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原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 晋中学院机械学院 毕业设计(论文) 钻杆漏磁检测机械部分设计 01 所 在 学 院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指 导 老 师 年 月 日 摘 要 钻杆是钻井设备中的重要部件，但经常因缺陷而发生失效事故，导致巨大的经济 损失，因此，研究现场堆放状态下钻杆的无损检测方法、研制钻杆检测装置具有重要的 意义。本文首先分析了钻杆的结构特征、缺陷形式及其易发部位，提出了一种采用自驱 式检测探头、配备检测漏磁检测方法，给出了钻杆漏磁检测系统的设计方案，对检测的 运动方案、工作原理及系统布局的可行性进行了论证。 关键词：钻杆检测，机械设计，漏磁检测 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 Abstract Drill pipe is an important component of the drilling equipment, but often due to defects and failure accidents occur, resulting in huge economic Loss, therefore, the study site piled state under the drill pipe, drill pipe and non-destructive method for detecting device has important significance. This paper first analyses the structure characteristics, the drill pipe defects form and prone positions, put forward a kind of automatical testing probe, equipped with detection of magnetic flux leakage testing method, gives the design scheme of magnetic flux leakage testing system of drill pipe, the feasibility of detecting motion scheme, layout and working principle of the system are demonstrated. Key Words: mechanical design, drill pipe detection, magnetic flux leakage testing IV 目 录 摘 要 . II Abstract. III 目 录 IV 第 1 章 绪 论 1 1.1 课题研究意义 . 1 1.2 钻杆检测研究现状 1 1.2.1 国内研究现状 1 1.2.2 国外研究概况 3 1.3 论文主要结构 . 4 第 2 章 方案分析与比较 5 2.1 钻杆结构特征 5 2.2 钻杆有关参数 6 2.3 方案一介绍 . 6 2.4 方案二介绍 7 2.5 两种方案比较 . 8 第 3 章 主要装置设计计算 9 3.1 概述 9 3.2 检测探头设计 9 3.2 浮动连接装置设计 17 3.3 弹簧的设计计算 . 18 第 4 章 机架的设计 28 4.1 机架的基本尺寸的确定 . 28 4.2 架子材料的选择确定 . 28 4.3 主要梁的强度校核 . 28 参考文献 31 总结与展望 32 致谢 33 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 1 第 1 章 绪 论 1.1 课题研究意义 钻杆在长期服役过程中要长期受拉、扭、弯曲等交变应力作用,同时钻井液、钻井 泥浆中溶解的、和 等腐蚀介质及地层的氧化物等介质使钻杆产生严重的腐蚀。受腐蚀 后的钻杆在应力作用下易失效，造成钻柱失效事故。