潜油螺杆泵采油系统轴向力计算及轴承强度分析

第２３卷第１期　２０１０年１月　

机电产品开崖与钏新　

Ｄｅｖｅｌｏｐｍｅｎｔ＆Ｉｎｎｏｖａｔｉｏｎ　ｏｆ　Ｍａｃｈｉｎｅｒｙ＆Ｅｌｅｃｔｒｉｃａｌ　Ｐｒｏｄｕｃｔｓ　Ｖｏ１．２３．Ｎｏ．１　

Ｊａｎ．．２０１　０　

文章编号：１００２—６６７３（２０１０）Ｏ１一Ｏ１５—０３　

潜油螺杆泵采油系统轴向力计算及轴承强度分析　

张旭．王世杰　（沈阳工业大学机械工程学院，沈阳１１０８７０）　

摘要：潜油螺杆泵采油系统中轴向承载能力决定其排量、机组下潜深度、寿命等关键技术指标。根据潜　油螺杆泵采油系统中轴向压力的计算方法计算出轴向载荷，对联轴装置中影响轴向承载能力的关　键零部件——推力轴承进行了有限元分析。分析结果表明：总体应力分布比较均匀．但是偏向一　侧，这与实际情况中，单向推力轴承承受偏心轴向载荷时的载荷分布是完全一致的。　关键词：螺杆泵；轴向载荷：推力轴承：有限元分析　中图分类号：ＴＨ一３９　文献标识码：Ａ　ｄｏｉ：１０．３９６９／　．ｉｓｓｎ．１００２—６６７３．２０１０．０１．００７　

Ｃｏｍｐｕｔａｔｉｏｎ　ｏｆ　Ａｘｉａｌ　Ｆｏｒｃｅ　ａｎｄ　Ｆｉｎｉｔｅ　Ｅｌｅｍｅｎｔ　Ａｎａｌｙｓｉｓ　ｏｆ　Ｂｅａｒｉｎｇ　Ｃａｐａｃｉｔｙ　ｉｎ　ＥＳＰＣＰ　Ｓｙｓｔｅｍ　ＺＨＡＮＧ　Ｘｕ，ＷＡＮＧ　Ｓｈｉ—Ｊ／ｅ　（Ｓｃｈｏｏｌ　ｏｆＭｅｃｈａｎｉｃａｌ　Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ｓｈｅｎｙａｎｇ　Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ　ｏｆＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙ，Ｓｈｅｎｙａｎｇ　Ｌｉａｏｎｉｎｇ　１１０８７０，Ｃｈｉｎａ）　Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｉｎ　ｅｌｅｃｔｒｉｃａｌ　ｓｕｂｍｅｒｓｉｂｌｅ　ｍｏｔｏｒ　ｄｒｉｖｅｎ　ｐｒｏｇｒｅｓｓｉｎｇ　ｃａｖｉｔｙ　ｐｕｍｐｉｎｇ（ＥＳＰＣＰ）ｓｙｓｔｅｍ，ｓｏｍｅ　ｋｅｙ　ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ　ｓｕｃｈ　ａｓ　ｏｕｔｐｕｔ　ｏｆ　ｐｕｍｐ，ｄｅｐｔｈ　ｏｆ　ｄｏｗｎｗｅｌｌ　ｕｎｉｔ，ｌｉｆｅ　ｄｅｐｅｎｄ　ｏｎ　ａｘｉａｌ　ｂｅａｒｉｎｇ　ｃａｐａｂｉｌｉｔｙ．Ｔｈｅ　ａｘｉａｌ　ｌｏａｄ　ｉｓ　ｃａｌｃｕｌａｔｅｄ　ａｎｄ　ｆｉｎｉｔｅ　ｅｌｅｍｅｎｔ　ａｎａｌｙｓｉｓ　ｏｆ　ｔｈｒｕｓｔ　ｂｅａｒ－　ｉｎｇｓ　ｉｎ　ｃｏｕｐｌｉｎｇ　ｄｅｖｉｃｅ　ｉｓ　ｐｅｒｆｏｒｍｅｄ．Ｔｈｅ　ｒｅｓｕｌｔ　ｈａｓ　ｓｈｏｗｅｄ　ｔｈａｔ　ｔｈｅ　ｏｖｅｒａｌｌ　ｓｔｒｅｓｓ　ｄｉｓｔｒｉｂｕｔｉｏｎ　ｉｓ　ｒｅｌａｔｉｖｅｌｙ　ｕｎｉｆｏｒｍ，ｂｕｔ　ｉｎｃｌｉｎｅｓ　ｔｏ　ｏｎｅ　ｓｉｄｅ　ｗｈｅｎ　ｏｎｅ—ｗａｙ　ｔｈｒｕｓｔ　ｂｅａｒｉｎｇ　ｅｎｄｕｒｅ　ｅｃｃｅｎｔｒｉｃ　ａｘｉａｌ　ｌｏａｄ　Ｉｔ　ｉｓ　ｃｏｉｎｃｉｄｅ　ｗｉｔｈ　ｔｈｅ　ｐｒａｃｆｃａｌ　ｒｅｓｕｌｔ．　Ｋｅｙ　ｗｏｒｄｓ：ｐｒｏｇｒｅｓｓｉｖｅ　ｃａｖｉｔｙ　ｐｕｍｐ；ａｘｉａｌ　ｌｏａｄ；ｔｈｒｕｓｔ　ｂｅａｒｉｎｇｓ；ｆｉｎｉｔｅ　ｅｌｅｍｅｎｔ　ａｎａｌｙｓｉｓ　

