RU2444600C1 - Propeller shaft of hydraulic downhole motor - Google Patents
Propeller shaft of hydraulic downhole motor Download PDFInfo
- Publication number
- RU2444600C1 RU2444600C1 RU2010126848/03A RU2010126848A RU2444600C1 RU 2444600 C1 RU2444600 C1 RU 2444600C1 RU 2010126848/03 A RU2010126848/03 A RU 2010126848/03A RU 2010126848 A RU2010126848 A RU 2010126848A RU 2444600 C1 RU2444600 C1 RU 2444600C1
- Authority
- RU
- Russia
- Prior art keywords
- central shaft
- longitudinal
- edge
- coupling
- ball
- Prior art date
Links
Images
Landscapes
- Shafts, Cranks, Connecting Bars, And Related Bearings (AREA)
Abstract
Description
Изобретение относится к устройствам приводов вращения, размещаемых внутри гидравлического забойного двигателя, в частности для соединения ротора винтового героторного двигателя или турбобура с валом шпинделя, снабженным долотом для бурения нефтяных и газовых скважин.The invention relates to rotary drive devices located inside a downhole hydraulic motor, in particular for connecting a rotor of a screw gerotor motor or a turbodrill with a spindle shaft equipped with a bit for drilling oil and gas wells.
Известна универсальная муфта для забойного двигателя, содержащая корпус с внутренними прямоугольными шпоночными пазами, размещенный в нем с возможностью кругового отклонения на острый угол вал с установленными на нем шпонками, помещенными в радиальные шпоночные отверстия, вкладыш с опорной поверхностью, установленный в корпусе для взаимодействия с шаром, и узел уплотнения, включающий уплотнительное кольцо с манжетой и гайку (US 4772246, 20.09.1988).A universal clutch for a downhole motor is known, comprising a housing with internal rectangular keyways, placed therein with the possibility of circular deflection to an acute angle, a shaft with keys installed on it, placed in radial keyways, an insert with a supporting surface, mounted in the housing for interacting with the ball and a seal assembly including a seal ring with a collar and a nut (US 4772246, 09/20/1988).
Недостатком известной конструкции является неполная возможность увеличения ресурса и надежности вследствие того, что выполненные в валу сквозные радиальные отверстия для установки шпонок и осевое отверстие для установки шара уменьшают прочность вала, кроме того, являются концентраторами напряжений. В результате указанные места при передаче забойной нагрузки на вал и шарнирные элементы приводных: механизмов нагружены предельными эквивалентными напряжениями, что ограничивает ресурс и надежность известной конструкции.A disadvantage of the known design is the incomplete possibility of increasing the resource and reliability due to the fact that the through radial holes for installing the keys and the axial hole for installing the ball made in the shaft reduce the shaft strength, in addition, they are stress concentrators. As a result, the indicated places during the transfer of the bottomhole load to the shaft and hinge elements of the drive : mechanisms are loaded with ultimate equivalent voltages, which limits the resource and reliability of the known design.
Другим недостатком известной конструкции является повышенный износ пальцев 84 в отверстиях 54, возможность заклинивания (прихвата) шпонок 88 в пазах 76, а также возможность разрушения резьбовых соединений корпуса 60 и втулки 70 при максимальных углах отклонения шарнирного узла из-за попадания (шламования) твердых частиц бурового раствора в узел уплотнения между втулкой 134 и поверхностью 32 вала 12.Another disadvantage of the known design is the increased wear of the fingers 84 in the holes 54, the possibility of jamming (sticking) of the keys 88 in the grooves 76, as well as the possibility of destruction of the threaded joints of the housing 60 and the sleeve 70 at maximum angles of deviation of the hinge assembly due to the ingress (slurry) of solid particles drilling fluid in the seal assembly between the sleeve 134 and the
Известна универсальная муфта для забойного двигателя, содержащая корпус с радиальными отверстиями, установленный в нем с возможностью кругового отклонения на острый угол вал, размещенный между корпусом и валом ряд шариков, установленных одной стороной в полусферических впадинах вала, другой стороной - в радиальных отверстиях корпуса, а также шар, установленный в корпусе для взаимодействия с торцом вала (US 5000723, 19.03.1991).A universal clutch for a downhole motor is known, comprising a housing with radial holes mounted therein with the possibility of circular deflection to an acute angle of the shaft, a series of balls placed between the housing and the shaft mounted on one side in the hemispherical hollows of the shaft, the other side in the radial holes of the housing, and also a ball mounted in the housing for interaction with the shaft end (US 5000723, 03/19/1991).
Недостатком известной конструкции является неполная возможность увеличения ресурса и надежности вследствие того, что края сквозных радиальных отверстий в корпусе для установки шариков, расположенные на минимальном радиальном удалении от продольной оси корпуса, из-за предельных контактных напряжений ограничивают передаваемый крутящий момент, являются концентраторами напряжений для отверстий и шариков, способствуют образованию в шариках усталостных трещин, приводят к увеличению люфтов и разрушению муфты.A disadvantage of the known design is the incomplete possibility of increasing the resource and reliability due to the fact that the edges of the through radial holes in the housing for installing balls, located at a minimum radial distance from the longitudinal axis of the housing, due to the limiting contact stresses limit the transmitted torque, are stress concentrators for holes and balls, contribute to the formation of fatigue cracks in the balls, lead to an increase in backlash and destruction of the coupling.
Известен карданный вал для соединения ротора винтовой героторной гидромашины с валом шпинделя, содержащий центральный вал и два корпуса, каждый из которых охватывает край центрального вала, а между каждым корпусом и краем центрального вала размещен ряд шариков, установленных одной стороной в полусферических впадинах центрального вала, другой стороной - в продольных полуцилиндрических пазах корпуса, а также содержащий вкладыш с опорной поверхностью, установленный в корпусе для взаимодействия с торцом вала, и узел уплотнения, включающий манжету, уплотнительное кольцо и гайку (US 5267905, 07.12.1993).A cardan shaft is known for connecting a rotor of a screw gerotor hydraulic machine with a spindle shaft, comprising a central shaft and two housings, each of which covers the edge of the central shaft, and between each housing and the edge of the central shaft there are a number of balls mounted on one side in the hemispherical hollows of the central shaft, the other side - in the longitudinal semi-cylindrical grooves of the housing, as well as containing a liner with a supporting surface mounted in the housing for interaction with the shaft end, and a seal assembly including cuff, o-ring and nut (US 5267905, 12/07/1993).
Недостатком известного карданного вала является неполное использование возможности повышения ресурса и надежности, например, за счет уменьшения контактных напряжений и износа шарнирных пар (шариков, полусферических впадин и полуцилиндрических пазов), повышения равномерности контактных напряжений в шарнирных механизмах.A disadvantage of the known driveshaft is the incomplete use of the possibility of increasing the resource and reliability, for example, by reducing contact stresses and wear of the hinge pairs (balls, hemispherical hollows and half-cylindrical grooves), increasing the uniformity of contact stresses in the hinge mechanisms.
