液压式随钻震击器设计

液压式随钻震击器设计班级：姓名：学号：摘要：在油气开采过程中，当钻具发生卡钻时，采用随钻震击器进行解卡是最为有效和经济的方法。随钻震击器工作可靠性是保证钻具能否进行有效解卡的前提，得到了广泛的应用。液压式随钻震击器具有钻井中易于调整释放力、密封结构好、性能稳定等优点，解决了目前国内机械式随钻震击器入井后的不可调控的问题，拥有了第一时间处理卡钻事故的能力，实现了石油钻井工程的连续性和便捷性，大幅降低了国内石油钻井的成本。本次设计是对液压式随钻震击器的总体结构的设计，包括总体方案设计、心轴总成设计、外筒总成设计等。以液压式随钻震击器为研究对象，对其结构形式、上下击的工作原理进行分析，确定各工况下力和扭矩的传递路线和各部件的受载情况。设计出一款121型的液压式随钻震击器，对其设计方法进行研究，以材料力学的方法对各零件进行强度校核和扭转校核。关键字：液压式，随钻震击器，结构设计。ABSTRACT:Intheprocessofoilandgasexploitation,whenthedrillstickingoccurs,itisthemosteffectiveandeconomicalmethodtousethewhile-drillingjartoreleasethesticking.TheworkingreliabilityoftheMWDjaristhepremisetoensurethatthedrillingtoolcanbeeffectivelyunscrewed,andithasbeenwidelyused.HydraulicMWDjarhastheadvantagesofeasyadjustmentofreleaseforce,goodsealingstructureandstableperformanceindrilling.ItsolvestheunregulableproblemofdomesticmechanicalMWDjarafteritentersthewell,hastheabilitytodealwithStickingAccidentinthefirsttime,realizesthecontinuityandconvenienceofoildrillingengineering,andgreatlyreducesthecostofdomesticoildrilling.Thisdesignistheoverallstructuredesignofhydraulicwhiledrillingjar,includingtheoverallschemedesign,mandrelassemblydesign,outercylinderassemblydesignandsoon.Takingthehydraulicwhiledrillingjarastheresearchobject,thestructureandworkingprincipleofthejarareanalyzed,andthetransmissionroutesofforceandtorqueandtheloadingconditionsofeachcomponentunderdifferentworkingconditionsaredetermined.A121hydraulicwhiledrillingjarisdesigned,anditsdesignmethodisstudied.Thestrengthandtorsionofeachpartarecheckedbymaterialmechanicsmethod.Keywords:hydraulic,whiledrillingjar,structuraldesign.目录1绪论………………………11.1研究的目的和意义………11.2国内外研究的现状………21.2.1震击器分类与特点…………………21.2.2国内外研究现状……………………32液压式随钻震击器设计……………………122.1液压式随钻震击器的总体结构……………122.2液压式随钻震击器的工作原理……………142.3液压式随钻震击器的结构设计……………162.3.1总体方案设计…………162.3.1.1材料的选取………162.3.1.2壁厚设计…………172.3.1.3延时机构设计………202.3.1.4总行程设计…………242.3.2心轴总成设计…………252.3.2.1花键心轴设计………262.3.2.2中间心轴设计………292.3.2.2下心轴设计…………312.3.3外筒总成设计…………322.3.3.1上阀外筒设计………332.3.3.2花键外筒设计………352.4本章小结……………………37绪论1.1研究的目的和意义小井眼侧钻技术是采油过程中一个重要的组成部分,是对低渗透油、裂缝油藏、边际油成层和死油中的剩余油开采的十分有效的方法。