Героторный механизм рабочих органов объемной гидравлической машины

Заявленное техническое решение относится к зубчатым механизмам внутреннего зацепления и может быть использовано в машиностроении в качестве рабочих органов гидравлических и пневматических машин с прямыми и винтовыми зубьями, а также в ДВС и планетарных редукторах.
Известен зубчатый механизм с внутренним циклоидальным зацеплением, применяемый в качестве рабочего органа многозаходных винтовых забойных двигателей для бурения скважин, с разницей в числах зубьев ротора и статора равной единице, сопряженные торцовые профили которых образуются как огибающие эквидистанты укороченной циклоидальной рейки при ее обкатке по основной окружности (Героторный механизм. А.с. СССР №803572 от 08.10.1979).
В общем случае геометрия героторного механизма с циклоидальным профилем зубьев для любого кинематического отношения и типа зацепления (эпи или гипо) определяется сочетанием трех безразмерных геометрических коэффициентов (внецентроидности, формы зуба и смещения рейки), что усложняет технологию изготовления и выбор оптимальной формы профилей, описываемых сложными математическими выражениями, зависящими от сочетания трех вышеуказанных безразмерных коэффициентов.
На основе исследования и оптимизации данного метода построения циклоидального торцового профиля в практике проектирования и изготовления рабочих органов героторного механизма геометрические параметры торцового профиля стандартизированы до обобщенного вида, при котором для каждого кинематического отношения из трех безразмерных коэффициентов зацепления два коэффициента (внецентроидности и формы зуба) принимаются постоянными, а третий (коэффициент смещения) назначается исходя из заданного контурного диаметра с учетом необходимости сохранения плавности рабочего контура (ОСТ 39-164-84. Передача зубчатая ротор - статор винтового забойного двигателя. Исходный контур. Расчет геометрии).
В случае построения циклоидального торцового профиля по ОСТ 39-164-84 отношение контурного диаметра рабочих органов (по впадинам зубьев статора) к эксцентриситету зацепления является свободным параметром, не регламентированным в процессе проектирования.
Недостатком данного подхода к построению торцового профиля героторного механизма, обеспечивающего стандартизацию проектных решений и унификацию параметров зубонарезного инструмента, является невозможность достижения экстремальных (максимального или минимального) значений площади живого сечения, что в ряде случаев является необходимым условием расчета героторного механизма с целью обеспечения максимально возможной частоты вращения или крутящего момента роторной гидравлической или пневматической машины.
Задача, на решение которой направлена полезная модель, заключается в установлении взаимосвязи геометрических параметров циклоидального торцового профиля, обеспечивающей достижение максимальной или минимальной площади живого сечения героторного механизма с целью проектирования рабочих органов роторной гидравлической или пневматической машины с максимально возможным значением частоты вращения или крутящего момента.
z
z
D
е
D
e
с
r/e
с
r
/e
с
x
/e
i=z
:z
1
2
к
к
о
е
ц
Δ
1
2
1
Поставленная задача достигается за счет того, что при проектировании рабочих органов роторной гидравлической или пневматической машины, выполненных в виде героторного механизма с циклоидальным торцовым профилем статора и ротора, числа зубьев (; ) которых различаются на единицу, отношение контурного диаметра (по впадинам зубьев статора)  к эксцентриситету  зацепления (/), зависящее от сочетания безразмерных геометрических коэффициентов (внецентроидности  = , формы зуба  =  и смещения  = Δ), используемых при образовании торцового профиля по методу обкатки циклоидальной рейки, назначается в диапазоне, обеспечивающем достижение максимальной или минимальной площади живого сечения для заданного кинематического отношения  при сохранении плавности контуров зубьев и отсутствии интерференции сопряженных профилей в случае их образования от общей рейки.
При этом за счет варьирования численными значениями указанных безразмерных геометрических коэффициентов могут быть получены различные формы сопряженных профилей зубчатых колес (ротора и статора) и их модификация, обеспечивающая достижение экстремальных значений площади живого сечения, в зависимости от конструктивных и технологических условий при создании рабочих органов.
