钻井泥浆搅拌器设计

1.传动结构方案设计
1.1. 方案选择
钻井液搅拌器的传动结构主要由电机、减速装置、联轴器及搅拌轴组成。

在固控设备中最常用的钻井液搅拌器的形式并不多。

主要为以下几种：
齿轮传动结构的搅拌器。

优点是传动效率高，缺点是体积大，维修不方便。

国内有厂家生产。

齿轮传动也分为直接传动和皮带传动。

伞齿轮传动结构的搅拌器。

其优点是结构简单，但缺点较多。

例如：由于传动比的限制，要得到低转速的钻井液搅拌器，必须通过皮带轮再做一次较大的减速，结果不但效率低，而且体积较大。

此种结构在钻井液搅拌器中已不多见。

化工中常用的摆线齿轮传动装置已很少在钻井液搅拌器中采用，除了可靠性差以外，整个装置太高，容易在搬家过程中碰坏，故已极少用。

当前用的最多的仍然是蜗轮蜗杆传动。

蜗轮蜗杆直接传动。

蜗轮蜗杆传动结构简单，变速比大，可靠性高，在钻井液搅拌器中应用最为普遍。

从美国进口的钻井液搅拌器几乎全是蜗轮蜗杆直接传动。

蜗轮蜗杆皮带传动结构，虽然其体积较大，但具有软传动的特性，对保护电机过载很有好处，因此国内越来越多的用户都予以选用。

1.2. 方案确定
根据相关资料显示及现场长期使用的经验来看，本次设计采用国内普遍采用的蜗轮蜗杆皮带传动结构。

其大致结构如图1所示。

电机水平放置，安装、调整、更换方便。

带传动结构简单、传动平稳、造价低廉，当过载时发生打滑——起到保护电机的作用。

减速器采用单级蜗杆减速器，结构尺寸小，重量轻，传动平稳，噪音小，传动功率大。

电机
带传动
蜗杆蜗轮减速器
图1 传动结构示意图
1.3. 电动机的选择
1.3.1. 选择电动机类型
根据工作条件选用YB 系列隔爆型异步电动机。

YB 系列隔爆电动机是Y(IP44)系列电动机的派生产品，外形尺寸与Y 系列（IP44）稍有差异。

因此YB 系列隔爆电动机同Y(IP44)系列电动机一样具有高效、节能、噪声小、运行安全可靠、安装尺寸和功率等级符合国际标准等特点。

此外它采用封闭自扇冷式，增强外壳的机械强度，并保证组成外壳的各零部件之间的各接合面上具有一定的间隙参数。

一旦电机内部爆炸，亦不致引起周围环境的爆炸性混合物爆炸。

适用于石油、化工、煤矿井下有爆炸危险的场所。

1.3.
2. 选择电动机的容量
电动机的容量（功率）选得合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响。

容量小于工作要求，就不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载而过早损坏；容量过大则电动机价格高，能力又不能充分利用，由于经常不满载运行，效率缓和功率因数都较低，增加电能消耗，造成很大浪费。

对于载荷不变或变化不大，且在常温下长期连续运转的电动机，只要其所需输出功率不超过其额定功率。

搅拌过程所需要的功率：V P P v ⋅=0()()21.23396.0~264.0⨯⨯⨯=
()马力98896.4~3264.3=
()KW 67.3~45.2= （1）
由于密封，估计摩擦功率约占搅拌功率的5%，传动机构效率：
75.099.098.082.096.0242321=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=ηηηηηa （2）
∴ KW P P a
d 14.575.005.167.305
.10
=⨯=⨯=η
式中：1η、2η、3η、4η分别为带传动、蜗杆传动、轴承、联轴器的传动效率。

1.3.3. 确定电动机转速
为合理设计传动装置，根据工作机主动轴转速要求和各传动副的合理传动比范围，可以推算出电动机转速的可选范围。

设计要求搅拌器叶轮转速为：min /600r n = V 带传动常用的传动比范围为：=1i 2～4 蜗轮蜗杆传动比范围为：=2i 10～40 所以电动机的转速可选范围为：
d n = 1i ·2i ·0n （3） =(2～4)(10～40)×60
=(20～160)×60
=1200～9600min /r
符合这一范围的同步转速有1500min /r 和3000min /r 。

1.3.4. 确定电动机型号
根据容量和转速，由、有关手册查出有三种适用的电机型号，如下表所示。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，因此选定电动机型号为YB132S-4。