Известен универсальный шарнир для приводов прокатного стана и подобных устройств, состоящий из корпусного элемента, соединяющегося с одним валом и вращающегося вокруг оси и имеющего аксиально простирающееся отверстие и множество аксиально исходящих канавок, высеченных радиально наружу из указанного отверстия, каждая канавка, имеющая плоскую боковую поверхность и плоскую базовую поверхность в плоскости, перпендикулярной боковой поверхности и параллельно указанной оси корпуса, и спайдер, присоединенный к другому валу и, вращаемый вокруг оси и имеющий приводной механизм, простирающийся в соответствующие канавки, приводной механизм в каждой канавке, имеющий периферийную поверхность, аксиально подвижную и вращающуюся по указанной базовой поверхности канавки, принимающей приводной механизм, и цилиндрически изогнутый вокруг оси, проходящий поперек через указанную ось спайдера, и каждый приводной механизм, включающий выступ, исходящий от спайдера, и опору подшипника с плоской поверхностью, подвижно контактирующей/зацепляющейся с указанной боковой поверхностью канавки, принимающей приводной механизм, и противоположной изогнутой поверхностью, подвижно соединенной соответствующей изогнутой поверхностью выступа, указанные подвижно контактирующие поверхности каждого выступа и опоры подшипника, будучи цилиндрически изогнутыми вокруг оси по касательной к цилиндрической поверхности, которая сцентрирована по указанной оси спайдера и проходит через указанную периферийную поверхность соответствующего приводного механизма (US 2645105, 07.03.1949).A universal joint for drives of a rolling mill and similar devices is known, consisting of a housing element connected to one shaft and rotating around an axis and having an axially extending hole and a plurality of axially outgoing grooves cut radially outward from the specified hole, each groove having a flat side surface and a flat base surface in a plane perpendicular to the lateral surface and parallel to the specified axis of the housing, and a spider attached to another shaft and rotated wok y axis and having a drive mechanism extending into respective grooves, a drive mechanism in each groove having a peripheral surface axially movable and rotating along said base surface of the groove receiving the drive mechanism, and cylindrically curved about an axis extending transversely through said spider axis, and each drive mechanism, including a protrusion emanating from the spider, and a bearing support with a flat surface that is movably in contact / engaged with said side surface of the groove , receiving the drive mechanism, and the opposite curved surface, movably connected by the corresponding curved surface of the protrusion, these movably contacting surfaces of each protrusion and bearing bearings, being cylindrically curved around an axis tangent to a cylindrical surface that is centered on the specified axis of the spider and passes through the specified peripheral surface the corresponding drive mechanism (US 2645105, 03/07/1949).
Недостатком известной конструкции является неполная возможность использования ее в устройстве привода вращения, размещаемого внутри забойного двигателя в скважине (с уменьшенными диаметрами корпусных муфт, размещаемых внутри регулятора угла перекоса двигателя), в частности для соединения ротора гидравлического забойного двигателя (винтового героторного гидравлического двигателя или турбобура) с валом шпинделя для бурения наклонных и горизонтальных скважин, вследствие недостаточной надежности и ресурса из-за того, что места перехода краев поз.0 (prongs, вилки, зубца или острой части зубца) охватываемой части корпусной муфты (спайдера), расположенных на минимальном радиальном удалении от продольной оси корпусной муфты, вследствие предельных эквивалентных напряжений ограничивают передаваемый крутящий момент, способствуют образованию усталостных трещин, приводят к увеличению люфтов и разрушению сегментных опор подшипников поз.r (bearing block) в корпусных муфтах.A disadvantage of the known design is the incomplete possibility of using it in a rotation drive device located inside the downhole motor in the well (with reduced diameters of the body couplings placed inside the engine skew angle regulator), in particular for connecting the rotor of the hydraulic downhole motor (screw gerotor hydraulic motor or turbodrill) with spindle shaft for drilling deviated and horizontal wells, due to insufficient reliability and resource due to the fact that and the edges of pos. 0 (prongs, forks, prongs, or sharp parts of the prong) of the male part of the body sleeve (spider) located at a minimum radial distance from the longitudinal axis of the body sleeve, due to extreme equivalent stresses limit the transmitted torque, contribute to the formation of fatigue cracks, lead to an increase in backlash and the destruction of segmental bearings of bearings pos.r (bearing block) in case couplings.
Недостатком известной конструкции является также недостаточная прочность вала поз.g, а также шпоночного соединения вала поз.g с корпусным элементом поз.b и с цилиндрическим блоком поз.а вследствие предельных эквивалентных напряжений, которые ограничивают передаваемый крутящий момент, способствуют образованию усталостных трещин, приводят к увеличению люфтов и разрушению сегментных опор подшипников поз.r (bearing block) в корпусных муфтах.A disadvantage of the known design is also the insufficient strength of the shaft pos.g, as well as the key connection of the shaft pos.g with the housing element pos.b and with the cylindrical block pos.a due to extreme equivalent stresses that limit the transmitted torque, contribute to the formation of fatigue cracks, lead to an increase in backlash and the destruction of segmental bearings of bearings pos.r (bearing block) in case couplings.
Недостатком известной конструкции является также отсутствие элементов для восприятия осевых сжимающих усилий, действующих на торцы вала поз.g, необходимых для восприятия осевых сжимающих усилий, действующих от ротора винтового героторного гидравлического двигателя или турбобура на карданный вал, а также на вал шпинделя, установленный в осевых и радиальных опорах вращения, при бурении наклонных и горизонтальных скважин.A disadvantage of the known design is also the lack of elements for the perception of axial compressive forces acting on the ends of the shaft pos.g, necessary for the perception of axial compressive forces acting from the rotor of a rotor screw hydraulic motor or turbodrill on a cardan shaft, as well as on a spindle shaft mounted in axial and radial bearings of rotation, when drilling deviated and horizontal wells.
Осевые сжимающие усилия на торцы карданного вала определяются максимальным дифференциальным перепадом давления в героторной винтовой рабочей паре ротор-обкладка из эластомера статора или в роторных ступенях турбобура, умноженным на эффективные площади винтовых зубьев ротора или рабочих лопаток ступеней ротора турбобура.The axial compressive forces on the ends of the driveshaft are determined by the maximum differential pressure difference in the gerotor screw working pair of the rotor-lining of the stator elastomer or in the rotor stages of the turbodrill, multiplied by the effective area of the rotor helical teeth or of the rotor blades of the rotor turbine drill stages.
При этом знакопеременные (вибрационные) забойные осевые нагрузки действуют на карданный вал, преимущественно при больших осевых люфтах (до 5 мм) в осевых опорах вращения вала шпинделя из-за износа осевых опор вращения буровым раствором.In this case, alternating (vibrational) downhole axial loads act on the driveshaft, mainly with large axial play (up to 5 mm) in the axial bearings of the spindle shaft rotation due to wear of the axial bearings of rotation of the drilling fluid.
