顶部驱动模拟修井装置

1、东北石油大学本科生毕业设计（论文）第1章 概述1.1 课题研究主要内容本课题研究的主要内容是设计石油钻修井模拟实验平台的顶驱系统。首先要明确顶驱装置的分类、组成结构和工作原理，收集世界主流顶驱系统产品的相关资料，加深对顶驱装置的了解和认识；然后借助Solidworks实体制图初步设计顶驱系统的结构，并实现该装置的工作模拟；最后完成对顶驱装置各个零、部件的强度校核并绘制总装图、部件图和零件图。1.2 课题研究的目的和意义通过该课题的研究，对于实现钻修井的自动化操作，降低工人的劳动强度具有重大的意义。顶驱装置可从井架空间上部直接旋转钻柱，并沿井架内专用导轨向下送进，完成钻柱旋转钻进，循环钻井液，接

2、立根，上卸扣和倒划眼等多种钻井操作,它显著提高了钻井作业的能力和效率。从世界钻井机械的发展趋势上看，为适应钻井自动化的进步需求，顶部驱动钻井装置，必将成为世界钻井机械发展的重要方向，它符合钻井自动化的历史潮流。据悉，目前我国赴国外工作的钻井队，如钻机上未安装顶部驱动钻井装置者，投标竞争中将不允许中标，可见对顶部驱动钻井装置的研究与设计具有积极的意义。第2章 顶驱装置的发展历程2.1 什么是顶部驱动钻井装置顶部驱动钻井装置TDS (TOP DRIVE DRILLING SYSTEM)是美国、法国、挪威近20年来相继研制成功、正在推广应用的一种顶部驱动钻井系统。它可从井架空间上部直接旋转钻柱，并沿

3、井架内专用导轨向下送进，完成钻柱旋转钻进，循环钻井液，接立根，上卸扣和倒划眼等多种钻井操作,它显著提高了钻井作业的能力和效率，并已成为石油钻井行业的标准产品。目前在世界上不少国家的大、中型钻机上，将它用于打中深井(井深L = 20004500 m )、深井(井深L = 45006000 m )、超深井(井深L =60009000 m)的日益增多。 2.2 历史性的新跨跃20世纪初，美国人首先应用旋转钻井法钻油井获得成功，常规钻机由转盘带动方钻杆进行钻进，较顿钻是历史的飞跃。据统计，在美国有63%的石油井是用旋转钻井法打成功的，转盘钻井方式立下了历史性的巨大功劳。但在延续近百年的转盘钻井方式中，

4、它也有两个突出的矛盾未能得到有效解决。其一，由于起下钻不能及时实现循环旋转功能，遇上复杂地层，或是岩屑沉淀，往往造成卡钻。卡钻成了长期困扰钻井工人的问题。我国近千台钻机，每年因卡钻造成的损失难以计数。其二，由于常规钻机在钻进中依靠转盘推动方钻杆旋转送进，方钻杆的长度限制了钻进深度，故每次只能接单根，因而费工效率低，劳动强度大。而所谓的顶部驱动，则是把钻机动力部分由下边的转盘移到钻机上部的水龙头处，直接驱动钻具旋转钻进。由于取消了方钻杆，无论在钻进过程中，还是起下钻过程中，钻柱可以保持旋转以及循环钻井液。因而，由于各种原因引起的遇卡遇阻事故均可以得到及时有效的处理。同时，可以进行立根钻进，大大提

5、高了钻速，平均提高钻井时效25%左右。国外于1982年采用顶部驱动钻井装置第一次成功地钻了一口井斜320、井深2981 m的定向井，之后，迅速发展，不仅在海洋及深井、定向井采用，而且在2000 m钻机上也开始大批应用，全世界陆续已有上千台顶部驱动钻井装置在海上和陆上使用，显示了势不可挡的强劲势头。2.3 顶驱系统的特点2.3.1 顶部驱动钻井装置的优点2.3.1.1 节省接单根时间利用转盘旋转钻进时，方钻杆一面被转盘推动旋转，一面又可通过转盘上的方补心向下送进。方钻杆长约9m，故方钻杆钻完一根杆长行程后，就需将它取下再接一单根才能继续钻进。而顶部驱动钻井装置不使用方钻杆，不受方钻杆长度约束，也

6、就避免了钻进9m左右接一单根的麻烦，一代之而起的是利用立根钻进。这种使用立根钻进的能力大大节省钻井时间。来做一个测算，若钻进305m中每一次连接单根的平均时间为1m分钟，那么用立根钻进就可减少221分钟的连接的接单根时间。换言之，这相当于可节省约4h左右的时间用于钻进。单根接成立根一般可以在空闲时，如注水泥候凝或换钻头下钻时进行。对于撬装钻机来说，还可节省将立根卸成单根的时间。顶部驱动钻井系统与立根排放器联合使用，可以在立根内进行反向扩眼。立根排放器在井架里进行卸扣作业可以使所有钻杆在井架中排立，同时，还能全面控制循环作业和转动作业。除此之外，采用顶部驱动钻井系统进行起下作业，特别是在负压钻井