现场调查表明,国外 14%的油气井 都不同程度地发生过钻柱井下断裂事故，国内各油田每年也发生钻柱疲劳断裂事故 500 多起,直接经济损失在巨大 1998 年全国油气田发生钻柱事故 540 起 6-7。四川川东地 区在 1996 年1997 年间就发生了 303 次钻具井下断裂事故8。 从 1998 年至 2001 年, 中国海上油田在钻井作业中共有 61 根钻杆发生刺漏现象，刺漏部位一般位于距钻 杆接头端面 0.50.7,基本上处于钻杆 “敦粗” 过渡带9。 2001 年 7 月2003 年 5 月, 塔里木有 21 口刺漏失效井， 共 89 次 127mm 钻杆发生了刺漏,造成了严重的经济损失 10。 其它钻井队也发生的情况。 钻杆使用前不检测,无法掌握其损伤程度,不能保证质量, 在钻井过程中可能造成刺穿、 断裂等事故,给钻井生产带来巨大经济损失。 钻杆无损检测 技术是检测钻杆缺陷实际有效的方法，及时地对钻杆腐蚀缺陷进行检测和控制，加强我 国油田用井下钻杆的无损检测，可提高下井钻杆使用的可靠性，是降低钻井工程成本， 提高经济效益，促进我国石油战略发展的重要途径。 1.2 钻杆检测研究现状 1.2.1 国内研究现状 对钻杆的检测，国内外使用了多种无损检测方法，主要有漏磁法、 射线法、超 声法。 射线法对表面或近表面的细微裂纹检出率较低，检测周期长，工作量大， 对环境和人体容易构成伤害，且检测成本高；超声法只能点测，不能对管壁实行全面 检测，漏磁检测法是目前公认对管状铁磁性材料最可靠的检测方法，其主要特点检测 速度快,检测效果好，操作简单，抗干扰及污染能力强20，在各种导磁构件的缺陷检测 上得到了广泛的应用。目前，钻杆探伤采用漏磁检测辅以超声检测。杆体与加厚过渡区 分别探伤，杆体以漏磁检测为主，加厚过渡区以超声检测为主2125。超声检测设备 有USIP12、 USD10、 CTS26、 CTS33 等， 漏磁检测设备有美国NDT公司、 TuboscopeVetco 公司、 OEM公司等生产的Specta Vision Systein I 2000 型、Sonoscope、ClassiFax、Hughes 2 CIS等。大部分的钻杆漏磁检测设备为固定式2627，如图1.2（a）所示。此类设备价 格昂贵，体积庞大，不易搬动，需要专门的厂房作为其检测场地，且检测盲区大28 29。引进的国外移动式钻杆检测系统，如图1.2(b)、(c)等，其检测效率不高。图1.2(d) 为美国OEM公司生产的Artis2 型便携式钻杆漏磁检测设备30，该设备检测钻杆时, 由于钻杆接头长度不同,探靴开、合时距接头台肩的距离长短不齐,又加之探靴开、合瞬 间产生干扰信号,使钻杆加厚过渡带成为盲区，且检测操作人员劳动强度大，价格昂贵。 （a）固定式检测设备 （b）小型移动式 3 （c）超声波 （d）便携式 图 1.2 常规钻杆检测设备 1.2.2 国外研究概况 Hwang和Lord在1975 年采用有限元方法对磁场进行分析，首次把材料内部场强和 磁导率与磁场幅值联系起来。1986 年，Edword和Palmer对无限长表面开口裂纹进行了 分析，得出了二维表达式等39。在国内，1970 年，杨洗陈系统地介绍了国外漏磁场与 缺陷相互作用理论的研究进展状况;1980 年，张济世采用有限元方法计算了方钢表面裂 纹的漏磁场;1985 年，于轮元等采用有限元方法对表面和近表面缺陷的漏磁场进行了计 算，分析了缺陷形状参数对漏磁场的影响作用。90 年代初，国家制定了第一个漏磁检 4 测标准将漏磁检测纳入了标准检测行列。近年来，在漏磁探伤和磁粉探伤原理方面， 仲维畅采用磁偶极子模型进行了大量计算，给出了偶极子场的图像，解释了磁粉在缺 陷处分布特点；杨叔子、康宜华等人对漏磁检测定量原理与技术方面及其应用方面做 出了大量的研究，采用线圈与永磁体磁化，霍尔元件与线圈拾取信号，主动式运动与 被动式运动相结合的检测方法，在漏磁检测的电磁源检测、磁化方法、拾取信号方法， 机电一体化检测设备与系统方面取得了一系列研究成果。李路明、吴先梅、何铺云、 孙永荪等人也对漏磁检测方法与应用作出了一些研究，主要在试验验证及基本设备应 用上的研究。 基于理论研究的基础之上， 产生了一系列漏磁检测设备， 如美国NDT Syste 和Tuboscope Vetc公司生产的Wellchek井口检测系统，用于在采油管提出井口的同时对 其进行探伤。