机械毕业设计（论文）-浮动定子240涡轮钻具涡轮节设计【全套图纸】 .doc

毕业设计：浮动定子240涡轮钻具涡轮节设计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.浮动定子240涡轮钻具涡轮节设计全套图纸，加1538937061 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2.1 涡轮钻具各种方案对比涡轮钻具的结构已为大家所熟悉。涡轮钻具有一个固定的圆筒状外壳，在外壳里固定着定子，定子沿圆周布置的一组叶片形成流道。泥浆泵打出的泥浆在通过定子叶片流道时产生液流力，外壳中央是转轴，转轴上固定有转子叶片，所有转子是用螺帽固定在主轴上的。转子叶片的排列方向与定子叶片相反，液流通过转子叶片流道后改变了流动方向。定子和转子是相互交叉，一个接在另一个后面排列这形成了涡轮钻具的级数，泥浆液不断变换着方向，在定子和转子叶片流道中流动。旋转的转子与固定的定子之间应保持一定的轴向间距。为了支承主轴上的轴向负荷，在涡轮轴上装有止推轴承组，在轴上每隔一定距离就应安放一个径向轴承以防止因轴的弯曲而使定转子发生损坏。为了使涡轮钻具有较好的性能应对比各种方案选择一种比较好的方案。2.1.1 带独立支承节与不带独立支承节方案对比早期的涡轮钻具没有独立的支承节，只由涡轮节的止推轴承来承受钻井时的轴向载荷，但在用涡轮钻具钻井的过程中，由于钻压所引起的轴向推力是不能控制的。因为这种轴向推力主要取决于操作者的操作技巧和地层性质。这个轴向力是非常大的，使涡轮节内的止推轴承很快被破坏降低钻具的使用寿命。所以后来把涡轮钻具的全部止推轴承及下部短节组装在单独的壳体内，形成独立支承节的结构，而把涡轮部分装在另外的壳体内，形成涡轮节结构。使用时，将支承节和涡轮节在钻台上直接相连后再下到井里去。带支承节的涡轮钻具，在使用、运输、和修理等方面有以下优点：1）换修止推轴承时，可在井场直接更换支承节，而涡轮节部分则继续使用，这样就可在井场设备较少的涡轮节，减少了运输整体涡轮钻具的麻烦。2）具有支承节结构的涡轮钻具便于组成不同节数的复式涡轮钻具，从而可以使用较少规格的涡轮钻具，得到不同的输出特性，以适应不同井深的钻井工艺需要。由于止推轴承下移到支承节中，使各涡轮节的主轴不必承受很大的轴向载荷，从而避免了主轴出现纵向弯曲现象，有利于提高涡轮钻具的效率。涡轮钻具支承节使用的轴承有橡胶-金属止推轴承和多联推力角接触球轴承。橡胶-金属止推轴承寿命短，摩擦损失大，降低了涡轮钻具的效率，且不耐高温。因它的价格便宜还有一定的使用空间。多联推力角接触球轴承是采用 55simov 特殊轴承钢制造，其内外圈热处理硬度稍低于钢球硬度。通常采用多列串联式结构，具有承载能力大、耐冲击、结构简单和拆装方便，并能承受双向轴向载荷，摩擦损失小，轴承寿命比橡胶-金属止推轴承长很多，适用于转速低、载荷大、震动剧烈的场合且能耐高温。但价格相对较贵。32.1.2 浮动转子与固定转子的比较浮动转子涡轮钻具的优点在前面(1.3.2)已作了说明。本设计如用浮动转子，则定、转子上的耐磨片必定会占去一部分流道，使钻具的性能下降，另外主轴在转子的冲击下很容易损坏而发生故障。因此，在本设计中采用固定转子方案。2.1.3 独立悬挂和非独立悬挂比较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。一，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。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。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。所以本设计止推轴承放在涡轮轴的下部。二，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。2.2 方案选择以上已经对现有几种方案进行了分析比较，下面就从使用寿命长、结构简单、加工容易、有效功率高等几方面考虑，来确本次设计的最终方案。由前面分析可知固定转子与浮动转子相比较，固定转子涡轮钻具的摩擦损失小、加工容易、而且使用寿命比浮动定子涡轮钻具的寿命要长。所以，用固定转子涡轮钻具这样要满足设计中的扭矩条件。可以采用带支承节、带减速器和带水利制动级的涡轮钻具，但是带减速器的涡轮钻具结构非常复杂，这样就会给加工带来了困难，带水力制动级的涡轮钻具主要靠水力制动级的阻力来降低转速，而由于阻力的存在就使得涡轮钻具的使用效率大大降低，延长了工作周期，经济性不好，使用带支承节的涡轮钻具可根据钻井的要求灵活选择钻具的涡轮节节数，而且对于止推轴承的维护也相对比较方便，可直接互换支承节。同时，使用带支承节的涡轮钻具可以减少涡轮节主轴所受的轴向力。故选用带支承节的浮动转子涡轮钻具。 选择涡轮定转子叶型。可从低速大扭矩角度考虑，即选用环流系数 cz1 。在涡轮钻具的工作过程中，涡轮节的主轴主要受到涡轮节产生的水力负载及转动件的自重作用。