钻杆检测机械部分设计（下载送图纸）

PAGEV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 PAGEIVAbstractDrillpipeisanimportantcomponentofthedrillingequipment,butoftenduetodefectsandfailureaccidentsoccur,resultinginhugeeconomicLoss,therefore,thestudysitepiledstateunderthedrillpipe,drillpipeandnon-destructivemethodfordetectingdevicehasimportantsignificance.Thispaperfirstanalysesthestructurecharacteristics,thedrillpipedefectsformandpronepositions,putforwardakindofautomaticaltestingprobe,equippedwithdetectionofmagneticfluxleakagetestingmethod,givesthedesignschemeofmagneticfluxleakagetestingsystemofdrillpipe,thefeasibilityofdetectingmotionscheme,layoutandworkingprincipleofthesystemaredemonstrated.KeyWords:mechanicaldesign,drillpipedetection,magneticfluxleakagetesting目录摘要 IIAbstract III目录 IV第1章绪论 11.1课题研究意义 11.2钻杆检测研究现状 11.2.1国内研究现状 11.2.2国外研究概况 31.3论文主要结构 4第2章方案分析与比较 52.1钻杆结构特征 52.2钻杆有关参数 62.3方案一介绍 62.4方案二介绍 72.5两种方案比较 8第3章主要装置设计计算 93.1概述 93.2检测探头设计 93.2浮动连接装置设计 173.3弹簧的设计计算 18第4章机架的设计 284.1机架的基本尺寸的确定 284.2架子材料的选择确定 284.3主要梁的强度校核 28参考文献 31总结与展望 32致谢 33加扣扣：1304139763或1064457796，购买发CAD图纸及相关文档PAGE1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ＰＨ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0.5～0.7ｍ,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Φ127mm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、γ射线法、超声法。γ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[21－25]。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SpectaVisionSysteinI2000型、Sonoscope、ClassiFax、HughesCIS等。大部分的钻杆漏磁检测设备为固定式[26－27]，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Artis－2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（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NDTSyste和TuboscopeVetc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Φ60.3、Φ73、Φ88.9、Φ114.3、5Φ127、Φ139.7mm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12738.135.7912.70EI，E，U2）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149.296.976.2139.7X，G，S2.3方案一介绍图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。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。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。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。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3～4ms，如极化继电器。对于慢速要求的可达300～500ms。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）Ｆ＝Ｓ（N）式中：Ｓ－磁极总面积（ｍ２）Ｂδ－气隙磁感应强度（T）（2）F=（IN）2×10-6（N）式中：S和δ的单位为cm和cm2（3）吸力和气隙的关系直流电磁铁的计算（一）、电磁铁的原始数据1、初始吸力QH（公斤）2、衔铁的行程δH（厘米）3、容许温升（℃）4、工作制：长期工作制τ=1；短时工作制τ＜1；重复短时工作制τ＜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Kφ=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Kφ盘式，衔铁在外部大于93吸入式，台座为平头90～16拍合式26～2.6吸入式，台座为45度锥形16～4吸入式，台座为60度锥形4～1.8吸入式，无台座小于0.23、按下面各表，确定长期工作制电磁铁的气隙磁通密度Bδ和比值=（线圈的长高比）表2表3表4表2、表3、表4、表5是电磁铁长期工作的Bδ，如果是短时工作制或反复短时工作制，应加大10～15%。对于比值=（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1～7。表5盘式和拍合式电磁铁最优磁通密度曲线（三）、初算根据电磁吸力公式QH=π（公斤）（1）式中Bδ-气隙中的磁通密度（高）由（1）式得R1=（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=行程δ=δHcos2α式中α-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RCRC=R1式中：BCT=4000～12000根据电磁铁要求的灵敏度,灵敏度高的选小值。σ=1.3～34、线圈的总磁动势方程F∑=kctkct=1.2～1.55试验表明，导磁体内磁动势占电磁铁总磁动势的10～25%，非工作气隙中的磁动势占总磁动势的5～10%，则材料选择最经济。F∑=Fδ+FCT+Fφ式中：Fδ-气隙中的磁动势FCT-导磁体中的磁动势Fφ-非工作气隙中的磁动势5、确定线圈的长度和高度（1）长度LK=式中：ρθ-漆包线的电阻率F-总磁势τ-工作制系数K-散热系数θy-温升fK-填充系数表7fK填充系数漆包线直径（mm）手动绕线自动绕线0.10.440.380.150.4950.20.5350.480.30.540.40.57表8K-散热系数(2)R2=+R1hK=R2-R1(3)R3=6、拍合式电磁铁外形尺寸计算（曲线图上无）线圈的内径De！=d+2△c（m）式中△c-线圈和铁心之间间隙。一般取0.0005～0.001（m）(2)线圈的外径Dc2=(1.6～２)Ｄｃ１（m）(3)线圈的厚度b=（m）(4)线圈的长L=βb（m）β:螺管式取β=7～８QH=24公斤δH=0.5厘米θY=70℃τ=0.1UH=24VθY=20℃1、有效功A=QHδH=24×0.5=12kgcm2、结构系数值Kφ===9.8kg0.5/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：Bδ=10600高，=53、把吸力和衔铁行程折合为等效值Q===48kgδ=δHcos2α=0.5×cos245º=0.25cm4、确定铁心半径R1===1.82(cm)5、确定总动势F∑=kct=×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%,则式中KCT==1.280.78=1-(10%+18%)确定线圈的长度和高度LK===5.04(cm)ρθ=2.4×10-2Ωcm2/m漆包线90℃时电阻率K=1.16×10-3W/cm2℃散热系数Fk=0.43填充系数R2=+R1=+1.82=2.83(cm)H=R2-R1=2.83-1.82=1.01(cm)7、确定外部半径R3===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。