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石油装置论文 石油钻机立式立根装置设计

2018-12-17 11:48:51来源:组稿人论文网作者:婷婷

  摘要

  由于我国石油机械技术更新换代缓慢,先进技术不够普遍,产品可靠性差,所以我们缺少竞争力强的产品。本文基于对石油机械当中立式立根创新设计的目的给出了一些新的构思和想法。

  立根的运转机构看作石油钻机的基础,立式立根装置主要包括回转机构和起吊机构。本文从回转机构开始进行计算,通过已知条件确定回转支撑,选出与回转支撑相匹配的液压马达和减速器。起吊机构的设计经过参考各种机械臂的结构后应用包络图确定出来,并应用SolidWorks软件中的COSMOS进行了分析校核。文中首先介绍了立根装置的转运机构,并对机构的基本结构确定和部件选取进行了分析和计算。接着对起吊机构进行了设计,其中包括机械臂和机械手的机构设计和校核。最后对钻机的其他组件进行了选取。

  本设计创新之处在于,解决了钻机吊具夹取变半径管件的问题,在钻机工作时不但可以夹取立根还可夹取套管等不同半径管件,节省了时间,提高了钻机的工作效率,使得钻机可以创造更多的经济效益。而且目前在国内,尚无人设计悬臂式立式立根装置。

  关键词:立根;转运机构;起吊机构;机械手;钻机;

  概述

  关于我国石油钻机技术发展战略的思考

  我国石油钻机设备的技术水平与国际先进设备存在相当大的差距。经济全球化的趋势逐渐增大,我国加入WTO,这对我国石油钻机技术的提升产生深远的影响。因此制定新的发展战略对我国钻机技术的进步具有重要意义。

  挑战和机遇

  21世纪是知识经济的时代。在知识经济的时代中,工业技术和产品都将面临技术更新换代和产品寿命增大的挑战。加入世界贸易组织后,国外产品更易进入我国市场,这使我国大部分机械产品和设备受到冲击。此刻,进一步开放技术平台,减少或取消技术转让的限制,这也使国内没有竞争力的地方成为发达国家的制造基地。然而,任何国家或地区都不可能开发出所有的技术,也不可能在所有的技术领域都处于领先。因此,经济全球化也给一些国家带来了在世界大市场中抢占一席之地的机遇。我国的机械产业参与国际项目,加速世界机械产品市场一体化的进程,可以改善机械产品的出口环境,促使我国机械产品的更新换代,并有利于利用外资和改善技术。当前世界经济使我国油气工业面临着巨大的挑战——后备储蓄不足、亟待解决勘探开发“低、深、难”问题。“入世”后世界大型石油公司进入我国市场的挑战,使得我们必须大力促进技术进步。在这种挑战和背景下,我国石油钻井要想和国外钻井承包商及公司争夺国内市场,并挤入国际市场,除了使技术持续发展之外,还必须有先进的钻机技术。在这种严峻的挑战和巨大的机遇面前,我们必须尽早确定战略,力争成为明天的胜利者。

  国外机械产品的发展与特征

  机械产品的高技术化

  在知识经济时代,知识堆叠的产品将成为主要形式,产品的知识和技术含量是决定胜负的关键。所以,机械产品必须高技术化和低成本化。

  机械产品的个性化和多样化

  用户的价值观逐渐突出个性化与多样化,这就要求产品能满足特定需求,使成批生产的产品渐渐被个性化、多样化的产品所取代。因此,要求大量采用统一化的部件和各种零件,并在全世界范围内选用最合适的通用零部件,尽快地设计并制作出个性化和多样化的产品。

  机械产品的绿色化

  21世纪的主题是环境保护,因次,要求机械产品在使用期内对环境没有损害(包括振动、噪声、污水和有害的烟气等),并要求最有效地减少使用资源,从而使产品具有经济化、绿色化和社会化。

  国外石油钻机技术发展的趋势

  加速推广成熟的新技术,不断进行技术更新

  美国、加拿大等国的顶部驱动装置均已形成系列,已从海洋钻机逐步向陆地钻机(包括斜井钻机),从电驱动转为柴油机驱动,并不断改善性能与结构。美国、加拿大和德国等国的盘式刹车也已形成各种型号,美国和挪威还开发了自动化气动、多盘的盘式刹车。美国的盘式刹车的钻机都装备了自动送钻装置,有的还是一体化技术,在动力机出现故障时,慢速提起井下钻具,以防止井下事故的产生。

