机械毕业设计（论文）-修井机绞车设计（全套图纸） .pdf

第 1 页 共 39 页 摘要 修井机是油田用于修井作业不可缺少的设备，绞车是修井机上的核心部分。本文 介绍了修井机的类型、特点以及国内外的发展状况。xj-450 修井机是一种较小规模， 它的设计是为小型修井作业而设计的。通过对已有的方案对比分析确定了 xj-450 修 井机绞车总体设计方案:通过对载荷及动力传动方式的分析选择了钢丝绳，完成了滚 筒体，滚筒轴和链轮的结构设计;同时，在文中对刹车和离合器进行了简单的介绍和 选择，确定了刹车盘的冷却方式;完成了绞车组成系统设计选择和主要构件的设计选 择;并对滚筒轴等主要构件进行了校核:对链条计算方法进行探讨;最后，对修井机进 行了经济型评价，从而完成了整体的设计，得出了一些结论。 关键词:修井机;绞车;滚筒；滚筒轴 xj- 450 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 第 2 页 共 39 页 第 3 页 共 39 页 abstract workover rig is the necessary equipment that is used for workover jods in oil tied .and drawworks is the core of parts in worover rig .this article inuduced the workover rig type, the characteristic as well as the domestic and foreign development present situation .xj- 450 workover rig is developed for small scale workover jobs.xj- 450 workover rig overall design project is selected based on making conparision and analysis of the current transmission project design. through analyzing the load power transfer manner chose proper wirerope and competed the structure design of drawwork and drumbo and drum shaft .meanwhile simply introduced and chosed allison transmission box installation, brakes and clutch. chosed proper cooling system for brakes. and the match analysis between twist alter apparatus and diesel oil power is finished. also designed and chosed the main component and finally carded out force analysis to make sure the safe of dram body, drum shaft. finally, has carried on the economy appraisal to the workover rig and competed the whole design the work, and get some conclusion. keywords:workover rig;drawworks；drumbo；drum shaft 第 4 页 共 39 页 目 录 摘要摘要 1 第一章第一章 修井机绞车基本参数修井机绞车基本参数 . 5 1.1 绞车工作原理及主要结构图 5 1.2 xj450 的基本参数及要求 . 7 1.3 确定参考的绞车类型 8 1.4 xj450 传动系统 . 9 第二章第二章 滚筒和滚筒轴的设计计算滚筒和滚筒轴的设计计算 10 2.1 快绳的运动分析 . 10 2.2 游动系统钢绳拉力和效率 . 12 2.3 各个参数计算与选取 . 14 第三章第三章 轴的设计轴的设计 18 第 5 页 共 39 页 3.1 按扭转强度条件估计最小轴径 . 18 3.2 轴的设计 . 19 第四章第四章 滚筒的计算滚筒的计算 28 4.1 扭矩与弯矩 . 