7、时，允许有少量的自井壁渗漏的天然气积累。而使用单根钻杆卸扣时，在停钻到开钻这段时间内，自井壁渗人的天然气向顶部移动造成井口压力增加，从而使钻井作业停下，只有等到这部分天然气循环出钻井系统后钻井作业才能重新进行。这是采用单根钻柱钻井作业耗费时间的另一方面。2.3.1.2 倒划眼防止卡钻由于具有可使用28 m立根倒划眼的能力，所以该装置可在不增加起钻时间的前提下，顺利的循环和旋转将钻具提出井眼。钻杆上卸扣装置可以在井架中间卸扣，使整个立根排放在井架上。在定向钻井中，它具有的倒划眼起钻能力可以大幅度地减少起钻总时间。2.3.1.3 下钻划眼该装置具有不接方钻杆钻过砂桥和缩径点的能力。下钻中接水龙头和

8、方钻杆划眼需要时间做准备工作，而钻井人员往往忽视时间的重要性导致卡钻事故的发生。使用TDS下钻时，可在数秒内接好钻柱，然后立即划眼。这样不花费时间，也没有多余的工作要做，从而减少卡钻的危险。2.3.1.4 节省定向钻进时间该装置可以通过28 m立根循环，相应减少井下马达定向时间。2.3.1.5 人员安全钻井人员最需要进行的一项工作是接单根。TDS可减少接单根次数2/3，从而大大的降低事故发生率。此外，钻杆上卸扣装置总成上的倾斜装置可以使吊环、吊卡向下摆至小鼠洞或向上至二层台指梁，大大减少了作业者工作的危险程度。2.3.1.6 井下安全在起下钻遇阻、遇卡时，管子处理装置可以在任何位置相接，开泵循

9、环，进行立柱划眼作业。采用方钻杆与转盘时，就得卸掉1-2个单根，接方钻杆划眼，每次只能划1个单根。在大位移井接单根划眼、卡钻、憋泵的危险性较大，特别在上提遇卡，下放遇阻时，很难使方钻杆循环。如使用顶部驱动钻井装置，很容易在任何位置立即进行循环，大大减少了卡钻等复杂情况。在下套管遇阻时，可迅速接上大小头，边循环边旋转下放，通过遇阻井段。扭矩管及托架总成起扶正作用，保证下套管作业中套管居中一。顶部驱动钻井装置内防喷阀及其执行机构，在发现井涌时可立即执行井控动作，其作用类似于方钻杆旋塞。2.3.1.7 设备安全顶部驱动钻井装置采用马达旋转上扣，上扣平稳，并可从扭矩表上观察上扣扭矩，避免上扣扭矩过盈或

10、不足。钻井最大扭矩的设定，使钻井中出现擎钻扭矩超过设定范围时马达会自动停止旋转，待调整钻井参数后再正常钻进，避免设备超负荷长时间运转。这样也达到了用好钻柱和延长钻柱使用一寿命的目的。2.3.1.8 井控安全在不稳定井眼中采用TDS起钻时，关泵停止循环，同时顶部驱动钻井装置主轴与钻柱分离。在用吊卡提升钻柱的过程中，若发现井下异常，例如出现井喷征兆，需要接泵循环，钻杆上卸扣装置可在井架任何高度将主轴插人钻柱，数秒内遥控完成旋扣和紧扣，恢复循环。双内防喷器可安全控制钻柱内压力。当在一不稳定油井里进行提升作业时，采用顶部驱动系统上扣连接和远距离循环遥控，立根排放器在数秒中之内即可实现水龙头中心管的输出

11、端同钻柱在任一位置的快速对接。对钻柱防喷阀能够保持对钻柱内部压力的安全控制。2.3.1.9 便于维修钻井马达清晰可见，因此比单独驱动转盘的马达更易维修。单独驱动转盘的马达常常覆盖着泥浆，位于钻台下方看不见。熟练的现场人员约12 h就可将其组装、拆卸。整个系统由安装在司钻面前的控制盘控制，故操作方便、简单、可靠。2.3.1.10 取心能够连续取心钻进28 m,取心中间不需接单根。这样可以提高取心收获率，减少起钻次数与传统的取心作业相比，它的优点是明显的，污染小，质量高。 2.3.1.11 节约泥浆在上部内防喷器球阀下面接有泥浆截流阀，截流阀起保留钻井液的作用。常规钻井中，钻井液滞留在方钻杆中，卸

