涡轮钻具涡轮节设计.doc

参考文献前言涡轮钻具是一种重要的井下动力工具，它联接在下部钻具组合（一般直接与钻头联接）中，利用钻井泵泵出的高压钻井液作动力，实施石油钻井作业。其主要特点是将能量集中在井底直接驱动钻头破岩，能量利用充分，机械钻速较高，井身质量好。多年来，国内外许多制造厂商和科研院所都对涡轮钻具的设计，制造和使用做了大量的科研和开发工作，有力地促进了涡轮钻井技术的不断发展。采用新型涡轮钻具钻井,是提高深地层机械钻速和复杂地质条件下的防斜打直所不可缺少的配套设备,也是提高我国石油钻井作业综合技术经济效益的最有效途径.因此,研制的新型涡轮钻具达到产业化规模,使此项新技术尽快推广应用,这对提高我国的钻井工艺水平,降低钻井成本有重大意义.195涡轮钻具涡轮节设计1 国内外发展状况及发展趋势 1.1 国外涡轮钻具发展概况11873年，CGCross在美国提出了第一个涡轮钻具，更精确地说是涡轮-钻头专利。随后，德国柏林的Max Blumerreich设计出了比CGCross的专利更可靠的涡轮-钻头。1894年，M.C,Baker对CGCross的专利做了大量的改进工作。虽然，这些发明都因过分简单化失去了实际应用的价值，但它却翻开了涡轮钻井的新篇章。1923年，俄国工程师M.A.Kapelyushnikov取得了单级减速器涡轮钻具的专利，并在俄国巴库地区用它钻了一口井。接着，1924年，C.C.Scharenberg申请了多级涡轮专利，并在美国加福尼亚，波兰和德国均进行了试验。但由于没有克服转速过高，减速器脆弱易破坏和单级涡轮产生的功率有限等三个方面的问题，试验没有达到预期的效果，未能缩小与转盘钻井在转速方面的差距。1934年，前苏联的P.P.Shumilov,R.A.Loannesyan等开始从事工业用多级涡轮钻具的研制工作。由于其出色的工作，开创了前苏联涡轮钻具钻井的新篇章。但是，止推轴承的寿命较低仍是涡轮钻具的一个薄弱环节。20世纪50年代，尽管美国的一些石油公司，如加利福尼亚的标准石油公司，放弃了涡轮钻具试验研究，而前苏联则加强了涡轮钻具的研究和推广应用，并在某些油田完全转向用涡轮钻具钻井。前苏联涡轮钻具的特点是级数多和采用钻井液开式润滑轴承。其间研制了第一台装有240级的涡轮钻具和第一台取芯涡轮钻具。同时，法国也研制了第一台工业用涡轮钻具，并在Montpellier附近成功地投入了使用。20世纪60年代，美国的Eastman公司采用前苏联技术生产涡轮钻具，并用于定向造斜钻进。法国因北非事件，减少了涡轮钻井的活动范围。这时英国开始研制一种钻井涡轮，虽然投入了大量的资金，但没有达到工业应用阶段。前苏联还在大量生产和应用涡轮钻具，其涡轮钻井总进尺逐年增长，并将用于出口第三世界国家。20世纪70年代，由于海洋石油勘探开发活动的逐年增加，为涡轮钻井提供了新的领域。法国的Turboservice公司将其业务扩展到了地中海和北海。前苏联将其研究工作主要集中在开发适合牙轮钻头转速的低速涡轮钻具方面，开发出了带水力制动级的涡轮钻具和浮动定子涡轮钻具。20世纪80年代，由于适合石油钻井应用的螺杆钻具的研制成功，西方国家涡轮钻具的发展有所放慢，但是研究一直在进行。涡轮钻具在海洋钻井方面的研究和应用也在进行中。涡轮钻具配Stratapax钻头在北海油田钻直井和定向井，可以最大限度地提高钻井指标。钻井所获得的经济利益已确保它能作为钻井作业的一种标准技术。在超深井和海洋钻井中，涡轮导向钻井系统的经济效益更加明显。因此，涡轮钻井系统被称为钻井发展史上的一个里程碑。20世纪90年代以来，国内外的涡轮钻井技术发展迅速。涡轮钻井技术愈来愈受到石油钻井界的重视，其应用也日趋广泛。