套管头完井方式下失控井喷装置的推广与应用.doc

套管头完井方式下失控井喷装置的推广与应用套管头完井方式下失控井喷装置的推广与应用 河口采油厂井下作业大队河口采油厂井下作业大队 20082008 年年 1010 月月 河口采油厂 科技进步（推广）成 果 套管头完井方式下失控井喷装置的推广与应用套管头完井方式下失控井喷装置的推广与应用 项目名称：项目名称：套管头完井方式下失控井喷装置的推广与应用套管头完井方式下失控井喷装置的推广与应用 课题名称：课题名称：套管头完井方式下失控井喷装置的推广与应用套管头完井方式下失控井喷装置的推广与应用 研究起止时间：研究起止时间： 2008 年 1 月2008 年 10 月 负责人：负责人： 陈凡奎 技术首席：技术首席： 綦耀升 报告编写人：报告编写人：李世兵 主要研究人员：主要研究人员：徐庆东 黄传家 邢玉海 柴德森 王潘强 华希元 宋卫东 审核人：审核人： 陈凡奎 审定人：审定人： 目目 录录 一、项目的目的及意义一、项目的目的及意义 二、主要研究内容二、主要研究内容 1、抢喷装置方案设计、抢喷装置方案设计 2 方案的比较方案的比较 3、方案、方案 3 的详细设计的详细设计 4、方案、方案 4 的详细设计与力学性能分析与校核的详细设计与力学性能分析与校核 5、主要设计图纸、主要设计图纸 三、成果创新点三、成果创新点 四、推广应用的关键技术四、推广应用的关键技术 五、推广应用的数量、规模和范围五、推广应用的数量、规模和范围 六、经济效益和社会效益分析六、经济效益和社会效益分析 七、结论七、结论 一、项目的目的及意义一、项目的目的及意义 目前，我国主要油气田已经进入开发的中后期，由于各种各样的原因，如地层自身能 量降低、生产管串损坏、套管变形破裂、产层水淹砂埋、检泵等1，导致油气井不能进行 正常的生产，甚至停止运行。要使生产井恢复生产或维持一定的生产能力，必须进行修井 作业。而在各类修井作业中，小修作业占的比重约为 95%。据钻井承包商杂志统计： 85%90%的油井每年均需进行某些维修工作，最长寿命的油井 5 年内也需大修一次。美 国油井服务商协会(AOSC)的调查资料也显示：每年需要小修的井数约为总生产井数的 1.33 倍1。 我国油田大部分小修作业采用先压井、后施工的修井方式。对于老油区，由于地层能 量接近枯竭，地层压力较低，为防止压井液损害储层或将井“压死” ，经常采用不压井的 作业方式。但是在修井过程中，由于地层本身、生产措施或施工操作等各种各样的原因， 有时会发生井口溢流，处理不当会进一步发展为井喷事故2，轻者可导致油、气资源浪费， 造成地层压力下降，生产能力降低，破坏油井开采条件，造成环境污染等诸多问题，重者 可能导致全井报废或对整个油、气田的严重破坏，给国家财产和人民的生命安全带来重大 损失3。井喷是作业过程中性质严重，损失巨大的灾难性事故。发生在 2005 年 6 月 19 日 的中原油田采油二厂濮 3-347 井井喷着火事故就是一个典型的事例。 为了钻井与修井作业安全，国家有关部委已出台了相关规定，要求安全生产、保护环 境，在小修作业时，井口也必须安装防喷系统。防喷系统其核心设备就是防喷器。目前， 防喷器是主要用于钻井、大修修井作业及试井等作业中控制井口压力，作为及时控制溢流、 防止井喷、避免油气资源浪费、保护设备及人身安全的关键设备，对整个工程的安全保障 作用愈加突出。因此，国内外石油界对其给以了高度重视。现代钻井修井等对井控设备的 要求已从单一的静态指标转为使用过程的动态性能，即要求使用安全可靠、关闭迅速灵活、 多功能、耐高压、结构轻便、环境适应性强、恢复生产容易等优点，也可在远离井口的远 程控制台上控制；能够有控制地泄压（放喷）功能，可见，进行作业专用防喷器的研究， 有重要意义。 随着油田工业的迅速发展，油田设备的大部分日益老化，修井作业的增多，油井的地 层压力越来越复杂，发生井喷事故的可能性也越来越高。同时，随着社会的不断进步，人 们对资源和环境保护的要求也越来越高。这些要求都将导致人们对修井时防止井喷的要求 提高。然而，修井作业用防喷器绝大部分沿用钻井用井控设备，主要存在两个方面的问题： 一是大部分钻井井控设备尺寸大、结构复杂、笨重、使用非常不方便；二是不配套，不能 完全满足小修修井作业各个施工工序中井控防喷的需要。在修井作业中应用防喷器较少， 一但在作业中发生井喷，设计使用的抢喷工具，制服井喷意义重大，因此设计新型的适用 于小修作业抢喷装置系统成为必然。 二、主要研究内容二、主要研究内容 1 抢喷装置方案设计抢喷装置方案设计 11 问题的提出问题的提出 先前，为了解决普通油井作业井喷的抢喷问题，由胜利油田曾研制过 HK-3 型井喷失 控抢喷装置，该装置对于老式井口，可安全、快速、有效地控制井喷。操作较为灵活、安 全可靠、人工操作无火源危害，可保证在井口有强大油气流喷射情况下将封井器安装于井 口上。该装置的结构如图 2-1 所示。 图 2-1 根据此装置前期在油田井喷事故中的应用，以及事故后的调查研究发现，目前已研制 的 HK-3 型油气井井喷抢险装置在实际应用过程中还存在着一些问题。