表1 YB 系列电动机的技术数据
1.3.5. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
有选定的电动机满载转速m n 和搅拌轴转速0n ，可得到传动装置总传动比0i 为：
2460
1440
00===
n n i m （4）
V 带传动比为：=1i 2 减速器传动比：122
24
102===
i i i 2. 传动件的设计计算
2.1. V 带的设计
已知: KW P d 5.5=，min /1440r n d =。

2.1.1. 确定计算功率ca P
由手册查得工作情况系数2.1=A K ， 故：
KW P K P d A ca 6.65.52.1=⨯=⋅= （5）
2.1.2. 选择V 带带型
根据ca P , d n 查得确定选用普通A 型带。

2.1.3. 确定带轮的基准直径
初选小带轮的基准直径1d d ，根据V 带截型，参考手册选取min 1d d d d ≥。

为了提高V 带的寿命,宜选取较大的直径。

取mm d d 1251=, 则从动轮基准直径mm d i d d d 2501252112=⨯=⋅=。

2.1.4 验算带的速度
s m n d v d /42.91000
601440
1251000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ<25s m / （6）
∴ 带的速度适合。

2.1.5 确定带轮的基准长度和传动中心距
根据 )(7.021d d d d +<0a <)(221d d d d + （7） 即: )250125(7.0+⨯<0a <)250125(2+⨯
mm 5.262<0a <mm 750
初步确定带的中心距mm a 4000=。

计算带所需的基准长度
()()0
212120'
42
2a d d d d a L d d d d d -+
++
=π
（8）
()()400
4125
2501252502
40022
⨯-+
++
⨯=π
mm 81.1398=
选带的基准长度mm L d 1250=。

计算实际中心mm L L a a d d 59.3252
81
.139812504002'0=-+=-+
= （9）
2.1.6 验算主动轮上的包角1α
92.1575.5759
.3251252501805.57180121=⨯--=⨯--
=a d d d d α> 120 （10） 主动轮上的包角合适。

2.1.7 计算V 带的根数Z
()L
ca
K K P P P Z α00∆+=
（11）
由min /1440
r n d =, mm d d 1251=, =1i 2,查得: KW P 93.10=, KW P 17.00=∆, 95.0=αK , 93.0=L K , 则
()56.393
.095.017.093.16
.6=⨯⨯+=
Z
取Z=4根。

2.1.8 计算预紧力0F
2015.2500
qv K vz
P F ca +⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-=α （12）
查得m kg q /10.0=, 故：
N
F 77.16742.910.0195.05.2542.96.650020=⨯+⎪⎭
⎫ ⎝⎛-⨯⨯⨯
= 2.1.9 计算作用在轴上的压轴力P F
N ZF F P 17.11842
92.157sin 77.167422sin 21
0=⨯⨯⨯==
α （13）
2.1.10 V 带的结构设计
带轮的材料采用铸铁,牌号为HT 150。

根据mm d d 1251=, mm d d 2502=, 由《机械设计手册》查得：
小带轮采用实心结构,大带轮采用四孔辐板式结构。

图2 带轮结构
轮缘结构尺寸：
A 型带轮槽尺寸由《机械设计手册》查得： 基准宽度（节宽） mm b d 0.11= 基准线上槽深 mm h a 75.2min = 基准线下槽深 mm h a 7.8min = 槽间距 mm e 3.015±= 外径 a d a h d d 2+=
第一槽对称而对端面的距离 mm f 2
110+-=
最小轮缘厚 mm 6min =δ
带轮宽 ()()mm f e Z B 65102151421=⨯+⨯-=+-= （14） 小带轮外径 mm h d d a d a 5.13075.22125211=⨯+=+= （15） 大带轮外径 mm h d d a d a 5.25575.22250222=⨯+=+= （16） 轮槽角 34=ϕ
2.2.蜗杆蜗轮传动设计
2.2.1 选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085—1988的推荐,采用阿基米德圆柱蜗杆传动。

2.2.2 选择材料
考虑到蜗杆传动的功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用45钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为45～55HRC 。

蜗轮采用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造.为可节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。

2.2.3 确定主要参数
122=i , 取 41=Z , 则48412122=⨯==Z i Z , 取482=Z 。

2.2.4 按齿面接触疲劳强度进行设计
根据闭式蜗杆传动的设计准则先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。

传动中心距3
22)][(
H
E z z KT a σρ≥ （17）
① 计算蜗轮轴上的转矩传动中心距2T
min /6012
214402r n =⨯=
按41=Z , 取82.02=η, 则：
mm N n P n P T ⋅=⨯⨯⨯=⨯=⨯=68912860
82
.028.510955010955010955062216
2
26
2η （18）
②确定载荷系数
因工作载荷较稳定,故取载荷分布不均系数1=βK ； 选取使用系数15.1=A K ；
由于转速不高,冲击不大,可取动载荷系数1.1=v K ；则
265.11.1115.1=⨯⨯=⋅⋅=v A K K K K β （19） ③确定弹性影响系数E Z
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故21160MPa Z E =。

