绞车设计计算书

1、JC-40绞车设 计 计 算 书文件编号：JC4001JS宝鸡迪然技术发展有限责任公司2004年08月目 录一、 概述二、 绞车总体参数三、 各轴中心距、链条节数计算四、 滚筒轴计算五、 滚筒体筒壁强度校核六、 主刹车制动力矩的计算七、 中间轴的计算八、 输入轴的计算九、 结论一、概述二、绞车总体参数1. 绞车总体参数的确定JC-40绞车是配套在ZJ40/2250LDB钻机上，根据SY/T5609石油钻机型式与基本参数的有关规定，4000米钻机的主要技术参数为：最大钩载Qmax=2250KN；(最大钻柱重量Q柱=1150KN)，所配游动系统重量G游=85KN；游系结构5×6；钻井钢丝

2、绳直径32mm，根据JC-40绞车的设计，其主要参数为：额定输入功率：735 kw开槽滚筒尺寸（直径×长度）：644 mm×1208 mm刹车盘尺寸（外径×厚度）：1570 mm×76 mm2. JC-40绞车传动原理3. 绞车主要参数计算 快绳拉力的计算提升最大钻柱重量时P=Z=10(钻井绳数)；游0.8（游动系统效率）P1=154KN提升最大钩载时Pmax=280KN 滚筒缠绳容量的计算D0=644mm （滚筒原始直径）；d绳32mm（钢丝绳直径）；Ø=0.9(缠绳半径增量系数 )；L=1173mm（滚筒缠绳有效长度）0.86（滚筒上钢丝绳

3、被压扁时直径上的增量）；l=28m(立根长度) 每层排绳数nn=35.7，取n=36缠绳层数与起升高度计算滚筒缠绳留第一层2/3不用，则钢丝绳长J=D1n+D2n+D4nD1=D0+d绳676mm；D2=D1+2Ød绳733.6mmD3=D2+2Ød绳=791.2mm；D4=D3+2Ød绳=848.8mmJ=293932mm=293.932m；H=J/Z29.4m立根长度28m，滚筒缠绳4层满足使用要求。滚筒平均工作直径D平=791.2mm滚筒缠绳容量W=D平ne=358m 滚筒转速计算n输入474r/min；n筒n输入/ii1=40/18×77/19=

4、9.006；i2=27/21×77/19=5.211i3=40/18×35/32=2.431；i4=27/21×35/32=1.406n筒1= 52.6r/min；n筒2= 91r/minn筒3= 195r/min；n筒4= 337r/min 大钩钩速计算V钩V钩1=0.22m/s；V钩2=0.38m/sV钩3=0.81m/s；V钩4=1.4m/s 各档起升载荷的计算N=1000HP；传0.9（绞车传动效率）；游0.8（滚筒游动系统效率）总游传0.8×0.90.72 Qi=540/ V钩Q1=2455KN；Q2=1421KN；Q3=667KN；Q4=38

5、6KN 各档快绳拉力的计算P=Q/Z游P=280KN（Q1=2250KN）；P=178KN；P=83KN；P=481KN 滚筒轴最大扭矩计算（缠=0.98）最大钻柱重量时M1=62166N.m最大钩载时Mmax=113029N.m三、各轴中心距、链条节数计算i. 输入轴与中间轴Z1=18 Z2=40 P=50.8 初定中心距A0=600mm K=12.26 以节距计的初定中心距A0P= A0/P=11.81链条节数LP=（Z1+ Z2）/2 + 2A0P + K/A0P =（18+40）/2 +2x11.81+12.26/11.81=53.7=54节Ka=0.23976计算中心距AC=P（2L

6、P- Z1- Z2）Ka =50.8x（2x54-18-40）x0.23976=609mm实际中心距A=608mmA=（AC-A）/A=0.00165=0.165% 合适Z1=21 Z2=27 P=50.8 K=0.912 以节距计的初定中心距A0P= A0/P=11.81链条节数LP=（Z1+ Z2）/2 + 2A0P + K/A0P =（21+27）/2 +2x11.81+0.912/11.81=47.7=48节Ka=0.24921计算中心距AC=P（2LP- Z1- Z2）Ka =50.8x（2x48-21-27）x0.24921=607.7mm实际中心距A=608mm，略紧ii. 中间

7、轴与滚筒轴Z1=19 Z2=77 P=50.8 初定中心距A0=1230mm K=85.21 以节距计的初定中心距A0P= A0/P=24.21链条节数LP=（Z1+ Z2）/2 + 2A0P + K/A0P =（19+77）/2 +2x24.21+85.21/24.21=99.94=100节Ka=0.23301计算中心距AC=P（2LP- Z1- Z2）Ka =50.8x（2x100-19-77）x0.23301=1231mm实际中心距A=1230.3mmA=（AC-A）/A=0.0006=0.6% 略紧Z1=32 Z2=35 P=50.8 K=0.228 以节距计的初定中心距A0P= A0

