王濤濤，張友軍

(西安石油大學(xué) 機械工程學(xué)院，陜西 西安 710065)

0 引 言

在傳統(tǒng)的陸地鉆井平臺中，由于陸地鉆機設(shè)備常按照噸位出售，鉆機絞車往往體現(xiàn)出笨、大、粗的特點。這些在海洋鉆井平臺中完全不適用，由于海洋鉆井平臺受到船體排水量和體積的限制，對鉆機設(shè)備的基本要求是：質(zhì)量輕、體積小。在機械傳動中，行星傳動輪系在相同的傳動比下，結(jié)構(gòu)更加緊湊，質(zhì)量更輕[1]。因此，將行星傳動輪系應(yīng)用于海洋鉆井平臺意義非凡。

首先通過查閱中國石油天然氣行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)得到JC50相關(guān)技術(shù)參數(shù)，根據(jù)絞車基本參數(shù)對絞車驅(qū)動電機選型、滾筒結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計以及絞車整體布局設(shè)計；通過行星傳動的傳動比條件、鄰接條件、同心條件和安裝條件，對絞車行星傳動參數(shù)進行設(shè)計；最后基于Ansys Workbench對絞車行星傳動進行強度校核，并將應(yīng)力結(jié)果和理論公式進行對比，確保有限元結(jié)果的正確性。該絞車采用交流變頻電機直接驅(qū)動、行星齒輪傳動的形式，達到簡化傳統(tǒng)鉆機絞車傳動系統(tǒng)的目的，實現(xiàn)無極調(diào)速，摒棄絞車多擋傳動系統(tǒng)，縮小鉆機絞車體積的目標(biāo)，有效的解決了海洋鉆井平臺受船體空間和排水量的限制而導(dǎo)致鉆機設(shè)備無法安裝應(yīng)用的問題。

1 絞車技術(shù)參數(shù)與整體結(jié)構(gòu)設(shè)計

根據(jù)中國石油天然氣行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)[2]SY/T5609.1999的相關(guān)規(guī)定，對應(yīng)鉆機絞車的基本參數(shù)如表1所列。

表1 JC50技術(shù)參數(shù)

1.1 電機選型

交流變頻電驅(qū)動絞車可以實現(xiàn)無極調(diào)速，調(diào)速范圍廣，可省去絞車內(nèi)變速的機械傳動，使絞車結(jié)構(gòu)簡化、質(zhì)量減輕、體積縮小。電動機短時間過載能力強，可提高鉆機提升和處理事故的能力。尤其是帶負(fù)載情況下，可平穩(wěn)啟動、制動和調(diào)速，具有軟起動性能。

根據(jù)JC50技術(shù)參數(shù)，絞車額定功率為1 500 HP。

1 500 HP=1 500×0.736 kW=1 104 kW

根據(jù)功率選擇電機為山西永濟YJ13G2/G5型號電機，其基本參數(shù)如表2所列。

表2 電機參數(shù)

1.2 絞車滾筒參數(shù)設(shè)計

滾筒體直徑和滾筒長度是絞車的主要幾何參數(shù)，也決定了絞車的尺寸和纏繩容量。

(1) 滾筒體直徑

滾筒體直徑D0的確定主要考慮鋼絲繩纏繞的彎曲直徑不至于過大。通常根據(jù)鋼絲繩的直徑來決定滾筒體的直徑。對于鉆井絞車，有：

D0=(17～30)d

(1)

式中：D0為滾筒體原始直徑，mm；d為鋼絲繩直徑，mm。

式中:系數(shù)取22, 鋼絲繩直徑35 mm。

D0=22×35=770 mm

(2) 滾筒體長度

滾筒長度L滾一般根據(jù)經(jīng)驗公式確定：

(2)

式中:系數(shù)取1.6，D0=770 mm；L滾=1.6×770=1 232 mm。

1.3 絞車整體結(jié)構(gòu)設(shè)計

該機絞車由電機、聯(lián)軸器、行星減速器、離合器、液壓盤剎、滾筒、水氣葫蘆等部件組成，其之間連接關(guān)系和布局如圖1所示。

圖1 鉆機絞車結(jié)構(gòu)圖

絞車動力由交流變頻電機1提供，電機1和行星減速器3之間通過凸緣聯(lián)軸器2連接，行星減速器的輸出軸和滾筒軸11通過氣胎離合器4連接。水氣葫蘆9為通過冷卻水管8和通氣管5為液壓盤剎6和氣胎離合器4提供冷卻液和氣體。由于交流變頻電機可以實現(xiàn)無極調(diào)速，因此該鉆機絞車省略了多檔的減速器，可由電機變頻調(diào)速實現(xiàn)多檔的功能。通過氣胎離合器的閉合可實現(xiàn)絞車的懸停。行星減速器和傳統(tǒng)的齒輪減速器相比，體積約為傳統(tǒng)齒輪減速器的體積的1/2～1/6[3]。