这期间，涡轮钻井方法仍然是独联体国家油气井钻井最主要的手段。西欧北海油田和中东地区涡轮钻井的进尺逐年增加。1.2 国内涡轮钻具发展概况20世纪70年代，我国开始自行研制涡轮钻具的工作，并研制出了几种低速降压涡轮叶型的涡轮钻具，有的已经达到前苏联20世纪60年代末的水平，但就总体性能来看，还是不够理想。20世纪80年代中期，原江汉石油学院和原华东石油学院合作承担了“七五”国家重点科技攻关项目3FWZ195型带浮动定子的中速大扭矩涡轮钻具的研制。1989年在川东佛耳4井和卧123井进行了现场工业试验，均取得了良好的钻井效果。三个涡轮节工作的寿命超过了281小时，支撑节中轴承寿命达到了100小时，机械钻速比转盘钻井提高了1.52倍。从此涡轮钻井技术在我国蓬勃发展起来。20世纪90年代以来，国内大力发展涡轮钻井技术。在中国石油天然气集团公司的扶持下，原江汉石油学院筹建了专门从事涡轮钻具研究的井下工具研究室。研究室配备有专门的试验厂房，拆装设备和多种大型测试装置，已研制出175无橡胶元件涡轮钻具，240常规复式涡轮钻具和180带同步减速器涡轮钻具等。石油大学也研制成功了240带同步减速器涡轮钻具等。在不断改进的基础上，这些类型的涡轮钻具可以满足批量生产的要求。目前，正向着多品种，系列化方向发展。1.3涡轮钻具和涡轮钻井技术的发展趋势随着油气勘探开发形势的发展，钻井技术在不断发展，推动着涡轮钻井技术水平也在不断进步和提高。综观其发展过程，其发展方向可基本概括为：（1） 提高涡轮钻具单位长度所能产生的能量指标；（2） 提高整个涡轮钻具的工作寿命；（3） 基础理论研究（如工作力学和工作性能研究）的进一步完善；（4） 配套工具，仪器的系列化和工作性能的进一步提高；（5） 涡轮导向钻井技术的完善和提高。总之，要实现涡轮钻具的高效率，长寿命和涡轮钻井的高钻速，低成本，还必须系统地研究涡轮钻具和涡轮钻井配套技术。2 方案论证由于采用了独立的支承节来承受钻具的轴向载荷。因此，涡轮节在设计时就有两种方案。2.1 独立悬挂此方案在涡轮节内也安装一组止推轴承来承受各节水力负载涡轮轴及转子的重量，同时使涡轮轴不能上下窜动。有利于保证定、转子之间的轴向间隙。使涡轮节和支承节在现场对接时很方便，不用计算、调节轴向间隙，对现场的装配技术要求不高。缺点是结构复杂，涡轮节自身的装配复杂，须定期更换止推轴承。目前的涡轮钻具基本采用此种结构。图1 上悬挂与下悬挂示意图止推轴承在涡轮轴的安放位置有两种：一种放在轴的上部；另一种放在轴的下部。如图1所示。从受力情况来看，止推轴承装在轴的下部时在涡轮轴转子的自重及水力压降产生所的力使转子之间趋于相互压紧，能保证转子相对于轴不转动。而放在轴上部时，涡轮轴、转子的自重及水力压降所产生的力趋于使压紧的转子相互松开，不利于保证转子相对于轴的固定，使转子有可能相对于轴转动。2.2 非独立悬挂此方案在涡轮节内只装定、转子及轴，定、转子之间的轴向间隙靠现场装配时与支承节的装配关系来保证。其优点是结构简单，能减小涡轮节的长度，涡轮节能反复使用很长时间。但其致命的缺点是与支承节的装配困难，很难保证定转子之间的轴向间隙。一旦轴向间隙没有调整好就会发生大量定转子互相磨损而报废的重大事故，不利于现场作业。此结构现在已基本不用。本设计采用独立悬挂结构，并且止推轴承放在涡轮轴的下部。3 涡轮钻具性能参数的确定涡轮钻具可以由1个支承节与一个或23个涡轮节组成，而每个涡轮节内通常装有一百多级涡轮。因而，以不同数量的涡轮节组合以及用不同的泥浆泵排量可以获得多种不同的涡轮钻具工作性能（即在不同排量下的输出扭矩，转速，功率和压降）。考虑到不同的钻井工艺条件对涡轮钻具性能参数的要求并不相同，因而在设计涡轮钻具之前，首先应根据使用要求给定涡轮钻具应提供的性能参数。