石油鉆機并車鏈條箱關鍵傳動軸的計算與優化*

胡世林

(蘭州蘭石石油裝備工程股份有限公司，甘肅 蘭州 730300)

0 引 言

并車傳動鏈條箱在機械傳動的石油鉆機中起著關鍵作用，一旦出現問題會造成鉆機較長時間的局部甚至全部癱瘓，帶來巨大的損失。因此，在設計機械傳動的石油鉆機動力系統時，不僅需要滿足鉆井工藝[1]，還必須要有足夠的安全性和可靠性。筆者通過分析蘭州蘭石石油裝備工程股份有限公司現有的整體并車傳動鏈條箱的使用工況，計算不同工況下各個傳動軸的疲勞強度，并對其關鍵傳動軸的結構形式進行優化和改進。同時應用SolidWorks Simulation對結構改進后的傳動軸進行靜強度校核模擬計算，為并車傳動鏈條箱的傳動軸設計及計算提供了參考依據。

1 鏈條箱的結構組成

并車傳動裝置通過萬向聯軸器將柴油發動機的液力耦合器與并車傳動鏈條箱的氣胎離合器相連接。并車傳動鏈條箱由1#軸、2#軸、3#軸、4#軸、1#帶泵軸、2#帶泵軸、傳絞車軸以及鏈條箱體等組成，如圖1所示。1#軸通過主離合器對空套鏈輪進行離合控制，實現絞車動力傳遞。同時通過控制帶泵傳動軸氣胎離合器分別驅動兩臺泥漿泵。在2#軸和4#軸上分別裝有機械結構的撥叉，實現絞車和泥漿泵的并車傳動[2]。

圖1 并車傳動鏈條箱平面布置

2 工況分析

在鉆井作業過程中，通過操作并車鏈條箱傳動裝置的撥叉以及氣胎離合器實現不同驅動形式的組合，以滿足不同的鉆井工藝需求。因此，在并車鏈條箱設計計算時要貼合鉆井作業工況實際過程，充分考慮鉆井過程中的多種工況。其典型的鉆井作業工況組合形式主要有以下幾種：①1#機組滿功率驅動絞車；②1#機組和2#號機組并車驅動絞車；③1#機組滿功率驅動1#泥漿泵；④1#機組和2#號機組并車驅動1#泥漿泵；⑤2#機組滿功率驅動1#泥漿泵；⑥2#機組和3#號機組并車驅動1#泥漿泵；⑦3#機組滿功率驅動2#泥漿泵；⑧3#機組和4#號機組并車驅動2#泥漿泵。

3 傳動軸強度計算

轉軸一般都是工作在彎曲與扭轉共同作用的復合應力狀態下，因此在設計軸類零件的時候，不僅需要對軸進行結構設計和材料的選取，同時還需要根據軸所受到的具體載荷進行靜強度校核。對于重要的關鍵軸，還需要進行疲勞強度校核[3-4]。

軸的疲勞強度校核計算，實質是通過計算來確定變載荷作用情況下軸的安全性。在已經設計完成軸的外形、尺寸的基礎上，結合作用在軸上的載荷，通過計算分析確定出一個或多個危險截面，計算安全系數[5]，其計算公式如下：

(1)

Sσ為只考慮彎矩作用時的安全系數。

(2)

Sτ為只考慮扭矩作用時的安全系數。

(3)

在公式(1)～(3)中，SP為按照疲勞強度進行校核計算時的許用安全系數；σ-1為對稱循環應力作用下，材料的彎曲疲勞極限，MPa；τ-1為對稱循環應力作用下，材料的扭轉疲勞極限，MPa；Kσ、Kτ分別為彎曲、扭轉時，有效應力集中系數；β為表面質量系數；εσ、ετ分別為彎曲、扭轉時，尺寸影響系數；Ψσ、Ψτ為材料受拉抻和扭轉的平均應力折算系數；σa、σm為彎曲應力的應力幅和平均應力，MPa；τa、τm為扭轉應力的應力幅和平均應力，MPa。

經計算所得每種工況下各個傳動軸的最小疲勞強度安全系數如表1所列。

表1 不同工況下各傳動軸最小疲勞強度安全系數

4 軸的優化分析

由計算結果看出，各工況下，驅動絞車的1#傳動軸的疲勞強度安全系數最小。影響疲勞強度的主要因素之一是危險截面的應力大小，相同工況下影響傳動軸危險截面應力大小的主要因素是彎曲應力，而彎曲應力大小和支撐軸承的跨距有關。分析1#軸總成零部件布置，如圖2所示。