主要存在的问题是： （1）只能适应与旧式完井结构，不能适合于套管头完井的油井抢喷。 （2）驱动丝杠的行程较小，不能适应所有的井喷现场的井口条件。 （3）对中微调丝杠的距离较小，在封井器与井口套管头（或法兰）对中过程中有较 大的难度，且精度不够。 （4）在油气井井喷的抢喷作业过程中，当将封井器绕抢险装置下销轴旋转推向油气 井套管的轴线位置时，上轴销的插入定位难度较大，妨碍了抢喷作业的顺利进行。 （5）适用范围太小，难以用于井口装置复杂，仪表多和套管头口径大且下部仪表多、 空间小的井口装置。 可见，研制满足与套管头完井井口抢喷装置，是非常必要的。 图 2-2 典型的套管头 本课题解决的观问题一是在新型的大口径的套管头上如何能使抢喷装置产生强大的生 根力，使之能牢固地安装在井口的套管头上；二是如何将抢喷装置快速安装到井口套管头 上；三是如何快速使抢喷装置自动定位并对准井口；四是如何使抢喷装置快速移动封住井 口；五是新的井口尺寸很大，如何设计才能使抢喷装置承受强大的压力，以满足强度条件 的要求。 本课题主要以所设计的抢喷装置要达到的目的和要求以及所要解决的问题为切入点进 行详细的研究设计，以比较彻底解决这些问题，设计出满足要求的油气井井喷抢险装置以 能更好的解决井下作业过程中的井喷事故。 1.21.2 方案的设计与比较方案的设计与比较 如前所述，本课题研究所要解决的主要问题：一是如何能使抢喷装置产生强大的生根 力，使之牢固地安装在井口上；二是如何实现快速安装抢喷装置，使之快速定位、对准井 口，并施加足够的作用力封住井口等。 1.31.3 方案的设计方案的设计 在经过对先前抢喷装置的深入分析和研究以及对现场实地调研的基础上，本课题首先 对新的井口结构下的抢喷装置进行了必要的多个方案设计。下面本文就对所提出的方案进 行具体论述和比较分析。 1.3.1 方案一的设计及工作原理 方案一所设计的抢喷装置如图 2-3 所示。 图 2-3 抢喷装置方案一示意图 方案一所设计的抢喷装置在抢喷封井过程中采用了螺旋传动方式，其传动螺杆位于抢 喷装置的两侧。 该抢喷装置具体的工作原理是： （1）在井口抢喷现场作业时，将抢喷装置的底盘通过大螺栓固定在新型的大口径套 管短节上，采用圆柱销使抢喷装置与底盘相连接，并使其位于井口套管头之上； （2）转动抢喷装置两侧的手轮，通过螺旋传动将封井器压紧在井口套管头上的抢喷 装置底盘上，然后关闭封井器，顺利完成抢喷作业。 1.3.2 方案二的设计及工作原理 方案二所设计的抢喷装置如图 2-4 所示。 图 2-4 抢喷装置方案二示意图 方案二所设计的抢喷装置也采用了螺旋传动的方式，与方案一所不同的是，将抢喷装 置压向井口的方式有所不同。具体来说，是在抢喷装置顶盖上部的油管上加工出螺纹，采 用转动装置顶部的手轮，通过螺旋传动将抢喷装置压向井口，以实现封井。 该抢喷装置具体的工作原理是： （1）工作原理的第一步与方案一相同，在此不在做重复说明； （2）转动抢喷装置顶盖上的手轮，通过顶部的螺旋传动将封井器压紧在井口套管头 上的抢喷装置底盘上，然后关闭封井器，顺利完成抢喷作业。 1.3.3 方案三的设计及工作原理 方案三所设计的抢喷装置如图 2-5 所示。 图 2-5 抢喷装置方案三示意图 该抢喷装置能产生强大的生根力，能牢固的安装在井口的套管头（或套管短节）上。 参照 API 标准中套管头的结构，采用底座形式，通过螺栓联接使其固定在套管头上。此方 案设计的抢喷装置特点是通过在井口一端操作，可使封井器快速、准确地固定到井口上。 该抢喷装置具体的工作原理是： （1）首先在井口抢喷现场作业时，将抢喷装置的底盘通过大螺栓固定在新型的大口 径套管短节上，采用下圆柱销使抢喷装置与底盘相连接，并使其位于井口套管的一侧； （2）将抢喷装置管体以及其上所连接的封井器一并绕下圆柱销旋转，当旋转至与地 面垂直，即抢喷装置管体、封井器的轴线与井口轴线平行时，采用自动锁紧机构使抢喷装 置自动定位并卡死，避免了以往 HK-3 型抢喷装置需要人工插入上销轴，使封井器定位， 从而节省抢险时间； （3）通过上轴套绕轴体的旋转快速将封井器推向井口位置； （4）转动横向调节手轮，通过螺杆传动调节封井器与套管头的偏心距，使封井器通 径中心与套管头轴线重合； （5）旋转纵向调节手轮，通过螺杆传动将封井器压紧在井口套管头上的抢喷装置底 盘上，然后关闭封井器，顺利完成抢喷作业。 1.3.4 方案四的设计及工作原理 抢喷装置的设计方案四是下部生根的方案，如图 2-5 所示。 图 2-5 整体结构设计 图 2-6 具有带牙板卡瓦结构的连接螺栓 图 2-7 具有带牙板卡瓦结构的连接螺栓装配 图 2-8 强喷装置的下卡瓦固定 图 2-9 上部手轮+丝杠快速对中机构 图 2-10 下部抓卡机构 图 2-11 连接法兰座上的管体与法兰设计成分体结构 2 方案的比较 2.1 方案一的优、缺点 此方案设计的抢喷装置的优点是：抢喷装置的两端均匀受力，受力情况较好，这样整 个装置在井喷受力的情况下产生的挠度较小。 此方案的缺点是：整个抢喷装置在安装时直接盖在了井口上，特别是在井口有强大压 力的油气流喷出的情况下，给安装工作带来了极大的不便。