12、扣后溢出漏失，除非花时间手动操作泥浆截流阀才能止流。2.3.1.12 使用灵活顶部驱动钻井装置使钻机具有前所未有的灵活性，可以下人打捞工具、完井工具和其他设备，既可正转又可反转。2.3.1.13 便于拆下顶部驱动钻井装置很容易拆下，如果需要的话，不必将它从导轨上移下即可拆下其它设备。电、液、气管线不需拆卸。2.3.1.14 内部防喷器功能该装置具有内部防喷器的功能，起钻时如有井喷迹象，可由司钻遥控钻杆上卸扣装置，迅速实现水龙头与钻杆柱的.连接，循环钻井一液压井，避免事故发生，这是因为水龙头在起钻时不必拆下。2.3.2 结构特点（1）简便的安装移运性能。（2）具有较大的卸扣能力。（3）导轨安装与

13、拆卸检修方便，具有互换性。（4）顶驱主体可通过过渡环直接与游车连接，减少整个顶驱装置的工作高度。（5）液压控制的旋转头装置，可带动吊环倾斜机构360°旋转，并有级锁紧。（6）钻井和起下钻采用不同的负荷通道，延长主轴承的使用寿命。（7）背钳采用四点浮动夹持，提高了背钳的夹持能力，减少了对钻具的损伤。（8）采用液压浮动油缸平衡顶驱主体自重，可在上卸扣作用时保护钻具接头丝扣。（9）高强度的齿轮减速传动。第3章 顶驱装置的设计3.1 顶部驱动装置设计方案的初步确定设计要求：顶驱装置外形尺寸500*500*800mm，整体悬挂于起升横梁上，背部由井架导轨进行定位。适应2寸半管柱旋转与上卸扣操作

14、，上卸扣扭矩不小于500Nm，液压系统工作压力10MPa。本项目是钻修井综合实验模拟平台的顶部驱动装置，鉴于简化结构的原因，该装置仅包括三大组成部份：水龙头液压马达总成、齿轮减速箱和钻杆上卸扣装置总成，如图1-1。图3-1 顶驱装置顶驱装置的动力初步选定为液压马达，传动方案为经一级齿轮减速箱减速将动力传输到主轴上。液压马达可以通过不同旋转方向来实现顶驱接接单根、立根时的上扣和取出管柱时的卸扣过程。3.2 水龙头一钻井马达总成水龙头一钻井马达总成是顶部驱动钻井装置的主体部件组成见图2-1。它由水龙头钻井水龙头、马达和一级齿轮减速器组成。图3-2 水龙头-钻井马达总成3.2.1 整体水龙头整体水龙

15、头的功能是整个钻井装置功能的集合。水龙头主止推轴承位于大齿圈上方的变速箱内部。主轴经锻制而成，上部台阶坐于主止推轴承上以支承钻柱负荷。水龙头密封总成装在钻井马达上方。水龙头密封总成装在钻井马达上方由标准冲管、组合盘根和联管螺母组成，联管螺母使密封总成作为一个整体运动。盘根盒为快速装卸式，与普通水龙头的一致，只要松开上、下压紧盘根帽，即可很快装卸冲管和盘根。3.2.2 液压马达3.2.2.1 给定的系统参数液压系统额定工作压力10Mpa，最大工作压力20Mpa；主轴最大转矩1KNm，转速约为200r/min。3.2.2.2 选择液压马达根据系统的各项参数，初步选定液压马达的型号为BM-D200，

16、生产厂家为南京液压机械制造厂，其主要性能参数如下：参数型号公称排量工作压力MPa输出扭矩转速重量kg额定最高额定额定最高BM-D2002001012.523832040010.5安装尺寸如下：图3-3 BM-D200型液压马达L=234(单位：mm）3.2.3 整体水龙头整体水龙头的功能是整个钻井装置功能的集合。水龙头主止推轴承位于大齿圈上方的变速箱内部。主轴经锻制而成，上部台阶坐于主止推轴承上以支承钻柱负荷。水龙头密封总成装在钻井马达上方。水龙头密封总成装在钻井马达上方由标准冲管、组合盘根和联管螺母组成，联管螺母使密封总成作为一个整体运动。盘根盒为快速装卸式，与普通水龙头的一致，只要松开上、

17、下压紧盘根帽，即可很快装卸冲管和盘根。3.3 齿轮减速箱的设计3.3.1 给定参数主轴最大扭矩1000；液压马达额定输出扭矩300。3.3.3 齿轮参数的计算3.3.3.1 .给定参数主轴最大扭矩1000；液压马达额定输出扭矩300。选定齿轮类型、传动比、精度等级、材料及齿数（1）选定传动方案为液压马达驱动，经一级齿轮减速器将动力传递到主轴上，所以选用直齿圆柱齿轮。（2）传动比i的计算： 传动效率取1； 取（3）齿轮减速箱为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（4）材料选择。小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40H

