毕业设计（论文）-9000米钻机配用的2200马力的泥浆泵.doc

目 录1 绪论11.1 钻井泵在钻井作业中的作用与意义11.2 钻井泵工作状况及设计特点简述21.3 钻井泵国内外发展现状与趋势31.3.1 钻井泵发展历程31.3.2 钻井泵目前发展现状及分析41.4 泥浆泵的发展趋势及存在的问题61.4.1发展趋势61.4.2 现有泥浆泵存在的主要问题61.5 本次设计的意义61.6 本文研究的内容62 2200马力泥浆泵的设计计算82.1 泥浆泵机泵参数的确定82.1.1 原始数据：82.1.2 基本参数确定82.2 传动方案的确定102.3 电动机的选择112.3.1 电机类型的选择112.3.2 选择电机容量112.3.3 确定电机的转速122.4 计算传动装置的传动比，并分配传动比。122.5 齿轮的设计计算132.6泵外链传动的设计计算172.6.1选择链轮的齿数172.6.2确定计算功率172.6.3计算中心距182.6.4计算链速确定润滑方式182.7 曲轴连杆和传动轴系统受力分析182.7.1 初估各个零件的计算质量182.7.2 曲柄连杆机构的运动分析192.7.3 活塞-十字头和连杆的受力分析212.7.4 曲轴的受力分析242.7.5 传动轴系统的受力分析272.7.6 曲轴结构的选择282.8 轴、轴承和键的计算282.8.1 泵的输入轴的计算282.8.2 曲轴的轴径尺寸的确定302.8.3 传动端轴承的选用和寿命计算302.8.4 键的校核322.9液力端的结构设计332.9.1 缸套，活塞，卡箍332.9.1 柱塞，缸套332.9.1 阀盖和阀总成333 经济性分析344 结 论35参考文献36致 谢37附录1 动力端受力分析计算程序38附录2 泥浆泵使用说明书421、启动前的准备工作及启动421.1启动前的准备工作421.2泵的启动422、泵在运转中的注意事项443、泥浆泵安装及维护453.1泥浆泵安装453.2泥浆泵维护453.2.1每天的维护保养453.2.2 每周的维护保养463.2.3每月的维护463.2.4每年的维护保养46471 绪论1.1 钻井泵在钻井作业中的作用与意义 使用旋转钻井钻石油、天然气井的作业中，钻井泵用于输送钻井液泥浆，使其循环流动进行洗井。所以钻井泵通常被称为泥浆泵。按其工作的重要性，又将其比拟为钻机的心脏。典型的旋转钻机循环系统图如下图1-1所示:1-水龙带；2-立管；3-钻井泵；4-泥浆筛；5-泥浆罐；6-回流管； 7-钻头；8-环形空间；9-钻杆；10-防喷器；11-方钻杆；12-水龙头；图1-1 旋转钻机的泥浆循环系统泥浆自泵排出后，首先通过立管、水龙带水龙头和方钻杆等地面管汇，再流入钻柱内孔。然后自钻头水眼喷出，经钻柱外与井壁之间的环形空间返至地面泥浆罐。泥浆循环是旋转钻井过程中的关键作业，主要有以下作用：（1） 清除井底的岩屑并将其经由环形空间携至地面；（2） 在井壁上造泥饼，防止井壁坍塌；（3） 平衡或控制已钻开的井段中的油、气、水层压力，防止井喷；（4） 处理井下复杂情况。如遇裂缝地层时泵入填堵材料，遇卡钻时泵入原油、柴油解卡等。（5） 冷却钻头，润滑旋转的钻柱。11.2 钻井泵工作状况及设计特点简述与目前在工业界中应用较广泛的其他往复泵相比，钻井泵的作业条件有所不同，简述如下：（1） 排量和功率大。在机动往复泵中，常用的化工用泵、计量泵、高压液压泵等的排量为220l/s,功率至多550kw。钻井中在环形空间中有足够的上反速度和钻头水眼上有足够的压力降，一般要求钻井泵单泵有3050l/s的排量，而功率最大的钻井泵已达2205kw。（2） 钻井泵持续工作于野外，并经常移动运输。安装时不可能配有讲究的基础，所谓的泵房至多不过是一架简易的顶棚。环境条件与维护保养条件极差。这种条件不但无法与固定在厂房里的泵相比，甚至也不能和固井压裂泵相比。固井压裂泵虽然也在井场工作，但可以较安稳的安装在重型汽车上，在野外工作数小时后即可回基地检修。（3） 泵输送的介质是泥浆，其中含有碱、酸等腐蚀成分和岩屑等固相成分。所以，钻井泵液力端的零件在工作时经受介质的腐蚀，磨砺和冲蚀。上述的基本工作条件又为钻井泵的设计带来以下的特点：a. 冲次低。中、大功率双缸钻井泵的冲次为6065min,三缸泵的使用冲次为90120 min。在机动往复泵中是最低的。冲次难以提高的首要原因在于钻井泵的功率和排量很大，安装条件又差，故对因冲次的提高引起的冲击、震动较为敏感；此外，易损件的寿命和吸入条件也是限制冲次提高的重要因素，例如，即使在有喷淋水冷却的条件下，橡胶活塞皮碗的运动平均速度一般需控制在0.9m/s以下。