轴承可选用金属多联推力角接触球轴承。其布置形式为独立悬挂式，即将轴承布置在涡轮节的上方，这样主轴只受压力作用轴承采用并联分布式分布，这样，每副轴承组因受载荷小，从而延长了使用寿命。另外，涡轮节中的轴承和冷却靠一定量的泥浆来实现。为了避免大固体颗粒进入轴承腔，轴承组之前采用了分流器装置。 通过上面对各种方案的对比本设计选用方案如下： 采用浮动定子和固定转子；支承节和涡轮节分开，涡轮节选用独立悬挂形式，且止推轴承装在涡轮轴的下部，涡轮轴上装定、转子的部位每隔一米左右安装一个硬质合金扶正轴承，止推轴承采用多联推力角接触球轴承，轴承采用开式结构，用泥浆来润滑。3 涡轮钻具性能参数的确定3.1 涡轮节原始参数原始设计数据： 外径：240mm 排量：3545 l/s 功率：120280kw 转速：360480r/min 钻井液密度：10002000kg/m3 额定扭矩：40006000n.m 压降：57mpa3.2 涡轮节主要零部件尺寸的初步确定3.2.1壳体尺寸的初步确定涡轮钻具中最主要的工作元件是涡轮定子和转子。高压泥浆通过涡轮时，分别与定子和转子叶片作用发生动量矩的改变，使液体能量转化为涡轮主轴上的机械能。涡轮钻具是由成百级结构相同的单级涡轮所组成，因此，只要先对一级涡轮中液体运动及能量转化情况进行讨论就可以了解整个涡轮钻具的全部特点。涡轮钻具的外壳两端均有螺纹，其主要作用是固定全部非转动件，并使它们在轴向和径向定位，它必须能承受马达的反力矩，必须能经受由于轴向载荷和横向应力产生的挠曲和纵向弯曲。对外壳进行受力分析可知受轴向拉力和扭矩作用。 由于外壳其机械性能要求较高，因此外壳材料选用具有更高机械性能与更好的热处理性能的合金钢，在此选：42crmo， 壳体壁厚取为：15mm； 外壳的外径为：240mm； 外壳的内径为：210mm； 根据外壳是薄壁管件，并有较复杂的工作环境，受冲击，震动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60o。外螺纹牙根允许有较大圆角，以减小应力集中。 选用螺纹：； 螺纹大径：； 螺纹小径：；（） 螺纹中径： 螺纹旋合长度：； 壳体内径初步确定为：;3.2.2最小轴颈的初步确定涡轮钻具的轴在井下的主要作用为将涡轮级产生的扭矩传递给钻头，以驱动钻头旋转转井，另外轴还承受一定的钻压。因此在设计涡轮钻具的轴时，我们主要考虑它所受到的扭矩，可以认为它为传动轴，应按扭转强度条件计算。轴是由单一的钢棒制成。其尺寸要足以与所有转动件的装配关系，并能把轴向推力和转矩传递到止推轴承和钻头上。（1） 空心涡轮轴 因为主轴主要受到扭矩作用，主要考虑空心涡轮轴的扭转强度： 式中：扭转切应力， 轴所受的扭矩， 扭转截面系数， 计算截面处轴的直径， 内径与外径之比，即，通常取 许用扭转切应力， 由上式可得空心轴的直径： 选取轴的材料为42crmo，由于轴受到扭矩作用，且轴工作时只做单向旋转。所以取。即可得轴颈： 所以取轴上最小处直径：（2）扁平涡轮轴 （33） 考虑到涡轮钻具主轴承载较大，并需要有较强的抗扭作用等一些主要特性，我们初步选用材料为42crmo。因为转子的轴是扁平型的，所以用以下公式 查表：。已知，轴的扁平尺寸根据经验的，将上述涡轮钻具的参数代入式（33）得： 考虑定、转子内径确定主轴为。 查表选用细牙三角螺纹,在轴上加工一个直径100mm，长120mm的轴肩，方便加工螺纹。螺纹的小径；中径；有效旋合长度为100mm。选用材料为42crmo。3.2.3涡轮定转子基本尺寸的初步确定 图1 涡轮定转子 涡轮节壳体外径是根据钻井工艺要求而定，这里涡轮钻具壳体外径是240mm。涡轮壳体的壁厚受强度条件、螺纹连接条件、加工装配工艺要求等因素的影响。综合考虑这些因素的影响。确定其壁厚，这就相应确定了涡轮定子的外径。涡轮副的主要集合尺寸如图1所示。，表示转子轮毂厚度，理论上越薄越好，但受加工条件的限制，一般取。，其选取与相同。，其选取与相同。的大小除满足转子的强度和刚度要求外，还要考虑它对过流面积和过流平均直径的影响，过流面积和过流平均直径的变化将造成叶栅几何参数的变化。因此，应综合考虑这些影响，来确定的尺寸。根据前面对于壳体尺寸以及最小轴径的初步计算，我们初步确定定转子基本尺寸如下： 在已确定外径为条件下， 外壳厚度： 壳体内径： 定子滑动块厚度： 定转子摩擦副厚度：（材料：一半为g60，一半为橡胶） 定子外径： 定子轮毂厚： 定子轮毂： 转子轮毂厚： 转子轮毂： 主轴轴径： 定子和转子轴向间隙： 上级转子与下级定子间隙： 定子与转子径向间隙： 定子和转子轴向叶片轴向厚度： 定子和转子边缘厚度： 可得尺寸： 叶片中心线： 叶片径向长度： 涡轮流道内径与外径的几何平均作为计算直径，即： 叶片的流道厚度3.3 涡轮钻具涡轮定、转子叶栅叶形结构参数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。3.3.1涡轮叶片进、出口几何角的确定3.3.1.1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。