Strukturentwurf und Wirkungsanalyse eines neuartigen hydraulischen Oszillators mit Doppelventilgruppenantrieb

Dec 29, 2023

Wissenschaftliche Berichte Band 12, Artikelnummer: 15719 (2022) Diesen Artikel zitieren

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Es wurde ein neuer hydraulischer Oszillator entwickelt, der Druckschwankungen über zwei Sätze dynamischer und fester Ventile regulieren konnte. Hydraulische Oszillatoren können die Frequenz- und Axialkraftanforderungen des Bohrens bei geringerem Bohrflüssigkeitsdurchfluss erfüllen als herkömmliche hydraulische Oszillatoren. Die Struktur des Oszillators wurde detailliert beschrieben und die Überströmfläche zwischen den beiden Sätzen dynamischer und fester Ventile berechnet. Basierend auf der Differenz des Bohrflüssigkeitsflusses wurde der Einfluss verschiedener Flüssigkeitsflüsse auf die Druckabfälle des Oszillators analysiert, sein Einflussgesetz wurde mit der Finite-Elemente-Software Fluent bestimmt und seine Wirkung wurde durch numerische Simulationen verifiziert. Die damit verbundene Forschung ist von großer Bedeutung für die Auswahl dynamischer und fester Ventile und liefert die theoretische Grundlage für die Optimierung der Strukturparameter von Doppelventil-Hydraulikoszillatoren.

Die statische Reibung zwischen Bohrwerkzeug und Bohrlochwand erhöht sich mit zunehmender Bohrlochtiefe und horizontalem Querschnitt bei herkömmlichen Bohrverfahren1,2, was das Bohrmeißelgestein, die Lebensdauer des Bohrwerkzeugs und die Bohrgeschwindigkeit erheblich beeinträchtigt und sogar Unfälle im Bohrloch verursacht, wie z. B. Hängenbleiben oder Bohren usw.3,4,5. Weltweit wurden viele Forschungsarbeiten zur Reduzierung des Reibungswiderstands beim Bohren durchgeführt6,7,8 und hydraulische Oszillatoren sind eine der interessantesten Technologien9,10.

Die hydraulische Wirkung hydraulischer Oszillatoren verursacht axiale Vibrationen in der Bohreinheit, die die Haftreibung der Bohreinheit in dynamische Reibung umwandeln können. Auf diese Weise kann der Gegendruck des horizontalen Bohrlochs effektiv gelöst und die Bohrgeschwindigkeit verbessert werden. Zhang et al.11 stellten einen selbsterregten hydraulischen Oszillator vor und analysierten experimentell seine Frequenz- und Amplitudeneigenschaften. Xu12 und Liu et al.13 untersuchten die Wirkung selbstoszillierender rotierender Schlagbohrwerkzeuge vor Ort. Liu et al.14 entwarfen einen neuen Typ eines hydraulischen Oszillators mit axialer Vibration, die durch hydraulische Impulse induziert wird, und beschrieben experimentell dessen Struktur und Prinzip. Li et al.15 entwickelten einen hydraulischen Oszillator für Bohrlöcher mit einem Durchmesser von 215 mm und führten Innensimulationen und Feldexperimente durch. Wang et al.16 entwarfen einen hydraulischen Oszillator und untersuchten dessen Material und Struktur. Die Wirkung des hydraulischen Oszillators wird durch Schublast, Druckfrequenztest und Feldanwendung demonstriert.

Anhand der numerischen Lösungen der Navier-Stokes-Gleichungen aus Fluent-Modellierung und experimentell im System „Pipeline Fittings“ analysierten Karpenko et al.17 den Einfluss hydrodynamischer Prozesse auf die Entwicklung der turbulenten Strömung eines Fluids. Yu et al.18 entwarfen einen hydraulischen Oszillator und analysierten seine wichtigsten mechanischen Parameter, Änderungsgesetze und Schwingungseigenschaften. Richard19, Liu20, Leus21, Wicks22 wurden verschiedene Modelle axialer Schwingungen für die Analyse hydraulischer Oszillatoren vorgeschlagen.