分析此方案的传动螺杆的受力， 主要受拉力和弯矩的作用，因此也就提高了对传动螺杆承受力的要求。由于传动螺杆的承 受力要求高，则传动螺杆的材料可选用强度较高的 42CrMo。运用弯曲强度校核公式: （2-1） W M I yM z z z max maxmax maxmax 和直径为 D 实心的圆柱截面的抗弯截面系数: （2-2） 32 2 64 3 4 D D D Wz 可计算出传动螺杆的直径 D99.54mm。 由于计算所得的传动螺杆直径过大，从而引发出许多问题和弊端，一是使整个装置的 重量大大增加，同时也浪费了材料；二是传动螺杆的直径过大，工作人员在现场作业转动 手轮进行螺旋传动时不利于操作。 以初步计算出的这一尺寸为依据，在新编机械设计手册7中可查找小径大于 100mm 并且螺距较大的梯形螺纹。经查找后，确定选用公称直径为 120 的梯形螺纹，其小 径为 113mm，据此确定连接管材料的内径为 113mm，由于连接管管内壁需要加工梯形螺纹， 所以根据弯曲强度校核公式（2-1）和内径为 d、外径为 D 的圆环截面抗弯截面系数: ， （2-3） 4 3 4 4 1 32 2 1 64 D D D Wz D d 在计算管的外径 D 时，公式中采用的 d 为 122mm，然后通过弯曲强度校核公式计算出 D138mm。 则管壁的厚度为 8mm，而如果管壁的厚度偏小的话，则不利于加工；若使管壁加厚， 则既浪费材料又增加了装置的重量。 2.2 方案二的优、缺点 此方案设计的抢喷装置的优点与方案一相同，也是抢喷装置整体对称，受力情况较好， 故整个装置在受力时产生的挠度较小。 此方案缺点也与方案一相同，即整个抢喷装置在安装时直接盖在了井口上，特别是在 井口有强大压力的油气流喷出的情况下，会给安装工作带来了极大的不便。由于井口套管 头的尺寸较大，所以该方案所设计的抢喷装置也偏大，加之，螺纹设计在装置的顶盖上部， 由此会使现场工作人员在转动手轮时操作极不方便，在井喷现场强大压力的油气流喷射下， 抢喷工作人员的操作过程是极其危险的。 此方案设计的抢喷装置，其竖直杆受力情况与方案一的相同。所以，若采用实心圆柱 结构，且其材料选用强度较高的 42CrMo，根据弯曲强度校核公式（2-1）和计算圆柱截面 的抗弯截面系数的公式(2-2） ，计算得出实心圆柱的直径 D99.54mm 则直径至少需要达到 100mm；而如果采用空心圆柱管材，选用相同材料，且管的外壁 直径选定为 120mm,则将数值代入弯曲强度校核公式（2-1）和计算圆环截面的抗弯截面系 数公式（2-3） ，通过计算可得管的内壁的直径: d97.13mm 从而确定圆柱管材的内径：d=96mm。 通过计算可以看出，此方案也存在与上一方案相同的缺点，那就是既浪费了材料有增 加了装置的重量。 2.3 方案三的优、缺点 此方案设计的抢喷装置的最大优点是：在安装抢喷装置的时候，可以通过转动粗管上 的手柄使封井器先转到井口的一侧，这样可以安全顺利地将抢喷装置的底座安装在套管头 上。分析管内传动螺杆的受力情况，其只承受拉力而不受弯矩作用，所以材料的强度和尺 寸要求都大大减小了。在抢险作业过程中，不存在两种或两种以上相互影响的操作同时进 行，如清障、撤换井口装置、压井等关键性作业8。另外，工作强度能够满足井口油气流 地冲击和顶力。为保证整个抢险过程中的施工安全，抢喷装置在工作过程中不采用任何设 备动力，以避免在整个抢险过程中引起火灾；并能安全、快速地进行井口抢喷作业，从而 避免造成较大的人力、物力和财力损失，并且能确保在抢喷过程中井口操作人员的人身和 施工安全。 此方案的缺点是：抢喷装置固定在井口的一端，整个抢喷装置的受力不均衡，在井喷 时强大的压力的作用下抢喷装置产生的挠度会比其他两种方案偏大一点。 2.4 方案四的优、缺点 此方案设计的抢喷装置的最大优点是：较好的解决了抢喷装置的生根问题，同时，对 与工人熟悉的原结构，有较好的继承性，同时，传动螺杆的受力情况，其只承受拉力而不 受弯矩作用，所以材料的强度和尺寸要求都大大减小了。在抢险作业过程中，不存在两种 或两种以上相互影响的操作同时进行，如清障、撤换井口装置、压井等关键性作业。另外， 工作强度能够满足井口油气流地冲击和顶力。为保证整个抢险过程中的施工安全，抢喷装 置在工作过程中不采用任何设备动力，以避免在整个抢险过程中引起火灾；并能安全、快 速地进行井口抢喷作业，从而避免造成较大的人力、物力和财力损失，并且能确保在抢喷 过程中井口操作人员的人身和施工安全。 方案 3 和方案 4 作为备选方案，进行详细设计方案。 3、方案 3 的详细设计 3.1 螺杆的设计与计算 3.1.1 螺杆螺旋传动的选用 螺旋传动有螺旋（螺杆）和螺母组成，一般用来将回转运动转变为直线运动。螺旋传 动具有结构简单紧凑、机械增益高和传动均匀、平稳、准确、易于自锁等优点。按使用要 求的不同，螺旋传动可分为三类： 传力螺旋，主要传递动力和能量（利用机械效率高的优点） ，要求用较小的力矩传动 螺杆，如用于螺旋压力机、螺旋起重器等机械。 传导螺旋，主要传递运动（利用传动均匀、平稳、准确等优点，并可简化传动系统） ， 如用于机床刀架、工作台等进给机构。 