④确定接触系数ρZ
先假设蜗杆分度圆直径1d 和传动中心距的a 比值35.0/1=a d , 可查得9.2=ρZ 。

⑤确定许用接触应力[]H σ
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45 HRC ,可查得蜗轮的基本许用应力[]MPa H 268'=σ。

应力循环次数 721032.412006016060⨯=⨯⨯⨯==h L jn N （20） 式中：2n ——蜗轮转速，单位为min /r ；
h L ——工作寿命，单位为h ;天）（小时年）（天年/8/3005⨯⨯=h L j ——蜗轮每转一转，每个轮齿啮合的次数。

寿命系数 8328.010
32.41087
7
=⨯=HN
K 则 [][]MPa K H H N H 19.2232688328.0'
=⨯=⋅=σσ （21）
⑥计算中心距
m m a 61.15519.2239.2160689128265.132
=⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯≥
取中心距mm a 160=，因,12=i 故选取mm m 3.6=，10=q ，
mm mq d 63103.61=⨯==，39375.0160/63/1==a d ，可查得接触次数'
ρZ <ρZ ,因此以上计算结果可用。

⑦验算蜗轮圆周速度
s m mn Z v /95.01000
6060
3.6481000
602
22=⨯⨯⨯⨯=
⨯=
ππ<3s m /,1.1~1=v K , 故不必修正。

2.2.5 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
1）蜗杆
分度圆直径mm mq d 63103.61=⨯==； （22） 齿顶圆直径mm m d d a 60.753.6263211=⨯+=+=； （23） 齿根圆直径mm m d d f 88.473.64.2634.211=⨯-=-=； （24） 轴向齿距mm m p a 79.193.61===ππ； （25） 螺旋线导程mm p Z s a 17.7979.19411=⨯==； （26）
法向齿厚mm m s n 1188.980.21cos 2
3.6cos 2=⨯⨯== πγπ； （27） 压力角 20=t α； （28） 螺旋部分长度()()97.1053.648029.05.1209.05.1221=⨯⨯+=+≥m Z b ； （29）
取mm b 1101=。

2）蜗轮
蜗轮齿数482=Z ；
变位系数4286.02-=x ；
分度圆直径mm mZ d 4.3028.43.622=⨯==； （30）齿顶圆直径（喉圆直径）()mm Z m d a 3152483.6)2(22=+⨯=+=； （31） 齿根圆直径mm Z m d f 28.287)4.248(3.6)4.2(22=-⨯=-=； （32） 外径mm m d d a c 30.3213.631522=+=+=； （33）
咽喉母圆半径mm d a r a g 5.23152
1
1602122=⨯-=-=； （34）
齿宽mm d B a 65.5060.7567.067.01=⨯=≤； （35） 顶隙mm m C 26.13.62.02.0=⨯==； （36）
齿宽包角
5.1446344arcsin 2arcsin 212≈⎪⎭⎫ ⎝⎛=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=d b θ； （37） 式中2b 由结构设计确定，取mm b 442=。

2.2.6 校核齿根弯曲疲劳强度
蜗轮分度圆直径mm mZ d 4.3028.43.622=⨯==
蜗轮齿螺旋角"'1105482180.21633
.64 ==⨯===arctg d m Z arctg γβ （38）
当量齿数20.498
.21cos 48cos 3322===
γZ Z v （39） 根据4286.02-=x ，20.492=v Z ，可查得齿形系数85.22=Fa Y 。

螺旋角系数8443.01408.2111401=-=-=
γβY （40） 查得由铸锡磷青铜ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力[]MPa H 56'=σ。

寿命系数 658.01032.41097
6
=⨯=HN
K
∵ []F Fa F Y Y d d KT σσβ≤=
22
12
53.1 （41） []MPa MPa F F 85.3674.268443.085.24
.30263689128
265.153.1=≤=⨯⨯⨯⨯⨯=
σσ
∴弯曲强度是满足的。

2.2.7 精度等级公差和表面粗糙度的确定
考虑到所设计的蜗杆是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T 10089-1988圆
柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f ，标注为f 8 GB/T 10089-1988。