28 4.2 滚筒体所受的载荷 . 29 第五章第五章 刹车类型的分析和选取刹车类型的分析和选取 35 结论结论 . 37 参考文献参考文献 . 38 致致 谢谢 39 第 6 页 共 39 页 第一章 修井机绞车基本参数 1.1 绞车工作原理及主要结构图 绞车一般有五种类型，即单轴，三轴，五轴等。单轴绞车是将滚筒和猫头在同一 根轴上操作，该绞车的不足是猫头的转速过高，位置过低，操作不便：双周绞车是将 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，使得管理和维修不方便：三轴绞车能实现独立的三低 一高档转速，是重型和超重型绞车的典型方案，但是机构复杂，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，在超深井和海洋钻井中应用较多。 如图 1-1 所示，动力机 1 将自身的能量以旋转的形式传递给绞车变速系统 2，变 速系统根据钻机、修井机等所要执行的动作将速度调整到合适的数值范围，然后将扭 矩传递给运动转换系统 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 第 7 页 共 39 页 善井下钻头钻压，则需通过刹车控制系统 4 来实现。 绞车的工作原理如图： 图1 绞车工作原理 1.2 xj450 的基本参数及要求 小修深度 m 2-7/8钻杆 5500 修井深度 m 2-7/8钻杆 4500 最大钩载 kn 1125 提升系统绳系 8 大钩最大提升速度 m/s 1.5 井架形式 桅杆、双层、液缸起升、伸缩 第 8 页 共 39 页 表 1 xj450 相关参数 1.3 确定参考的绞车类型 表 2 xj450 绞车相关参数 井架高度（净空） m 31 .3 游动系统结构 45 大绳直径 mm 26 绞车形式 单滚筒、配 22sr 水刹车 绞车额定功率 kw(hp) 400 绞车提升档位 五正一倒 快绳最大拉力 kn 210 型 号 jc21d 形 式 单滚筒 额定功率 400kw 技术参数 主滚筒(里巴斯绳槽) 滚筒体 直径 mm 450 长度 mm 912 刹车毂 直径 mm 1070 宽度 mm 310 冷却方式 喷水冷却 刹车带包角 345o 钢丝绳直径 mm 26 第 9 页 共 39 页 1.4 xj450 传动系统 xj450 传动系统图 快绳拉力 kn 210(第二层) 离合器 型号 atd-324h（气动推盘） 型式 气动推盘 传递扭矩 54731n.m 工作压力 0.7mpa 辅助刹车 wcb224 第 10 页 共 39 页 第二章 滚筒和滚筒轴的设计计算 2.1 快绳的运动分析 本机为 45 结构，钢丝绳的死端固定在死绳固定器， 活端固定在主滚筒上。如 图所示： 图 2 游动系统穿绳 图3 游动系统穿绳简图 第 11 页 共 39 页 设 v 为大钩速度， 0v 为钢丝绳速度，v为天车滑轮速度，z 为有效绳数。d轮 为滑轮直径。则钢丝绳速度由快绳侧至死绳依次为: 01 8 vvvzv = 23 6 vvv = 45 4 vvv = 67 2 vvv = 890vv = 天车滑轮的切向速度 v ，和转速 n 依次为: 11 60 8 8 , v v vn d = 轮 22 60 6 6 , v v vn d = 轮 33 60 4 4 , v v vn d = 轮 44 60 2 2 , v v vn d = 轮 55 0,0 vn = 结论:通过上述分析一可见，在起钻过程中快绳一侧的滑轮转速比死绳一侧的转 速快数倍。所以，当天车、游车进行检修时，应将其滑轮及轴承相互倒换，以使轴承 第 12 页 共 39 页 的寿命均衡。在设计轴承选型计算时，应以快绳的轴承工况为依据。同样，在快绳侧 的钢绳由于弯曲次数比死绳次多出数倍，前边的钢绳会提前疲劳断丝，所以钢绳经过 一定时间后，应从死绳端储绳卷筒中放出新绳，从滚筒上截掉一段旧绳，然后重新固 定缠好，即一段一段向滚筒力方向补充新绳。 2.2 游动系统钢绳拉力和效率 设, q 游游 为起升时游动系统的起重质量和效率，, q 游游 为下钻时游系统的 起重质量和效率，p、p为快绳和死绳的拉力， 12 , zp pp 为游绳的拉力。 (1) 大钩静止时，各绳拉力相等。