低的冲次要求动力机和曲轴连杆机构之间的传动比大，传动环节多。b. 钻井泵不但排量大，而且泥浆具有一定的粘度。有时还需在泥浆中混入纤维状或片状 、粒状的堵漏材料。因此，钻井泵除要求吸入、排出管线有较大的流道面积以外，还要求有较大的阀座孔流道面积和阀升程。钻井泵的阀座孔流道直径为100mm左右，阀升程为20mm左右，这比其他种类的往复泵要大得多。这一特点首先决定了钻井泵的泵阀开启、关闭滞后角较大，打1020，这对容积效率和吸入管中的惯性水头只有较大的影响。其次，阀盘直径大，其上受的总液压力也大。其结果，一是恶化了面积有限的阀体阀座接触面的受载；二是阀体为了具有足够的强度必须做的比较厚实，增大了他的质量和惯性，这也是不利于提高泵速的因素之一。c. 外型尺寸大。泵的排量决定于冲次、活塞直径和冲程长度，钻井泵的排量大而冲次低，因而必须加大活塞和加长冲程。按它的外型尺寸和重量，钻井泵为往复泵中的巨型泵。d. 钻井泵是在环境条件很差的野外工作，他的某些结构设计也反映了这一点。主要一点是在传动端全部采用滚动轴承而避免采用液体润滑的高压比压滑动轴承。在曲轴连杆机构中，由于不采用滑动轴承，曲轴只能在两端简支，三个曲拐之间没有支点。这一方面减弱了曲轴的强度和刚度，另一方面又将泵内减速齿轮置于两个曲柄之间而不是靠近轴承。而在一般减速箱的设计中，要求齿轮尽可能靠近轴承。以保证较好的啮合。e. 由于泵输送的介质具有腐蚀性和磨砺性，再加上矿场维护保养条件差，钻井泵液力端的易损件寿命比之于其他行业的应用比往复泵都要低。设计泵时必须要考虑装卸易损件方便。1.3 钻井泵国内外发展现状与趋势1.3.1 钻井泵发展历程 一般认为，1901年在美国德克萨斯州的斯宾尔托普（spindletop）钻出的那口约1100ft（336m）深的有商业价值的石油井是近代油气工业旋转钻井史的起点。当时，钻井使用的是类似于双杠双作用活塞式蒸汽泵，泵压为17.310pa。这种泵不是专业为输送泥浆设计的，而是一般的供水用泵。但是在1971年生产的蒸汽泵已是专门设计的钻井泥浆泵了。其蒸气活塞直径为254305mm(1012in),泵的活塞直径为1500mm左右，冲程为305356mm，最高泵压和功率分别可达410pa和48kw，最高理论排量为23l/s。这种泵的泵头既是今天双杠双作用钻井泵液力端的邹型。其主要不同之点在于当时的泵阀还是平板阀。这种泵一直使用到30年代。蒸汽泵的动力来自锅炉产生的蒸汽。但在矿场，锅炉的使用和运输都不方便。因此，蒸汽钻井泵逐渐被内燃机驱动的机动泵所代替。1962年生产出双缸双作用机动泵，当时这类机动泵的最大活塞直径为170mm，冲程为457mm，功率为110147kw，最高泵压可达（100125）10pa。这种泵的设计和现在的双缸双作用泵已相当接近了。其液力端已经使用了锥形阀，传动端内有斜齿的减速齿轮、偏心轴、连杆和十字头，采用了密封的飞溅润滑，液力端排出管口装有空气包，但连杆大端还使用滑动轴承。到三十年代中期，由于泵的载荷越来越大，钻井泵才采用了全滚动轴承设计。但当时没有大直径的滚动轴承，所以主轴大多采用悬臂式曲拐轴方案，连杆大端的滚动轴承内圈固定在曲拐销上。5060年代在中国矿场广泛使用的仿苏y8-3泵就是这样的结构。随着钻井井深的增加和管套层数的增多，对钻井的排量和泵压提出了越来越高的要求。在二次世界大战前，主要强调提高排量。大型双杠泵的冲次在20世纪内一直是6065min,为加大排量只有增大缸套内径d和冲程长度s在30年代中各公司都推出了s=508mm(20in)的泵，d达203mm(8in)。二次大战后，泥浆性能有所改进，同时展开了喷射钻井技术的研究和发展工作。这时，钻井作业者要求提高泵压。从40年代末到50年代中期，喷射钻井泵的研究和实践提出了15021010pa的泵压要求。40年代末钻井泵的功率比30年代末翻了一番，达到600kw。同时，大部分公司把泵的最大冲程长度降回到457mm(18in)。泵功率急剧加大，泵的重量和外型尺寸也随之增加。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。以钢代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，摒弃悬臂曲拐曲轴的方案而采用两端简支的偏心轮轴设计。这样，两缸中心距明显缩小。这些都是50年代双杠泵的主要改进之处。当然，除此之外，在细节结构上还有不少改进。当时比较流行的是一种采用简支偏心轮轴设计的双缸泵，功率为440kw。