Um jedoch die Anforderungen an Oszillationskraft, Frequenz usw. zu erfüllen, benötigten die meisten der untersuchten hydraulischen Oszillatoren mehr als 30 L/s Bohrflüssigkeit23,24; Daher waren eine Bohrpumpe mit großem Durchfluss oder zusätzliche Bohrpumpen erforderlich. Daher haben wir einen hydraulischen Oszillator mit Doppelventilgruppe entwickelt, der für Bohrflüssigkeitsströme von weniger als 30 l/s geeignet ist.

Der Kern eines hydraulischen Oszillators, der mit einer Doppelventilgruppe angetrieben wird, besteht aus zwei Teilen, nämlich dem oberen Teil des Oszillators und dem unteren Ende des Antriebsteils. Wie in Abb. 1 dargestellt, bestand der Oszillationsabschnitt hauptsächlich aus einer Keilwellenspindel, einer Keilwellenhülse, einer Tellerfeder, einer Druckmutter, einem oszillierenden Gehäuse usw. Seine Hauptfunktion bestand auch darin, die vom unteren Ende kommende Druckwelle in eine oszillierende Axialkraft umzuwandeln Vibrationsschale durch Tellerfeder. Wie in Abb. 2 zu sehen ist, bestand der Antriebsabschnitt hauptsächlich aus der zentralen Welle, der Turbinengruppe, den Ausrichtungslagern, dem dynamischen Ventil, der Splitterlippe und den Axiallagern. Der Oszillationsabschnitt war über das Schraubengewinde mit dem Antriebsabschnitt verbunden. Die Hauptfunktion des Antriebsabschnitts bestand darin, die Mittelwelle durch einen Turbinensatz zu drehen, um durch die Drehung dynamischer Ventile periodische harmonische Wellen durch sich periodisch ändernde Strömungskanäle zu modulieren.

Der Oszillationsabschnitt des Oszillators.

Der Antriebsabschnitt des Oszillators.

Abbildung 3 zeigt den Gesamtaufbau hydraulischer Oszillatoren, die mit Doppelventilgruppen angetrieben werden. Oszillator-Spline-Spindel oben mit oberem Bohrgestänge verbunden. Die untere Schale des Oszillators verband das untere Bohrgestänge. Die Stromversorgung des Oszillators erfolgte über Bohrspülung, die die Flüssigkeitsenergie der Bohrspülung über Turbinenstator und -rotor in mechanische Hochgeschwindigkeitsenergie umwandelte und die Rotation der zentralen Welle im Antriebsabschnitt durch den Turbinenrotor angetrieben wurde. Die Drehung der zentralen Welle drehte die dynamischen Ventile und der Überlaufbereich zwischen dynamischen und festen Ventilen wurde während der Drehung periodisch geändert. Der maximale Druckabfall wurde bei minimaler Überlauffläche beobachtet und der minimale Druckabfall wurde bei maximaler Überlauffläche beobachtet. Die dabei entstehende Druckwelle versetzte die Überwurfmutter in Oszillationsstrecke; Daher erzeugten unterschiedliche Drücke zwischen der oberen und unteren Endfläche der Druckmutter eine Axialkraft. Durch die Axialkraft drückte sich die Schmetterlingsfeder kontinuierlich zusammen und erholte sich, um Energie zu sparen und freizusetzen. Dadurch wurde das oszillierende Gelenk axial hin- und herbewegt und das Bohrwerkzeug erzeugte ein hochfrequentes axiales Kriechen.

Die Struktur eines hydraulischen Oszillators, der mit Doppelventilgruppen angetrieben wird.