即: 12zppp = z q p = 绳 (2) 当起升时，由于滑轮轴承的摩擦阻力和通过滑轮时的弯曲阻力，使各绳拉力发生 变化：即: 2 1 z ppp p 设为一个绳轮的效率，则: 因为 12+z q p pp =+ 游 第 13 页 共 39 页 故 23 1 + z pq +=（） 游 所以 (1) = 1 z q p 游 z q p = 游 游 所以起升时的游动系统效率为: (1) = 1 z 游 可见游动系统的效率上要取决于游动系统的有效绳数 z，z 越多则效率越低。 其次是与单轮效率有关，的大小取决于滑轮轴承类型和钢绳的特性。 （3）下钻时的情况与上升时刚好相反。即: 121zzppppp =3 为了避免钢丝绳直径太大使滚筒直径和滑轮 直径变大，钢丝绳直径不能太大。因而，在此取 n=4 所以 max nn p p = 断 p断为钢丝绳的断裂载荷 所以 max n pp 断 其中 maxp =222.95kn； n=4 由于 b f p = 断 第 15 页 共 39 页 式中 为考虑钢丝绳弯曲引起的折合系数，纤维绳芯0.95 =金属绳芯0.98 = f 为钢丝绳面积总和(不包括绳芯)， b 为钢丝绳的抗拉伸强度。 b f p 断 ， 222950 0.95*450000000 f 所以 4 25.769 f dmm = 依据机械设计手册选取钢丝绳直径为 26mm 2.3.2 滚筒绕满四层时的直径 滚筒 dt=450mm，绳 ds=26mm，增量系数=0.9 第一层缠绳直径 10 0.4 ssdddd =+ 第二层缠绳直径 20 0.4 2 ss s ddddd =+ 第三层缠绳直径 30 0.4 4 ss s ddddd =+ 第四层缠绳直径 40 0.4 6 ss s ddddd =+ dmax=d4=450+0.626+60.926=591.96mm 滚筒长度：lt=（1.92.2）dt mm=（855990）mm 取 lt=912mm 2.3.3 刹车毂直径d毂 刹车毅直径d毂的大小说明了绞车的高度和表明绞车机构的刹车能力的大小。 = 1.82.3, t mm dd毂 （） 第 16 页 共 39 页 所以=,mm d毂 （8101035） 取= d毂 1070mm 2.3.4 每层缠绳圈数 n 912 31 3263 t s n l d = + 2.3.5 缠绳层数 e 注意到缠绳容量也可以表示为: m ned = 平 对于开槽滚筒: () 00 2 0 0 s s ss zl nn e ndd dd e dd + + + +=式中取 0.9 把数据代入公式得 e=4 2.3.6 滚筒缠绳平均直径d平 有() 0 11 s e ddd =+ 平 式中： 0d .滚筒体直径 mm sd .钢丝绳直径 mm 系数取 0.9 e缠绳层数 d平平均缠绳直径 mm 把数据代入公式： 第 17 页 共 39 页 ()4504 1 0.9 1 *26546.2mm d =+= 平 2.3.7 快绳的最大拉力 0p 0 q p z = 游 游 式中：q游表示钢丝绳的最大负荷（1125kn） 游游动系统提升的效率。 根据石油钻采设备修井机游动系统起升效率取 0.841 代入公式 0 1125 222.95 6*0.893 kn q p z = 游 游 第 18 页 共 39 页 第三章 轴的设计 3.1 按扭转强度条件估计最小轴径 由于滚筒体快绳和传动链条传递来的载荷是经常变化的，并常常有震动和冲击 性。材料多选用中碳钢调质。在此选用 42crmo 许用扭转应力 t 为 35-55mpa。滚筒 所承受的最大拉力 po=222.95kn，滚筒缠绳后的最大直径为 dmax=591.96mm，轴所承 受的扭矩 max 0 0.59196 22295064.722. 22 tkn m d p = 由于此轴主要承受扭矩，所受的弯矩较小，其扭转强度条件为： tt t t w = 式中： t -扭转切应力，mpa t-所受的扭矩，n.m wt-轴的抗弯矩截面系数， 3 m t -许永扭转切应力，mpa； 第 19 页 共 39 页 对于圆轴， 3 = 16 d wt ： d-轴的直径 由前面的计算结果可以知道： 滚筒的所承受的最大拉应力：po=222.95kn 滚筒缠绳后的最大直径为：dmax=0.59196m tt t t w = 联立得 3 16 t t d 代入数据得： 其中取 t =55mpa， 3 1664.722 0.182 55000 dm 由于轴的直径大于 100mm，又轴上有键槽和通孔，取最终轴的最小直径为 190mm。 3.2 轴的设计 根据滚筒轴上装配多种零件的需要，如链轮，离合器，轴承，滚筒等，以及轴的 一般实际原则。确定轴的具体结构尺寸，具体设计如下： 轴的最小轴径用来安装离合器的，为了满足最小直径要求，取离合器处的直径为 190mm,取长度为 293mm。 