美国的Tuboscope公司研制的两种磁探伤装置Amalog和Sonoscope，主要 用于石油无缝钢管的探伤。其中Amalog采用直流磁化探头旋转，用于检测轴向缺陷； Sonoscope采用线圈磁化，用于检测周向缺陷，能够检测出深度为12.5%的内壁缺陷。 ICO公司的EMI漏磁探伤系统通过漏磁探伤部分来检测管体的横向和纵向缺陷，美国 OEM公司的ARTIS-2 型便携式电磁检测系统圈，德国的ROSEN检测技术公司开发的一 种用于连续油管自动检验与监测的实时检测装置。 1.3 论文主要结构 第一章绪论 论述国内外钻杆检测研究概况及漏磁检测方法研究现状。 第二章 主要分析了钻杆结构特征方案分析与比较 第三章 检测机构机械结构设计 5 第 2 章 方案分析与比较 2.1 钻杆结构特征 钻杆从进货到报废或失效，一般要经历使用前存放、使用、存放、再使用、再存 放，直到报废或失效这样一个过程46-47。在役的钻杆一般堆放在管子站或井口支撑架 上，以便待用或检测维修，堆放现场一般为露天。因而，钻杆的现场检测需在露天进 行。 钻杆为不规则的构件。为了增加钻杆管体与钻杆接头之间的连接强度，美国石油学 会(API)制定了标准APISpec5D钻杆规范对其作出了专门规定，通常将钻杆管体简称 为钻杆48。钻杆结构示意图如图 2.1 所示。其结构为两端大接箍，其中一端接箍套有外 丝扣，另一端接箍套有内丝扣，中间为直径较小的杆体，大接箍与中间杆体之间由加厚 过渡区衔接起来，以便增强其承受集中应力的能力。两端粗大的接箍采用摩擦焊与杆体 对接，形成加厚过渡区。整个钻杆由管体和与管体两端分别连接的钻杆接头组成，连接 方式通常为摩擦焊。钻杆管端加厚方式有三种：(1)内加厚，即只减小内径，而外径保持 不变；(2)外加厚，即只增大外径,而内径保持不变；(3)内外加厚，即同时减小内径并增大 外径49。 GB7229-86钻杆及其接箍规定钻杆的规格分别为60.3、73、88.9、114.3、5 127、139.7mm等，长度一般为9500mm或12000mm。为了调节钻柱的长度，还有 各种短钻杆。常规钻杆的主要结构参数如表 2.1 所示。 表 2.1 钻杆主要结构参数 6 2.2 钻杆有关参数 1） 杆体参数 表 2-2 杆体参数 外径 mm 名义质量 Kg/m 平端质量 Kg 壁厚 mm 钢级 加厚端型式 127 38.1 35.79 12.70 E I，E，U 2）加厚端尺寸 表 2-3 加厚端尺寸 外径 mm 内径 mm 最小长度 mm 最大长度 mm 钢级 149.2 96.9 76.2 139.7 X，G，S 2.3 方案一介绍 7 图 2.1 浮动漏磁漏磁检测仪 探头连接部分采用浮动装置 27，其基本工作原理：在钻杆径向安装浮动弹簧，在 钻杆向上或是向下运动过程中，由于钻杆直径的变化需要探头位置也不断的随其相应的 变化，径向安放弹簧可以实现此目的。钻杆检测前要先进行磁化，每个检测探头两端分 别设计安装有一个永磁体，利用永磁体对钻杆进行磁化。探头两端均设计安放永磁体可 以保证无论钻杆是上提还是下降都可以先磁化后检测，实现漏磁检测必须先磁化的条件。 钻杆被磁化后通过探头的对应放传感器的地方，利用传感器对钻杆情况实施有效的现场 检测。 2.4 方案二介绍 图 2.2 四连杆漏磁漏磁检测仪 此检测仪器探头的连接部位采用四连杆机构实现检测时探头与钻杆平行接触， 弹簧起 复位和定位作用。 这种结构的工作原理是：检测探头的连接部分采用四连杆机构，当检测钻杆的杆体部 分时，四连杆处于矩形状态，如下图上面部分所示，当检测钻杆的加厚端时，由于钻杆 直径加大，需要大的检测空间，在四连杆连接铰链的作用下四连杆发生相应的变形，随 即变成如图下面部分所示的平行四边形结构，检测探头随之向外移动，检测探头距钻杆 中心线的距离由 a 增大到 b，实现了对钻杆大径区的有效检测。连杆杆体部分所连接的弹 簧可以在四连杆机构发生变形时利用弹簧的特性实现对探头的定位和复位作用。 8 2.5 两种方案比较 方案一与方案二最大区别就是检测探头的连接装置。 两种方案都能实现探头在钻杆加 厚区与杆体之间的顺利过渡，并实现有效的检测。但方案二中弹簧布置在轴向，探头在 变径区移动时促使四连杆发生形变，弹簧连接部位虽然会随连杆转动而改变方向，但由 于弹簧轴向与垂直方向会存在一定的夹角，容易造成弹簧的扭弯变形，影响探头回弹准 确性和及时性并且影响弹簧的使用寿命。