18、BS。（5）选取小齿轮齿数24，大齿轮齿数，取803.3.3.2 .按齿面接触强度设计由设计计算公式进行计算（1）确定公式内的各计算数值选取载荷系数1.25小齿轮传递的转矩238选取齿宽系数1.0材料的弹性影响系数小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。选取接触疲劳寿命系数,。计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，则 （2）计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。计算圆周速度。计算齿宽。计算齿宽与齿高之比模数齿高计算载荷系数。根据=1.372m/s，7级等级精度，查的动载系数；直齿轮，;使用系数；7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，。由，查得；所以动载系数按实际

19、的载荷系数校正所得的分度圆直径计算模数 3.3.3.3 按齿根弯曲强度计算弯曲强度的设计公式(1)确定公式内的各计算数值查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。选取弯曲疲劳寿命系数,。计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得计算载荷系数K。齿形系数。 ;。查取应力校正系数。 ;。计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值较大。（2）设计计算 取m=3，则，。所以选取，。（3）尺寸计算。计算分度圆直径，计算中心距计算齿轮宽度鉴于齿轮箱的实际情况，为了使齿轮利于散热且减轻齿轮重量，适当减小齿轮厚度，所以选得齿轮厚度，。3.3.3.4 齿轮参数的完全确定分度圆直径 ，

20、模数 厚度 ， 齿数 ，齿顶圆直径 ，基圆直径 ， 齿厚 3.3.4 齿轮减速箱主要组成（1）99齿大齿轮;（2）30齿小齿轮.;（3）上、下箱体;（4）主轴/驱动杆;（5）马达支座机罩。变速箱是一个单级齿轮减速装置，齿轮减速比是3.3:1，由于大齿轮的缘故，马达中心线与主轴中心线距离为193.5mm。水龙头主止推轴承装在上齿轮箱内，后者固定于整体水龙头提环上，由主止推轴承支撑的主轴/驱动杆通过一个锥形衬套连接大齿轮。两个齿轮箱体构成齿轮的密封润滑油室，并支撑钻杆上卸扣装置。3.4 钻杆上卸扣装置总成钻杆上卸扣装置如图1-4所示，它为顶部驱动钻井装置提供了提放立柱.、并用马达上卸立柱扣的能力。

21、它由下列部件组成:（1）滑动接头（2）背钳（3）吊环联接器（4）吊环倾斜装置图3-4 钻杆上卸扣装置钻杆上卸扣装置具有1 kN m的上卸扣扭矩，它可在井架任意高度上卸扣。钻进时，钻杆上卸扣装置固定不动，不妨碍钻柱的起下。钻井马达通过主轴、齿轮减速箱、滑动接头将扭矩传给钻柱，驱动钻柱旋转。当使用钻杆吊卡起下钻时，吊环联接器将提升载荷转移到主轴上。以下就上面述及的几个主要部件进行介绍。3.4.1 滑动接头滑动接头由中心管、套管和橡胶圈组成（如图3-2），中心管上部接头带有螺纹与主轴连接，套管下部带有螺纹与钻杆连接。套管上有四条导向键，中心管上有相应的四条键槽。工作时，套管与中心管能实现轴向滑动而不

22、会产生相对转动，这样就能实现滑动接头一边旋转一边螺纹上扣或卸扣。图3-5 滑动接头导向键长度l=150mm，滑动接头的运动行程为s=130mm。运动行程为上扣和卸扣提供活动所需要的空间，使接头能在转动过程中实现伸缩（图3-6）。 图3-6 滑动接头结构3.4.2 背钳为了实现顶部驱动钻井系统接单、立根过程中的上部上扣和起管过程中的上部卸扣，在顶驱系统中增加了一套背钳机构，如图3-1。背钳机构的主要组成部分包括背钳主体、静卡瓦牙板、动卡瓦牙板、导向接头和液压缸。图3-7 背钳当管柱的接箍滑入背钳时，驱动液压缸工作使动卡瓦牙板移动，而静卡瓦牙板不动，动、静卡瓦牙板靠近并将管柱抱紧，然后通过主轴旋转

23、主轴旋转来完成上扣和卸扣。3.4.3 吊环连接器及其摆动机构在顶驱装置中，通过一个吊环来连接水龙头一钻井马达总成与吊卡，吊环通过销子连接在水龙头一钻井马达总成下方，另一端连接吊卡。如图所示:图3-8 水龙头-液压马达总成为了实现顶驱装置的上卸扣功能，还需要一个吊环摆动机构来完成吊环的摆动。该摆动机构包括一套连杆机构和液压马达组成，液压缸提供摆动机构的动力，摆动机构能使吊环实现近60度的摆动角度，为上卸扣过程提供了足够的空间。3.5 液压缸的设计与计算液压缸是将液压能转变为机械能的、能直线往复运动或摆动运动的液压执行元件。它结构简单、工作可靠。用它来实现往复运动时，可免去减速装置，并且没有传动间