但由于小井眼的环空间隙小,工具尺寸受限,再加上在钻完井中,由于工作人员的错误(如停泵时间过长、工具使用不当等)因素以及由于地质构造复杂(如井壁坍塌、裸眼中地层的塑性流动和挤压等)因素往往会发生钻井工具遇卡、断裂或落入井底的情况;这时需要人们对其进行井下打捞作业[1]。常见的卡钻类型[23有粘吸卡钻、坍塌卡钻、压差卡钻、砂桥卡钻、泥包卡钻、缩径卡钻、键槽卡钻、落物卡钻。而对于卡钻的处理方法也较多,如活动解卡、震击解卡、倒扣解卡、套铣解卡、浸泡解卡、磨蚀解卡、爆炸解卡等。具体解卡需根据卡钻的类型、原因、卡点深度等综合因素分析研究来选择适合的解卡方式,解除卡钻事故。随钻震击器是一种随着钻具一起钻井,当井下卡钻事故发生时,可随时让随钻震击器工作,对卡点产生强烈的冲击力,达到解卡目的。而随钻震击器主要使应用井深大多数在3000m以上而随着深井、超深井以及水平井、大位移井、多分支井、丛式井等复杂井况的增加,而且随钻震击器本身也是传递动力,运送泥浆的井下工具,因此在应用方面越来越广泛。本论文的研宄目的:通过对震击器的解卡原理和对震击器结构、工作原理进行分析和研宄,设计一套结构合理、性能优越的上下击一体全液压式随钻震击器。针对其内溢流单向阀密封性、花键轴向移动摩阻大等缺陷进行改进,提高震击器的可靠性,降低作业成本。本论文的研宄意义:由于近年来小井眼侧钻井下事故趋于复杂,处理难度增加,常规的震击器在现场运用达不到理想解卡效果,甚至造很严重的井下事故。本论文主要是针对国内小井眼的震击器没有专门方面的研宄设计,通过对液压随钻震击器结构及工作原理的分析和研究,优化液压震击器的内部结构设计,在提高震击器的震击力、结合震击性技术指标的基础上,达到对今后震击器的设计提供理论基础、提髙国内震击器的自主开发能力的目的。1.2国内外研究现状1.2.1震击器分类与特点震击器目前研宄有以下几种分类(图1-1):随钻震击器的工具和结构分为机械式、液压式和连续震击器;其共同特点为:(1)随钻震击器是连接到钻柱上,必须能够循环钻井液,故在其震击器中心须设置循环钻井液的通道。(2)随钻震击器在正常钻井过程中需要传递工作扭矩,花键心轴与花键外筒之间不能够有相对周向运动。(3)需要有储能机构,把钻柱由于拉伸或者压缩产生的弹性变形能蓄能。当其解锁释放,将弹性势能转换为动能。(4)要有高强度的密封机构,使震击器的内外液体不能相互泄漏,以保证震击器的工作性能。(5)要有震击偶,保证撞击体必须撞击到承击体上,产生震击力。(6)要有连接机构,震击器的上下接头需有螺纹与钻柱连接。1.2.2国内外研究现状从上世纪60年代就开始对钻井过程中卡钻问题的研宄。1962年Annis和Monaghan对压差卡钻问题进行了室内实验评价研宄[7],得出结果指出摩阻及泥饼质量对卡钻问题有重要的影响因素。Kingsborough、引入数学的分析方法采用多元统计的分析方法研宄卡钻事故,Biegler、Kuhn[9]进一步把多元统计方法引入卡钻事故的预测分析研究中。1.2.2.1国外研究现状早期对震击器是基于弹性波理论和动力学结合的方法得出震击力的计算公式,国外方面,在1979年由skeem[1C)]等人发表第一篇有意义的震击研究著作。建立震击解卡模型,基于一维波弹性理论得出震击过程中的冲击力以及预测冲击时间等。1987年由AskewW.E[II]运用有限元法模拟震击时在不同的井下钻具组合、不同井下深度工作情况,得到位移、速度、加速度以及冲击力的变化曲线。1990年由KyllingstadA[l2]等做了关于震击器性能测试的研宄,得出了运用过程中可能出现的问题。随着水平井、大位移井的发展,1994年挪威作者AarreStadTV[14]等基于一维波理论分析了震击作用钻柱上的载荷作用情况,对钻柱结构进行了改进,指出在较大摩阻(大位移井、水平井)计算时,采用传统的附加10%的钻柱重量方法会产生较大的误差。