常規螺桿泵定子是由丁腈橡膠澆鑄在鋼泵筒內形成的。橡膠定子內表面是雙螺旋曲面, 其厚薄不均,如圖1(a)所示。這種結構存在著諸多不足, 如螺桿泵定子工作時摩擦產生的熱量主要聚集在橡膠最厚的部分, 容易導致定子過早失效; 不同厚度橡膠的溶脹、溫脹不相同, 由此改變了定轉子嚙合作用, 增大了磨損, 降低泵的工作效率和使用壽命; 使橡膠定子的受力和變形不同, 造成局部過度疲勞而損壞。因此為了進一步延長螺桿泵工作壽命, 改善常規螺桿泵使用性能, 提高螺桿泵采油經濟效益, 必須對常規螺桿泵進行改進。目前, 對常規螺桿泵改進的技術有很多, 如金屬定子橡膠轉子螺桿泵、全金屬螺桿泵、等壁厚螺桿泵。但大部分新技術由于制造成本等原因都處于試驗階段, 只有等壁厚螺桿泵具有了一定的現場使用, 因此本文作者主要對等壁厚螺桿泵進行模擬計算, 分析其密封性能, 并與常規螺桿泵進行比較, 確定其優越性。

圖1　常規螺桿泵與等壁厚螺桿泵截面圖

1、等壁厚螺桿泵結構

　　為了保證橡膠層具有均勻厚度, 必須改變定子鋼筒的形狀, 如圖2所示。目前常用的等壁厚螺桿泵是采用能滿足定子泵筒尺寸精度及機械性能的精鑄工藝來加工的直筒式等壁厚定子外筒。

圖2　等壁厚螺桿泵結構圖

　　為了與常規螺桿泵具有可比性, 等壁厚螺桿泵選用與常規GLB800螺桿泵結構參數完全一樣的DG-LB800, 其結構如圖1(b) 所示。由于鋼泵筒在使用過程中變形小,不易失效,為了方便有限元計算, 在有限元模型中將其簡化成對定子橡膠外圈的位移約束。簡化后的幾何模型如圖3所示。

圖3　DGLB800等壁厚螺桿泵結構圖

　　等壁厚螺桿泵計算模型中物理參數與常規螺桿泵相同 , 唯一不同的是橡膠襯套是等厚度的, 且以常規螺桿泵定子橡膠襯套最薄處8mm為設計參數。

2、等壁厚螺桿泵有限元分析

　　螺桿泵在工作中主要承受密封腔油液壓力的作用�？梢詫⒋藟毫Ψ纸獬蓛刹糠�, 一部分是垂直作用在密封腔室內壁的內壓力, 使螺桿泵橡膠襯套壓縮,螺桿泵密封腔室體積增大; 另一部分是相鄰密封腔室間的壓差, 使螺桿泵定子型線發生幾何形狀變化。

2.1、密封腔室內壓力對接觸壓力的影響

　　根據彈性力學公式:

　　式中: e表示變形前后單位體積的相對體積變化,e=ΔV/V0,V0為變形前的體積, ΔV為變形前后的體積差; σm為平均應力; μ為泊松比; E為彈性模量。螺桿泵橡膠襯套體積壓縮量的大小與所受應力有關, 而決定應力大小的因素就是密封腔室內的壓力。壓力越大, 應力越大, 體積壓縮量越大, 實際過盈量越小, 密封性能降低, 直至實際過盈量為0,產生泄漏。

　　螺桿泵橡膠襯套體積壓縮量的大小還與材料的性能有關, 其中泊松比μ=0.5時,e=0,此時的材料為不可壓縮材料, 即使應力再大其體積壓縮量也為0; 當泊松比減小時,e增大, 體積壓縮量也增大,實際過盈量減小; 彈性模量E越小, e越大, 體積壓縮量越大, 實際過盈量減小。下面運用有限元方法計算密封腔室內壓力對接觸壓力的影響,分析內壓力對等壁厚螺桿泵的密封性能的影響。

　　建立螺桿泵有限元模型, 在左右腔室施加相同的內壓力進行計算, 計算結果如圖4,5所示。

　　圖4表示了隨著密封腔室內壓力的增加, 橡膠在Y方向的位移增大, 當Y方向的位移大于過盈量0.3mm時, 密封失效。等壁厚螺桿泵的Y方向位移較普通螺桿泵Y方向位移增加的慢, 特別是在內壓力大于8 MPa后, 增加速度很慢。

　　圖5顯示隨著密封腔室內壓力的增加, 定子與轉子間的接觸壓力減小, 原因是橡膠受壓后體積壓縮造成Y方向位移增加使實際過盈量減小從而使接觸壓力減小。

　　由于等壁厚螺桿泵Y方向位移增加較慢, 實際過盈量減小較慢, 因此接觸壓力的減小也比普通螺桿泵慢, 與普通螺桿泵相比具有更好的密封性能。