195涡轮钻具主要是用于各油田下入技术套管后在较深部井段进行第三次开钻后的钻井作业以及造斜，侧钻与扭方位等定向井作业。由于三开后的深部井段钻井速度较慢，消耗的钻时远比浅部井段为多，因而利用涡轮钻具配用8英寸金刚石钻头钻井提高三开后的机械钻速对缩短建井周期，降低钻井成本具有重要意义。根据涡轮钻具使用的地区，井深，地层岩性以及所配用的钻头等条件的不同，应具有不同技术性能参数的涡轮钻具。涡轮钻具的工作排量选取为3040，对于硬地层地区，易取下限，而软地层地区则取上限。在涡轮的工作转速方面，为了兼顾PDC及BDC钻头的最佳工作转速，根据排量的大小，选取在360480 rpm范围内。2涡轮钻具的工作扭矩，无论是在软地层还是硬地层钻井，为了能够加上足够的钻压，均要求大扭矩，通常应不低于3000牛米，其制动扭矩不低于4000牛米。为了获得这样大的扭矩，一般应采用由23个涡轮节（每节中装一百几十个涡轮级）组成复式涡轮钻具。3.1 涡轮钻具涡轮定、转子叶栅叶形结构参数的确定涡轮钻具涡轮定，转子叶栅叶形的计算机设计包括定子和转子叶片进口与出口几何角方案的选择，以及叶片的选型计算机设计两部分，其任务是在给定排量下使涡轮能提供预期的扭矩，转速与功率等输出性能，而且要求涡轮本身的效率尽可能高。涡轮定，转子叶片进出口角不同，则在涡轮内液体流速变化的规律也不同，从而会引起涡轮输出扭矩，转速及功率等性能参数发生变化。根据不同钻井条件以及所配用的钻头特点，需要具有高速，中速和低速的涡轮；大排量，中等排量或小排量的涡轮；高压降，中等压降或低压降的涡轮。为此，需要设计具有不同叶片几何角方案的涡轮定、转子。现分别对涡轮叶片结构角与涡轮特性的关系，定子和转子叶片进，出口几何角的确定以及叶片的造型计算机设计三方面进行研究。3.1.1 涡轮叶片进、出口几何角的确定3.1.1.1 涡轮叶片结构角与涡轮特性的关系叶片几何角一定的涡轮具有一定的无冲击工况速度三角形，而一定的无冲击工况速度三形又将表现出一定的涡轮特性1，2，3。定子与转子叶片出口角愈小，涡轮的扭矩与转速愈大，压降也大，属于高速大扭矩高压降涡轮。叶片出口角愈大，则反之。此外，定、转子叶片的弯曲度愈大，涡轮的扭矩愈大，则其水力效率将降低。叶片进，出口角的确定是在给定涡轮工作性能要求的基础上，以欧拉公式和一元流动理论为基础进行的。由欧拉公式1，2，3有： （31） （32） （33）式中 钻井液密度 u周向速度 通过涡轮流道的实际转化能量的流量 绝对速度与在周向的分速。一般地，在设计涡轮前所给出的性能参数都是指在无冲击工况下，亦即涡轮最佳工况下的参数。由一元流动理论，可根据实际排量的大小绘出转子叶片进、出口的速度三角形。见图2。图2 转子叶片进,出口处的速度三角形由转子进口速度三角形可得下列关系式： （34）式中F是垂直于轴向速度的流道截面积，。是叶片厚度影响的断面收缩系数，一般可取0.9。B是流道宽度。当涡轮尺寸和结构角一定时，若一定，则和都是定值，与涡轮转速n无关。而由转子出口速度三角形知 （35）当而变化。设，并将以上得到的和带入力矩公式（31），（32），（33）得 （36） （37） （38）由(36)、(37)、(38)式就可求出速度三角形中各个角度的大小。由速度三角形方程组确定的进、出口角有许多组,在选取时考虑以下几点:1(1) 加工工艺的可实现性;(2) 叶片造型的难易程度;(3) 实际应用中的经济性;当然，为了取得经济性较好的涡轮,应保证其水力效率为最高。3.1.1.2 涡轮的无因次系数涡轮的无因次系数有三个，即轴向速度系数、冲击度系数、和环流系数。