  符合用户需求,生产多样化产品

  一般都可根据用户的要求,提供各种驱动形式的钻机。美国OIME公司研制了可低位安装的分体式钻机而不适用吊车和绞车。

  大力发展高新技术并生产新的钻机

  为了进一步提升钻机的工艺性和经济性,德国的Wirth和挪威的MH生产了钻井泵和液压驱动绞车、转盘的全液压钻机,还开发了顶驱加升降液缸的钻机;意大利的Soilmec也开发了相似的中型钻机系列。美国Pool公司开发了包括顶驱、钻具自动排放和遥控钻井泵、液压升降和节流压井管汇与防喷器等系统,以及全自动钻机。

  发展大功率海洋石油钻机

  表1-1大功率海洋石油钻机的发展情况

  绞车最大功率(MW)最大工作水深(m)80年代末

  1998年

  2000年2.24

  3.73

  5.212286

  2590

  3048

  更加重视环境保护

  尽量减少噪音和排放的污染,采用低噪声的柴油机及送轮装置。英国已研究出专门的密闭式低噪声绞车用于城市或居民区钻井。美、俄合资的LLC公司设计制造的钩载550t、钻深6550m型钻机,采用了防污染的处理钻屑系统。

  我国石油科技发展的现状

  1957年以来,我国石油钻机经过仿制和引进剖析国外钻机的基础上自行研究两个阶段。目前已形成可观的钻机生产能力,并研发了斜井和丛式井以及沙漠地区钻井用的钻机。交流变频驱动、盘式刹车和顶部驱动新技术,大体上跟上了国外钻机科技发展的脚步。

  技术研发缓慢,先进技术普及化低

  不少钻机超期使用,严重老化,大约有一半的国产钻机的新度系数在0.3以下(含0.3)。近几年来,中油集团已换新钻机65台,占钻机总数的10%。电驱动钻机比例增加到6.8%,但仍远远低于国际水平。而且,国外的8000米以上超深井、沙漠和海洋成套钻机及盘式刹车和自动送钻技术在我国还是空白。

  产品可靠性不足

  国内钻机的维修时间约占总生产时间的5~10%,而美国钻机维修时间只占2~3%,比例相当低。美国钻机使用的柴油机寿命不小于2.4万~3万小时,而我国钻机使用的柴油机使用寿命只有1万~1.5万小时。国产钻机可靠性不足的主要原因在于基础部件,质量差,精度不够。

  我国石油钻机技术发展的战略

  要正确地确定我国石油钻机科技发展战略,不仅要着眼于国际经济发展的大环境,还要考虑到我国机械工业科技发展的全局。我国机械在21世纪初的战略是:要从机械设备生产大国转变为以市场竞争力为主的机械工业强国;要从机械设备进口大国转为机械产品贸易大国。机械重点发展领域包括发展沙漠地区、海洋地区石油开采设备。在我国机械行情中,石油钻机总体上看是一种在世界市场上竞争力很弱的机械产品。因此,必须通过技术创新,跨过某些技术发展阶段,要进行跳跃式发展,赶超国际先进水平。我国石油钻机科技发展的战略模式应是市场行情、创新技术、增大投入、跨越式发展。

  市场行情

  技术发展的前提式市场行情。必须对已存在的技术进行完善和配备,使之更加符合市场的需求。还应面对不断变化的行情,主动研发新的技术,更早的发现市场的潜在需求。要产品多样化个性化,形成系列,不断提高竞争和应变能力。与此同时,还要不断技术创新,积极开发市场,指引市场,开发新的市场。国内钻机科技发展既要满足钻机生产和科技发展的需要,也要适当增加产品出口,占领国际钻机市场。为此,我们要提高国产钻机的转运性、经济性、先进性、可靠性和安全性。

  增大投入

  技术发展的保证是增加投入。在每一个节奏中以及源头创新都要有足够资金,也应该开发国际市场。按照国际标准,研发费用占产品销售额5%的企业才有可观的竞争力,占2%的企业只能苟延残喘。我国石油科技投入只占销售收入的2~3%,因此,石油企业技术创新的关键是增大投入。

  跨越式发展

  尽快缩小我国石油钻机与世界上先进的石油钻机的科技差距,实现赶超国际先进水平的,使国内钻机在世界钻机市场上占有相当的份额,因此,需要跨越式发展。

  结构型式的确定

  2.1已知条件和要求

  主要内容:设计立根转运机构、立根起吊机构、立根储放机构,包括机械手、调整臂、各个关节、回转机构等;进行各机构的力学分析,结构计算等。

  石油钻机立式立根装置总体设计主参数:

  起吊重量:2t;

  立根长度32m;