第 20 页 共 39 页 离合器的左端是两个并排的深沟球滚子轴承，并且轴承的两端需要轴套定位，该 段轴右端的离合器要轴肩定位，又轴承的内径为 5 的整数倍，取轴径 200mm，两个并 排的轴承 6040 加两个套筒，取 160mm。 深沟球滚子轴承左边是一个调心滚子轴承 23044，取轴径 220mm，利用轴肩定位， 取长度 90mm。 调心滚子轴承左端是一段安装自来水管的轴，取轴径 230mm，长度取 155mm。 再左边是链接滚筒的左连接盘，取轴径 240mm，长度 155mm。 再左边是滚筒部分，取轴径 250mm，长度与滚筒大致相当，取 912mm。 滚筒左边与右边大致对称，联接盘与自来水管取相同数据。 左自来水管部分左侧有圆柱滚子轴承，取 n2244e，取轴径 220mm，长度 108mm。 最左边有辅助刹车，其中有轴套，帮助定位，取轴径 200mm，长度 310mm。 3.2.1 轴的强度校核 水平分量和垂直分量分别为 pr 和 pn，则 pr=pn= 0 2 2 p 由于滚筒在工作中钢丝绳的位置会发生变化，因此，轴的受力也会发生变化，为 了得轴的危险截而，需要考虑整个滚筒工作过程的轴的受力。现在以滚筒轮毂左端为 坐标原点建立坐标轴分析轴的受力。设滚筒钢丝绳与水平面夹角恒为 45 。 分析两支架处轴承的受力 第 21 页 共 39 页 链轮分度圆直径 180 sin r p z d = =0.934m（z=66，p=44.45） 设链轮处轴收到的拉力为 fr 则 2 r r t f d =，其中 0 2 max t d p = t-滚筒体所受载荷最大时轴所受到扭矩; 0p -滚筒体所受的最大载荷; rd -链轮分度圆直径; maxd -滚筒缠绳后的最大直径: 代入数据得 222.95 0.59196 1000 2 t =64.722kn 则 64.722 2 138.59 0.934 r kn f = 已知 pr=pn= 0 2 2 p = 2 222950 2 =148.49kn 其中查资料得滚筒轴上各零件的重量为：辅助刹车 500kg 记g辅，轮毂 282kg， 滚筒 1002kg，离合器 450kg。 轴本身的重量是均布载荷，对强度和刚度的影响很小，可以忽略不计。计算时认 第 22 页 共 39 页 为所有的载荷全部是加在个零件轮毂中心的集中载荷，即将滚筒重量分为两半，各加 一半在左右轮毂上。 其 中 g辅 =500*9.8=4.9kn ， g滚1 = g滚2 =(282+1002/2)*9.8=7.673kn, g离=450*9.8=4.41kn （1）当钢绳在滚筒左侧时 1）分析轴的铅垂面受力 由 m(b)=0 1 209+286+77+912+77+277 +77+912+77+277 +(912 77 277)(277)(205) (286 77 912 77 277) r r ggggp f + =+ 辅滚1滚2离 （）（） 将数据代入式中得， 1rf =128kn 又由 m（a）=0 2 209286(286 77)(286 77 912 77)(286 77 912 77277205) (286 77 912 77277)0 r r ggggp f + += 辅滚1滚2离 （）-（）- 将数据代入式中得， 1rf =45.14kn 2）分析轴的水平面受力 由 m(b)=0 得 1 (91277277)(205)(2867791277277) nrnpff +=+ 代入数据得 1nf =132.84kn 第 23 页 共 39 页 又由 m(a)=0 得 2 (2867791277277205)(28677)(2867791277277)0 rnnfpf += 代入数据 2nf =122.95kn （2）当钢绳在滚筒右侧时 1）分析轴的铅垂面受力 由 m(b)=0 1 209+286+77+912+77+277 +77+912+77+277 +(77277)(277)(205) (28677912 77277) r r ggggp f + =+ 辅滚1滚2离 （）（） 将数据代入式中得， 1rf =44.87kn 又由 m（a）=0 2 209286(286 77 912)(286 77 912 77)(286 77 912 77 277 205) (286 77 912 77 277) 0 r r ggggp f + += 辅滚1滚2离 （）-（）- 将数据代入式中得， 1rf =128.27kn 2）分析轴的水平面受力 