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(xiàn)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(tǒng)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(xiàn)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(jié)構形式進行優(yōu)化和改進。同時應用SolidWorks Simulation對結(jié)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(jù)。

1 鏈條箱的結(jié)構組成

并車傳動裝置通過萬向聯(lián)軸器將柴油發(fā)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(xiàn)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(qū)動兩臺泥漿泵。在2#軸和4#軸上分別裝有機械結(jié)構的撥叉，實現(xiàn)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(yè)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(xiàn)不同驅(qū)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(yè)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(yè)工況組合形式主要有以下幾種：①1#機組滿功率驅(qū)動絞車；②1#機組和2#號機組并車驅(qū)動絞車；③1#機組滿功率驅(qū)動1#泥漿泵；④1#機組和2#號機組并車驅(qū)動1#泥漿泵；⑤2#機組滿功率驅(qū)動1#泥漿泵；⑥2#機組和3#號機組并車驅(qū)動1#泥漿泵；⑦3#機組滿功率驅(qū)動2#泥漿泵；⑧3#機組和4#號機組并車驅(qū)動2#泥漿泵。

3 傳動軸強度計算

轉(zhuǎn)軸一般都是工作在彎曲與扭轉(zhuǎn)共同作用的復合應力狀態(tài)下，因此在設計軸類零件的時候，不僅需要對軸進行結(jié)構設計和材料的選取，同時還需要根據(jù)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(zhì)是通過計算來確定變載荷作用情況下軸的安全性。在已經(jīng)設計完成軸的外形、尺寸的基礎上，結(jié)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(shù)[5]，其計算公式如下：

(1)

Sσ為只考慮彎矩作用時的安全系數(shù)。

(2)

Sτ為只考慮扭矩作用時的安全系數(shù)。

(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(shù)；σ-1為對稱循環(huán)應力作用下，材料的彎曲疲勞極限，MPa；τ-1為對稱循環(huán)應力作用下，材料的扭轉(zhuǎn)疲勞極限，MPa；Kσ、Kτ分別為彎曲、扭轉(zhuǎn)時，有效應力集中系數(shù)；β為表面質(zhì)量系數(shù)；εσ、ετ分別為彎曲、扭轉(zhuǎn)時，尺寸影響系數(shù)；Ψσ、Ψτ為材料受拉抻和扭轉(zhuǎn)的平均應力折算系數(shù)；σa、σm為彎曲應力的應力幅和平均應力，MPa；τa、τm為扭轉(zhuǎn)應力的應力幅和平均應力，MPa。

經(jīng)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(shù)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(shù)

4 軸的優(yōu)化分析

由計算結(jié)果看出，各工況下，驅(qū)動絞車的1#傳動軸的疲勞強度安全系數(shù)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(jié)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(yōu)化軸上零件布局，將該軸右軸承座置于右墻板上。優(yōu)化之后的結(jié)構如圖3所示。

圖3 1號軸總成優(yōu)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(jīng)優(yōu)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(yōu)化后傳動軸的疲勞強度，與優(yōu)化之前軸的相關數(shù)據(jù)對比結(jié)果如表2所列。

表2 1#軸優(yōu)化前與優(yōu)化后結(jié)果對比

5 優(yōu)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(fā)人員提供了進行應力分析、頻率分析、扭曲分析、熱分析和優(yōu)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(yōu)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(yōu)化設計。

5.1 三維模型的創(chuàng)建

利用三維設計軟件SolidWorks對優(yōu)化后傳動軸進行模型的創(chuàng)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(wǎng)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(yōu)化后傳動軸三維模型

5.2 仿真模型的創(chuàng)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(nèi)，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(nèi)孔寬度切割出來，添加軸承夾具，根據(jù)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(wǎng)格劃分

對模型進行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格劃分的方法和網(wǎng)格劃分的精細度對運算速度、解算結(jié)果準確度有很大的影響。劃分網(wǎng)格要根據(jù)實際情況劃分，對軸肩處采用網(wǎng)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(wǎng)格。生成的網(wǎng)格如圖6所示。

5.3 仿真結(jié)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(jié)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(jié)果應力及應變云圖可以看出，該優(yōu)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?yōu)?.482e-2。應力與應變均在安全范圍內(nèi)。

6 結(jié) 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(shù)相對較低的危險軸并對其進行零件布置結(jié)構的優(yōu)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(jié)構優(yōu)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(yōu)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(zhì)量也得到了優(yōu)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。