他比前面叙述的330kw曲拐轴的功率大，但缸间距从1470mm缩小到490mm。在60年代开发的三缸单作用泵，继承了用大直径滚动轴承作连杆大端支撑、曲轴两端简支的设计思路。尽管在5060年代喷射钻井工艺本身提出了21010pa的泵压要求，但双缸泵实际持续泵压只能达到15010pa左右。60年代初，急需设计制造一种泵压能适应喷射钻井工艺要求，同时体积小、重量轻，能满足当时海洋、沙漠钻井的安装运输条件的钻井泵。各个公司都做了大量研究开发工作。其中目标比较集中的是将用于固井裂压的三缸柱塞泵改型为钻井泵，应为它正好能满足上述要求。在研制的开始阶段，问题任发生在机械能转化为液压能的界面上在泥浆介质中柱塞及柱赛密封的寿命过低。在这时，一组“单作用活塞敞口缸套喷淋水”的设计起了关键作用。它是钻井泵史上代表一个新时代的三缸单作用活塞式钻井泵。于60年代末诞生，并在数年内在大中马力范围内完全取代了双缸泵。由于喷淋水的冷却、润滑和清洗作用。使活塞皮碗能在21010pa的工作压力和0.9m/s的平均速度时有200300h的合理寿命。三缸泵比之双缸泵，出泵压高、重量轻以外，还有易损件数量少、机械效率高、排量不均匀程度小等优点。在80年代，受石油价格大幅下跌的影响，钻井技术和钻井设备的发展都受到抑制。在三缸泵的设计、制造中应用新技术、新材料并不多。受一度开展的高压钻井技术研究的影响，美国油井公司推出了带有经自增强工艺处理的阀箱的新型泵，但因石油业的不景气，并没有获得所期望的影响。1.3.2 钻井泵目前发展现状及分析目前，钻井泵的功率正随着钻井深度的增加与喷射钻井的需要，向着大排量、高功率方向发展。钻井设备制造商开发出了性能更好，体积更小，质量更轻的泥浆泵，以满足承包商适应各种钻井工况的需要。目前，世界各国都在大量研究和使用三缸单作用泥浆泵，并且都是朝着大功率、长冲程、大缸径、高泵压的技术方向发展。国外对钻井泵的研究早、技术精、产品系列齐全，尤其以美国的技术最为先进，俄罗斯和罗马尼亚次之美国的钻井泵大多采用三缸单作用泵，生产厂家主要有letourneau ells williams 公司、ideco 公司、emsco公司national-oilwell 公司等。大多数美国三缸单作用钻井泵的液力端、阀箱采用l 形；阀箱的吸入阀和排出阀是分体结构；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；曲轴采用直轴与偏心轮一起铸造的结构；采用调心球轴承；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api 标准；辅助工具齐全。俄罗斯的钻井泵系列俄罗斯的三缸钻井泵起步较晚，发展较慢，但其三缸泵也已形成系列。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，而是一体式液力块；吸入阀采用液力压紧装置。排出阀用冠形螺纹压盖压紧。阀盘以锥面和端面与阀座接触。活塞与缸套间有独特的水封装置，喷淋冷却管有铰链装置。缸套采用离心浇铸的双金属毛坯或双金属轧制钢管制造。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。 三缸单作用泥浆泵虽然是目前国外的趋势，但是，这种泵也有其本身无法克服的缺点，目前国外已开始研制一些新型的钻井泵，如：新型液压驱动双作用钻井泵、新型液压驱动三缸钻井泵、mud-master 液压驱动钻井泵、偏斜曲柄连杆机构钻井泵、新型hd 系列三缸钻井泵、六角形无脉动钻井泵等。这几种新型泵的技术还不成熟，目前仍没能得到广泛应用我国的泥浆泵是从1960 年代开始，由引进美国技术发展起来的。当前，我国生产石油钻井泵的单位主要有宝鸡石油机械有限公司、兰州兰石国民油井石油工程公司等单位，其生产的系列三缸泵己经能基本满足我国大部分油田钻井的需要，并有部分出口。宝鸡石油机械有限公司已有40 多年设计和制造泥浆泵的史生产的f-500、f-800、f-1000 泵达到了美国ltv 公司的技术要求，其特点为:无退刀槽人字齿轮传动；合金钢曲轴；可更换的十字头导板；机架采用钢板焊接件；中间拉杆盘根采用双层密封结构，动力端采用强制润滑和飞溅润滑相结合的润滑方式。f 系列三缸泵具有冲程长、冲次低的优点。为了满足油田高泵压和大排量钻井工艺的要求，宝鸡石油机械有限公司还自行设计和制造了f-1300、f-1600、f-1600hl、f-2200 和f-22oohl大功率高压泥浆泵。兰州兰石国民油井石油工程公司是中美合资经营企业，生产的泥浆泵主要有p 系列、f 系列和3nb 系列。