而方案二中弹簧布置在径向，既可保证探头及 时准确回弹又不会存在弹簧的扭弯变形情况。 综上所述，方案一是最佳方案。 9 第 3 章 主要装置设计计算 3.1 概述 主要装置有检测探头、浮动连接、机架等 3.2 检测探头设计 检测探头钻杆高速旋转和轴向运动中要承受摩擦和冲击力的作用，还要受原油泥浆 腐蚀，工作环境恶劣，且由于接触易燃物体，直接与钻杆接触，在工作过程中避免长生 电火花，所以探头选和设计非常重要。 永磁体最重要的功能就是提供一个恒定的磁场。由于应用环境与应用条件的不同, 各种应用场合所要求的永磁体的形状不同,对稳恒磁场的空间分布及其磁场强度的要求 也不同。目前应用最多的是圆柱形、长方形、扇形和环形等具有较高对称性的永磁体, 具体尺寸及性能则因应用领域的不同而有所区别。 由于缺乏方便实用的计算手段,人们在 确定适宜的永磁体的尺寸及性能方面缺乏可靠的判据,大多数情况下所能依赖的只有过 去的经验或是反复的试验,即使个别情况下采用理论推导的方法,也由于计算方法与精度 的限制,很难快速、准确地得到满意的结果。利用磁场计算与磁体设计系统,可以方便、 快捷地对不同形状、不同充磁方向、不同磁性能的永磁体所产生的空间磁场进行计算与 分析。此外,在对磁体形状、空间磁场的分布提出特定要求的情形下,还可利用本系统进 行辅助设计,以确定所需采用的永磁体的几何尺寸、性能指标及参考磁体牌号,解决永磁 体应用中的实际问题。 10 电磁铁的最优设计， 在于合理选择电磁铁的型式。 不同型式的电磁铁有不同的吸力特性， 盘式吸力大，适用于起重电磁铁、电磁吸盘和电磁离合器；拍合式特性比较陡，广泛用 于接触器和继电器；螺管式，吸力特性比较平坦，用于长行程牵引和和制动电磁铁；机 床电器如接触器、中间继电器电器基本上都是 E 型。 工作持续时间，绕组温升，最低作动电压、作动时间、释放电压和期限等。此外还要求 重量轻、尺寸小，并有良好的工艺性，用材少以及最少资金等要求。 要保证电磁铁可靠动作，在整个工作行程内，吸力均大于反力。一般电磁铁均选择衔铁 释放位置为设计点,在该点应保证吸力可以克服反力而使衔铁动作。 F 吸力特性曲线 反力特性曲线 有时需根据电磁铁的动作时间来确定电磁铁的类型，对于快速执行要求可达 到 34ms，如极化继电器。对于慢速要求的可达 300500ms。为了获得慢速要求， 可采用带短路环的拍合式和吸入式。 3、直流电磁铁的吸力 （1） 0 2 B （N） 式中：磁极总面积（ ） 气隙磁感应强度（T） （2）F= 2 1 （IN） 2 2 0 S 10 -6（N） 式中：S 和 的单位为 cm 和 cm 2 （3）吸力和气隙的关系 11 F IN1 IN2 IN3 F=f（ ）曲线 IN1IN2IN3 直流电磁铁的计算 （一） 、电磁铁的原始数据 1、初始吸力 QH（公斤） 2、衔铁的行程H（厘米） 3、容许温升（） 4、工作制：长期工作制 =1；短时工作制 1；重复短时工作制 1。重复短 时工作制还应给出接通时间或循环时间。 5、电磁铁的工作电压。 计算 1、按公式 K= H H Q 计算结构系数 2、根据计算出的结构系数值,按表 1 确定导磁体类型 表 1 电磁铁类型 K 盘式，衔铁在外部 大于 93 吸入式，台座为平头 9016 拍合式 262.6 吸入式，台座为 45 度锥形 164 吸入式，台座为 60 度锥形 41.8 吸入式，无台座 小于 0.2 3、按下面各表，确定长期工作制电磁铁的气隙磁通密度 B和比值 12RR L = h L （线圈的 12 长高比） 表 2 表 3 表 4 13 表 2、表 3、表 4、表 5 是电磁铁长期工作的 B，如果是短时工作制或反复短时工 作制，应加大 1015%。 对于比值 12RR L = h L （线圈子的长高比，也叫窗口尺寸） ，如果吸力增大或行程减 小，可减小此值。减小此值后，每匝线圈的平均长度增加，铜的用量增加，而导磁体的 长度缩短了，钢的用量减小。最优设计的电磁铁，此值为 17。 表 5 盘式和拍合式电磁铁最优磁通密度曲线 14 （三） 、初算 根据电磁吸力公式 QH= 2 2 1 2 5000 RB （公斤） （1） 式中 B-气隙中的磁通密度（高） 由（1）式得 R1= 2 2 5000 B QH （cm） （2） 1、盘式和吸入式平头电磁铁的衔铁半径可直接用（2）式计算。 