ГЕРОТОРНЫЙ МЕХАНИЗМ ВИНТОВОГО ЗАБОЙНОГО ДВИГАТЕЛЯ

Полезная модель относится к героторным механизмам винтовых забойных двигателей для бурения нефтяных и газовых скважин, к винтовым насосам для добычи нефти и перекачивания жидкостей, а также к винтовым гидромоторам общего назначения.
t
cp
t
t
t
N
cp
N
Известен многозаходный винтовой героторный механизм винтового забойного двигателя по патенту 2165531 «Героторный механизм винтового забойного двигателя» (опубл. 2001.04.20), содержащий статор с внутренними винтовыми зубьями, выполненными из упругоэластичного материала, например из резины, и ротор с наружными винтовыми зубьями, число которых на единицу меньше числа зубьев статора, причем ось ротора смещена относительно оси статора на величину эксцентриситета, равную половине радиальной высоты зубьев, профили наружных зубьев ротора и внутренних зубьев статора в торцевом сечении выполнены взаимоогибаемыми, а ходы винтовых зубьев ротора и статора пропорциональны числам их зубьев. Профили зубьев статора и ротора в торцевом сечении выполнены как огибающие общего исходного контура циклоидальной рейки, очерченной эквидистантой укороченной циклоиды. При этом в торцевом сечении толщина С зуба статора по среднему диаметру D зубьев и окружной шаг S этих зубьев связаны соотношением C/S=0,45-0,65, а толщина C зуба статора по среднему диаметру D зубьев в сечении, перпендикулярном направлению винтовой линии зуба статора и радиальная высота h зуба статора, связаны соотношением C/h≥1,75.
Недостатком известного героторного механизма является то, что полученная форма зуба не оптимальная с точки зрения восприятия изгибных нагрузок. В результате этого нарушается расчетная кинематика героторного механизма, увеличивается износ зубьев статора, уменьшается ресурс героторного механизма.
Наиболее близким к заявляемой полезной модели является героторный механизм, по патенту 2166603 «Героторный механизм винтовой забойной гидромашины» (опубл. 2001.05.10), содержащий статор с внутренними винтовыми зубьями, выполненными, из упругоэластичного материала, например, из резины, и ротор с наружными винтовыми зубьями, число которых на единицу меньше числа зубьев статора, причем ось ротора смещена относительно оси статора на величину эксцентриситета, равную половине радиальной высоты зубьев, ходы винтовых зубьев ротора и статора пропорциональны числам их зубьев. Профиль зубьев статора в торцевом сечении выполнен как огибающая исходного контура циклоидальной рейки, очерченной эквидистантой с
C1
C2
C1
c2
c1
радиусом R укороченной циклоиды, а профиль зубьев ротора в торцевом сечении выполнен как огибающая другого исходного контура циклоидальной рейки с радиусом эквидистанты R, выполненным больше чем R или связанным соотношением R=R+(0,1...0,5)Е, где Е - радиус производящей окружности, равный величине эксцентриситета
c1
B
c1
c2
c1
v
Другим вариантом известного изобретения является также выполнение героторного механизма таким образом, что профиль зубьев статора в торцевом сечении выполнен как огибающая исходного контура циклоидальной рейки, очерченной эквидистантой с радиусом R укороченной циклоиды, а профиль зубьев ротора в торцевом сечении очерчен сопряженными дугами окружностей, причем, выступ зуба ротора очерчен дугой радиуса R, большего, чем радиус эквидистанты статора R, или связан с ним соотношением R+R(0,1 0,5)E, а профиль впадины зуба ротора очерчен дугой радиуса R, зависящего от числа зубьев ротора, его наружного диаметра и эксцентриситета [
Однако выполнение зубьев героторного механизма по указанным выше вариантам не соответствует оптимальным с точки зрения восприятия изгибных нагрузок.
