[机械仪表]ZJ70钻机绞车设计

毕业设计（论文）1 绪论石油钻机绞车是石油钻机上一个极重要的工作部件，设计绞车的主要依据，就是要求要适合钻井工艺。钻机的类型有多种多样，但仅从钻深能力上来说，按照我国1999年发布的石油钻机型式与基本参规定，在选定钻杆为114mm的情况下，钻机分为1000m，1500m，2000m，3000m，4000m，5000m，7000m，9000m和12000m等九个级别。一套钻机一般来说应具有旋转钻井、钻井液循环、钻具起升、动力机组、传动、控制、底座和辅助设备等八大系统和设备。绞车是钻机运动转化和速度变化及维持外头恒定钻压的重要机构，是钻机的核心部件。目前，我国最大钻机钻深能力仅为7000m，而世界发达国家的钻机钻深已达到15000m。为缩小差距，适应国际竞争及国内进一步打井工作需要，我们只有成熟现有的技术，以便向更先进的技术迈进。为此，本文设计研究7000米钻机绞车工作很有实际价值意义，此次研究工作将为我国ZJ90DB钻机的研制打下基础。1.1 钻井绞车基本概述 绞车一般由动力、变速机构、滚筒、离合器、刹车等部件组成。绞车在钻井过程中具有起下钻具、下套管、控制钻进过程钻压和整体起立井架等功用，它的工作特点是操作使用频繁，变速范围宽、载荷变化大。1.1.1 钻井工作对绞车的基本要求根据绞车的功用和特点，一般来说，钻井工作对绞车有以下要:(1) 为了保证起升最重的钻具，要求绞车各零部件在强度、刚度满足其使用性能的前提下，绞车要有足够的功率。 (2) 为了适应起重量的变化及提高功效，绞车应有足够的起升档数或变速调解范围。 (3) 绞车滚筒应有足够的尺寸和容绳量。 (4) 绞车应有灵敏可靠的刹车系统，以便刹住最大载荷，准确调节钻压，均匀送进钻具。 (5) 绞车控制部分应便于操作，安全可靠。1.1.2 钻井绞车分类及特点 绞车的形式多种多样，但主要有以下几种类型: (1) 从动力上分类，绞车有柴油机驱动，包括柴油机直接驱动和柴油机加液力驱动两种型式；电驱动绞车主要包括直流电驱动和交流电驱动两种，直流又分为直流直流(DC-DC)和可控硅直流(AC-SCR-DC)电驱动两种，交流又可分为交流交流(AC-AC)电驱动和变频器加交流(AC-VDF-AC)驱动两种；液压驱动绞车是通过液力驱动，即以液压马达为动力带动绞车完成钻井作业的。 (2) 从结构上来说，绞车一般有五种类型，即单轴、双轴、三轴、五轴和各为单轴的主、辅绞车等。单轴绞车是将滚筒和猫头装在同一根轴上操作的，该绞车的不足是猫头转速偏高，位置过低，操作不便；双轴绞车是将滚筒和猫头各自装在两根轴上，靠链条联系在一起，其不足是由于变速机构与传动系统采用了齿轮和链条两种方式，使得管理维修不方便；三轴绞车能实现独立的三低一高档转速，转盘可通过绞车传动，是目前常用的绞车结构型式；五轴绞车可以实现正倒多种变速，是重型和超重型绞车的典型方案，但不足是结构复杂，效率低下；两个单轴绞车是将主滚筒与猫头分开在不同的两个单元上，可高、低位布置，结构简单，特别适宜于电驱动方式，这在超深井和海洋钻井中应用较多。 (3) 从变速调解状况分类，一般可分为一档、两档、四档和六档等多种形式。一档、两档变速多使用在电驱动钻机上，其变速过程主要通过交流变频系统或SCR控制系统实现，靠电机反转实现倒档；四档变速一般按内变速22=4乘法变速机构进行设计，反转靠电机换向或内部换向装置完成。六档变速按32=6乘法变速结构设计，多考虑在机械传动的情况下使用，倒档完全靠齿轮换向装置实现。1.1.3 钻井绞车的发展趋势 从钻机的发展历史看，钻机经历了一个由简单到复杂，自动化水平由低到高的发展变化过程，钻井纹车的发展过程也同样如此。随着电子技术、液压技术等新技术的日新月异，石油钻井绞车将会朝着以下几个方面发展。 (1)进一步向电驱动方向发展。原因是直流SCR控制和交流变频控制钻机绞车有其它许多钻井设备无法比拟的优越性。目前除美国等极少数国家外，其它国家在发展电动钻机方面仍比较落后，仍是未来钻机研究发展的大趋势，大方向。 (2)进一步向自动化、智能化方向努力。为了安全、高效、科学、合理的钻井，国外己开发了液压钻机、全自动钻机等，这对我国今后发展自动化、智能化水平较高的产品会产生重大的影响。 (3)继续向大型化方向发展。当前国外己开发出了上万米的钻井设备，美国大陆爱姆斯科公司于1997年开发出世界第一台5000马力绞车，被誉为第5代电动提升装置，所以，为进一步提高国内钻井技术，发展大功率绞车的趋势是必然的。 (4)向分体式、单轴式方向发展。目前，许多钻机的主绞车与猫头绞车采用了分体结构，分别置于钻机钻台面和后台底座上，由独立的动力机构驱动。单轴式绞车近年来在西方比较流行，这两种绞车的共同特点是结构简单，体积小，重量轻，便于运输安装等。 (5)向系列化、标准化、模块化方向努力。随着国际市场的逐步规范化，钻井设备向系列化、标准化、通用化等方向发展的趋势是必然的，这有利于增加设备的互换性及产品性能的稳定性，并能节约大量的生产成本。 (6) 向高适应性方向发展。由于受沙漠、海洋、极地等钻井条件的限制，要想拓展石油开采市场领域，就必须有适应这些恶劣环境和气候的钻井设备。因此，开发高适应性的钻井设备是今后和未来的必然要求。1.2 国内外研究现状1.2.1 国内研究现状现用绞车有机械驱动和电驱动2种，机械驱动绞车，基本模式相同，结构较为复杂，而电驱动绞车有较大的发展，且绞车结构逐步趋于简单化。我国在设计制造机械传动钻机方面，可以满足国内石油钻井的需要，而在电驱动钻机方面落后了。电驱动正迅速地为世界石油钻井工程界所采用，成为当代转盘钻机中能够提供动力的新途径、新方法。电驱动经过长期的发展，在技术上和设备上都是很成熟的。 早在1909年在顿钻钻机上就使用了交流电机的驱动，1929年则采用了DCDC驱动(即直流直流驱动)。1950年美国通用电气公司将用于火车的牵引电机直接移植到石油钻机上来，满足了深井和超深井对大功率电机的要求。1955年陆地石油钻机和海上石油钻机广泛应用了DCDC驱动或ACSCRDC(即交流可控硅整流直流驱动)方式的驱动。电驱动的成功应用在于美国通用电器公司在上述电驱动中研制，并成功使用了现代电子技术控制电路和专供钻机使用的GE752型电机。GE752型专用电机既可用于发电机，又可用于电动机，使电机完全能够互换。减少了钻机配备电动机的种类和型号，便于使用和维修。ACSCRDC可控硅电驱动钻机在20世纪80年代有了长足发展，其主要优点与机械驱动的同类钻机相比，节油效果很明显。并可延长钻机的大修周期，便于搬迁安装。不管负荷有多大，直流电机的转速都是可以精确调节的。输出扭矩可以控制，又能限制在某一额定值内。这样就有可能使泥浆泵在其额定值范围内的任意排量和泵压下工作。更好地满足钻井工艺的要求。可控硅整流电驱动钻机(ACSCRDC)驱动的不足之处在于SCR部分比较复杂，成本高、维修难。而且GE752等型的直流电机有碳刷，为安全起见，该电机必须是防爆型的。所以，直流电机成本高，价格昂贵，存在碳刷的磨损、更换及散热等问题。近几年来，英国 已经在北海油田的钻井平台上，用交流变频电驱动代替SCR可控硅直流电驱动；美国也在顶部驱动装置上使用了500600kW的交流变频驱动电机；油田在注水、输油注水、输油等大型电机上也已广泛使用交流变频电驱。我国由于起步较晚，在石油钻采新技术的应用上还显得比较落后，尤其是电驱动钻机应用到大型钻井设备上的例子还比较少，我国最早采用交流变频调速技术是在辽河油田的油、水泵试验当中，随后推广到原油集输、供水系统和采暖供热系统上来。1993年宝鸡石油机械厂与天津等有关单位联合将交流变频控制系统引进到采油设备当中，先后开发了10型、16型数控抽油机，在大庆、辽河、胜利等油田获得了良好的应用。近几年来，该项技术才逐渐被应用到15，30等小型钻机上来，但使用效果和性能等还有待进一步完善。在AC-SCR-DC电动控制技术方面，自上世纪八十年代中期兰州石油化工仪器总厂研制成功ZJ45钻机以来，经过这十多年的完善，目前已比较成熟，但是7000m钻机的应用还不是很成熟，发展速度较慢。1.2.2 国外研究现状近年来，特别进入上世纪九十年代后，美国、德国、挪威、加拿大等许多西方国家在石油钻采新技术的应用上比较广泛，表现的异常活跃，特别在钻井绞车的研究开发上成绩斐然，曾先后开发研制了电动、液压等多种性能和形式的绞。现介绍几例。1. 多马达驱动单轴绞车挪威MaritimeHydcalic公司研制的MH50020型绞车，采用了多个液压马达由滚筒两侧驱动，只有1根滚筒轴，没有变速系统，利用液压马达变速。2. 多级大型液缸绞车加拿大钻机有限公司研制的18005型自动化斜井钻机，其绞车是一组多级大型液缸。3. 柔性拉力器绞车前苏联、法国和美国共同研制的柔杆钻机，钻杆是一根柔性杆，起钻时可缠绕在一个大直径滚筒上，其绞车是一个柔性拉力器。4. 直升机吊运绞车美国IDECO公司研制的MSH2000型直升机吊运绞车，绞车分块吊运重量不大于1.8t，两副刹车带均置于司钻一侧，采用两个小直径水刹车组合结构。