2、吸入式锥台座电磁铁 吸力 Q= 2 cos h Q 行程 =Hcos 2 式中 -锥度角 吸入式锥台座电磁铁的衔铁半径将 QH换成 Q 再按（2）式计算。 3、拍合式电磁铁 可直接用公式（2）算出极靴的半径 R1。对于铁心的半径 RC RC=R1 CT B B 式中：BCT=400012000 根据电磁铁要求的灵敏度,灵敏度高的选小值。 =1.33 4、线圈的总磁动势方程 F= 4 . 0 B kct kct=1.21.55 试验表明， 导磁体内磁动势占电磁铁总磁动势的 1025%， 非工作气隙中的磁动势 占总磁动势的 510%，则材料选择最经济。 F=F+FCT+F 式中：F-气隙中的磁动势 FCT-导磁体中的磁动势 F-非工作气隙中的磁动势 15 5、确定线圈的长度和高度 （1）长度 LK=3 42 2 105 YK Kf F 式中：-漆包线的电阻率 F-总磁势 -工作制系数 K-散热系数 y-温升 fK-填充系数 表 7 fK填充系数 漆包线直径（mm） 手动绕线 自动绕线 0.1 0.44 0.38 0.15 0.495 0.2 0.535 0.48 0.3 0.54 0.4 0.57 表 8 K-散热系数 (2)R2= 12RR L L K K +R1 16 hK=R2-R1 (3)R3= 22 21RR 6、拍合式电磁铁外形尺寸计算（曲线图上无 h L ） （1） 线圈的内径 De！=d+2c（m） 式中c-线圈和铁心之间间隙。一般取 0.00050.001（m） (2)线圈的外径 Dc2=(1.6)（m） (3)线圈的厚度 b= 2 12cc DD （m） (4)线圈的长 L= b（m） :螺管式取 =7 QH=24 公斤H=0.5 厘米Y=70 =0.1 UH=24VY=20 1、有效功 A= QHH=240.5=12kgcm 2、结构系数值 K = H H Q = 5 . 0 24 =9.8kg 0.5/cm 按所求的值,查表 1,确定电磁铁的类型为 45 度锥台座吸入式。 按所求的值,查表 3 得：B=10600 高， 12RR l =5 3、把吸力和衔铁行程折合为等效值 Q= 2 cos h Q = 45 24 2 COS =48kg =Hcos 2 =0.5cos245=0.25cm 4、确定铁心半径 R1= 2 2 5000 B QH = 10600 5000 14. 3 48 =1.82(cm) 5、确定总动势 F= 4 . 0 B kct= 14. 34 . 0 25. 010600 1.28=2700(安匝) 取磁导体中的磁势降为气隙磁势的 18%,非工作气隙中的磁势降为气隙中磁势 的 10%,则 17 式中 KCT= 78. 0 1 =1.28 0.78=1-(10%+18%) 5、 确定线圈的长度和高度 LK=3 42 2 105 YK Kf F =3 3 26 7043. 01016. 12 27001 . 0104 . 25 =5.04(cm) =2.410 -2 cm2/m 漆包线 90时电阻率 K=1.1610 -3W/cm2 散热系数 Fk=0.43 填充系数 R2= 5 K L +R1= 5 04. 5 +1.82=2.83 (cm) H=R2-R1=2.83-1.82=1.01(cm) 7、确定外部半径 R3= 2 2 2 1 RR= 22 83. 282. 1=3.35(cm) 3.2 浮动连接装置设计 检测探头与连杆用铰链连接，实现探头的自由摆动，便于在钻杆加厚过渡区自由 方便移动检测。当检测探头过渡到钻杆加厚区时，浮动弹簧被压缩，带动探头下移，实 现对钻杆大径的顺利检测。浮动弹簧采用压缩弹簧以保证在整个检测过程中探头始终与 钻杆有效接触，利于磁化检测。调整弹簧可以辅助保证探头计量平整检测，不致偏移太 大。 18 3.3 弹簧的设计计算 圆柱螺旋压缩(拉伸)弹簧受载时的应力及变形 圆柱螺旋弹簧受压或受拉时，弹簧丝的受力情况是完全一样的。现就下图所示的圆形截面弹簧丝的压缩弹簧承受轴向载荷 P 的情况 进行分析。 由图(图中弹簧下部断去，末示出)可知， 由于弹簧丝具有升角 ，故在通过弹簧轴线 的截面上，弹簧丝的截面 A-A 呈椭圆形， 该截面上作用着力 F 及扭矩。因而在弹簧 丝的法向截面 B-B 上则作用有横向 力 Fcos 、轴向力 Fsin 、弯矩 M=Tsin 及扭矩 T= Tcos 。 