В дальнейшем заявленная полезная модель поясняется описанием и чертежами.
На фиг. 1 показана общая схема образования циклоидального торцового профиля методом обкатки исходного контура циклоидальной рейки с учетом возможности смещения рейки относительно производящей прямой.
На фиг. 2 представлены гипоциклоидальные торцовые профили многозаходных героторных механизмов с различным кинематическим отношением (2:3; 5:6; 9:10) в эталонном случае их образования (при отсутствии смещения контура рейки при построении исходного профиля и стандартизированных значениях коэффициентов внецентроидности и формы зуба).
D
e
с
с
D
e
к
о
е
к
На фиг. 3 показаны графики зависимости безразмерного коэффициента / от числа заходов ротора для эталонного героторного механизма ( = 1,175;  = 2,175), а также предложенный контур изменения коэффициента /, обеспечивающий достижение максимальной площади живого сечения.
На фиг. 4 изображены гипоциклоидальные торцовые профили с кинематическим отношением 2:3; 5:6; 9:10 и необходимым сочетанием безразмерных коэффициентов, обеспечивающим максимальную площадь живого сечения при сохранении плавности контуров зубьев.
с
, с
, с
D
e
S/D
о
е
Δ
,
к
k
2
На фиг. 5 представлены альтернативные варианты гипоциклоидальных торцовых профилей с максимальной площадью живого сечения для механизма с кинематическим отношением 3:4 при различных сочетаниях коэффициентов профиля (), обеспечивающих постоянство безразмерного параметра / = 9,2 и площади живого сечения ( = 0,2).
На фиг. 6 представлены примеры образования гипоциклоидального торцового профиля с минимальной площадью живого сечения для механизма с кинематическим отношением 3:4 при отсутствии интерференции сопряженных профилей (фиг.6а, 6б) и при наличии интерференции профилей ротора и статора в случае их образования от общей циклоидальной рейки (фиг.6в).
На фиг. 7 изображен героторный механизм с кинематическим отношением 2:3, построенный от общей рейки и отличающийся заметной интерференцией сопряженных профилей.
D
e
к
На фиг. 8 для сравнения показаны торцовые профили героторного механизма с кинематическим отношением 5:6 с максимальной и минимальной площадью живого сечения при различных значениях параметра /.
На фиг. 9 изображена схема размещения винтового забойного двигателя с двумя углами перекоса в корпусе технической системы «Перфобур».
На фиг. 10 представлена схема размещения винтового забойного двигателя с двумя углами перекоса в радиальном канале ствола скважины.
Во многих отраслях машиностроения (например, в нефтегазовой промышленности) нашли применение объемные роторные гидравлические и пневматические машины с внутренним зацеплением рабочих органов (пара ротор-статор). Торцовые профили рабочих органов таких машин представляют собой замкнутые периодические кривые, угловой шаг которых обратно пропорционален числу зубьев.
Для большинства конструктивных схем роторных гидравлических и пневматических машин ротор совершает планетарное движение, а торцовые профили их рабочих органов, получившие название «героторный механизм», являются циклоидальными и образуются от эквидистанты гипо- и эпициклоиды или в общем случае как огибающие эквидистанты 3 укороченной циклоидальной рейки 2 (в общем случае смещенной относительно номинального положения 2, полученного при качении производящей окружности единичного радиуса 6 по производящей прямой 4) при ее обкатке по основной окружности 5 (фиг. 1).
D
к
Форма и кривизна профиля циклоидального колеса при заданном контурном диаметре  полностью определяется тремя безразмерными геометрическими коэффициентами:
с
r/e
0
коэффициентом внецентроидности = ;
c
r
/e
e
ц
коэффициентом формы зуба  = ;
с
x
/e,
Δ
1
коэффициентом смещения рейки = Δ
r
е
r
x
ц
1
где  - радиус производящей окружности; - эксцентриситет;  - радиус эквидистанты; Δ- смещение исходного контура рейки (фиг. 1).