  回转形式:全回转;

  距井口距离:4000m。

  2.2拟定部件基本结构尺寸

  机构的基本尺寸如所示。图中尺寸的比例1:100。根据机构的回转中心点到井口距离而定。另外应考虑二层台的空间大小,在机构工作时不能与二层台中安放的立根或钻具有碰撞。图中小臂上机械手的长度还有250mm可以满足回转半径4米的要求。在确定结构的过程中可以确定的尺寸很多,但考虑到美观以及以上提到的对机构的各种约束。

  图2.1简单包络图

  通过包络图2-1确定以下尺寸:机构小臂两回转点之间的距离为2.3m;机构大臂两回转点之间的距离为3.6m;支撑大臂的油缸与支座之间的距离为0.7m;支座长度为0.3m;大臂弯曲部分的角度为130,两部分的长度分别为0.8m和3m。机械手从与小臂接触的角点到机械爪的抓取中心的距离为0.25m。

  最终确定的大臂和小臂组合体的结构如图2.2。大臂与小臂的外形是经过通过与传统设计方法比较对比,以及运用类比法,对大量同类机械手臂外形尺寸进行分析的到的。

  图2.2手臂简图

  立根转运机构分析计算与选择

  3.1概述

  回转支承是一种能够同时承受较大的径向载荷、轴向载荷和倾覆力矩的大型轴承。回转支承在工业中使用广泛,被人们称为“机器的关节”。其主要配备在起重机、集装箱式、船用式、挖掘机、机器人等发面。

  3.2回转支承的类型

  回转支承一般都带有内齿轮或外齿轮、安装孔、密封装置和润滑油孔,因而结构设计紧凑、引导可靠、维修方便。

  回转支撑具有以下部分型号:

  单排四点接触球式回转支撑(01系列)

  双排异径球式回转支承(02系列)

  单排交叉滚柱式回转支承(II系列)

  单排四点接触球式回转支承(HS系列)

  单排交叉滚柱式回转支承(HJ系列)

  三排滚柱式回转支承(13系列)

  四点接触式回转轴承(VL系列)

  3.3回转支撑结构形式的比较与选择

  常用回转支承有四种:单排球式、交叉滚柱式、双排球式、三排柱式。尺寸相同的回转支承,单排球式高于交叉滚柱式和双排球式的承受能力,在倾覆力矩160吨载荷以下,单排球式为首选形式。

  单排四点接触球式回转支撑其结构特点、性能、适用范围

  单排四点接触球式支撑由两个座圈组成,重量轻、结构紧凑,钢圈与圆弧滚道触碰,能同时承受轴向力、径向力和倾覆力矩。焊接操作机、挖掘机、回转式输送机和中小型起重机等工程机械均可选用。

  双排异径球式回转支承其结构特点、性能、适用范围

  双排异径球式回转支承含有三个座圈,钢球和隔离层排入上下滚道,根据受力情况放置上下两排直径不同的钢球。这种形式装配简便,上下圆弧滚道的承载角都为90°,能承受较大的倾覆力矩和轴向力。双排球式回转支承的径向、轴向尺寸比较大,结构紧凑,适用于中等以上的起重机、汽车起重机等装卸机械上。

  三排滚柱式回转支承其结构特点、性能、适用范围

  三排滚柱式回转支承含有三个座圈,上下及径向滚道分开,每一排的滚珠的负载都能确定,能够在一定时间内承受各种载荷,承载能力是四种型号中最大的,适用于较大直径的重型机械,如斗轮式挖掘机。

  单排交叉滚柱式回转支承其结构特点、性能、适用范围

  单排交叉滚柱式回转支承由两个座圈组成,结构紧凑,重量轻,装配间隙小,对安装精度要求高,滚柱为1:1交叉排列,能同时承受倾覆力矩、轴向力和较大的径向力,被广泛的用于军工产品和工程机械上。