5. 低噪音绞车英国研制了用于城市或居民区钻井的低噪音绞车，采用盘式刹车，刹车系统和离合器均置于密封罩内，以减小噪音。6. 少变速或不变速绞车如果采用高速柴油机和动力换挡变速箱驱动绞车，由于动力换挡变速箱本身有46挡，绞车可设两挡或不设挡，成为结构简单的少变速或不变速绞车。7. 分体式绞车美国OIME公司研制的分体式绞车，绞车与猫头轴采用分体结构，绞车置于后台机房较低的底座上，可在低位安装。猫头轴置于钻台高底座上，上台驱动功率较小，只用于驱动猫头和转盘。1.3 本文课题的意义随着石油上钻井及采油的发展，绞车的应用越来越广泛。而电驱动绞车的应用也越来越明显。石油钻机绞车是石油钻机上一个极重要的工作部件，设计绞车的主要依据，就是要求要适合钻井工艺。近几年来，由于石油钻井业的发展，技术和装备水平的不断提高，因而钻井数量减少，钻机使用量大幅度降低。我国石油钻机一方面是数量上过剩；另一方面是质量不高、品种不全。在国内钻机生产厂家生产疲软的情况下，却又不得不花巨资从国外引进大量石油钻机。面对如此局面，凡从事石油机械事业的国人不得不考虑如何振兴民族工业，使我国的石油钻机赶上世界先进水平。在目前形势下，如果我们没有自己制造的电驱动钻机，就很难打入世界市场，也无法再提高我们的钻井水平。因此，电驱动钻机绞车的设计及应用势在必行，这就要求我们当代大学生务必求实认真，更要活学活用，努力提高自己的创新思维，从而为我国的石油事业做出贡献。2 绞车方案设计 我们知道，设计方案的好坏，将直接决定着设计产品的性能及最终成败。为此，钻井绞车的方案设计就显的非常重要。考虑到绞车工作性质和工作条件的特殊性，在方案设计当中，我们应首先从绞车的功能原理出发，多建立几个方案，经过对比分析，以便从中选出最合理的方案。2.1 钻井绞车的功能、原理 为了能准确并清晰的描述钻井绞车的功能、原理，以下从绞车的功能和工作原理两方面进行叙述。2.1.1 绞车的功能 在石油钻井过程当中，绞车的主要功表面在： (1) 将钻井工具(包括方钻杆、钻杆、钻挺、钻头等)下入几百米至几千米，甚至超过万米的井底。 (2) 将钻井工具从几百米至几千米，甚至上万米的井底起出。 (3) 在钻井中，要悬吊部分钻具重量，以控制压在钻头上的压力。 (4) 钻井中，如出现井下事故，需在井筒内下入或起出处理井下故障的各种井下工具。(5) 在钻机安装、拆卸时，需将井架整体起立或下放。(6) 在固井作业中，需要向井内下入套管等。2.1.2 绞车工作原理如图2.1所示，动力机1将自身的能量以转速的形式传递给绞车变速系统2，变速系统根据钻机所要执行的动作将速度调整到合适的数值范围传递给绞车运动转换系统3(即滚筒)，滚筒再通过钢丝绳5、带动天车6、游车7、大钩8等游吊系统，最终将完成大钩上移或下行的垂直运动，达到下放或起出钻具等目的。在这一运动转换过程当中，如遇紧急情况需要停车或需要绞车承受部分钻具载荷，改善井下钻头钻压，则需通过刹车控制系统4来实现。2.2 绞车主要部件的组成绞车主要由动力机、变速箱、滚筒、离合器、刹车装置、钢丝绳等单元部件组成。2.2.1 变速传动方式的分析选择在重型机械，特别是石油钻机上的变速机构常常采用链传动或齿轮传动方式，这主要由钻机的工作条件决定的，为此，这里主要对这两种变速传动机构进行分析选择。1. 链传动的性能特点 链传动包括滚子链和齿形链两种，石油钻机上使用的通常是滚子链。链传动是属于具有中间挠性的啮合传动，它兼有齿轮传动和带传动的一些特点。链传动的应用范围较广，通常，中心距较大，多轴、传动比要求比较准确的传动、环境条件比较恶劣的开式传动、低速重载传动、润滑良好的高速传动等都可以成功地采用链传动。在当前的石油钻机上，链传动通常被用来实现多台柴油机的并车；实现动力由钻机低台向高台的传递；同样也被用来完成绞车变速传动等。相比较，链传动的主要特点: (1) 链传动的制造与安装精度要求较低，适宜于较远距离间的动力传递。 (2) 轮齿受力情况较好，承载能力较大，有一定的缓冲和减振性能。 (3) 摩擦型带传动相比，链传动的平均传动比准确，传动效率稍高。 (4) 链条的磨损伸长相对缓慢，张紧调解工作量小，并且能在恶劣环境条件下工作。链传动的主要缺点是:不能保持瞬时传动比恒定，工作时有噪声，磨损后易发生跳齿，不适用于受空间限制要求中心距小及急速反向传动的场合。 图2-1 绞车工作原理1动力机，2变速箱，3运动转换机构，4刹车等控制系统，5钢丝绳，6钢丝绳天车，7游车，8大钩。