由于弹簧的螺旋升角 一般取为 =59，故 sin 0；cos 1(下图)，则截面 B-B 上的应力(下图)可近似 地取为 式中 C=D2/d 称为旋绕比(或弹簧指数)。为了使弹簧本身较为稳定，不致颤动和过 软，C 值不能太大；但为避免卷绕时弹簧丝受到强烈弯曲，C 值又不应太小。C 值的范围 为 416(表), 常用值为 58。 圆柱螺旋压缩弹簧的受力及应力分析 19 常用旋绕比 C 值 d(mm) 0.20.4 0.451 1.1 2.2 2.56 716 1842 C=D2/d 714 512 510 49 48 46 为了简化计算，通常在上式中取 1+2C2C(因为当 C=416 时，2Cl，实质上即为 略去了 p)，由于弹簧丝升角和曲率的影响，弹簧丝截面中的应力分布将如图c 中的粗实线所示。 由图可知， 最大应力产生在弹簧丝截 面内侧的 m 点。实践证明，弹簧的破坏也大多由这点开始。为了考虑弹簧丝的升角和曲 率对弹簧丝中应力的影响，现引进一个补偿系数 K(或称曲度系数)，则弹簧丝内侧的最 大应力及强度条件可表示为 式中补偿系数 K，对于圆截面弹簧丝可按下式计算： 圆柱螺旋压缩(拉伸)弹簧受载后的轴向变形量 可根据材料力学关于圆柱螺旋弹 簧变形量的公式求得: 式中：n弹簧的有效圈数； G弹簧材料的切变模量，见前一节表。如以 Pmax代替 P 则 最大轴向变形量为： 1) 对于压缩弹簧和无预应力的拉伸弹簧： 2）对于有预应力的拉伸弹簧： 拉伸弹簧的初拉力(或初应力)取决于材料、弹簧丝直径、弹簧旋绕比和加工方法。 20 用不需淬火的弹簧钢丝制成的拉伸弹簧，均有一定的初拉力。如不需要初拉力时， 各圈间应 有间隙。经淬火的弹簧，没有初拉力。当选取初拉力时，推荐初应力 0值 在下图的阴影区内选取。 初拉力按下式计算： 使弹簧产生单位变形所需的载荷 kp称为 弹簧刚度，即 弹簧初应力的选择范围 弹簧刚度是表征弹簧性能的主要参数之一。它表示使弹簧产生单位变形时所需的力，刚 度愈大，需要的力愈大，则弹簧的弹力就愈大。但影响弹簧刚度的因素很多，由于 kp 与 C 的三次方成反比，即 C 值对 kp的影响很大。所以，合理地选择 C 值就能控制弹簧的 弹力。 另外，kp还和 G、d、n 有关。在调整弹簧刚度时，应综合考虑这些因素的影响。 （四) 承受静载荷的圆柱螺旋压缩(拉伸)弹簧的设计 弹簧的静载荷是指载荷不随时间变化，或虽有变化但变化平稳，且总的重复次数不超 过次的交变载荷或脉动载荷而言。在这些情况下，弹簧是按静载强度来设计的。 在设计时，通常是根据弹簧的最大载荷、最大变形、以及结构要求(例如安装空间 对弹簧尺寸的限制)等来决定弹簧丝直径、弹簧中径、工作圈数、弹簧的螺旋升角和长 度等。 具体设计方法和步骤如下: 1) 根据工作情况及具体条件选定材料，并查取其机械性能数据。 2) 选择旋绕比 C， 通常可取 C58(极限状态时不小于 4 或超过 16)， 并算出补偿系 数 K 值。 21 3) 根据安装空间初设弹簧中径 D2， 乃根据 C 值估取弹簧丝直径 d， 并查取弹簧丝的许 用应力。 4) 试算弹簧丝直径 d 必须注意， 钢丝的许用应力决定于其 B， 而 B是随着钢丝的直径变化的,又因 是按估取的 d 值查得 B的 H 计算得来的，所以此时试算所得的 d 值，必须与原来估 取的 d 值相比较，如果两者相等或很接近，即可按标准圆整为邻近的标准弹簧钢丝直径 d，并按 D2=Cd 以求出 ；如果两者相差较大，则应参考计算结果重估 d 值，再查其而计 算 ，代入上式进行试算，直至满意后才能计算 D2.计算出的 D2，值也要按表进行圆整。 5) 根据变形条件求出弹簧工作圈数： 对于有预应力的拉伸弹簧 对于压缩弹簧或无预应力的拉伸弹簧 6) 求出弹簧的尺寸 D、D1、H0,并检查其是否符合安装要求等。如不符合，则应改选有关 参数(例如 C 值)重新设计。 7) 验算稳定性。 对于压缩弹簧， 如其长度较大时， 则受力后容易失去稳定性(如下图 a)， 这在工作中是不允许的。为了便于制造及避免失稳现象，建议一般压缩弹簧的长细比 b=H0/D2按下列情况选取： 当两端固定时，取 bFmax 式中：Fc稳定时的临界载荷； Cu不稳定系数，从下图中查得； Fmax弹簧的最大工作载荷。 如 FmaxFc时，要重新选取参数，改变 b 值，提高 Fc值，使其大于 Fmax值，以保证弹 簧的稳定性。 