这三个无因次系数的大小，不仅可以作为不同涡轮叶片结构的分类标准，而且还可以作为判别和评价涡轮功率、扭矩、压头等工作参数特征的依据。 图3 涡轮钻具液流速度三角形3.1.1.2.1轴向速度系数轴向速度系数是涡轮无冲击速度多边形图中轴向流速与圆周速度的比值，即 （39）它是对涡轮内钻井液运动状况的一种直观描述。已知涡轮内钻井液的轴向分速度为 （310）圆周速度为 （311）所以，轴向速度系数为 （312）在一般涡轮设计中，通常取=0.71.3。并根据值的不同，可按以下标准将涡轮分为两类：3（1）1，为大排量或低速涡轮。随着的增大，速度多边形中平均流速和的倾角随之增大，并近似地与叶型的安装角相符。由（图2）可见，轴向速度系数与涡轮叶片结构之间存在以下的关系，即 （313）式中 定子液流角； 转子液流角； 1定子出口和转子进口处有关参数的注角； 2转子出口和定子进口处有关参数的注角。由此可见，轴向速度系数的大小完全取决于涡轮叶片的结构角。一定的结构的涡轮，具有一定的值。3.1.1.2.2冲击度系数冲击度系数是表征涡轮定子与转子中钻井液状态一致性程度的指标，其基本定义如下： （314）与冲击度系数的关系如下： （315）由此可见，表示了涡轮定转子中压能的分配以及能量的转化情况。下面根据的不同取值情况，进行详细讨论。3（1） 当=0.5时，速度多边形是等腰对称的，定子和转子的叶片形状相同且互成镜像。，定子流道的平均流速与转子流道的平均速度相等，形成等腰三角形。这说明钻井液在定子流道与转子流道各对应点上的相对流速相等，磨粒性介质对叶片表面的冲刷磨损作用相同。（2） 当0.5时，该种涡轮通常称为冲击式涡轮。涡轮轴输出的机械能主要靠定子中的压力降来提供。（3） 当0.5时，该种涡轮通常称为反作用式涡轮。此时，平均速度三角形由等腰向右偏斜，转子中的水力机械负荷比定子大。（4） 当=1时，该种特殊涡轮称为纯冲击式涡轮。此时，涡轮转子中的平均流速垂直向下，与成直角三角形。转子叶片结构角与出口的结构角互补，即，整个转子的叶型相对其中部对称，垂直安置。（5） 当=0时，该种涡轮称为纯反作用式涡轮。定子内平均流速的矢量垂直向下，与构成直角三角形。定子叶片的进口角与出口结构角互补，即，定子的流道是等通道的。利用速度多边形不难看出，冲击度系数的大小也是完全取决于涡轮叶栅的叶片结构，且有 （316）3.1.1.2.3 环流系数环流系数的值不仅可以作为判别涡轮压头、扭矩和功率等特性参数性能的标志，而且也建立了涡轮叶片结构与其工作特性之间的关系。环流系数是在无冲击工况下，涡轮转子出口与进口绝对速度在圆周方向投影之差与的比值，即 （317）在一定流量及涡轮尺寸条件下，涡轮的扭矩与成正比，即 （318）由此可见，标志着涡轮扭矩的大小，是涡轮的动力因数。由以上分析可知，对于两类等功率的涡轮，若环流系数越大，则涡轮的扭矩越大，无冲击工况的转族越低，此类涡轮称为低速大扭矩涡轮；越小，则涡轮扭矩越小，无冲击下的转速就高，此类涡轮称为高速低扭矩涡轮。不难证明，涡轮的环流系数完全取决于叶片的结构角，且有 （319）综上所述，根据给定的叶片结构角，可以作出相应的无冲击工况下的速度三角形图，从而进一步判断出确定涡轮工作特性的三个无因次系数、和，这三个系数完全取决于涡轮叶片的结构角。反之，如果根据涡轮使用特性的要求，先给定、和三个系数，也完全可由此推导出相应具备的叶形结构。公式如下： （320） （321） （322） （323）经过上面的分析与比较，根据设计的需要，我选择先确定涡轮工作特性的三个无因次系数、和，再根据公式（320）、（321）、（322）、（323）推导出相应的叶型结构。经过分析，论证选取=1.2，=0.5，=1.4来进行叶型结构设计。