2. 齿轮传动的性能特点 齿轮传动历史悠久，应用广泛。齿轮的形式主要包括直齿轮、渐开线圆柱齿轮及圆弧齿轮等。齿轮传动在石油机械上被广泛使用于抽油机减速器、钻井泥浆泵、钻机分动箱、直角箱、变速传动箱及绞车传动箱等许多方面。齿轮传动的优点主要： (1) 瞬时传动比恒定，传动比范围大，可用于减速和增速。 (2) 速度(指节圆圆周速度)和传递功率的范围大，可用于高速(v40m/s)，中速和低速(v25m/s )的传动；功率可从小于1W到105kW。(3) 传递效率高，一对高精度的渐开线圆柱齿轮、效率高达99%以上，而链轮效率一般为90%-94%。 (4) 结构紧凑，体积小，适用于近距离传动。 齿轮传动的不足之处是加工周期较长，成本较高，且损坏后不易更换等。对比以上两种传动方式，在充分考虑绞车电机驱动方式、功率大等特点后，为了保证绞车结构紧凑、体积小，整体成本低等，本文选择齿轮传动形式。2.2.2 刹车类型的选择 在石油钻井绞车上，一般需配置两套刹车系统，一套主要用于实施夹持定位和紧急制动，即称主刹车；另一套主要用来完成钻具下放等，称为辅助刹车。以下对主、辅刹车的类型进行分析选择。1. 主刹车 目前在钻井绞车上，用于主刹车的主要有带刹车和液控盘式刹车两种。带刹车历史悠久、结构简单、使用方便，但受结构的影响，在钻井深度增加、钩载加大的情况下其能力显得有些不足，尤其使用在大功率、特深井钻机上安全性很差。相比较，液压盘式刹车（如图2-2）却有着良好的性，主要优点为： (1) 刹车盘散热性较好，整个盘面积只有不到1/10在摩擦发热而其余面积都在交替散热，盘和块的热稳定性好(热衰退小)。 (2) 制动平稳，操作省力，这是由于盘式刹车的制动力产生于液压系统的油压力，控制调解都比较方便。 (3) 采用液压控制，既可实现方便、灵敏的正常刹车操作，还可配备单独的紧急制动系统，确保了起下钻作业的安全性和整个装置的可靠性。(4) 刹车迅速，时间短，维护方便，更换刹车块大约只需20多分钟即可等。图2-2 盘式刹车结构示意图图2-3 钳盘式刹车示意图图2-3为钳盘式刹车示意图盘式刹车主要采用液压系统进行操作和控制，其液压系统性能好坏直接影响到盘式刹车的工作性能。 综上所述，为安全起见，本文选择液控盘式刹车为绞车主刹车。2. 辅助刹车当前，绞车上使用最广泛的辅助刹车为电磁涡流刹车，电磁涡流刹车由于制动力大，调节灵活，扭矩恒定等深受欢迎，但该刹车最大的不足是结构复杂、造价高、体积和重量偏大(如7838型涡流刹车重约13吨)。为此，本文采用独特新颖的方式，辅助刹车取消了传统结构模式，其功能由主电动机能耗制动实现，技术先进，操作灵敏，快捷，能通过计算机定量控制制动力矩。2.2.3 滚筒、离合器形式的选择 滚筒从结构上来说有铸造和焊接两种形式，铸造滚筒由于受强度、刚度的限制及生产工艺的影响，已非常少见了；另外，从滚筒的表面形式来说，有光面和带绳槽滚筒两种，带绳槽滚筒的优点是能够保证钢绳排列整齐，挤压应力小。所以，这里选用焊接带绳槽式滚筒形式。离合器的主要用途是保证工作机正常启动、停车和绞车换档。当前国内外离合器的形式很多，像气胎离合器、气塞离合器、盘式离合器、电磁离合器等等，但考虑到离合器的经济性、实用性及所能传递扭矩的能力等因素，在此选择绞车常用的气动盘式离合器。此离合器传递力矩大，离合迅速，可靠，结构简单，维修方便，可使用于频繁离合的场合。2.3 绞车传动方案设计 依据绞车功能原理和组成绞车主要部件的分析选择，本文对比了图2-4所示三种绞车传动方案。以下分别介绍其组成和结构特点。 图2-4 方案（1）图2-4 方案（2） 图2-4 方案（3）方案（1）主要由两台同功率、同规格的交流电机、两级一档变速箱、一套离合器、滚筒和主、辅刹车等元器件组成。该方案的结构特点为动力通过变速箱从滚筒轴的一侧输入，滚筒的正档和倒档依靠电动机换向旋转实现。变速箱输出端与滚筒轴之间靠离合器挂接，绞车下钻时离合器打开，由刹车控制其下放速度，绞车起升钻杆时离合器挂合，由变速箱通过电动机提供的扭矩传给滚筒轴实现钻机的起升。主、辅刹车分别安装在滚筒体两侧和滚筒轴左端，安装位置合理。该方案从总体上来说，其特点是结构简单、使用元件少。但是功率小，纵向尺寸大。方案(2)与方案(1)比较在组成上最大的不同是变速箱为两级四档式变速结构，变速箱中间轴上增加了一套换档装置，加上高低速离合器换档，共可实现四个正档、四个倒档，该结构除输入方式上与传统的22=4档变速绞车不同外，工作方式完全相同，绞车采用这种方案的主要优点是变速调解范围宽，变速箱齿轮等主要零件使用寿命长。