如条件受到限制而不能改变参数时， 则应加装导杆(如上图 b)或导套(如上 图 c)。导杆(导套)与弹簧间的间隙 c 值(直径差)按下表(导杆（导套）与弹簧间的间隙 表)的规定选取。 23 不稳定系数线图 导杆（导套）与弹簧间的间隙 中径 D2/(mm) 5 5 10 1018 1830 3050 5080 80120 120150 间隙 c/(mm) 0.6 1 2 3 4 5 6 7 8) 进行弹簧的结构设计。如对拉伸弹簧确定其钩环类型等，并按表计算出全部有关尺寸。 9) 绘制弹簧工作图。 1根据工作条件选择材料并确定其许用应力 因弹簧在一般载荷条件下工作，可以按第类弹簧考虑。现选用组碳素弹簧钢丝。并 根据 D-D222-18 mm=4 mm，估取弹簧钢丝直径为 3.0mm。由表暂选 B=1275MPa，则根据表 16-2 可知 0.5B0.51275 MPa637.5 MPa。 2根据强度条件计算弹簧钢丝直径 现选取旋绕比 C=6，则得 24 于是有 改取 d3.2mm。 查得 B=1177MPa， 0.5B588.5MPa,取 D2=18,C=18/3.2=5.625, 计算得 K=1.253，于是 上值与原估取值相近,取弹簧钢丝标准直径 d3.2mm(与计算值 3.22mm 仅差 0.6,可 用)。此时 D218mm,为标准值,则 D=D2+d=18+3.2 mm 21.2 mm取 G=79000MPa,弹簧圈数 n 为 取 n11 圈； 此时弹簧刚度为 kp=10.5616.8/11 N/mm =16.12 N/mm 4验算 1） 弹簧初拉力 P0=P1-kP 1=180-16.127.5 N=59.1 N 初应力 0，得 25 当 C5.62 时，可查得初应力 0的推茬值为 65150MPa，故此初应力值合适。 2）极限工作应力 lim取 lim=1.12 ，则 lim=1.12588.5 MPa=659.1 MPa 3）极限工作载荷 5.进行结构设计 选定两端钩环，并计算出全部尺寸(从略)。 6绘制工作图(从略)。 (五) 承受变载荷的圆柱螺旋压缩(拉伸)弹簧的设计 对于承受变载荷的弹簧，除应按最大载荷及变形仿前进行设计外，还应视具体情况进 行如下 的强度验算及振动验算: 1强度验算 承受变载荷的弹簧一般应进行疲劳强度的验算，但如果变载荷的作用次数 N，或 载荷变化的幅度不大时， 通常只进行静强度验算。 如果上述这两种情况不能明确区别时, 则需同时进行两种强度的验算。 1）疲劳强度验算 下图所示为弹簧在变载荷作用下的应力变化状态。 图中 H0 为弹 簧的自由长度， P1和 1 为安装载荷和预压变形量，P2和 2为工作时的最大载荷和最大变形量。当弹簧所受载 荷在 P1和 P2之间不断循环变化时， 则可得弹簧材料内部所产生的最大和最小循环切应力 为: 26 MPa MPa 弹簧在变载荷作用下的应力变化状态 对应于上述变应力作用下的普通圆柱螺旋压缩弹簧，应力循环次数 N时，疲劳强度 安全系数计算值 Sca及强度条件可按下式计算： 式中： 0弹簧材料的脉动循环剪切疲劳极限，按变载荷作用次数 N，由下表(弹簧 材料的脉 动循环剪切疲劳极限表)中查取； SF弹簧疲劳强度的设计安全系数，当弹簧的设计计算和材料的机械性能数据精确 性高时，取 SF=1.31.7；当精确性低时，取 SF=1.82.2。 弹簧材料的脉动循环剪切疲劳极限 变载荷作用次数 N 0 0.45B 0.35B 0.33B 0.3B 注：1）此表适用于高优质钢丝，不锈钢丝，铍青铜和硅青铜丝； 2）对喷丸处理的弹簧，表中数值可提高 20； 3）对于硅青铜，不锈钢丝，N时的 0值可取 0.35B； 4）表中 B为弹簧材料的拉伸强度极限，MPa。 2) 静强度验算 27 静强度安全系数计算值 SSca的计算公式及强度条件为 式中 S为弹簧材料的剪切屈服极限,静强度的安全系数 SS的选取与进行疲劳强度验算 时相同。 2振动验算 承受变载荷的圆柱螺旋弹簧常是在加载频率很高的情况下工作(如内燃机汽缸阀门弹 簧)。为了避免引起弹簧的谐振而导致弹簧的破坏，需对弹簧进行振动验算，以保证其 临界工作频率(即工作频率的许用值)远低于其基本自振频率。 圆柱螺旋弹簧的基本自振频率(本书已将原书公式中的弹簧质量 W/s 以 mS代替)为 Hz 式中：kp-弹簧的刚度，N/mm； mS-弹簧的质量，kg。 