０引言　螺杆泵作为人工举升设备，早期以地面动力驱动为　主。螺杆泵的定、转子分别接在油管和抽油杆的末端，　定子与油管相接．通过地面驱动装置使抽油杆带动转子　旋转，由抽油杆传递动力举升井内流体。后来，考虑到　节能、节约原材料以及管杆偏磨所导致的断杆或管漏等　故障问题，同时伴随着电机技术和机械传动技术的突　破，一种电机倒置于井下，通过减速器直接带动螺杆泵　转子的石油人工举升技术诞生了，人们称之为潜油螺杆　泵采油技术。这种技术取消了抽油杆，形成了很多优　势，甚至在石油开采的某些特殊领域成为不可替代的技　术翻。　

１轴向力的计算　单螺杆泵在稳定工作时，转子所承受的轴向力Ｇ由　三部分组成：　

收稿日期：２００９—１１—１８　作者简介：张旭（１９８４一），男，辽宁抚顺人，在读硕士研究生。　专业：机械设计及理论。　

Ｇ＝Ｇ　＋Ｇ　Ｇ。　（１）　式中：Ｇ　一密封腔室中的介质在衬套中的移动，使　螺杆所受到的轴向力；Ｇｒ一当螺杆表面沿着衬套表面作　相对滑动时．螺杆所受到的半干摩擦力以及螺杆对衬套　的“迎面效应”　（即螺杆棱线面迎着衬套棱线面产生碰　撞）而引起的衬套棱线沿螺杆轴线的反作用力；Ｇｐ一由　泵排出端和吸入端的液体压力差所产生的轴向力。三个　参数的单位是Ｎ。　１．１　Ｇ。的确定　在螺杆衬套副具有一定间隙的条件下，密封腔室中　的液体以双线螺杆的形式沿着衬套的湿润表面移动。这　时，可以利用彼得洛夫的液体摩擦计算式，给出　的　表达式：　

Ｇ　：　（２）　式中：　一液体的绝对粘度；Ｆ一产生相对滑动的衬　套内表面面积，可按下式近似求得：　Ｆ＝（６Ｒ＋８ｅ）Ｌ　（３）　式中：Ｌ一衬套的全长；Ｒ一螺杆半径；ｅ一偏心距　（ｍｍ）；ｖ　一液体质点移动速度的轴向分量。　

１５　开发与创新·　ｖ　（４）ｌＩ　式中：Ｔ一衬套的导程（ｍｎ－ｉ）；ｎ～螺杆的转速（ｒ／　ｌ　ｒａｉｎ）；仅一螺杆衬套副表面沿密封线的间隙值（ＢＩＴＩ）。　：　将式（３）、（４）代人式（２）中，得出下面的表达式：　Ｉ　