2009年,NewmanK.R[15]等根据真实井况建立钻柱模型,考虑摩擦阻尼将每根钻杆考虑成12自由度的杆单元模型,进行模拟震击解卡过程,得出钻杆卡点处的响应。国外震击器生产起步比国内早,目前国外主要来自Weatherford、Halliburton、Bowen、NationalOilwell、Bake等厂家的产品。Weatherford公司的随钻震击器威德福公司震击器(表1-1)主要是分体式随钻震击器,包括上击器和下击器,原理同样采用机械或者液压延时机构产生震击力,下击采用机械摩擦原理,谟击力在井口调节好再放入井中。(2)Halliburton公司的随钻震击器哈里伯顿公司的HMD(液压机械随钻如图1-2)震击器(参数见表1-2)连接在井下钻具组合上,作为钻柱的一部分,主要针对在卡钻情况下对钻柱进行解卡。HMD震击器是通过司钻上提或下放管柱产生弹性应力,当此弹性应力得到释放将产生较大的冲击力,可以在井下实现向上和向下两个方向。产生的冲击力可以为管柱上提力的3倍。上击力可以通过司钻上提力的来控制。下击力的大小决定于预先设定的机械卡瓦解锁力的大小。机械卡瓦在井下允许震击器在工作时处于受拉或受压力状态,并且可以按照客户的要求预先设定。图1-2哈里伯顿震击器结构1.2.2.2国内研究现状国内早期对震击器幵始研宄的是1982年大庆钻井研究所,随后华东研究所、华北石油管理局对震击器展幵了研宄,但都是关于震击器的操作使用说明及失效分析。1986年陈朝达等[16][17]对机械卡瓦式地面震击器的震击力作了研宄,将钻柱的振动简化为有阻尼的单自由度振动系统,得出震击力的大小。1991年夏元白等[18]运用钻柱的弹性变形的能量转换原理,建立震击器工作模型,求出震击过程中的延时计算公式及其心轴延时结束的最大速度以及刚度的计算方法。2002年张兆德[19_2()]等忽略接头浮力等影响,将钻柱考虑为弹性杆,将弹性波理论和动力学结合研宄,得出震击力的计算方法及其相关影响因素。2008年刘长艳[21]等在考虑钻柱的摩擦阻尼,钻井液阻尼及其自重和刚度的振动影响,建立模型,运用Rayleigh法得出震击力的计算公式。2013年罗能等[22]考虑阻尼摩擦等因素建立弹簧单自由度阻尼振动力学模型,推导出纵向加速的位移方程和速度方程,运用能量守恒定理和动量守恒得出震击力的计算方法。在震击器作业过程中,产生的震击动载荷必须大于粘卡力,才能起到解卡作用。在对影响震击器的震击动载荷的大小上,国内外一直认为:震击器离卡点越近,产生的震击动载荷越大;深井解卡比浅井好;增大震击器的下压力或者上提力,震击效果越好。国内华东石油教研室[23]早些年对震击器的工作原理做了介绍,对震击力做了说明。孙仁甫[24]分析上击器的工作原理,也推导出动载荷的计算公式。国内对震击器的结构式分析主要有:1991年高洪志[251对上击器的断口做了宏观、微观的结构分析,对其金相和化学成分分析得出震击器材料应该更加具有强度,满足冲击要求。2007年张宏英[26]设计出机械液压震击器,并给出液压式震击器的设计校核方法,描述了工作原理。2010年潘志勇[271对震击器的断裂接头进行检查,进一步运用材料力学和金相分析得出内螺纹比较薄弱,提出合理的设计方案。2013年范春英[28]对液压震击器的阻尼结构进行分析,得出改变液压延时机构的表面材料可有效改善震击器性能。闫光[29]对震击器心轴表面腐蚀原因及防护措施提出了研宄。2016年史红艳等[3()]对震击器的卡瓦在震击过程进行了有限元分析。张德荣等[31]通过理论公式与仿真得出震击器下端在纵向冲击下的应力分析。国内厂家首先通过参考国外先进的震击器产品,然后通过测绘、仿制的方式进行生产,逐步形成自己的产品,相比而言,与国外产品还有一定的差距。现国内主要生产震击器的厂家有北京石油机械厂、贵州高峰机械厂、牡丹江石油机械有限责任公司等厂家。(1)北京石油机械震击器(参数见表1-3)YJ-A型随钻震击器是集上、下击于一体的震击器,它利用液压和机械卡瓦延时原理,吸收两者延时机构的优点,且在钻柱中的位置相对比较自由,可以放置子受拉、中和点、受压等各种应力情况位置。该随钻震击器具有CNPC独立的知识产权,是北石厂创新产品。QJ-A型随钻震击器是集上、下击于一体的全机械式震击器,该工具结构特点在于释放力可以现场调解然后下井、定值准确、拆装方便。CS型超级上击器是国内先进的打捞震击器,与随钻上击器相比,该工具具有结构简单、性能稳定等诸多优点。