張治明

（蘭州蘭石石油裝備工程有限公司，甘肅蘭州 730314）

海洋平臺1600HP泥漿泵組傳動裝置優(yōu)化分析

張治明

（蘭州蘭石石油裝備工程有限公司，甘肅蘭州 730314）

石油天然氣的勘探開發(fā)，尤其是海洋鉆采裝置對鉆采配套設備的自動化和輕型化要求越來越高，設備輕型化是主要發(fā)展方向之一。此文對新型泥漿泵組（FB1600）與傳統(tǒng)泥漿泵組（F-1600）進行了優(yōu)缺點對比分析，主要針對這兩種泥漿泵動力端的傳動方式進行了優(yōu)化分析比較，新型泥漿泵組（FB1600）可實現(xiàn)輕型化設計制造，它傳動方式簡單、可靠，環(huán)境適應性強，適合海洋鉆井平臺和陸地鉆機的相應配套，滿足海上惡劣環(huán)境的使用要求。

泥漿泵組；輕型化；傳動方式；曲軸受力；電機支架；分析

隨著全球海洋油氣勘探開發(fā)戰(zhàn)略不斷出臺，海洋鉆井裝備數(shù)量增長迅猛，大力發(fā)展深水石油勘探開發(fā)裝備將是我國海洋能源開發(fā)戰(zhàn)略的主要方向之一。但是隨著海洋水深的不斷增加，鉆井環(huán)境不斷惡劣，勘探開發(fā)和平臺建造的難度也不斷加大，全球海洋油氣勘探開發(fā)承包商在對作業(yè)平臺和鉆井船選用時，對質量、體積、可靠性等方面都有嚴格的控制要求[1]。目前7 000 m海洋石油鉆機作為海洋勘探開發(fā)的主流產(chǎn)品，1600HP泥漿泵組是其中重要的泥漿循環(huán)設備[2]，鉆機廠家都在努力地對其進行各種輕量化設計工作，但目前設計優(yōu)化工作一直處在降低零部件的設計質量上，對整個結構設計尚未做深入的優(yōu)化分析。就目前而言，海洋平臺鉆機配套其主要為鏈條傳動和皮帶傳動泥漿泵組兩種形式，從使用情況來看，鏈條傳動和皮帶傳動都面臨共同的問題：傳動效率低、傳動裝置結構尺寸大[3-4]，同時鏈條和皮帶作為易損件需要不定期地進行更換，極大地增加鉆井工人的勞動強度，同時降低了鉆井的效率，造成了能源和時間的極大浪費，不利于提高鉆機的自動化、節(jié)能化和輕型化水平。為此，根據(jù)目前鉆機配套泥漿泵組的特點，對海洋平臺1600HP泥漿泵組動力端進行優(yōu)化設計分析，研制開發(fā)了泥漿泵動力端一級齒輪傳動的新型化傳動裝置，目前產(chǎn)品已通過省新型專利成果鑒定，為進一步在海洋石油鉆井平臺的推廣應用起到拋磚引玉的作用，也為實現(xiàn)能源的高速高效開發(fā)提供支持保障。

1 產(chǎn)品優(yōu)化目的

新型1600HP齒輪傳動泥漿泵組如圖1所示，它通過橇裝的模塊化思路，基于F-1600泥漿泵優(yōu)化設計，將泥漿泵本體，電機，電機支架，傳動裝置，強制潤滑裝置及其附件進行成橇化設計布局，滿足海洋平臺整體吊裝、移運、安裝的工況需求，降低了平臺建造場地設備安裝、維修、維護的費用，為客戶提供了一站式整體解決方案。動力傳動裝置采用一級齒輪傳動，主要通過電機軸端安裝的齒輪直接驅動曲軸齒輪，曲軸齒輪帶動曲軸旋轉，實現(xiàn)對活塞的往復運動，最終輸出高壓泥漿。

圖1 產(chǎn)品模型及傳動原理圖

2 新型泥漿泵組與傳統(tǒng)泥漿泵組工況適應性對比

2.1 傳動泥漿泵組動力裝置

目前陸地鉆機配套泥漿泵組使用皮帶傳動，如圖2所示，然而皮帶傳動動力裝置受到皮帶包角[4]、傳動中心距、傳動比恒定難以保證、傳動裝置外輪廓尺寸大、皮帶消耗大、傳動效率相對較低等特點的影響，海洋鉆井平臺早就采用鏈條傳動方式。

圖2 皮帶傳動F-1600泥漿泵

鏈條傳動可分為電機頂置（圖3）和電機后置（圖4）兩種布置方式，較之前者的確在傳遞效率，傳動比恒定方面有很大的改善，但在實際使用中也暴露出諸多不利因素，比如受到傳動不平穩(wěn)、鏈條需張緊、鏈條受力狀況不佳，工作時有頻繁的沖擊、噪音大、鏈條損耗大，導致維護和維修費用高。