Der Turbinenantriebsabschnitt bestand aus einer reinen Metallkomponente, die gegenüber hydraulischen Oszillatoren mit Schraubenantrieb einige Vorteile wie hohe Temperaturbeständigkeit, starke Erosionsbeständigkeit, lange Lebensdauer und hohe Effizienz aufwies.

Doppelventilgruppen mit doppelter Durchflussänderung, herkömmlicher Einzelkanal durch Splitterlippe, Druckwelle wurde durch zwei Ventilgruppensätze moduliert und Druckschwankungen wurden durch Einstellen von Winkel und Abstand zwischen festen Ventilen geändert. Unter der Bedingung einer konstanten Durchflussrate konnten unterschiedliche Druckamplituden und entsprechende Oszillationskräfte erzeugt werden, was es einfacher machte, die Feldanforderungen mit geringeren Flüssigkeitsdurchflussraten zu erfüllen.

Angemessene Strömungskanäle der Ventile. Die Struktur der Ventilplatte wurde anhand der tatsächlichen Betriebsbedingungen des Oszillators und der Strömungskanaleigenschaften optimiert. Es kann die Verunreinigung in der Bohrflüssigkeit durch einen bestimmten Strömungsbereich des Exportkanals aufspalten, der sich links von der Ventilöffnung befindet, wenn sich der Rotor in einen vollständig geschlossenen Zustand dreht.

Analyse einer Ventilgruppe für den hydraulischen Oszillator, da die Struktur der Doppelventilgruppen gleich ist und die Strukturen der dynamischen und festen Ventile in Abb. 4 dargestellt sind. Die Strömungskanäle der Ventile waren zentralsymmetrisch, mit dem Außendurchmesser des Strömungskanals \ (r_{2}\), der Innendurchmesser des Strömungskanals \(r_{1}\), der Winkel des Standardringbereichs \(\theta_{0}\) und die Kreisradien auf beiden Seiten \(r_{3} , r_{3} = (r_{2} - r_{1} )/2\). Der gesamte dynamische Ventilrotationsprozess wurde basierend auf der Änderung der Strömungskanäle in einem Zyklus (Rotationsradiant von \(\pi\)) in fünf Phasen unterteilt, wie in Abb. 5 dargestellt.

Die Strukturen dynamischer und fester Ventile.

Die Variation der Strömungskanäle in einem Zyklus.

Der Rotationsprozess wurde anhand der folgenden Annahmen veranschaulicht: Der linke Kanal des festen Ventils diente als Ausgangsposition der Berechnung, dynamische und feste Ventile stimmten in der Ausgangsposition überein und das dynamische Ventil drehte sich im Arbeitsprozess mit konstanter Geschwindigkeit. Die linke Kanalfront des dynamischen Ventils schnitt in der ersten Stufe nicht mit dem rechten Kanal des festen Ventils. Die linke Kanalfront des dynamischen Ventils t schnitt mit dem rechten Kanal des festen Ventils in der zweiten Stufe, die Schnittfläche \(s_{1}\) war größer als \(\pi r_{3}^{2}\) und die Schnittfläche \(s_{2}\) war kleiner als \(\pi r_{3}^{2}\). Die linke Kanalfront des dynamischen Ventils schnitt mit dem rechten Kanal des festen Ventils in der dritten Stufe und die Schnittflächen \(s_{1}\) und \(s_{2}\) waren größer als \(\pi r_{ 3}^{2}\) in der dritten Stufe. In der vierten Stufe war jedoch die Schnittfläche \(s_{1}\) kleiner als \(\pi r_{3}^{2}\) und die Schnittfläche \(s_{2}\) größer als \( \pi r_{3}^{2}\). Das linke Kanalende des dynamischen Ventils kreuzte sich in der fünften Stufe nicht mit dem linken Kanal des festen Ventils und die Schnittfläche betrug \(s\). Der linke Kanal des dynamischen Ventils schnitt vollständig mit dem rechten Kanal des festen Ventils zusammen und Der Schnittpunkt des rechten Kanals des dynamischen Ventils stimmte am Ende eines Zyklus vollständig mit dem linken Kanal des festen Ventils überein, während der Rotationsradiant des dynamischen Ventils \(\pi\) betrug.