(2)贵州高峰机械厂震击器(参数见表1-4)YJHM型机械/液压随钻震击器(图1-3)是JYQ型震击器的的改进型。上击釆用液压延时震击,可以实现吨位的无级调节,在内部的新型液压阀机构保证了上击性能更稳定可靠;下击采用机械卡瓦延时产生震击,此调节机构能实现下击吨位在井上手动调节,新型的卡瓦结构采用新型特殊材料,具有更高的力学性能和安全性,使下击性能更稳定,延迟了工具的使用寿命。主要用于打定向井、深井等。JZ型机械式随钻震击器(图1-4)是集上、下击于一体的全机械式震击器,震击力可在井上现场调节;震击器内腔不会产生高压,震击效果不受油质变化的影响,密封效果也会更好,使用寿命得到延长;在震击器上配特殊的挠性接头能有效地降低震击器自身的弯曲应力;主要用于打直井、深井、复杂井和定向井。QYII型全液压随钻震击器(图1-5)是集上、下击于一体的工具,延时机构均为液压式,能实现上击和下击力的无级调节。液压延时储能机构稳定性好。延时时间一般为范围:30s240s。工具的使用温度范围:-40°C180°C。工具采用了新型特殊材料,具有更高的性能和安全性。普遍用于钻井、取芯、修井、打捞等。总结原理大致如下:机械式上击器的原理:利用上部钻具的弹性能进行上击,利用卡瓦(图1-6)作为锁紧机构,在心轴脱落卡瓦之后,上部钻具迅速回缩,使心轴台阶撞击外筒台阶,传递给卡点,产生震击力。液压式震击器(图1-7)的原理:利用液压锁紧机构产生延时效果,在钻柱由于拉伸或者压缩时产生弹性变形,当延时行程结束,锁紧机构突然释放,钻柱的弹性变形能得到释放，带动震击偶发生碰撞,传递给卡点产生震击力。连续震击器[32](图1-8)的原理:利用钻井液在井筒内憋压从而使连续震击器内的弹簧压缩储蓄能量,但达到一定压力后,压力突然释放,弹簧突然回缩产生碰撞,传递卡点,产生震击力。第2章液压式随钻震击器设计在石油钻井过程中,由于地层疏松等地质构造问题或者由于人为的技术处理不当等原因常常发生卡钻和落鱼事故。卡钻对钻井作业影响很大,如果处理不当,不仅消耗时间长,损失钻井进尺,而且可能使事故恶化,甚至造成油气井报废。震击器是用于解决卡钻事故有效的井下作业工具,给卡点处强有力的震击力,使卡点松动,从而解决卡钻问题。由于其处理卡钻效率较高,所以在油田得到广泛使用,对其结构原理设计具有重要意义。2.1液压式随钻震击器的总体结构本论文所设计的单缸双作用液压式随钻震击器(图2-1)是在一个液压缸内完成液压延时的,能根据工况的需要随时调节震击力的大小和震击方向。该液压式震击器包括外筒总成和心轴总成;外筒总成包括花键外筒、震击外筒、上阀外筒、液压外筒、下阀外筒和下连接头;心轴总成包括花键心轴、中间心轴、下心轴和锁紧螺帽;在花键外筒和上阀外筒分别设有油堵总成I与II;在花键心轴和花键外筒间设有密封装置I,且在键槽的传力接触面上设有钢珠和钢珠支撑块;在中间心轴两侧分别设有上、下震击垫。在液压外筒与下心轴之间设置有上、下锥阀总成各一个,两个锥阀总成单向阀安装方向相反;上、下锥阀总成包括0型密封圈D、上、下锥阀、弹簧;上、下锥阀总成的锥面分别与上阀外筒、下阀外筒的锥面紧密结合;在上、下锥阀上均设有溢流孔和泄油槽。在传统的震击器扭矩传递机构采用的是花键或者柱销结构,但在心轴在受到拉扭组合力时轴向滑动上会出现较大的摩擦阻力,使工具心轴不能相对于外筒产生滑动而导致工具失效,为了避免这些问题,本震击器内部的带滚动体的花键结构(图2-2)可实现在拉扭或压扭工况下的轴向低摩阻滑动。同时较以往的阀体结构做了相应的改进,带预密封的锥阀总成(图2-3)可实现径向定位、降低阀体磨损、增强延时效果、提高震击力。同时本震击器采用单缸液压腔,便于装配和对其液压腔内的零件同时进行维修工作。本文设计外径为89mm的液压式随钻震击器设计按照震击器行业标准《SY-T5496-2010震击器及加速器》[33]中的要求设计,基本参数如表2-1所示。表2-1液压式随钻震击器基本参数外径内径总行程上击释放力下击释放力接头螺纹许用工作拉力许用工作扭矩121mm51mm178-305mm360KN190KNNC261400KN13KN.m2.2液压式随钻震击器的工作原理该单缸双作用液压式随钻震击器[34]的工作原理如下:正常钻进时,花键心轴(1)将其钻机施加到钻具的扭矩通过钢珠(19)和钢珠支撑块(20)传递给花键外筒(2),然后通过震击外筒(6)、上阀外筒(10)、液压外筒(15)、下阀外筒(16)及其下连接头(18),进而传递给下连接头(18)相连接的钻具。