藏已被开采。人们为了能够更多地利用此能源, 不得不向深层井、海洋井、丛式井发展, 而要钻这样的井就必须使用井下动力钻具。

5、涡轮钻具作为其中的一种,它具有钻井时钻柱不转动,钻具直接驱动钻头钻井,改善了钻柱的受力状态,减少了钻杆与套管以及钻杆与井壁间的摩擦,延长了钻杆的使用寿命等优点。我国的涡轮钻井起步较晚, 五十年代开始引进苏联的涡轮钻具, 先后在四川、玉门等油田使用。在七、八十年代我国也研制过几种型号的涡轮钻具,在当时其性能也达到了国内先进水平。但就整个我国目前使用的涡轮钻具来说, 还存在着结构陈旧、性能差、修理周期短,且型号单一,品种规格均不配套,其使用范围、效果及技术水平与国外相比差距还很大。所以要想更有效地利用涡轮钻具,必须进一步对其进行更深入的开发研制,而开发研制出的新产品又必须在实验台架上进行实验,证明

6、满足生产要求时,再在工厂推广生产。涡轮叶栅是涡轮钻具重要的组成部分4。因此，基于以上要求,为满足科研和教学的需要,有必要进行涡轮叶栅试验台的设计和研究。2.3 应解决的主要问题 1）实验台总体方案设计：在实现试验涡轮叶栅特性测试功能的基础上，首先，考虑测试仪器仪表的先进性和精确性，也就是确保测试数据的精度和高可靠性；其次，考虑安装拆卸的方便性；再次，应考虑系统各零部件的设计、加工的可行性和测试时的便捷性。2）实验原理分析及评价：对试验的原理进行阐述并分析它的合理性，对系统测量涡轮叶栅特性参数的准确性与可靠性，特性曲线、使用寿命综合评述。 3)实验台主机结构设计：论述实验台的总成，各组成部分的特

7、点作用，并作出结构图。 4)主要零部件结构设计和强度计算：设计主要零部件的结构，根据所计算出的尺寸用计算机画出图形，并进行各零件的强度校核。5) 仪器设备的选型：根据试验台的设计原理及它的特点正确的选择各种辅助仪器，保证试验台所测结果的准确性与可靠性。2.4 国内现状和发展状况2.4.1 发展现状 “ 七五” 期间, 我国研制成功了新型195mm深直井和定向井涡轮钻具,在四川地区25004000m井段共钻井三口,平均机械钻速达4.7m/h,比转盘钻井提高1.52.0倍；在中国石油天然气总公司的扶植下,筹建了专门从事涡轮钻具研究的研究室,拥有2000的实验厂房,已装备用于整机和部件测试的四套实验

8、台架,实验过程采用计算机数据采集和处理。1994年装备了一台液压拆装架,一台50吨液压拉拔架。目前该研究室从大小测试台架到动力钻具的拆装设备已基本配置完备,可满足科研工作的需要,还可对外进行动力钻具的维修和技术服务等工作。目前我国具有制造常规复式涡轮钻具的能力,还能设计制造带减速器的涡轮钻具及定向井和水平井用的短涡轮钻具。轴承节可采用长寿命的角接触式或四支点式等不同结构的金属推力球轴承,也可采用高耐磨的TC轴承。涡轮叶栅可提供高速型、低速降压型、普通级高及小级高等不同结构的涡轮定子和转子。可以说,我国涡轮钻具已达到或接近国外同类产品的技术水平。不足的是制造工艺还需进一步改进和提高,以满足批量生

9、产的要求2。2.4.2 发展趋势 提高涡轮钻具的性能一直是涡轮钻具研究的主要内容。随着钻井技术的发展,涡轮钻井技术应用范围不断扩大,同时对涡轮钻具的力学性能和运行的可靠性提出了更高的要求。涡轮的水力性能主要取决于定、转子叶栅、叶型的水力性能,在传统的涡轮定、转子叶栅、叶型设计中,大多数依据叶轮机械的一元流动理论,用平均流面上流动代替涡轮内的三维、粘性、湍流流动,用平均流面上的进、出口平均速度代替分布速度而定、转子叶栅、叶型的水力性能往往是凭设计者的经验设计,因此会出现一些设计缺陷。为了克服涡轮传统设计方法的局限性,国内目前以计算流体力学为基础研究涡轮钻具内部流体运动,采用三元流动设计理论,用粘