然后由有手册查得要求的公差项目及表面粗糙度（具体数据见图纸）。

2.3.蜗轮轴的设计
2.3.1. 已知条件参数
已知：蜗杆mm m 3.6=，10=q ，41=Z ，482=Z ，KW P 24.42=，min /602r n =，82.02=η，mm d 631=，mm d 4.3022=；
蜗轮受力： N d T F F a t 72.45574.302689128222212=⨯==
= （42） N d T F F t a 27.222363
70033221112=⨯=== （43） N tg tg F F F t r r 87.16582072.4557212=⨯=== α
（44） 2.3.2. 材料的选择及热处理
轴的材料主要是碳钢和合金钢。

由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴尤为广泛，其中最常用的是45钢。

根据设计要求选用45钢，调质处理，硬度170～217HBS ，MPa B 590=σ， MPa S 295=σ。

2.3.3. 初选最小轴径
计算公式：
3
0min n p A d ≥ （45）
式中： KW P P 24.42==； min /602r n n ==；
0A 值查得为126～103。

∴ ()mm mm n p A d 54.42~09.5260
24.4103~12633220min ==≥
当轴截面上开有键槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。

对于直径mm 100≤的轴，有一个键槽时，轴径增大5%～7%然后将轴径圆整为标准直径，作为承受扭转作用的轴段的最小直径。

即mm mm d 67.44~14.78min =， 取mm d 45min =。

2.3.4. 轴的结构设计
图4 轴的结构设计
㈠ 与联轴器相联
①计算转矩KT 应小于联轴器的许用转矩
选用刚性联轴器
mm N n P T ⋅=⨯⨯⨯=⨯=68912860
82.028.510955010955062262 ② 查出选用的联轴器轴孔直径与长度L d ,。

查得 5.1=K ， m N KT T c ⋅=⨯==1033692
6891285.12 查《机械设计手册》选：
（从动）
（主动）联轴器845084454⨯⨯JA JA HL []c n T m N T >⋅=1250
③为径向夹紧，须取与配合的轴长度略小些。

取轴径,45mm d = 轴段长mm L 84=
④定位轴肩直径一般须增大不小于5mm 。

定位轴肩选取：φ50mm 。

⑤查手册确定键的尺寸参数。

A 型键14×9×75（A 点处）和A 键18×11×70（C 点处）。

㈡ 与透盖相关尺寸
①由轴径线速度选取密封形式
s m s m dn v /5/157.01000
606050100060<=⨯⨯⨯=⨯=ππ 当s m v /5<时可以选用毡圈密封（适用于油脂润滑）。

②查手册选直径。

具体数据见图。

③透盖凸出点与箱外活动件须留出15mm ～25mm 间隔。

㈢ 与滚动轴承相连处。

①在前一直径基础上考虑安装、加工方便，且尾数为0.5，或用前一轴段直径；或再起轴肩，如（Ⅱ）处。

②选用适当轴承类型，查手册得其尺寸参数。

考虑装配方便取轴承内径φ55k6，选30211正装，尺寸为：
T D d ⨯⨯mm mm mm 75.2210055⨯⨯=
③按n d 值选取轴承润滑形式
)(min 38507055mm r d n ⋅=⨯=， ∵)(min 1026mm r d n ⋅⨯>时宜用脂润滑。

④润滑时，轴承应距箱体内壁3mm ～5mm ，脂润滑时应装挡油环，故距内壁可取大些，因此取5mm 。

㈣ 箱内传动件应距内壁15mm ～25mm 。

㈤ 与齿轮或其他传动件相联处
①为装配较紧配合的传动件，一般再起轴肩，如图Ⅲ处，取φ6067/r H 。

②轴段应比轮毂长稍短些，以获得轴向定位较紧。

因此取mm L 100=轴。

③轴向定位可用套筒、轴肩、轴环、圆螺母、弹性挡圈措施，选用时查表采用套筒和轴环定位，轴环直径φmm 70。

2.3.5. 绘制弯矩（x M -）、扭矩（x T -）图
①求各支点在垂直面V 与平面H 中支反力H V R R 和。

②列出V 面与H 面弯矩方程并绘制出各面内的弯矩图：x M -图和x T -图。

③计算出各面内弯矩图中的最大值。

④绘出合成弯矩分布图（x M -合）。

水平面内
N F R R t HD HB 86.2278272
.455721
2====
（46） mm
N BC R M H B H C ⋅=⨯=⋅=5.1709147589.2278
（47）
垂直面内
mm mZ d 4.302483.622=⨯==
由0=∑B M 得
1507520522⨯=⨯-⨯VD r a R F F
得 N R VD 03.220915075
87.165820527.2223=⨯-⨯=
由0=∑D M 得
1507520522⨯=⨯+⨯VB r a R F F
得 N R VB 9.386715075
87.165820527.2223=⨯+⨯
=
mm N R M VB Vc ⋅=⨯=⨯=8.29009275904.3867751
mm N R M VD Vc ⋅=⨯=⨯=25.1656777503.2209752
求合成弯矩
mm N M M M VC HC ⋅=+=+=8.3366108.2900925.170914222
121
mm N M M M VC HC ⋅=+=+=5.23804025.1656775.170914222
22
2
⑤绘出扭矩分布图，轴承损耗的转矩可忽略。