Наиболее близким к заявляемому изобретению является карданный вал для соединения ротора винтовой героторной гидромашины со шпинделем, содержащий центральный вал и два корпуса, каждый из которых охватывает край центрального вала, а между каждым корпусом и краем центрального вала размещен ряд шариков, установленных одной стороной в полусферических впадинах, например, центрального вала, другой стороной - в продольных полуцилиндрических пазах, например, корпуса, при этом каждый ряд шариков образует между центральным валом и корпусом шарнирный механизм, по меньшей мере, один из шарнирных механизмов выполнен двухрядным, например, с суммарным четным числом равнорасположенных по окружности шариков в двух рядах, равным числу шариков однорядного шарнирного механизма, при этом вдоль оси центрального вала шарики двух рядов расположены между собой на определенном расстоянии, максимальная величина которого равна эксцентриситету ротора относительно статора винтовой героторной гидромашины (RU 2285781, 20.10.2006).Closest to the claimed invention is a cardan shaft for connecting a rotor of a screw gerotor hydraulic machine with a spindle, comprising a central shaft and two housings, each of which covers the edge of the central shaft, and between each housing and the edge of the central shaft there are a number of balls mounted on one side in hemispherical hollows , for example, the central shaft, the other side in the longitudinal semi-cylindrical grooves of, for example, the housing, with each row of balls forming hinges between the central shaft and the housing at least one of the hinge mechanisms is made of two rows, for example, with the total even number of balls equally spaced around the circumference in two rows equal to the number of balls of a single row articulated mechanism, while the balls of two rows are located at a certain distance along the axis of the central shaft , the maximum value of which is equal to the eccentricity of the rotor relative to the stator of a screw gerotor hydraulic machine (RU 2285781, 20.10.2006).
Недостатком известного карданного вала является неполное использование возможности увеличения ресурса и надежности, например, за счет образования дополнительного зубчатого зацепления, обеспечивающего передачу крутящего момента при износе шарнирных пар (шариков, полусферических впадин и полуцилиндрических пазов), а также за счет уменьшения контактных напряжений и износа шарнирных пар, повышения равномерности контактных напряжений в шарнирных механизмах.A disadvantage of the known driveshaft is the incomplete use of the possibility of increasing the resource and reliability, for example, due to the formation of additional gearing, which provides torque transmission during wear of the articulated pairs (balls, hemispherical cavities and half-cylindrical grooves), as well as by reducing contact stresses and articulation wear steam, increasing the uniformity of contact stresses in the hinge mechanisms.
Техническая задача, на решение которой направлено заявляемое изобретение, - повышение ресурса и надежности карданного вала путем образования дополнительного зубчатого зацепления, обеспечивающего передачу крутящего момента при износе шарнирных пар (шариков, полусферических впадин и полуцилиндрических пазов) за счет того, что центральный вал содержит на каждом краю продольные зубчатые выступы, каждый из которых расположен внутри продольного полуцилиндрического паза полумуфты, максимальная высота каждого продольного зубчатого выступа равна радиусу шарика, при этом боковая поверхность каждого продольного зубчатого выступа на краю центрального вала и направленная к ней стенка продольного полуцилиндрического паза полумуфты расположены между собой с определенным окружным боковым зазором, максимальная величина которого равна радиусу шарика.The technical problem to which the claimed invention is directed is to increase the resource and reliability of the driveshaft by forming an additional gearing, which provides torque transmission during wear of the articulated pairs (balls, hemispherical hollows and half-cylindrical grooves) due to the fact that the central shaft contains on each the edge of the longitudinal gear ledges, each of which is located inside the longitudinal half-cylindrical groove of the coupling half, the maximum height of each longitudinal gear ledge equal to the radius of the ball, the side surface of each of the longitudinal toothed projection on the edge of the central shaft, and directed thereto semicylindrical wall longitudinal groove disposed between the coupling half with a certain circumferential side clearance, the maximum value is equal to the radius of the ball.
Другая техническая задача, на решение которой направлено заявляемое изобретение, - повышение ресурса карданного вала путем уменьшения контактных напряжений и износа шарнирных пар (шариков, полусферических впадин и полуцилиндрических пазов) за счет выполнения с асимметричным профилем поперечного сечения полусферических впадин центрального вала и продольных полуцилиндрических пазов полумуфт, по существу, за счет того, что половина полусферической впадины на краю центрального вала и расположенная со смежной стороны от плоскости симметрии, проходящей через центральную продольную ось центрального вала и центр шарика, половина продольного полуцилиндрического паза полумуфты выполнены каждая с увеличенной на высоту продольного зубчатого выступа глубиной.Another technical problem to be solved by the claimed invention is aimed at increasing the resource of the driveshaft by reducing contact stresses and wear of hinge pairs (balls, hemispherical cavities and half-cylindrical grooves) due to the execution of an asymmetric cross-sectional profile of hemispherical hollows of the central shaft and longitudinal half-cylindrical grooves of half-couplings essentially due to the fact that half of the hemispherical cavity on the edge of the Central shaft and located on the adjacent side of the plane of symmetry In the case of a passage passing through the central longitudinal axis of the central shaft and the center of the ball, half of the longitudinal half-cylindrical groove of the coupling half is made each with a depth increased by the height of the longitudinal gear ledge.
Сущность технического решения заключается в том, что в карданном валу гидравлического забойного двигателя, содержащем центральный вал и две полумуфты, каждая из которых охватывает край центрального вала, а между каждой полумуфтой и краем центрального вала размещен ряд шариков, установленных одной стороной в полусферических впадинах центрального вала, а другой стороной - в продольных полуцилиндрических пазах полумуфты, при этом каждый ряд шариков образует между центральным валом и полумуфтой шарнирный механизм для передачи крутящего момента, согласно изобретению центральный вал содержит на каждом краю продольные зубчатые выступы, каждый из которых расположен внутри продольного полуцилиндрического паза полумуфты, максимальная высота каждого продольного зубчатого выступа равна радиусу шарика, а половина полусферической впадины на краю центрального вала и расположенная с противоположной стороны от плоскости симметрии, проходящей через центральную продольную ось центрального вала и центр шарика, половина продольного полуцилиндрического паза полумуфты выполнены каждая с увеличенной на высоту продольного зубчатого выступа глубиной, при этом боковая поверхность каждого продольного зубчатого выступа на краю центрального вала и направленная к ней стенка продольного полуцилиндрического паза полумуфты расположены между собой с определенным окружным боковым зазором, максимальная величина которого равна радиусу шарика.The essence of the technical solution lies in the fact that in the propeller shaft of the hydraulic downhole motor containing a central shaft and two half-couplings, each of which covers the edge of the central shaft, and between each half-coupling and the edge of the central shaft there are a number of balls installed on one side in the hemispherical hollows of the central shaft and on the other side, in the longitudinal half-cylindrical grooves of the half-coupling, each row of balls forms a hinge mechanism between the central shaft and the half-coupling for transmitting torque According to the invention, the central shaft contains on each edge longitudinal gear ridges, each of which is located inside the longitudinal half-cylindrical groove of the coupling half, the maximum height of each longitudinal gear ledge is equal to the radius of the ball, and half of the hemispherical cavity on the edge of the central shaft and located on the opposite side from the plane of symmetry passing through the central longitudinal axis of the central shaft and the center of the ball, half of the longitudinal half-cylindrical groove of the coupling half is made to each with a depth increased by the height of the longitudinal tooth protrusion, while the lateral surface of each longitudinal tooth protrusion on the edge of the central shaft and the wall of the longitudinal half-cylindrical groove of the coupling half directed towards it are located with a certain circumferential lateral gap, the maximum value of which is equal to the radius of the ball.