10、性流体代替理想流体,用湍流代替层流,研究跨叶片的流场及其流体与叶片的相互作用,这种方法使得定、转子叶栅、叶型的水力性能设计更加符合涡轮的实际工作状况1。2.4.3 研究的主攻方向 （1）加强低压降、大扭矩涡轮钻具的研究,增加现有涡轮钻具的尺寸系列和品种,以满足提高深井、难钻地层钻井机械钻速的要求。 （2）投资工艺较先进的长轴、深孔加工厂,以解决涡轮钻具的批量生产问题。 （3）在涡轮与螺杆同时发展的基础上,加大涡轮钻具的开发力度,特别是开发小尺寸涡轮钻具用于老井侧钻,在国外已成功应用。 （4）加强涡轮钻具轴承等易损件使用寿命的研究,提高钻具使用寿命,以满足钻井技术不断发展的需求,降低钻井综合成本

11、。 （5）完善涡轮钻具钻井工艺,开发涡轮钻具钻井配套工具,改善涡轮钻具钻井条件,降低涡轮钻具制造成本,以提高涡轮钻具钻井的综合经济效益1。盘钻井提2.5 国外现状与发展 2.5.1发展现状 涡轮钻具输出性能柔和,转速稍低约(约80r/min),无特殊的绝缘和密封要求,制造精度容易保证,使用操作相对简单,因而受到油田井队的欢迎。特别是复式涡轮钻具的出现,以及后来的带独立支承节涡轮钻具定型产品的推广,使机械钻速和每米钻井成本等技术经济指标大大超过了电动钻具。40年代中期,前苏联把涡轮钻井技术作为钻井工业的主力。70年代,涡轮钻具的年钻井进尺曾一度占全苏钻井总进尺的85%。但是,随着密封牙轮钻头的发

12、展和喷射钻井技术水平的提高,涡轮钻具暴露出了如下四大致命弱点一是输出转速高,超过了牙轮钻头的最佳额定工作转速范围（100270r/min）,不仅使牙轮钻头的使用寿命大为降低,而且钻头与井底的接触时间短, 每转所获得的能量少,破岩效果不佳二是压力降消耗大（为6.08.0MPa）,降低了钻头的水马力,影响了井底清洗和钻头破岩效率，无法保证牙轮钻头喷射钻井所需的水力功率三是整机尺寸过长,单式涡轮钻具的力矩太小,不能产生足够的钻井动力,复式涡轮钻具一般长达20m以上,不能满足钻定向井和钻大斜度井的工艺要求四是单位长度产生的能量与钻具直径成5次幂关系,随着井眼直径的减小,小尺寸涡轮钻具发出的功率急剧降低

13、。对于直径小于152.4mm的井眼,涡轮钻具在结构上很难实现。另外,复式涡轮钻具的装配和调整麻烦,辅助工作时间长。每次维修时,单式涡轮节内部的120140副涡轮定子、转子都必须全部一级一级地取出来和套上去,劳动强度大。针对以上问题,前苏联研制出ATT型带水力制动级的涡轮钻具,虽然转速有所降低,压力降却增加了。而且还研制了TPM型带行星齿轮减速器涡轮钻具和带正弦槽滚珠减速器的涡轮钻具,降低了输出转速和限制了压能的损耗,但减速器的结构复杂,可靠性太差,寿命一般仅4060小时。此外,研制的型浮动定子涡轮钻具简化了安装,将转速控制在500600r/min,但有效输出扭矩损失严重和压力降过高1。2.5.

14、2 发展趋势 （1）涡轮钻具的研究应用 涡轮钻具自1923 年由前苏联研制成功以来,得到了迅速发展,到20 世纪50 年代以后,涡轮钻井技术已成为前苏联的基本钻井方法,目前俄罗斯的涡轮钻具已发展到减速器涡轮钻具阶段。1994年Neyrfor涡轮钻具公司在美国得州、路州和Mobile湾等地区的涡轮钻井作业达到5149h,总进尺约3万m ,其中Mobile湾使用减速涡轮钻具钻井达2846 h ,比1993年提高了489% ,总进尺达到15758 m ;1995 年仅在Mobile湾地区,减速器涡轮钻井就超过4200h。英国Drilex systems 公司的Redi-Dill涡轮钻具分为直井和定向

15、井2大类,直井中新增了一种名义直径小于184.1 mm、外壳上带扶正器的涡轮钻具(涡轮120级,长14.1m) ,属高速高效叶型,适合匹配天然金刚石钻头或PDC钻头,该涡轮钻具涡轮节在小流量时也能提供足够大的扭矩,支承节对径向载荷和轴向载荷的吸振性较好,涡轮钻具整机寿命达到200 h 。 （2）高速涡轮钻具配合表镶金刚石钻头钻井技术 在硬塑性深井地层中,采用涡轮钻具配合表镶金刚石钻头高转速强化钻井,能够大大提高深井机械钻速。在美国加利福尼亚一口7445 m 的深探井中,采用高速涡轮钻具配合表镶金刚石钻头钻井技术,机械钻速达到0.7621.067m/h ,比牙轮钻头及金刚石钻头用转盘钻井时的钻速

