渦輪鉆具定轉子安裝夾緊力分析及計算方法

譚春飛，李博文，王雨軒，姚　洋，李　璨

(中國石油大學(北京) 石油工程學院，北京 102249)*

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渦輪鉆具定轉子安裝夾緊力分析及計算方法

譚春飛，李博文，王雨軒，姚洋，李璨

(中國石油大學(北京) 石油工程學院，北京 102249)*

摘要：在組裝渦輪鉆具過程中，定轉子安裝是非常重要的一部分，目前已知的方法不能較為準確地判斷定轉子安裝是否符合生產要求，大都憑借經驗進行操作。通過分析渦輪鉆具定轉子系統，分別找到其最危險截面，對截面進行分析，得出保證渦輪鉆具不發生相對轉動的最小夾緊力計算方法，進而可求得安裝時的上緊力矩，為合理安裝定轉子提供指導。

關鍵詞：渦輪鉆具；定子；轉子；危險截面；上緊力矩；夾緊力

渦輪鉆具定轉子安裝主要過程是依靠上緊轉子螺母將渦輪各級轉子壓緊在軸上，以及上緊上部短節和下部短節將各級定子壓緊在殼體內。安裝過程中，夾緊力不符合安裝要求會導致鉆進過程中各級定子或轉子之間會發生相對轉動，導致鉆進失效，嚴重影響鉆井進度及工作成本。由于渦輪鉆具尺寸變化范圍很大，以往根據經驗安裝的方法并不可靠。因此，需要通過分析得出一種計算夾緊力的方法，對于不同尺寸的渦輪鉆具都具有良好的適用性，保證安裝質量[1]。

1渦輪鉆具主要結構

渦輪鉆具結構如圖1所示。

1—上部短節；2—轉子螺母；3—外殼；

1.1渦輪轉子系統

渦輪鉆具轉子系統主要部件有轉子螺母、渦輪軸、渦輪轉子、花鍵軸等，如圖2所示。安裝過程中，依靠轉子壓緊螺母與渦輪軸的螺紋連接將渦輪轉子上緊在軸上，使渦輪轉子與軸在工作過程中不發生相對轉動。

圖2　轉子系統結構

1.2渦輪定子系統

渦輪定子系統主要由上部短節、渦輪殼體、各級渦輪定子、下部短節等部件組成，如圖3。它依靠上部短節和下部短節與外殼間的螺紋聯接將渦輪定子壓緊在殼體內[2]。

圖3　定子系統示意

2渦輪鉆具定轉子系統危險截面

要使渦輪鉆具軸上產生較大的功率，就必須采用多級渦輪的形式，其級數往往多達一二百級以上。各級定子之間以及各級轉子之間主要通過安裝中的夾緊力壓緊后，在接觸端面上產生摩擦力矩防止出現相對轉動。

渦輪鉆具定轉子系統安裝時需要確保鉆進時各級定子、各級轉子不會出現相對轉動，出現相對運動將會導致渦輪鉆具零部件出現損壞，最終導致鉆進失效。為了保證安裝質量，需要分別找到定轉子系統的最危險截面，保證最危險截面的安裝質量，就能保證整體的安裝質量。

2.1渦輪轉子系統危險截面

渦輪轉子為鉆頭提供轉矩進行鉆進，假設忽略能量損失，各級渦輪轉子旋轉力矩之和與鉆頭轉矩相等。如圖4所示，鉆頭與渦輪鉆具通過傳動軸連接，渦輪轉子旋轉力矩之和依靠末級渦輪轉子下端面傳遞給鉆頭。

圖4　轉子系統所受轉矩示意

如圖5所示，以渦輪鉆具第1～5級轉子為例，分析各級轉子接觸端面摩擦力矩變化趨勢。當第1級轉子轉矩為X，可以通過第1級與第2級轉子端面反方向的摩擦力矩X達到平衡。同時第2級轉子受到此摩擦力矩的反方作用力X，與第2級轉子本身所受的旋轉力矩同向，則第2級轉子需要第2級和第3極轉子之間接觸端面提供2X的摩擦力矩平衡。同理第3級與第4級端面摩擦力矩為3X，第5級與第6級端面摩擦力矩為5X。

圖5　轉子受力矩示意

由此可見，各級渦輪轉子的旋轉力矩通過端面摩擦力矩向下傳遞，各級端面摩擦力矩由上到下逐漸增大，最后通過最末一級渦輪轉子的下端面輸出，將各級渦輪轉子旋轉力矩之和傳遞給鉆頭。最末一級轉子端面為達到平衡所需摩擦力矩最大，最易發生相對運動，為轉子系統最危險截面，如圖6。如果能保證此截面不發生相對轉動，其他截面也不會發生相對轉動。