圖2 1號軸總成零件布置圖1.輸入離合器 2.左軸承座 3.鏈輪 4.傳動軸 5.空套鏈輪 6.主離合器 7.右軸承座

分析1#軸總成結構圖可知，該軸的軸承座支撐跨距均大于其它各軸。為減小軸承支座的跨距，優化軸上零件布局，將該軸右軸承座置于右墻板上。優化之后的結構如圖3所示。

圖3 1號軸總成優化后零件布置圖1.輸入離合器 2.左軸承座 3.鏈輪 4.傳動軸 5.空套鏈輪 6.右軸承座 7.主離合器

經優化，1#軸支撐軸承跨距縮小了560 mm，整個軸的長度縮短184 mm，計算相同工況下，優化后傳動軸的疲勞強度，與優化之前軸的相關數據對比結果如表2所列。

表2 1#軸優化前與優化后結果對比

5 優化后傳動軸靜強度校核

SolidWorks三維設計軟件有效融合集成了有限元分析軟件，為設計開發人員提供了進行應力分析、頻率分析、扭曲分析、熱分析和優化分析的單一屏幕解決方案，讓設計人員能快速對所設計的零部件進行模擬分析，驗證設計方案的可行性。文中通過SolidWorks 自帶的Simulation插件對優化后的關鍵傳動軸進行靜強度校核分析，模擬仿真該傳動軸的應力應變分布情況，從而完善優化設計。

5.1 三維模型的創建

利用三維設計軟件SolidWorks對優化后傳動軸進行模型的創建，在分析之前需要對模型進行簡化處理，進而滿足分析計算前對模型進行網格劃分的要求[6]，將軸上鍵槽、軸端螺紋孔等特征壓縮，簡化后的模型如圖4所示。

圖4 優化后傳動軸三維模型

5.2 仿真模型的創建

將圖4所示簡化后的傳動軸三維模型導入有限元分析模塊內，指派材料，此傳動軸設計時選用的材料為35CrMo，彈性模量206 GPa，抗拉強度985 MPa，屈服強度835 MPa，密度7.85 g/cm3，泊松比0.3。

將軸承支撐面按照軸承內孔寬度切割出來，添加軸承夾具，根據疲勞強度校核過程中軸的受力情況添加載荷；空套鏈輪作用在軸上的力為101 291.8 N，通過兩組空套軸承傳遞到軸上；固定鏈輪作用在軸上的力為36 803.79 N；傳遞的扭矩為11 943.92 N·m。如圖5所示。

圖5 傳動軸載荷分布 圖6 傳動軸網格劃分

對模型進行網格劃分，網格劃分的方法和網格劃分的精細度對運算速度、解算結果準確度有很大的影響。劃分網格要根據實際情況劃分，對軸肩處采用網格控制，單元大小設定為最小軸肩高度，并使用基于曲率的網格。生成的網格如圖6所示。

5.3 仿真結果分析

對仿真模型進行有限元分析，文中采用Direct Sparse解算器運行程序得到仿真結果如圖7、8所示。

圖7 傳動軸應力云圖 圖8 傳動軸應變云圖

由仿真結果應力及應變云圖可以看出，該優化后的傳動軸最大應力分布在直徑較小的一端軸承支撐軸肩處，大小為76.35 MPa，遠小于屈服強度835 MPa，最大應變為2.482e-2。應力與應變均在安全范圍內。

6 結 語

通過對并車傳動裝置在不同工況下各軸的疲勞強度進行校核計算，找出安全系數相對較低的危險軸并對其進行零件布置結構的優化，從而使得該傳動軸的疲勞強度有了大大提升；并采用SolidWorks 三維設計軟件中的Simulation有限元分析插件對結構優化后的傳動軸進行了靜力學分析仿真計算，得到了該軸的應力以及應變云圖，從中得到最大應力和應變的分布情況。優化后的傳動軸軸承支撐跨距縮小了560 mm，同時軸的總長和質量也得到了優化。使得該軸的零部件布置更加緊湊，可以對并車鏈條箱中傳動軸的設計計算起到參考作用。