16、分别提高56倍和1325倍。在欧洲采用涡轮钻具配合使用金刚石钻头,能够在高密度钻井液条件下将机械钻速提高到3 m/h以上。 （3）中高速涡轮钻具配合PDC钻头钻井技术 美国在中高转速涡轮钻具配合PDC钻头钻井技术研究方面取得了显著成果。在美国墨西哥湾地区,采用抗回旋PDC钻头配合使用涡轮钻具,在中等硬度的页岩及研磨性强的砂岩地层中钻井取得了良好的经济效益。PDC钻头以剪切方式破碎地层,在大段、均质低剪切强度岩层(如砂岩泥岩、砂质泥岩或泥质砂岩、页岩等) 中采用中高转速大扭矩涡轮钻具低钻压钻井,机械钻速比牙轮钻头提高23倍,综合钻井成本降低30%50%。 （4）中速大扭矩涡轮钻具配合新型高速牙轮

17、钻头钻井技术近年来,以美国HughesChristensen 公司为代表的研究人员在研究高速牙轮钻头方面取得了较大的成绩,特别是钻头轴承系统的密封技术取得了重大突破,推出了采用双金属密封的第1代金属密封环ATM系列牙轮钻头及单金属密封环的第二代Ultramax系列新型高速牙轮钻头，大幅度提高了钻头的工作转速。在深井钻井中，采用中速涡轮钻具配合高速牙轮钻头钻井，可大大提高钻头的机械钻速,展示了涡轮钻具驱动牙轮钻头的良好前景主要研究内容、需要重点研究的关键问题及解决思路。2.6 课题研究的指导思想首先对现有的实验台为参考进行分析研究，对它有一定的了解。然后对实验原理分析，在充分了解这些知识的基础上

18、，再对装卸系统做相应的改进,初步设计实验台总体方案和实验台主机结构设计，再对主要零部件进行结构设计和强度校核并设计出零件图，画出装配总图。3. 方案论证3.1 方案一3.1.1 系统方案 该系统总体方案的设计思想是，在实现试验涡轮叶栅特性测试功能的基础上，首先，考虑测试仪器仪表的先进性和精确性，也就是确保测试数据的精度和高可靠性；其次，考虑安装拆卸的方便性；最后，应考虑系统各零部件的设计、选型的可行性和测试时的便捷性。在此设计思想的指导下，确定此测试装置系统为躺卧式装置，以求达到较理想的效果。本方案的系统如图1所示，图1 试验台主体装置示意图1 磁粉制动器； 2 联轴器； 3 扭矩转速传感仪；

19、 4 压力表； 5 台架本体； 6 压力变送器； 7 高压软管； 8 电动调节阀； 9 流量传感器； 10 水箱； 11 多级离心泵3.1.2 工作原理由于涡轮叶栅是涡轮钻具的基本动力单元，其性能测试原理应与涡轮钻具整机测试原理类似。在保证通过叶栅组的循环液体体积流量始终保持不变(或基本不变) 的前提下，通过对输出轴施加不同的载荷，使叶栅组在不同的工况下稳定工作，测试出各工况点所对应的参数值，由此得出涡轮叶栅组的特性，然后根据流体力学相似理论进一步换算出涡轮钻具整机性能。台架本体靠更换内外衬套的方式来实现140210系列试验涡轮的安装和定位。其中，还布置有压力稳流栅，能满足测量仪器的正常工作条

20、件，确保了测量精度3。3.1.3 方案特点 1、高效率：采用现代测试技术，全面运用微机进行试验数据的采集和数据处理，有效地提高了测试数据和处理数据的速度。 2、高测量精度：实现了循环流量闭环自动控制，使流入涡轮的循环液体积流量稳定在某一设定的数值上，提高了系统的测试精度；采用压力稳流叶栅,减少装置长度，确保了仪器测试精度。 3、高性能：选用磁粉制动器作加载装置便于自动控制,并有效地解决了与涡轮特性相匹配的问题。4、 低成本：运用更换衬套方式实现了对140210系列试验涡轮的定位与固定，节省了测试装置系统硬件的投入费用。3.2方案二3.2.1系统方案一般的水力机械实验装置按循环管路系统可分为开式