8、/P=24.21链条节数LP=（Z1+ Z2）/2 + 2A0P + K/A0P =（32+35）/2 +2x24.21+0.228/24.21=81.93=82节Ka=0.24995计算中心距AC=P（2LP- Z1- Z2）Ka =50.8x（2x82-32-35）x0.24995=1232mm实际中心距A=1230.3mmA=（AC-A）/A=0.0014=0.014% 合适四、滚筒轴计算1. 滚筒轴受力分析1 快绳拉力P由设计知快绳与垂线的夹角，即井口中心与天车快轮滚筒体外切线之间的夹角为4.26°2 链条拉力F链由设计知F链与水平面的夹角为35.12°(见附图1)

9、3 重力G由设计知：G总90.2KN其中轴的自重均匀分布于轴的中心线上，理论上其载荷对强度的影响不予考虑，另外轴承座不参与外力作用，故G约为75KN。其中滚筒轴左端包括离合器、链轮等约重25KN,右端包括联轴器、离合器链轮等约重26KN,中部的滚筒体(含刹车盘)约重40KN,即重力分为三个部分：G左19KN； G右16KN ； G筒40KN(平均分配在左右两轮毂处G筒120KN, G筒2=20KN)作用点位置见附图32. 滚筒轴各力的计算（见附图3）滚筒轴低速端运转时，滚筒轴受力最大，由前计算知起升最大钻柱重量和最大钩载同为低速档。1 链条拉力F链KP=1.2(链传动中轴的载荷系数)；D平79

10、1.2mm(滚筒平均直径)D轮1245.45（低速链轮节圆直径）；P1=154KN(最大钻柱时的快绳拉力)Pmax=280KN(最大钩载时的快绳拉力)F链= KPP； F链1= KPP1=117KN； F链max= KPPmax=213KN2 将P、F链分别分解在水平面和垂直面F链1x= F链1Cos=95.7KN； Fx链max= F链maxCos=174.2KNF链1y= F链1Sin=67.3KN； Fy链max= F链maxSin=122.5KNP1x= P1Sins=11.4KN； Pxmax= PmaxSin=20.8KNP1y= P1Cos=153.6KN； Pymax= Pma

11、xCos=279.2KN3. 最大钩载时，快绳在左侧的受力分析及弯矩图见附图4（1）4. 最大钩载时，快绳在右侧的受力分析及弯矩图见附图4（2）5. 最大钻柱重量时，快绳在左侧的受力分析及弯矩图见附图4（3）6. 最大钻柱重量时，快绳在右侧的受力分析及弯矩图见附图4（4）7. 疲劳强度、静强度校核：由以上弯矩、扭矩图可以分析出滚筒轴的危险截面分别在如附图2所示的A-A,B-B,C-C三个截面上，滚筒轴的材料、机械性能、截面尺寸、滚筒轴的疲劳强度校核见附图4（5）；静强度校核见附图4（6）。 8. 主轴承寿命的计算轴承的最大支反力NA=178KN(最大钻柱重量时，Pmax在滚筒左侧)在最大钻柱重

12、量时，滚筒的最大转速n筒91r/min轴承型号：22236KCr=735KN，=10/3Lh=20687(hour)9. 主轴承静强度校核K0=C0r=1370/351=3.9>3轴承的选用满足设计要求。五、滚筒体筒壁强度校核1. 滚筒体的几何参数：滚筒体长度：L1208mm滚筒体外径：D筒644mm滚筒体壁厚：62mm最大快绳拉力：P154kN2. 滚筒体的材料：ZG35CrMob=600Mpa；s=400MPa3. 强度校核：max= MPa其中：A多层缠绕经验系数，因为缠绳层数为4，故A=2；S緾绳螺距，S=D绳+1=32+1=33mm故max= =2x154000/(33x62)=150.5(Mpa) >1.5故：滚筒体筒壁的强度是安全的六、主刹车制动力矩的计算绞车主刹车采用液压盘式刹车p=6MPa(液压压力)S=r2=3.14×0.0652=0.01327m2（液缸面积）T单2Ps=2×6×0.01327×106=159.2KN(单个刹车钳的推力)u=0.4(摩擦系数)F刹3 T单u=3×159.2×103×0.4=191KND盘1.57m(刹车盘直径)Mn= F刹D盘=1