  3.4回转支撑结构型式的选择

  单排球式回转支承的选型计算

  计算额定静容量

  C0=f·D·d

  式中:Co——额定静容量,kN

  f——静容量系数,0.108 kN/mm2

  D——滚道中心直径,mm d——钢球公称直径,mm

  根据组合后的外载荷,计算当量轴向载荷

  式中:Cp——当量轴向载荷,kN M——总倾覆力矩,kN·m

  Fa——总轴向力,kN

  Fr——总倾覆力矩作用平面的总径向力,kN

  计算安全系数

  fs=Co/Cp

  fs值可按下表选取。

  工作类型工作特性机械举例fs轻型不经常满负荷,回转平稳冲击小堆取料机,汽车起重机,非港口用轮式起重机1.00~

  1.15中型不经常满负荷,回转较快,有冲击塔式起重机,船用起重机,履带起重机1.15~

  1.30重型经常满负荷,回转快冲击大抓斗起重机,港口起重机,单斗挖掘机,集装箱起重机1.30~

  1.45特重型满负荷,冲击大或工作场所条件恶斗轮式挖掘机,隧道掘进1.45~劣机,冶金起重机,海上作业平台起重机1.70回转支承产品标准对合理选型的影响

  单排球式和交叉滚柱式额定静容量、额定动容量对比

  额定静容量C0和额定动容量Ca决定了回转支承的使用寿命和承载能力,现单排球式Q1600*50和交叉滚柱式J1600*36,二者外形和安装尺寸一样为例分析对比如下:

  →单排球式Q1600*50额定静、动容量(C01,Ca1)

  C01=f0·d02·Z·sinα

  =38×502×89×sin50°=6476906(N)

  式中f0——滚道硬度系数,55HRC时为38N/mm2

  Z——滚动体个数

  α——滚道接触角,一般机械取α=50°Ca1=95·f1·fs·fc·fα·fd·Z2/3·fH

  =95×0.299052×3.74244×0.837510×0.651309×872.672×19.9339×0.732247

  =738760(N)

  式中各符号含义及子式从略。

  →交叉滚柱式J1600*36的额定静、动容量(C02,Ca2)

  C02=f0·d0·L0·(Z/2)·sinα

  =76×36×0.8×36×(122/2)×sin45°

  =3398783(N)

  式中L0—滚动体有效接触长度

  Ca2=410·f1·fc·fα·f07/9·d020/27·(Z/2)3/4×fH

  =410×0.390100×0.874740×0.682713×13.6484×46.9444×21.8272×0.732247

  =978133(N)

  从上述计算得到单排球较交叉滚柱式高90%的静载能力,但小25%的动载能力,任选单排球式和交叉滚柱式,二者基本参数相同对比计算,结论是一致的。

  需要说明的是,交叉滚柱的动、静载能力远达不到理论值。第一,滚道角度误差,90°±3’;第二,轴径向间隙,使套圈在工作时发生相对倾斜,使套圈本应平行滚道面,产生0.1mm左右的倾斜沿滚动体母线,所以,滚柱受载在长度方向是不均匀的,两端最大应力高出平均应力很多,再加上相对滑动的两端,即使负载尚未达到其额定,其最大应力已超出许用应力,而使滚道破坏失效。尽管腰鼓形滚子的使用使以上情况有所改善,但并不明显。滚柱两端的微量修缘,并不能补偿滚道角度误差及套圈对应面倾斜;显然,目前无论是生产还是配备都难以达到。即使达到了,交叉滚柱的能力也只是向理论动静载能力靠近了一点,必然存在差距。

  单排球式和双排球式对比

  有一种错觉,认为单排球较双排球少一排球,因此承载能力单排球式高。我们一起来做一个改型设计,看看理论计算结果:

  以JB2300—84中双排球021*30*1120为对象,先计算其额定静容量C03。

  C03=f0·d02·Z·sin90°

  =38×302×103×1=3522600(N)

  若保持其滚道中心直径、安装孔组节圆直径和孔径不变,将它改型设计为单排球,可安排d0=50~60的钢球。若取d0=50,则单排球Q1120*50的额定静容量为:

  C04=f0·d02·Z·sin50°

  =38×502×62·sin50°=4512002(N)很明显C04>C03,大28%。

  同理,其它型号的改型设计得到的结论是类似的。不但如此,因双排球为双滚道、三片式,费用都较单排球高,差价达60~100%,滚道的表面粗糙度和形状精度因不易磨削而很差。

  三排柱式是重载的首选型式

  三排柱式较其它型式有着明显优点(承载能力大),但其造价最高的。D0的变化与r值变化的规律,需注意的是,r值越大,额定静容量在单位成本上越大。

  结论是:中小型号的回转支承应以单排球式为首选,大规格是三排柱式。

  结论:经过以上的分析和计算,可以得出:单排球式主要首选中小规格的回转支承形式。所以本次设计优先采用单排球式回转支撑来进行计算

  选型结果如下:

  JB/T2300-1999基本参数(13三排柱式系列)

  基本型号外形尺寸安装尺寸无齿式外齿式内齿式DdHD1D2n通孔螺纹孔132.63131.63131.637644961487285322818M1632结构尺寸齿轮参数外齿参数内齿参数n1H1hbxMDeZDeZ413832800.56808.8132458.4773.5齿轮的设计与计算