调整螺旋，调整并固定零部件间的相对位置（利用移动位移小的优点） ，如用于电机 在轨道上的调整和固定等。 根据上面的三类螺旋传动的主要用途，所设计的抢喷装置由于受力比较大，故选用传 力螺旋进行螺旋传动。 3.1.2 螺杆螺纹牙的选用 螺纹的种类很多，分为三角形螺纹、梯形螺纹、锯齿形螺纹、矩形螺纹和圆形螺纹等。 三角形螺纹：自锁性好，用于联接。 梯形螺纹：传动效率高，用于传动。梯形螺纹的牙型为等腰梯形，牙型角为， 30 传动效率比矩形螺纹低一些，工艺性好，牙根强度高，对中性好，磨损后可以调整间隙， 是最常用的传动螺纹，传动效率高。 锯齿形螺纹：锯齿形螺纹的牙型为不等腰梯形，其工作面牙型夹角，非工作 30 面的牙型夹角，外螺纹根部有较大的圆角，但只能用于单向受力传动螺旋中。 30 矩形螺纹：牙型角，传动效率较高，螺纹磨损后间隙大，传动精度会降低，现 0 大多数已由梯形螺纹代替。 圆形螺纹：多用于管螺纹的联接。 根据上面这几种螺纹的特点，以及所要设计的抢喷装置的传动要求和要达到的目的， 所以选用梯形螺纹传动。 3.1.3 螺杆螺纹尺寸的确定 由于上下传动螺杆只受拉伸应力，而不受弯曲应力，故对于上下传动螺杆，只需校核 其拉伸强度即可，而无需校核其弯曲强度。 根据以前所学的工程力学知识，为了保证杆件不发生强度失效（破坏或产生塑性变形） ，且具有一定的安全裕度，杆件横截面上的最大正应力应小于一定的数值，即: max （3-1） max 其中: （3-2） n u 公式（3-1）为强度校核条件，是对拉、压杆进行强度计算的依据。公式（3-1）和公 式（3-2）中，为杆横截面上的最大应力，即工作应力。对于等直杆，发生在轴 max max 力最大的截面上（称危险截面） ；对于变截面杆来说，则需同时考虑轴力与横截面积来确 定的位置及数值。此装置所设计的上下传动螺杆就是一根变截面的传动杆，故在设计 max 时只需考虑横截面面积最小的截面是否能承受拉伸或压缩强度即可。为材料的许用应 力。所需用的材料的许用应力值到机械设计手册中查找。 根据上述的强度条件，可解决此装置所要设计的截面的强度问题。在已知杆件所受的 外力和材料的许用应力值的情况下，来设计上下传动螺杆的横截面。由于所要设计的上下 传动螺杆只受拉压应力，故所选取的材料为优质碳素结构钢中较高含锰量钢 45Mn，其强 度为375Mpa。所要设计的上下传动螺杆所受的拉力为 100kN,但该装置设计的安全系 s 数是 3，即要满足瞬时过载三倍的要求，故所设计的上下传动螺杆所受的拉力为 300kN。 根据杆件的横截面面积应满足的公式: A （3-3） s N max 即可求得杆件的横截面面积。由于所要设计的上下传动螺杆所采用的横截面面积为圆 形，故: A= （3-4） 4 2 2 d r 将公式（3-4）代入公式（3-3）即可得 A= s Nd max 2 4 代入数值即可求得: d31.923mm 求得临界危险截面的直径为 31.923mm，故只要直径最小的截面的直径大于这个数值 即可，当然所设计的杆件的截面的直径越大越安全，但是设计的同时也要考虑到材料的节 省和整个装置的重量问题。所以所要设计的上下传动螺杆的最小的截面的直径只要稍大于 临界危险截面的直径尺寸即可。同时也要根据所要设计选用的螺纹的尺寸，根据新编机 械设计手册所查的梯形螺纹的尺寸，上下传动螺杆的下部分的梯形螺纹采用第一系列的 公称直径为 36 螺距为 3mm 的螺纹的基本尺寸。根据 GB5796.3-86 梯形螺纹基本尺寸定为 所采用的第一系列的公称直径为 36 螺距为 3mm 的梯形螺纹的基本尺寸是大径为 36.5mm， 中径为 34.5mm，小径为 32.5mm。根据所选用的这一尺寸的梯形螺纹来确定上下传动螺杆 的最小截面的直径尺寸为 32.5mm，也根据这一梯形螺纹的大径的尺寸来确定细管上端与 上下传动螺杆连接的孔的直径的尺寸，把这一尺寸定为 38mm，以使梯形螺纹可以穿过孔 与螺母旋和拧紧，来固定上下传动螺杆与下端细管的相对位置。再根据细管上端的孔的直 径来确定上下传动螺杆的上部分的梯形螺纹的尺寸，确定这一梯形螺纹的尺寸的又一重要 条件是所选择的梯形螺纹的螺距一定要比较大以满足快速传动的要求。查新编机械设计 手册的梯形螺纹的尺寸，采用第一系列的公称直径为 52 的梯形螺纹比较合适。又因为 第一系列的公称直径为 52 的梯形螺纹有三种螺距系列的螺纹尺寸，螺距为 3mm 的梯形螺 纹的螺距较小，传动效率低，显然不合适。而螺距为 12mm 的梯形螺纹的螺距较大，倒是 满足了快速传动的要求，可是也正是由于螺距过大而使得上下螺旋传动精度不够，对位不 准，因此也不采用。所以只有采用螺距为 8mm 的梯形螺纹比较合适，螺距为 8mm 可实现较 快速地传动，同时螺距也不是很大又保证了螺旋传动的精度。因此选用第一系列的公称直 径为 52 螺距为 8mm 的梯形螺纹作为上下传动螺杆的螺纹最为合适。 在选用了梯形螺纹之后还要校核螺纹牙的强度是否符合强度要求以及所选用的螺纹是 否能自锁。下面就应用螺纹牙强度校核的公式来校核一下螺纹牙的强度是否能满足要求。 