海洋钻井平台大功率行星传动绞车设计*

2020-11-18王涛涛张友军

机械研究与应用 2020年5期

王涛涛，张友军

(西安石油大学机械工程学院，陕西西安 710065)

0 引言

在传统的陆地钻井平台中，由于陆地钻机设备常按照吨位出售，钻机绞车往往体现出笨、大、粗的特点。这些在海洋钻井平台中完全不适用，由于海洋钻井平台受到船体排水量和体积的限制，对钻机设备的基本要求是：质量轻、体积小。在机械传动中，行星传动轮系在相同的传动比下，结构更加紧凑，质量更轻[1]。因此，将行星传动轮系应用于海洋钻井平台意义非凡。

首先通过查阅中国石油天然气行业标准得到JC50相关技术参数，根据绞车基本参数对绞车驱动电机选型、滚筒结构参数设计以及绞车整体布局设计；通过行星传动的传动比条件、邻接条件、同心条件和安装条件，对绞车行星传动参数进行设计；最后基于Ansys Workbench对绞车行星传动进行强度校核，并将应力结果和理论公式进行对比，确保有限元结果的正确性。该绞车采用交流变频电机直接驱动、行星齿轮传动的形式，达到简化传统钻机绞车传动系统的目的，实现无极调速，摒弃绞车多挡传动系统，缩小钻机绞车体积的目标，有效的解决了海洋钻井平台受船体空间和排水量的限制而导致钻机设备无法安装应用的问题。

1 绞车技术参数与整体结构设计

根据中国石油天然气行业标准[2]SY/T5609.1999的相关规定，对应钻机绞车的基本参数如表1所列。

表1 JC50技术参数

1.1 电机选型

交流变频电驱动绞车可以实现无极调速，调速范围广，可省去绞车内变速的机械传动，使绞车结构简化、质量减轻、体积缩小。电动机短时间过载能力强，可提高钻机提升和处理事故的能力。尤其是带负载情况下，可平稳启动、制动和调速，具有软起动性能。

根据JC50技术参数，绞车额定功率为1 500 HP。

1 500 HP=1 500×0.736 kW=1 104 kW

根据功率选择电机为山西永济YJ13G2/G5型号电机，其基本参数如表2所列。

表2 电机参数

1.2 绞车滚筒参数设计

滚筒体直径和滚筒长度是绞车的主要几何参数，也决定了绞车的尺寸和缠绳容量。

(1) 滚筒体直径

滚筒体直径D0的确定主要考虑钢丝绳缠绕的弯曲直径不至于过大。通常根据钢丝绳的直径来决定滚筒体的直径。对于钻井绞车，有：

D0=(17～30)d

(1)

式中：D0为滚筒体原始直径，mm；d为钢丝绳直径，mm。

式中:系数取22, 钢丝绳直径35 mm。

D0=22×35=770 mm

(2) 滚筒体长度

滚筒长度L滚一般根据经验公式确定：

(2)

式中:系数取1.6，D0=770 mm；L滚=1.6×770=1 232 mm。

1.3 绞车整体结构设计

该机绞车由电机、联轴器、行星减速器、离合器、液压盘刹、滚筒、水气葫芦等部件组成，其之间连接关系和布局如图1所示。

图1 钻机绞车结构图

绞车动力由交流变频电机1提供，电机1和行星减速器3之间通过凸缘联轴器2连接，行星减速器的输出轴和滚筒轴11通过气胎离合器4连接。水气葫芦9为通过冷却水管8和通气管5为液压盘刹6和气胎离合器4提供冷却液和气体。由于交流变频电机可以实现无极调速，因此该钻机绞车省略了多档的减速器，可由电机变频调速实现多档的功能。通过气胎离合器的闭合可实现绞车的悬停。行星减速器和传统的齿轮减速器相比，体积约为传统齿轮减速器的体积的1/2～1/6[3]。

2 行星传动轮系设计

在设计行星齿轮传动时，通常根据所要求的传动比ip来匹配行星传动各齿轮的齿数。在匹配齿数过程中除了要满足传动比条件外，还应同时满足与其装配的相关条件，即同心条件、相邻条件和安装条件[4]。此外，还要考虑到其承载能力有关的其他条件。

2.1 行星齿轮配齿计算

(1) 传动比条件

在设计行星传动时，满足所给定的传动比大小ip是首要条件。对于2Z-X型行星传动，其各轮齿数与传动比ip的关系式为：

(3)

(6)监理工作流程。包括施工方案的审批程序；分包单位资格的审查程序、质量控制流程、材料进场审批程序；隐蔽工程验收程序等，可用流程图(表)表述。

(2) 邻接条件

在设计行星传动时，为了分配功率，同时为了提高承载能力，减少其结构尺寸，使其结构紧凑，常常在太阳轮a和内齿廓b之间均匀、对称的布置几个行星齿轮，为了使相邻两个行星齿轮不相互碰撞，必须保证齿顶之间在其连心线上有一定的间隙，即保证两相邻行星轮的顶圆半径之和应小于其中心距。即满足下式：

2rac

(4)

dac<2aac/np

(5)

式中：rac和dac为行星轮的齿顶圆半径和直径；np为行星轮个数；aac为太阳轮和行星轮啮合副的中心距；Lc为两相邻行星轮之间的中心距离。

邻接条件与行星轮的个数np有关，行星轮个数的多少，受到其承载能力的制约。除此之外，行星轮个数还要考虑到结构尺寸、匀载条件和制造条件等因素。一般，在行星传动中行星轮的个数一般都取3。