⑥绘出转矩图。

mm N n P T ⋅=⨯⨯⨯=⨯=68912860
82.028.510955010955062262 如图可得C 点处有最大载荷，故对C 点进行弯扭合成校核。

图5 轴的弯矩、扭矩图
2.3.6. 按弯扭合成校核轴的强度 []σασ≤+=W T M c 22
）（合 （Mpa ） （48）
计算受载荷最大点处，抗弯截面模数W 值查表。

（忽略键槽的影响）其它计算从略。

[]Mpa Mpa c 5544.2460
1.0)68912859.0(8.336610132
2=≤=⨯⨯+=-σσ 故合格。

3. 搅拌器叶轮设计
3.1. 搅拌叶轮的选择
搅拌器的搅拌作用由运动着的桨叶所产生，因此，桨叶的形状、尺寸、数量以及转速就影响搅拌器的功能。

由于化工和食品工业的搅拌叶轮类型繁多由于叶轮使用范围具有较广的范围，因此真正用于石油钻井固控系统搅拌器的叶轮类型也不过三四种。

常见的搅拌器叶轮可粗略的分为四种类型，即桨式，开启式，圆盘涡轮式和推进式。

经过长期生产经验的积累和试验研究，各种类型叶轮尺寸的相对关系都已有一个大致的范围，超过这些范围设计出来的叶轮，无论外观或性能都不会理想。

同样，它们相应的运转条件，介质粘度大致的流动状态都已有一定的推荐范围，如表（2）所示。

目前在国内外石油固控设备中，最常用的搅拌器叶轮只有两种，一种是开启式涡轮，一种是圆盘涡轮。

很少再选用桨式和推进式。

而开启涡轮式中用的最多的是平直叶片。

在圆盘涡轮中，平直片、折叶片和后弯叶片都有采用。

由于开启涡轮式即使没有挡板也具有强烈的上下对流作用，因此，在较先进的钻井液搅拌器中得到了广泛的应用。

3.2. 搅拌叶轮形状与流态的关系
固液相搅拌过程问题复杂，因为既有固液两相物性的不同，又存在着较大的密度差异。

固液相搅拌有一个基本要求，就是使固体颗粒悬浮起来。

如果雇相颗粒密度很小，浓度不大，密度与液体十分接近，则此时可将固相看作是液相的一部分。

如果固相颗粒密度较大，固相颗粒在液相中的沉降速度较大，只有进行充分搅拌才能保持固相的悬浮状态。

从理论上讲，只要搅拌液的上升速度大雨固相沉降速度，就可使固体颗粒悬浮起来
实验证明，固相悬浮存在一个临界搅拌转速，其值与固—液相密度差、液相密度、固相浓度、液相粘度、粒径等物性有关，也与大罐形状和搅拌叶轮几何形状有关。

钻井液使用高粘度的高分子聚合物越来越多，有些钻井液体系本身的粘度就很大，由于粘度相当大以及粘滞力的影响，在搅拌时很难形成湍流而处于层流状态。

这种层流状态也只出现在搅拌叶轮附近，稍远处液体几乎是静止的。

要解决液体的对流问题，不能单靠提高搅拌器转速和循环流量。

因为在高粘度下搅拌叶轮排除流量甚少。

转速过高还会在高粘度液中形成沟流，稍远处仍为死区。

此时可以通过加大叶轮直径，采用双层叶轮来增大搅拌区域。

为了保证钻井液中固相的颗粒在罐内的均匀悬浮，必须提供一个适合的湍流流
态、叶轮形状、数量及转速。

其基本影响因素是叶轮的形状与运转参数。

各种搅拌桨叶形状按搅拌器的运动方向与桨叶表面的角度可分为三类，即平叶、折叶和螺旋面叶。

桨式、涡轮式、锚式、框式等的桨叶都是平叶或折叶，而推进式、螺杆式、螺带式的桨叶则为螺旋面叶。

这里只介绍在钻井液搅拌器常用的浆式、涡轮式（属于平叶和折叶）、和推进式（属于螺旋面叶）叶轮。

平叶的桨面与运动方向垂，即运动方向与桨面法线方向一致。

折叶的桨面与运动方向成一个倾斜角度θ；一般θ为 45或 60等。

螺旋面叶是连续的螺旋面或其一部分，桨叶曲面与运动方向的角度逐渐变化，如推进式桨叶的根部曲面与运动方向一般可为 70~40，而其桨叶前端曲面与运动方向的角度较小，一般为 17左右。