Для получения высокой изгибной жесткости зубьев статора в героторном механизме винтового забойного двигателя, или в винтовом насосе с внутренними винтовыми зубьями, выполненными, из упругоэластичного материала, например, из резины, объем зуба упругоэластичной обкладки статора необходимо рассчитать в зависимости от величины радиальной Fr и перекашивающей Fпер сил, определяемых при силовом расчете или полученных при испытании героторного механизма.
k
ц
Поставленная задача может быть решена только при условии, если для наперед заданных контурного диаметра D и формы зуба, оптимальной с точки зрения восприятия изгибных нагрузок будет назначена необходимая эквидистанта укороченной гипоциклоиды с параметрами е, r и r статора.
При проектировании героторного механизма с параметрами, оптимальными для восприятия изгибных нагрузок, необходимо определять:
k
контурный диаметр D,
1
число зубьев z,
эксцентриситет зацепления - е,
ц
соотношения между радиусом катящегося круга - r и радиусом эквидистанты - r
r
пер
в зависимости от величины главного - перекашивающего момента, найденного при предварительном расчете гидравлических радиальной F и перекашивающей F сил.
kz
Площадь F сечения внутренних винтовых зубьев статора в контурном кольце зубчатого венца торцового сечения статора определяется выражением:
, здесь
kz
f1
a1
F - площадь сечения внутренних винтовых зубьев статора в контурном кольце r...rзубчатого венца,
π=3,14159265358979,
1
h=2е - высота зуба статора,
е - эксцентриситет зацепления,
cp
k
1
D=D-h - средний диаметр зубчатого венца статора,
к
D - контурный диаметр,
1
cp
k
f1
a1
πhD=F - площадь контурного кольца статора r...r;
пер
F - перекашивающая сила,
r
F - радиальная сила,
r - радиус катящейся окружности при образовании эквидистанты укороченной гипоциклоиды;
1
Z - число зубьев статора;
ц
r - радиус эквидистанты укороченной гипоциклоиды;
ц
ц
f(r, r) - подынтегральная функция аргументов r, r площади статора;
Ψ - угол поворота круга радиуса r при качении.
kz
То есть, F можно представить через параметры эквидистанты укороченной гипоциклоиды как
k
где D - контурный диаметр рабочего органа героторного механизма.
Величина Fkz может быть изменена по результатам испытания или в зависимости от условий эксплуатации героторного механизма.
k
1
2
r
пер
На предварительном этапе проектирования героторного механизма, по известным методикам, например, БАЛДЕНКО Д.Ф. и др. Винтовые забойные двигатели: справочное пособ. - М.: Недра, 1999. - 375 с, ГУСМАН М.Т. и др., Забойные винтовые двигатели для бурения скважин. - М.: Недра, 1981, с.86-94, определены D, е, z, z, радиальная F и перекашивающая F силы.
Профиль статора и площадь сечения внутренних винтовых упругоэластичных зубьев статора, очерченных эквидистантой укороченной гипоциклоиды, рассчитывается по результатам динамического расчета.
Например:
r
пер
На предварительном этапе проектирования героторного механизма, по известным методикам определены Dk, e, z1, z2, радиальная F и перекашивающая F силы, тогда:
Профиль статора определяется:
f1
k
r=D/2 - контурный радиус, радиус впадин зубчатого венца статора.
е - эксцентриситет.
1
h - высота зуба статора.
а1
f1
r=г-2е; радиус выступов зубьев статора.
sr1
f1
r=r-е; средний радиус зубчатого венца.
r - радиус катящегося круга; находится из интегрального уравнения.
f=r/e; коэффициент внецентроидности.
b1
1
r=rz; радиус базовый окружности при качении по ней круга радиуса r для образования профиля статора.