当井下发生卡钻事故时,本震击器采用液压油泄漏阻尼原理,具体阐述产生震击力的工作原理如下:上击时,需向上提拉钻柱,下心轴(12)的台阶向上运动与上锥阀总成(14-1)内孔接触,此时下心轴(12)的台阶与上锥阀总成(14-1)内孔为具有密封特性的间隙配合,能产生上锥阀总成(14-1)外锥面与上阀外筒(10)的内锥面结合的压力,也能阻止液压油从下心轴(12)上泄露,此时液压油只能从上锥阀(30-1)的溢流孔(32)通过,使液压外筒(15)和下阀外筒(16)内部形成高压腔,产生的压力进而更加使上锥阀(30-1)的锥面紧紧压在上阀外筒(10)的内锥面上,密封效果更好,当高压腔形成后完成钻柱的储能;同时下密封装置II(11-2)由于下腔空间变大,在心轴内部液压的压力下向上运动,避免下腔为抽拉真空现象;当下心轴(12)的台阶缓慢通过上锥阀(30-1)的内孔时,高压腔突然泄压,释放钻柱的储能,钻柱瞬间回缩,通过心轴总成带动上震击垫(7)碰撞花键外筒(2)的台阶,完成上击。复位时,将钻柱缓慢向下放,当下心轴(12)的台阶通过上锥阀总成(14-1)的内孔时,钻柱带动上锥阀(30-1)压缩弹簧(31),液压油通过上锥阀(30-1)的锥面和上阀外筒(10)的内锥面的间隙,再通过上锥阀(30-1)的外部孔和上锥阀(30-1)下部的泄油槽(33),使下放钻柱不产生阻力,当下心轴(12)的台阶通过上锥阀总成(14-1)时,完成复位。下击时,需向下压缩钻柱,下心轴(12)的台阶向上运动与下锥阀总成(14-2)内孔接触,此时下心轴(12)的台阶与下锥阀总成(14-2)内孔为具有密封特性的间隙配合,能产生下锥阀总成(14-2)外锥面与下阀外筒(16)的内锥面结合的压力,也能阻止液压油从下心轴(12)上泄露,此时液压油只能下锥阀(30-2)的溢流孔(32)通过,使液压外筒(15)和上阀外筒(10)内部形成高压腔,产生的压力进而更加使下锥阀(30-2)的锥面紧紧压在下阀外筒(16)的内锥面上,密封效果更好,当高压腔形成后完成钻柱的储能;同时上密封装置II(11-1)由于下腔空间变大,在心轴内部液压的压力下向上运动,避免下腔为抽拉真空现象;当下心轴(12)的台阶缓慢通过下锥阀(30-2)的内孔时,高压腔突然泄压,释放钻柱的储能,钻柱瞬间伸长,通过心轴总成带动下震击垫(9)碰撞震击外筒(6)的台阶,完成下击。然后继续复位,然后可以产生向上或者向下的震击力。2.3液压式随钻震击器结构设计对于液压式随钻震击器进行设计时,应对其进行整体规划,按照相关的设计要求进行设计,对于其重要部位如延时机构、行程等因素应先考虑,这些对于后面的零件设计具有指导性意义。2.3.1总体方案设计2.3.1.1材料的选取液压式随钻震击器在井下有正常钻进和卡钻时的上提、下压等工况,由于产生的震击力对于其本身来说会有较大的冲击载荷,所以对于本身的材料选取具有较为严格的要求,必须具备较高的抗拉抗扭强度,不然会导致工具失效,带来更加严重的后果。本次所设计的液压式随钻震击器按照震击器的行业标准《SY-T5496-2010震击器及加速器》[33]中的要求进行设计,外径为121mm,具体材料要求可以参照表2-2。为了满足对标准的材料性能要求,选取了石油钻具合金钢38CrMoAl[35]作为外筒、心轴的材料;因为此材料具有较高的强度和耐冲击性,且具有较好的耐腐蚀性。钻具合金钢38CrMoAl材料参数如表2-3,能满足上述表2-2对于震击器材料的要求。对于阀体的选择,首先要求具有较好的耐磨性,因为心轴和阀体内孔是密封特性的间隙配合,在工作状态下是连续性滑动;其次要求具有较高的强度,因为在憋压期间需承受较大的压力。考虑其经济性和工程上常用的材料,选取了铝青铜QA110-4-4[36]作为阀体的材料,具体材料性能参数如表2-4。2.3.1.2壁厚设计按照行业标准《SY-T5496-2010震击器及加速器》的要求,外径为121mm的震击器对应的水眼直径为51mm,外径即为震击器外筒总成的外径121mm,内径即为心轴总成的内径大小为51mm。本节需对外筒总成的内径和心轴总成的外径确定其尺寸大小,以满足其强度要求。(1)外筒总成壁厚设计震击器外筒在实际工况下会有第2.2节工作原理中叙述的几种工况,其中外筒总成在需要震击时的许用拉力作用下承受的轴向拉应力最大,而在正常的钻进过程中的轴向载荷相对于扭矩载荷来说可以忽略不计,所以本次考虑主要是许用拉力下的轴向载荷和正常钻进下的扭矩载荷对于外筒总成的壁厚进行设计,使能满足其强度要求。