由于平叶的运动方向与桨面垂直，所以当桨叶低速运转时，液体的主要流动为水平环向的流动。

当桨叶转速增大时，液体的径向流动就渐渐增大。

桨叶转速愈高，由平叶排出的径向流愈加强。

但只靠桨叶本身，它造成的轴向流动还是很弱的。

折叶由于桨面与运动方向成一定倾斜角θ，所以在桨叶运动时，除有水平环流外，还有轴向分流。

在桨叶转速增大时，还有渐渐增大的径向流。

螺旋面可以看成是许多折叶的组合，这些折叶的角度逐渐变化，所以螺旋面的流向也有水平环向流、径向流和轴向流，其中以轴向流量最大。

由以上分析得知，钻井液搅拌器的叶轮按排液方向可分为径向流和轴向流型两种。

平叶桨式、蜗轮式是径流型，螺旋面叶片的螺杆式、推进式是轴流型。

折叶桨则居于两者之间，一般认为它更接近于轴流型，不过这种分发是近似的，是以主要流向来分的。

这里要特别指出的是，不管何种叶型，当液体粘度稍低时，都将随着转速的变大，其流态逐渐由层流到过滤流到湍流。

在湍流的状态下，平叶桨式搅拌轴附近将形成一个旋涡，中心液面向下，成漏斗状，液体表面成回转抛物面。

旋面中心的液体几乎与搅拌轴同步，形成一个圆柱状回转区，在低粘度情况下，其直径大约为桨径的70%。

这个区域内液体没有相对运动，所以混合、悬浮很不好。

搅拌时不希望在循环内出现过大的旋涡，旋涡过大说明转数过高，这给我们判断转速是否合适提供了根据。

3.3. 搅拌叶轮循环流量的计算
为了研究搅拌器的功能，要研究桨叶与宏观液流、微观液流的关系，它们反映出桨叶的排出性能与剪切性能。

各种桨叶因其形状、运转条件的不同而各有不同的排出
流量。

径向型桨叶在一定转速下旋转，自桨叶面处排出高速液流，使周围静止或低速流卷入其中，在罐内形成循环流。

轴流型排出轴向流，对周围液体也有吸引挟带作用。

这种循环流如图所示。

图中桨叶排出量为d Q ，吸引挟带量为i Q ，总的循环流量为c Q 。

罐内液体形成的循环遍及全罐。

通过桨叶排出液体，将桨叶的能量传递到全罐各处，同时也使各处液体顺次流到具有强烈搅拌作用的桨叶附近。

因此，叶轮的排除性能对搅拌过程是非常重要的。

图6 搅拌时罐内的液体循环流
3
j Q d d n N Q d ⋅⋅=
（49） 3
j Q c d n N Q c ⋅⋅=
（50） Re 50Re
'+=d d Q Q N N
（51） Re 80Re
'+=C C Q Q N N
（52） 3
.05
.07
.07.0'⎪⎪
⎭
⎫ ⎝⎛
⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅=j j j Q d H
D d d b z k N d （53） 3
.01.06.07.0'⎪⎪
⎭
⎫
⎝⎛
⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅=j j j Q d H D d
d b z k N C （
54） 式中：d Q ——排出流量，s m /3；
c Q ——循环流量，s m /3；
d Q N ，c Q N ——分别为排出流量数和循环流数，无因次；
n ——搅拌器转速；
j d ——搅拌桨叶直径；
b ——桨叶宽度；
D ——大罐宽度；
K ——桨型系数；
H ——液体深度；
Z ——叶片数；
Re ——雷诺数。

μ
ρ2Re j d n ⋅⋅= （55） 式中： μ——表观粘度；
ρ——密度。

表3 桨型系数
公式（49）—（55）的严格应用条件是：
①集合尺寸的相对关系为：45.0/25.0<<D d j
40.0/1.0<<j d b
5.0/=D C
式中，C 为桨叶离罐底的距离。