3.1.4 螺杆螺旋传动的校核 螺旋传动工作时，在承受转距 T 的同时，还承受轴向载荷。螺旋传动的主要失效形式 是螺纹牙的折断或剪断，螺杆的断裂，和长螺杆受压失稳等。 按照标准确定螺旋传动的主要参数，然后进行螺纹牙强度校核计算和螺杆强度的校核 计算。 螺纹牙的弯曲和剪切破坏多半发生在螺母上。在校核螺母的螺纹牙强度时，可将螺母 的螺纹牙展开成悬臂梁，从而得到弯曲强度和剪切强度的条件分别是： （3-5） bb zdb Qh 2 3 （3-6） dbz Q 式中：Q 为轴向载荷；h 为螺纹工作高度（对于矩形、梯形螺纹，h=0.5P，P 为螺距） ； z 为旋合的螺纹圈数，z=H/P，H 为螺母高度；b 为螺纹牙根部的宽度；对于梯形螺纹， b=0.65P；和分别式许用弯曲应力和许用剪切应力；当螺杆和螺母材料相同时， b 则验算螺杆，以小径替代公式（3-5） 、公式（3-6）中的 d。 1 d 但现在螺母的高度 H 和螺纹的圈数 z 还没有求出，根据公式: H= （3-7） 2 d z=H/P10 （3-8） 即可求得螺母的高度 H 和螺纹的圈数 z。对于公式（3-7）中的的取值，对于磨损 后间隙不能调整的整体式螺母，可取=1.2-2.5；对于间隙可作调整的剖分式螺母，取 =2.5-3.5。对于公式（3-8）中 z 的取值不要超过 10，因为圈数过多不起作用，载荷在 螺纹各圈中的分布是不均匀的。根据前面的设计要求在新编机械设计手册中查的螺纹 按国家标准选取公径直径和螺距 P。 根据上面的条件取=2.5，以及前面设计所取的第一系列的公称直径为 52 螺距 P 为 8mm 的梯形螺纹的中径=48mm,代入公式（3-7）中求得: 2 d H=120mm 而代入公式（3-8）中则求得: H=80mm 综合两个结果取高度:H=80mm，z=10。 将数值代入公式（3-5）中求得螺纹牙的弯曲强度: =98.6Mpa b b 所以,螺纹牙的弯曲强度满足条件。将数值代入公式（3-6）中求得螺纹牙的剪切强度: =42.73Mpa 所以,螺纹牙的剪切强度满足条件。 下部螺纹牙的校核与上面的校核传动螺杆的上部的螺纹牙强度一样。根据上面的条件 取=2.5，以及前面设计所取的第一系列的公称直径为 36 螺距 P 为 3mm 的梯形螺纹的中 径=34.5mm,代入公式（3-7）中求得: 2 d H=86.25mm 而代入公式（3-8）中则求得: H=30mm 综合两个结果取高度:H=30mm，z=10。 将数值代入式（3-5）中求得螺纹牙的弯曲强度： =347.9Mpa b b 所以,螺纹牙的弯曲强度满足条件。将数值代入公式（3-6）中求得螺纹牙的剪切强度: =150.76Mpa 所以,螺纹牙的剪切强度满足条件。 3.1.5 螺杆手轮的设计 根据所学的人机工程学的相关知识手轮属于旋转式操纵装置，可以用来改变装置的工 作状态，调节或追踪操纵。通过转动手轮可以把传动螺杆的螺旋运动转换为直线传动，从 而实现机械装置直线运动调节的功能。手轮是可供单手或双手操纵，可自由作连续旋转， 适合作多圈操作的装置。按照不同的用途，其尺寸相差较大，如机床上使用的手轮直径一 般只有 100-200mm，而汽车驾驶方向盘的直径有 400-500mm。手轮的回转直径应根据需要 而定，一般直径为 80-520mm，握把的直径为 20-50mm 单手操作时操纵力为 20-130N，若双 手操作，最大操纵力不得超过 250N。综合以上的这些条件要求，把抢喷装置的手轮设计 为直径为 300mm，握把的直径为 30mm，以更适合操作人员的操作，并使之操作起来更舒服。 另外不同的手轮，手轮的操纵力的差别也很大。直径较大的手轮的操纵需双手施加适 当的扭力才能旋转，而人的扭力大小与身体所处的位置和姿势有很大的关系，也与手轮在 空间的安装位置有很大的关系。手轮的操作速度与其位置密切相关，一般来说，需要转动 快速的手轮其转轴应与人体前方平面成 60-90 度的夹角，而需要很大的操纵力时，则应使 手轮的转轴与人体前方平面相平行。虽然设计的抢喷装置的横向传动手轮的转轴与粗管垂 直，但是实际作业过程中操作人员可以通过调整自己站立的位置来改变与手轮转轴的角度， 以实现大力方便的操作。另外，当需要很大的操纵力时，手轮最好设置在离地 1000- 1100mm 的高度范围内。故设计的抢喷装置的纵向传动手轮的离地高度大约就在 1000- 1100mm 的范围内，这样就可以实现操作人员在作业过程中更加舒适的使出更大的操纵力 进行操作了。 根据人机工程学的相关知识以及前面手轮设计的尺寸，双手操作时人使出的最大的操 纵力为 250N，设计的手轮的直径为 300mm。根据转距的计算公式： （3-9）DFT 将数值带入公式（3-9）计算出: =250 300=75000=75DF F FT 2 2mmN mN 3.1.6 螺杆强度的校核计算 上下传动螺杆在轴向载荷的作用下产生了拉伸应力或压缩应力，在转距的作用下产生 扭曲应力。根据第四强度理论，可求得螺杆危险截面的当量应力，其强度条件公式为： （3-10）)2 . 0/(3)/4(3 2 1 23 1 22 1 2 1 22 dTdQ e ）（ 式中的许用应力到机械设计手册中查取。 