24、隙，运动平稳，因此在各种机械的液压系统中得到广泛应用。 液压缸的设计与计算是在对整个液压系统进行工况分析，计算了最大负载，确定了工作压力的基础上进行的。因此，首先要根据使用要求确定结构类型，再按照负载情况、运动要求决定液压缸的主要结构尺寸，最后进行结构设计。3.5.1 局部结构初选：3.5.1.1 缸筒的结构设计缸筒的两端分别与缸盖相连，构成密闭的压力腔，因而它的结构形式往往和缸盖及缸底密切相关。设计缸筒的结构时，也应该一起加以考虑。缸筒是液压缸的主题，其余零件装配其上，它的结构形式对于加工和装配有很大影响，因此其结构必须尽量便于装配、拆卸和维修。缸筒与缸盖、缸底的连接形式很多，初步选定为拉杆

25、式。拉杆式连接简单，工艺性好，通用性大，能有效的降低成本。3.5.1.2 缸筒的材料缸筒常用材料是20、35、45号无缝钢管，当缸筒上需要焊接缸底、耳轴或管接头时，多采用35号钢管。该处液压缸没有特殊要求，所以选择35号无缝钢管 ，缸筒内径为为32mm，壁厚为7.5mm。3.5.1.3 缸底和缸盖缸底的材料常用35或45号钢，此处采用45号钢。缸盖的缸口部分一般由密封圈、导向套、防尘圈和锁紧装置等组成，用作活塞杆的导向和密封等。缸孔和活塞杆直径不同，缸口部分的结构也有所不同。缸盖材料一般用35、45号钢锻件，此处选用45号钢。3.5.1.4 缸体与外部的连接结构此处液压缸缸体与外部的连接采用固

26、定连接，即法兰连接。3.5.1.5 活塞和活塞杆活塞材料通常用铁或铸钢，也有用铝合金制成，它的结构上主要考虑的问题是活塞与缸筒的滑动和密封以及活塞和活塞杆之间的连接和密封。活塞杆是液压缸的主要传力零件，必须要有足够的强度和刚度。活塞杆有实心和空心两种，此处选用实心杆，材料是45号碳素钢。3.5.1.6 缓冲装置一般的油缸可以不考虑缓冲要求，当活塞的运动速度很高和运动部分质量很大时，就有很大的惯性力。在背钳中，液压缸运动速度要求不大且运动部分质量较小，所以可以不要求有缓冲装置。3.5.1.7 油口油口有油口孔和油口连接螺纹。油口孔是压力油进出的直接通到，如果孔小了，不仅造成进油时流量供不应求，影

27、响液压缸的活塞运动速度，而且会造成回油时受阻，形成背压，影响活塞的退回速度，减少液压缸的负载能力。油口孔大多数属于薄壁孔（孔的长度与直径之比l/d0.5的孔），其流量按公式3-1计算： （3-1）式中 C流量系数，接头处大孔与小孔之比大于7时为0.60.7，小于7时为0.70.8。 A油孔的截面积 液体的密度 油孔前腔压力 油孔后腔压力从式中可见，C、是常量，对流量影响最大的因素是油孔的面积A。根据此式，可以求出孔的直径的大小，以满足流量的需求，从而保证液压缸的正常工作运动速度。3.5.2 计算液压缸所需要的最小推力可以按照公式3-2来计算： （3-2）式中 主轴最大转矩，=1000；卡瓦压板

28、与管柱间的摩擦系数，取0.6；管柱接箍半径，=44.5mm；计算可得=18726.6N。活塞杆的最小直径d可由公式3-3计算得到公式3-3： （3-3）式中 活塞杆材料45号碳素钢的许用应力，为335MPa；计算可得。根据液压设计手册选取标准活塞杆直径为16mm。活塞最小直径D可以由公式3-4计算得到公式3-4： （3-4）式中 P液压系统工作压力，为16MPa；计算可得。根据液压设计手册，选取D=40mm3.6 轴承3.6.1 轴承的选择方法轴承是在机械传动过程中起固定和减小载荷摩擦系数的部件,也可以说，当其它机件在轴上彼此产生相对运动时，用来降低动力传递过程中的摩擦系数和保持轴中心位置固定

29、的机件。轴承是当代机械设备中一种举足轻重的零部件,它的主要功能是支撑机械旋转体，用以降低设备在传动过程中的机械载荷摩擦系数。按运动元件摩擦性质的不同，轴承可分为滚动轴承和滑动轴承两类。选择轴承该考虑的事项：（1）轴承的安装空间能容纳于轴承安装空间内的轴承型由于设计轴系时注重轴的刚性和强度，因此一般先确定轴径，即轴承内径。但滚动轴承有多种尺寸系列和类型，应从中选择最为合适的轴承类型。（2）内圈与外圈的相对倾斜分析使轴承内圈与外圈产生相对倾斜的因素，并选择能适应这种使用条件的轴承类型。因此应选择可以承受这种倾斜的轴承类型。如果内圈与外圈的相对倾斜过大，轴承会因产生内部负荷造成损伤。（3）负荷轴承负