21、、闭式、半开式三种基本型式, 较常用的是前两种。开式实验台的进出口液面是敞开的, 与外界大气相通, 冷却效果好, 压力较稳定。闭式实验台的进出口液面是封闭的, 与外界大气相隔绝, 液体冷却效果差, 压力不稳定。但由于工作液与外界相隔绝, 外界杂物不易进入工作液中, 易于保证工作液的纯净本实验台根据其自身特点和实验室现有条件, 选用进出口工作液都与实验室水池相通的开式实验台。实验台也可分两大部分：一部分是能量供给系统, 包括泵和电机, 根据总体考虑选择具有功率、转速可自动测量的YSTG型三相异步测功电机以及能满足涡轮实验和离心泵性能实验的4BA-8型清水离心泵；第二部分为能量转化部分, 即涡轮实

22、验部分, 又分涡轮架设计和参数测量仪器选择二部分。本方案的系统图如图2所示，图2 卧式涡轮试验台 1-离心泵； 2-电动闸门； 3-涡轮流量计； 4、6-压力表； 5-被测涡轮架； 7转矩转速传感器； 8磁粉制动器； 9-水箱3.2.2 工作原理系统在工作时，离心泵运转，使液体经泵、管汇、高压管线进入涡轮钻具，最后将液流分为两股返回水池。为了满足涡轮钻具排量的要求，循环系统配备有两台离心泵，可以并联使用，也可以单独使用一台。管路中安装了由计算机自动调节流量的装置，用以监控系统中的流量，确定流量为一恒定值。根据电磁原理，工作时，磁粉制动器利用磁粉传递不同的加载力矩，加载力矩的大小与激磁电流基本成

23、线性关系，可以很方便地控制加载力矩。磁粉制动器的定、转子在工作时会产生热量，利用两套进出水管分别对定、转子进行冷却，以保证其正常工作。磁粉制动器比较平稳，没有冲击、不发出噪音、响应速度快，能用计算机系统控制4。3.2.3 方案特点 （1）装拆方便：卧式实验的测量及加载系统可以与实验台放在一个便于装拆工作的同一高度上, 既安全又方便。 （2）便于测量：卧式实验台中避免了很多缺点，在涡轮输出轴后面安装我国已定型生产的扭矩一转速传感器, 使此参数变得容易测量, 且保证了测量精度，在传感器后面又安装了磁粉制动器, 保证了各参数在不同的情况下能平稳可靠地进行测量, 卧式结构由于各参数都有定型仪器进行测量

24、, 所以便于微机采集和控制 （3）精度高：一个实验台精度的高低主要取决于测量仪器的选择以及实验台架的设计。本实验台是在总结前人的经验基础上, 力求高标准, 高精度在仪器的选择上, 我们选择国内已定型生产且自动化程度高的产品, 这些产品性能稳定、精度高,为参数的正确测量提供了可靠的保证。由于采用合适的密封件, 既达到了密封又防止了过大的机械损失, 为以后的参数测量提供了可靠的原始数据。3.3 方案确定通过以上各种方案的工作原理以及特点进行比较比较，方案一系统测量涡轮叶栅特性参数准确可靠,是研究涡轮叶栅的关键设备。该测试系统采用计算机控制, 自动施加扭矩载荷, 自动控制循环流量。也可根椐采集的数据

25、进一步推算出涡轮钻具叶栅整机的性能指标，也可对直径为260mm以内的涡轮钻具叶栅的特性曲线、使用寿命等进行试验，从而可以准确可靠地测量涡轮钻具叶栅的工作特性。因此，选用方案一较为合理可靠。3.4 所选方案的测试原理 由前面所述已选方案的工作原理，可根据流体力学相似理论进一步换算出涡轮钻具的整机性能。计算式如下3：整机输出扭矩T为 （1） 式中： Q叶栅组试验时对应的循环流量, L/ s Q 整机工作时对应的循环流量, L/ s ; K 整机涡轮副级数; K试验涡轮副级数 整机工作介质与试验介质密度之比; T试验测试的输出扭矩, Nm 轴系摩擦力矩, Nm整机输出转速n为 （2） 式中：n试验测

26、试的输出转速, r/ min整机压力降p 为 （3） 式中: p1 试验测试的进口压力, MPa ; p2 试验测试的出口压力, MPa ; 整机中除涡轮外, 其他流道在流量为Q 时对应的压 力降, MPa 。该值取决于流道结构、介质密度和工作流量, 可通 过计算求得。 整机输出功率 为 （4） 整机效率为 （5）3.5 试验项目 该系统主要用于175240系列涡轮叶栅的测试试验，其具体进行的试验项目有: 涡轮叶栅实际特性的试验 涡轮定、转子相对节距对其特性影响的试验 叶栅叶型变化对叶片表面压力场影响的试验 涡轮叶栅叶片正弯对间隙流动影响的试验3.6 系统的主要技术指标 测试参数及其范围:输出