由公式（320），（321），（322），（323）有： 圆整为由于=0.5时，所以也就确定了。现对选定的、和进行修正；由公式（313）有=1.214由公式（316）有由公式（319）有以上设计是合理的。故叶片结构角可以设计为。将叶片结构角带入公式（3-6）求得一级涡轮钻具能产生7.2345N.m的扭矩，则一共需要414.6级涡轮。设计用3个涡轮节，每个涡轮节装140级涡轮。3.2 涡轮叶片造型计算机设计4涡轮定，转子叶型通常为平面叶栅，也就是沿径向各圆周面上叶片形状相同。在进行叶片造型设计时，首先根据涡轮钻具设计参数和叶轮工作理论计算确定流动参数，依据经验数据和公式确定叶片的几何参数，然后选择适合的型线和构造方法设计叶片的吸力面和压力面。叶片的流动参数和几何参数一般在平均过流面上定义，如图4所示.图4 涡轮叶片的流动参数和几何参数3.2.1 涡轮叶片几何参数的确定在流动参数中，和，和是叶片的进、出口液流角。和分别是进，出口绝对速度。和分别是进，出口相对速度。和u分别是轴向速度和圆周速度。在几何参数中，主要有前缘半径和后缘半径、冲角、进口结构角和出口结构角、安装角、叶片弦长b、叶栅距t、进口前缘边楔角和出口边后缘楔角、喉部直径a、叶片转折角、叶片最大厚度等。通常前缘半径和后缘半径。冲角反映进口液流角与进口结构角的差异，=-。一般。叶片折转角推荐=。进，出口边楔角和从加工工艺上考虑，、 。出口结构角比出口液流角小，其差值，在之间。安装角反映叶片的倾斜程度，在轴向流速一定时越小涡轮转速越高。叶栅距t大小与喉部直径a 有关，影响叶片数的多少，叶栅距小，叶片数多，有利于液体能量向机械能的转换，但容易造成喉部直径过小，在涡轮钻具工作时会发生过流通道的堵塞。最大厚度d和其位置a的最佳值选择，根据涡轮的设计经验有 （324）式中参数：，对冲动式叶栅 对反动式叶栅根据国外对涡轮钻具涡轮叶片的设计经验，在这里分别取0.4，0.1。弦长b的值一般由叶片的轴向高度以及叶片的安装角来确定，即： （325）叶片的安装角的大小一般与叶片的进，出口角，叶片的最大厚度和后缘折转角有关，根据涡轮的设计经验有： （326）的值选为，则 圆整为。由公式（325）有：相对节距的大小与所设计涡轮的类型有关，当定、转子对称时，由文献2有： （327）这里取0.8。节距表1 涡轮钻具定、转子结构参数涡轮叶片计算直径涡轮叶片径向长度叶栅喉部通径叶片尾部厚度叶片轴向高度叶栅节距叶片安放角3.2.2 叶栅的计算机设计叶栅的一些基本参数确定之后，就可以在计算机上用AUTOCAD绘制出叶栅的几何图形了。建立图5所示的坐标4，前缘和后缘的圆心坐标。图5 坐标关系示意图选取前缘圆心的坐标为： （328） （329）后缘圆心的坐标为： （330） （331）则前，后缘圆心的坐标分别为（0.8，5），（10.5，11.1）。叶栅叶片的叶盆和叶背型线用抛物线几何作图造型。在叶片前后楔角确定之后，其边为前后缘圆弧的切线。该切线同时也是形成叶片的叶盆和叶背抛物线的切线。具体几何作图如图6所示1。图6 定、转子叶型的计算机设计4 滚动轴承和扶正轴承的设计4.1 滚动轴承的设计54.1.1 轴承类型的选择由于涡轮钻具轴承的受力侧重于轴向负荷。其径向负荷大部分由硬质合金滑动轴承（TC）轴承承担。因此我选用了“多列双向推力向心球轴承”。这种轴承的轴向负荷能力是径向负荷能力的两倍。4.1.2轴承列数、结构参数、几何尺寸的选择由于这种轴承是一种特殊的轴承，无法选用通用机械中广泛使用的滚动轴承。因此我参阅了美国NAVI钻具的几种使用工况相近或相同的类似轴承的结构参数和几何尺寸，运用类比的方法确定出需要设计的轴承的各个参数，见表2。