三缸单作用泥浆泵设计

1、三缸单作用往复泵机构分析与设计第一章绪论1.1泥浆泵的应用与发展到目前为止，使用泥浆泵钻井己有一百多年的历史。早期的泥浆泵的功能仅 在于循环泥浆、冷却井底、携带岩屑和在井壁形成泥饼。在四十年代末，采用了 喷射式钻井，以及后来的井下动力钻具钻井，利用高压泥浆的冲蚀力辅助破碎岩 石可以加快钻井速度，利用泥浆的动力驱动井下涡轮钻具也可以旋转钻井，从而 扩大了泥浆泵的功能和使用范围。泥浆泵早期的典型结构是双缸双作用泵，这种泵使用时比较可靠，但是体积 和重量都较大，效率低，压力波动大。随着钻井井深的增加和套管层次的增多， 对钻井泵的排量和泵压提出了愈来愈高的要求。这也导致了泵功率的急剧加大， 泵的重量和

2、外形尺寸也随之增加。为减轻泵重，当时在双缸泵的设计上较大的改 进是以钢代铁和减小泵宽。以钢带铁是用钢板焊接的泵壳代换铸铁泵壳，并将一 些零件改用优质合金钢制造；减小泵宽是应用大直径的滚动轴承作连杆大端支撑， 摒弃悬臂曲拐轴设计。这样，两缸中心距明显缩小。这些都是50年代双缸泵的主要改进之处。当然，除此之外在细节结构上也有不少改进。尽管在50-60年代喷射钻井工艺本身提出了 210 105Pa的泵压要求，但双缸泵的实际持续工作泵压只能达 到150 105Pa左右。限制泵压提高的主要因素是活塞橡胶皮碗的寿命。双缸双作用 泵的活塞是“捂”在缸体里的，冷却散热条件极差。尽管冲次不高，但在高压下 由于活

3、塞皮碗与缸套的摩擦，仍将产生100C上下的温度：再加上与缸套间的各种 磨损作用，皮碗很快老化破裂，不能保证钻井作业的正常进行和使用的合理寿命。 但这种单向活塞和敞口缸套的结构给吸入带来了特殊的问题，即三缸泵的吸入过 程中，只要缸内压力低于当地大气压，空气就可能从活塞背后侵入液缸而破坏正 常吸入。所以，在原则上三缸泵应配置灌注泵，这也是国外通常的做法。三缸单 作用泥浆泵的优点在于体积小、重量轻、效率高、压力波动小，特别适用于钻井。 三缸单作用泥浆泵经过三十多年的不断改进和完善，在性能上、结构上、可靠性、 适应性与经济性等方面，已经走向成熟，使用效果也很显著。在我国，第一台泵是五十年代诞生的，为双

4、缸泵。在七十年代，由于钻井工艺 的试验和推广，引进国外三缸泵及技术。从此开始了三缸泵的研制工作，它在短 短的数年中取代了双缸泵，成为提高喷射钻井水平的关键设备。oo8oo为泵的动力端随主轴一起转动，同时曲柄轴一端相连的连杆 7随着曲柄轴的转动带动连杆另一第二章泥浆泵的工作原理2.1工作原理图2-1往复式泵工作原理示意图10.排出阀11.排出管道通常以十字头为分界线，靠近泵缸一端称为泵的液力端,靠近动力输入一端称动力机通过皮带、皮带轮、齿轮等传动件带动主轴旋转,曲柄轴8以角速度泥浆泵是地质钻探设备的心脏，它是固井、压裂、酸化等作业中的关键设备之一，它在石油化工、煤气化工工程、电站、矿山开采、船舶

5、等行业中也起着重要作用。泥浆泵属于往复泵，往复泵的突出优点是 ：高泵压，泵压不随流量（排量）变化，泵的效率高、并且不随流量变化，能输送高粘度、高含砂量及含磨砺性固体颗粒的液体。同其它类型泵相比，往复泵的缺点是 ：流量比较小，瞬时流量和泵压是脉动的，泵的体积大，易损件较多，维修工作量大。尽管往复泵有上述不足，但是，这并不意味着往复泵有全部被其它类型泵所取代的趋势。今后往复泵发展的趋势是：充分发挥往复泵配套性强，适应介质广泛的优势，充分发挥往复泵在流量较小而排出压力很高时整机效率高及运转性能好的优势，充分发挥往复泵的流量与排出压力无关的优势.当然，要使往复泵不断发展，不仅要充分发挥它的优势，而且还