27、扭矩200Nm；输出转速1400r/min；循环流量1825L/min；进口压力01.0MPa；出口压力00.5MPa。 特性曲线:扭矩转速特性曲线；功率转速特性曲线；压力降特性曲线；效率特性曲线。 试验涡轮规格、数量及试验液:涡轮定、转子格规，内径70110mm、外径140210mm；每级涡轮级高3850mm；数量为10级涡轮；试验液为清水。 精度要求:各测量参数精度均为5%。3.7 本章小结 本章部分主要是方案论证。涡轮叶栅试验台有很多类型，故先要涡轮叶栅试验台方案的确定，即本章先阐述了两种方案。故本章节对介绍了两方案各自特点，从而确定理想方案。除此之外还介绍了已选定的方案的涡轮叶栅试验台

28、测试原理、实验项目和系统的主要技术指标等。4.主要零件的设计及计算4.1涡轮叶栅性能试验台原始设计参数 主要数据参数: 最高转速：1400转/分； 最大扭矩：200 Nm； 循环流量: 1825升/秒； 入口压力测量范围: 1.0Mpa； 出口压力测量范围: 0.5MPa； 涡轮定、转子格规：内径：70110mm，外径：140210mm，每级涡轮级高3850mm； 实验涡轮级数：10级4.2主轴的设计轴分为几个台阶，中间部分较长的一段为安装十级试验涡轮定、转子及部分垫套所用，其径向尺寸为应能安装最小尺寸70型涡轮转子。在轴两端的台阶是安装轴承用的。轴下端插有普通平键，是安装连轴器所用。该轴的径

29、向尺寸及材料与现场相同型号涡轮轴的径向尺寸和材料是相同的，而实验用轴所安装的涡轮级数比实际现场所安装的涡轮级数要少得多，所承受的载荷也小得多。试验台主机主轴主要用来传递功率和扭矩，采用实心轴结构，故其材料选用45号钢9。4.2.1 主轴直径的设计 1、轴的功率和转矩 （6） （7） 2、初步估计轴的直径尺寸： 最小轴外径公式 （8） 按许用扭应力确定的系数，取125； 轴传递的功率； 故 (9) 由于轴的尺寸较长 ，故轴的最小直径不宜选取的太小，因此 取 4.2.2 轴上零件的定位 为了防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，轴上零件必须进行轴向和周向定位，以保证其准确的工作位置。 主轴

30、上零件的轴向定位主要是以轴肩、套筒、轴端的联接轴来保证的。轴肩定位方便可靠，但会使轴的直径加大，而且轴肩处将因截面突变而引起应力集中。定位轴肩的高度h一般为h0.07d，d为与径向扶正轴承和轴承组等想配处的轴的直径。套筒定位结构简单，定位可靠，轴上不需要开槽、钻孔和切制螺纹，因而不影响轴的疲劳强度。故主轴上多处采用了套筒定位7。 主轴上零件的周向定位均采用平键连接。4.2.3 各轴段直径和长度的确定零件在轴上的定位和装拆方案确定后，轴的形状便大体确定了，各轴段所需的直径与轴上的载荷大小有关。初步定轴的直径时，通常还不能确定轴段支应力的作用点，不能决定弯矩的大小与分布情况，因而还不能按轴所受的具

31、体载荷及其引起的应力来确定轴的直径。但可按轴所受的扭矩初步估算轴所需的直径7。4.2.4 主轴上螺纹连接部分的设计 为了对涡轮转子能够在主轴上进行紧固定位，在主轴上的68轴段上需设计出一段螺纹。我们选用普通螺纹，其牙型为等边三角形，牙型角为60。外螺纹牙根允许有较大圆角，以减小应力集中8。具体参数如下： 在这段轴上选用M682螺纹； 螺纹中径=65.402mm； 螺纹小径=63.67mm； 螺纹旋合长度L=26mm；轴上选用M682螺纹，需要对此螺纹进行校核。 由公式 （10） （11） 且 ； 式中: 钢对钢的摩擦系数，取=0.1； k1工况系数，取k1=2； k2工作液密度修正系数，取 k

32、2=1.2； M0额定输出扭矩，M0=200N.m； Mf摩擦扭矩；可得拉力：P=141.176kN可得拉应力： （12）对于M68普通螺纹，可得危险截面的切应力为： 根据第四强度理论： （13） 主轴材料为45钢，调质处理，查手册得=360MPa （14） 满足强度要求,所以，安全。4.2.5主轴上螺纹主要参数尺寸计算 主轴上螺纹连接部分，我们选用普通螺纹其牙型为等边三角形，牙型角为60。此段轴上的螺纹为M684螺纹5； 螺纹中径：=65.402mm； 螺纹小径：=63.67mm； 螺纹旋合长度：L=26mm； 螺纹大径：d=68mm 线数：n=1 螺距：P=2mm 导程：S=nP=12=2