2.2 新型泥漿泵組動力裝置

采用齒輪傳動方式[5-6]，較之皮帶和鏈條傳動具有傳動圓周速度大、傳遞的功率范圍寬、傳動比準確、傳動效率高、工作可靠、壽命長等優(yōu)點，與此同時隨著齒輪加工技術的不斷進步，齒輪加工成本得到降低，尤其適合海洋鉆井平臺對設備結構緊湊、質量輕的要求。新型1600HP泥漿泵組（圖5）傳動優(yōu)化采用低速大扭矩交流變頻單電機一級齒輪傳動，去掉了傳統(tǒng)泥漿泵組的大、小鏈輪、兩副鏈條以及傳動軸，同時曲軸傳動的優(yōu)化設計，使得曲軸和泥漿泵機殼的受力均勻。通過一組數(shù)據(jù)進行初步對比，結果見表1。

圖3 電機頂置鏈條傳動F-1600泥漿泵

圖4 電機后置鏈條傳動F-1600泥漿泵

圖5 新型1600HP泥漿泵組

表1 新型1600HP泥漿泵組數(shù)據(jù)對比

3 泥漿泵動力端曲軸優(yōu)化前后的受力分析比較

傳動機構由原來的二級傳動改變?yōu)橐患墏鲃覽5-6]，去掉傳動軸和曲軸上原來的人字齒，在曲軸的兩端增加斜齒傳動，曲軸的受力將發(fā)生變化。

3.1 曲軸的力學模型

曲軸上力學模型是基于如下假設建立[3]（如圖6、圖7所示）：

（1）主軸承徑向支反力集中作用在主軸承壓力中心。

（2）連桿力集中作用在偏心輪中心上。

（3）大齒輪的質量G齒輪分別作用在兩端軸頭上，曲軸的質量G作為重力集中作用在曲軸的中心。

（4）曲軸其余質量的1/3，連桿大頭軸承及其壓板質量以及連桿零件質量的73%的總和G2作為重力分別作用在三個偏心輪中心上。

圖6 優(yōu)化前鍛造曲軸結構簡圖

圖7 優(yōu)化后鍛造曲軸結構簡圖

3.2 曲軸受力分析計算

根據(jù)缸套直徑D和排出壓力p計算連桿推力F[3]（如圖8所示）：

圖8 曲軸的受力分析示意圖

1"、2"、3"曲軸的連桿徑向分力R分別為：

式中：Pl1、Pl2、Pl3為各曲拐的連桿力；β1、β2、β3為各連桿與十字頭的夾角；φ為曲拐1的旋轉角度。

類推1"、2"、3"曲軸連桿力切向分量Te分別為：

式中：Pl1=PΣ1/cosβ1；PΣ1為所有作用在活塞桿1的合力。

吸入時：

排出時：

式中：P為活塞力；Pmp為所有作用在活塞、介桿、十字頭上的摩擦力；Pmg為慣性力；F1為正壓力產(chǎn)生的摩擦力。

式中：Nx，Ny分別為作用于軸承座X（水平）、Y（垂直）方向各分力的合力；G為曲軸質量；G1'為連桿及其附件在曲軸上的折合質量；F1'為傳動副沿徑向的作用力。

采用有限元分析鍛造曲軸危險截面位置，曲軸邊界條件加軸承約束，曲軸處在兩種極限工況彎矩和扭矩共同作用下，比較曲軸優(yōu)化前后曲軸的危險截面位置和應力值。優(yōu)化前、后的鍛造曲軸簡化分析Mises應力云圖分別見圖9。

在同種工況作用下，如圖9所示，結合有限元分析結果可知，優(yōu)化前的鍛造曲軸危險截面處在離傳動副最遠的曲柄位置根部，應力峰值139.1 MPa。然而優(yōu)化后的曲軸危險截面處在中間曲柄兩側對稱位置，應力峰值為103.5 MPa。

結論：曲軸優(yōu)化后，曲軸的受力情況明顯改善，根據(jù)計算結果可知，可適當減小軸徑，從而減輕曲軸質量。

圖10所示曲軸優(yōu)化前后軸承位置的軸位移情況，優(yōu)化后位移量明顯減小，優(yōu)化前為0.072 mm，優(yōu)化后為0.045 mm。軸承位置軸的位移量直接影響選取軸承的游隙，游隙過大，軸的竄動將加劇傳動的不平穩(wěn)性，降低軸承的使用壽命。