Высота h каждого продольного зубчатого выступа на краю центрального вала с радиусом R шарика связана соотношением: h=(0,505÷0,905)R.The height h of each longitudinal gear protrusion on the edge of the central shaft with the radius R of the ball is related by the relation: h = (0.505 ÷ 0.905) R.
Боковая поверхность каждого продольного зубчатого выступа на краю центрального вала и направленная к ней стенка продольного полуцилиндрического паза полумуфты расположены между собой с определенным окружным боковым зазором J, который с радиусом R шарика связан соотношением: J=(0,505÷0,905)R.The lateral surface of each longitudinal tooth protrusion on the edge of the central shaft and the wall of the longitudinal half-cylindrical groove of the coupling half directed towards it are located with each other with a certain circumferential lateral clearance J, which is connected with the radius R of the ball by the relation: J = (0.505 ÷ 0.905) R.
Боковая поверхность каждого продольного зубчатого выступа на краю центрального вала, направленная к стенке продольного полуцилиндрического паза полумуфты, выполнена в форме части круга с радиусом, равным радиусу шарика.The lateral surface of each longitudinal gear ledge on the edge of the central shaft, directed to the wall of the longitudinal half-cylindrical groove of the coupling half, is made in the form of a part of a circle with a radius equal to the radius of the ball.
Выполнение карданного вала гидравлического забойного двигателя таким образом, что центральный вал содержит на каждом краю продольные зубчатые выступы, каждый из которых расположен внутри продольного полуцилиндрического паза полумуфты, максимальная высота каждого продольного зубчатого выступа равна радиусу шарика, а половина полусферической впадины на краю центрального вала и расположенная с противоположной стороны от плоскости симметрии, проходящей через центральную продольную ось центрального вала и центр шарика, половина продольного полуцилиндрического паза полумуфты выполнены каждая с увеличенной на высоту продольного зубчатого выступа глубиной, при этом боковая поверхность каждого продольного зубчатого выступа на краю центрального вала и направленная к ней стенка продольного полуцилиндрического паза полумуфты расположены между собой с определенным окружным боковым зазором, максимальная величина которого равна радиусу шарика, обеспечивает повышение ресурса и надежности за счет образования дополнительного зубчатого зацепления, обеспечивающего передачу крутящего момента при износе шарнирных пар (шариков, полусферических впадин и полуцилиндрических пазов), а также за счет уменьшения контактных напряжений и износа шарнирных пар, повышения равномерности контактных напряжений в шарнирных механизмах.The implementation of the driveshaft of the hydraulic downhole motor in such a way that the central shaft contains longitudinal gear protrusions on each edge, each of which is located inside the longitudinal half-cylindrical groove of the coupling half, the maximum height of each longitudinal gear protrusion is equal to the radius of the ball, and half of the hemispherical cavity on the edge of the central shaft and located on the opposite side of the plane of symmetry passing through the central longitudinal axis of the central shaft and the center of the ball, half The half-cylindrical groove of the half-coupling is made each with a depth increased by the height of the longitudinal tooth protrusion, while the lateral surface of each longitudinal gear protrusion on the edge of the central shaft and the wall of the longitudinal half-cylindrical groove of the half coupling directed to it are located with a certain circumferential lateral clearance, the maximum value of which is equal to the radius ball, provides increased resource and reliability due to the formation of additional gearing, providing when the wear of the articulated pairs (balls, hemispherical depressions and half-cylindrical grooves), as well as by reducing contact stresses and wear of the articulated couples, increasing the uniformity of contact stresses in the articulating mechanisms.
Выполнение карданного вала гидравлического забойного двигателя таким образом, что высота h каждого продольного зубчатого выступа на краю центрального вала с радиусом R шарика связана соотношением: h=(0,505÷0,905)R, обеспечивает передачу заданного крутящего момента от ротора двигателя на вал шпинделя при помощи дополнительного механизма зубчатого зацепления при износе шарнирных пар с ресурсом, по меньшей мере, равным ресурсу шарнирных пар (шариков, полусферических впадин и полуцилиндрических пазов) между центральным валом и полумуфтами, что повышает надежность карданного вала и обеспечивает экономические преимущества при бурении изогнутых скважин винтовым героторным двигателем, снабженным регулятором угла перекоса.The execution of the driveshaft of the hydraulic downhole motor in such a way that the height h of each longitudinal gear protrusion on the edge of the central shaft with the radius R of the ball is related by the ratio: h = (0.505 ÷ 0.905) R, provides the transmission of a given torque from the motor rotor to the spindle shaft using an additional gearing mechanism when the articulated couples wear with a resource of at least equal to the articulation of articulated couples (balls, hemispherical hollows and half-cylindrical grooves) between the central shaft and half couplings, which increases the reliability of the driveshaft and provides economic advantages when drilling curved wells with a screw gerotor engine equipped with a skew angle regulator.
Выполнение карданного вала таким образом, что боковая поверхность каждого продольного зубчатого выступа на краю центрального вала и направленная к ней стенка продольного полуцилиндрического паза полумуфты расположены между собой с определенным окружным боковым зазором J, который с радиусом R шарика связан соотношением: J=(0,505÷0,905)R, обеспечивает передачу крутящего момента при износе шарнирных пар (шариков, полусферических впадин и полуцилиндрических пазов) при помощи механизма зубчатого зацепления, увеличивает ресурс и надежность за счет равных по прочности на изгиб и смятие элементов шарнирных пар (шариков, полусферических впадин и полуцилиндрических пазов) и элементов зубчатого зацепления: боковой поверхности каждого продольного зубчатого выступа на краю центрального вала и направленной к ней стенки продольного полуцилиндрического паза полу муфты.The execution of the driveshaft in such a way that the lateral surface of each longitudinal gear ledge on the edge of the central shaft and the wall of the longitudinal half-cylindrical groove of the coupling half directed towards it are located with each other with a defined circumferential lateral clearance J, which is connected with the radius R of the ball by the relation: J = (0.505 ÷ 0.905 ) R, provides torque transmission during wear of articulated pairs (balls, hemispherical depressions and half-cylindrical grooves) by means of gearing mechanism, increases resource and reliability due to t equal flexural strength and crushing elements hinged pairs (beads hemispherical depressions and semicylindrical grooves) and the toothing elements: side surface of each longitudinal toothed projection on the edge of the central shaft, and directed thereto wall longitudinal semicylindrical groove floor clutch.