由 m(b)=0 得 1 (77277)(205)(2867791277277) nrnpff +=+ 代入数据得 1nf =49.71kn 又由 m(a)=0 得 第 24 页 共 39 页 2 (2867791277277205)(28677912)(2867791277277)0 rnnfpf += 代入数据 2nf =39.8kn （3）作出弯矩图和扭矩图 钢丝绳在滚筒左边和右边的情况下，弯矩图扭矩图如图所示： 图 4 绳子在钢绳左边 第 25 页 共 39 页 图 5 绳子在钢绳右边 3.2.2 按弯扭合成应力校核轴的强度 已知轴的弯矩和扭矩之后，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩大而轴径可能不 足的截面）做弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，计算应力 22 4 ca =+ 通常有弯矩缠绳的弯曲应力是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应 力则通常不是对称循环变应力。为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数 第 26 页 共 39 页 ，则计算应力为： 2 2 4( ) ca =+ 式中的弯曲应力为对称循环变应力。当扭转切应力为净应力时，取 0.3 ； 当扭转切应力为脉动循环变应力是，取 0.6 ；若扭转切应力亦为对称循环变应力 时，取 1 。 对于直径为 d 的圆轴， 弯曲应力为 m w = ， 扭转切应力 2 t tt w w = ， 将 和代入式中得轴的弯扭合成强度条件为： () 2 22 2 1 4 2 ca t mtm w ww + =+= ca -轴的计算应力，mpa m-轴所受的弯矩，n.mm t-轴所受的扭矩，n.mm w-轴的抗弯截面系数，mm3 1 -对称循环变应力时轴的许用弯曲应力 进行校核时， 通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 （即危险截面） 的强度。 根据上一步的计算结果，及轴旋转，扭转切应力为脉动循环0.6 =，轴的计算应力： （1） 当钢绳在滚筒左侧时 第 27 页 共 39 页 在危险截面处为实心轴， 3 33 * 32 0.10.1 0.250 d wd = 22 1 ()64647.75 4306048220 n m m =+= ()() 22 22 22 4 3 48264893.84 0.6*64720 64647.75 *2 0.1 0.250 ca pa t mtm w ww + =+= = （2） 当钢绳在滚筒右侧时 在危险截面处为实心轴， 3 33 * 32 0.10.1 0.250 d wd = 22 2 () 423506330076160.49n mm =+= ()() 22 22 22 4 3 0.6*64720 76160.49 *2 0.1 0.250 54712867 ca t mtm w ww pa + =+= = 前已选定的材料为 42crmo，由表查的 1 =70mpa，因此 1 ca 式中 s -滚筒体材料的屈服极限，kn/m2.经查，490mpa 符合条件，安全。 参考过程设备设计第三版，表 2-1 得，厚壁圆筒的筒壁应力值 在仅受外压的的情况下： 表 4 厚壁圆筒计算 应力分析 仅受外压0 i p = 任意半径 r 处 内壁处 irr = 外壁处 orr = r 2 2 0 221 1 i pk r kr 0 0 p 2 2 0 221 1 i pk r kr + 2 2 0 2 1 k p k 2 2 0 1 1 k p k + z 2 2 0 1 k p k 其中：k 是径比 0 i r k r = 0 p -滚筒所受的外载荷 z -轴向应力 -周向应力 第 32 页 共 39 页 r -径向应力 多层缠绳的情况下，外压力载荷 0 0 0 2 222950 1.446666666.67 0.45 0.028 2 pa p p a sd = 其中： 0d 为滚筒外径 0p 为快绳拉力 径比 0 0.225 1.216 0.2250.040 i r k r = 代入数据计算得 表 5 厚壁圆筒计算结果表 应力分析 仅受外压即0 i p = 任意半径 r 处 内壁处 irr = 外壁处 orr = r 2 2 144161875.484 1 ir r 0 -46666666.67pa 2 2 144161875.484 1 ir r + -288109756.12pa -241443089.4pa z -144054878.06pa 扭矩引起的滚筒体最大剪应力为： max 4 4 4 4 16 28450264.84pa (1) 1 16 0.59196 222950 (1/1.216) 0.451 o t p o d pt j d k = 第 33 页 共 39 页 其中：k 是径比 0 i d k d = maxd 是滚筒缠绳的最大直径 op 是快绳的最大拉力 pj 是滚筒体截面惯性矩 t是滚筒体在快绳拉力作用下的扭矩 根据叠加原理，滚筒体表面附近一点处的主应力根据弹性理论可以用以下 方程求出： 32 1230nnniii += （1） 其中 1rzi =+ + （2） 2rzzrri =+ （3） () 2 3zrri = （4） 解方程求出三个主应力分别为 1 ， 2 ， 3 。 将数据代入计算得： 1）内壁处 1 0( 288109756.12)( 144054878.06)432164634.18 rzi =+=+ + = + 2 ( 288109756.12) ( 144054878.06)28450264.84 41503615756776900.00 rzzrri =+= = () 2 2 3 144054878.0628450264.84()( () ) 116600549228311000000000.00 zrri = = 解方程得三个方向上的主应力为： 1 2731252.01pa =， 2 285213699.19pa = ， 3 149682187.02pa = 根据第四强度理论： 第 34 页 共 39 页 () () () 222 22 1 2 1 =+ 122331 2 2731252.01 285213699.19149682187.02 285213699.1927312()()() )/52.01 149682187.02 249510462 2 . p ) 8 a - + = = + 合 2）外壁处 1 (- 46666666.67)+(241443089.4)+( 144054878.1) 432164634.2 rz pa i =+= = + 2 46666666.67*(241443089.4)+241443089.4*(144054878.1) +46666666.67*(144054878.1)- 28450264.8452770959931828200.00 rzzrri =+= = () 2 2 3 144054878.1241443089.428450264.84()(46666666.67*() - 1506515341958290000000000.0 ) 0 zrri = = = 解方程得三个方向上的主应力为： 1 41020417.8pa = ， 2 234589395.2pa = ， 3 156554821.2pa = 根据第四强度理论： () () () 222 2 2 22 1 =+ 122331 2 234589395.2 41020417.815655()()(4821 .2 234589395.241020417.8156554821 .2 168680974.2 ) )/2) pa - + = = 合 滚筒体的强度条件为： 1 785000000/(249510462.8)=3.02 s = 合 2 785000000/(168680974.2)=4.65 s = 合 其中，滚筒体的材料为 40cr， s 为 785mpa 参考海上钻井绞车的安全系数 1.67，此滚筒的安全系数符合安全要求。 第 35 页 共 39 页 第五章 刹车类型的分析和选取 由于国产修井机时绞车的刹车系统几乎都不配置辅助刹车，而且不少带刹车也没 有冷水冷却系统， 从而使带式刹车的工作条件而恶劣， 工作性能和寿命都不高。 因此， 在修井机(特别是亚型修井或钻修两用机)中， 一盘式刹车取代了带式刹车时十分必耍 的。盘式刹车的特点，刹车力矩大，刹车效率高与以往的刹车相比，盘式刹车具 有较高的可移性，并且刹车功率受温度影响小，并且可以省去辅助刹车机构。但 是没有辅助刹车的话对盘式刹车的刹车片磨损过大并影响钻具的起升和下放，影 响工作进度.而电磁辅助刹车的价格贵，综合考虑本设计采用水刹车作为辅助刹 车。采取新型可调式水刹车，这种水刹车在原有的水刹车上做了一些小的改变， 使水刹车的制动力矩变成可以调节这就使绞车这起