30、荷的大小、方向和性质轴承的负荷能力用基本额定负荷表示，其数值载于轴承尺寸表轴承负荷富于变化，如负荷的大小、是否只有径向负荷、轴向负荷是单向还是双向、振动或冲击的程度等等。在考虑了这些因素后，再来选择最为合适的轴承类型。（4）安装与拆卸定期检查等的装拆频度及装拆方法装拆频繁时，使用内圈与外圈可分离的圆柱滚子轴承，滚针轴承及圆锥滚子轴承较为方便。（5）转速能适应机械转速的轴承类型，轴承的极限转速不仅取于轴承类型还限于轴承尺寸、保持架型式、精度等级、负荷条件和润滑方式等，因此，选择时必须考虑这些因素。根据以上事项，初步选择主轴上的轴承为51316型止推轴承，大齿轮两端的轴承为32916型圆锥滚子轴承

31、，小齿轮两端轴承为32908型圆锥滚子轴承，顶盖轴承为61912型深沟球轴承。图3-9 齿轮减速箱3.6.2 轴承的校核3.5.2.1 基本额定寿命计算轴承或轴承组的基本额定寿命为可靠度90%时的寿命，它以轴承工作表面出现疲劳剥落之前所完成的工作转数，或一定转速下的工作小时数来计算。基本额定动载荷为C（Cr或Ca）值的轴承，当其当量动载荷P=C时，则该轴承的基本额定寿命，其单位为转；若时，其额定寿命将随载荷增大而降低，寿命与载荷之间的关系可以用疲劳曲线表示。由于=常数，所以的公式3-5。 （3-5）式中 寿命指数，球轴承，滚子轴承。计算轴承寿命，用小时表示寿命有时更方便，令n为转速（），轴承每

32、小时旋转次数为60n，则有式3-6： （h） （3-6）式中 基本额定寿命，单位为h。L-P方程以材料强度具有组织敏感性为前提，同时考虑外载荷引发材料内部最大应力的交变应力幅及该应力在材料应力体积内的影响。这种立足与材料破坏原则的观点至今有效。L-P理论建立在源于次表面的疲劳裂纹的基础上，其认识实践受到当时轴承技术和制造水平的限制，因此其适用性有限。如仅适用90%可靠度的寿命评估和淬火硬度至少为58HRC的普通轴承钢，并假定内、外圈为刚性支承；其轴承相互平行；运转时轴承游隙正常；轴承工作中不考虑摩擦、滑动的影响；轴承接触处于最佳状态而不会出现应力集中等。但是，这并不意味着L-P理论不再适用了，

33、相反，经验表明对大多数轴承寿命评估而言，L-P理论仍具有足够的精度要求。公式中的基本额定动载荷C，一般指轴承外圈测量处的工作温度低于120时的轴承承载能力。若温度超过120，则滚动体与滚道接触处的温度超过轴承元件的回火温度，元件将丧失原有尺寸的稳定性，此时应选用经过特殊热处理，或用特殊材料制造的高温轴承。若仍使用样本中查出的C值，需加以修正，如公式3-7： （3-7）式中 高温轴承的基本额定动载荷；温度系数。当已知轴承转速 (r/min)、当量动载荷P(N)及预寿命时，就可以得到公式3-8： （3-8）式中的单位为N，为轴承的预期使用寿命（见表4），应取。3.5.2.2 修正额定寿命方程然而，

34、滚动轴承的应用实践证实，实验所确定的轴承实际寿命与计算寿命出入很大。这是因为，轴承生产中已采用组织均匀、非金属夹杂物含量极少的优质钢1；通过轴承可靠性统计数据的积累，能将轴承寿命与其破坏概率（）联系起来；接触-流体动力学润滑理论有了发展，而该理论能够分析评价润滑材料性能对轴承寿命的影响。因此，ISO提出了以L10为基础的修正滚动轴承寿命计算方程，如事3-9： （3-9）式中 任意使用条件下的寿命，表示失效概率数； 可靠性系数；见表5； 材料性能修正系数，包括材料、设计和制造等影响因素； 工作条件修正系数，包括润滑剂、润滑剂清洁度、逆向温度和装配条件等影响因素。经过校核，轴承达到设计要求。3.7

35、 电气控制液压回路的设计在电气控制液压回路中，液压缸的位置是由行程开关来控制的，方向控制阀则一律采用电磁阀。在该顶驱系统中，由液压驱动工作的有液压马达和背钳液压缸两个部分。液压马达驱动由正转、反转两个运转方向;而液压缸有伸出和缩回来个运动方向,期间能停留在某个位置，所以电气控制均为顺序动作回路控制。3.7.1 电气控制液压回路的设计步骤在电气控制液压回路中，液压缸的位置是由行程开关来控制的，方向控制阀则一律采用电磁阀。电气液压回路设计步骤如下：（1）画出位移步骤图。（2）设计液压回路。（3）根据液压回路设计电气回路。3.7.2 液压马达控制回路设计（1）根据动作顺序画出位移步骤图，如图所示。图