ц
а1
b1
r=r-r+e+r; радиус эквидистанты. Находится из интегрального уравнения
Производные по аргументу ψ
Area1=R1###U132S'###U132Cos(γ);
Дифференциал дуги профиля статора
Площадь, ограниченная торцовым контуром профиля статора
f1
а1
Площадь Fk кольца r...r
kz
Площадь F зубьев статора в кольце
kz
f1
1
2
F=π(r)-F;
kv
Площадь F впадин статора в кольце
пер
r
пер
Угол γ от главного (перекашивающего) момента из расчета гидравлических радиальной F и перекашивающей F сил (Д.Ф.Балденко, Ф.Д.Балденко, А.Н.Гноевых «Винтовые забойные двигатели» Москва, Недра, 1999, стр.156)
p
Коэффициент К, (Д.Ф.Балденко, Ф.Д.Балденко, А.Н.Гноевых «Винтовые забойные двигатели» Москва, Недра, 1999, стр.156), учитывающий прочностные свойства зубчатого венца статора назначается конструктором зацепления из условия
2
2
пер
p
пер
пер
p
Cos(γ)≤К≤Sec(γ), (γ=32,5°, при k=1, 0,8≤К≤1,3)
p
К может быть изменен по результатам работы героторного механизма.
p
пер
2
Начальное значение на предварительном этапе расчета зацепления К=Sec(γ);
ц
Интегрального уравнение для определения профиля статора. Поиск радиуса r катящегося круга и радиуса r эквидистанты.
Профиль статора, полученный с учетом влияния изгибных нагрузок, действующих со стороны ротора, обеспечивает получение оптимальной формы зуба ротора, необходимой для передачи контактных нагрузок. При использовании расчета профиля зуба с учетом влияния изгибных нагрузок устраняется недостаток расчетов, когда при
cp
экстремальных профилях линейная величина толщины зуба статора на окружности D перестает характеризовать прочностные свойства зуба.
Профиль статора, полученный с учетом влияния изгибных нагрузок исключает применение рейки. Полученная форма зуба, оптимальная для восприятия контактных напряжений и изгибающих эластомерные зубья статора нагрузок становится независимой от смещения рейки.
ц
f1
Δ
Циклоидально-реечное зацепление для получения рабочих органов заменено проектированием эквидистанты укороченной гипоциклоиды с параметрами е, r и r, проходящей через 3 точки в кольце зубчатого венца статора. Для контурного кольца статора первая точка лежит на R, промежуточная вторая - есть функция известной площади эквидистанты укороченной гипоциклоиды, определенной через силовой расчет, третья точка принадлежит диаметру выступов зубьев статора. Так же, как в реечном зацеплении существуют экстремальные смещения е###U132C контура рейки, так и при проектировании статора по полезной модели должны быть определены экстремальные линии эквидистанты укороченной гипоциклоиды в контурном кольце (см. фиг.4) зацепления.
Поскольку наработка на отказ героторного механизма определяется главным образом фрикционным износом пары ротор-статор, то для обеспечения минимизации скорости изнашивания рабочих органов модифицированный (коррегированный) профиль ротора может быть выполнен по эквидистанте укороченной гипоциклоиды, проходящей через 3 коррегирующие профиль точки.
Полезная модель поясняется рисунками, где
На фиг.1 показан героторный механизм винтового забойного двигателя в продольном разрезе; ротор частично оборван для показа направления винтовых зубьев статора.
На фиг.2 приведено поперечное сечение героторного механизма винтового забойного двигателя по линии А-А;
На фиг.3 в увеличенном масштабе вычерчен профиль зуба статора в контурном кольце героторного механизма.
На фиг.4 варианты профилей внутренних винтовых зубьев статора в торцевом сечении
ц
1
k
1
k
На фигурах 5 и 6, по данным таблиц 4 и 5, показаны рисунки рабочих органов винтового забойного двигателя с экстремальными значениями параметров r и r эквидистанты укороченной гмпоциклоиды для z=6; e=1; D=18.1 и z=8; e=1; D=22.5 мм.
ц
kz
При проведении исследований были выявлено, что изгибная жесткость зубьев увеличивается, если профиль этих зубьев очерчен эквидистантой укороченной гипоциклоиды с параметрами е, r и r, обеспечивающими получение площади F сечения.