6、要不断地克服它的缺点该泥浆泵是三缸单作用泵，对单作用泵来说其工作原理可下图简化说明图2 1为单缸单作用泵工作原理示意图。它由滤水器I、吸入阀2、泵缸3（即10、排出管道11等主要零部件组成1 .滤水器2.吸入阀3.泵缸4.活塞5.活塞杆6 .十字头7.连杆8.曲柄轴9.曲柄工作腔室）、活塞4、活塞杆5、十字头&连杆7、曲柄轴8、曲柄销9、排出阀端的十字头6作往复运动，十字头通过与它相连的活塞杆 5带动活塞4作往复运 动，从而实现容腔3的容积有规律地变化。当活塞由泵缸的左端位置（左死点）向右方移动时，活塞左端泵缸容积不断变 化。由于泵缸是密闭容腔，不与外界大气相通，所以左边缸室内压力降低，形成

7、负压（低于大气压力），吸水池中的液体在液面大气压力的作用下，挤开吸入阀进 入泵缸，挤开吸入阀进入泵缸，直到活塞移至最右边位置 （右死点）为止。这一工作 过程称为泵的吸入过程当活塞到达右死点后 （即曲柄转过二rad）工作液停止吸入， 吸入阀在自重和弹簧力作用下被关闭， 活塞向左方（向液力端）移动，这时液力端一 边泵缸的容积缩小工作液受挤压，缸内压力逐渐加大，挤开排出阀，液体排出， 进入排出管道，这一过程称为泵的排出过程。活塞在一次往复过程中，此单作用 泵吸入和排出液体一次，活塞不断循环往复运动使液以体不断吸入和排出。由泥 浆泵的工作过程可以得出：泥浆泵是一个往复泵，它之所以能够实现吸、排液体，

8、是由于活塞在泵头体内作往复运动使泵头体工作腔的容积发生周期性变化，从而 使吸入管产生真空，使排出管压力升高。由于泥浆泵是借助于工作腔容积变化进 行吸、排液体的，所以泥浆泵也是一种容积式泵。2.2泥浆泵的基本结构往复泵由动力端和液力端两大部分组成。动力端的功能，是将动力机的回转 运动转变为活塞（或柱塞）的直线往复运动。它包括传动离合装置、 变速减速装置和 曲柄连杆。它们的相互位置与安排决定着泵的总体结构型式，决定着泵的驱动方 案及结构方案的选择。动力端的主要零部件包括皮带轮，离合器曲轴箱体及其中 的传动轴，齿轮副，曲轴，连杆及十字头滑块。液力端由泵头体、缸套、活塞、 活塞杆吸入阀和排出阀等组成，

9、它的作用是通过活塞在缸套中作往复运动形成液 缸容腔变化，完成能量转化，实现吸入和排出液体。此泵曲轴箱由两极齿轮变速机构和曲柄连杆机构组成。曲轴箱的输入轴和输出轴通过牙钳联轴器对接传动。当曲轴箱的输入轴上的双联变速齿轮分别和曲轴上 的对应齿轮相啮合，曲轴可得到快慢两级转速。加上变速箱的四级变速。曲轴上 总共可获得8级转速，实现8级变速。液力端属于直通式结构，便于制造，装配 精度咼。2.3往复式泥浆泵的变化规律2.3.1曲柄连杆机构及活塞的运动规律往复式泵通常都是通过曲柄连杆机构将原动机的等速回转运动变为活塞的往 复直线运动，并通过活塞将原动机的能量传递给液体。由于曲柄连杆机构的运动特点，决定了活