При различном сочетании безразмерных коэффициентов можно получить торцовые профили героторного механизма с заданным кинематическим отношением, которые будут иметь различные геометрические параметры, в том числе площадь живого сечения (как разность площадей профилей статора и ротора).
О
О
е
1
2
Эталонные гипоциклоидальные профили с различным кинематическим отношением (2:3; 5:6; 9:10), построенные методом обкатки при отсутствии смещения исходного контура рейки, форма зубьев которой соответствует ОСТ 39-164-84, изображены на фиг. 2. Точки и , смещенные на расстояние эксцентриситета , принадлежат центрам сечений соответственно статора и ротора. Как видно, с увеличением числа зубьев площадь живого сечения рабочих органов, представляющая сумму отдельных рабочих камер, снижается, но при этом возрастает кратность действия героторного механизма в процессе его работы.
Площадь живого сечения является одним из факторов, определяющих рабочий объем гидравлической или пневматической машины и оказывает непосредственное влияние на их основные технические показатели (частоту вращения, крутящий момент, перепад давления).
В определенных условиях при проектировании рабочих органов машины необходимо назначить такую форму циклоидальных профилей, которая обеспечивает достижение максимального или минимального значения площади живого сечения героторного механизма с целью обеспечения максимально возможной частоты вращения или крутящего момента гидромашины.
D
e
к
Для построения торцового профиля с экстремальным значением площади живого сечения требуется установить необходимые соотношения между геометрическими размерами зубчатых колес. Однако до настоящего времени в теории циклоидального зацепления не приведены обобщенные данные по выбору оптимальных сочетаний геометрических параметров профиля, в частности между контурным диаметром (по впадинам зубьев статора) и эксцентриситетом зацепления / для данного кинематического отношения героторного механизма.
с
D
e
Δ
к
В случае построения торцовых профилей по ОСТ 39-164-84, когда два безразмерных коэффициента принимаются постоянными, а третий коэффициент () определяется исходя из заданных значений контурного диаметра и эксцентриситета зацепления, достижение экстремальной площади живого сечения не представляется возможным из-за неоптимального выбора коэффициентов внецентроидности и формы зуба в отношении площади живого сечения героторного механизма, что обусловлено тем, что здесь отношение / является свободным параметром, строго не регламентированным в процессе проектирования.
Стандартизированный подход к проектированию циклоидального торцового профиля ограничивает возможности выбора оптимальных геометрических параметров и совершенствования характеристики гидравлической или пневматической машины, поскольку при его реализации не учитывается необходимое сочетание между диаметральным размером и эксцентриситетом (межосевым расстоянием) героторного механизма.
D
e
к
В общем случае зависимость отношения / от числа заходов ротора для героторного механизма с циклоидальным профилем зубьев можно представить в следующем виде
, (1)
z
z
= z
-
.
2
2
1
где - число зубьев ротора (внутреннего колеса), 1
D
e
h
e
k
Если при заданном контурном диаметре  требуется обеспечить постоянный эксцентриситет  и высоту зубьев ( = 2), то между безразмерными коэффициентами профиля должна установиться следующая взаимосвязь:
(2)
D
/e = const
S
k
Результаты расчетов показывают, что при  площади отдельных камер героторного механизма сохраняют практически постоянную величину, несмотря на различную конфигурацию торцовых профилей ротора и статора при изменении геометрических коэффициентов в соответствии с выражением (2). Этот вывод можно применить при построении циклоидального торцового профиля, обладающего экстремальным значением площади живого сечения  при заданном диаметральном размере и кинематическом отношении рабочих органов.