Выполнение карданного вала таким образом, что боковая поверхность каждого продольного зубчатого выступа на краю центрального вала, направленная к стенке продольного полуцилиндрического паза полумуфты, выполнена в форме части круга с радиусом, равным радиусу шарика, обеспечивает совместную работу изношенных шарнирных пар (шариков, полусферических впадин и полуцилиндрических пазов), а также рабочих поверхностей дополнительного зубчатого зацепления без дополнительной контактной "приработки", что также увеличивает ресурс за счет равных по прочности на изгиб и смятие элементов шарнирных пар (шариков, полусферических впадин и полуцилиндрических пазов) и элементов дополнительного зубчатого зацепления: боковой поверхности каждого продольного зубчатого выступа на краю центрального вала и направленной к ней стенки продольного полуцилиндрического паза полумуфты.The implementation of the driveshaft in such a way that the lateral surface of each longitudinal gear protrusion on the edge of the central shaft, directed to the wall of the longitudinal half-cylindrical groove of the coupling half, is made in the form of a part of a circle with a radius equal to the radius of the ball, ensures the joint operation of worn articulated pairs (balls, hemispherical hollows and half-cylindrical grooves), as well as the working surfaces of the additional gearing without additional contact “running-in”, which also increases the resource due to equal in terms of bending and crushing strength of elements of articulated pairs (balls, hemispherical cavities and half-cylindrical grooves) and elements of additional gearing: the lateral surface of each longitudinal gear protrusion on the edge of the central shaft and the wall of the longitudinal half-cylindrical groove of the coupling half directed to it.
Материалы деталей конструкции: сталь 40ХН2МА - центральный вал и полумуфты; сталь 95Х18 - шарики.Materials of construction details: steel 40XH2MA - central shaft and coupling halves; 95Х18 steel - balls.
Свойства материалов приведены в таблице 1.Material properties are given in table 1.
Расчет напряженно-деформированного состояния конструкции карданного вала, который осуществлялся методом конечных элементов с помощью сертифицированного аналитического программного продукта ANSYS 12.1 в статической нелинейной постановке с использованием элементов, имитирующих контактное взаимодействие, с учетом упругопластичных свойств материалов конструкции показал, что в случае равномерного распределения нагрузки между продольными зубчатыми выступами центрального вала и продольными полуцилиндрическими пазами полумуфт значение наибольшего эквивалентного (по Мизесу) напряжения в зоне изгиба и смятия продольных зубчатых выступов центрального вала и в зоне основания (наибольшего радиального удаления) продольных полуцилиндрических пазов полумуфт равно σэкв=80,7 кг/мм2, в зоне основания продольных зубчатых выступов центрального вала и в зоне основания продольных полуцилиндрических пазов полумуфт запас по пределу текучести составляет 1,17, при этом значение наибольшего эквивалентного (по Мизесу) напряжения в зоне основания продольных зубчатых выступов центрального вала и в зоне основания продольных полуцилиндрических пазов полумуфт составляет σэкв=87,5 кг/мм2, запас по пределу прочности составляет 1,25.The calculation of the stress-strain state of the drive shaft design, which was carried out by the finite element method using the ANSYS 12.1 certified analytical software in a static nonlinear formulation using contact-simulating elements, taking into account the elastic-plastic properties of the construction materials, showed that in the case of uniform load distribution between the longitudinal toothed protrusions of the central shaft and longitudinal half-cylindrical grooves of the coupling halves value n the greatest equivalent (according to Mises) stress in the bending and squeezing zone of the longitudinal gear teeth of the central shaft and in the base area (the greatest radial removal) of the half-cylindrical longitudinal grooves of the coupling halves is equal to σ equ = 80.7 kg / mm 2 , in the base zone of the longitudinal gear teeth of the central shaft and in the base zone of the longitudinal half-cylindrical grooves of the coupling halves, the yield strength margin is 1.17, while the value of the highest equivalent (according to Mises) stress in the base zone of the longitudinal gear ridges of the central the shaft and in the base zone of the longitudinal half-cylindrical grooves of the coupling halves is σ equiv = 87.5 kg / mm 2 , margin of ultimate strength is 1.25.
Выполнение карданного вала гидравлического забойного двигателя таким образом, что центральный вал содержит на каждом краю продольные зубчатые выступы, каждый из которых расположен внутри продольного полуцилиндрического паза полумуфты, максимальная высота каждого продольного зубчатого выступа равна радиусу шарика, а половина полусферической впадины на краю центрального вала и расположенная с противоположной стороны от плоскости симметрии, проходящей через центральную продольную ось центрального вала и центр шарика, половина продольного полуцилиндрического паза полумуфты выполнены каждая с увеличенной на высоту продольного зубчатого выступа глубиной, при этом боковая поверхность каждого продольного зубчатого выступа на краю центрального вала и направленная к ней стенка продольного полуцилиндрического паза полумуфты расположены между собой с определенным окружным боковым зазором, максимальная величина которого равна радиусу шарика, уменьшает концентраторы напряжений, обеспечивает равномерное распределение нагрузки между продольными зубчатыми выступами центрального вала и продольными полуцилиндрическими пазами полумуфт, снижает значение наибольшего эквивалентного (по Мизесу) напряжения.The implementation of the driveshaft of the hydraulic downhole motor in such a way that the central shaft contains longitudinal gear protrusions on each edge, each of which is located inside the longitudinal half-cylindrical groove of the coupling half, the maximum height of each longitudinal gear protrusion is equal to the radius of the ball, and half of the hemispherical cavity on the edge of the central shaft and located on the opposite side of the plane of symmetry passing through the central longitudinal axis of the central shaft and the center of the ball, half The half-cylindrical groove of the half-coupling is made each with a depth increased by the height of the longitudinal tooth protrusion, while the lateral surface of each longitudinal gear protrusion on the edge of the central shaft and the wall of the longitudinal half-cylindrical groove of the half coupling directed to it are located with a certain circumferential lateral clearance, the maximum value of which is equal to the radius ball, reduces stress concentrators, provides uniform load distribution between the longitudinal gear teeth ntralnogo shaft and the longitudinal semicylindrical grooves coupling halves reduces the value equivalent to the largest (Mises) stress.
Ниже представлен карданный вал для соединения ротора винтового героторного гидравлического двигателя ДРУ2-120РС с валом шпинделя.Below is a cardan shaft for connecting the rotor of a screw gyratory hydraulic motor DRU2-120RS with a spindle shaft.
На фиг.1 изображен карданный вал для соединения ротора винтового героторного гидравлического двигателя с валом шпинделя.Figure 1 shows a driveshaft for connecting a rotor of a screw gyratory hydraulic motor with a spindle shaft.
На фиг.2 изображен элемент I на фиг.1 полумуфты для соединения с ротором винтового героторного гидравлического двигателя.Figure 2 shows the element I in figure 1 of the coupling half for connecting to the rotor of a screw gyratory hydraulic motor.
На фиг.3 изображен элемент II на фиг.1 полумуфты для соединения с валом шпинделя.Figure 3 shows the element II in figure 1 of the coupling half for connecting to the spindle shaft.
На фиг.4 изображен разрез А-А на фиг.2 поперек продольных зубчатых выступов и шариков в полусферических впадинах входной части центрального вала.Figure 4 shows a section aa in figure 2 across the longitudinal gear protrusions and balls in the hemispherical cavities of the input part of the Central shaft.