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<圆柱螺旋压缩弹簧的受力及应力分析>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<圆柱螺旋压缩弹簧的受力及应力分析a>(图中弹簧下部断去，末示出)可知，由于弹簧丝具有升角α，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Fcosα、轴向力Fsinα、弯矩M=Tsinα及扭矩Tˊ=Tcosα。由于弹簧的螺旋升角一般取为α=5°～9°，故sinα≈0；cosα≈1(下图<圆柱螺旋压缩弹簧的受力及应力分析b>)，则截面B-B上的应力(下图<圆柱螺旋压缩弹簧的受力及应力分析c>)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4～16(表<常用旋绕比C值>),常用值为5～8。圆柱螺旋压缩弹簧的受力及应力分析常用旋绕比C值d(mm)0.2～0.40.45～11.1～2.22.5～67～1618～42C=D2/d7～145～125～104～94～84～6为了简化计算，通常在上式中取1+2C≈2C(因为当C=4～16时，2C>>l，实质上即为略去了τp)，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<圆柱螺旋压缩弹簧的受力及应力分析>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λ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<弹簧常用材料及其许用应力>。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。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τ0'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C≈5～8(极限状态时不小于4或超过16)，并算出补偿系数K值。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σB，而σB是随着钢丝的直径变化的,又因[τ]是按估取的d值查得σB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[τ]，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<普通圆柱螺旋弹簧尺寸系列>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b<5.3；当一端固定，另一端自由转动时，取b<3.7；当两端自由转动时，取b<2.6。压缩弹簧失稳及对策当b大于上述数值时，要进行稳定性验算，并应满足Fc=CukpH0>Fmax式中：Fc——稳定时的临界载荷；Cu——不稳定系数，从下图<不稳定系数线图>中查得；Fmax——弹簧的最大工作载荷。如Fmax>Fc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。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>10～18>18～30>30～50>50～80>80～120>120～150间隙c/(mm)0.612345678)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<普通圆柱螺旋压缩及拉伸弹簧的结构尺寸（mm）计算公式>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Ⅲ类弹簧考虑。现选用Ⅲ组碳素弹簧钢丝。并根据D-D2≤22-18mm=4mm，估取弹簧钢丝直径为3.0mm。由表<弹簧钢丝的拉伸强度极限>暂选σB=1275MPa，则根据表16-2可知[τ]＝0.5σB＝0.5×1275MPa＝637.5MPa。2．根据强度条件计算弹簧钢丝直径现选取旋绕比C=6，则得于是有改取d＝3.2mm。查得σB=1177MPa，[τ]＝0.5σB＝588.5MPa,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d＝3.2mm(与计算值3.22mm仅差0.6％,可用)。此时D2＝18mm,为标准值,则D=D2+d=18+3.2mm＝21.2mm<22mm所得尺寸与题中的限制条件相符，合适。3．根据刚度条件，计算弹簧圈数n.弹簧刚度为由表<弹簧常用材料及其许用应力>取G=79000MPa,弹簧圈数n为取n＝11圈；此时弹簧刚度为kp=10.56×16.8/11N/mm=16.12N/mm4．验算1）弹簧初拉力P0=P1-kPλ1=180-16.12×7.5N=59.1N初应力τ0'，得当C＝5.62时，可查得初应力τ0'的推茬值为65～150MPa，故此初应力值合适。2）极限工作应力τlim取τlim=1.12[τ]，则τlim=1.12×588.5MPa=659.1MPa3）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λ1为安装载荷和预压变形量，P2和λ2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:MPaMPa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：τ0——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=1.3～1.7；当精确性低时，取SF=1.8～2.2。弹簧材料的脉动循环剪切疲劳极限变载荷作用次数Nτ00.45σB0.35σB0.33σB0.3σB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τ0值可取0.35σB；

4）表中σB为弹簧材料的拉伸强度极限，MPa。2)静强度验算静强度安全系数计算值SSca的计算公式及强度条件为式中τS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n≈n1则Hz式中各符号意义同前，见表<普通圆柱螺旋压缩及拉伸弹簧的结构尺寸（mm）计算公式>。弹簧的基本自振频率fb应不低于其工作频率fw的15～20倍，以避免引起严重的振动。即fb≥(15～20)fw或fw≤fb/(15～20)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。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50×50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。表一钢材的尺寸规格60㎜×60㎜50㎜×50㎜横截面图长度500㎜567㎜材料Q235Q2354.3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σb=375～460MPa，取σb=375MPa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=Fab×Lbe=600×0.300N·M=180N·m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σb=375MPa,Ip=∫y2dA=10.16cm4;W=Ip/ymax=6773.6884×10--6m3所以σmax=Mmax/W=180/（6773.69×10--6）Pa=0.26MPa也设安全系数：K=5故：K×σmax=5×0.26MPa=1.5MPa﹤σb=375MPa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=F×Lbe=600×0.3N·M=180N·m因为：Fba+Fde=2F=1200N由于轴的受力完全对称，故Fba=Fde=F=600NB点和F点的弯矩为：MB=WF=Fba×Lde+M=600×0.01+180N·m=601.8N·m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σb=375MPa,Ip=∫y2dA=10.16cm4;W=Ip/ymax=6773.6884×10--6m3所以σmax=Mmax/W=305/（6773.69×10--6）Pa=0.45MPa也设安全系数：K=5故：K×σmax=5×0.45MPa=2.25MPa﹤σb=375MPa因此