圖9 優(yōu)化前（上）、后（下）鍛造曲軸簡化分析Mises應力云圖

圖10 優(yōu)化前（上）、后（下）鍛造曲軸簡化分析位移云圖

4 電機支架分析

采用單臺低速大扭矩交流變頻電機后，根據(jù)泥漿泵在工作情況下，電機支架（如圖11所示）的受力情況可知，電機支座的設計必須同時滿足承載和抗扭的能力。

圖11 泥漿泵組支架布置圖

承載計算：

式中：F1為正壓力；m為作用在支架上電機及附件的重量。

抗扭計算：

式中：T、P、n分別為電機的額定扭矩、額定功率、額定轉速；F2為因承受反扭矩而產(chǎn)生的支座力；L為支座力的力臂；M為支座的反扭矩。

載荷加載在電機的四個支座上，支座與支架焊接，整個支架采用焊接結構[7]，支架與底座采用螺栓連接設為固定約束。

4.1 靜態(tài)力學分析

采用von Mises屈服理論準則

式中：σs為材料的屈服點；k為材料的剪切屈服強度。

材料：焊接結構鋼Q235[7]，工字鋼截面：200×200×20×16 mm。

4.2 剛性設計分析

由于支架在傳動設備設計過程中不僅要求滿足強度要求，更重要滿足剛性要求（如圖12、圖13所示）。

圖12 Mises等效應力云圖

圖13 應變位移云圖

結構桁架設計過程，采用二向應力狀態(tài)解析法，任意斜截面上的應力與應變之間的關系：

結論：Mises等效應力和應變位移均符合設計要求。

5 展望

新型1600HP大功率泥漿泵，采用優(yōu)化后單臺交流變頻電機驅動，兩端軸伸，齒輪對稱布置，強制集中潤滑的傳動布置方式，能夠滿足海洋和陸地對泥漿泵的苛刻要求，基于在F-1600泥漿泵的基礎上優(yōu)化設計，極大地改善傳統(tǒng)泥漿泵傳動效率低、尺寸大、質量大的特點，同時繼承了原來液力端的設計，這樣一來既優(yōu)化了動力傳動機構，也不會增加客戶對液力端易損件的任何采購成本，完全符合目前我國石油裝備制造業(yè)“降本增效”的發(fā)展思路，使得能源開采更加高效，低碳，環(huán)保。

[1]楊貴田， 劉錫勝. 機械設計基礎[M]. 北京： 石油工業(yè)出版社，2013： 194-200.

[2]成大先. 機械設計手冊： 第三卷[M]. 5版. 北京： 化學工業(yè)出版社， 2008： 898-908.

[3]陳如恒， 沈家駿. 鉆井機械的設計計算[M]. 北京： 石油工業(yè)出版社， 1995： 183-199.

[4]中華人民共和國國家質量監(jiān)督檢驗檢疫總局， 中國國家標準化管理委員會. GB/T 17744—2015 鉆井和修井設備[S]. 北京：中國標準出版社， 2016.

[5]國家能源局. SY/T 6804—2010 海洋平臺鉆機設施布置規(guī)范[S]. 北京： 石油工業(yè)出版社， 2010.

[6]中國船級社. CCS材料與焊接規(guī)范[S]. 北京： 中國船級社，2014： 1-73.

[7]王建寧. 薩哈林亞極地海域自升式鉆井平臺的優(yōu)選[J]. 海洋石油, 2015，35（4）：67-71.

Optimization Analysis of Transmission Device in 1600HP Mud Pump Group of Offshore Platform

ZHANG Zhiming
（Lanzhou LS Petroleum Equipment Engineering Co. Ltd., Lanzhou Gansu 730314, China）

In the exploration and development of oil & gas, the requirement for the automation and light-weight of the corollary equipment in the offshore drilling and production device becomes more and more strict; equipment lightening has become one of the major developing trends. This paper compares the advantages and disadvantages of the new type of mud pump assembly (FB1600) and the traditional mud pump assembly (F-1600), especially focuses on the optimization effect of the power driving mode. FB1600, with simple and reliable drive mode, can meet the requirement of lightweight design and manufacturing. Its suitability to different environment makes it easily equipped with the offshore drilling platforms and land rigs and satisfy the formidable offshore environment.

Mud pump assembly; lightweight trend; drive mode; crankshaft load; motor bracket; analysis

TE951

A

10.3969/j.issn.1008-2336.2017.01.101

1008-2336（2017）01-0101-06

2016-10-24；改回日期：2016-11-22

張治明，男，1987年生，畢業(yè)于西安石油大學，從事海洋石油鉆井裝備的設計研發(fā)工作。E-mail：15117221536@163.com。