②罐内为湍流流态。

对于长方形钻井液循环罐及其介质流态，可以近似地认为满足上述的条件。

设计实例：
钻井液循环罐宽为m D 1.2=，泥浆密度为3/1800m kg ，
粘度为s mPa ⋅30，m H 2=，采用6片平直液的圆盘涡轮搅拌器，桨径m d j 7.0=，桨宽m b 2.0=，搅拌速度min /60r n =。

①计算Re
μ
ρ2Re j d n ⋅⋅=32
10294.010*******.0601800⨯=⨯⨯⨯⨯= ②计算C Q N '
2346.27.021.27.07.02.061.13.01.06.07.03.01.06.07.0'=⎪⎭⎫ ⎝⎛⎪⎭⎫ ⎝⎛⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅=j j j Q d H D d d b z k N C ③计算c Q N
2285.210294.08010294.02346.2Re 80Re 5
5'=⨯+⨯⨯=+=C C Q Q N N ④计算c Q
7644.07.060
602285.233=⨯⨯=⋅⋅=j Q c d n N Q c ⑤计算循环次数
min /64.32
1.23607644.0r =⨯⨯⨯ 根据分析得知，在同等功率消耗下，一个转速低的大直径桨叶产生的循环流量大，而剪切力小；反之，一个转速高、直径小的桨叶产生的循环流量小，而剪切力大，这是一条桨叶选用的重要原则。

3.4. 搅拌叶轮几何尺寸和层数的确定
从搅拌器的功能可以知道，桨叶的大小不是任意决定的，它可以影响桨叶的排出流量，它可以影响动力消耗，也就是可以影响向液体中输入衡量的大小，说明桨叶的大小直接影响搅拌过程的进行。

选择合理的叶轮尺寸，就能够提供给搅拌过程所需要的动力，还能够提供良好的流动状态，完成预期的操作目的。

桨叶的大小一般以桨径的大小（所谓桨径是指桨叶回转时前端轨迹圆的直径）和桨叶的宽度来衡量。

①钻井液循环罐中出现“圆柱回转区”是，说明这一部分混合很差，搅拌不好。

在低粘度时，能量易传递，搅拌器直径可取小些。

一般桨叶式可取8.0~35.0/=D d j 。

涡轮式取 5.0~25.0/=D d j 。

②以固——液相悬浮为目的时，为搅起罐底的固相颗粒，一般5.0~45.0/=D d j 。

③为取得液——液乳化效果，提高剪切力，可增加转速，减少桨径，一般D
d j /
为10/1~16/1 。

④推进式桨叶轴向流量大，体积循环能力强，一般桨径较小，5.0~2.0/=D d j ，其中多取3/1/=D d j 。

⑤桨叶数量大多取决于桨的形式。

浆式常用两叶；各种涡轮式的桨叶以6叶，8叶居多；推进式有2叶，3叶和4叶居多。

⑥桨叶的宽度取决于粘度大小和动力消耗之多少。

在涡轮式液——液搅拌中，当 3/1/=D d j 时，4=Z ，桨径()D b 1.0~05.0= 。

⑦浆叶轮的层数取决于液层的高度。

在低粘度时，当液面高 D H ≤（罐高），只要一层即可。

在高粘度时，上下搅动的范围仅是桨径的1/2，所以必须增加搅拌层数，层间距一般取为 j d 。

有时为了提高搅动的循环强度，也有上层使用轴向流叶轮，下层桨径向型叶轮的。

⑧下层桨叶离罐底面的距离C 一般为桨径的5.1~1倍。

为了防止固相沉淀，常将C 取为10/D 。

上层桨叶离液面距离至少为j d 5.1, 推进式则要取3H ，以防止产生旋涡，桨面外露。

石油钻井固控系统装备中常用的几种叶轮类型及主要参数已列入表（4）中。

表4 搅拌叶轮形式几重要参数
3.5. 搅拌叶轮结构与强度计算
3.5.1. 钻井液搅拌器的叶轮结构
叶轮结构对保证搅拌装置形成要求的液流流态有重要作用。

用于钻井液的搅拌叶轮结构和制造都比较简单，与搅拌轴的连接也不复杂，由于搅拌器功率都叫富裕，因此，使用者完全可以根据具体的需要，参考在前面所介绍的有关叶轮形式与流态叶轮之间的定性和定量关系进行设计。