36、3-10 位移-步骤图（2）设计液压回路。在图73中，通电后使A缸前进的线圈称为YA1；通电后使A缸后退的线圈称为YA0。图3-11电磁阀的液压回路（3）设计电气回路。若采用目视操作，则可得如图3-12所示的电路图。图3-12 电路图3.7.3 液压缸控制回路设计液压缸动作顺序为伸出停留退回，用单向电控换向阀设计电气液压回路。（1）绘制油缸的位移步骤图，如图所示。图3-13 位移步骤图（2）设计液压回路，如图3-14(a)所示。图3-14（3）设计电气控制回路，如图3-14(b)所示。第4章 顶驱工作过程4.1 钻进接立根钻进是顶部驱动钻井装置普遍采用的钻进方式。采用立根钻进方法很多，对钻从式

37、井的轨道钻机和可带立根运移的钻机，钻杆立根可立在井架上不动，留待下一口井接立根钻进使用。若没有立根，推荐两种接立根方法:一是下钻时留下一些立根竖在井架上不动，接单根下钻到底，用留下的立根钻完钻头进尺;二是在钻进期间或休闲时，在小鼠洞内接立根。为安全起见，小鼠洞最好垂直，以保证在垂直平面内对扣，简化接扣程序。还应当注意钻杆接头只要旋进钻柱母扣即可，因为顶部驱动钻井装置的钻井马达还要施加紧扣扭矩上接头。通常在两种情况需要接单根钻进。一种是新开钻井，井架中没有接好的立根，每9.4 m必须测一次斜另一种是利用井下马达造斜时，吊环倾斜装置将吊卡推向小鼠洞提起单根钻进的效率，从而保证了接单根的安全，提高了

38、接单根钻进的效率。鉴于本钻修井模拟实验平台的实际情况，该顶驱装置的钻进过程如下：（1）机械手将管柱夹持到顶驱装置下方的适当位置，吊卡摆动机构摆动，使吊卡套住管柱。（2）顶驱装置上移，使吊卡吊住管柱，然后移开机械手。图4-1 顶驱工作过程（3）顶驱装置下放，使管柱下接头放入动力卡瓦里的钻杆柱中，管柱支在钻杆柱上。顶驱装置继续下放，当管柱上接头滑入背钳适当位置时顶驱装置停止运动。（4）背钳工作，夹紧管柱。液压马达工作，驱动主轴旋转完成上扣。（5）完成上接扣后，背钳松开，主轴继续旋转使管柱下部与钻杆柱完成上扣。（6）使用铁钻工完成接头处的紧扣，接单根过程结束。4.2 起下钻操作起下钻仍采用常规方法。

39、为提高井架工扣吊卡的能力和减少起下钻时间，可以使用吊环倾斜装置使吊卡靠近井架工。吊环倾斜装置有一个中停机构，通过它可调节吊卡距二层台的距离，便于井架工操作。打开旋转锁定机构和旋转钻杆上卸扣装置可使吊卡开口定在任一方向。如钻柱旋转，吊卡将回到原定位置。起钻中遇到缩径或键槽卡钻，钻井马达可在井架任一高度同立根相接，立即建立循环和旋转活动钻具，使钻具通过卡点。4.3 倒划眼操作4.3.1 使用顶部驱动钻井装置倒划眼可以利用顶部驱动钻井装置倒划眼，从而防止钻杆粘卡和被破坏井下键槽。倒划眼并不影响正常起钻排放立根，即不必卸单根。4.3.2 倒划眼起升程序（1）吊卡摆动机构将吊卡摆开，顶驱装置下行，直到滑

40、动接头滑入卡瓦上的管柱接箍里，背钳工作，主轴旋转，使螺纹上扣。（2）顶驱装置上行，提起管柱，摆动吊卡使吊卡将管柱套住。（3）吊卡套住管柱，动力卡瓦卡住管柱，再利用铁钻工松扣。（4）松扣后，主轴旋转，完成下部卸扣。（5）完成下部卸扣后，提起管柱，使下部完全脱扣。（6）下放顶驱装置，使管柱下部支在卡瓦上。（7）继续下放顶驱装置，使接箍处于背钳内适当位置停止，背钳锁住管柱，主轴反转完成上卸扣。（8）顶驱装置上行，吊卡吊住管柱，提升至适当高度 。机械手将管柱夹紧，松开吊卡，机械手将管柱运至管排机构，起管过程结束。4.4 井控操作程序4.4.1 使用顶部驱动钻井装置进行井控的优点顶部驱动钻井装置可在井架

