随着全球海洋油气勘探开发战略不断出台，海洋钻井装备数量增长迅猛，大力发展深水石油勘探开发装备将是我国海洋能源开发战略的主要方向之一。但是随着海洋水深的不断增加，钻井环境不断恶劣，勘探开发和平台建造的难度也不断加大，全球海洋油气勘探开发承包商在对作业平台和钻井船选用时，对质量、体积、可靠性等方面都有严格的控制要求^[1]。目前7 000 m海洋石油钻机作为海洋勘探开发的主流产品，1600HP泥浆泵组是其中重要的泥浆循环设备^[2]，钻机厂家都在努力地对其进行各种轻量化设计工作，但目前设计优化工作一直处在降低零部件的设计质量上，对整个结构设计尚未做深入的优化分析。就目前而言，海洋平台钻机配套其主要为链条传动和皮带传动泥浆泵组两种形式，从使用情况来看，链条传动和皮带传动都面临共同的问题：传动效率低、传动装置结构尺寸大^[3-4]，同时链条和皮带作为易损件需要不定期地进行更换，极大地增加钻井工人的劳动强度，同时降低了钻井的效率，造成了能源和时间的极大浪费，不利于提高钻机的自动化、节能化和轻型化水平。为此，根据目前钻机配套泥浆泵组的特点，对海洋平台1600HP泥浆泵组动力端进行优化设计分析，研制开发了泥浆泵动力端一级齿轮传动的新型化传动装置，目前产品已通过省新型专利成果鉴定，为进一步在海洋石油钻井平台的推广应用起到抛砖引玉的作用，也为实现能源的高速高效开发提供支持保障。

1 产品优化目的

新型1600HP齿轮传动泥浆泵组如图 1所示，它通过橇装的模块化思路，基于F-1600泥浆泵优化设计，将泥浆泵本体，电机，电机支架，传动装置，强制润滑装置及其附件进行成橇化设计布局，满足海洋平台整体吊装、移运、安装的工况需求，降低了平台建造场地设备安装、维修、维护的费用，为客户提供了一站式整体解决方案。动力传动装置采用一级齿轮传动，主要通过电机轴端安装的齿轮直接驱动曲轴齿轮，曲轴齿轮带动曲轴旋转，实现对活塞的往复运动，最终输出高压泥浆。

2 新型泥浆泵组与传统泥浆泵组工况适应性对比 2.1 传动泥浆泵组动力装置

目前陆地钻机配套泥浆泵组使用皮带传动，如图 2所示，然而皮带传动动力装置受到皮带包角^[4]、传动中心距、传动比恒定难以保证、传动装置外轮廓尺寸大、皮带消耗大、传动效率相对较低等特点的影响，海洋钻井平台早就采用链条传动方式。

链条传动可分为电机顶置（图 3）和电机后置（图 4）两种布置方式，较之前者的确在传递效率，传动比恒定方面有很大的改善，但在实际使用中也暴露出诸多不利因素，比如受到传动不平稳、链条需张紧、链条受力状况不佳，工作时有频繁的冲击、噪音大、链条损耗大，导致维护和维修费用高。

2.2 新型泥浆泵组动力装置

采用齿轮传动方式^[5-6]，较之皮带和链条传动具有传动圆周速度大、传递的功率范围宽、传动比准确、传动效率高、工作可靠、寿命长等优点，与此同时随着齿轮加工技术的不断进步，齿轮加工成本得到降低，尤其适合海洋钻井平台对设备结构紧凑、质量轻的要求。新型1600HP泥浆泵组（图 5）传动优化采用低速大扭矩交流变频单电机一级齿轮传动，去掉了传统泥浆泵组的大、小链轮、两副链条以及传动轴，同时曲轴传动的优化设计，使得曲轴和泥浆泵机壳的受力均匀。通过一组数据进行初步对比，结果见表 1。

