关 键 词：

水平 管道 拖动 结构设计 17 CAD

资源描述：

水平井管道拖动器的结构设计含17张CAD图,水平,管道,拖动,结构设计,17,CAD

内容简介：

摘 要基于对水平井检测的目的，针对高温高压、空间狭小的恶劣工作环境，较重的工作负载和较长的工作距离，以及严格的可靠性要求，设计了一种管道拖动器，以提高水平井的测井效率，降低水平井的测井成本。首先，论文对管道机器人移动载体方案进行分析比较后，提出了一种适合于本课题的合理方案，并以此方案为基础，对拖动器的结构进行了设计，并应用 UG软件对拖动器的一些部件进行三维设计，更清楚的表达的零件的实体模型。其次，论文对拖动器的传动机构进行了分析，对其结构进行了详细的设计和计算，并对机构的强度进行了校核，对行走速度进行了验算。再次，论文对拖动器的推靠机构工作过程进行了分析，对其结构进行了详细的设计,对推进力进行了计算。最后，论文对本课题所设计的管道拖动器的未来价值进行了预测。关键词: 管道拖动器; 水平井; 测井 AbstractBased on the purpose of measuring the horizontal well, the thesis designs a pipeline driver, considering its narrow, high temperature and high pressure working environment, heavy load, long distance and strict security. So we can improve the efficiency and reduce the cost of measuring the horizontal pipelines.Firstly, the thesis compares some schemes of motion mechanism of the pipeline robot, and chooses the best one for the task. Based on this one, it designs the pipeline driver.Secondly, the thesis analyses the function of the transmission mechanism, makes a detailed design for it. And it also analyses the intensity of the transmission mechanisms and checks the speed of the pipeline driver.Thirdly, the thesis analyses the working process of the pushing and pulling mechanism and makes a detailed design for it. And it also calculates the force of the pipeline driver.Finally, the thesis forecasts the pipeline drivers value in future.Key words: Pipeline driver; horizontal well; logging I目 录第第 1 章章 绪论绪论 .11.1 课题背景 .11.2 水平井测井技术的发展概况 .11.3 管道机器人技术的发展概况 .21.4 课题研究的意义 .51.5 本论文主要研究内容 .6第第 2 章章管道拖动器的总体结构设计管道拖动器的总体结构设计 .72.1 拖动器的工作环境 .72.2 拖动器移动载体的比较分析 .82.3 拖动器总体设计思想 .102.4 拖动器传动机构的设计 .102.5 拖动器推靠机构的设计 .112.6 电机的选择 .122.7 本章小结 .12第第 3 章章管道拖动器传动机构的设计管道拖动器传动机构的设计 .133.1 传动机构总体思想.133.2 电机的选择.133.3 蜗轮、蜗杆的设计 .153.4 传动齿轮的设计 .183.5 传动比的验算 .193.6 本章小结 .20第第 4 章章管道拖动器推靠机构的设计管道拖动器推靠机构的设计 .214.1 推靠机构的设计思想 .21 II4.2 推杆的结构 .224.3 推靠力的计算 .254.4 推靠弹簧的设计计算 .284.5 本章小结 .32结结 论论 .33参考文献参考文献 .34致致 谢谢 .35 1第 1 章 绪论1.1课题背景本课题源自与大庆市测井公司第二分公司联合开发的实际课题。水平井技术是 20 世纪最重要的钻井技术之一，能提高石油勘探开发效果、石油产量和油藏采取率。 1 在常规的石油钻采技术中，通常采用的都是竖直井。随着国家对石油需求量的不断增加，出现了一种新的钻井技术水平井。与竖直井相比，常规的一口竖直油井只能开采一个油层。由于水平井在水平方向的延伸，一口水平井可以开采多个油层，而且水平井的长度越长，可开采油层的数量也就越多。而且水平井还可以实现向四周的辐射，这样可以极大地减少井场数量，便于操作和管理，降低地面管理的费用。近几年来，水平井组钻井技术作单井产量的有效手段之一，已经在全世界得到了越来越广泛的应用。尤其是随着油价的上涨，各采油公司更是看准了水平井的2投资高回收率。目前，我国的水平井开发数量较以前也有了大幅度的增长。