3.3.1.2 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3.3.1.2.1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。3.3.1.2.2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）3.3.1.2.3 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，=0.5，=1.3来进行叶型结构设计。由公式（320），（321），（322），（323）有： 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=1.198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。计算（；流道直径）将叶片结构角带入公式（3-6）有级 取k为240涡轮级数求得一级涡轮钻具能产生24.015n.m的扭矩，则一共需要240级涡轮，将其分为两节，每节120级。3.4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3.4.1 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 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 此处已删除，完整版加153893706 根据第四强度理论 轴的材料为，调质处理，。其安全系数为： 故最小轴径处安全。涡轮钻具在制动时，最下面一根涡轮所受的扭矩最大，计算扭矩等于：。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： 故安全。所以所选取的轴的材料和结构都符合要求。6.3.3 涡轮轴径空心处强度校核在轴的下端处，由于存在泥浆通道，如图7所示。需校核该处的强度。计算扭矩m等于：。轴上开槽，以为间隔均匀分布，经过计算取长度100mm，圆弧半径为20mm。校核该面强度： 图10 轴空心部分示意图1)扭转应力：按第四强度理论，得：轴的材料为42crmo，调质处理，。其安全系数为：故该面满足要求。6.3.4 涡轮轴右螺纹空心处强度校核在轴的下端处，由于轴心是中空的，所以需校核该处的强度。计算扭矩。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： 故安全。所以所选取的轴的材料和结构都符合要求。6.4 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。本设计对浮动定子240涡轮钻具涡轮节的结构方案、主要零部件进行了分析计算。在指导老师的帮助下，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，基本上了解了浮动定子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方式。但在进行涡轮涡轮叶片造型设计时，由于自身水平有限及客观条件的不足，对涡轮内部流体运动做了诸多假设，分析得出的结果可能与实际结果有出入。而且由于条件不足，对涡轮内部流体运动做了诸多假设，分析得出的结果可能与实际结果有出入。而且由于条件不足，只使用了相对简单的方法进行设计，没有更复杂更深入的进行分析说明。对我这次毕业设计，训练了我工程设计与研究的初步能力，我基本了解了一个产品怎样从提出设计构想到最后设计定稿，为以后工作，学习和研究打下了良好的基础！我相信在以后继续读研深造的过程中，我会做的更好。参考文献1 许福东、张晓东著，带同步减速器涡轮钻具工作力学与性能仿真，中国地质大学出版社，2004年。2 胡泽明,3fwz-195型带浮动定子涡轮钻具涡轮节的研制， 石油矿场机械，1990，（4）：18。3 万帮烈,李继志编，石油矿场水利机械，石油工业出版社，2001年。4 冯进、符达良.涡轮钻具涡轮叶片造型设计新方法，石油机械，1998年,第28卷,第11期：912。5 赵宁,动力钻具中的滚动轴承组的设计方法研究,钻采工艺,1997年，第20卷，第2期：3842。6 成大先主编，机械设计手册（单行本4），化学工业出版社，2004年。7 法w泰拉斯波尔斯基著，李克向、姜义忠、胡泽明译，井下液动钻具，石油工业出版社1991年。8 冯定、卢运娇、余继华、陈治国、朱木秀,涡轮钻具涡轮节模块化设计方法研究,江汉石油学院学报,2004年3月，第26卷，第1期：119121。9 吴宗泽,机械设计实用手册,化学工业出版社。10 符达良、许福东，近十年国内外涡轮钻井技术的发展水平，石油机械1996（3）：2025。11 符达良、周思柱编，井下动力钻具，江汉石油学院，1992.10。12 胡泽明、刘志洲，涡轮钻具小级高涡轮设计的新发展，石油矿场机