1)许用工作拉力在许用工作拉力作用下,外筒总成受到拉力的作用,按照材料力学的理论对其进行设计。式中—外筒总成的轴向应力,MPaF—轴向载荷,以许用工作拉力F=[F]=1400KN;Dw—外筒总成的外径,mm;dw一外筒总成的内径,mm;—许用工作拉应力,对于38CrMoAl取安全系数1.5,=653.3MPa。已知外筒总成的外径为121mm,则代入式(2-1),可得出内径需满足:(2-2)2)许用工作扭矩外筒总成受到来自转盘传递的扭矩,然后传递于井下,在正常钻进时承受的扭矩最大,按照材料力学的理论对其扭矩强度校核,得出外筒总成的最小壁厚。式中一扭转切应力,MPa;T—外筒所受的许用扭矩,T=[T]=13KN·m;则其外筒内径应满足(2-4)综上,要使壁厚既能满足许用工作拉力时dw≤109mm,又要能满足许用工作扭矩的强度要求时dw≤119.9mm,需取dw≤109mm,所以外筒总成的外径为121mm;内径dw≤109mm。（2）心轴总成壁厚设计心轴总成在上提下放时所受载荷最大,由于上击所受释放力是下击释放力的两倍,这里统一以上击释放力作为最大载荷计算,至于其中的花键心轴受力复杂,待具体设计时进行研宄。按照材料力学的计算公式进行校核,对其壁厚进行设计:F—轴向载荷,以上击释放力最大,F=Fs=360KN;Dx—心轴总成的外径,mm;Dx—心轴总成的内径,mm;心轴总成的内径为51mm,代入式2-5可得以上是以材料力学的拉压强度校核得出心轴总成的最小外径Dx=57.5mm,心轴总成内径为固定值51mm。2.3.1.3延时机构设计延时机构的设计对于水平井、大位移井是一个比较重要的参数,受到摩阻、提拉速度以及大小的限制,延时机构对于震击力的大小产生很大的影响,所以提高其延时性能对于震击器的功效来说是至关重要。(1)阀体总成设计阀体总成本身相当于一个限流机构,能使高压油缓慢的通过其内部的溢流孔,使震击器心轴总成锁紧,上部钻杆在拉、压力的作用下使其伸长或者压缩产生弹性势能,达到储能目的。由第2.3.1.2节对于外筒总成和心轴总成的内外径进行了大致的计算,先设计心轴总成在和阀体内孔配合憋压段的外径为72mm,外筒总成和阀体总成轴向定位段的内径为92mm。所以先设计阀体的大致结构设计外径Df为92mm,内径df为72mm,上阀体长度Lf为40mm,溢流孔大小d1为1.5mm,锥面角为60°,弹簧支撑处长度为10mm。（2）憋压强度计算阀体在憋压情况下受力图如图2-5所示,一端受到高压液压油的压强P作用,另一端与外筒总成的内径锥面贴合受到力的作用,使整个阀体总成处于平衡状态。对其憋压强度进行计算:式中P—憋压强度,MPa;F—释放力,上击释放力大小为360KN;下击释放力大小为190KN;A—有效憋压作用面积,，D为外筒总成的最大内径,D=100mm;d—心轴总成的最小外径，d=68mm。计算可得出上击、下压的憋压强度:PS=Fs/A=85.26Mpapx=FX/A=45Mpa式中Ps—上击憋压强度,MPa;Px—下击憋压强度,MPa。由于外筒总成和阀体总成以及心轴总成组成的腔需承受瞬时高压腔,有必要对其缸体内爆破压力进行校核,爆破压力一般在压力容器内产生的压力能使容器破裂的值,在工程问题上一般采用的福贝尔经验公式进行计算,其具体计算公式如下:式中Pb—爆破压力,MPa;σs—材料的屈服强度,MPa;对于38CrMoAl,σs=835MPa;σb—材料的拉伸强度,MPa;对于38CrMoAl,σb=980MPa;K—内外径比,Kw=1.21;Kx=1.33;代入数据可得:外筒总成的爆破压力:Pwb=210.99Mpa;心轴总成的爆破压力:Pxb=315.65Mpa。由于Ps<Pwb,Px<Pxb,故此高压腔设计满足要求。另外需对其缸体内的压力强度校核,由于上击压力比较大,故以此值进行计算,其强度校核公式如下:式中σt一腔内外筒总成内壁和心轴总成外壁所受的应力,MPa;P—腔内的最大压力,MPa;P=Ps=85.26MPa;[σ]_许用应力,MPa;对于38CrMoAl,[σ]=653.3MPa。计算得出外筒总成内壁所受应力:σwt=452.68Mpa<[σ]计算得出心轴总成内壁所受应力:σxt=307.03Mpa<[σ]故此液压高压腔满足其承压强度要求。