例如，在大庆，经过几十年的连续开采，大庆的浅层油储已近枯竭，目前主要是对深层油储的开采。在新疆，虽然已探明有丰富的石油储量，但油层的深度很深。对于这些深层油储的开采，为降低开采成本，基本上都是采用水平井开采。水平井的出现，对测井技术提出了新的挑战。测井过程中,仪器必须克服与井壁间的摩擦力、电缆上提力、钻井液浮力、钻井液对仪器及电缆的粘力等多种阻力,才能到达井底。在常规的竖直井中，仪器是凭借自身重力克服这些阻力的。随着井的斜角的增大,仪器凭借自身重力下到井底的可能性越来越小。当井斜角大于 65时,仪器重力小于等于各阻力之和,井下仪器在井中静止不动。因此，如何将测井仪器3送入水平钻穿的地层成为水平井测井的首要问题。1.2 水平井测井技术的发展概况目前针对水平井测井主要开发了两种技术，钻杆和柔性传输。1.2.1 钻杆或柔性管传输方法测井仪器由钻杆推入井中，或者随柔性管下入井中，并通过预先插入柔性管内的电缆与地面连接，由柔性管上提或下放带动仪器完成测井。该方法的优点是压力大的井可以用最少的地面设备进行测井，可以在大、中、小曲率半径的井中测井， 2同时具有输送力大、成功率高和可以通过油管作业的优点；其缺点是速度慢、深度控制误差大，组合的仪器不能过重。1.2.2 井下拖动器输送工艺该方法是近几年开发的新技术，采用常规测井井口装置，在测井仪器后端连接井下拖动器，拖动器与测井电缆连接，垂直井段靠仪器重量自然下放，进入倾斜段仪器停止后，通过测井电缆供电并控制拖动器开始工作，由拖动器提供动力将仪器推送到目的段，然后通过地面控制断开拖动器电源，为仪器供电，靠测井电缆上提仪器进行测井。该方法的优点是施工简便、节省工时、深度控制准确；缺点是输送力较小、对井筒技术条件要求较高（套管内径规则、井筒内无杂物） 、施工风险大；根据设计思路的不同，有的拖动器工作时需要电缆供电而只能上测和点测，由于该型拖动器是采用马达等机械结构来推动仪器，当井底存在沉沙或缝、洞（裸眼完井）时，会使牵引器推送仪器失败。41.3 管道机器人技术的发展概况机器人是一种可沿管道内部（或外部）自动行走并能够携带一种或多种传感器件或操作机械（如操作手,喷枪,焊枪,刷子等） ，在操作人员的遥控操作或计算机自动控制下，能够进行一系列管道工程作业的机、电、仪一体化的系统。对于那些5内径小、距离长、工作环境恶劣的复杂管网，管道机器人更是完成各项复杂任务的首选技术管道。对于管道机器人的研究，起源于英美等国对管道检测技术方面的研究。在 20 世纪七十年代，随着核工业管道、煤气管道、罐状容器维护和维修的需要，管道机器人技术得到了快速的发展。同时,计算机、传感器、现代控制理论和技术的发展，为管道机器人的研究和应用提供了技术保证。到了 20 世纪八十年代，美国气体研究6院实施了一项名为 Mouse 的用于地下天然气管道泄漏检测的机器人系统全面技术的调查，并在此基础上研制出了第一台样机。7井下拖动器是一种功能比较简单的管道机器人，它的主要功能是拖动（或推动）仪器在管道内移动。管道机器人在管内的移动是靠移动载体的行走机构来实现的。工程中常用的行走机构有轮式、履带式以及蠕动式三类。81.3.1 轮式机器人轮式管道机器人的行走轮可按空间或平面配制，一般取 46 轮,其驱动方式有独轮驱动和多轮驱动。四川农业大学马荣朝等对行星齿轮驱动的微型机器人移动机构进行研究后提出，在机构中部安装柔性连接，在机器人前后端，由行星齿轮传动机构和车轮组列构成行星车轮移动机构。移动机构前部两组车轮组对称安装，后部 3三组车轮组沿圆周方向均匀分布。机器人的动力由微型电机提供，经行星齿轮减速机构和行星车轮机构传递给车轮，车轮与管壁间产生驱动力，驱动机器人在管道内移动，如图 1-1 所示。传动链：微型电机行星齿轮减速机构蜗轮蜗杆机构行星车轮机构车轮。9图 1-1 小口径管道机器人整体结构图 1-1 轮式管道机器人示意图1.3.2 蠕动式机器人太原理工大学机器人研究室的李孟春等人对电磁驱动小型管道机器人在原理和结构上进行的研究。他们提出，电磁驱动小型管内机器人在结构上分为前后两节,中间使用弹簧联结,在前后两节上均装有支腿,分别固定在管道机器人驱动器的外套筒上。机器人的运动由电磁力驱动，其运动机理如图 1-2 所示。图 1-2 蠕动式机器人运动原理图1.微型摄像头 2.摄像头摇摆电机 3.微型电机 4.柔性连接 5.车轮行走机构 6.车轮伸缩机构 7.行星齿轮减速机构状态 1状态 2状态 3 4在初始状态时，弹簧处于自由状态，前部与后部之间没有吸引力，线圈通电后，在电磁吸力的作用下，机器人前部和后部相互吸引，而前部的支腿处于自锁状态，将前部锁在原位不动，后部支腿的摩擦力很小，就向前运动。电磁铁铁心由电工纯铁制作，属软磁材料，磁导率高，矫顽力低，在较低的外磁场作用下，就能产生较高的磁场强度，并且随外磁场的增大迅速趋于饱和；当去掉外磁场后,磁性基本消失。因此，断开线圈电流时，电磁吸力在极短时间内消失，前部与后部之间的作用力只有弹簧力。后部在弹簧力作用下处于自锁状态，不能后退，而前部在弹簧力的作用下,向前移动一段距离。此时情况与初始状态完全相同。这样不断循，机器人便可实现在管内爬行。只要对线圈的通断电时间加以控制，即可方便地控制机器人的运动。上海交通大学颜国正等人研制的微小型管道机器人由四节电磁驱动单元件组成,其10驱动机理模拟生物体的蠕动爬行动作，如图 1-3 所示。图 1-3 微小型机器人移动机理示意图各驱动单元件间采用球铰连接，以增加其机动灵活性。设原始态为状态 0，分别在驱动单元件 1、2 和 3 的线圈中通以如图 1-3(b)所示的控制信号。