Die Winkelgeschwindigkeit des dynamischen Ventils wurde mit \(\omega\) und die Rotationszeit mit \(t\) angenommen. Die Fläche der Strömungskanäle zwischen den Ventilen wurde wie folgt berechnet.

Dabei ist \(\theta_{1}\) der Winkel zwischen der Tangente, die den Ursprungspunkt zum Seitenkreis des Ventils bildet, und der Linie, die den Ursprungspunkt zum Mittelpunkt des Seitenkreises bildet, \(\theta_{1 } = {\text{arcsin}}\frac{{r_{3} }}{{r_{0} }}\),wobei \(r_{0}\) der Radius des Teilkreises des Strömungskanals ist, \( r_{0} = (r_{2} + r_{1} )/2\). \(\beta\) ist der Winkel zwischen den beiden Radien, die den Mittelpunkt des Seitenkreises bilden, zu den Schnittpunkten der dynamischen und festen Ventile. \(\beta\) in der zweiten und vierten Stufe könnte wie folgt berechnet werden.

Die Strömungskanalflächen mussten sich abhängig von den Anforderungen der Feldanwendung ständig ändern, um sicherzustellen, dass der Druckabfall zwischen den Ventilplatten kontinuierlich geändert werden konnte, sodass die Tellerfeder periodische Änderungen bewirken konnte. Daher gilt: Je kürzer die dritte Stufe, desto besser. Schließlich wurde dieses Tool für \(\theta_{0} = \pi /2\) entwickelt, um sicherzustellen, dass die Zeit der dritten Stufe 0 war und die Strömungskanalflächen wie folgt vereinfacht werden konnten.

Die Axialkräfte und Druckschwankungen von hydraulischen Oszillatoren mit Doppelventilantrieb werden hauptsächlich durch den Wechsel des Strömungskanals zwischen dynamischen und festen Ventilen erzeugt. Da beide Ventilgruppen Druckabfälle erzeugten, erzeugten Druckschwankungen in den Oszillatorsegmenten Überlagerungseffekte, die deren Leistung steigerten. Für die Analyse wurde eine Ventilgruppe verwendet und die momentanen Druckabfälle zwischen dynamischen und festen Ventilen folgten der Theorie dünner Löcher.

Dabei ist \(C_{d}\) der Durchflusskoeffizient im Bereich von 0,6 bis 0,8, \(\rho\) die Bohrflüssigkeitsdichte (kg/m3), Q der Bohrflüssigkeitsfluss (m3/s), A ist die Strömungskanalfläche (m2) und \(\Delta p\) ist der Druckabfall der Ventilgruppe (Pa).

Gleichung (4) war wie folgt.

Gleichung (5) zeigt, dass der Durchflussquerschnitt der Ventilgruppe gesteuert werden könnte, um den Druckabfall durch Änderung der Ventilparameter in der Konstruktion zu ändern. Aufgrund der Grenzen des Ventilmaterials, des oberen Arbeitsdruckabfalls, der Arbeitsumgebung usw. darf die maximale Druckschwankung nicht zu hoch sein. Um tatsächlichen Druckschwankungen gerecht zu werden, entsprach der maximale Druckabfall \(\Delta p_{\max }\) der minimalen Strömungsfläche \(A_{\min }\) und der maximale Druckabfall \(\Delta p_{{ m{\text{in}}}}\) entsprach der minimalen Strömungsfläche \(A_{{{\text{max}}}}\); \(A_{\max }\) und \(A_{\min }\) könnten wie folgt berechnet werden.