经对比分析计项 目钻 具 轴 承列 数套圈副数10滚动体副数9轴向游隙2.45接触角单列钢球数16钢球空隙度0.808沟曲率半径/钢球直径0.708套圈宽（）38沟曲率半 径外圈（）内圈（）内孔外圈宽（）算，是能够替代国外同类轴承的。表2 自行设计175涡轮钻具轴承各参数表一中个计算数值所应用的参数如图7：图7外圈滚道轴向中心距：内圈滚道轴向中心距：外圈滚道径向中心距：内圈滚道径向中心距：钢球直径：套圈宽度：外圈接触点直径： （41） 内圈接触点直径： （42） 外圈滚道曲率半径： （43）内圈滚道曲率半径： （44）滚道接触点平均直径： （45）接触角，如图8： （46） 图8 图9 图10轴向游隙，如图9： （47） 球心角，如图10： （48） 单列钢球数： （49）取空隙度：， （410）空隙度折合成弧长，钢球之间的空隙。4.1.3 滚动轴承组负荷及使用寿命的计算一般的滚动轴承额定寿命的确定往往是根据不同的机械设备中滚动轴承的工况条件对寿命的要求，参照现有的轴承手册来选取的。不同的机械设备，不同的工况条件，应该根据设计的目标来确定寿命，对于一些特殊行业的机械设备，如矿山机械，石油机械，其工作的负荷往往是变化的，为了确定其滚动轴承承受的当量动载荷，必须先将变负荷转化为定负荷。法国的W.泰拉斯波尔斯基在“井下动力钻具”一书中说到：滚动轴承组的寿命最多几百小时，而且磨损几个毫米也是允许的。在实际中，使用寿命是由经验公式计算的，此处A是止推轴承的结构参数，G是载荷，m是在1到3之间的一个与岩层，冲洗液和转速有关的系数。下面运用已有的有关滚动轴承的载荷及设计公式，对滚动轴承组的寿命进行详细的校核。4.1.3.1 静载荷查钻具使用手册知涡轮钻具止推轴承的受力计算公式为：式中：轴承上的轴向载荷，千牛； 水力载荷，千牛； 水力载荷系数，（这里取9.4）； 钻井液密度，； 涡轮钻具转动部分重量力（转子，主轴，钻头）千牛； 钻压，千牛。由于设计的轴承用在涡轮节上，轴承不受钻压力。涡轮钻具转动部分的重量根据设计实际取为3吨。 （411） 设载荷的轴向分量为，径向分量为，如图11知：图11 （412）由于滚动轴承组的受力方式相似与双向推力球轴承，而且目前没有井下动力钻具滚动轴承组的载荷计算公式及寿命核算方法，因此，我们利用双向推力球轴承的载荷和寿命计算公式来类推滚动轴承组的载荷及寿命。轴向额定静载荷 （413）式中：滚动体个数（每列16个，跑合后有9列轴承工作计）； 钢球直径； 接触角。 轴向当量载荷 （414） 静载荷系数由于本轴承要承受强大的冲击载荷，所以要计算出静载荷系数来进行判断抗局部过大变形的可靠性。 （415）查安全系数=2.5，则因此其可靠性很好。4.1.3.2 动载荷轴向当量动载荷 （416）求值查表得：（以时计）所以。由此查表得：计算轴向基本额定动载荷当时 （417）式中：系数，查表得； 接触角； 一个方向承受负荷的球数（每列16个，跑合后有9列轴承工作计）； 钢球直径。 上述计算公式适于沟曲率半径的轴承，如果，则负荷能力降低，而本滚动轴承组的，这是由于其滚道半径有利于滚珠的运动及其工作环境为磨粒磨损所决定的，因此我们在此不考虑负荷能力降低的因素。4.1.3.3基本额定寿命的计算推力球轴承的基本额定寿命涡轮钻具的转速为。小时额定寿命的修正在第1项中对寿命的计算是适于普通轴承钢和良好工作条件的轴承，井下动力钻具的工况偏离这些条件，应该对寿命进行修正。修正寿命为。式中：可靠性寿命修正系数； 有关材料的寿命修正系数； 有关工作条件的寿命修正系数。考虑的综合影响。取。所以 （418） 小时该轴承组的寿命可以满足该涡轮钻具的工作要求。