2 行星傳動輪系設(shè)計

在設(shè)計行星齒輪傳動時，通常根據(jù)所要求的傳動比ip來匹配行星傳動各齒輪的齒數(shù)。在匹配齒數(shù)過程中除了要滿足傳動比條件外，還應(yīng)同時滿足與其裝配的相關(guān)條件，即同心條件、相鄰條件和安裝條件[4]。此外，還要考慮到其承載能力有關(guān)的其他條件。

2.1 行星齒輪配齒計算

(1) 傳動比條件

在設(shè)計行星傳動時，滿足所給定的傳動比大小ip是首要條件。對于2Z-X型行星傳動，其各輪齒數(shù)與傳動比ip的關(guān)系式為：

(3)

(6)監(jiān)理工作流程。包括施工方案的審批程序；分包單位資格的審查程序、質(zhì)量控制流程、材料進場審批程序；隱蔽工程驗收程序等，可用流程圖(表)表述。

(2) 鄰接條件

在設(shè)計行星傳動時，為了分配功率，同時為了提高承載能力，減少其結(jié)構(gòu)尺寸，使其結(jié)構(gòu)緊湊，常常在太陽輪a和內(nèi)齒廓b之間均勻、對稱的布置幾個行星齒輪，為了使相鄰兩個行星齒輪不相互碰撞，必須保證齒頂之間在其連心線上有一定的間隙，即保證兩相鄰行星輪的頂圓半徑之和應(yīng)小于其中心距。即滿足下式：

2rac

(4)

dac<2aac/np

(5)

式中：rac和dac為行星輪的齒頂圓半徑和直徑；np為行星輪個數(shù)；aac為太陽輪和行星輪嚙合副的中心距；Lc為兩相鄰行星輪之間的中心距離。

鄰接條件與行星輪的個數(shù)np有關(guān)，行星輪個數(shù)的多少，受到其承載能力的制約。除此之外，行星輪個數(shù)還要考慮到結(jié)構(gòu)尺寸、勻載條件和制造條件等因素。一般，在行星傳動中行星輪的個數(shù)一般都取3。

(3) 同心條件

在設(shè)計行星傳動時，為了使行星輪和兩個中心輪同時正確的嚙合，要求外嚙合齒輪的中心距等于內(nèi)嚙合齒輪的中心距。也就是說，三個基本構(gòu)件的旋轉(zhuǎn)軸線必須重合。這里特別強調(diào)，在此討論的同心條件只適用于漸開線圓柱齒輪的行星齒輪傳動。同心條件即應(yīng)滿足下列式子：

(6)

(4) 安裝條件

在行星傳動中一般為了提高其承載能力，一般采用多個行星輪。為了使齒輪在嚙合時的徑向力相互抵消，常常把幾個行星輪均勻的分布在行星傳動的中心圓上。為了使幾個行星輪能夠順利地裝入，并且保證行星輪和中心輪正確嚙合而沒有錯位現(xiàn)象，這個時候應(yīng)具備的齒數(shù)關(guān)系即為裝配條件。其裝配條件應(yīng)滿足：

(7)

經(jīng)過以上四個條件的限制后，只要確認(rèn)了中心太陽輪的齒數(shù)，行星輪齒數(shù)和內(nèi)齒廓齒數(shù)根據(jù)相應(yīng)的條件可以確定。下面給出重載行星傳動中太陽輪齒數(shù)Za的經(jīng)驗公式：

(8)

帶入數(shù)據(jù)得：Za=16～21，考慮到太陽輪的強度要求，選擇Za=21，按照行星輪系四個匹配條件可得Zg=89，Zb=198。

2.2 行星架機構(gòu)設(shè)計

行星架是行星減速器很重要的一個構(gòu)件，一個合理的行星架不僅要求外形尺寸比較小，質(zhì)量輕，而且還要具有足夠的強度和剛度，能夠保證三個行星輪受到的載荷分布均勻，從而使行星減速器具有較大的承載能力、較好的傳動平穩(wěn)性和較小的振動和噪音。

當(dāng)前，比較常見的行星架結(jié)構(gòu)有雙側(cè)板整體式、雙側(cè)板分開式以及單側(cè)板式三種結(jié)構(gòu)[5]。由于采用雙側(cè)板分開式的行星架，可以使其裝配比較方便，而且可以簡化行星架制造毛坯的工藝，考慮到裝配方便和制造工藝，設(shè)計行星架結(jié)構(gòu)為雙側(cè)板分開式，其三維結(jié)構(gòu)模型如圖2所示。

圖2 雙側(cè)版分開式行星架

3 行星齒輪有限元分析

為了確保上述設(shè)計行星傳動齒輪滿足強度要求，對行星齒輪進行有限元分析。有限元分析流程一般包括：模型簡化-網(wǎng)格劃分-添加載荷和約束條件-模型求解-結(jié)果后處理等步驟。

3.1 行星齒輪三維模型

在Soild Works中按照上述所設(shè)計齒輪參數(shù)，可建立行星齒輪三維模型。通過軟件自帶工具箱中的齒輪可逐一生成太陽輪、行星輪和內(nèi)齒圈。行星架通過草圖繪制、拉伸、拉伸切除等操作可建立。將所建零件導(dǎo)入裝配體環(huán)境，進行裝配。最終，行星齒輪裝配三維模型如圖3所示。