D
e
с
с
с
i=z
:z
к
о
е
Δ
2
1
При таком подходе при проектировании рабочих органов роторной гидравлической или пневматической машины, выполненных в виде героторного механизма с циклоидальным торцовым профилем статора и ротора, числа зубьев которых различаются на единицу, отношение контурного диаметра к эксцентриситету зацепления (/), зависящее от сочетания безразмерных геометрических коэффициентов (внецентроидности , формы зуба  и смещения ), используемых при образовании торцового профиля по методу обкатки циклоидальной рейки, назначается исходя из достижения максимальной или минимальной площади живого сечения для заданного кинематического отношения  при сохранении плавности контуров зубьев и отсутствии интерференции сопряженных профилей ротора и статора.
D
e
к
Для каждого кинематического отношения (заходности) героторного механизма существует диапазон изменения безразмерного параметра / обеспечивающий достижение экстремальной площади живого сечения при соблюдении условий отсутствия разрыва кривизны и интерференции (пересечения) профилей.
Численные значения данных диапазонов, соответствующие максимальной площади живого сечения для многозаходных рабочих органов, представлены на фиг. 3 в виде заштрихованного контура.
D
/e
к
Данный контур не пересекается с графиком  (линия 1) для героторного механизма с эталонным циклоидальным профилем зубьев (фиг. 2), что подтверждает неоптимальность такого варианта при создании машины с максимальным рабочим объемом.
D
/e
с
, с
, с
с
; с
D
= const
S
к
о
е
Δ
о
е
к
Проектирование торцового профиля с оптимальным значением безразмерного параметра  является вариативным и может быть осуществлено за счет выбора необходимого сочетания между геометрическими коэффициентами ()в соответствии с выражением (2). При этом варьирование лишь одним коэффициентом смещения ( - const) ограничивает возможности проектирования и при заданном диаметральном габарите () не позволяет изменять площадь живого сечения  более чем на 25%.
В результате при проектировании рабочих органов роторной гидравлической или пневматической машины с целью достижения максимальной площади живого сечения безразмерные геометрические коэффициенты циклоидального торцового профиля назначаются в диапазонах:
D
е
к
/ = 6…24,
с
о
= 1,05…1,2,
с
е
= 0…1,75,
с
Δ
= - 2,5…0,5,
D
e
к
причем меньшие значения коэффициента / относятся к героторным механизмам с малыми числами зубьев.
S/D
D
e
к
к
2
В качестве примера предложенной методики построения циклоидального профиля на фиг. 5 представлены три возможных варианта исполнения рабочих органов героторного механизма с кинематическим отношением 3:4 с максимальной площадью живого сечения ( = 0,20) и различным сочетанием безразмерных коэффициентов профиля при постоянном отношении / = 9,2, соответствующем предложенному контуру, изображенному на фиг. 3.
Выбор окончательного варианта героторного механизма с максимальной площадью живого сечения производится на основе сравнения геометрических (в частности, приведенная кривизна контура, высота зубьев), кинематических (скорость скольжения, инерционная сила) и технологических параметров с учетом типа проектируемой машины и заданных условий эксплуатации.
D
/e
,
k
При проектировании рабочих органов с минимальной площадью живого сечения при идеальном способе построения профилей (когда сопряженный профиль строится как огибающая исходного профиля при их обкатке по начальным окружностям) можно получить героторный механизм с любой необходимой площадью живого сечения (фиг. 6a, 6б) теоретически достигающей нулевого значения (в этом случае  →∞ а профили ротора и статора стремятся к окружности).
с
с
с
о
е
Δ
Однако, если исходный и сопряженный профили строятся от общего контура циклоидальной рейки, изображенной на фиг. 1 (что часто применяется на практике с целью сокращения затрат на проектирование и изготовление зубонарезного инструмента), то получение торцового профиля с минимальной площадью живого сечения ограничивается условием отсутствия интерференции сопряженных профилей ротора и статора (фиг. 6в). В этом случае при проектировании профиля целесообразно назначать коэффициент внецентроидности  близким к единице, а сочетание коэффициентов и должно приниматься из условия минимального пересечения профилей.
Пример героторного механизма с явно выраженной интерференцией сопряженных профилей вследствие высокого значения коэффициента внецентроидности представлен на фиг. 7, применение такого варианта возможно при использовании статора с эластичной обкладкой.