4.2 扶正轴承的设计涡轮钻具中的金属滑动径向轴承（扶正轴承）即轴承的工况非常恶劣，因此在设计制造过程中，选用碳化钨粉末烧结工艺，使其形成硬的接触表面以抵抗钻井液对它的冲刷，磨损。轴承主要由外圈和内圈组成。内圈与转轴装配在一起并锁紧，外圈与钻具的壳体配装在一起，并通过上下接头压紧在壳体内，具体见图12。图12 扶正轴承5 涡轮节的结构设计5.1 涡轮定、转子的结构设计涡轮定、转子的结构设计如图13所示：图13 涡轮定、转子5.2 轴的结构设计图14 轴轴的前端为花键（具体设计见后面花键的校核），轴的后端为NC26螺纹，螺纹端钻有液流孔，一周三个，成分布，长度为5160。详细的设计见零件图。5.3 壳体的结构设计图 15 壳体壳体的两端为螺纹，螺纹长度都为,总长设计为4740。具体结构设计见零件图5.4 联结轴的结构设计较早的涡轮钻具采用花键轴和短节联接在一起的形式，这样的结构有一个缺点就是实际工作之中花键部分的磨损量最大，在花键达到寿命极限时短节部分磨损却较小，为此，将花键轴和花键轴短节分开，两者之间以螺纹形式联结，这样在花键损坏时只需将花键轴旋下更换即可，操作方便，也节约了成本。联结轴的材料选为，长度设计为，前端为外花键，有效长度为，后端为内螺纹，螺纹长度为。具体结构见装配图。5.5 转换接头的结构设计材料选为，长度设计为，一端与涡轮轴相联结，为NC26内螺纹，螺纹长度为120；一端为内花键，有效长度为。具体结构见装配图。5.6 上短节的结构设计材料选为，一端与壳体联结，为外螺纹，螺纹长度为150；一端与保护接头相联，为NC70内螺纹，螺纹长度为110。长度设计为。具体结构见装配图。5.7 保护接头的结构设计材料选为，与壳体相联，为NC70内螺纹，螺纹长度为110。长度设计为，具体结构见装配图。5.8 下短节的结构设计材料选为，一端与壳体相联结，为外螺纹，螺纹长度为150；一端与保护接头相联结，为NC70外螺纹，螺纹长度为100。长度设计为，具体结构见装配图。5.9 整个涡轮钻具涡轮节总长设计经过上面的设计，整个涡轮钻具的总长设计为：6 主要零部件强度计算与校核6.1 转子系统装配预紧力及上紧扭矩计算6.1.1 转子系统预紧力计算在装配时，先将转子系统装在轴上，然后将花键轴螺纹联接在轴上，通过花键轴压紧转子系统，实现转子系统轴向定位。简化的转子系统如图16所示，转子套受到压力，轴受到拉力。为了涡轮马达正常工作，还要求转子系统各元件在工作时不发生相对转动，因此花键轴对转子系统的压紧力必须满足产生的静摩擦扭矩大于每根涡轮节工作时产生的最大扭矩。压紧力由下式计算：图16 （61） 式中为钢对钢的摩擦系数，和分别为转子套的外径和内径，为工况系数，工作液密度修正系数，(N.mm)，取和。由上式得： 6.1.2 转子系统上紧扭矩Mz计算 轴系上紧扭矩由下式计算 （62） 式中为螺纹升角，为摩擦角，为螺纹中径。和由下列两式分别计算： （63） （64）式中为螺距，为三角螺纹的牙形角。根据设计,花键轴螺纹为，其中径。因此，。为： 6.2 定子系统装配预紧力及上紧扭矩计算6.2.1 定子系统预紧力计算 在装配时，先将定子系统装在壳体内，然后将上、下接头分别通过螺纹联接在壳体两端，通过上、下接头压紧定子系统，实现定子系统轴向定位，如图17所示。此外，为了涡轮马达正常工作，还要求定子系统各元件在工作时不发生相对转动。因此，接头对定子系统的压紧力必须满足产生的静摩擦扭矩大于每根涡轮节工作图17时产生的最大扭矩。压紧力由下式计算： （65）式中为钢对钢的摩擦系数，和分别为定子套的外径和内径，为工况系数，工作液密度修正系数。，(N.mm)，取和。为： 壳体受到拉力作用，定子套受到压力作用。