先对纵向传动螺杆的上部的螺杆强度进行校核，到新编机械设计手册中查找所选 用的第一系列的公称直径为 52 螺距 P 为 8mm 的梯形螺纹的小径=43mm,然后代入到公式 1 d （3-10）中计算所得： =206.85Mpa e 所以上部的螺杆强度满足条件，符合要求。 然后，再对纵向传动螺杆的下部的螺杆强度进行校核，到新编机械设计手册中查 找所选用的第一系列的公称直径为 36 螺距 P 为 3mm 的梯形螺纹的小径=32.5mm,然后代 1 d 入到公式（3-10）中计算所得： =362.3Mpa e 故下部的螺杆强度也满足条件，符合要求。 3.1.7 螺杆螺纹自锁的校核 梯形螺纹属于非矩形螺纹，非矩形螺纹是指牙侧角的螺纹。若略去螺纹升角的 0 影响，在轴向载荷的作用下，非矩形螺纹的法向力比矩形螺纹的大。若把法向力的增 a F 加看作摩擦系数的增加，则非矩形螺纹的摩擦阻力可写为: （3-11） aa a FfF f f F coscos 式中的为当量摩擦系数，即: f （3-12） cos tg f f 式中的为当量摩擦角；为牙侧角。因此，将改为、改为，就可像矩形 f f 螺纹那样对非矩形螺纹进行力的分析。 图 3-1 矩形螺纹的受力分析 (a) (b) 图 3-2 矩形螺纹与非矩形螺纹的法向力 与矩形螺纹分析相同，若螺纹升角小于当量摩擦角，则螺旋具有自锁特性，如不 施加驱动力矩，无论轴向驱动力多大，都不能使螺旋副相对运动。考虑到极限情况， a F 非矩形螺纹的自锁条件可表示为： 为了防止螺母在轴向力作用下自动松开，用于联接的紧固螺纹必须满足自锁条件。 根据上面的条件以及图 3-1 和图 3-2 对纵向传动螺杆的螺纹是否能自锁进行分析校核， 通过公式（3-11）和公式（3-12）计算得： =3.038 而=31.74 ，显然，所以能自锁。 3.1.8 横向传动螺杆的设计 横向传动螺杆的手轮选用与纵向传动螺杆相同的手轮。螺杆上的螺纹通过查新编机 械设计手册确定为选用第一系列的公称直径为 36 螺距为 6 mm 的梯形螺纹。由于横向传 动螺杆只是通过手轮的旋转来进行横向传动，使梯形的上梁在粗管右端的梯形槽内移动， 进而使封井器移动并对准套管中轴，完成横向调节。所以横向传动螺杆所受的载荷不是很 大，也不会产生失效问题，因此也就不用对横向传动螺杆进行校核。横向传动螺杆上的小 螺纹选用第一系列的公称直径为 24 螺距为 3mm 的梯形螺纹。横向传动螺杆的长度等具体 设计尺寸见毕业设计资料所附的图集。 3.2 粗管的设计与计算 3.2.1 粗管尺寸的设计与计算 在粗管的设计过程中，要注意这么几个问题：一是粗管的抗拉伸强度，二是粗管的抗 弯曲强度，三是在上面的两个条件都符合的情况下还要注意设计的粗管的管壁不能太薄， 否则在粗管的加工以及往上焊接其它部件时不利于操作或强度要求不够，所以管壁的厚度 至少要大于 10mm。但同时也要考虑材料的节省和装置的重量问题，所以粗管的管壁也不 能无节制加厚。设计粗管的外壁的直径是 160mm。粗管的材料的强度也一定要符合要求， 由于粗管所受的拉伸力和弯距都比较大，所以一定要选用强度条件较高的材料。通过查阅 新编机械设计手册后，设计的粗管的材料选用=930Mpa 的 42CrMo。然后再根据 s 所学的工程力学的知识，利用杆件的拉伸强度公式和弯曲强度公式计算出临界情况下的粗 管的内壁的直径9。 根据公式（3-3）拉伸强度公式，此时 A=,代入数值计算出： 4 )( 22 dD d158.71mm 所以只要粗管的内壁直径 d158.71mm 就可满足拉伸强度要求。 另外，当杆件在垂直于其轴线的外力或位于其轴线所在平面内的外力偶或外力矩的作 用下，其轴线将由直线变为曲线，即发生弯曲变形。如果杆件在所承受的外力或外力矩过 大的情况下，杆件可能会因弯曲变形过大而失效，甚至将被折断。 对梁进行强度计算主要是限制弯矩引起的最大正应力不得超过许用数值。即 max 这是只考虑正应力时的弯曲强度条件。其中为弯曲许用应力，它等于或略大于拉伸许 用应力。为梁内最大正应力，它发生在弯矩最大截面（危险截面）上的应力最大点（危险 点） 。因此，进行弯曲强度计算时，必须正确判断危险截面和危险点。对于同种材料制成 且拉、压强度相同的等直梁，最大弯矩所在的截面即为危险截面。根据横截面上正应力线 性分布的特点，即可确定危险截面上的危险点为距中性轴最远的点。 而对于具有一对对称轴的截面，最大拉应力与最大压应力的绝对值相等，其弯曲强度 公式见公式（2-1）,其中: （3-13） max y I W z z 称为“抗弯截面系数” （或“抗弯截面模量” ） ，其量纲为长度的三次方。 对于高为 h，宽为 b 的矩形截面， (3-14) 6 2 12 2 3 bh h bh Wz 而对于直径为 D 的实心圆截面见公式（2-2） ，对于内径为 d、外径为 D 的圆环截面见 公式（2-3） 。 细长梁在大多数情况下，横截面上的正应力要比剪应力大得多。因此，提高梁的强度， 实质上是采取各种可能措施，降低梁横截面上的正应力。那就是要选择合理的截面形状。 