其中的3nb 系列泥浆泵具有以下特点: 动力端壳体为钢板焊接结构，焊后消除内应力；动力端传动齿轮为渐开线齿形；曲轴为空心的整体铸件；动力端润滑为飞溅润滑；液力端吸入、排出法兰符合ansi 和api 规范；活塞杆与介杆间采用卡箍连接；阀腔孔的底部带有台阶，防止阀座下沉；活塞和缸套由一个独立的喷淋泵装置冷却和润滑。该公司生产的n3b 系列三缸泵符合api 规范，功率从5oohp 到1600hp，广泛用于各大油田。总体来说，我国对石油钻井泵的研究起步较晚，但通过技术引进、自主研发，我国与国外先进技术的差距正在逐步缩小。1.4 泥浆泵的发展趋势及存在的问题1.4.1发展趋势随着石油化学工业、机械制造工业、造纸、食品、医药、化学分析等发展，对往复泵（包括计量泵、隔膜泵等）的需求日益增加，同时，行产的发展对往复泵提出更高的要求：1. 一方面要求往复泵向小流量、微流量和高压、超高压领域发展，另一方面也向高压大流量、大功率方向发展。2. 要求往复泵的体积小、重量轻、寿命长，这主要是要求提高往复泵的转速以及解决提高转速后出现的各种问题。3. 要求往复泵更好在适应各种介质的性质和状况。1.4.2 现有泥浆泵存在的主要问题 （） 钻井泵重量大，难以适应现代轻便钻机的要求，制约着钻机的移运性。（） 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。（） 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，难以满足钻机高可靠性要求。（） 缸套寿命短，难以满足钻机高效率要求1.5 本次设计的意义随着我国石油工业的发展，使得石油钻探工作不断向深层油藏发展，这样迫切需要大功率泥浆泵提供循环泥浆。为了满足钻井需要，设计2200马力钻井泵是非常必要的。大功率的泥浆泵具有很大的市场前景。1.6 本文研究的内容本研究是在前人设计大功率钻井泵的基础上，从全面改善现有泵工作特性的目标出发，研制和开发新型的高压泵。2 2200马力泥浆泵的设计计算进行泵的受力分析和常规理论计算，分析并计算泵各零件的受力，为结构设计打下基础，以便进行泵结构的尺寸设计。2.1 泥浆泵机泵参数的确定2.1.1 原始数据： 1. 泵功率：1640kw（2200hp） 2. 冲程：356mm 3. 额定冲数：105 r/min 4. 最大排量：77.65 l/s 5. 最高工作压力：52 mpa 6. 液力端形式：l型液缸2.1.2 基本参数确定 泵压、排量、冲次、冲程长度和活塞推力是钻井泵最重要的参数。这五个参数在加上泵压和排量的乘积功率，共六个参数是钻井泵的基本参数。(1) 排量 钻井泵的排量取决于钻井工艺的要求，大多数情况下，主要是喷射钻井水力计算的结果本次设计原始数据中给出最大排量q=77.65 l/s (2) 泵的额定功率 泵的额定功率可以定义为泵工作于额定冲次时输入功率的名义值。由原始数据可知三缸泵的额定功率n为1640kw。（3）泵压主要是选定一台钻井泵的最高排出压力，即这台泵的最高设计压力，它主要取决于钻井工艺的需要和液力端密封的耐压极限。 由 (2-1) 式中 n泵的额定功率 q在额定冲次时n时对应于某一尺寸缸套的理论排量; -对应于同一缸套的最高泵压；=（3） 冲程和冲次 原始数据已经给出。（4） 额定柱塞推力 柱塞力与柱塞摩擦力f并为柱塞推力f. 从理论上而言，活塞与缸套之间的摩擦力f可以用下面简单的公式计算f=fpdb式中：柱塞皮碗与缸套之间的滑动摩擦系数。参考文献当温度为18100c时，=0.060.17。考虑到三缸泵有喷淋水冷却。可取=0.1； b接触面的轴向宽度。按sy513886制造活塞皮碗b2，b，d的单位均为mm。实验观察表明f的大小还收受活塞和缸套的实际过盈量，接触面内液体的从在情况和接触面温度等的影响，变动较大。载满负载的条件下，f约为介质压力pa的4%8%。本次设计取f=0.06pa。柱塞推力f的直径最大值就是泵的额定柱塞推力f =1.06a (2-2)由于 q (2-3)泵的额定功率冲次，l/mina 柱塞的截面积，m;s泵的冲程，m;那么最大缸套直径所以（5） 选定使用的最大缸套和最小缸套，编制工况表 冲次值从额定冲次起，约至0.5止。间隔为十次或二十次，在sy513886中规定钻井泵可配备d=130230，每级缸套级差为10mm，按缸直径逐级减小计算泵压和排量。使泵在最小缸直径工作时，即使工作于额定冲次下，泵的功率也可能低于额定功率。工况表中的水功率等于泵压乘以理论排量（即输入功率的90%），未考虑容积效率，这是一种习惯算法。