因此，定子系统总变形等于套的压缩变形和壳体的拉伸变形之和。和分别由下列两式计算： （66） （67）为了保证各涡轮定、转子间的间隙基本相同，客观上要求定子系统的总变形量等于转子系统的总变形量。如果按定子系统的总变形量等于转子系统的总变形量，则等于： （68）式中和分别为定子套和壳体材料的弹性模量，为定子套环形面积，为壳体的环形面积，拉伸段或压缩段的轴向长度，设计中。定子套的材料为，外径内径，。壳体的材料为，壳体的外径，内径，。为： 对比两种情况计算的预紧力，可见前者大于后者，取定子系统的预紧力等于1878260N。6.2.2 定子系统上紧扭矩MD计算 设计中，壳体的螺纹为，其中径。因此，。则为 （69） (N.mm)6.3 壳体的强度计算涡轮钻具在工作时，最上面一根涡轮的壳体承受全部水力载荷和反扭矩，反扭矩等于(N.mm)。每根涡轮节产生的压降为，则作用在壳体上的总水力载荷。壳体受到的拉力包括预拉力和总水力载荷。具体受力分析如图18所示。（a） 静态时（b） 动态时图18 壳体受力分析图6.3.1 静态时静态时壳体受拉力和预紧力。外径为，内径为。由拉力产生的拉应力为： （610） 由预紧力产生的扭转剪应力为： （611） 根据第四强度理论 （612） 壳体材料为，调质处理，。其安全系数为： （613） 轴的设计安全。6.3.2 动态时外径为，内径为。由拉力产生的拉应力为： （610） 正常工作时，壳体受到的反扭矩为25920N.mm，由反扭矩产生的扭转剪应力为： （611） 根据第四强度理论 （612） 壳体材料为，调质处理，。其安全系数为： （613） 所以壳体的设计达到要求。在壳体两端有的螺纹，需校核该处的强度。壳体受到的拉力包括预拉力和总水力载荷。为螺纹直径，由拉力产生的拉应力为： （614） 由计算扭矩M产生的扭转剪应力为： 根据第四强度理论 壳体的材料为，调质处理，。其安全系数为： 所以螺纹的设计达到要求。预紧力校核如下： 6.4 轴的强度计算涡轮钻具在工作时，最下面一根涡轮轴输出钻具的全扭矩，计算扭矩等于(N.mm)，而装配时的上紧扭矩为14661.8N.mm，故计算扭矩。拉力以预拉力为主，计算拉力近似为。具体受力分析如图19所示。（a） 静态时(b) 动态时图19 轴的受力分析图根据上面的受力图分析可知：只需要校核动态时轴的强度就可以了。由拉力产生的拉应力为： （615） 由计算扭矩产生的扭转剪应力为： 根据第四强度理论 轴的材料为，调质处理，。其安全系数为： 轴的设计达到要求。在轴的下端，由于存在泥浆通道，需校核该处的强度。取拉力为预拉力，计算扭矩等于(N.mm)。拉力产生的拉应力为： （616）式中为螺纹根部直径，为过流通道直径。，。 由计算扭矩产生的扭转剪应力为： 根据第四强度理论 轴的材料为，调质处理，。其安全系数为： 流道处的设计达到要求。预紧力校核如下： 6.5 花键的强度计算由于轴的直径为，所以矩形花键选用 ，。材料为,齿侧表面要求表面淬火，。对于动联结，其挤压应力由下式计算： （617）式中：传递的扭矩，（N.mm）; 载荷分布不均系数，一般取； 键数； 键的工作长度； 平均直径，； 键侧面的工作高度，。 所以花键的设计是可行的。结束语本科毕业设计作为本科教育的一个很重要的环节，从设计的一开始我就深知其重要性，所以从拿到设计课题那一天起，我就以一种极其严肃认真的态度在对待。经过近三个月的努力，我终于完成了此次毕业设计。在这次设计中我学到了很多关于涡轮钻具和涡轮钻井的知识，基本上了解了带支撑节的涡轮钻具的工作特点，方式，方法和钻井过程；同时也把大学四年学到的专业知识来了一次系统的梳理，也学到了以前在课堂中没有学到的知识和思维