Feldanwendungen zeigten, dass der maximale hydraulische Druckverbrauch des hydraulischen Oszillators aufgrund der Beschränkung des Untergrundraums, der relativ kompakten Bohrlochwerkzeugstruktur, der Strukturgrößenbeschränkung des Drehventils usw. nicht größer als 4 MPa sein sollte.25,26. Daher wurde der maximale Druckabfall einer Ventilgruppe unter Berücksichtigung der Turbinenverbindung und des lokalen Druckverlusts mit 3,20 MPa angenommen. In Kombination mit dem Außendurchmesser des Oszillators und der Anforderung an maximale und minimale Druckabfälle einer Ventilgruppe wurden die Radien der Ventilplatte zu 70 mm, r2 = 42,5 mm, r1 = 30 mm, r0 = 36,25 mm, r3 = bestimmt 3,25 mm, vorausgesetzt \(\rho = 1200\,{\text{kg}}/{\text{m}}^{3}\) und Cd = 0,8. Die Strömungsfläche wurde von der MATLAB-Software in jeder Phase berechnet und die Änderungsregeln der Strömungsfläche sind in Abb. 6 dargestellt. Es konnte berechnet werden, dass \(A_{\max } = 1669\,{\text{mm}}^{2 }\) und \(A_{{{\text{min}}}} = 490,88\,{\text{mm}}^{2}\).

Die Änderungsregeln des Strömungsbereichs.

Basierend auf der Analyse der Beziehung zwischen Druckabfall und Bohrflüssigkeitsdurchfluss in hydraulischen Oszillatoren wurde der Bohrflüssigkeitsdurchfluss zur Auswahl der im Feld häufig verwendeten Bohrflüssigkeitsdurchflussmengen von 20 l/s, 25 l/s, 28 l/s und 30 l bestimmt /s, 32 L/s. Das Druckabfalländerungsgesetz mit der Einlassströmung wurde von MATLAB für zwei Entwicklungen relativer Programme gelöst, wie in Abb. 7 dargestellt.

Zusammenhang zwischen Druckabfall und Durchflussmenge.

Die Schwankungen des maximalen und minimalen Druckabfalls mit der Durchflussrate sind in Abb. 8 dargestellt.

Zusammenhang zwischen maximalem und minimalem Druckabfall und der Durchflussrate.

Der konstruierte hydraulische Oszillator erzeugte in einem einzigen Zyklus kontinuierliche Druckschwankungen. Der maximale Druckabfall entsprechend den fünf Strömen betrug 1,56 MPa, 2,43 MPa, 3,05 MPa, 3,5 MPa bzw. 3,98 MPa. Bei einer Durchflussrate von 28 l/s betrug der maximale Druckverbrauch der Ventilgruppe 3,05 MPa und der durchschnittliche Druckabfall 1,25 MPa, was den Konstruktionsanforderungen entsprach. In der Zwischenzeit konnte der Durchfluss problemlos gleichzeitig von der Pumpengruppe realisiert werden.

Um die Leistung des Entwurfs von hydraulischen Oszillatoren mit Doppelventilantrieb weiter zu untersuchen, wurde der Arbeitsprozess des hergestellten hydraulischen Oszillators durch die Finite-Elemente-Software Fluent in Kombination mit der Struktur des hydraulischen Oszillators simuliert.

Da der Strömungskanal des hydraulischen Oszillators mit Doppelventilantrieb mehrstufige Querschnittsänderungen aufwies, konnte die Flüssigkeitsbewegung die Form einer Drehbewegung annehmen. Im Vergleich zum Standard-K-Turbulenzmodell berücksichtigt das RNG-Modell Rotations- und Wirbelströmungen und könnte hohe Dehnungsraten und Stromlinienströmungen besser bewältigen27. Daher wurde das k-RNG-Turbulenzmodell für die numerische Simulation hydraulischer Oszillatoren ausgewählt.