f2200泵的工况表编制如下表：2200马力三缸单作用泵工况表 n=1640kw s=-356m缸径（mm）230220210200190180170160150140130泵压（10pa）190208228251279310348393447513520冲次输 入功率kw(ps)水功率kw理论排量（l/s）1051640(2200)1470(1980)77.6571.0564.7358.7153.0047.5642.4237.5833.0328.7724.81951483(2004)1335(1840)70.2564.2758.5653.1247.9443.0338.3834.0029.8826.0222.44851327(1796)1194(1614)62.8657.5152.4047.5342.9038.5034.3430.4226.7423.2920.08751170(1581)1054(1424)55.4650.7446.2341.9437.8533.9730.3026.8423.5920.5517.72651015(1372)913(1234)48.0743.9840.0736.3532.8039.4426.2623.2620.4517.8115.3555859(1161)773(1045)40.6737.2133.9130.7522.7524.9122.2219.8617.3015.0712.992.2 传动方案的确定 目前，国内大型泥浆泵的驱动方式采用的都是柴油机输出端通过万向联轴器连接齿轮的变速箱，变速后带动联动机组，联动机组再通过皮带带动泥浆泵。在这种情况下，如果不改变泥浆泵的缸套和活塞尺寸，调整泵排量和扬程，那只能改变柴油机的转速，而国产柴油机其变速范围较窄，转速调整过大则影响其输出功率。因此，普遍采用改变缸套直径尺寸来实现排量的调整。但这种方法使得缸套尺寸增多，备用件增加，库存材料增加；缸套活塞来回拆卸影响其使用寿命，频繁更换缸套活塞还影响耐磨板及其关键零部件的使用寿命，更换活塞缸套增加了劳动强度，延误了正常钻井时间，增加了井下得不安全因素，正常活塞缸套尺寸并不能完全满足钻井的要求。本次设计采用变频电机带动泥浆泵工作，即可实现无极调速，泵的排量可以在允许的范围内任意改变。上述的缺点基本可以消除。参考各种大型钻井泵工作原理，此泥浆泵泵内传动基本与其相同，本次设计由于是大功率传动，采用人字齿传动。由于此次设计功率较大，采用两台电机并机提供动力。传动方案如图21所示。图21 传动方案图2.3 电动机的选择2.3.1 电机类型的选择 根据其工作要求、条件和其驱动方案，选用变频调速电机。2.3.2 选择电机容量 电动机所需功率 (2-4)其中 为工作机所需要的输入功率 kw 为电机传动到工作机的总效率 为工作机的功率 kw根据结构图，此结构由串联和并联组成，由于并联的每条支线结构相同，传递功率相同，因此，此结构的传动总效率为其一条支线上的传动效率。所以，电机传动到工作机的总效率为 (2-5)式中：、分别为联轴器、链条传动、轴承、取=0.99、（齿轮联轴器）、=0.97、=0.99（滚子轴承）。所以kw2.3.3 确定电机的转速滚子链的传动比i1=15，一级圆柱齿轮传动的传动比,一般取i2=18。故电动机的转速可选范围为 r/min综合上面算出的功率和转速选取株洲电机厂生产的交流变频电机两台并机。其功率为900kw，额定转速为1040r/min.2.4 计算传动装置的传动比，并分配传动比。（1） 电动机的额定转速为 r/min总传动： （2） 分配传动比 (2-6)式中：和i分别为泵外链条传动比和泵内齿轮传动比。 钻井泵内速比数范围为，参考同系列泵内传动比，此次设计是大功率泵，所以泵内传动比取5，则泵外链条传动比为： 由于链传动的传动比在之间，所以取2. 2.5 齿轮的设计计算在此次设计中，由于较大的传递载荷，此处采用人字齿。在结构图中，将人字齿分成两个斜齿轮则两个斜齿轮的轴向力相互抵消。人字齿的设计也可以按照两个斜齿轮来设计。1. 选择精度等级、材料及齿数1）泥浆泵为重型机械，按gb/t10095-1988，齿轮传动的精度等级为8级精度。2）材料的选择。 选小齿轮的材料为40cr(调质)，大齿轮的材料为45钢（调质）。3）选择小齿轮的齿数=30 则大齿轮的齿数：4）选取螺旋角。初选螺旋角为。2. 按齿面接触强度计算，即： (2-7)1） 确定公式内的各计算数值（1） 试选载荷系数=1.6。（2） 由齿轮设计手册选取区域系数=2.22。（3） 由齿轮设计手册查得=0.66，=0.72则 =+=0.66+0.72=1.38。