但该结构的不足是由于增加了齿轮的数量和一套双向换档装置等，从而使绞车的体积和重量会大大增加，结构比较复杂。方案（3）也由2台交流变频电动机驱动，功率大，变频调速范围宽，采用先进的交流变频(VFD)控制系统，触摸屏显示，全数字控制等技术，自动化及智能化水平高。主电动机工作时2个离合器挂合，主传动时，绞车由2台交流变频电动机经联轴器同步将动力输入左，右齿轮减速箱输入轴，经二级齿轮减速后传给滚筒轴，绞车整个变速过程完全由主电动机交流变频控制系统操作实现。其次绞车为单滚筒轴式结构，滚筒开槽绞车与同类绞车相比体积小、质量轻、安装运输、维修简单且方便。另外，该绞车的两边成对称结构，而且减速箱还可以做支撑，辅助刹车取消了传统结构模式，其功能由主电动机能耗制动实现，技术先进，操作灵敏，快捷，能通过计算机定量控制制动力矩。经过以上对比分析，方案（3）比其它两种方案具有明显的优势，故本文设计采用方案（3）进行设计。3 绞车总成设计3.1 绞车基本参数确定根据资，绞车功率为1100kW时，对应钻机配套参数如表3.1所示。钻机配套参数表：表3-1钻机型号ZJ70/4500名义钻井深度(m)，114mm钻杆7000m最大钩载kN4500最大快绳拉力kN485绞车额定功率kW1100游动系统绳数：钻井绳数/最多绳数12/14钻井钢丝绳直径mm383.1.2 绞车基本形式和参数依据表3-1内容有关内容，绞车基本形式和参数设计结果见表3-2。绞车基本形式和参数：表3-21绞车形式单独驱动7启停方式离合器控制2额定功率1100kW8滚筒形式焊接带绳槽式3动力类型交流变频驱动9钢丝绳直径38 mm4变速箱形式两级齿轮传动10最大快绳拉力P485 kN5绞车挡数一档无级调速11主刹车形式液控盘刹6滚筒转速65-300r/min12辅助刹车主电机能耗制动3.2 电动机的选择根据中国北方机车车辆工业集团公司的电机功用和本文所设计的绞车功率要求，从而选定YJ13型变频调速异步电动机，现将有关参数表3-3。电动机参数：表3-3电机参数额定电压额定电流最大电流额定功率额定转速(r/min)额定转矩(N.m)额定功率因 数额定效率550V1040A1560A800kW660205750.8695%最大转矩(N.m)最高转速(r/min)最高频率冷却方式绝缘等级防护等级额定频率质量173601060100Hz强迫通风200级正压防爆33.5Hz3100kg由于绞车的转速范围在65-300r/min，所以的范围为3.5-10.2，按传统设计方法有：，初取=8.25，取，由此可得，=2.6，=3.2。1. 计算各轴转速=660 r/min，=660/3.2=206.3 r/min=80 r/min。2. 各轴输入功率 1轴 2轴 3轴 3. 各轴输入转矩 1轴= 2轴= 3轴=3.3 减速器的设计由于齿轮相对于轴承位置不对称，当轴产生弯曲变形时，载荷在齿宽上分布不均匀，因此，轴应设计得具有较大的刚度，所以高速级和低速级均制成斜齿轮。精度等级选7级精度。初选小齿轮=20，则=初选螺旋角。3.3.1 按齿面接触疲劳强度设计 （3-1）初选=1.6，=2.4，=0.78，=0.87，=1.65，所以（540+52205）/2=531.25，=189.8，=1。 机械设计手册代入以上数据得：(1) 计算齿宽b及模数 （3-2） = （3-3）(2) 计算纵向重合度 =0.318 （3-4）(3) 计算载荷系数K 查机械设计手册得参数=1，=1.11故 （3-5）由图10-13查得=1.35，由表10-3查得=1.4故载荷系数 K=11.111.41.3=2.02 （3-6）(4) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计式(10-10a)得： （3-7）(5) 计算模数 （3-8）3.3.2 按齿根弯曲强度设计由式（10-17）有(1) 计算载荷系数 （3-9）根据纵向重合度=1.586，从图10-28查得：(2) 计算当量齿数 （3-10） （3-11）(3) 查齿形系数得：，(4) 查取应力校正系数，。(5) 计算大小齿轮的并加以比较 （3-12） （3-13）大齿轮的数值大，计算通过对比，取标准值=14，分度圆直径取300mm，取。中心距 （3-14） （3-15）所以，齿宽 ，圆整后取，。