33、mm 螺纹升角： （15）4.3 壳体的设计4.3.1 壳体基本尺寸计算外壳内径的设计在径向方向上要能使最大型号的涡轮即中型涡轮在一定的配合下装入, 因为涡轮定子在径向方向上要靠它来定位, 所以其配合间隙选择为实际涡轮装配时较小间隙的间隙配合。为测量涡轮叶栅的进出口压力, 在壳体的两端还打有两个径向通孔, 以安装压力传感器。在其进、出口两端的内径车有台阶, 是为放入定子时能通过入口处的轴承座压紧固定各定子。在外壳末端有一小孔, 主要是放走少量流入密封圈内的液体。外壳的轴向长度必须考虑10级最长涡轮的长度、两个轴承座、测压环以及垫套等的长度总和。由于外壳其机械性能要求较高，因此外壳材料选用具有更

34、高的机械性能与更好的热处理性能的合金钢，在此选40Cr9。初定壳体的壁厚为15mm，外径为255mm内径d=255-152=225mm，初步确定壳体内径为225mm。4.3.2 壳体上螺纹连接部分的设计根据外壳是薄壁管件，管内有流体和不稳定载荷的作用，我们选用普通螺纹，其牙型为等边三角形，牙型角为60。外螺纹牙根允许有较大圆角，以减小应力集中8，具体参数如下：壳体两端同时选用M2304螺纹， 螺纹中径=227.402mm； 螺纹小径=225.670mm； 螺纹旋合长度L=80mm； 壳体两端选用M2304螺纹，需要对其螺纹进行校核。由公式 且 ； 式中: 钢对钢的摩擦系数，取=0.1； k1工

35、况系数，取k1=2； k2工作液密度修正系数，取 k2=1.2； M0输出扭矩，M0=200N.m； Mf摩擦扭矩；可得拉力：P=41739.130N 可得拉应力： 对螺纹进行校核如下： （16） （17）其中 Z螺纹头数， S为螺纹螺距； 为螺纹中径；求得 （18）得到的剪切应力： （19） （20）壳体材料为40Cr，调质处理，查手册得=800MPa 满足强度要求,所以，非常安全。4.3.3 壳体上螺纹主要参数尺寸计算壳体上螺纹选用普通螺纹，其牙型为等边三角形，牙型角为60。外螺纹牙根允许有较大圆角，以减小应力集中，具体参数如下5：壳体两端同时选用M2304螺纹， 螺纹中径：=227.40

36、2mm； 螺纹小径：=225.670mm； 螺纹旋合长度：L=80mm； 螺纹大径：d=230mm 线数：n=1 螺距：P=4mm 导程：S=nP=14=4mm 螺纹升角： （21）4.4 联轴器设计计算4.4.1 结构特点与选材 联轴器是机械传动系统中极其重要的部件之一，而联轴器型式的选择则应针对机械系统的工作状况、载荷情况、电动机种类、工作转速及机械安装精度等诸多因素来决定，为此我们针对功率为10kW、转速为1400 r/min的蜗轮叶栅实验台，自行设计了柱销式联轴器，其结构示意图如图3所示。图3 柱销联轴器 这种联轴器工作时转矩是通过主动轴上的键、半联轴器、弹性注销、另一半联轴器及键而传

37、到冲动轴上去的。为了防止柱销脱落，在半联轴器的外侧，用螺钉固定了挡板。这种联轴器传递扭矩的能力大，结构简单，安装制造方便，耐久性好，弹性注销有一定的缓冲和吸震能力，允许被连接两轴有一定的轴向位移以及少量的径向位移和角位移。联轴器的材料选用35钢。4.4.2联轴器的设计计算15、19 弹性柱销的选择包括柱销材料、柱销个数、柱销直径、柱销长度、柱销轴心所在圆心直径的确定。先计算转矩 （22）则计算计算转矩，选取 查教材P351表14-1 （23）柱销式联轴器的许用应力为 查GB4323-84联轴器中各尺寸取值如下D=130mm；柱销直径d=15 mm，共12根，则每根柱销所受到的剪切力P应为： P

38、xRxl2=102.32(Nm) 式中：R=D2。 因此，求得P=131.179N。 根据面积公式，可求得每根柱销的横截面积是176.625，取177。柱销材料是35钢，它的抗压及抗弯强度均高，并具有弹性，但它的抗冲击剪切强度稍低，而联轴器主要是靠剪切力传递力矩的，因此在这里只需要对其进行抗剪切应力验算即可。按公式： （24）如果考虑到柱销承受的载荷会出现不均匀的情况，且取不均匀系数为1.1-1.25，则也小于0.8-0.9N。而尼龙的=12MPa，所以通过理论计算可知联轴器的设计是完全可靠的。 已取柱销轴心所在圆心直径D =130mm，柱销个数z=12，d=15mm，柱销长度取63mm,上述