圖6　各級轉子端面摩擦力矩變化趨勢

2.2渦輪定子系統危險截面

渦輪定子與渦輪轉子不同，渦輪定子葉片與渦輪轉子葉片方向相反，渦輪定子受到反方向的旋轉力矩，且渦輪定子系統并無輸出端，渦輪定子系統需要兩端的端面共同平衡旋轉力矩，如圖7所示。此時兩端的Mf=M/2。

圖7　定子系統所受轉矩示意

圖8　定子受力矩示意

通過以上分析，可以得出定子系統各端面摩擦力矩變化趨勢，渦輪定子端面摩擦力矩由兩端向中間逐漸減小，中間一級定子端面在受力平衡狀態下摩擦力矩為0。定子系統兩端定子端面為達平衡所需摩擦力矩最大，為最危險截面。與渦輪轉子系統相似，保證了危險截面的安全，就能保證其他截面不會發生相對轉動。如圖9所示。

圖9　各級定子端面摩擦力矩變化趨勢

3保證危險截面安全所需夾緊力

通過以上分析得出了定轉子系統最易發生相對轉動的截面位置，軸向夾緊力需要確保各級定轉子不會發生相對轉動。因此，在安裝過程中需要求得保證最危險截面不發生相對轉動的最小夾緊力。最小夾緊力乘以安全系數之后就能作為安裝時的參考數據。為此，要分別找到夾緊力與渦輪定轉子接觸端面參數的關系。

3.1安裝轉子系統所需軸向夾緊力

通過以上分析，得到轉子系統危險截面為最末一級轉子下端面，通過對單個渦輪轉子的接觸端面進行受力分析，正常工作時，該轉子端面軸向上受到安裝過程擰緊轉子螺母時產生的夾緊力F，全部轉子自重G的反作用力以及液體流經轉子時對葉片的軸向沖擊力總Fz的反作用力，除此之外受到周向上的摩擦力矩Mf。實際情況中G及Fz遠遠小于夾緊力F，且不考慮G及Fz的反作用力對端面的夾緊作用會使轉子螺母的上緊轉矩略大于實際值，更加安全。因此，對此處端面的分析可以忽略G及Fz，只考慮夾緊力F及摩擦力矩Mf，如圖10所示。

圖10　轉子端面主要受力示意

對轉子端面dr進行分析，如圖11。

圖11　端面推導計算示意

面積為

dA=2πr·dr

假定端面與端面之間壓力p為常數，則正壓力之和為

dFN=p·2πr·dr

若端面之間的摩擦因數為f，則端面dr摩擦力為

dFf=f·dFN=f·p·2πr·dr

總摩擦力矩為

dMf=r·f·p·2πr·dr

對上式積分得

式中：a、b分別為轉子接觸端面的內徑和外徑。

得到

將F移動到等式左端得

通過此式得出夾緊力F與端面摩擦力矩之間的關系。此時軸向力F為保證最危險截面安全的最小軸向夾緊力，因此實際安裝中應保證夾緊力F大于此值，即

鉆進時，渦輪節內轉子旋轉力矩通過最末一級轉子的下端面摩擦力矩Mf轉化為渦輪鉆具輸出轉矩，因此該端面摩擦力矩Mf為與渦輪鉆具各級轉子所受轉矩之和M相等。將Mf替換為M，將F移動到等號左邊得

得到不同轉矩M時保證最危險截面安全的最小軸向夾緊力[3]。

3.2安裝定子系統所需夾緊力

對渦輪定子端面dr進行分析，如圖12所示。

圖12　定子端面主要受力示意

面積為

dA=2πr·dr

假定端面與端面之間壓力p′為常數，則正壓力之和為

dFN=p′·2πr·dr

若端面之間的摩擦因數為f，則端面摩擦力為

dFf=f·dFN=f·p′·2πr·dr

端面摩擦力矩為

積分得

式中：a′、b′分別為定子接觸端面的內徑和外徑。

得到

將F′移動到等式左邊得

通過此式得出夾緊力F′與端面摩擦力矩之間的關系。此時軸向力F′為保證最危險截面安全的最小軸向夾緊力，因此實際安裝中應保證夾緊力F′大于此值，即

此時，夾緊力F′為不同轉矩M′下保證最危險截面安全的最小軸向夾緊力。

4定轉子系統最大轉矩

4.1轉子系統最大轉矩

通過以上分析，得到了夾緊力F與渦輪各級轉子轉矩之和M的關系，即

通過上式可看出：轉子系統各級轉子轉矩之和M越大，保證危險截面安全所需夾緊力F就越大。因此，需要得到鉆進過程中各級轉子轉矩之和M的最大值，通過對某種尺寸渦輪鉆具分析，得到轉子系統各級轉子轉矩之和M與轉速的關系。各級轉子轉矩之和隨著轉速的增大而減小。由此可知，鉆進過程中，鉆頭發生制動時，轉子會產生最大的轉矩，此時，危險截面最易發生相對轉動。求出制動時的最小夾緊力，安裝時確保大于此值，即可保證其他轉矩下不會發生相對轉動。轉子轉矩隨轉速變化曲線如圖13所示。