根据最大正应力计算公式，梁的抗弯截面系数（W）愈大，正应力愈小。因此，在抢喷装 置的设计过程中，应当力求在不增加材料（用横截面面积 A 来衡量）的条件下，使截面的 W 值尽可能增大，即就是使所选用截面的 W/A 比值尽可能的大，这种截面称为“合理截面” 。通过一系列试验和所得的数据表明，材料远离中性轴的截面（如圆环形）较好。这是因 为梁的横截面上的正应力沿高度线性分布，中性轴附近的应力值很小，该处的材料远没有 发挥作用，若将这些材料移置到距中性轴较远处，便可使它们得到充分利用，形成“合理 截面” 。所以，对于同等材料来说，采用圆环形截面的梁比实心圆形的梁的强度大，因此， 所设计的抢喷装置就是采用圆环形截面的梁，既节省材料，减少装置的重量，又增强了梁 的强度。在确定了采用圆环形截面的梁之后，就要根据公式（2-1）和公式（2-3）计算得: d135.767mm 综合上面通过拉伸强度校核和弯曲强度校核所得的两个圆环截面的内径的 d 值可知， 在弯曲强度满足条件的情况下，拉伸强度肯定也能满足条件，所以取 d=135mm 作为粗管的 内径值。 3.2.2 粗管左端支撑传动部分的设计与计算 粗管的左端支撑传动部分的作用是起支撑横向传动手轮并与横向传动螺杆配合进行螺 旋传动，以实现抢喷装置上的封井器的横向运动，使之在抢喷过程中封井器与套管头快速 顺利完成对心运动。所以粗管左端支撑部分的长度一定要大，以满足横向传动螺杆的运动 空间，根据横向螺杆传动的距离以及抢喷装置的设计安装尺寸，设计确定粗管左端部分的 长度从粗管的中心算起为 400mm，上下的宽度为 100mm，上下两块支撑钢板的厚度为 10mm，左端带螺纹的部分的厚度根据横向传动螺杆的螺纹的尺寸来确定的螺母的高度决定， 即通过上面的公式（3-7）和（3-8）计算而得，然后将选用的在新编机械设计手册查 找的第一系列的公称直径为 36 的梯形螺纹的中径=33mm，以及选取的=2.5 代入公式 2 d （3-7）和（3-8）得 H=82.5mm 和 H=60mm，综合计算所得的这两个结果，以及螺纹的圈数 z10 还有横向传动螺杆的受力并不是很大，故设计粗管左端带螺纹的部分的厚度为 48mm10。 3.2.3 粗管上部螺纹高度的确定 根据上面在校核纵向传动螺杆的强度所计算出的 H=80mm 来确定粗管上部的螺纹的高 度为 80mm，由于粗管采用的材料为强度较高的 42CrMo,其强度为930Mpa，且其螺纹 s 牙与纵向传动螺杆的螺纹牙的数据一样，故在已经校核了材料为优质碳素结构钢中较高含 锰量 45Mn，其强度为375Mpa 的纵向传动螺杆的螺纹牙强度后，就不用再校核粗管上 s 部的螺纹牙的强度了，显然符合要求。 3.2.4 粗管右端梯形槽的设计与计算 梯形槽的宽度与粗管的直径相等定为 160mm，即梯形槽的外面与粗管相切。分析梯形 槽的受力情况，梯形槽下部受弯矩，槽壁受剪力。材料选为强度较高的 42CrMo,其强度为 930Mpa，根据弯曲强度公式（2-1） 、公式（3-13）和公式（3-14）计算的梯形槽下 s 部的高为： h85.19mm 因为梯形槽的槽壁也能抗弯曲，并且在梯形槽的下部还要加工上一块筋板，更加强了梯形 槽的抗弯强度，所以综合并且以节省材料为目的，取梯形槽的下部的高度为 85mm。 当零件的两侧受到一对大小相等、方向相反、作用线相距很近的横向力作用时，零件 将主要产生剪切变形。剪切变形的特点是位于两作用力间的杆件横截面发生相对错动。剪 切面上主要作用有剪切力。根据截面法和平衡条件，剪切面上作用有剪力 Q，其值为： Q=P 假定剪切面上的剪应力均匀分布，并用表示，于是有： m （3-15） A Q m 式中 A 为剪切面面积。 为了保证受剪构件安全可靠地工作，要求工作剪应力小于某一许用值，即满足： （3-16） mm A Q 此即剪切实用计算的强度条件，其中称为剪切许用应力。一般工程规范中规定，对于塑性 性能较好的钢材，剪切许用应力可由其拉伸许用应力按下列关系式确定： m 8 . 06 . 0 m 对于脆性材料，则有： 0 . 18 . 0 m 根据前面已经确定的上横梁的截面为梯形，并且能在粗管的梯形槽内移动。所以梯形 槽的梯形截面的尺寸设定应与上梯形横梁的截面尺寸相同，即梯形的上底为 100mm，下底 为 120mm，高为 110mm。分析梯形槽壁的受力情况，槽壁受剪力并且为双剪切，根据剪切 强度校核公式（3-15）和公式（3-16）计算得： 10.08mml 即当梯形横梁在梯形槽内的长度10.08mm 时，梯形槽的槽壁就符合抗剪切强度条件的要l 求。所以设计的梯形横梁的长度要满足当封井器的轴线与套管的轴线重合时，梯形横梁留 在梯形槽内的长度至少要大于 15mm，以保证梯形槽有足够的抗剪切强度。 3.3 细管的设计与计算 3.3.1 细管尺寸的设计与计算 与粗管的选用目的相同，选用圆环形截面的梁，既节省材料，减少装置的重量，又增 强了梁的强度。所以下端也选用管材。因为下端细管的外径要与上端粗管的内径配合，并 且上端粗管要通过螺旋传动沿着下端细管的外壁移动，所以下端细管的外径就定为 D=135mm 与粗管的内径相等。