39、计算符合结构形式，所以确定柱销直径为15mm，长度为63mm，数量为12个的尼龙棒材，并安装在联轴器 130的分度圆周上。对轮之间的间隙由主动轴在工作之中受冲击而引起的轴向窜动量来决定，这里选择间隙=3mm。4.4.3 确定两个联轴器 1. 主轴与转矩转速传感器之间的联轴器左半联轴器是与试验台主机的主轴右端相连接，因此联轴器的轴孔直径为56mm，左半联轴器轴向长度为108mm；右端连接JC型转矩转速传感器JC1A，因此联轴器右端的轴孔直径为27mm，右联轴器的轴向长度为80mm。其中，轴与右联轴器之间用普通平键连接，普通平键型号为87，键的长度低于略L（1.52）d，此处取L=36；轴与左联轴

40、器之间用普通平键连接，普通平键型号为1610，取L=70。 2.磁粉制动器与转矩转速传感器之间的联轴器左半联轴器是与JC型转矩转速传感器相连接，因此联轴器的轴孔直径为27mm，左半联轴器轴向长度为88mm；右端是与CZ型磁粉制动器CZ-20相连，因此联轴器右端的轴孔直径为35，右联轴器的轴向长度为88mm。其中轴与右联轴器之间用普通平键连接，普通平键型号为87，键的长度低于略L（1.52）d，此处取L=36；轴与左联轴器之间用普通平键连接，普通平键型号为87，取L=36。4.5 上水接头设计计算高压软管的管接头采用的是法兰盘式接头，因此上水接头小端亦采用的是法兰盘式接头。这种类型的接头是用法兰

41、、螺栓连接管子，密封可靠。上水接头大端是与试验台主机用法兰盘连接。两个法兰盘之间有一过渡段，此部分为圆锥通道，其中倾斜度为19，厚度为10mm.，它与两个法兰盘接头是焊接在一起的。对法兰盘焊接的质量要求较高，焊缝不仅要结实可靠，还要密封性能强。查非标准设备设计手册，可得小端圆形法兰盘的结构尺寸如表1所列，公称直径螺纹直径DD1D2D3D4D5hb螺钉数量螺纹7287.88720817012512212014244308M23表1 圆形法兰盘结构尺寸大端圆形法兰盘接头是与试验台主机左端相接，故其尺寸与试验台左端接头相似，采用螺钉连接，数量为8个，其密封方式用O型密封圈进行密封。上水接头的轴向总长

42、度为366mm，其中左边小端圆形法兰盘接头的长度为80mm，右边大端圆形法兰盘接头的长度为40mm，中间圆锥短管的长度为246mm，圆锥短管与两个法兰盘接头的连接形式采用焊接方式。上水接头的材料选用40Cr。4.6 其它部件设计计算4.6.1垫套设计本实验台的垫套有定子垫套、转子垫套、衬套、压紧套、调整套等。为了能使各种型号的10级涡轮有效合理的安装在实验架内，需设计能固定各种型号定、转子的垫套若干个, 其尺寸、数量不一，材料为铸铁，而其它垫套均采用45钢。4.6.2 整流栅设计整流栅是用在试验台主机入口和出口处，是使液流平衡的设备。整流栅又名蜂窝器，用于提高液流的均匀性和降低湍流度。其优点是

43、整流效果好，缺点是结构复杂。由于液流进入流道内压力不稳定且不均匀，这样就要求进入流道内的液流应尽可能平衡，以减少试验台主机的平稳和确保它的压力。流体在通过弯道时，由于流向变化、流体分布不均造成能量损失，导致流道内流动阻力增大，流体容易形成湍流。在主机入口通道上，由于管道直径较大，用弯管接头更容易形成湍流。整流栅里设置了一组交错排列的导流叶片，使流体通过导流叶片后平稳有序地通过，减少了液流对主机的扰动，同时减少了液流由于转向而带来的压力损失，对确保主机的安全运行和提高测量结果的精确度有着非常重要的意义。4.6.3平键及平键尺寸设计在主轴的输入端应设有平键，是为了使轴与联轴器进行连接。 本设计选择