（4） 计算小齿轮传递的扭矩（5） 由齿轮设计手册查得材料弹性影响系数。（6） 由齿轮设计手册查得齿宽系数=1。（7） 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度。（8） 应力循环次数按无限次设计。查得接触寿命系数，（9） 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数s=1，则 2） 计算（1）试计算小齿轮分度圆直径，由计算公式得：（2）计算圆周速度：（3）计算齿宽b及模数：（4）计算纵向重合度：（5）计算载荷系数： 根据齿轮设计手册查得使用系数 根据齿轮转速及精度等级查得动载系数 查得齿向载荷分布系数（接触疲劳强度计算） 查得齿向载荷分布系数（弯曲强度计算） 查得齿间载荷分布系数故载荷系数：（6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径（6） 计算模数2. 按齿根弯曲强度设计 (2-8) 1） 确定计算参数（1） 设计载荷系数（2） 根据纵向重合度5.505从齿轮设计手册查得螺旋角影响系数（3） 计算当量齿数（4） 查取齿形系数根据齿轮设计手册查得：，。（5） 查取应力校正系数由齿轮设计手册查得，。（6） 由齿轮设计手册查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限。（7） 由齿轮设计手册查得，弯曲疲劳寿命系数 （8） 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数s=1.4，得：（9） 计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。2） 设计计算对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数小于由齿根接触疲劳强度计算的法面模数，取=28mm。已可满足弯曲强度，但同时为了满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径=416mm来计算应有的齿数，于是有：取=38.则：取=1316mm分度圆直径：齿宽： 圆整： 2.6泵外链传动的设计计算已知=2，主动链轮的转速为1040r/min，电动机的额定输出功率为900kw(两台电动机并联)。2.6.1选择链轮的齿数初选小链轮的齿数为25，则大链轮的齿数为1.9825=492.6.2确定计算功率 (2-9)式中：工况系数。 主动链轮齿数系数。 多排系数，此次选择六排链，故取4.6。 传递的功率，kw。由机械设计手册查得取1.4，取0.9.所以 kw由机械设计手册查得选用链号为160的滚子链。其节距p=50.8。.2.6.3计算中心距初选中心距=（30-50）p,按下式计算连接数 (2-10) 计算得得97.9,为了避免使用过渡链节，所以将计算出的链节数圆整为偶数=98。链传动的最大中心距为： (2-11)式中：为中心距计算系数，查机械设计手册取0.247。所以求得=1530mm2.6.4计算链速确定润滑方式平均链速按下式计算 (2-12)计算得=，由机械设计手册查得采用滴油润滑。2.7 曲轴连杆和传动轴系统受力分析2.7.1 初估各个零件的计算质量 查得f-1600泥浆泵额定功率：n=1180kw1600ps各个零件的计算质量及其它参数：曲轴计算质量：往复运动质量：连杆的计算质量：曲柄的偏心质量：被动轴的计算质量：冲次：。由以上参数计算其曲轴转矩：本次设计曲轴的转矩：按类比法计算f-2200各零件的计算质量。所以： 2.7.2 曲柄连杆机构的运动分析 曲柄连杆机构的运动简图如图2-2所示图2-2 连杆的运动分析作往复运动的活塞-十字头部分的运动方程，设泵为正转。 （213） （214） （215）式中：是曲轴的转动角速度；rad/s 是活塞水平方向位移；mm 活塞水平方向速度；m/s 是活塞水平方向加速度；m/s（三缸泵的值在1/71/8之间，以1/7.5居多，受到泵内大齿轮和十字头尺寸结构上的限制，值不可能任意增大）。当曲轴匀速旋转时，为常数。实际上，由于外载作用于曲轴的力矩不是恒定的，不可能保持恒定；但又由于动力机和泵之间传动系统的转动惯性的平衡作用和动力机本身具有稳速功能，实际钻井泵在工作正常时的输入转数变动率不到1%。因此可以假设曲轴的运动是稳定的，不会给计算结果带来多大的影响。下面补充连杆的运动参数。对于作刚体平面运动的连杆，其运动由质心c的平动坐标、和绕c轴的转角来描述。