41、任一高度同钻柱相接，这比常规钻井有很多优点。钻进中远控内防喷器始终接在钻柱中，根据需要可立即使用。起钻过程中，可在数秒内在井架任一高度将内防喷器接入钻柱中。4.4.2 起下钻井控程序（1）一旦发现钻杆内井涌，立即坐放卡瓦，将顶部驱动钻井装置接人钻柱; （2）操作旋紧扣控制阀，进行旋扣和紧扣;（3）关闭远控内防喷器，上部内防喷器可以承受内管压力，如果需要使用止回阀或其它钻井设备继续下钻，可借用下部内防喷器将止回阀接人钻柱；（4）在下部内防喷器的上部接人适合的转换接头、止回阀或循环接头;（5）进行正常的井控程序操作。第5章 运用COSMOS对装置进行校核5.1 COSMOS简介COSMOSsWor

42、ks是SRAC（Structural Research & Analysis Corporation）推出的一套强大的有限元分析软件。做为世界上最快的有限元分析软件，COSMOS采用FFE（Fast finite Element）技术使得复杂耗时的工程分析时间大大缩短。 传统的方法在分析装配体时是先把零件拆散，然后一个个分别处理，耗时耗力，又存在计算结果不精确的缺点。COSMOS提供了多场、多组件的复杂装配分析，从而大大简化工程师的劳动，使得分析能够更好地模拟真实情况，结果也就更精确。COSMOS/Works是完全整合在SOLIDWORKS 中设计分析系统的，提供压力、频率、约束、热量

43、，和优化分析。为设计工程师在SolidWorks的环境下，提供比较完整的分析手段。凭借先进的快速有限元技术(FFE),工程师能非常迅速地实现对大规模的复杂设计的分析和验证，并且获得修正和优化设计所需的必要信息。分析的模型和结果和Soli -dWorks共享一个数据库，这意味着设计与分析数据将没有繁琐的双向转换操作，分析也因而与计量单位无关。在几何模型上，可以直接定义载荷和边界条件，如同生成几何特征，设计的数据库也会相应地自动更新。计算结果也可以直观地显示在SolidWorks精确的设计模型上。这样的环境操作简单、节省时间，且硬盘空间资源要求很小。COSMOS/WORKS集功能强大、计算精确和简

44、单好用三大特点为一身，能够让工程师们在一天之内开始设计分析，并且迅速得到分析结果。COSMOS/WORKS能够提供广泛的分析工具去检验和分析复杂零件和装配，它能够进行应力分析、应变分析、变形分析、热分析、设计优化、线性和非线性分析。使用COSMOS/WORKS，工程师可以最大限度地缩短设计周期，降低测试成本，提高产品质量，加大利润空间。5.2 对主要承载零、部件进行校核5.2.1 下箱体下箱体支承上箱体，通过挂环连接横梁，通过螺栓连接到导向小车，所受载荷为5吨，强度校核结果如下：图5-1 下箱体校核从图5-1中可以看出，最小安全系数为2.55，满足设计要求，故不作修改。5.2.2 中箱体中箱体

45、支承在下箱体中，主轴的载荷通过止推轴承传递到下箱体上，载荷大小为5吨，其强度校核的结果如图5-3：图5-2 中箱体校核从图5-2中可以看到，中箱体的最小安全系数为3.69，由此可知中箱体满足设计要求。5.2.3 主轴5.2.3.1 主轴1主轴1通过下部螺纹连接在主轴2上，上部通过止推轴承支承在中箱体上，其承受的主要载荷是轴向拉伸载荷，其强度校核的结果如下：图5-3 主轴2校核从图5-3中可以看到，主轴1的最小安全系数是5.2，由此可知，主轴1满足设计要求。5.3.2.2 主轴2主轴2通过上部螺纹连接在主轴1上，中部通过键连接在齿轮上，下部通过螺纹连接在滑动接头上。通过分析，其承受轴向载荷，载荷大小为50KN；另外承受1KNM的扭矩载荷，其强度校核的结果如图5-4。从图5-4中可以看出，主轴2的最小安全系数为2.1，满足设计要求。图5-4 主轴2校核5.2.4 背钳体背钳体上部通过螺栓连接在齿轮箱箱体下部，背钳内不有液压缸和卡瓦牙板，载荷主要通过背钳牙板作用在背钳体内壁上，当液压缸处于最大载荷时，其校核结果如下图。图5-5 背钳校核校核后，由图可知，最小安全系数为3.5，所以符合设计要求。5.2.5 分析从以上四个主要承载零件的强度校核可知，在最大载荷下主要承载零件的最小安全系数为2.1，满足顶驱正常工作的设计要求。由于主轴2的安全系数较小，尅通过改善其结构或选用更好的材料来解决