Das 3D-Modell des Oszillators wurde in der SolidWorks-Software erstellt. Zur Analyse vor der Analyse. Zur Vereinfachung der Analyse wurden die folgenden Grundannahmen berücksichtigt: (1) Die numerische Simulation untersuchte hauptsächlich die Änderung des Flüssigkeitsdrucks im oszillierenden Abschnitt. Daher wurde der interne Strömungskanal des oszillierenden Abschnitts festgelegt, während die Modellierung und der Federeffekt ignoriert wurden. (2) Zur Vereinfachung wurden der interne Strömungskanal des Antriebsabschnitts, der Turbineneffekt, das Aufrichtlager, das Axiallager und andere nicht berücksichtigt. (3) Der Auslass des unteren Teils des Modells des Antriebsabschnitts wurde vereinfacht. Darüber hinaus wurde eine lokale Verfeinerung des Strömungskanals durchgeführt und das endgültige 3D-Modell des Strömungskanals ist in Abb. 9 dargestellt.

3D-Modell des Strömungskanals des Oszillators.

Das fertige Modell wurde als „xt“-Datei gespeichert und in Fluent of Workbench importiert, um das Raster mit der Knotennummer 504.777 und der Rasterzellennummer 2.505.046 zu unterteilen, wie in Abb. 10 dargestellt.

Das Netzdiagramm des 3D-Modells.

Nach Fertigstellung des Netzes musste die Durchflussrate der Bohrflüssigkeit (mit Wasser simuliert) in die Einlassgeschwindigkeit übersetzt werden, um die Einlassrandbedingungen in Kombination mit den tatsächlichen Betriebsbedingungen des hydraulischen Oszillators festzulegen. Es wurden 20 Zyklen berücksichtigt und in jedem Zyklus wurden 25 Datenpunkte erfasst. Basierend auf dem theoretischen Entwurf betrug die dynamische Ventilgeschwindigkeit 8 U/s, der Auslass wurde auf freien Export eingestellt und die übrigen Randbedingungen wurden der Reihe nach entsprechend den tatsächlichen Parametern eingestellt, um die Simulation abzuschließen.

Es wurden der Ausgangsdruck, das Oszillationsvorderende, das Vorderende der ersten Ventilgruppe und das Hinterende der zweiten Ventilgruppe ermittelt. Der Druckabfall des Oszillators wurde als Differenz der Drücke am vorderen Ende der ersten Ventilgruppe und am hinteren Ende der zweiten Ventilgruppe definiert, wie in Abb. 11 dargestellt. Theoretisch war der simulierte Druckabfall doppelt so hoch wie der theoretisch berechnete mit einem einzelnen Ventil Gruppe. Die Simulationsergebnisse zeigten, dass der maximale und durchschnittliche Druckabfall in 20 Simulationszyklen 7,30 MPa bzw. 1,81 MPa betrug. Der höchste maximale Druckabfall in einem Zyklus betrug mit 6,10 MPa das Zweifache des theoretischen Wertes und das grundlegende Simulationsgesetz stimmte nahezu mit der theoretischen Berechnung überein.

Variationsgesetz des Druckabfalls mit Zeitschritt.

Es wurde ein neuer Typ eines turbobetriebenen hydraulischen Oszillators entwickelt, bei dem Druckschwankungen durch Doppelventilgruppen erzeugt werden und der Oszillationskraftbedarf hauptsächlich bei niedrigeren Durchflussraten erzeugt werden kann. Basierend auf dem Prinzip der Druckwellenüberlagerung betrugen die maximalen Druckverluste des neuen Typs eines turbobetriebenen hydraulischen Oszillators in 20 Simulationszyklen 7,30 MPa, was dem Doppelten des theoretischen Wertes mit nur einem Ventil entsprach. Die Hauptstruktur des entworfenen Oszillators bestand aus reinen Metallkomponenten und zu seinen Vorteilen zählen hohe Temperaturbeständigkeit, hohe Erosionsbeständigkeit, lange Lebensdauer und hoher Wirkungsgrad.