На фиг.5 изображен разрез Б-Б на фиг.3 поперек продольных зубчатых выступов и шариков в полусферических впадинах выходной части центрального вала.Figure 5 shows a section bB in figure 3 across the longitudinal gear protrusions and balls in the hemispherical cavities of the output part of the Central shaft.
На фиг.6 изображен разрез В-В на фиг.2 поперек продольных зубчатых выступов входной части центрального вала, контактирующих со стенкой полуцилиндрического паза полумуфты при передаче крутящего момента дополнительным зубчатым зацеплением при полном износе шарнирных пар.Fig. 6 shows a section BB in Fig. 2 across the longitudinal gear protrusions of the input part of the central shaft in contact with the wall of the half-cylindrical groove of the coupling half when the torque is transmitted by additional gearing with complete wear of the articulated pairs.
На фиг.7 изображен карданный вал, расположенный внутри регулятора угла перекоса между корпусами винтового героторного гидравлического двигателя и шпинделя, для соединения ротора двигателя с валом шпинделя.Fig. 7 shows a driveshaft located inside the skew angle regulator between the screw gyratory hydraulic motor and the spindle bodies for connecting the motor rotor to the spindle shaft.
Карданный вал 1 гидравлического забойного двигателя содержит центральный вал 2 и две полумуфты 3 и 4, каждая из которых охватывает край 5 и 6, соответственно, центрального вала 2, между полумуфтой 3 и краем 5 центрального вала 2 размещен ряд шариков 7, между полумуфтой 4 и краем 6 центрального вала 2 размещен ряд шариков 8, установленных одной стороной в полусферических впадинах 9 и 10, соответственно, центрального вала 2, а другой стороной - в продольных полуцилиндрических пазах 11 и 12 полумуфты 3 и 4, соответственно, при этом каждый ряд шариков 7 и 8 образует между центральным валом 2 и полумуфтами 3 и 4, соответственно, шарнирный механизм для передачи крутящего момента, показано на фиг.1, 2, 3, 4, 5.The propeller shaft 1 of the hydraulic downhole motor comprises a
Центральный вал 2 содержит на краю 5 продольные зубчатые выступы 13, каждый из которых расположен внутри продольного полуцилиндрического паза 11 полумуфты 3, показано на фиг.2, 3, 4, 5.The
Центральный вал 2 содержит на другом краю 6 продольные зубчатые выступы 14, каждый из которых расположен внутри продольного полуцилиндрического паза 12 полумуфты 4, показано на фиг.2, 3, 4, 5.The
Максимальная высота 15 каждого продольного зубчатого выступа 13 на краю 5 центрального вала 2 равна радиусу 16 шарика 7, а половина 17 полусферической впадины 9 на краю 5 центрального вала 2 и расположенная с противоположной стороны от плоскости 18 симметрии, проходящей через центральную продольную ось 19 центрального вала 2 и центр 20 шарика 7, половина 21 продольного полуцилиндрического паза 11 полумуфты 3 выполнены каждая с увеличенной на высоту 15 продольного зубчатого выступа 13 глубиной 22 и 23, соответственно, показано на фиг.2, 3, 4, 5.The
Максимальная высота 24 каждого продольного зубчатого выступа 14 равна радиусу 25 шарика 8, а половина 26 полусферической впадины 10 на другом краю 6 центрального вала 2 и расположенная с противоположной стороны от плоскости 27 симметрии, проходящей через центральную продольную ось 19 центрального вала 2 и центр 28 шарика 8, половина 29 продольного полуцилиндрического паза 12 полумуфты 4 выполнены каждая с увеличенной на высоту 24 продольного зубчатого выступа 14 глубиной 30 и 31, соответственно, показано на фиг.2, 3, 4, 5.The maximum height 24 of each longitudinal tooth protrusion 14 is equal to the
Боковая поверхность 32 каждого продольного зубчатого выступа 13 на краю 5 центрального вала 2 и направленная к ней стенка 33 (половина 21) продольного полуцилиндрического паза 11 полумуфты 3 расположены между собой с определенным окружным боковым зазором 34, максимальная величина которого равна радиусу 16 шарика 7, показано на фиг.4.The
Боковая поверхность 35 каждого продольного зубчатого выступа 14 на краю 6 центрального вала 2 и направленная к ней стенка 36 (половина 29) продольного полуцилиндрического паза 12 полумуфты 4 расположены между собой с определенным окружным боковым зазором 37, максимальная величина которого равна радиусу 25 шарика 8, показано на фиг.5.The
Высота 15, h каждого продольного зубчатого выступа 13 на краю 5 центрального вала 2 с радиусом 16, R шарика 7 связана соотношением: h=(0,505÷0,905)R, показано на фиг.4.The
Высота 24, h каждого продольного зубчатого выступа 14 на краю 6 центрального вала 2 с радиусом 25, R шарика 8 связана соотношением: h=(0,505÷0,905)R, показано на фиг.5.The height 24, h of each longitudinal tooth protrusion 14 on the
Боковая поверхность 32 каждого продольного зубчатого выступа 13 на краю 5 центрального вала 2 и направленная к ней стенка 33 (половина 21) продольного полуцилиндрического паза 11 полумуфты 3 расположены между собой с определенным окружным боковым зазором 34, J, который с радиусом 16, R шарика 7 связан соотношением: J=(0,505÷0,905)R, показано на фиг.4.The
Боковая поверхность 35 каждого продольного зубчатого выступа 14 на краю 6 центрального вала 2 и направленная к ней стенка 36 (половина 29) продольного полуцилиндрического паза 12 полумуфты 4 расположены между собой с определенным окружным боковым зазором 37, J, который с радиусом 25, R шарика 8 связан соотношением: J=(0,505÷0,905)R, показано на фиг.5.The
Боковая поверхность 32 каждого продольного зубчатого выступа 13 на краю 5 центрального вала 2 и направленная к ней стенка 33 (половина 21) продольного полуцилиндрического паза 11 полумуфты 3 выполнена в форме части круга с радиусом 38, равным радиусу 16, R шарика 7, показано на фиг.4, 6.The
Боковая поверхность 35 каждого продольного зубчатого выступа 14 на краю 6 центрального вала 2 и направленная к ней стенка 36 (половина 29) продольного полуцилиндрического паза 12 полумуфты 4 выполнена в форме части круга с радиусом 39, равным радиусу 25, R шарика 8, показано на фиг.5.The
В полумуфте 3, охватывающей край 5 центрального вала 2, установлена упорная разрезная втулка 40 и кожух из эластомера 41, закрепленные гайкой 42, поз.43 - опорная пята, поз.44 - опорный подшипник, показано на фиг.2.In the
В полумуфте 4, охватывающей другой край 6 центрального вала 2, установлена аналогичная упорная разрезная втулка 40 и кожух из эластомера 41, закрепленные гайкой 42, поз.43 - опорная пята, поз.44 - опорный подшипник, показано на фиг.3.In the
Кроме, того на фиг.7 изображен карданный вал, расположенный внутри регулятора угла перекоса между корпусами винтового героторного гидравлического двигателя и шпинделя, для соединения ротора двигателя с валом шпинделя, где обозначено:In addition, Fig. 7 shows a driveshaft located inside the skew angle regulator between the screw gyratory hydraulic motor and the spindle bodies for connecting the motor rotor to the spindle shaft, where it is indicated:
поз.45 - регулятор угла перекоса между корпусами винтового героторного гидравлического двигателя и шпинделя;Pos.45 - the skew angle regulator between the cases of the screw gerotor hydraulic motor and the spindle;
поз.46 - резьба для соединения полумуфты 3 с ротором 47 винтового героторного гидравлического двигателя;pos.46 - thread for connecting the
поз.48 - резьба для соединения полумуфты 4 с валом 49 шпинделя винтового героторного гидравлического двигателя;pos.48 - thread for connecting the
поз.50 - направление потока бурового раствора внутри корпуса винтового героторного гидравлического двигателя.Pos. 50 - the direction of flow of the drilling fluid inside the housing of the screw gyratory hydraulic motor.