10、塞的运动是遵循着一定规律而变化的，这种规律又决定着液体在 缸内的运动规律。因此研究流量的变化规律首先要研究活塞的位移、速度、加速 度的变化规律。曲柄连杆机构与活塞的运动情况如图 2 2所示：图2-2曲柄连杆机构与活塞运动情况示意图若曲柄回转中心与活塞中心线位于同一个水平面内，以活塞在泵缸左端终点位置为坐标原点。此时图中角 ，均等于零。当曲柄顺时针转动时，贝朋塞自左向右运动，其运动距离为：x = r(1 - cos )二 L(1 - cos ：)(2 1)式中：L连杆长度，m；R曲轴半径，m ；曲柄的转角；:连杆的摆角。当活塞自右向左运动时，计算式相同，但右边两项之间取“一”号，将cosl值换为

11、三角函数表示则应为L sin ：二 r sin(22)sin ： rsin L(23)cos(24)上式按牛顿二项式展开，可得:1I,.22111.441I,.66,cos =1 sinsinsin -2 8 16(25)活塞的位移，速度，加速度的近似计算方程:x = r(1-cos )(26)(27)2a = r cos(28)往复式泵活塞运动速度 u不是定值，而是每一瞬时都在变化，而且是近似按 正弦规律变化；从上式可知，活塞运动加速度a也是在变化的，它在往复运动过程中，近似按余弦规律变化。以单缸泵为例，它在排出液体过程中，活塞自某时 刻t起，经过时间t，活塞移动距离为Ax，则在t时刻泵的瞬

12、时排量为：nsn/Q=F (sinsin2 )(29)602式中 S活塞冲程，为曲柄半径的2倍。对于三缸单作用泵，其曲柄互成 120度夹角。曲柄回转一周，三个液缸各排 出液体一次，故流量变化曲线图上有三条近似正弦曲线。泵的瞬时流量应是各条 曲线在同一时刻的纵坐标数值之和，如下图所示：图2-3三缸单作用泵瞬时排量曲线活塞的运动规律决定了瞬时流量的变化规律。不同缸数的往复式泵，其瞬时 流量的变化范围不同，产生流量不均匀0第三章 泥浆泵关键部件的设计3.1 泥浆泵主参数的确定主要技术参数：(1)曲轴箱变速： 2 级(2)泵量(L/min) :18、23、28、35、43、53、72、90。( 3)泵

13、压( MPa) : 5.6、 5.6、 5.6、 5.6、 5.4、 4.5、 3、 .2.5；( 4)驱动功率： 5.5kw( 5)缸径： 60mm( 6)活塞行程： 65mm(7)活塞往复次数 (r/min)：38、 47、 57、 70、 87、 106、 147、 181；( 8)驱动方式：电动机离合器 四级变速箱 曲轴箱(刚性轴传动) 。3.2 主要部件设计方案 单作用往复式泥浆泵，绝大多数是采用曲柄连杆传动的。本设计也采用此 种方案，它由动力端和液力端两大部分组成。3.2.1 动力端及其关键部件设计和解决方案 动力端的功能，是将动力机的回转运动转变为活塞 (或柱塞 )的直线往复运

14、动。它包括传动离合装置、变速减速装置和曲柄连杆。它们的相互位置与安排决 定着泵的总体结构型式，决定着泵的驱动方案及结构方案的选择。动力端的主要 零部件包括皮带轮，离合器曲轴箱体及其中的传动轴，齿轮副，曲轴，连杆及十 字头滑块。按离合器的安排形式，动力端的结构方案为：利用拨叉式皮带带动中 间装置上的空转轮和工作轮实现离合。按曲轴箱传动结构方式不同，动力端的结 构方案为：曲轴箱内采用具有剖分式的曲拐轴方案，曲轴箱采用铸铁件。设计曲 轴箱体时，使内部所有零部件安装、检修方便；有良好的润滑条件；加工时应保 证驱动部分零件之间有精确配合，特别要保证液缸中心距的精度要求。曲轴曲轴是泥浆泵的重要部件，本设计