现规定以连杆和ox轴的夹角为连杆的转角，机摆角。则在连杆的任意位置有： （216）故有： （217） （218） （219）对时间两次求导，并略去次要项，得连杆的角加速度和c点的加速度、： （220） （221） （222）可以看出，的实际方向总是和连杆的摆动方向相反。当=和时的绝对值最大。2.7.3 活塞-十字头和连杆的受力分析将曲轴连杆系统从传动端分离出来，为了计算简洁，先一个缸的活塞-十字头和连杆部分进行计算如图2-3a，图2-3b则再将连杆从系统中分离，以出它和十字头、曲轴的相互作用力。图2-3 活塞-十字头部分和连杆的受力分析假设活塞、活塞杆、介杆、十字头、十字头销、十字头轴承以及随他们做往复运动的附件的总质量为。为简化计算，将其质心定在十字头销中心b点。： （223）式中：为一自定义的角的函数， （224）这样，在吸入冲程中摩擦力为正，在排出冲程中摩擦力为负，与实际相符。、为连杆对十字头的作用力。、分别为导板对十字头的正压力和摩擦力。由于考虑了泵阀关闭滞后角，故在吸入冲程开始的一小段以内，活塞上作用有介质压力，这样会使指向下为正值（即上导板与十字头接触）。考虑到这一因素，就有： （225）定义函数 （226）于是，对活塞-十字头这一分离体可写出下面两个方程： （227） （228） 接着分析连杆这一分离体。连杆两端分别作用有十字头和曲轴对它的反力、和、。连杆质心c上作用有它的自重。对连杆可写出下面三个方程： （228） （230） （231）以上五个方程再加上式（212）共六个方程，可从中求解出、和六个未知数。可求解入下： (232)式中：然后可求得其他五个分量： （233） （234） （235） （236） （237）经计算得： 2.7.4 曲轴的受力分析铸造曲轴的简图，曲轴的示意图中，规定了曲轴曲柄的编号顺序。三个曲柄的工作顺序是将与每个曲柄相连的连杆、十字头、活塞等分别称为、曲柄系统，并以上标、分别表示这三个系统的参数。如图2-4，2-5，2-6所示。图2-4 曲轴简图，从液力端向传动端看去整根曲轴上承受互为120相位差的三个连杆力，小齿轮的啮合力、主轴承座反力、自重和偏心质量的惯性力。假设各力均为集中载荷。这本次设计中应用大朗伯原理求解作用力。（1）连杆力利用前面所得出的活塞十字头和连杆的分析表达式，可知：连杆力： （2-38） （2-39）图2-5 计算齿轮啮合力图2-6 计算主轴承支撑反力连杆力： （2-40） （2-41）连杆力： （2-42） （2-43）由于曲柄的工作顺序在此条件下，用于系统、计算公式的曲柄转角应分别为：（2）自重曲轴的质量加上大齿轮的质量，再加上三个连杆大端轴承和压板质量的一半为曲轴的总质量。简化计算时，可分配=/2作用于大端齿轮中心上；另外三个曲柄端点上各分配=/6。（3）偏心质量惯性力偏心质量惯性力即曲柄的质量产生的离心力，该力值的大小为，方向沿曲柄离心向外。令作用于、曲柄的离心力分别为、，则： （2-44） （2-45）和的表达式中将分别换为和即可。（4）小齿轮的啮合力泵内齿轮大多数为人字齿轮，其啮合力分解为切向力和径向力： （2-46）式中：大齿轮的分度圆半径。 （2-47）式中：法向啮合角，对标准斜齿轮=20；斜齿轮的节圆螺旋角。将、变换为表达为沿x，y轴分量形式： （2-48） （2-49）式中：大小齿轮中心线连线和ox轴的夹角。左主轴承反力： （2-50） （2-51）右主轴承反力： （2-52） （2-53）经计算得： 2.7.5 传动轴系统的受力分析见图2-10本次泵外传动用的是齿轮传动，见传动方案设计。传动轴和小齿轮的质量之和为，质心在小齿轮的中心。传动轴的轴承跨越距离为。图2.7 传动轴系统的受力分析左轴承反力： （2-54） （2-55）右轴承反力： （2-56）经计算得： 在以上分析的基础上，可以通过计算机采用vb程序计算曲轴和传动系统的作用力，后面附计算程序.2.7.6 曲轴结构的选择目前曲轴的基本结构形式有三种，即铸造曲轴、锻焊曲轴和组装曲轴。铸造曲轴一般是中空的，也可以是实心的，铸造曲轴，特别是空心曲轴，形状复杂，一般只能使用液体渗透法检测加工表面的缺陷。锻焊曲轴较铸造曲轴最大的优点是质量较易控制，使用超声波探伤法等能较简便地检查直轴的内部缺陷，但是需要很大的加工设备；锻焊结构的缺点是工序多，焊接前后均须加工。组合曲轴和焊接曲轴结构相似也是由直轴和偏心块组成，但是二者不是焊在一起，而是靠紧配合和键联接。组装后无需加工，因此这种结构的最大特点是加工中不需要大型的曲轴加工车床。与相同功率等级的铸造曲轴相比，组合式曲轴由于偏心块直径大，需要使用内径更大的连杆大端轴承。