用同样的方法可计算得第二组齿轮参数如下：，圆整后取，。3.4 绞车滚筒参数设计3.4.1 滚筒直径Do的设计 主要考虑钢丝绳的弯曲直径不至于过大，对于钻机绞车： Do=（17-23） （3-16）式中：钢丝绳直径则Do=2038mm=760mm3.4.2 滚筒长度的设计 根据经验公式：= （3-17） 其中H=1.7，为标准立根长度，28m， 取 则=1.385m，取=1.4m3.4.3 滚筒缠绳层数e的设计 由于采用开槽滚筒，通常采用lebus绳槽，则由公式 （3-18）得，e=4层。3.4.4 滚筒缠绳平均直径的设计 因为滚筒缠绕四层钢丝绳，所以平均缠绳直径的计算公式为：= （3-19）绞车第一层缠绳直径= Do+ =760+38=798mm第二层缠绳直径=+2 =798+20.938 =866mm式中：钢丝绳绳径修正系数，通常取为0.9。第三层缠绳直径=+2 =866+20.938 =935mm第四层缠绳直径=+2 =935+20.938 =1003 mm所以 =（798+866+935+1003）/4=900.5mm3.4.5 滚筒缠绳容量M的设计 根据经验公式： （3-20）根据经验公式： （3-21） 式中：钢丝绳被压扁时的直径增量，通常取为0.3mm。则： n=1180/（32+0.3）=36.5 式中：Z有效绳数；一根立根长度，为28m。则： M=1228+3.14（0.76+0.038）36.5=427.5m。3.4.6 滚筒缠绳总长L的设计 按照滚筒放完钢丝绳后滚筒上还剩7圈钢丝绳设计： 依据公式： （3-22） 式中：第一层缠绳直径；剩余缠绳圈数； Z有效绳数；一根立根长度，为28m。 则：L=3.14 0.798 7+12 28=353.5m。3.4.7 滚筒轮毂直径的设计 根据经验，轮毅直径按滚筒缠绳层数再加2层缠绳的方法设计，即按能缠满6层钢丝绳绳计算。 则： = Do +2(e+2) =760+2(4+2) 38=1216mm （3-23） 根据经验公式： =（11521472）mm。 （3-24）所以满足要求。3.4.8 滚筒壁厚的设计 现在选取滚筒材料为35ZG，利用公式 （3-25） （3-26） 式中： 最大钩载时的快绳拉力，485kN； S钢丝绳缠绕后的宽度：S=+0.3mm A多层缠绕时的经验系数：A=2；滚筒体材料屈服极限，取83.5kN/ 则 故选用滚筒壁厚为50mm。3. 5 主刹车参数设计3.5.1 刹车盘直径的尺寸确定:根据公式： （3-27） 按经验：取mm；=l0mm， H=240mm计算 则有： =1586mm。3.5.2 刹车力矩的确定 绞车滚筒在刹住的瞬间产生的最大刹车力矩： （3-28） 式中： 下放时游动系统载荷，约为起升时的70%，动载系数，约1.5-2.5， 取中值2；滚筒平均缠绳直径，0.9005m；绞车滚筒效率，取0.97；Z游动系统的有效绳数，为12。 则： =176455.1253.5.3 单个刹车钳所承担的刹车力矩 （3-29）式中： 下放时游动系统载荷，约为起升时的70%， P刹车时所需的液压力，取5.8Mpa (580N/)； A液缸活塞面积，取150 ；f摩擦系数，取0.45。注：p，A，f的取值参照宝石厂40钻机绞车盘刹系统参数选取。将数值代入式中求得：=57393.93.5.4 刹车钳数N的计算在盘刹设计中，一般要设置两套刹车钳，一套用于正常工作刹车，叫常开钳；另一套用于应急保护刹车，叫常闭钳，两套刹车钳要求在数目上相同，因此有： 代入数据求得： ，取整数4。 所以，常开钳和常闭钳需各按4付设计。3.6 滚筒轴的设计与校核 钻井机械零件的断裂和过度变形会使整台设备停止运转，严重者可导致工程和人身事故。所以在强度设计中，应对设备构成的零件，尤其是关键零件进行准确的设计计算，保证其零件在工作中的安全性、可靠性等，以防不必要的损失。为了突出重点，本章对受力比较复杂，承受载荷最恶劣的滚筒轴进行重点设计计算。滚筒轴属于转轴，按照弯扭合成强度进行设计计算。先用扭转强度估算最小轴： 滚筒轴材料选用40，且进行调质处理，由公式 mm (3-30) 式中：，对于40来说，=97； P滚筒轴所传递的功率，kW； N滚筒轴的转速，r/min。 则有： =97=209mm。对于直径大于100并且有双键槽布置的轴，轴径应放大7%，所以有：d2091.07=223.6，圆整取230mm。