15、中传动轴采用曲拐轴形式。如下图所示：曲拐轴采用球墨铸铁制成，三个曲柄相互相位差为120度，两端与轴承相配合,中间用螺栓与齿轮相连接，传递力和扭矩。因此曲轴是泥浆泵的重要组成部件连杆r严.严 #严.厂 h 严.严，连杆是泥浆泵中重要的连接部件。连杆大头与曲轴相连，小头与十字销相连， 中间部分为连杆体。杆体截面采用工字形。连杆大头做成剖分式，连杆小头用铸 铁制造，显微组织为均匀回火索氏体，正火处理后硬度已达到HB230-280.满足要求。十字头十字头是起导向作用的连杆部件，本设计采用圆筒式结构，如上图所示一边 连接连杆，另一边与活塞杆相连接，它 传递交变应力图3-3 十字头322液力端及其关键部件

16、设计和解决方案液力端由泵头体、缸套、活塞、活塞杆吸入阀和排出阀等组成，它的作用是 通过活塞在缸套中作往复运动形成液缸容腔变化，完成能量转化，实现吸入和排 出液体。液力端中泵头体的设计：采用具有剖分式泵头的结构方案，即每一泵缸 具有自己单独的泵头，再用螺栓连接成整体。这种剖分的单泵头体，体积小、铸 造容易、检修方便。根据阀门箱的布置结构不同，液力端采用直通式结构，这样 吸入阀和排出阀处在同一轴线上，结构紧凑、余隙容积小、质量轻。泵的液缸体 采用灰铸铁铸造，吸入阀、排出阀之间液流通道要短而直，其内径很小。考虑为 减小流道阻力损失，加大拐弯处的圆角，使内壁表面光滑。液缸内的形状不利于 滞留空气。吸入

17、、排出阀靠近缸体，减少了水利损失和余隙容积。方案使吸入、 排出口便于同吸入、排出管道相连。活塞活塞由活塞座、橡胶密封皮碗、压盖及螺帽等组成。橡胶密封部分制成碗型, 只在靠近排出端一侧有唇型密封皮碗，皮碗紧靠在尼龙塑料支撑环上。且为了避 免皮碗与衬圈接触处产生撕裂或剥落，采用由聚酯与合成橡胶为材料的组合式活 塞。如下图所示：图3-4活塞部件1活塞杆 2.活塞座 3橡胶活塞 4压盖 5.缸套6紧定螺母活塞是往复泵一个重要而又易损坏的部件，采用上述设计时可以收到很好的 效果且有以下几个特点：1此活塞设计为可调部件，当皮碗外唇部磨损后，通过调 整压紧装置，使皮碗中间部分压紧，唇部被挤压少许，仍能压紧缸

18、套；2活塞与活塞杆的缩紧装置牢固可靠，运转时不会出现松扣现象；3皮碗损坏后应可以更换，其缸芯部分则可以继续使用；4皮碗唇部形状应有利于自封。活塞杆的设计及其密 封活塞杆是用来把十字滑块传来的作用力传递给活塞，它制成整体式结构。活塞 杆由 40Gr 钢制成，它的密封放在单独的壳体内，有弹性的唇型密封圈组成，并永 钢铁套筒和带两个双头螺栓得法兰压紧。缸套设计及密封：缸套用 45 号钢制成， 正火处理后的硬度为HB200-270，内孔表面淬火硬度为HRC50-60,淬火表层厚度 为1.21.7mm。采用聚酰胺挡圈和有自封性的唇形橡胶对缸套进行密封。 泵阀采用 钢球阀，原因是阀球和阀座直接靠近金属面密

19、封，密封接触面小可以避免液体中 的固体颗粒楔入密封面，它在启动中伴有旋转运动，球面磨损均匀，流道圆滑， 液流阻力小，便于制造，互换性强，拆装方便，便于清洗。阀座又 5Gr 钢制成， 整体淬火，淬硬层厚度为 2-4mm。表面硬度HRC50-55以上，钢球材由合金钢制 成。3.2.3 整体情况动力端的曲轴上装三根相同连杆，连杆与十字头用十字头销轴连接。十字头 的另一端通过丝扣于活塞杆连接。活塞杆通过两层密封圈后进入缸套。曲轴箱内 的传动轴上装一对双联齿轮，可分别与曲轴上的大小齿轮箱啮合，得两组不同的 速度，从而扩大泵的变量范 围。泵头体与缸套做成分离件，钢制缸套裸露于外，用 八根长螺栓把缸套紧固于