本次设计选用的是铸造曲轴。材料选用低合金钢以保证其铸造性能。2.8 轴、轴承和键的计算2.8.1 泵的输入轴的计算（1）泵输入轴上的功率为p=1640kw转速为 r/min转矩为作用在齿轮上的力：（2）确定轴的最小直径由于主动轴要做成齿轮轴，齿轮的材料与轴的材料相同，选用40crnimo。查得，取=112，所以：mm由于存在键的连接，将其算的最初值放大，mm。（3）选择联轴器联轴器的计算扭矩，查机械设计手册，=3.1，所以有：n/mm=nm根据计算转矩应该小于联轴器的公称转矩的条件，查标准(gb/t5015-1985)选用zl14弹性销齿式联轴器，其公称转矩为125000 nm。轴的结构设计如零件图上所示。（4）求轴上的载荷主动轴两轴承间距离为2.218m，齿轮距右轴承距离为0.7m。左右支撑的力分别为f8=50347n，f9=112879n。弯矩m=80767nm，扭矩t=168312nm。画扭矩图和弯矩图，如图2-11。（5）按弯扭合成应力校核轴的强度 取=0.6，轴的计算应力为：mpa由机械设计手册查的40crnimo的许用弯曲应力为=75mpa。因此，故轴安全。80767 nm168312 nm图2-8 主动轴受力示意图，扭矩图和弯矩图。2.8.2 曲轴的轴径尺寸的确定泵输入轴上的功率为p=1640 =1558kw；转速为 r/min；转矩为 nm。确定轴的最小直径 选用材料为调质45钢。查得,取=126，所以：mm由于取轴的冲击比较大，给曲轴轴径取一个放大系数1.2，所以曲轴的最小直径取360mm。2.8.3 传动端轴承的选用和寿命计算目前绝大多数生产厂是选用短圆柱滚子轴承作为传动轴的支撑；选用调心滚子轴承作为曲轴的支撑。传动轴的短圆柱滚子轴承较易实现径向游动，有利于人字齿轮的均匀啮合；曲轴的调心轴承承载能力高，耐冲击。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。多数泵采用如图所示的设计，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的两侧1。目前还没有滚动轴承磨损寿命计算的可靠方法，只有个别厂商提出的估算方法。但是疲劳破坏为条件的滚动轴承寿命计算则早已获得公认，并应用了可靠的计算方法1。滚子轴承的额定寿命 （2-57）式中 可靠度为90%的轴承的额定疲劳寿命，也成b-10寿命。注意，按轴承设计的习惯，此处的单位为h(小时)；轴承的转数；所选轴承的额定动载荷。b-10寿命为转，它所能承受的负载；轴承所受的动负载。如果工作过程中负载是变化的，则应求得平均当量动负载；附加载荷系数。在计算值时，对惯性力、振动、冲击力、偏心载荷和由安装误差引起的种种附加载荷可能略去未计算或无法计算，即为考虑这些因素的一个系数。在钻井泵轴承计算中，对传动轴轴承，因皮带或链条传动引起的附加载荷较大，去为1.8，对其它轴承取为1.2。 （2-58）（1）曲轴轴承寿命的计算 通过编程计算=1301037n，1345738n所以=1323387n。本次设计曲轴的转数=105r/min（曲轴的转数可以代之以钻井泵的额定冲次或实际常用工作转数，视情况而定）。曲轴两端选用的轴承为23072cac/w33调心滚子轴承（承载能力高）。它的内径360mm，外径为540mm，宽度为134mm，额定动负载=4180kn。因此曲轴的b-10寿命为：h（2）连杆大端轴承寿命的计算 编程求得连杆大端轴承受到载荷=847867n，所选的轴承为短圆柱滚子轴承nup21/840，内径为840mm，外径为1160mm，宽度为170mm，额定动负载=2530kn。曲轴的转数=105 r/min，连杆的转速也取105 r/min。因此连杆的b-10寿命为：h（3）连杆小端轴承的寿命计算 由活塞杆推力=8347112n，那么连杆小端轴承受到的载荷就取p=836800n。选用双列长圆柱滚子轴承nnal 6036x2-1/w33x,原型号为154736，外形尺寸：d-280mm，d-180mm，b-215mm。额定载荷：动载荷为cr=1430kn。转速为8/90的曲轴转速。h（4）输入轴的轴承寿命计算 取n，选用的轴承型号为nu1052，轴承内径260mm，外径400mm，宽65mm，额定动载荷为621000n，转速为388.5r/min。h2.8.4 键的校核假设载荷在建的工作面上均匀分布，普通平键联结的强度条件为： （2-60）式中；传递的扭矩，nm；键与轮毂的接触高度，=0.5h，此处h为建的高度，mm；键的工作长度，mm；轴的直