При этом на фиг.7 показан угол кругового отклонения α шарнирного механизма полумуфты 3, предназначенной для крепления при помощи резьбы 46 с ротором 47 двигателя, относительно шарнирного механизма полумуфты 4, предназначенной для крепления при помощи резьбы 48 с валом 49 шпинделя.In this case, Fig. 7 shows the angle of circular deviation α of the hinge mechanism of the
Карданный вал 1 винтового героторного гидравлического двигателя работает следующим образом. Поток бурового раствора 50 под давлением, например, 10…20 МПа по колонне бурильных труб подается в винтовые (шлюзовые) камеры между зубьями ротора 47 и зубьями обкладки из эластомера, закрепленной внутри трубчатого корпуса, и образует область высокого давления и момент от гидравлических сил, который приводит в планетарно-роторное вращение ротор 47 внутри обкладки из эластомера (на фиг.7 не показан).The driveshaft 1 screw gyratory hydraulic motor operates as follows. The
Ротор 47 винтового героторного гидравлического двигателя, расположенный в обкладке из эластомера, закрепленной внутри трубчатого корпуса, при работе двигателя совершает планетарное движение - вращение вокруг своей оси и обращение относительно оси обкладки из эластомера с частотой в Zp раз больше частоты вращения ротора двигателя, карданного вала 1 и вала 49 шпинделя, где Zp - число зубьев ротора.The
Винтовые камеры между зубьями ротора 47 и зубьями обкладки из эластомера имеют переменный объем и периодически перемещаются по потоку 50 бурового раствора (на фиг.7 не показан), при этом передача крутящего момента от винтового ротора 47 двигателя через резьбу 46 на полумуфту 3 происходит в окружном направлении, противоположном планетарному вращению ротора 47 винтового героторного гидравлического двигателя.The screw chambers between the teeth of the
Передача крутящего момента от ротора 47 винтового героторного гидравлического двигателя через карданный вал 1 на вал 49 шпинделя происходит также при круговом отклонении на угол кругового отклонения α полумуфты 3, предназначенной для крепления при помощи резьбы 46 с ротором 47 двигателя, относительно края полумуфты 4, предназначенной для крепления при помощи резьбы 48 с валом 49 шпинделя.The transmission of torque from the
Выполнение карданного вала 1 таким образом, что центральный вал 2 содержит на краю 5 продольные зубчатые выступы 13, каждый из которых расположен внутри продольного полуцилиндрического паза 11 полумуфты 3, содержит на другом краю 6 продольные зубчатые выступы 14, каждый из которых расположен внутри продольного полуцилиндрического паза 12 полумуфты 4, при этом максимальная высота 15 каждого продольного зубчатого выступа 13 на краю 5 центрального вала 2 равна радиусу 16 шарика 7, а половина 17 полусферической впадины 9 на краю 5 центрального вала 2 и расположенная с противоположной стороны от плоскости 18 симметрии, проходящей через центральную продольную ось 19 центрального вала 2 и центр 20 шарика 7, половина 21 продольного полуцилиндрического паза 11 полумуфты 3 выполнены каждая с увеличенной на высоту 15 продольного зубчатого выступа 13 глубиной 22 и 23, при этом максимальная высота 24 каждого продольного зубчатого выступа 14 равна радиусу 25 шарика 8, половина 26 полусферической впадины 10 на другом краю 6 центрального вала 2 и расположенная с противоположной стороны от плоскости 27 симметрии, проходящей через центральную продольную ось 19 центрального вала 2 и центр 28 шарика 8, половина 29 продольного полуцилиндрического паза 12 полумуфты 4 выполнены каждая с увеличенной на высоту 24 продольного зубчатого выступа 14 глубиной 30 и 31, при этом боковая поверхность 32 каждого продольного зубчатого выступа 13 на краю 5 центрального вала 2 и направленная к ней стенка 33 (половина 21) продольного полуцилиндрического паза 11 полумуфты 3 расположены между собой с определенным окружным боковым зазором 34, максимальная величина которого равна радиусу 16 шарика 7, а боковая поверхность 35 каждого продольного зубчатого выступа 14 на краю 6 центрального вала 2 и направленная к ней стенка 36 (половина 29) продольного полуцилиндрического паза 12 полумуфты 4 расположены между собой с определенным окружным боковым зазором 37, максимальная величина которого равна радиусу 25 шарика 8, повышает ресурс и надежность за счет образования дополнительного зубчатого зацепления, обеспечивающего передачу крутящего момента при износе шарнирных пар (шариков, полусферических впадин и полуцилиндрических пазов), а также за счет уменьшения контактных напряжений и износа шарнирных пар, повышения равномерности контактных напряжений в шарнирных механизмах.The embodiment of the driveshaft 1 in such a way that the central shaft 2 contains longitudinal gear teeth 13 at the edge 5, each of which is located inside the longitudinal half-cylindrical groove 11 of the coupling half 3, contains at the other edge 6 longitudinal gear teeth 14, each of which is located inside the longitudinal half-cylindrical groove 12 of the coupling half 4, while the maximum height 15 of each longitudinal gear ledge 13 on the edge 5 of the central shaft 2 is equal to the radius 16 of the ball 7, and half 17 of the hemispherical cavity 9 on the edge 5 of the central shaft 2 and Lying on the opposite side from the plane of symmetry 18 passing through the central longitudinal axis 19 of the central shaft 2 and the center 20 of the ball 7, half 21 of the longitudinal half-cylindrical groove 11 of the coupling half 3 are each made with a depth of 22 and 23 increased by a height of 15 of the longitudinal gear ledge 13, while the maximum height 24 of each longitudinal tooth protrusion 14 is equal to the radius 25 of the ball 8, half 26 of the hemispherical cavity 10 on the other edge 6 of the Central shaft 2 and located on the opposite side from the plane of symmetry 27, the passage boxes through the Central longitudinal axis 19 of the Central shaft 2 and the center 28 of the ball 8, half 29 of the longitudinal half-cylindrical groove 12 of the coupling half 4 are each each increased to a height of 24 longitudinal gear ledges 14 of a depth of 30 and 31, with the side surface 32 of each longitudinal gear ledge 13 on the edge 5 of the central shaft 2 and the wall 33 (half 21) of the longitudinal half-cylindrical groove 11 of the coupling half 3 directed to it, are located together with a defined circumferential lateral clearance 34, the maximum value of which is equal to a radius of 16 balls ka 7, and the side surface 35 of each longitudinal tooth protrusion 14 on the edge 6 of the central shaft 2 and the wall 36 (half 29) of the longitudinal half-cylindrical groove 12 of the coupling half 4 directed to each other with a certain circumferential lateral clearance 37, the maximum value of which is equal to a radius of 25 ball 8, increases the resource and reliability due to the formation of additional gearing, providing torque transmission during wear of the articulated pairs (balls, hemispherical hollows and half-cylindrical grooves), as well as by reducing the contact stresses and wear of the hinge pairs, increasing the uniformity of the contact stresses in the hinge mechanisms.