(3)憋压流量大小阀体中溢流小孔在憋压阶段通过的液压流量大小可以根据流体力学[37_38]公式计算,经过小孔的流量q:式中q一小孔流量大小,mm3/s;l—小孔长度,mm;d—小孔直径,mm;v—油液的运动粘度,mm2/s;本次采用抗磨型矿物液压油,其型号为L-HM32矿物油型液压油,当温度位于30°-150°时,不同的温度下运动粘度n为指数,当t=60时,n=1.97;得出V60=14.396mm2/s。∆P—阀体上下的压差,MPa;上击压差Ps=85.26MPa,下击压差Px=45MPa。代入数据可得出:上阀体憋压时溢流孔的流量:qs=8176.47mm3/s下阀体憋压时溢流孔的流量:qx=4315.52mm3/s2.3.1.4总行程设计(1)心轴憋压长度设计图2-6所示为在上提心轴总成时的下心轴台阶进入憋压区到离开时的示意图,从图中可以看出憋压行程的长度等于阀体的长度加上台阶的长度。根据设计标准可知延时时间需大于30s,故结合流量和阀体的长度,可以计算出台阶的长度。在延时过程中,从阀体溢流孔中通过的流量可以用下式计算得出:式中g—通过溢流孔的流量,mm3/s;F—通过溢流孔的体积,mm3;t一延时时间,s;D一外筒总成外径,mm;D=108mm;d一心轴内径,mm;d=66mm;Lt一下心轴台阶长度,mm;l一溢流孔长度,l=40mm。已知延时时间大于30s,故可得出将其上阀通过溢流孔的流量代入可得出Lt≥50.1mm,故取Lt=60mm能满足要求。(2)总行程的确定震击器心轴在憋压段的行程加上震击冲程等于震击器的单向行程,在此设计向震击冲程Lsc=80mm,Lxc=80mm,则上击行程为:L上=Lsc+Lt+l=180mm下击行程:L下=Lxc+Lt+l=180mm在震击器作业时需满足两腔不能同时憋压,已从工作原理上得以解决,则震击器的总行程L总:L总=L上+L下=360mm2.3.2心轴总成设计心轴总成包括花键心轴、中间心轴、下心轴和锁紧螺帽;其中花键心轴能将上端钻杆传递的扭矩传递给花键外筒,也能将其拉压力传递给下面的中间心轴,其上设有上震击垫;中间心轴设有下震击垫,其延长心轴的作用,设计较为简单;下心轴参与上下憋压工作,承受上、下释放力;锁紧螺帽连接在下心轴上,也参与憋压过程,设计较简单,这里不作详细叙述。2.3.2.1花键心轴设计花键心轴在震击器中为动力输入端,其上端通过标准的螺纹连接钻铤,下端通过螺纹连接中间心轴,传递来自上部钻杆的轴向载荷。震击作业时外筒花键需在其表面进行滑动,故需设置滑动路程,且上震击垫也设置在花键心轴上,应预留其长度,在对其滑动花键设计时应考虑其花键长度和宽度,满足其强度要求。花键心轴结构图如图2-7所示,下面对其具体的尺寸大小作进一步设计。(1)各尺寸的确立①花键心轴的外径D1和水眼直径D2,台阶长度L;根据震击器设计的标准可知,标称外径为121mm,水眼直径为51mm,接头螺纹为NC26,故外径D1=121mm,D2=51mm,D1内的螺纹长度为92.8mm,设置L1=110mm。②L2、L3、L4、L6长度及其D3、D4、D6、α的确定;因为震击器的行程长度L总=360mm,故设置滑动长度L2=390mm;花键长度L3大于震击行程长度和花键实际传力段长度的和,故设置L3=540mm,L4的长度为上震击垫长度,故设计长度L4=10mm,花键心轴的宽度需考虑扭矩的大小,设置L6=10mm,D4为花键的直径,考虑其式(2-3)及其式(2-5),将其设置为D4=80mm,D3为滑动外径,需比D4大,将其设置为D3=90mm,其α=12°,D6为花键内部滚珠的大小,考虑其宽度的大小,将其设置为D6=6mm。③L5及其D5的确定震击器对于螺纹有较高的要求,需考虑其强度,抗腐等要求,还需满足抗震击的要求。本次对于花键心轴下端螺纹设计选用梯形螺纹Tr70X3。④总长L=L1+L2+L3+L4+L5=1060mm,其尺寸如表2-5所示。表2-5花键心轴尺寸表轴向尺寸L1L2L3L4L5L6总长L1103905251040101075径向尺寸D1D2D3D4D5D6角度α12151908070612°（2）螺纹强度校核花键心轴下端采用的梯形螺纹Tr70X4能实现工作状态下的轴向力的传递,以许用工作拉力最大,直螺纹连接需对其螺纹副的抗挤压、抗剪切、抗弯曲等强度校核。