在 t1时刻,CH1为正、CH2保持为负、CH3回复到 0。此时，驱动单元件 1 收缩，带动单元件 0往右运动，而驱动单元件 2 和 3 位置则相对保持不动，处于状态 1。在 t2时刻，CH1变到 0、CH2由负变为正、CH3保持为 0。这时,驱动单元件 2 收缩,由于驱动单元件 1 的线圈中此时无控制电流，线圈与壳体间不存在相互作用力，故驱动单元件2 很容易带动驱动单元件 1 的壳体向右移动,成为状态 2。在 t3时刻，CH1保持为0，CH2变为负而将驱动单元件 2 的外壳往右推出(状态 3)。CH3变为负将驱动单元件 3 的壳体向右边推(状态 4)。从 t1t4时刻,微小型管道机器人通过运动的传递实现了向右运动一个步距,重复上述过程，机器人将移动任意要求的行程。改变CH1、CH2、CH3三路驱动控制信号的时序和频率,即能改变机器人的驱动方向和实现不同的驱动速度,达到作业要求。图 1(b)为理想驱动信号波形,而在实际操作中,介面的摩擦力、粘附力大小及不均匀分布均将影响到机器人的驱动特性。为此，在驱动源设计时,必须考虑在保持驱动信号相对时序不变的前提下，驱动源驱动信号的幅值及相对零点位置的调节功能，状态 0状态 1状态 2状态 3状态 4CH1CH2CH3 5从而使整个微小型机器人在介面上的运行达到最佳状态。11从蠕动式机器人的移动机理上我们可以看出，蠕动式机器人的牵引力较小，前进速度较慢，但同时，蠕动式机器人的外形尺寸也比较小，可以应用于直径较小的管道。1.3.3 履带式机器人履带式管道机器人是仿造履带式车辆原理制作的一种管道机器人。由于其具有牵引力大，越障能力强等特点，日益被工程界所重视。它的运动机构如图 1-4 所示。图 1-4 履带式管道机器人的运动机构简图该机器人两侧履带分别由一个带有齿轮减速箱的直流伺服电机驱动。机器人上部装有检测 CCD 图象传感器，由另一个直流伺服电机控制 CCD 图象传感器作俯仰运动，以扩大检测范围。为检测机器人在管内运行时的运动姿态，机器人上装有角度传感器。通过控制机器人两侧驱动履带的电机的速度，机器人可以实现前进、后退、按一定曲率半径回转及原地转向等动作，可在直管和大曲率半径弯管内平稳运动。 121.4 课题研究的意义管道拖动器的设计，可以实现拖动器在水平井管内推动测量仪器前进并达到预定的深度，提高水平井或大斜度井管内测井的工艺水平，提高测井效率，降低测井成本。传感器支架卤素灯CCD 6在常规的水平井测井过程中，采用钻杆推进方式时，需要钻井队与测井队联合工作，而且由于钻杆的使用，地面设施还需要井架。而且，钻杆很容易绞断电缆。采用管道拖动器技术之后，测井任务只需要测井队即可完成，而且也无需井架等地面设施，只需要吊车将拖动器放入管道即可。另外，采用钻杆推进方式测量 1000 米的水平井，需要大约 48 小时工作时间。而采用管道拖动器技术，这项工作只需要7、8 个小时即可完成。从这些方面我们可以看出，管道拖动器技术可以极大地降低测井时间和测井成本。本课题设计的管道拖动器应用环境比较特殊，设计目标是将其应用于大庆、新疆等地区。这些地区石油储量大，但油层深度较深，钻井竖直深度需要达到 1000m至 6000m，水平深度 1000m 至 2000m。这时井下温度将达到 65至 120，井下压力将达到 25Mpa 至 100MPa。如此恶劣的环境下，国内的管道机器人技术，尚属首次。而且，由此带来的经济效益也是巨大的。1.5 本论文主要研究内容针对管道拖动器工作环境高温高压、工作空间狭小、工作距离长、输出力大等特点，本论文对拖动器的机械结构进行详细设计，根据拖动器的移动速度和牵引力进行相关的运动学计算和动力学计算。其中，机械结构设计包括整体设计、传动机构设计、内部结构设计、密封设计、耐压设计等，运动学计算包括电机的选择、传动比的选择、传动件尺寸的确定等，动力学计算包括驱动轮正压力的计算、推靠机构尺寸的计算、液压缸的设计等。 7第 2 章 管道拖动器的总体结构设计为实现输出 3000N 的拖动力，拖动负载行走 1000m 的设计目标，本章主要对拖动器特殊的工作环境进行分析，并对三种管道机器人移动载体方案进行比较，从而找出适合本课题的设计方案。2.1 拖动器的工作环境2.1.1 高温高压环境管道拖动器将工作在竖直深度达到 1000m 至 6000m 的油井中，而且油井中有密度为 1.4103Kg/m3的泥浆，井下压力将达到 25Mpa 至 100MPa。同时，由于地热的作用，井下温度将达到 65至 120。如此高温高压的环境，拖动器的性能必将受到影响。首先是拖动器的耐压强度问题，这包括机械结构的耐压、电机的耐压。其次是温度的影响，高温会使机械装置发生变形，使各种尺寸发生改变；高温还会改变液压油的性质，导致无法实现设计目标；高温还会使电器电子元件性能发生改变。这些因素的影响，在设计过程中，都要考虑。因此，本课题的设计中，不仅要求设计机构以实现功能，还要考虑许多其他的外界因素。这给整个设计增加了很大的难度。从国内外管道拖动器的发展现状来看，国内的技术还无法实现在如此高温高压的环境下推动如此大的负载行走如此长的距离。而在国外，这项技术对中国是封锁的，因此，在查阅相关资料时，根本就找不到与之直接相关的资料。这使得整个设计的难度又有所增加。2.1.2 泥沙环境拖动器工作在泥沙环境中，暴露在外部的零件会将泥沙等杂质带入到拖动器内部，这不仅会造成零部件的磨损，甚至会造成整个装置的卡死。