44、的是普通平键，因为其结构简单，拆装方便，对中性好，适合高速、承受变载、冲击的场合。一般键的长度不宜超过（1.61.8）d，故本设计平键选用普通平键1610，为平头普通平键，平键的键宽为16mm，键高为10mm。键的材料采用抗拉强度不小于600MPa的钢，选用45钢，应做表面淬火处理5,9。4.7本章小结 根据已知条件，需要设计的零件有主轴、壳体、联轴器以及上水接头，所以本章节主要介绍来了试验台架的这些主要零件的设计及计算。5 零件的结构设计5.1 主轴结构设计5.1.1 拟定轴上零件的装配方案本设计的装配方案如图4所示，其机构尺寸见附图。图4 轴的结构5.1.2 根据轴上定位的要求确定轴的各段

45、长度和直径1. 为了满足半联轴器的的轴向定位需求，-轴段取，轴段左端需制出一轴间，故取-段的直径；右端用轴端挡圈定位，按轴段直径取挡圈直径D=64mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度=150mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取=148mm。2. 初步选择轴承。因轴承能承受双向轴向载荷承载能力随接触角的增大而增加，通过预紧可限制轴或外壳的轴向定位，通过预紧可增加轴承的刚度和旋转精度，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据，可选取成对安装的角接触球轴承（串联排列），其尺寸为dDT=6011022，而。左端轴承采用轴肩径进行轴向定位，采用角接触球轴承，

46、查手册得到角接触球轴承46212，其定位轴肩高度为4mm，因此取。3. 取安装整流栅处的轴段-的直径；整流栅的右端与右轴承之间的定位采用套筒定位。已知整流栅的宽度为120mm，此外，整流栅两端还需留出一段距离以便流体进出，故取。左端采用轴肩，轴肩高度取5mm，则，取。4. -轴段上需安装涡轮转子，级数为10，两端用套筒定位，两端还需留有一段距离以便流体进出。根据现场工作要求和设计要求，故选取此段长度为，其直径为涡轮转子内径，故-段直径为。5. -轴段的右端需制出一轴肩，其轴肩高度为4mm，即-轴段的直径为。-轴段安装采用角接触球轴承，查手册得到角接触球轴承46212，故此轴段的直径为，其轴段长

47、度为。6. -轴段轴上开有槽，则直径，-轴段长度为；在-轴段上轴的表面车有螺纹，用于对涡轮转子惊醒定位紧固，其相对应的螺母为M68。至此，已确定了轴的各段直径和长度5。5.1.3确定轴上圆角和倒角尺寸直径d610101818303050508080120120180C或R0.50.60.81.01.21.62.02.53.0表2 零件倒角C与圆角半径R的推荐值参考表，取轴端倒角为2，各轴肩处的圆角半径R为2mm。5.2 壳体结构设计 壳体采用材料，外径为255mm，内径为225mm，总长度为1236mm。其结构图如图5所示，其机构尺寸见附图。图5 壳体结构5.3 端盖结构设计左端盖材料选为。端

48、盖因要与壳体左端配合，所以采用与其相配合的M2304螺纹；右端盖和左端盖相似，材料选为。端盖也与壳体配合，采用与壳体相配的螺栓，只是两个端盖的结构尺寸有所不同而已，其结构如图6,7所示。 图6 左端盖图7 右端盖5.4联轴器结构设计 本实验台需要两个联轴器，一个是用在主轴与转矩转速传感器之间，另一个是用在转矩转速传感器与磁粉制动器之间的。下面就以转矩转速传感器与磁粉制动器之间的联轴器为例进行结构的设计。此联轴器为柱销联轴器，半联轴器和柱销的材料都使用35钢。注销时联轴器的结构设计如图8所示，其机构尺寸见附图。图8 联轴器5.5上水接头结构设计上水接头的轴向总长度为366mm，其中左边小端圆形法

49、兰盘接头的长度为80mm，右边大端圆形法兰盘接头的长度为40mm，中间圆锥短管的长度为246mm，圆锥短管与两个法兰盘接头的连接形式采用焊接方式。上水接头的材料选用40Cr。 上水接头的机构设计示意图如图9所示，其机构尺寸见附图。图9 上水接头结构5.6 整流栅结构设计 18、20整流栅是用在试验台主机入口和出口处，是使液流平衡的设备。整流栅里设置了一组交错排列的导流叶片，使流体通过导流叶片后平稳有序地通过，减少了液流对主机的扰动，同时减少了液流由于转向而带来的压力损失。整流栅的材料选用45钢，其结构简图如图10所示。图10 整流栅结构5.7试验台主机结构设计试验台主机结构剖视示意图如图11所示，总体结构尺寸见附录图。图11 试验台主机结构5.8 本章小结 在上一章中介绍了主要零件的设计以及计算，但是那些计算的尺寸并不能完成零件的加工，尺寸并不是很全。在这一章中 ，简单的介绍了试验台主机中所有的零件和联轴器的结构设计以及它们的图片，并