В общем случае при проектировании героторных механизмов с минимальной площадью живого сечения можно принять
D
е
к
/ > 15…30,
D
e
к
причем меньшие значения коэффициента / относятся к героторным механизмам с малыми числами зубьев.
Кроме того, при окончательном выборе варианта героторного механизма с минимальной площадью живого сечения необходимо учитывать величину гидравлического радиуса, определяющего коэффициент сопротивления и гидравлические потери в рабочей паре, особенно при работе на вязких жидкостях и газожидкостных смесях.
Для обобщения возможной реализации полезной модели на фиг.8 изображены варианты торцовых профилей механизма с кинематическим отношением 5:6, обеспечивающие максимальную и минимальную площадь живого сечения (изменение площади составляет 50%) за счет варьирования безразмерными геометрическими коэффициентами.
Техническим результатом заявленной полезной модели является повышение качества процесса проектирования рабочих органов роторных гидравлических и пневматических машин с циклоидальным профилем зубьев, а также обоснование условий модификации циклоидальных торцовых профилей для достижения максимальной или минимальной площади живого сечения героторного механизма с различным кинематическим отношением, что создает предпосылки дальнейшего повышения эффективности применения объемных роторных машин в различных отраслях машиностроения.
Например, для технической системы «Перфобур», предназначенной для проведения работ, обеспечивающих возможность эксплуатации продуктивных пластов малой мощности в нефтяных и газовых скважинах посредством бурения из основного ствола скважины каналов сверхмалого диаметра 60…70 мм и длиной до 14 метров по прогнозируемой траектории при вторичном вскрытии через предварительно фрезерованное «окно» в обсадной колонне, требуются специальные малогабаритные циклоидальные винтовые забойные двигатели (ВЗД) с наружным диаметром корпуса не более 43…49 мм. Такие двигатели посредством клина-отклонителя, входящего в состав технической системы «Перфобур», способны обеспечить вхождение в пласт под углом 5…7 град. относительно оси основного ствола при темпе набора угла кривизны в процессе бурения до 10 град./м (Бурильная компоновка с малогабаритным гидравлическим забойным двигателем. Патент на полезную модель №195139 от 25.12.2017).
На фиг. 9 и 10 представлены схемы размещения малогабаритного ВЗД с двумя углами перекоса соответственно в корпусе технической системы «Перфобур» и в радиальном канале ствола скважины с радиусом кривизны 7…9 м.
Одна из проблем при разработке гидравлического двигателя для такой технической системы, а также неэффективность использования серийных малогабаритных ВЗД определяются необходимостью обеспечения требуемого высокого уровня крутящего момента двигателя, зависящего от возможности достижения максимальных значений площади живого сечения и рабочего объема в ограниченном диаметральном и осевом габаритах, что может быть реализовано на основе предложенных в заявке технических решений по выбору формы циклоидального торцового профиля рабочих органов.
D
е
с
с
с
к
о
е
Δ
Разработанный гидравлический двигатель диаметром 49 мм, рабочие органы которого были выполнены в точном соответствии с предложенной в заявке на полезную модель формой циклоидального торцового профиля за счет варьирования безразмерными геометрическими коэффициентами (/ = 6…24;  = 1,05…1,2;  = 0…1,75;  = - 2,5…0,5), испытан на производственной площадке ООО «Перфобур» (г. Уфа) на специализированном испытательном стенде, позволяющем имитировать условия работы технической системы в скважине с регистрацией необходимых параметров для подбора оптимальных режимов работы оборудования посредством установленных на стенде КИП и специального программного обеспечения, позволяющего на основе полученных данных строить в реальном времени графики характеристик всех элементов системы.
В процессе испытаний на различных режимах двигатель развивал крутящий момент при максимальной мощности до 200 Н⋅м, что соответствует основным техническим требованиям для реализации рассматриваемой технологии бурения и характеризует промышленную полезность предлагаемой полезной модели.