因此，在设计过程中，需要对装置的密封性进行设计，尤其是行走装置的密封和隔离，要重点考虑。2.1.3 可靠性要求根据设计任务的要求，拖动器应该产生 3000N 的推进力，推动检测仪器以400m/h 的速度，在直径为124mm 的管道内移动。空间尺寸狭小，移动速度快，负载重量大，是拖动器设计的难点；其次，拖动器所带动的这套检测仪器价格昂贵， 8即使拖动器在井下发生故障，无法继续运行，也一定要能够保证检测设备能够安全从井下打捞出来；再次，由于井下作的特殊性，不允许有任何零件从设备中遗落在井下。一旦这种情况发生，井下打捞工作将耗费大量的人力和财力，延误生产所造成的损失更是巨大。如果打捞失败，导致整口油井报废，由此所造成的经济损失和随之而来的经济责任，更是无法承担的。因此，在整个设计过程中，必须保证拖动器工作的可靠性，最大程度的降低故障率。2.2 拖动器移动载体的比较分析根据查阅的相关资料，对三种移动载体方案进行比较分析。2.2.1 履带式移动载体方案履带式移动载体方案的优点在于输出力大，在拖动负载方面能很好的满足设计要求。其缺点在于受到管道空间尺寸的限制，无法为履带提供足够的空间。2.2.2 轮式移动载体方案 轮式移动载体方案的结构原理如图 2-1 所示。图 2-1 轮式移动载体方案结构原理图轮式移动载体主要有移动驱动节和液压泵站节组成。移动驱动节负责将主动力转变为整套装置的移动，推动检测仪器在管道内行走。液压泵站节负责提供液压动力，实现行走轮的推靠，并产生足够的附着力。轮式移动载体方案的优点在于：(1) 空间尺寸小；(2) 移动速度快；(3) 可实现连续运动；(4) 运动稳定性好。轮式移动载体方案的缺点在于：(1) 对管壁的附着力小；(2) 行走轮在沾上油浆后会带入到机械装置中，对电机等造成污染和磨损。移动驱动节液压泵站节 92.2.3 蠕动式移动载体方案鉴于工作负载比较大，蠕动式牵引器采用液压系统。结构原理如图 2-2。图 2-2 蠕动式移动载体原理图蠕动式牵引器的工作过程如下：初始状态时，活塞 1、2、3、4 均处于液压缸右侧，此时支撑臂 1 撑住管壁，支撑臂呈收缩状态；电液阀控制活塞 1 向左运动，带动活塞 2 也向左运动，使缸、向前运动，同时使支撑臂伸出，撑住管壁；之后电液阀控制活塞 3 向左运动，带动活塞 4 也向左运动，使支撑臂收回，同时使缸3、4 向前运动；之后电液阀控制活塞 3 向右运动，带动活塞 4 也向右运动，使支撑臂伸出，支撑管壁，这样又回到初始状态。如此循环，即可实现整个装置的运动。蠕动式移动载体方案的优点在于：(1) 对管壁的附着力大。(2) 行走机构不进入装置内部，不会造成污染和磨损。(3) 可实现在变直径的管道中运动。其缺点在于液压系统对装置的密封性要求较高。(1) 无法实现连续运动。(2) 移动稳定性较差。(3) 为实现移动速度要求，活塞往复频率高，液压油升温较快。(4) 在 120、100MPa 高温高压的环境下，液压油的性质会发生怎样的变化，还无法确定。利用其作为整个拖动器的主要动力，还存在较大的问题。(5) 驱动器进入管道后，由于高压的作用，拖动器的管线会被压在管壁上，产生吸附。由此产生的摩擦阻力会导致拖动器无法前进。通过以上分析，我们可以看到，对于履带式移动载体，由于受到空间尺寸的限制，我们无法将其应用于本课题；对于蠕动式移动载体，由于其移动的不连续性，我们同样无法将其应用于本课题。主要原因在于：由于管道中的高压作用，管线会被压在管壁上，产生真空吸附作用。由于管内的压力非常高，管线再产生一定的形变，由此所产生的摩擦阻力将非常大，足以阻止驱动器在停止之后的继续移动。因此，如果驱动器的移动方式是不连续的，那很有可能导致驱动器无法前进。综上所述，轮式移动载体是比较适合本课题的设计方案。后期的设计都将以此为基础活塞 1活塞 2软油管活塞 3管道内壁活塞 4 102.3 拖动器总体设计思想在确定拖动器方案为轮式方案后，对其总体结构进行设计。由于受到空间尺寸的限制，为了产生足够的推进力，将拖动器设计为四节。其中，前三节为移动驱动节，每一节内装有两台电机，分别通过两组传动机构，将动力传递给行走机构，实现装置在管内的行走。行走机构设计为可收回式。当拖动器和检测仪器进入竖直井时，行走机构呈收回状态，利用设备自身的重力完成在竖直井内的移动，整套设备由钢缆牵挂，以控制其下落速度；当拖动器和检测仪器进入水平井时，行走机构呈张开状态，利用拖动器的动力完成在水平井内的移动。行走机构的张开，就是靠推靠机构的动作实现的。第四节为液压泵站节，内部装有电机、液压泵、液压阀等一套液压系统，用于提供全部六套推靠机构所需的动力。关于推靠机构和液压系统的设计，后文将会有详细介绍。2.4 拖动器传动机构的设计三节移动驱动节采用相同的结构。每一节移动驱动节内有两台电机，通过两组传动机构，将运动及动力传递给两组行走轮，实现整套装置的移动。每组有两个行走轮，两组行走轮成空间垂直分布，这样可以充分撑住管臂，提供足够的动力。每一组传动机构由以下机构组成：电机通过连轴器，将运动传递给蜗轮蜗杆副，蜗轮通过销带动齿轮转动，经过两级齿轮副的传递，将运动传递到行走轮，从而实现驱动器的运动。在本课题中，由于空间尺寸的限制，我们无法在一个圆周上安置下三组传动行走机构。所以，采用单蜗杆带动双蜗轮技术，在一个圆周上安置两组传动行走机构。这里又涉及到行走轮的空间位置问题。根据前面的设计思想，在一节移动驱动节上安装有两组共四个行走轮，这两组行走轮即可以是平行的，也可以是空间垂直的。如图 2-3 所示。