Claims (4)
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2010126848/03A RU2444600C1 (en) | 2010-06-30 | 2010-06-30 | Propeller shaft of hydraulic downhole motor |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2010126848/03A RU2444600C1 (en) | 2010-06-30 | 2010-06-30 | Propeller shaft of hydraulic downhole motor |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| RU2010126848A RU2010126848A (en) | 2012-01-10 |
| RU2444600C1 true RU2444600C1 (en) | 2012-03-10 |
Family
ID=45783373
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| RU2010126848/03A RU2444600C1 (en) | 2010-06-30 | 2010-06-30 | Propeller shaft of hydraulic downhole motor |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| RU (1) | RU2444600C1 (en) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU2599114C1 (en) * | 2015-07-31 | 2016-10-10 | Общество с ограниченной ответственностью "Фирма "Радиус- Сервис" | Propeller shaft of hydraulic downhole motor |
| RU2765901C1 (en) * | 2013-03-05 | 2022-02-04 | Нэшнл Ойлвэл Варко, Л. П. | Adjustable bending node for downhole engine |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN103291289B (en) * | 2013-07-03 | 2016-08-10 | 北京环鼎科技有限责任公司 | A kind of hydraulic sidewall contact device |
Citations (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US2645105A (en) * | 1948-03-11 | 1953-07-14 | Blau Knox Company | Universal joint |
| US4263788A (en) * | 1979-03-23 | 1981-04-28 | Baker International Corporation | Universal joint apparatus having sliding plate construction for separating thrust and torque forces |
| US4772246A (en) * | 1986-10-11 | 1988-09-20 | Wenzel Kenneth H | Downhole motor drive shaft universal joint assembly |
| RU2285781C1 (en) * | 2005-03-31 | 2006-10-20 | Общество с ограниченной ответственностью фирма "Радиус-Сервис" | Drive shaft to connect screw gerotor hydromachine with spindle |
| RU88724U1 (en) * | 2009-07-07 | 2009-11-20 | Общество С Ограниченной Ответственностью "Вниибт-Буровой Инструмент" | POWER SHAFT FOR CONNECTING A ROTOR OF A SCREW HEROTOR HYDRAULIC MACHINE WITH A SPINDLE |
-
2010
- 2010-06-30 RU RU2010126848/03A patent/RU2444600C1/en not_active IP Right Cessation
Patent Citations (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US2645105A (en) * | 1948-03-11 | 1953-07-14 | Blau Knox Company | Universal joint |
| US4263788A (en) * | 1979-03-23 | 1981-04-28 | Baker International Corporation | Universal joint apparatus having sliding plate construction for separating thrust and torque forces |
| US4772246A (en) * | 1986-10-11 | 1988-09-20 | Wenzel Kenneth H | Downhole motor drive shaft universal joint assembly |
| RU2285781C1 (en) * | 2005-03-31 | 2006-10-20 | Общество с ограниченной ответственностью фирма "Радиус-Сервис" | Drive shaft to connect screw gerotor hydromachine with spindle |
| RU88724U1 (en) * | 2009-07-07 | 2009-11-20 | Общество С Ограниченной Ответственностью "Вниибт-Буровой Инструмент" | POWER SHAFT FOR CONNECTING A ROTOR OF A SCREW HEROTOR HYDRAULIC MACHINE WITH A SPINDLE |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU2765901C1 (en) * | 2013-03-05 | 2022-02-04 | Нэшнл Ойлвэл Варко, Л. П. | Adjustable bending node for downhole engine |
| RU2599114C1 (en) * | 2015-07-31 | 2016-10-10 | Общество с ограниченной ответственностью "Фирма "Радиус- Сервис" | Propeller shaft of hydraulic downhole motor |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| RU2010126848A (en) | 2012-01-10 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US9915106B2 (en) | U-joint for a downhole motor drive shaft | |
| US10612542B2 (en) | Apparatus and method for controlling or limiting rotor orbit in moving cavity motors and pumps | |
| US8033920B1 (en) | High torque, flexible, dual, constant velocity, ball joint assembly for mud motor used in directional well drilling | |
| US10161187B2 (en) | Rotor bearing for progressing cavity downhole drilling motor | |
| US10267366B2 (en) | Universal joint for downhole motor drive | |
| RU2587704C1 (en) | Conical inertial crusher with upgraded drive | |
| WO2012039700A1 (en) | High torque, flexible, dual, constant velocity, ball joint assembly for mud motor used in directional well drilling | |
| RU2444600C1 (en) | Propeller shaft of hydraulic downhole motor | |
| CN105283635B (en) | The tool support of cutting head | |
| US20030181245A1 (en) | Downhole universal joint assembly | |
| CN107532452B (en) | CV joint for drilling motor and method | |
| EP2855823A1 (en) | Apparatus and method for controlling or limiting rotor orbit in moving cavity motors and pumps | |
| RU2285781C1 (en) | Drive shaft to connect screw gerotor hydromachine with spindle | |
| RU2405903C1 (en) | Drive shaft of hydraulic downhole motor | |
| RU2593909C1 (en) | Conical inertial crusher with modernised transmission | |
| RU2599114C1 (en) | Propeller shaft of hydraulic downhole motor | |
| CA3089057C (en) | Drive shaft assembly for downhole drilling and method for using same | |
| RU2304688C2 (en) | Gerotor fluid drive or pump | |
| RU2669603C1 (en) | Gerotor hydraulic motor | |
| US20240200611A1 (en) | Flexible Coupling | |
| RU67619U1 (en) | HINGE DEVICE | |
| RU2723595C1 (en) | Stator of screw gerotor hydraulic machine | |
| RU153645U1 (en) | SCREW SHAFT SCREW GEROTOR HYDRAULIC MACHINE | |
| RU2179233C2 (en) | Screw motor for cleaning of casing pipe internal surface | |
| RU2315201C1 (en) | Stator of screw gyrator hydraulic machine |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| MM4A | The patent is invalid due to non-payment of fees |
Effective date: 20200701 |