20、泵头与曲轴箱之间，在曲轴上有导正套是缸套定位。泵 头端用定位台阶和尼龙垫片，以保证泵头缸套及曲轴箱三者之间在同一中心线上 并使泵头接触处密封。泵头的阀门结构为直通式，泵头的进水，拍水通道为三缸 所共有，分别安装在泵头的上面和下面。每个通道两端结构相同，可以在任一端 接进水管和排水管接。泵头内装六个尺寸相同的阀座，用 40Gr钢制成，压装在泵 头体上。阀座带四个导向爪，并装有钢球阀。缸盖带的短轴头限制吸入阀的升程， 排出阀的升程有泵头体上的阀盖限制。采用橡胶件皮碗，与活塞座及压盖一起装 在活塞赶上，橡胶活塞的直径稍大于缸套直径，产生密封。曲轴箱内采用飞溅润 滑，油面采用量油尺测量，油箱底部安放油

21、螺塞，曲轴箱盖采用铸铁制造。3.3 泥浆泵主要零部件强度校核3.3.1 曲轴连杆机构的受力分析在往复泵中，曲轴连杆机构是把旋转运动变成活塞往复运动的机构。工作中， 作用在曲轴连杆机构上的力有：活塞上的液体压力 ;各摩擦部位（活塞与缸套，十 字头与滑套，连杆大小头的铰点等）的摩擦力；曲轴连杆机构中运动部件的惯性 力以及曲柄上的旋转力矩，这些力均与曲柄转角有关。 下图是单缸作用曲柄连杆机构的受力图：图3-5 连杆受力图作用在活塞上的力为：2 12 6R D2P0.062 5.6 106Pa =15825.6N(3 1)44D-缸套内径mP- 一般取泵的排出压力总摩擦力为Pf与运动方向相反，取Ph的

22、10%15%R=(0.1 0.15) Ph =1582.56N2373.84N(3 2)计算惯性力，首先把曲柄连杆机构的不平衡质量换算到往复运动的十字头销中心和作旋转运动的曲轴中心。连杆的质量分成两部分。一部分集中在十字头销中心其质量为mx ;另一部分集中在曲柄销中心，其质量为 my，若连杆的总质量为mimi=mx + my(33)这两部分质量的重心应和连杆的重心相一致mxh=my ( l - h)(34)h 连杆重心到十字头销中心的距离;l 连杆长度。I 一hmx=m-lII my =m| -mx = （0.30.4） mimy = (0.70.6) mi|曲轴的质量分成三部分。其中不平衡质

23、量为mi和m2见图把mi和mi?换算到曲柄销上的质量为mik :Pmk =mi + m? -（ 3 5）r若活塞组件的总质量为mp，则作往复运动的总质量为msms=mp+ mx（ 36）作往复运动的惯性力为：ls=msa = msr2 （cos : + cos 2 ）（3 7）换算到曲柄中心的不平衡旋转部分的总质量为mrmr =mk+my（ 38）作旋转运动的惯性力其方向与曲柄半径的方向相同Is=mr r 2（ 3 9）此泥浆泵的最高转速为18 r/min小于300r/min，按式1, 2计算后所得的惯性力很小忽略不计作用在十字头销上的力P为：兀 2P=R+ Pf = （1.1 1.13 ）

24、Ph= （1.1 1.15） - D2P（310）4=0.86 0.9 D2P =(0.86 0.9 ) 0.062 5.6 106=（2889.6 3024） N把P分解为沿连杆方向的力P和垂直于液缸轴线的分力NPR=（311）COS :N=Ptg：（ 312）作用在连杆上的力R视角和连杆强度和稳定性的主要依据，力R沿连杆传到曲柄销上又可以分解为两个力：沿曲轴半径的力Pr和垂直于曲柄的切向力T.门sin + P ）T = Rt sin亠，i=pN（ 313）cos PTT切向力和径向力是校核曲轴强度和刚度的主要依据当时曲轴的受力最大2Pmax=Tmax=3024NR =- P =-3024N