螺纹副抗挤压强度校核根据抗挤压强度公式:式中σp一抗挤压强度,MPa;F—轴向载荷,N;F=[F]=1400KN;d2一螺纹中经,mm;d2=68mm;h一螺纹高度,mm;h=2mm;z—结合齿圈数,z=16;[σp]—许用抗挤压强度,MPa;取[σp]=[σ]=653.3MPa。代入数据得:σp=204.79Mpa<[σ]故此螺纹副满足抗挤压强度要求。2)螺纹副抗剪切强度校核螺纹抗剪切强度校核公式:式中τ一剪切力,MPa;d1一螺纹小径,mm;d1=65.5mm;b—螺纹牙低宽度,mm;b=0.634Xp=2.54mm;[τ]一材料许用剪切应力,[τ]=278.3MPa。代入数据得:τ=167.41Mpa<[τ]故螺纹副满足抗剪切强度。3)螺纹副抗弯曲强度校核螺纹抗弯曲强度校核公式:式中σb—弯曲应力,MPa;[σb]—许用弯曲应力,Mpa;[σb]=1.2[σ]=783.96MPa。代入数据得:σb=395.46Mpa<[σb]故螺纹副满足抗弯曲强度。(3)压杆稳定校核由于花键心轴是该机构中最长的零件,其总长为1075mm,在受到来自井上的压缩力时可能发生压杆失稳等问题,有必要对其校核,其中花键心轴在外筒总成中滑动,在延时阶段下端基本上相当于固定,故将其简化为一端狡支,一端固定的细长压杆模型,其校核公式为式中E—弹性模量;I—截面惯性矩,mm4;I—长度,mm;带入心轴的尺寸数据得:Fcr=596KN,在下击延时释放的最大力为90KN,小于临界压力值,故不会发生失稳问题。2.3.2.2中间心轴设计中间心轴在作用过程中起过渡传递轴向力作用,不承受扭矩的作用,在其外台阶处需设置下震击垫,上端通过螺纹Tr70X4与花键心轴相连,下端与下心轴通过螺纹相连,其结构示意图如图2-8所示,具体尺寸大小作进一步设计。(1)各尺寸的确定①D1、D2、D3、L1、L3的确定D1为外径,需小于震击外筒的内径,取D1=98mm;D2为螺纹扩孔外径,取D2=70mm;D3为水眼直径,取D3=51mm;L3为螺纹扩孔长度,需大于螺纹长度,取L3=80mm;L1为外台阶长度,需大于L3,取L1=100mm。②L4、D4、D5、L2的确定L4、D4为中间心轴与下心轴的螺纹扩孔大小与长度,采用Tr65X4。取L4=72mm,D4=68mm,D5为震击垫的内径,取D5=80mm,L2为中间心轴的总长,考虑上下的总行程,取L2=630mm。所以得出中间心轴的尺寸表如表2-6所示:表2-6中间心轴尺寸表（mm）轴向尺寸L1L2L3L41006308072径向尺寸D1D2D3D4D59870516880（2）螺纹强度校核中间心轴下端采用的梯形螺纹Tr65X4能实现工作状态下的轴向力的传递,以许用工作拉力最大,螺纹连接需对其螺纹副的抗挤压、抗剪切、抗弯曲等强度校核。(1)螺纹副抗挤压强度校核根据式(2-13),代入数据得:σp=235.79Mpa<[σ]故此螺纹副满足抗挤压强度要求。(2)螺纹副抗剪切强度校核螺纹抗剪切强度校核公式如式(2-14),代入数据得:τ=193.33Mpa<[τ]故螺纹副满足抗剪切强度。(3)螺纹副抗弯曲强度校核螺纹抗弯曲强度校核公式如式(2-15),代入数据得σb=456.68Mpa<[σb]故螺纹副满足抗弯曲强度。2.3.2.3下心轴设计下心轴上端与中间心轴通过螺纹Tr65X4相连,下端连接锁紧螺帽,中间锥面和阀体形成间隙配合,采用的是对称结构,其结构示意图如图2-9所示,具体尺寸设计如下:(1)各尺寸的确定D1`为心轴外径,通过螺纹与中间心轴连接,采用的是Tr65X4,故取D1=70mm,D2为水眼直径,D2=51mm,D3为台阶直径,与阀体内径相配合,故D3=72mm,L1为螺纹长度,取L1=60mm,L2为台阶长度,通过式(2-12)计算得出取L2=60mm,锥面角度β=150°,L3为下心轴的总长,考虑上下行程等因素,取L3=780mm。其尺寸表如表2-7所示。表2-7下心轴尺寸表(mm)轴向尺寸L1L2L36060780径向尺寸D1D2D37051722.3.3外筒总成设计外筒总成包括花键外筒、震击外筒、上阀外筒、液压外筒、下阀外筒和连接头。其中花键外筒传递来自花键心轴的扭矩;震击外筒内设置震击垫;上阀外筒和液压外筒组成的腔完成下击时的憋压;下阀外筒和液压外筒组成的腔完成上击时的憋压,其中震击外筒、液压外筒、下阀外筒和下连接头都与上阀外筒设计类似,故不作过多介绍,外筒总成先从上阀外筒开始设计。2.3.3.1上阀外筒设计上阀外筒上连接震击外筒、下连接液压外筒,在其内部与阀体相