除了叶轮有合理的结构外，显然也需要有足够的强度。

图7 平直叶开启涡轮 图8 折叶开启涡轮
①开启涡轮式
开启涡轮是钻井液搅拌器中的常用结构。

平叶式开启涡轮结构如图（7），折叶式开启涡轮如图（8）。

开启涡轮大多数叶片在开有槽子的轮毂上焊接而成。

对批量生产的开启式涡轮，叶轮较多的采用铸造的方法。

桨叶宽度一般取（3.0~15.0）j d ，而厚度则由强度设计来决定。

②圆盘涡轮
圆盘涡轮中的圆盘大多数是整体结构。

焊接型平叶式如图（9），桨叶用螺栓连接的可拆式圆盘涡轮如图（10），弯叶圆盘涡轮结构如图（11），为了安装方便，也有采用对开式圆盘涡轮的，如图（12）。

圆盘涡轮尺寸的相对关系为：桨径:j d 桨长:L 桨宽4:5:20 b 。

圆盘直径一般取桨径的4/3~3/2。

桨叶厚度有强度计算决定。

③其他如桨式、螺旋推进式、框式等搅拌器叶轮在钻井液搅拌装置中已不采用，这里不在作介绍。

图9 平直叶焊接圆盘涡轮 图10 可拆式圆盘涡轮
图11 弯叶圆盘涡轮 图12 对开式圆盘涡轮
3.5.2. 搅拌叶轮强度设计
桨叶强度的计算主要决定桨叶的厚度。

它必须在决定了桨叶的直径=宽度=数量，并相应决定了搅拌器的功率后，对桨叶进行结构设计时来进行。

①计算功率的确定
计算功率通常采用下式计算：
m a j N N K N -⋅⋅=η （56）
式中：j N ——强度计算中所采用的功率，KW ；
a N ——电机功率，KW ；
K ——电机启动时的过载系数；
η ——传动系统的机械效率；
m N ——轴封处损失的摩擦功率，KW 。

②圆盘涡轮的强度计算
圆盘涡轮的桨叶数量以6叶和8叶的多见。

在强度计算时，以各桨叶同样受力、作功相等来
处理，这样，总的动力消耗除以桨叶数即得一个
桨叶的动力消耗，下面以6叶为例，每个桨叶的危
险断面都是Ⅰ－Ⅰ，该断面的弯矩值： ()cm kgf n
N x r x M ⋅⋅-=103016231 （57） 式中：0x ——桨叶上液体阻力的合力作用位置，()cm ；
0r ——圆盘涡轮的圆盘半径，()cm 。

这个弯矩值对于平直叶，弯叶都是适用的。

断面抗弯模数为：
6
2
δ⋅=b W （58） 式中：b ——桨叶宽，()cm ；
δ——桨叶厚，()cm 。

如果进行桨叶强度校核时，所取的b 和δ应比实际尺寸各小mm 1，以考虑腐蚀裕度问题。

于是，计算应力为：
[]σσ≤=
W M max max （59） 式中，[]σ为许用应力。

b 在计算时是已知数，由
[]σδ≤⋅⋅⋅⋅Z n b N j 26
97400 （60）
解出：
][/765σδ⋅⋅⋅=Z n b N j （61）
③桨叶的安全系数
由于强度中没有考虑液体的冲击,受力的不均匀,制造中出现的缺陷等多种难以确定的因素,以材料强度极限安全系数加以弥补,其推荐值如表（5）所示。

表5 桨叶强度极限安全系数
对于搅拌装置，因过程本身的特点要求操作中间的搅拌不得随意中断，有的搅拌过程，若搅拌器损坏中断搅拌将酿乘事故，这些情况下的搅拌器设计必须有更大的安全裕度，其桨叶强度的安全系数应当酌量取得更大些。

设计桨叶材料选用QT60板,其2/60000cm kg b =σ,安全系数8=b n ,计算桨叶的厚度。

许用应力：
[]2/7508/6000cm kg ==σ
桨叶厚度为： []cm Z n b N j 63.075066020/67.3765/765=⨯⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=σδ
4. 搅拌器功率的计算
所谓搅拌功率包含两个不同的概念，即搅拌功率和搅拌作业功率。

为使搅拌器连续运转所需的功率是搅拌器功率，为使搅拌过程以最佳方式完成的功率为搅拌作业功率，前者是物理量的函数，后者是工艺特性所决定的。

很遗憾的是到目前为止，搅拌器功率和搅拌作业功率都没有准确的方法予以确定。

生产实践中搅拌器功率不足的问题易于觉察，而搅拌器功率过大造成浪费的问题却往往被忽略了。

计算搅拌器功率的目的：一是解决不同形式的搅拌器能向被搅拌的介质提供多少功率，以满足搅拌过程的要求；二是为搅拌器强度计算提供依据。

计算搅拌器规律有多种多样的公式和数表，这里仅应用其中最常用到的三种。