图 2-3 行走轮布置形式（a）空间垂直（b）平行 11由于我们无法保证拖动器进入管道后的空间位置，如果两组行走轮采用平行结构，假如两组行走轮不是处于竖直方向，那么行走轮将无法完全撑住管壁，也就无法实现移动。2.5 拖动器推靠机构的设计推靠机构用于实现行走轮的伸出和收回。根据拖动器的整体设计思想，在拖动器利用自身重力通过竖直井时，行走轮是收回到拖动器内部的。当拖动器进入水平井时，控制人员发出信号，推靠机构开始工作，将行走轮推出拖动器，推靠至管壁，产生足够的正压力，保证行走轮移动所需的摩擦力，从而实现整个拖动器的移动。当拖动器行走至指定位置后，电机断电，推靠机构将行走轮收回到拖动器内部，依靠测井电缆的托拽力将整套装置拖出井口。对于推靠机构，有两种方案：一是采用丝杠螺母式推靠，二是采用液压式推靠。丝杠螺母式推靠方案的原理如图 2-4 所示。图 2-4 丝杠螺母式推靠方案原理图电机转动，通过连轴器将运动传递给丝杠，通过螺母、丝杠机构推动滑块运动，滑块带动支撑杆运动，使驱动轮伸出；同理，电机反转，就可实现驱动轮收回。丝杠螺母式推靠方案的缺点在于，推杆距中心的距离较大，推力在水平方向的分力很大，如果要产生足够的推靠力，液压式推靠方案的原理如图 2-5 所示。 12图 2-5 液压式推靠方案原理图液压油从液压泵站节进入液压缸后，推动活塞运动。液压力通过活塞、活塞套、压缩弹簧传递给套筒，套筒推动支撑臂，将驱动轮推出。当液压力卸掉后，利用一根拉伸弹簧将推靠机构收回。2.6 电机的选择首先，根据技术条件，电机的动力电将通过 2300 米的电缆输送到井下的电机。由于电缆的电阻为 30/Km，2300 米的电缆的阻值为 69，由此而产生的压降是很大的，相应的电力损失也是很大的。为解决这个问题，我们采用高压电机，同时在地面采用高压送电。其次，针对电机的高压工作环境，在电机结构上采用内外压自平衡结构。再次，由于电机转速越高，电机体积越小，因此，在空间尺寸受到限制的情况下，决定采用高速电机，最高转速为 2800r/min。通过减速器，将转速降至合适的范围。另外，为了使本课题设计的拖动器能应用于更广泛的生产环境中，我们将电机的工作环境参数定为 175，145MPa，这已经超过了与大庆测井二公司所签订的合同上的技术条件。针对这些技术参数，我们无法找到满足这些要求的成品电机。因此，在与西安微电机研究所进行联系和协商后，决定由西安微电机研究所根据我们的技术要求制作电机。2.7 本章小结本章通过分析拖动器的特殊工作环境和技术指标， 。通过比较三种移动载体方案，找到了适合于本课题的设计方案，并解决了本课题的关键问题，主要包括传动机构、推考机构的设计和电机的选择。 13第 3 章 管道拖动器传动机构的设计为实现拖动器移动速度 400m/h 的技术要求，本章将对管道拖动器的传动机构进行设计，对相关零部件的结构、尺寸进行设计，对几何参数进行计算，并对薄弱部件的强度进行校核。3.1 传动机构总体思想传动机构的结构原理如图 3-1 所示。图 3-1 传动机构原理图每一组传动机构由以下机构组成：电机通过连轴器，将运动传递给蜗轮蜗杆副，蜗轮通过销带动齿轮转动，经过两级齿轮副的传递，将运动传递到行走轮，行走轮转动，从而实现整个拖动器的运动。3.2 电机的选择3.2.1 电机参数的确定首先，根据技术条件，电机的动力电将通过 2300 米的电缆输送到井下的电机。由于电缆的电阻为 30/Km，2300 米的电缆的阻值为 69，由此而产生的压降是很大的，相应的电力损失也是很大的。为解决这个问题，我们采用高压电机，同时在地面采用高压送电。其次，针对电机的高压工作环境，在电机结构上采用内外压自平衡结构。再次，由于电机转速越高，电机体积越小，因此，在空间尺寸受到限制的情况下，决定采用高速电机，最高转速为 2800r/min。通过减速器，将转速降至合适的范 14围。另外，为了使本课题设计的拖动器能应用于更广泛的生产环境中，我们将电机的工作环境参数定为 175，145MPa，这已经超过了与大庆测井二公司所签订的合同上的技术条件。针对这些技术参数，我们无法找到满足这些要求的成品电机。因此，在与西安微电机研究所进行联系和协商后，决定由西安微电机研究所根据我们的技术要求制作电机。经过双方协商，确定了电机的技术指标如下：额定电压： 700V额定频率： 50Hz相 数： 2额定功率： 180W额定电流： 0.75A额定转速： 930r/min堵转电流： 4.5A堵转转矩： 2.4Nm最高工作温度 ： 175 最高工作压力： 145MPa出线方式： 4 根引出线各长 5m，沿轴向在电机后端出线工作方式： 连续工作安装方式： 电机水平放置，端面止口、螺孔及径向螺孔安装定位，以双方确认的图纸为准外形尺寸： 80450mm（含减速器）减 速 器： 采用行星齿轮减速器，减速比 3：1工作环境： 电机应能在密度为 1.4103Kg/m3的油沙（浆）介质中工作3.2.2 电机输出轴尺寸的确定利用类比法确定电机与减速器的输出轴：(1) 对于 180W，2800r/min 的电机，输出轴径应为10mm；(2) 速比为 3 的减速器的输出轴为12mm；考虑到轴的强度、刚度以及高温高压的工作环境，选择电机轴径为16mm，减速器轴径为16mm。按照扭转强度校核电机与减速器的输出轴：最小轴径的校核公式为 (3-1)3nPCd 15电机轴的材料取 45 钢，则可取 110，为 0.25KW，为 2800r/min，则CPn)mm(9.4280025.011033nPCd考虑到该轴上有一个键槽，则其最小轴径应该放大 5%，所以电机的最小轴径应大于6mm。