整个轴做成台阶式，滚筒体左右装轮毂，轮毂与轴用普通平键连接，因此确定轴的结构如图3-1所示：图3-1 滚筒轴3.6.1 载荷分析 由于石油开发的特点，每口井钻达的目的井深不同，有的小于钻机的额定深度，有的大于钻机的额定钻井深度的15%20%。因此，大钩的工作载荷范围通常在额定钻柱重量的0.71.2倍之间。在疲劳计算中以额定钻柱重量为计算依据。滚筒在工作时受到的载荷主要包括快绳拉力、快绳拉力引起的扭矩等。快绳拉力为： P0=485103N快绳拉力产生的扭矩为： （3-31）式中 滚筒平均直径。所以 3.6.2 应力循环分析滚筒轴在工作中受到扭矩引起的剪应力和弯矩引起的正应力作用。滚筒轴每提升一次钻杆就承受一次扭矩，在起升时，扭矩逐渐减少呈阶梯状下降，剪应力为不稳定的脉动循环。循环次数可由提升立根的次数确定。弯矩引起的正应力由于轴的旋转形成不稳定的对称循环，应力幅的大小与两个因素有关。一是起下钻过程中钻柱立根数的变化引起快绳拉力的相应变化，使应力变化。二是快绳在起升过程中沿滚筒轴向左右移动，使轴上某一截面的弯矩由最大值变为最小值，缠满一层后，循环重新开始。缠绳e层，变化e层。3.6.3 按弯扭合成强度条件计算1. 作出轴的计算简图在作计算简图时，先求出轴上受力零件的载荷，并将其分解为水平分力和垂直分力。然后求出各支撑处的水平反力 和垂直反力（轴向反力可表示在适当的面上）。求得：2. 按钢绳在滚筒中部时计算（1） 计算各支撑处的反力 受载见图3-2弯扭矩图（a）（2） 计算水平支撑反力和： （3-32）解得： =（3） 计算垂直支撑反力 （3-33）解得： =（4） 计算支撑处的弯矩 （5） 作出弯矩图根据上述简图，以及计算出的水平面和垂直面各力产生的弯矩，分别作出水平面上的图3-2弯矩图图（b）和垂直面上的弯矩图图（c），然后按下式计算总弯矩并作出M图如图3-2（d）所示：图3-2 弯扭矩图 （3-34）已知 = = 所以 （6） 作出扭矩图 扭矩图如图（e）所示。 由图可知，危险截面为C截面。（7） 校核轴的强度已知轴的弯矩和扭矩后，可针对危险截面C（即弯矩和扭矩大而轴径可能不满足的截面）作弯扭强度校核计算。按第三强度理，计算力这里由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环应力，而由扭矩所产生的扭转切应力则不是对称循环应力。为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为式中的弯曲应力是对称循环应力。当扭转切应力为脉动循环变应力时，取=0.6；对于直径为d的圆轴，弯曲应力，扭转切应力，将和代入式，则轴的弯扭合成强度条件为 （3-35）式中 轴的计算应应力，单位为MPa 轴所受的弯矩，单位为Nmm 轴所受的扭矩，单位为Nmm 轴的抗弯截面系数，其值按式 （3-36）=1639728 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，其值查表得=70MPa；所以 =43.2MPa 由于，弯扭强度满足要求。3.6.4 轴的疲劳强度校核1. 当量应力系数从滚筒轴的应力循环可知，滚筒承受不稳定的变应力作用，通常采用有限寿命设计。根据线性损伤积累理论（Miner定理），相当应力为：（3-37）式中 当量应力系数；不稳定循环中的相当应力；不稳定循环中的最大应力；（1） 正应力的当量应力系数 正应力的当量应力为： = （3-38） 其中 = （3-39） = =429.8MPa（2） 剪应力的当量应力系数剪应力的当量应力为： = （3-40）其中 = =分析表明，在滚筒疲劳强度计算中当量系数的范围为：0.51.00.4 1.0分别取=0.5，=0.4所以 =0.5=214.9MPa=0.4=10MPa2. 疲劳强度校核对于弯扭组合的轴，疲劳强度条件为: （3-41） （3-42） （3-43）式中 ，分别表示对称循环应力下正应力和剪应力的持久极限，查表得=600MPa， =185 MPa. 应力集中系数，查表取=1.5； 表面状态影响系数， 查表取=0.9； 尺寸影响系数，查表取=0.75；许用安全系数， =1.21.5.所以 =1.5 =8.4所以 =1.3由上可知，轴的疲劳强度也满足要求。4 齿轮传动动态强度设计专题齿轮系统的动态强度特性指齿轮系统在工作中表现出来的动力学行为，主要包括轮齿啮合动载荷，轮齿系统与齿轮结构的固有特性（固有频率和振型），齿轮系统的动态响应及其时域和频域特性等。