ц
Δ
В предлагаемом героторном механизме винтового забойного двигателя образования рабочих органов посредством циклоидально-реечного зацепление заменено на проектирование эквидистанты укороченной гипоциклоиды с параметрами е, r и r Так же, как в реечном зацеплении существуют экстремальные смещения еC контура рейки, так и при проектировании статора по полезной модели должны быть определены экстремальные линии очерченные эквидистантой укороченной гипоциклоиды в контурном кольце (см. фиг.4) зацепления.
2
1
2
2
1
1
1
ц
1
k
1
k
1
k
Героторный механизм винтового забойного двигателя или винтового насоса (фиг.1 и 2) содержит статор 1 с внутренними винтовыми зубьями 2, очерченными эквидистантой укороченной гипоциклоиды и выполненными из упругоэластичного материала, например из резины, и ротор 3 с наружными винтовыми зубьями 4, число которых Z на единицу меньше числа Z внутренних винтовых зубьев 2 статора 1. Ось OO ротора 3 смещена относительно оси OO статора 1 на величину эксцентриситета е, равную половине радиальной высоты h зубьев 2 и 4. Контура наружных винтовых зубьев 4 ротора 3 и внутренних винтовых зубьев 2 статора 1 в торцевом сечении показаны по в соответствии с данными, приведенными в таблицах 1, 2 и 3. Каждый профиль - эквидистанта укороченной гипоциклоиды с разным сочетанием параметров r и r при е, Z, D=Const. Жирной линией выделен профиль, полученный из динамического расчета как один из профилей между экстремальными значениями, приведенными в таблицах 1, 2 и 3. В таблицах 1 и 2 приведены результаты аналитического расчета вариантов для z=6; e=1; D=18.1 мм и z=8; e=1; D=22.5 мм. В соответствии с вышеизложенным, модифицированный профиль ротора может быть выполнен по эквидистанте укороченной гипоциклоиды, проходящей через 3 коррегирующие точки, образующие профиль ротора.
В верхней части рабочий орган винтового забойного двигателя - статор 1 снабжен резьбой 5 для присоединения к колонне бурильных труб (не показаны), в нижней части статор 1 снабжен резьбой 6 для соединения с корпусом опорного узла (последний не показан), а ротор 3 резьбой 7 соединен с валом опорного узла (не показан).
Героторный механизм винтового забойного двигателя работает следующим образом. Промывочная жидкость, подаваемая с поверхности по колонне бурильных труб, поступает в верхнюю часть героторного механизма, и в результате винтового направления зубьев 2 и 4 статора 1 и ротора 3 под действием неуравновешенных
2
2
1
1
2
2
2
гидравлических сил ротор 3 приводится во вращение, при этом его ось OO вращается вокруг оси OO статора 1 против часовой стрелки по окружности радиуса е, а сам ротор 3 поворачивается относительно своей оси ОО по часовой стрелке с уменьшенной в Z раз угловой скоростью.
Окружная сила, соответствующая развиваемому крутящему моменту, воспринимается эластомерными зубьями 2 статора 1 в меру их изгибной жесткости в торцевом сечении, определяемой интегральным отношением предлагаемого технического решения.
При использовании героторного механизма в винтовых насосах ротор 3 приводится во вращение и, обкатываясь по зубьям 2 статора 1, преобразует механическую энергию вращения в гидравлическую энергию потока жидкости.
Кинематика движения ротора 3 винтового насоса и преимущества, получаемые при использовании предложенного героторного механизма, аналогичны описанным выше для винтового двигателя.
Благодаря наличию этих признаков в предлагаемом героторном механизме винтового забойного двигателя за счет повышения изгибной жесткости зубьев повышается КПД и эффективная мощность, минимизирована скорость изнашивания рабочих органов, а случаи не запуска двигателя после его полного торможения отсутствуют.