则所确定的电机轴径为16mm 是合理的。d减速器轴的材料取 45 钢，则可取 110，为 0.25KW，为 933r/min,则CPnmm1 . 793325. 011033nPCd考虑到该轴上有一个键槽，则其最小轴径应该放大 5%，所以电机的最小轴径应大于8mm。所确定的电机轴径为16mm 是合理的。d对于电机来说应该有一个电机罩跟其配合，所以对电机罩进行设计。电机罩钻螺纹孔，其结构如图 3-1 所示。3.3 蜗轮、蜗杆的设计在蜗轮蜗杆传动机构中，我们所采用的单蜗杆带动双蜗轮的技术。这种技术，不仅可以实现多蜗轮的同时运动，而且具有自定心性好、周向振动小、刚度高等优点。另外，为保证蜗杆轴的刚度，在蜗杆轴的前端增加了一个辅助支撑，以提高其刚度。图 3-1 电机罩 16在中间平面上，蜗杆的轴向模数、轴面压力角分别和蜗轮1am1a端面模数、端面压力角相等，并均为标准值，即2tm2tmmmta2121ta为保证蜗杆传动的正确啮合，必须使蜗杆与蜗轮的螺旋线方向相同，并且蜗杆分度圆柱上的导程角等于蜗轮分度圆柱上的螺旋角，即。22蜗轮材料选择铸锡磷青铜，金属模铸造，蜗杆齿面硬度 HRc45，则MPa34122010310857HOHNHK蜗轮齿圈材料选择锡青铜，蜗杆齿面硬度 HRC45，故002所以68. 0) 00210. 5tan(10. 5tan)96. 095. 0() tan(tan)96. 095. 0( mmN10436280025. 01055. 968. 0181055. 96612nPiTiT1 . 11 . 10 . 10 . 1KKKKvA2 .70)34118160(104361 . 19)(9222212HEZZKTdm根据普通圆柱蜗杆传动的与搭配值关系（GB10085-1988）及考虑到管内的m1d空间限制，可以选取，并取蜗杆为单头蜗杆，即。蜗mmm2mmd4 .22111z轮齿数则有 151z089. 04 .22/2/tan11111dmzdpza10. 5不对蜗轮进行变位，即变位系数 x=0。则蜗杆传动的主要几何尺寸为：齿顶高 mm21 mha mm221)1 (2mxha齿根高 mm4 . 222 . 12 . 11mhfmm4 . 222 . 1)2 . 1 (2mxhf 17全齿高 mm4 . 422 . 22 . 21mhmm4 . 422 . 22 . 22mh分度圆直径 mm4 .221dmm3015222 mzd齿顶圆直径 mm4 .26224 .222111aahddmm3422302222aahdd齿根圆直径 mm6 .174 . 224 .222111ffhdd mm2 .254 . 22302222ffhdd蜗杆分度圆柱上导程角 10. 5)4 .22/21arctan(/arctan11dmz中心距 mm6 .232/ )2022 .2720(2/ )2(21xmdda蜗杆螺旋部分长度 取 L=33mmmm8 .232)1506. 011()06. 011(2mzL蜗轮外圆直径 取mm382234222mddaemm352ed蜗轮齿宽 取mm8 .194 .2675. 075. 012adbmm102b齿根圆弧面半径 mm6 .1122 . 024 .222 . 02/11mdRa齿顶圆弧面半径 mm2 . 922 . 026 .172 . 02/12mdRf相对滑动速度13s/m30. 31 . 5cos10006028004 .22cos10006011ndvs同时对蜗杆轴进行三维设计如图 3-2 所示。 18图 3-2 蜗杆轴 193.4 传动齿轮的设计3.4.1 传动齿轮尺寸参数的设计在传动机构中，齿轮副传动比，只起到传递动力的作用，不起减速的作用。1i因此，齿轮齿数的选择，主要是考虑齿轮的强度和空间结构的限制。选择两级直齿轮传动的齿轮齿数皆为 16，模数为 1.5，压力角为 20，即齿数 mm16543zzz模数 mm5 . 1m分度圆直径mm24165 . 1543mzddd齿顶圆直径mm275 . 112242*543aaaamhdddd齿根圆直径mm25.20)25. 01 (5 . 1224)(2*543chmddddafff3.4.2 传动齿轮结构的设计在传统齿轮传动结构中，通常是在齿轮轮毂和传动轴上加工键槽，利用键，将运动由轴传递给齿轮。如图 3-3 所示。图 3-3 传统齿轮传动结构图而在拖动器的传动机构中，由于轴的尺寸太小，如果再在上面加工键槽，则轴的强度以及键的强度都无法满足要求。因此，必须采用其他结构。在拖动器的传动机构中，轴只起到支撑的作用，各个传动部件之间（蜗轮与齿轮、齿轮与驱动轮）利用安装在轮幅上的销联为一体。这样，不仅实现了运动的传递，还节省了空间，保证了强度。而且，由于蜗轮和驱动轮的尺寸比齿轮的尺寸大，因此，将中间级齿轮的中间加工出一个环形槽，以容纳蜗轮和驱动轮，这样可以保 20证齿轮传动的中心距，如图 3-4、3-5 所示。这些都是拖动器在结构设计上的巧妙之处。图 3-4 拖动器的齿轮传动结构图图 3-5 传动齿轮结构图3.5 传动比的验算管道拖动器的传动机构由减速器、蜗轮蜗杆副、齿轮副组成。其中，减速器和蜗轮蜗杆副起减速作用，齿轮副只起到传递运动的作用。根据设计要求中“移动速度为 v=400m/h”的要求，进行传动比的计算。