近几年来，国内外在齿轮动强度的研究方面都作了很多有益的尝试。其中，由李润方，王建军编写的齿轮系统动力学较好。该项目是国家自然科学基金资助项目，其理论较为权威。故在该专题的讨论中主要依据该理论作为基础。4.1 齿轮动载荷和动载系数 1868年，HWalker首先提出了动载系数的概念： （4-1） 根据H.Walker的定义，C.Carl，G.Barth首次提出动载系数的经验公式 （4-2）V：节圆线速度（ft/min） 1927年A.Ross发现当速度超过4000r/min时，上述公式的计算结果太保守，因此总结出如下公式 （4-3） G.Barth的公式及其修正公式还经常在许多方面应用（包括AGMA美国才；齿轮制造商协会的齿轮等级标准）。Buckingham1931年的研究成果表明转速超过5000r/min时，齿轮的承载能力变化不大。之后，Buckingham又指出齿轮承载能力还取决于有效质量，有效误差和齿轮速度。 1950年振动模型的研究开创了齿轮动力学的新纪元。齿轮动力学模型最早是由Tupin提出的。 1955年H.Reswick提出的新的简化模型在轻载荷齿轮的计算结果上与Buckingham方程的结果相同。但对于重载齿轮的计算上则完全不同。 70年代A.Seireg和D.R.Houser根据轮齿啮合的几何分析，提出了一种半经验的轮齿动载荷计算公式，这一公式考虑了齿轮几何尺寸，加工误差，工作负载，运转速度。并且得出了如下公式： （4-4）1975年R.Retting提出了一个决定轮齿动载荷的振动模型提出了共振区，次共振区和超共振区动载荷系数的计算公式的简化算法。以后，各国的学者又对齿轮动载荷作了大量研究。归根结底，齿轮的动载荷研究的理论基础主要有两个，即冲击理论和振动理论。4.1.1 冲击理论 冲击理论是较早的齿轮动载荷理论，是AGMA和TOCT的理论基础。具有代表性的是Buckingham的方法和IIeTpycebny的方法。 根据下图图4-1的凸轮模型模拟齿轮的冲击过程。 设冲击时凸轮的变形为，载荷W作用下静变形为，则由加速力所做的功为，凸轮的变形能力为，由能量守恒定律有： （4-5）且由于有下述比例关系， 因此， （4-6）式中，e为齿轮的有效误差，为加速度。图4-1 齿轮受冲击图根据Buckingham的分析有 （4-7） （4-8） （4-9）式中，为大小齿轮的节圆半径，m为齿轮在节圆处的有效质量。为主动齿轮在节线处的有效质量，为被动齿轮在节线处的有效质量，v为节圆的线速度。在加速力的作用下，齿面脱离接触，在工作载荷的作用下，齿面又相互接近产生冲击碰撞，其力学模型如下图所示：根据运动学原理，由下图图4-2可推得： （4-10）式中，为在碰撞开始时的速度，为在碰撞开始时的速度。由动载荷引起的主，被动齿轮轮齿的总变形为： (4-11) 图4-2 齿面冲击的力学模型式中，为冲击载荷，即轮齿动载荷，根据能量守恒定律，物体冲击后总体运动时的速度为，再由能量守恒定律有： = (4-12)将（4.10）式和（4.11）式代入上式得到 (4-13) (4-14)考虑到式6，则齿轮动载荷的近似计算公式为 (4-15)式中，为极限变形力。 另一方面，IieTpycebny则认为冲击力（动载荷）是由中间冲击引起的。设主动齿轮1逆时针转动带动轮2顺时针转动。若主动轮的基节偏大（），则前一对轮齿不能按时脱离接触，齿轮在不共轭的条件下工作。经过一段时间后，后一对轮齿开始啮合，它的轮齿表面受到一个由于变速所引起的冲击力，该冲击力就是轮齿啮合的动载荷。由于这个冲击力（动载荷）是作用在轮齿中间齿面上的，故而一般称为中间冲击。设两齿轮啮入时在B点碰撞的线速度分别为和，碰撞后，两齿轮以相同的速度运动，两齿轮单位齿宽上的有效质量分别为和，则根据动量定律有： (4-16)设单位齿宽上的动载荷为，轮齿的变形为，有能量守恒定律有 （4-17）考虑到，和则由(4.16)，（4.17）两式得 （4-18）式中，为冲击速度：为有效质量；为轮齿刚度。由于传动轴和支撑轴承的弹性吸振作用实际载荷有所减弱，因此用小于1的系数来考虑这一影响，即 （4-19）我们可得上两式中的冲击速度 （4-20）式中，为齿轮传动的节圆线速度：A为中心距，i为动比，为基节误差，为冲击力作用下的变形，冲击两齿廓的曲率半径。为啮合角。一般取，得 （4-21）上式各式中v的单位是m/s，A的单位是cm，和的单位是，的单位是kg/cm。4.1.2 动载荷的振动理论齿轮啮合动载荷的分析由冲击