25、M=Tr=3024 32.5 10（ 314）=98.28N三缸单作用泵的曲柄互成相位差 ，所以存在一个液缸排液和两个液缸同时排液3的情况当兰时只有一个液缸排液33Tmax=98.28N当0和-时 有两个液缸同时排液33第一个液缸产生的作用在曲轴的力矩为M1 = P r 塑 （ 315）cos P1第二个液缸产生的作用在曲轴的力矩为sin（W2）3cos（：；亠,2） _sin（：；亠,2）M2= P r 3=P r N2（316）cosP2COSP2M k = M1 + M2（3 17）当=时，-1 = -2由Mi和M2两式可知，这时曲轴的力矩最大6M1 = P r =98.28N受到的力P

26、和T也最大连杆负荷二一曲轴的转角180-一连杆转角连杆负荷用力多边形计算I T2 =- F32将作用在连杆上的力绘成力多边形lr -曲轴半径l -连杆的长度I =0.196 m由=0 2号缸处于排出冲程连杆轴承负荷F34F4COSF4 = A Pmax=15825.6NF34 =15825.6=16658.5N应力计算销：crcs =550MPa(318)I )-0. =165MPaV-外拉力 A-销的有效截面积V=16658.5NS-s (max)16658.516658.5,111.06MPa :：: !. .1-(0.0162 -O.OO82)0.001543.3.2齿轮的强度校核泥浆泵

27、齿轮组由大齿轮1 ,小齿轮2,双级齿轮3, 4组成 其中齿轮1与齿轮3 啮合；齿轮2与4啮合有动力段输入的轴功率p=p总 22r -滚动轴承效率 g -齿轮传动效率2 2P = 5 0.995 0.97 KW=4.66KW双级齿轮转速n= 1440 17 18 =128r/min59 58由于要求的曲轴最低转速为38128il 二38= 3.37曲轴的第2转速为47 r/min=2.7128I2 :47Z2乙= 2.7采矿设备使用寿命长，选用齿轮材料 40MnB，表面淬火，齿面硬度4855HRC机械齿轮传动对齿轮精度无特别要求，轴齿轮 8级精度选 Z3=18 乙=Z3 i1 =60.66 取乙

28、=61按齿根弯曲疲劳强度设计2KTY；(Yfs YsadZ2 Th因载荷有轻微冲击K =1.5初选载荷系数Kt =2h =9.55 106 P 丿55 10466 =3.48 105N m12811二1.88 - 3.2() cos :Z1Z21 1-1.88 -3.2()cos18 61=1.55Y . = 0.25 075 =0.73Cf.查表得:d =0.7aF2316aF2316YFa1=2.78Ysal =1.56aF2316aF2316YFa2 =225Ysa2=1.75aF2316aF2316N1N2弘=5.4 108查表得:Yn1=0.85Yn2=0.889=60n 1jLh=

29、60 128 (1 8 300 10)=1.84 10aF2316aF2316由表选Sf m i =125由图按齿面硬度均值51HRC在M线上查得:-F m i n 1” F I i=450MPaGf1Flim1 YN1450 0.85Sf min=306MPa1.25刁F2-Flim2 Yn2450 0.88SF min=316MPa1.25YFa1 沧 -27心=0.0141306aF1aF2316aF2316YFa2 YSa22*18aF2316取YFa1 Ysa1 =0.0141设计齿轮模数aF1将确定后的各项数值代入设计公式，求得:mt 一32KtTY；（YFa1YS爲、3 2 2