设驱动轮的直径为=34mm，并设该轮的转速为n, 根据前面的设计结果，qdn 21与电机相连接的减速器的传动比为 3，蜗轮蜗杆的减速比为 15，则实际的总传动比为45153i驱动轮的转速为min)/(2 .6245/2800/drinn机器人的移动速度为)h/m(398602 .62103414. 33ndvq该速度可以满足设计要求。3.6 本章小结本章针对拖动器移动速度 400m/h 的技术指标，对拖动器的传动机构进行了设计计算，对电机进行了分析和选择，对传动部件的结构尺寸进行了设计，对蜗轮蜗杆机构的刚度进行了分析，对强度进行了校核，对行走轮的速度进行了验算，从而验证了整套传动机构的可行性。 22第 4 章 管道拖动器推靠机构的设计为实现拖动器输出 3000N 的推进力，本章对管道拖动器的工作过程进行分析，对拖动器的推靠机构进行分析，对相关零部件的结构尺寸进行设计，并对推靠机构输出的推靠力进行计算。4.1 推靠机构的设计思想根据拖动器的整体设计思想，在拖动器利用自身重力通过竖直井时，行走轮是收回到拖动器内部的。当拖动器进入水平井时，控制人员发出信号，推靠机构开始工作，将行走轮推出拖动器，推靠至管壁，产生足够的正压力，保证行走轮移动所需的摩擦力，从而实现整个拖动器的移动。当拖动器行走至指定位置后，电机断电，推靠机构将行走轮收回到拖动器内部，依靠测井电缆的托拽力将整套装置拖出井口。因此，推靠机构还要实现行走轮的收回功能。 根据上述设计思想，设计推靠机构的整体结构如图 4-1 所示。 图 4-1 推靠机构结构图其中，液压缸实现将液压泵站节提供的液压力转换为推靠力；压簧提供负载力，使液压力能够作用在活塞上；拉簧实现推靠机构的收回；推杆支撑着行走轮，实现行走轮的伸出和收回。推靠机构中的活塞杆、液压缸端盖其结构如图 4-2，4-3 所示： 23图 4-2 活塞杆图 4-3 液压缸端盖4.2 推杆的结构推杆与套筒和行走轮相连，它将套筒的水平运动转化为行走轮的摆动，实现行走轮的伸出和收回。由于行走轮有上下两组，因此需要上下两个推杆分别操作两个行走轮，而这两个推杆又安装在同一个耳环上，如图 4-4 所示。 24(a)(b)图 4-4 推杆位置结构图设计两个推杆的结构如图 4-5 所示。 25(a) 上 (b) 下图 4-5 上、下推杆结构示意图上、下推杆的运动来带动行星轮的运动，上、下推杆的孔内表面进行淬火处理，硬度达到 HRC4045。对上、下进行三维设计其结构如图 4-6 所示。(a)上推杆 26(b)下推杆图 4-6 上、下推杆结构示意4.3 推靠力的计算4.3.1 输出推力的计算推杆有两个工作位置：位置一为伸出状态，如图 4-7 所示；位置二为收回状态，如图 4-8 所示。图 4-7 推杆伸出状态 27图 4-8 推杆收回状态根据设计要求中“牵引器推进力 F=300kg 以上”的要求，对推靠力进行设计计算。设驱动轮与管壁间的摩擦系数，则驱动轮与管壁之间所应产生的总的2 . 0f正压力应为N150002 . 03000fFNa在设计方案中共有 12 个驱动轮，则每个驱动轮上所应承受的正压力为N1250121500012aNN如果不考虑运动副中的摩擦，则对液压加载机构进行受力分析时，可将其简化成如图 4-4 所示的四杆机构进行分析。41R12RN2/YF32R43R41R2/2/21RN43R23R2/2/YF图 4-9 推杆受力示意图 28从图 4-9 的简化模型可见，构件 1 受到 3 个力，它们分别是管内壁对驱动轮的正压力、构件 4 对构件 1 的作用力及构件 2 对构件 1 的作用力，构件 1 受N41R21R这三个力使其达到运动平衡，因此，这三个力应汇交于一点。从图 4-4 的简化模型可以看出，构件 2 为一个二力构件，这两个力分别为构件 1 对构件 2 的作用力和12R构件 3 对构件 2 的作用力，这两个力作用在同一条直线上，即沿构件 2 杆的方向，32R且有3212RR1221RR3223RR设已知构件 1 与构件 2 的杆长及构件 1 与水平方向的夹角为，构件 2 与水平方向的夹角为，如图 4-4 所示。构件 3 相当于一个滑块，其上受有三个力，分别为套筒对其作用力、构件 4YF对其支承力和构件 2 对其作用力，这三个力使构件 3 达到受力平衡，它们也43R23R必将汇交于一点。由于此机构为对称结构，为方便起见，只取一半来进行分析。则此时套筒施加给半个机构的推靠力为。2/YF假若先从有作用已知力的构件 1 进行分析，考虑构件 1 运动与受力平衡，则N作用在构件 1 上的三力、之和应等于零，即N41R21R04121RRN上式的矢量方程式只可求解两个未知量。为已知外力，其大小为 1250N，方N向为垂直向下，大小未知，方向为与水平方向成角，大小未知，方向为与41R21R水平方向成角。根据分析，通过在水平与坚直方向的分力之和为零来求列出以下两个方程:NRRsinsin4121coscos4121RR以上两式联立,可得tancossin21NR构件 3 上所受的三个力也应是平衡的，所以有02/2343RRFY从上式中就可以求出所需推靠力的大小。YFtancossincos2cos2cos22123NRRFY从图 4-2、图 4-3 中，可以测量得到， 45 30 29则N158530tan45cos45sin45cos12502YF因此，当，所需单轮的正压力为 1250N 时，需要套筒输出的 45 30推靠力为 1585N。也就是说，压缩弹簧的工作载荷为 1585N。4.3.2 液压缸可输出压力校核设计缸活塞直径为，则其半径，其面积为:mm60gDmm30gRgS222mm4334.2827301415926. 