将 kp,ms的关系式代入上式，并取 nn1则 Hz 式中各符号意义同前， 见表。 弹簧的基本自振频率 fb应不低于其工作频率 fw的 1520 倍，以避免引起严重的振动。 即 fb(1520)fw 或 fwfb/(1520) Hz 但弹簧的工作频率一般是预先给定的，故当弹簧的基本自振频率不能满足上式时，应增 大 kp或减小 ms，重新进行设计。 28 第 4 章 机架的设计 4.1 机架的基本尺寸的确定 机架是支撑及其自动变速器所有附件的可移动机构。要保证拆装自动变速器方便、 安全；重量要轻，便于移动；架子要有足够的空间安装。而且自动变速器每个总成之间 要考虑它们之间的协调关系。考虑到这些方面的因素后要确定的一些自动变速器尺寸根 据这些数据，大概确定架子的长高。这样架子的地面的结构就确定了。支撑自动变速器 的部件是支撑板，支撑板固定在支承轴上，支承轴安装在机架上。 为了使机架能够方便移动，须在架子上装轮子，因此在架子的 4 个侧面通过螺栓各 连接两个轮子，使得架子和轮子连接牢固。靠近转盘这端安装有锁止装置，使得架子在 任何位置都能停止固定。 4.2 架子材料的选择确定 架子的结构确定后，就需要准备材料，买材料时要考虑钢材的性能，同时也要考虑 成本，再者还要考虑到其美观，通过到市场调查分析后，台架选用 60 60 的方钢 和 5050 的角钢组合制作。其规格如表一所示。 受力比较小的底架就用 50 的角钢制作，其他的受力大的转架就用 60 的方钢制 作。在转架与支撑板的固定处需要用轴连接。 表一表一 钢材的尺寸钢材的尺寸 规格 60 60 50 50 横截面图 长度 500 567 材料 Q235 Q235 4.3 主要梁的强度校核 考虑到一些外在压力，按照重量为 600N 进行校核。支承轴 160 ，查机械工程材 料 P105 页表 5-2 得，Q235 钢材的屈服强度 b =375460MPa，取 b=375 MP a 29 解：和轴一样建立如图所示的坐标系。 以轴心为 x 轴，垂直上平面的直线为 y 轴，一端点为圆点建立如图 6.1 所示的平面 直角坐标系。 因为：FRD =600N ，把 RDE 从 D 点移到 E 后的受力情况如图 6.1 所示。 图 6.1 得到一个 F 和一个力矩 M=FabLbe=6000.300NM=180 Nm 计算轴的集惯性矩 Ip和抗弯截面系数 Wz，因为材料和轴的是一样的， 所以 b=375 MP a , Ip=y 2dA =10.16cm4; W= I p/y max=6773.688410-6m3 所以 max= M max / W=180/（6773.6910-6）P a=0.26MP a 也设安全系数：K=5 故：K max=50.26MP a=1.5 MP a b=375 MP a 因此：也可以做出结论转架在安全系数为 5 的情况下也是安全的。 所以可以进行制作。解：以轴心为 x 轴，垂直上平面的直线为 y 轴，一端点为圆点 建立如图 2.2.1 所示的平面直角坐标系。 轴的受力分析。 轴的轴心受力简图如图 2.2.1-b 所示。通过受力图可以明显看出轴的最大弯矩是在 BE 点之间。 把 F 从 C 点移到 B 后的受力情况如图 2.2.1- b 所示。 得到一个 F 和一个力矩 M=FLbe=6000.3NM=180 Nm 因为：Fba+Fde=2F=1200N 由于轴的受力完全对称，故 Fba=Fde=F=600N 30 B 点和 F 点的弯矩为：MB=WF=FbaLde+M=6000.01+180 Nm=601.8Nm 受力情况如图 2.2.1 所示. 计算轴的极惯性矩Ip 和抗弯截面系数Wz因为材料和轴的是一样的， 所以 b=375 MP a , Ip=y 2dA =10.16cm4; W= I p/y max=6773.688410-6m3 所以 max= M max / W=305/（6773.6910-6）P a=0.45MP a 也设安全系数：K=5 故：K max=50.45 MP a=2.25 MP a b=375 MP a 因此：也可以做出结论转架在安全系数为 5 的情况下也是安全的。 所以可以进行制作。 31 参考文献 1 张建民.机电一体化系统设计M.高等教育出版社，2001（2）：4549. 2 冯