(3) 同心条件

在设计行星传动时，为了使行星轮和两个中心轮同时正确的啮合，要求外啮合齿轮的中心距等于内啮合齿轮的中心距。也就是说，三个基本构件的旋转轴线必须重合。这里特别强调，在此讨论的同心条件只适用于渐开线圆柱齿轮的行星齿轮传动。同心条件即应满足下列式子：

(6)

(4) 安装条件

在行星传动中一般为了提高其承载能力，一般采用多个行星轮。为了使齿轮在啮合时的径向力相互抵消，常常把几个行星轮均匀的分布在行星传动的中心圆上。为了使几个行星轮能够顺利地装入，并且保证行星轮和中心轮正确啮合而没有错位现象，这个时候应具备的齿数关系即为装配条件。其装配条件应满足：

(7)

经过以上四个条件的限制后，只要确认了中心太阳轮的齿数，行星轮齿数和内齿廓齿数根据相应的条件可以确定。下面给出重载行星传动中太阳轮齿数Za的经验公式：

(8)

带入数据得：Za=16～21，考虑到太阳轮的强度要求，选择Za=21，按照行星轮系四个匹配条件可得Zg=89，Zb=198。

2.2 行星架机构设计

行星架是行星减速器很重要的一个构件，一个合理的行星架不仅要求外形尺寸比较小，质量轻，而且还要具有足够的强度和刚度，能够保证三个行星轮受到的载荷分布均匀，从而使行星减速器具有较大的承载能力、较好的传动平稳性和较小的振动和噪音。

当前，比较常见的行星架结构有双侧板整体式、双侧板分开式以及单侧板式三种结构[5]。由于采用双侧板分开式的行星架，可以使其装配比较方便，而且可以简化行星架制造毛坯的工艺，考虑到装配方便和制造工艺，设计行星架结构为双侧板分开式，其三维结构模型如图2所示。

图2 双侧版分开式行星架

3 行星齿轮有限元分析

为了确保上述设计行星传动齿轮满足强度要求，对行星齿轮进行有限元分析。有限元分析流程一般包括：模型简化-网格划分-添加载荷和约束条件-模型求解-结果后处理等步骤。

3.1 行星齿轮三维模型

在Soild Works中按照上述所设计齿轮参数，可建立行星齿轮三维模型。通过软件自带工具箱中的齿轮可逐一生成太阳轮、行星轮和内齿圈。行星架通过草图绘制、拉伸、拉伸切除等操作可建立。将所建零件导入装配体环境，进行装配。最终，行星齿轮装配三维模型如图3所示。

图3所示行星齿轮，其装配约束为：太阳轮、行星架、内齿圈同心约束，三个行星轮同时和太阳轮和内齿圈啮合，行星轮的支撑轴承安装在行星架上。

3.2 网格划分

为了简化模型，不考虑行星架对有限元计算结果的影响，在将上述模型导入Workbench中可将行星架压缩。导入模型后，首先对模型材料进行定义。静力学分析通常只需要设置弹性模量E和泊松比μ。齿轮材料为35CrMo，弹性模量设置为207 GPa，泊松比设置为0.25。模型网格采用六面体网格，整体网格大小为5 mm，齿轮啮合处网格大小为1 mm，统计整体网格质量为0.9。图4所示为行星齿轮的有限元模型。

图4 行星齿轮有限元模型

3.3 分析设置

装配体分析时，由于多个构件相互接触，需要进行接触设置。该模型中所有接触为摩擦接触Frictional，设置摩擦系数为0.1。对内齿圈进行固定约束Fix support，太阳轮和行星轮施加圆柱约束Cylindrical support。其中太阳轮仅具有旋转自由度，因此，其圆柱约束的切向设置为Free，轴向和径向设置为Fixed；行星轮不仅自转，而且绕着太阳轮公转，其圆柱约束轴向设置为Fixed，切向和径向设置为Free。在太阳轮处施加转矩载荷Moment，转矩大小为电机所输入的额定转矩11 460 N·m。如图5所示。

3.4 分析结果与后处理

通过Workbench软件计算求解后，行星齿轮在上述载荷和边界条件下所得位移云图和应力云图如图6、7所示。

图6 位移云图

分析上图可得：在行星传动轮系静力条件下，最大位移出现在太阳轮和行星轮啮合处，最大位移为0.19 mm，最大应力出现在太阳轮齿根处，最大应力为865.74 MPa。最大位移和最大应力出现的位置与理论分析结果相似，为验证最大应力值的正确性，将Ansys Workbench计算结果与按照赫兹接触应力公式计算结果比较。赫兹应力公式[6]如式(9)所示：

(9)

式中：ρ1和ρ2分别为啮合齿轮的曲率半径；ρ∑为综合曲率半径；L为接触线长度，mm；μ1和μ2为泊松比；ZE为弹性影响系数。其中“+”用于外啮合，“-”用于内啮合。

通过赫兹应力公式计算所得接触应力σH=824 MPa，由于有限元计算结果偏刚，即应力结果比材料力学计算结果偏大，位移结果偏小。有限元结果与理论计算结果偏差为5%。齿轮材料为35CrMo，其材料许用接触应力为[σH]=986 MPa，有限元计算应力小于材料许用应力，因此，齿轮强度足够。