3 泥浆泵动力端曲轴优化前后的受力分析比较

传动机构由原来的二级传动改变为一级传动^[5-6]，去掉传动轴和曲轴上原来的人字齿，在曲轴的两端增加斜齿传动，曲轴的受力将发生变化。

3.1 曲轴的力学模型

曲轴上力学模型是基于如下假设建立^[3]（如图 6、图 7所示）：

（1）主轴承径向支反力集中作用在主轴承压力中心。

（2）连杆力集中作用在偏心轮中心上。

（3）大齿轮的质量G齿轮分别作用在两端轴头上，曲轴的质量G作为重力集中作用在曲轴的中心。

（4）曲轴其余质量的1/3，连杆大头轴承及其压板质量以及连杆零件质量的73%的总和G2作为重力分别作用在三个偏心轮中心上。

3.2 曲轴受力分析计算

根据缸套直径D和排出压力p计算连杆推力F ^[3]（如图 8所示）：

$ F = p \times {\rm{\pi }} \times {{\rm{(}}\frac{D}{{\rm{2}}}{\rm{)}}^{\rm{2}}} $

(1)

1"、2"、3"曲轴的连杆径向分力R分别为：

$ \begin{array}{l} {R_{\rm{1}}} = {P_{{\rm{11}}}}{\rm{cos(}}{\beta _{\rm{1}}}{\rm{ + }}\phi {\rm{)}}\\ {R_{\rm{2}}} = {P_{{\rm{12}}}}{\rm{cos(}}{\beta _{\rm{2}}}{\rm{ + }}\phi + 120^\circ {\rm{)}}\\ {R_3} = {P_{13}}{\rm{cos(}}{\beta _{\rm{3}}}{\rm{ + }}\phi + 240^\circ {\rm{)}} \end{array} $

(2)

式中：P_l1、P_l2、P_l3为各曲拐的连杆力；β₁、β₂、β₃为各连杆与十字头的夹角；φ为曲拐1的旋转角度。

类推1"、2"、3"曲轴连杆力切向分量Te分别为：

$ \begin{array}{l} T{e_1} = {P_{11}}{\rm{sin(}}{\beta _1}{\rm{ + }}\phi {\rm{)}}\\ T{e_2} = {P_{12}}{\rm{sin(}}{\beta _2}{\rm{ + }}\phi + 120^\circ {\rm{)}}\\ T{e_3} = {P_{13}}{\rm{sin(}}{\beta _3}{\rm{ + }}\phi + 240^\circ {\rm{)}} \end{array} $

(3)

式中：P_l1=P_Σ1/cosβ₁；P_Σ1为所有作用在活塞杆1的合力。

吸入时：

$ {P_{\sum 1}} =-P + {P_{{\rm{mp}}}} + {P_{{\rm{mg}}}} + {F_1} $

(4)

排出时：

$ {P_{\sum 1}} = P + {P_{{\rm{mp}}}} + {P_{{\rm{mg}}}}-{F_1} $

(5)

式中：P为活塞力；P_mp为所有作用在活塞、介杆、十字头上的摩擦力；P_mg为惯性力；F₁为正压力产生的摩擦力。

$ \begin{array}{l} Nx = {P_{11{\rm{x}}}} + {P_{12{\rm{x}}}} + {P_{13{\rm{x}}}}\\ Ny = {P_{11{\rm{y}}}} + {P_{12{\rm{y}}}} + {P_{13{\rm{y}}}} + G + {G_1}' + {F_1}' \end{array} $

(6)

式中：Nx，Ny分别为作用于轴承座X（水平）、Y（垂直）方向各分力的合力；G为曲轴质量；G₁'为连杆及其附件在曲轴上的折合质量；F₁'为传动副沿径向的作用力。

$ \sum {Ti + \sum {Mei = 0} } $

(7)

式中：∑Ti为所有曲柄切向力对曲轴的力矩和；∑Mei为曲轴的输入扭矩之和。

采用有限元分析锻造曲轴危险截面位置，曲轴边界条件加轴承约束，曲轴处在两种极限工况弯矩和扭矩共同作用下，比较曲轴优化前后曲轴的危险截面位置和应力值。优化前、后的锻造曲轴简化分析Mises应力云图分别见图 9。

在同种工况作用下，如图 9所示，结合有限元分析结果可知，优化前的锻造曲轴危险截面处在离传动副最远的曲柄位置根部，应力峰值139.1 MPa。然而优化后的曲轴危险截面处在中间曲柄两侧对称位置，应力峰值为103.5 MPa。

结论：曲轴优化后，曲轴的受力情况明显改善，根据计算结果可知，可适当减小轴径，从而减轻曲轴质量。

图 10所示曲轴优化前后轴承位置的轴位移情况，优化后位移量明显减小，优化前为0.072 mm，优化后为0.045 mm。轴承位置轴的位移量直接影响选取轴承的游隙，游隙过大，轴的窜动将加剧传动的不平稳性，降低轴承的使用寿命。