圖13　轉子轉矩隨轉速變化曲線

4.2定子系統最大轉矩

通過以上分析，得到了夾緊力F′與渦輪各級定子轉矩之和M′的關系。與轉子系統類似，各級定子所受轉矩之和M′越大，保證危險截面安全所需夾緊力F′就越大，所以需要得到鉆進過程中各級定子轉矩之和M′的最大值。

液體作用于渦輪轉子葉片的力矩為

Mz=ρQR(C1u-C2u)

式中：C1u，C2u分別為轉子進口和出口絕對速度的徑向分量。

而對于定子，轉子出口的速度為定子的進口速度，轉子的進口速度為轉子的出口速度，由此得

Md=ρQR(C2u-C1u)

式中：Q為流量；S為垂直于軸向速度的定子出口流道的端面面積，S=πDb?。

由此得

Md=ρQR(C2u-C1u)=

由上式可得，當轉速為0時，也就是鉆進過程中突然制動時，定子葉片所受到的力矩最大，方向與轉子力矩方向相反。因此，計算渦輪鉆具定子系統保證危險截面安全的夾緊力F，只需要將制動時的定子系統各級定子轉矩之和M′代入即可。

5通過夾緊力求得上緊力矩

夾緊力是在擰螺栓過程中上緊力矩作用下的螺栓與被聯接件之間產生的。渦輪安裝過程中夾緊力通常并不能直接測得，而上緊轉子螺母和定子上下部接頭的力矩扳手能夠直接得出數值大小。渦輪定轉子系統上緊過程與螺栓夾緊連接板件過程類似。在螺栓夾緊連接板件過程中，螺母克服螺紋副間的摩擦力矩和端面上的摩擦力矩夾緊連接板件，如圖14所示。

圖14　螺栓夾緊板件示意

在擰緊轉子螺母和上部短節時，上緊力矩必須克服螺旋副間的螺紋力矩和端面上的摩擦力矩。其中螺紋上緊力矩包括由螺紋升角引起的力矩及螺紋副摩擦力矩，由螺紋受力可知，螺紋上緊力矩為[4]

將前文推導的保證渦輪定轉子系統鉆進時不發生相對轉對的夾緊力公式代入式中，即可求得保證渦輪鉆具定轉子不發生相對轉動的最小上緊力矩為

6結論

1)分析得到渦輪鉆具定轉子系統最易發生相對轉動的危險截面。

2)得到不同轉矩下保證最危險截面不發生相對轉動的最小夾緊力計算公式。

3)分析得到定轉子系統所受最大轉矩均發生在生產過程中鉆頭制動時。

4)與螺紋上緊力矩公式結合得到保證定轉子系統不發生相對轉動的最小上緊力矩計算公式。

參考文獻：

[1]譚春飛，蔡鏡侖.利用渦輪鉆具提高深井鉆速的試驗研究[J].石油鉆探技術，2003(5)：30-32.

[2]楊濤，符達良，許福東，等.渦輪鉆具軸向間隙的正確調節[J].石油機械，1998(8)：24-26.

[3]王先安.旋轉體表面摩擦力矩探討[J].云夢學刊，1997(4)：32-35.

[4]鄧衛平.螺栓聯接預緊力矩的計算與確定[J].廣西機械，1996(4)：14-19.

[5]姚堅毅，劉寶林，王瑜.渦輪鉆具水力設計與分析方法應用現狀研究[J].石油礦場機械，2012，41(3)：4-7.

Analysis and Calculation of Chucking Force for Turbodrill Stator and Rotor Installation

TAN Chunfei，LI Bowen，WANG Yuxuan，YAO Yang，LI Can

(CollegeofPetroleumEngineering，ChinaUniversityofPetroleum，Beijing102249，China)

Abstract：The installation of stator and rotor system is very important.These known methods that based on experience can't accurately judge on whether meet the production requirements.With analyzing the stator and rotor system，finding its dangerous cross-section，one method of calculating chucking force and tightening torque is put forward to ensure the quality of installation，to help the installation process and ensure the installation quality.

Keywords：turbodrill；stator；rotor；dangerous cross section；tightening torque；chucking force

中圖分類號：TE921.2

文獻標識碼：A

doi：10.3969/j.issn.1001-3482.2016.04.009

作者簡介：譚春飛(1968-)，男，四川巴中人，副研究員，碩士，主要從事油氣井工程的教學工作和井下動力鉆具及深井超深井鉆井提速技術方面的研究。

基金項目：國家科技重大專項“復雜結構井優化設計與控制關鍵技術”(2011ZX05009-005)

收稿日期：2015-10-02

文章編號：1001-3482(2016)04-0032-06