Ｇ　＝　６０ｅｃ（６Ｒ＋８ｅ）　（５）

Ｉ得　

在螺杆衬套副中具有过盈值的条件下，　＝０。　：　

当螺杆长度为Ｌ、螺距值为　时，则：　ｚ：　ｆ　ｄ　，　（１５）　ｔ　Ｊ　ｏ　上式中的ｄｓ　可以从螺杆的断面中　ｆｌ，螺旋线方程求　

ｌ　式中：　一动坐标系原点０，和定坐标系原点０：的　ｌ　连线对定坐标系０２Ｙ轴的转角；ｔ一螺杆的螺距（ｍｍ）。将　ｌ　ｄｓ　代人式（１５），得：　

ｚ＝　、／ｅ２＋　（１６）　

ｌ　将式（１３）代入（１２），再代入式（１１），得到：　Ｇ”Ｆｆ半（一　×ｌ０　）　（１７）　

ｆ　这样，在螺杆和衬套之间具有间隙的条件下：　ｊ　ＧＦＧ”Ｆ　ｆ　（１８）　

在螺杆和衬套之间具有过盈的条件下：　Ｊ　！ＧＦ　ｆ＋ｆ半（一面Ｃ８×１０　）（１９）　

１　１．３　Ｇ。的确定　【　Ｇ　是由排出端和吸入端的液体压力差所产生的轴向　ｆ　力。应该指出，排出端的高压作用在螺杆的一个端面以　

及与排出端相通的密封腔室的螺杆螺旋面上，产生轴向　力。由于螺旋表面形状复杂，计算轴向力比较简便的方　法是利用虚位移原理。Ｇ　的表达式如下：　Ｇｐ＝（ｐｄ－ｐ　）（＇￣Ｗ＋１６ｅＲ）　（２０）　式中：ｐａ一排出端的压力值；ｐ广吸入端的压力值。　上述两个参数的单位为Ｐａ。将有关公式代入式（１），就　可求出单螺杆泵总轴向力的表达式：　当螺杆和衬套之间具有间隙时，　

Ｇ＿　（６Ｒ＋８ｅ）＋　ｆ　（２１）　当螺杆和衬套之间为过盈时，　Ｃ－　半（一面Ｃ８×１０　）＋（ｐａ　ｐ　订Ｗ＋Ｉ６ｅＲ）（２２）　

２联轴装置的总体结构　潜油螺杆泵采油系统专用联轴装置的设计目标，旨　压变形值，等于过盈值（ｍｍ）；ｈ　为橡胶的平均厚度　（ｃｍ）；Ｂ一长度为　的圆柱和平面接触的矩形表面宽度　的１／２：　

１６　Ｂ－－、　丽　＝　（１４）　

在提供一种在能够满足轴间偏心量和交错角的基础上，　既能承受扭矩。又能承受很大轴向力的新型柔性联轴装　置。在此。我们采用了零齿差内啮合齿轮传动副与球面　副组合的创新设计，利用零齿差内啮合齿轮传动原理实　现联轴体输出轴相对于输入轴的相对行星偏转运动。同　开发与创新·　时，在两个齿轮端面之间放置一个钢球，用保持架连在　其中一个齿轮体端面上，在另一个齿轮体端面滑道上滚　动，高效率地将联轴节输出轴上的作用力传递给输入　轴，后者通过平面推力轴承将轴向力转移至外套承担。　

３轴承有限元强度分析　３．１轴向力的常规计算示例　以ＧＬＢ８００常规螺杆泵为例选取几何参数，在螺杆　衬套副中具有过盈值的条件下，取Ｇ。＝０；Ｇｒ由式（１９）可　得为３０ｋＮ，其中Ｒ＝２４ｍｍ，Ｌ＝３００ｍｍ，ｅ＝８．５ｒａｍ，ｐｒ＝７．８２ｇ／　ｃｍ。ｎ＝１８０ｒ／ｒａｉｎ，ｆ＝０．２８；Ｇ。由式（２０）可得为５６ｋＮ，　其中：ｐｄ＝１６Ｍｐａ，ｐ￣＝５Ｍｐａ，其他数值如前所述。　这样，将有关数值代人式（２２），得到单螺杆泵总　轴向力的大小约为８６ｋＮ。　