4 电机支架分析

采用单台低速大扭矩交流变频电机后，根据泥浆泵在工作情况下，电机支架（如图 11所示）的受力情况可知，电机支座的设计必须同时满足承载和抗扭的能力。

承载计算：

$ {F_1} = G = mg $

(8)

式中：F₁为正压力；m为作用在支架上电机及附件的重量。

抗扭计算：

$ T = 9550P/n, {F_2} = M/L $

(9)

式中：T、P、n分别为电机的额定扭矩、额定功率、额定转速；F₂为因承受反扭矩而产生的支座力；L为支座力的力臂；M为支座的反扭矩。

载荷加载在电机的四个支座上，支座与支架焊接，整个支架采用焊接结构^[7]，支架与底座采用螺栓连接设为固定约束。

4.1 静态力学分析

采用von Mises屈服理论准则

$ (\sigma _{\rm{x}}^2-\sigma _{\rm{y}}^2) + (\sigma _{\rm{y}}^2-\sigma _{\rm{z}}^2) + (\sigma _{\rm{z}}^2-\sigma _{\rm{x}}^2) + 6(\tau _{{\rm{xy}}}^2 + \tau _{{\rm{yz}}}^2 + \tau _{{\rm{zx}}}^2) = 2\sigma _{\rm{s}}^2 = 6{k^2} $

(10)

式中：σ_s为材料的屈服点；k为材料的剪切屈服强度。

材料：焊接结构钢Q235^[7]，工字钢截面：200×200×20×16 mm。

4.2 刚性设计分析

由于支架在传动设备设计过程中不仅要求满足强度要求，更重要满足刚性要求（如图 12、图 13所示）。

结构桁架设计过程，采用二向应力状态解析法，任意斜截面上的应力与应变之间的关系：

$ \begin{array}{l} {\sigma _{\rm{a}}} = \frac{{{\sigma _{\rm{x}}} + {\sigma _{\rm{y}}}}}{2} + \frac{{{\sigma _{\rm{x}}}-{\sigma _{\rm{y}}}}}{2}{\rm{cos2}}a-{\tau _{{\rm{xy}}}}{\rm{sin2}}a\\ {\tau _{\rm{a}}} = \frac{{{\sigma _{\rm{x}}}-{\sigma _{\rm{y}}}}}{2}{\rm{sin2}}a + {\tau _{{\rm{xy}}}}{\rm{cos2}}a\\ {\varepsilon _{\rm{x}}}\sim{\sigma _{\rm{x}}}、{\varepsilon _{\rm{x}}}\sim{\sigma _{\rm{x}}}、{\varepsilon _{{\rm{xy}}}}\sim{\sigma _{{\rm{xy}}}}、\frac{{{r_{{\rm{xy}}}}}}{2}\sim{\tau _{{\rm{xy}}}}、\frac{{{r_{\rm{a}}}}}{2}\sim{\tau _{\rm{a}}}\\ {r_{{\rm{xy}}}} = \frac{{{\tau _{{\rm{xy}}}}}}{{2G}}\\ {\varepsilon _{{\rm{max}}}} = \frac{{{\varepsilon _{\rm{x}}} + {\varepsilon _{\rm{y}}}}}{2} + \sqrt {{{(\frac{{{\varepsilon _{\rm{x}}} - {\varepsilon _{\rm{y}}}}}{2})}^2} + {{(\frac{{{r_{{\rm{xy}}}}}}{2})}^2}} \end{array} $

(11)

式中：$G = \frac{E}{{2(1 + v)}} $，E为弹性模量，v为泊松比；σ_a为任意方向的正应力；τ_xy为XY平面内的剪应力；r_xy为剪应变；ε_max为应变的最大值。

结论：Mises等效应力和应变位移均符合设计要求。

5 展望

新型1600HP大功率泥浆泵，采用优化后单台交流变频电机驱动，两端轴伸，齿轮对称布置，强制集中润滑的传动布置方式，能够满足海洋和陆地对泥浆泵的苛刻要求，基于在F-1600泥浆泵的基础上优化设计，极大地改善传统泥浆泵传动效率低、尺寸大、质量大的特点，同时继承了原来液力端的设计，这样一来既优化了动力传动机构，也不会增加客户对液力端易损件的任何采购成本，完全符合目前我国石油装备制造业“降本增效”的发展思路，使得能源开采更加高效，低碳，环保。