3ggRS设液压泵为液压缸提供的液压油的压力为，即为，所以单个Mpa8 . 02mm/N8 . 0液压缸所输出的推动力为N22624334.28278 . 0gSYSPF该值大于实际所需要的套筒推靠力值，所以在液压泵可输出压力油的条Mpa8 . 0件下，可以选用活塞直径为的液压缸来对驱动轮进行施加正压力。mm604.4 推靠弹簧的设计计算4.4.1 压缩弹簧的工作过程压缩弹簧是用于提供液压加载时所需的载荷，这主要是由于液压动力的特殊性，其动力是由载荷决定的。在压缩弹簧的工作过程中，第一阶段是空行程，一直到推杆推靠行走轮至管壁时，进入第二阶段，即推力阶段，压缩弹簧开始逐渐产生变形，行走轮与管壁之间的正压力逐渐增加。4.4.2 压缩弹簧的设计计算选择弹簧材料并确定许用剪切应力：弹簧的作用主要是提供液压加载时所需的载荷，故可按类弹簧设计，选择弹簧材料为不锈钢丝（1Cr18Ni9Ti） 。因，当8 时，材料直径= 716mm。先估取=10mm，则许用CDd 4Cdd剪切应力=550MPa，切变模量=73MPa1。G310根据强度条件确定弹簧材料直径：d因，则弹簧的曲度系数41040dDC25. 24615. 0444144615. 04414CCCK 30最大工作载荷。则根据强度条件N18002Pmmd68. 85504180025. 26 . 16 . 12CKP取标准弹簧丝直径10mm，与原估取值相同，可用。d根据变形条件确定弹簧的工作圈数:n6 . 767. 9418008101073833232CPGdn取=8 圈。n弹簧刚度 N/mm2 .1788481010738333nCGdKF计算弹簧的极限变形量，并验算极限剪切应力:由，则2Plim8 . 0 P2lim8 . 0式中 弹簧的极限工作载荷(N)；limP弹簧的极限变形量(mm)。lim取弹簧的极限变形量。1 .118 . 089. 88 . 02lim同理取弹簧的极限工作载荷，N19818 . 015858 . 02limPP则极限剪切应力MPa45410401981825. 2833limlimdDPKMPa5 .68755025. 125. 1可见,，满足要求。lim25. 1计算弹簧的其它尺寸:外 径： mm5010402dDD内 径: mm3010401dDD支承圈数: 圈22n总 圈 数: 圈102821nnn弹簧间隙: mm39. 181 .11limn取=4mm节 距: mm14410dt自由高度: mm127105 . 11485 . 10dntH并紧高度: mm9510)5 . 010()5 . 0(1dnHb 31总变形量: mm32951270bbHHlim弹簧螺旋升角: 22164014arctgDtarctg 在 59 之间，故合适。弹簧丝展开长度: mm1265216cos1040cos12nDL弹簧的高径比: 3.72 . 3401270DHb故不需进行稳定性验算。但是在结构上，仍然安装套筒和弹簧座。4.4.3 拉伸弹簧的设计计算拉伸弹簧的作用主要是收回推靠机构，将行走轮收回到驱动器内部。弹簧材料:选择由淬火回火，硅锰合金弹簧丝 60Si2MnA许用切应力:初定=4mm，查得。按类载荷=495MPadMPa1422b求材料直径:取外径，中径。因此，旋绕比mm542Dmm504542dDD。查得曲度系数。取安装载荷,工作载荷5 .12450dDC12. 1KN51P,工作行程。则N702Pmm87.2812FFhmm8 . 34955 .127015. 16 . 16 . 12CKPd与假设基本相符。按 GB1358 取=4mm。d弹簧要求刚度:mm/N3 . 287.285701212FFPPP弹簧有效圈数:查得则MPa10793G圈8 . 73 . 25 .1285010798434PCGDn取圈9n弹簧实际刚度:mm/N2 . 2950841079834334nDGdP弹簧初拉力: 00P 32弹簧变形量:按类载荷查得最大试验应力，取试验切应力MPa658maxS。此值小于最大值，符合要求。MPa5944952 . 1 2 . 1S则最大试验载荷 NDdPSS3306585084833max按工作载荷可得试验载荷为。此值小于最大试验载荷NPPS84702 . 12 . 12值。因此可取试验载荷。N84SP安装变形量: mm3 . 22 . 205011PPPF工作变形量: mm8 .312 . 2070022PPPF工作行程: mm5 .293 . 28 .3112FFh试验载荷下变形量: mm2 .382 . 208410PPPFSS特性校核: 23. 02 .383 . 21SFF79. 02 .388 .312SFF符合要求。SSFFF8 . 02 . 02, 1疲劳强度校核:MPa0 .125450821. 18313minPdDKMPa16870450821. 18323maxPdDK可得07. 016812maxminr118. 01422168maxb查得交点为次线以下，说明满足设计要求。brmax510计算弹簧其他尺寸:中 径: mm40D外 径: mm544502dDD内 径: mm464501dDD支承圈数: 圈42n总 圈 数: 圈124821nnn弹簧间隙: 对密卷拉伸弹簧，0 33节 距: mm404dt自由长度: mm604150 ntH工作长度: mm8 .858 .3154202FHH试验长度: mm2 .922 .38540SSFHH弹簧螺旋升角: 271