Der gesamte Rotationsprozess des hydraulischen Oszillators wurde während der dynamischen Ventilrotation basierend auf Strömungskanaländerungen in einem Zyklus in fünf Phasen unterteilt. Das Berechnungsmodell der Ventilströmungsfläche in fünf Stufen wurde entsprechend dem geometrischen Modell jeder Stufe erstellt. Die Strukturparameter der Doppelventilgruppe wurden auf der Grundlage des Berechnungsmodells entworfen. Abschließend wurden auf der Grundlage verwandter Parameter die Einflüsse verschiedener Bohrspülungsströme auf die Druckverluste hydraulischer Oszillatoren analysiert.

Gemäß den von MATLAB ermittelten Druckabfällen hydraulischer Oszillatoren war das Änderungsgesetz des Druckabfalls bei verschiedenen Bohrflüssigkeiten grundsätzlich dasselbe. Während die Durchflussrate zwischen 20 und 32 l/s lag, verlief der maximale Druckabfall annähernd linear mit der Durchflussrate, der Wert des minimalen Druckabfalls änderte sich kaum, und bei einer Durchflussrate von 28 l/s wurden die Entwurfsanforderungen erfüllt.

Zur Simulation des hydraulischen Oszillators wurde die Finite-Elemente-Software Fluent eingesetzt, indem ein 3D-Strömungskanal erstellt wurde. Basierend auf dem Prinzip der Druckwellenüberlagerung betrugen die maximalen Druckabfälle des neuen Typs von turbobetriebenen hydraulischen Oszillatoren 7,30 MPa in 20 Simulationszyklen, und die Ergebnisse zeigten, dass der Druckabfall in Doppelventilgruppen doppelt so hoch war wie in einer Einzelventilgruppe Ventilgruppe, die die Machbarkeit turbobetriebener hydraulischer Oszillatoren zeigte.

Die während der aktuellen Studie verwendeten und/oder analysierten Datensätze sind auf begründete Anfrage beim entsprechenden Autor erhältlich.

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Diese Arbeit wurde von der National Natural Science Foundation of China unter Grant 51704034, dem National Science and Technology Major Project of China unter Grant No. 2016ZX05038-002-LH001, der Natural Science Foundation of Hubei Province unter Grant No. 2021CFB180 und der Stiftung unterstützt des National Engineering Research Center for Production Equipment unter der Fördernummer ZBKJ 2021-A-03.

Fakultät für Maschinenbau, Jangtse-Universität, Jingzhou, 434023, Hubei, China

Hou Lingxia, Sun Qiaolei, Deng Long, Liu Yuwei und Feng Ding

Hubei Engineering Research Center for Oil and Gas Drilling and Completion Tools, Jingzhou, 434023, Hubei, China

Sun Qiaolei und Feng Ding

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HL und QS verfassten den Hauptmanuskripttext, DL und LY stellten die Daten aus der Simulationsanalyse zusammen. FD sorgte für den Prozess des Verfassens der Arbeit.

Korrespondenz mit Sun Qiaolei.

Die Autoren geben an, dass keine Interessenkonflikte bestehen.

Springer Nature bleibt neutral hinsichtlich der Zuständigkeitsansprüche in veröffentlichten Karten und institutionellen Zugehörigkeiten.

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Nachdrucke und Genehmigungen

Lingxia, H., Qiaolei, S., Long, D. et al. Strukturentwurf und Wirkungsanalyse eines neuartigen hydraulischen Oszillators mit Doppelventilgruppenantrieb. Sci Rep 12, 15719 (2022). https://doi.org/10.1038/s41598-022-20116-8

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Eingegangen: 25. April 2022

Angenommen: 08. September 2022

Veröffentlicht: 20. September 2022

DOI: https://doi.org/10.1038/s41598-022-20116-8

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