30、3.48 100.72 0.141- o） JO=3.8咏10.7 182H Iim1 =H Iim2 =1060MPa，取 Sh l i m=|1H Iim1 =H Iim2 =1060MPa，取 Sh l i m=|1修正mt :二 mt z1 q v 二60 汉1000查表得：3.14 38 1860 1000H Iim1 =H Iim2 =1060MPa，取 Sh l i m=|1H Iim1 =H Iim2 =1060MPa，取 Sh l i m=|1Kv =1.18, K，1.04,K =12K =Ka Kv K K, =1.5 1.18 1.04 1.2 =2.2m 工叱 k =

31、3.8 3 ；2=3.92kt查表，选取第一系列标准模数m =4mm。H Iim1 =H Iim2 =1060MPa，取 Sh l i m=|1H Iim1 =H Iim2 =1060MPa，取 Sh l i m=|1所以齿轮的主要几何尺寸为:di = mz-i =72mm，d2 = mz3=244mm，a = m（z1 z3） =158mmWd d1 =72 0.33 =24mmH Iim1 =H Iim2 =1060MPa，取 Sh l i m=|1H Iim1 =H Iim2 =1060MPa，取 Sh l i m=|1Bi =25mm取 B3=30mm较核齿面接触疲劳强度:Zh Ze

32、-赛打十HH Iim1 =H Iim2 =1060MPa，取 Sh l i m=|1H Iim1 =H Iim2 =1060MPa，取 Sh l i m=|1查得査得，ZE =189.8、MPa,ZH =2.5,Z =0.88按不允许出现点蚀，查得：ZN1 =0.88,Zn2=0.91按齿面硬度均值51HRC在MQ和ML线中间查出H Iim1 =H Iim2 =1060MPa，取SH l i m=H Iim1 =H Iim2 =1060MPa，取 Sh l i m=|1二H1二 Hliml ZniSH min=932MPa二H 2-H limSH min=964MPa将确定出的各项数值代入接触

33、强度较核公式，得:二H =189.8 2.5 0.88 .2 22 275 3.48 價.必73.37225 72=492MPa :二H1接触强度满足。齿轮2和齿轮4设计Z2 =57 乙=22d2 =288 d4=88a = (z2 z4) =158mm2bd4=25mmB4=30mm取 B2 =25mm较核齿面接触疲劳强度:h =Zh Ze Zg匚兰hY bd1u查得，ZE =189.8. MPa,ZH =2.5,Z =0.88按不允许出现点蚀，查得：ZN1 =0.88,ZN2=0.91按齿面硬度均值51HRC在MQ和ML线中间查出H lim1= H lim2 =1060MPa，取Shii

34、m1 H lim1- H lim2 =1060MPa，取SH li m1Gh1二二 Hlim1ZN1 =932MPaSH min刁H2H lim 2Z N2 ccm=964MPaSH min将确定出的各项数值代入接触强度较核公式，得:= 189.8 2.5 0.882 2.2 3.48；24 5621053.682.68=679MPa ：二H1接触强度满足（以上齿轮强度校核参看机械设计谭庆昌赵洪志主编）曲拐直径取60mm,端部直径为48mm对曲轴进行校核许用扭转切应力I l=185MPaM max=98.28NmMxwp(319)M max = Mx=98.28Nm1 3 3Wp=眉 DS .

35、6=0.00004239=4.24 10m16(320)max=仝8.282.32 1064.24 10故满足结束语泥浆泵是石油矿场钻井作业中的关键设备之一 , 它的性能、结构、可靠性、适 应性、经济性以及使用寿命 , 直接影响着钻井质量的好坏。目前国内所使用的各种 泥浆泵设备，对于修井、浅井钻井来说均存在结构庞大、重量太重、移运性差等 诸多缺点，该泥浆泵是针对油田使用现状，克服以上各类缺点而开发出来的泥浆 泵设备。该泥浆泵在动力端的设计时主要借鉴了三缸活塞固井泵的设计方法和结 构，并对其主要的零部件进行了载荷计算、强度校核。而在液力端的设计时主要 借鉴了钻井泥浆泵的设计方法，在结构形式上选择的是可拆分的形式，避免了采 用柱塞型式在泥浆介质中柱塞及柱塞密封寿命过低的问题。该设计对泥浆泵的动 力端齿轮进行了