圖3所示行星齒輪，其裝配約束為：太陽輪、行星架、內(nèi)齒圈同心約束，三個行星輪同時和太陽輪和內(nèi)齒圈嚙合，行星輪的支撐軸承安裝在行星架上。

3.2 網(wǎng)格劃分

為了簡化模型，不考慮行星架對有限元計算結(jié)果的影響，在將上述模型導(dǎo)入Workbench中可將行星架壓縮。導(dǎo)入模型后，首先對模型材料進行定義。靜力學(xué)分析通常只需要設(shè)置彈性模量E和泊松比μ。齒輪材料為35CrMo，彈性模量設(shè)置為207 GPa，泊松比設(shè)置為0.25。模型網(wǎng)格采用六面體網(wǎng)格，整體網(wǎng)格大小為5 mm，齒輪嚙合處網(wǎng)格大小為1 mm，統(tǒng)計整體網(wǎng)格質(zhì)量為0.9。圖4所示為行星齒輪的有限元模型。

圖4 行星齒輪有限元模型

3.3 分析設(shè)置

裝配體分析時，由于多個構(gòu)件相互接觸，需要進行接觸設(shè)置。該模型中所有接觸為摩擦接觸Frictional，設(shè)置摩擦系數(shù)為0.1。對內(nèi)齒圈進行固定約束Fix support，太陽輪和行星輪施加圓柱約束Cylindrical support。其中太陽輪僅具有旋轉(zhuǎn)自由度，因此，其圓柱約束的切向設(shè)置為Free，軸向和徑向設(shè)置為Fixed；行星輪不僅自轉(zhuǎn)，而且繞著太陽輪公轉(zhuǎn)，其圓柱約束軸向設(shè)置為Fixed，切向和徑向設(shè)置為Free。在太陽輪處施加轉(zhuǎn)矩載荷Moment，轉(zhuǎn)矩大小為電機所輸入的額定轉(zhuǎn)矩11 460 N·m。如圖5所示。

3.4 分析結(jié)果與后處理

通過Workbench軟件計算求解后，行星齒輪在上述載荷和邊界條件下所得位移云圖和應(yīng)力云圖如圖6、7所示。

圖6 位移云圖

分析上圖可得：在行星傳動輪系靜力條件下，最大位移出現(xiàn)在太陽輪和行星輪嚙合處，最大位移為0.19 mm，最大應(yīng)力出現(xiàn)在太陽輪齒根處，最大應(yīng)力為865.74 MPa。最大位移和最大應(yīng)力出現(xiàn)的位置與理論分析結(jié)果相似，為驗證最大應(yīng)力值的正確性，將Ansys Workbench計算結(jié)果與按照赫茲接觸應(yīng)力公式計算結(jié)果比較。赫茲應(yīng)力公式[6]如式(9)所示：

(9)

式中：ρ1和ρ2分別為嚙合齒輪的曲率半徑；ρ∑為綜合曲率半徑；L為接觸線長度，mm；μ1和μ2為泊松比；ZE為彈性影響系數(shù)。其中“+”用于外嚙合，“-”用于內(nèi)嚙合。

通過赫茲應(yīng)力公式計算所得接觸應(yīng)力σH=824 MPa，由于有限元計算結(jié)果偏剛，即應(yīng)力結(jié)果比材料力學(xué)計算結(jié)果偏大，位移結(jié)果偏小。有限元結(jié)果與理論計算結(jié)果偏差為5%。齒輪材料為35CrMo，其材料許用接觸應(yīng)力為[σH]=986 MPa，有限元計算應(yīng)力小于材料許用應(yīng)力，因此，齒輪強度足夠。

4 結(jié) 論

通過對海洋鉆機絞車需求的分析，設(shè)計一種由交流變頻電機驅(qū)動行星傳動鉆機絞車。使得絞車機械變速系統(tǒng)大大簡化，減小了鉆機絞車整體體積。通過對電機的選型，滾筒參數(shù)的設(shè)計計算，絞車整體結(jié)構(gòu)布局設(shè)計，行星齒輪配齒設(shè)計以及行星齒輪有限元分析得到如下結(jié)論。

(1) 交流變頻電機驅(qū)動鉆機絞車，絞車機械傳統(tǒng)系統(tǒng)擺脫了傳統(tǒng)的多檔齒輪傳動，由電機的無極調(diào)速實現(xiàn)多檔功能。

(2) 行星傳動結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、質(zhì)量輕的優(yōu)點使得絞車整體機構(gòu)更加緊湊，體積減小50%～83%，特別適用于海洋鉆井井平臺。

(3) 行星齒輪在嚙合時，最大變形出現(xiàn)在太陽輪和行星輪嚙合處，最大應(yīng)力出現(xiàn)在太陽輪齒根處，設(shè)計行星齒輪時應(yīng)特別注意兩處位置。