由于联轴装置中的轴向力　主要由推力轴承承担，所以分　析系统的轴向承载能力主要关　注推力轴承。通过对其进行受　力分析．得出其在各不同载荷　下的受力变形情况，以８滚子　平面球轴承（滚子直径１０ｔｎｍ）　为例，用三维简化模型建立有　限元模型，如图１所示。　图２　Ｒ１０径向应变云图　图３　８－Ｒ１０轴向应变云图　Ｆｉｇ．２　８－Ｒ１０　Ｒａｄｉａｌ　ｓｔｒａｉｎ　ｃｌｏｕｄ　Ｆｉｇ．３　８－Ｒ１０　Ａｘｉａｌ　ｓｔｒａｉｎ　ｃｌｏｕｄ　州　１　目　图４　７一Ｒ１０径向应变云图　图５　７一Ｒ１０轴向应变云图　Ｆｉｇ．４　７－Ｒ１０　Ｒａｄｉａｌ　ｓｔｒａｉｎ　ｃｌｏｕｄ　Ｆｉｇ．５　７－Ｒ１０　Ａｘｉａｌ　ｓｔｒａｉｎ　ｃｌｏｕｄ　单元类型为８节点六面体单元，弹性模量Ｅ＝２０．８ｘ　１０４Ｇｐａ，泊松比Ｉｘ＝０－３，密度ｐ＝７．８５ｘ１０－ｇｋｇ／ｍ。，采用自适　应网格划分，Ａｌ面施加轴向承载为８０～１２０ｋＮ，Ａ２面为　全约束。　３．３计算结果与分析　分析结果如图２、３所示。在此列举出第二套方案．　取滚子数目为７，滚子半径为１０ｍｍ，按上述方法进行　分析，所得结果如图４、５所示。其它结构做相似处理，　可以分析出轴承载荷分布规律如下：　（１）当取相同滚子尺寸Ｒ１０时，应力分布总体上还　是比较均匀的。７个滚子时，应力偏向一侧比较严重；８　个滚子时，情况大大好转，应力分布趋向均匀；９个滚　子时，应力分布再次偏向一侧。三种结构最大节点位移　和应力多发生在上圈及滚子与滚道接触的部分。　（２）当滚子尺寸和数量都不相同时，由于滚子尺寸　的减小，最大节点位移和应力全部转移到滚子上。上圈　的应力和应变都大大减小，而各滚子的应力和应变则明　显增大。当滚子尺寸减至Ｒ８时，迭带曲线证明计算不　收敛，分析失败。这样的尺寸不足以承受如此大的压　力。Ｒ９时，９个滚子的结构与８个滚子结构比较，还是　减小了节点的最大应力，提高了承载能力。　４结论　综合以上分析结果．可以得出如下结论：总体应力　分布比较均匀，但是偏向一侧，这与实际情况中，单向　推力轴承承受偏心轴向载荷时的载荷分布是完全一致　的。选取不同数量滚子的球轴承按上述方法进行分析，　可以得到推力轴承所能承受的最大轴向载荷与滚子尺寸　和数量的关系：　（１）在一定范围内，和滚子的尺寸成正比。即滚子　尺寸越大其应力越小，也就相应地提高了轴承的承载能　力。但当超出一定的范围，其必然会使得上下圈的应力　增大，减小了上下圈的使用寿命，同样将影响到整体的　寿命。　（２）在一定范围内，载荷和滚子的数量成正比。即　滚子的数量越多，每个滚子分得的载荷就越小，这样使　得滚子的应力和应变显著减小，提高了轴承的承载能　力。但滚子的数量过多．将加大滚子与滚道之间的摩　擦，同时由于占用了过多的空间，使得原本就很难解决　的轴承润滑雪上加霜，滚子与滚子之间也极易产生接触　摩擦，这样就加速了轴承磨损，影响其承载能力。　参考文献：　…万邦烈．单螺杆式水利机械【Ｍ】，东营：石油大学出版社，１９９３．　［２］王世杰，李勤．潜油螺杆泵采油技术及系统设计［Ｍ］．北京：冶金工　业出版社，２００６．　【３］Ｄｅｌｐａｓｓａｎｄ，Ｍａｊｉｄ　Ｓ．Ｐｒｏｇｒｅｓｓｉｎｇ　ｃａｖｉｔｙ（Ｐｃ）ｐｕｍｐ　ｄｅｓｉｇｎ　ｏｐｔｉｍｉｚａ·　ｔｉｏｎ　ｆｏｒ　ａｂｒａｓｉｖｅ　ａｐｐｌｉｃａｔｉｏｎｓ．Ｐｒｏｃｅｅｄｉｎｇｓ　ｏｆ　Ｐｒｏｄｕｃｔｉｏｎ　Ｏｐｅｒａｔｉｏｎｓ　Ｓｙｍｐｏｓｉｕｍ　１　９９７．　［４］李玲芳．国外电动潜油螺杆泵的应用ｌＪＪ．国外石油机械，２０００，６．　［５］黄秀明．国内外螺杆泵采油技术发展概况叨．国外油田工程，１９９６，６．