然后再通过拉伸强度计算公式和弯曲强度计算公式来计算出 细管的内径 d 的数值。通过上面在校核粗管的拉伸强度和弯曲强度时，显然弯曲强度的要 求比拉伸强度的要求高，所以只要弯曲强度符合要求，那么拉伸强度肯定也符合要求。所 以只要通过弯曲强度公式计算所得的内径值即为细管的内径。 根据上面弯曲强度校核公式（2-1）代入数值计算出： d90.088mm 所以取 d=90mm 作为细管的内径值。 3.3.2 细管上部与纵向传动螺杆连接高度的确定 分析细管上部这一部分的受力情况，这一部分受纵向传动螺杆传递的拉力，分析内部 受力为剪力，所以按公式剪力强度进行校核。根据纵向传动螺杆下端的螺纹所选用的第一 系列的公称直径为 36 螺距 P 为 3mm 的梯形螺纹，来确定细管上部孔的直径为 38mm。 根据剪切强度公式（3-16） ，按直径为 38mm 的圆截面进行校核计算，代入数值得： Mpa hdhA Q 7448 . 0 38 103103 55 计算得： h3.379mm 取细管上部的厚度 h=30mm，以确保其有足够的抗拉伸和剪切强度。 3.3.3 细管下部与抢喷装置的底座的连接部分的设计与计算 细管下部是通过两根圆柱销与套管头的上盖联接的。分析圆柱销的受力情况，是承受 剪力，根据剪切强度公式（3-16） ，代入数据计算出圆柱销的直径： D16.03mm 通过查新编机械设计手册确定选用 D=20mm 的标准圆柱销。 在剪切问题中，除了联结件（螺栓、铆钉等）发生剪切破坏以外，在联接板与联接件 的相互接触面上及相林邻的局部区域内将产生很大的压应力，足以在这些局部区域内产生 塑性变形或破坏，这种破坏称为“挤压破坏” 。钉孔受压的一侧因过大的塑性变形而压皱， 钉孔因而不能保持圆形，导致联结松动，使构件丧失正常的工作能力。 接触面上的总压紧力称为挤压紧力，相应的应力称为挤压应力。假定挤压应力在有效 挤压面上均匀分布，并用表示，于是有： bs （3-17） bs bs bs A P 式中为挤压力，为有效挤压面积。 bs P bs A 所谓有效挤压面积为实际挤压面在垂直于挤压力方向的平面上的投影面积。保证 bs P 联结件不致因挤压而失效的条件为： （3-18） bs bs bs bs A P 式中为许用挤压应力。不同材料、不同联结件的值可从有关规范中查得。一般， bs bs 对于钢材等塑性材料，许用挤压应力与材料拉伸许用应力间有下列关系： bs 0 . 27 . 1 bs 不难看出，许用挤压应力远远高于拉伸许用应力。如果两个接触构件的材料不同，应以抵 抗挤压能力较弱的构件为准进行挤压强度计算。 由于是两根圆柱销受剪切，所以每一根承受的剪力为 1/2，根据公式（3-17） ，将数 值代入公式（3-18）： Mpa tdt F dt F A P bs bs bs 15819307 . 17 . 1 202 103 2 2 5 计算得： mmt744 . 4 据此，设定此部分的宽度为 60mm，以足够的满足这部分的力学强度。 这一部分的设计关键在于要使抢喷装置在绕着下轴销旋转到 90 度时能自动定位卡死。 具体设计尺寸见毕业设计资料所附图集。 3.4 抢喷装置上盖的设计 抢喷装置上盖的上部是通过查钻井数据手册 （第六版）根据 API 6B 型法兰(工作 压力为 3000 磅/英寸 （20.7Mpa）)中公称尺寸为 7.0625 英寸的法兰的相关尺寸进行设计 2 的，具体的设计尺寸见附录的零件图11。 上盖的通径为 6 英寸，即 152.4mm，根据所查的法兰的颈部直径为 9.25 英寸，即 234.95 mm，来设计上盖封井部分的壁厚。特别要注意的是管的下部的截面一定要比安装 在套管头上的抢喷装置的底座的内截面的面积大，这样在抢喷装置安装上以后才能够压紧 井口，实现抢喷封井的目的。另外，这一部分还要加工上一个密封槽，密封圈选用 O 型密 封圈，其 d =212mm，d =5.30.10mm，加上密封圈之后，会使之密封更紧密，达到更好 12 的密封效果。 3.5 抢喷装置底座的设计 抢喷装置的底座的设计参考外径为 814mm 的套管头的 API 标准进行设计，其螺孔中径、 螺栓数、螺孔直径等都按照套管头的 API 标准进行设计。底座与细管的下部分的联接部分 的设计详见附录的零件图。底座上部与套管头的上盖的联接部分的具体设计尺寸见毕业设 计资料所附的图集。 3.6 抢喷装置顶盖的设计与计算 顶盖的下部与封井器相连的部分也是通过查钻井数据手册 （第六版）根据 API 6B 型法兰(工作压力为 3000 磅/英寸 （20.7Mpa）)中公称尺寸为 7.0625 英寸的法兰的相关 2 尺寸进行设计的，具体的设计尺寸见毕业设计资料所附的图集。 上部采用的是在钻井数据手册 （第六版）中查取的是壁厚为 13mm 的 3.5 英寸的油 管。由此为依据设计卡瓦的内径尺寸为 88.9mm。连接顶盖的下部和上部油管的中间过渡 部分的设计尺寸见附录的零件图。分析过渡部分的受力，分解力后，过渡部分受横向和纵 向的剪力，代入上面的剪切强度校核公式（3-16） ，以直径最小的 88.9mm 为例，代入公式： Mpa hdhA Q 7448 . 0 9 .