  3.5.1设计参数

  传递功率P=6.87611(kW)

  传递转矩T=9380(N.m)

  齿轮1转速n1=7(r/min)

  齿轮2转速n2=4.0000(r/min)

  传动比i=1.75000

  原动机载荷特性SF=轻微振动

  工作机载荷特性WF=均匀平稳

  预定寿命H=10000(h)

  3.5.2布置与结构

  结构形式ConS=闭式

  齿轮1布置形式ConS1=对称布置

  齿轮2布置形式ConS2=对称布置

  3.5.3材料及热处理

  齿面啮合类型GFace=硬齿面

  热处理质量级别Q=ML

  齿轮1材料及热处理Met1=S34CrNiMo<表面淬火>

  齿轮1硬度取值范围HBSP1=56-62

  齿轮1硬度HBS1=59

  齿轮1材料类别MetN1=0

  齿轮1极限应力类别MetType1=13

  齿轮2材料及热处理Met2=40Cr<表面淬火>

  齿轮2硬度取值范围HBSP2=48-55

  齿轮2硬度HBS2=52

  齿轮2材料类别MetN2=0

  齿轮2极限应力类别MetType2=11

  3.5.4齿轮精度

  齿轮1第Ⅰ组精度JD11=7

  齿轮1第Ⅱ组精度JD12=7

  齿轮1第Ⅲ组精度JD13=7

  齿轮1齿厚上偏差JDU1=F

  齿轮1齿厚下偏差JDD1=L

  齿轮2第Ⅰ组精度JD21=7

  齿轮2第Ⅱ组精度JD22=7

  齿轮2第Ⅲ组精度JD23=7

  齿轮2齿厚上偏差JDU2=F

  齿轮2齿厚下偏差JDD2=L

  3.5.5齿轮基本参数

  模数(法面模数)Mn=6

  端面模数Mt=6.00000

  螺旋角β=0.000000

  基圆柱螺旋角βb=0.0000000

  齿轮1齿数Z1=44

  齿轮1变位系数X1=0.00

  齿轮1齿宽B1=80(mm)

  齿轮1齿宽系数Φd1=0.6

  齿轮2齿数Z2=77

  齿轮2变位系数X2=0.00

  齿轮2齿宽B2=80(mm)

  齿轮2齿宽系数Φd2=0.34598

  总变位系数Xsum=0.00000

  标准中心距A0=363.00000(mm)

  实际中心距A=363.00000(mm)

  齿数比U=1.750000

  端面重合度εα=1.77621

  纵向重合度εβ=0.00000

  总重合度ε=1.77621

  齿轮1分度圆直径d1=264.00000(mm)

  齿轮1齿顶圆直径da1=276.00000(mm)

  齿轮1齿根圆直径df1=249.00000(mm)

  齿轮1齿顶高ha1=6.00000(mm)

  齿轮1齿根高hf1=7.50000(mm)

  齿轮1全齿高h1=13.50000(mm)

  齿轮1齿顶压力角αat1=25.994462(度)

  齿轮2分度圆直径d2=462.00000(mm)

  齿轮2齿顶圆直径da2=474.00000(mm)

  齿轮2齿根圆直径df2=447.00000(mm)

  齿轮2齿顶高ha2=6.00000(mm)

  齿轮2齿根高hf2=7.50000(mm)

  齿轮2全齿高h2=13.50000(mm)

  齿轮2齿顶压力角αat2=23.665717(度)

  齿轮1分度圆弦齿厚sh1=9.42278(mm)

  齿轮1分度圆弦齿高hh1=6.08411(mm)

  齿轮1固定弦齿厚sch1=8.32229(mm)

  齿轮1固定弦齿高hch1=4.48534(mm)

  齿轮1公法线跨齿数K1=5

  齿轮1公法线长度Wk1=83.40501(mm)

  齿轮2分度圆弦齿厚sh2=9.42412(mm)

  齿轮2分度圆弦齿高hh2=6.04806(mm)

  齿轮2固定弦齿厚sch2=8.32229(mm)

  齿轮2固定弦齿高hch2=4.48534(mm)

  齿轮2公法线跨齿数K2=9

  齿轮2公法线长度Wk2=157.02926(mm)

  齿顶高系数ha*=1.00

  顶隙系数c*=0.25

  压力角α*=20(度)

  端面齿顶高系数ha*t=1.00000

  端面顶隙系数c*t=0.25000

  端面压力角α*t=20.0000000

  3.5.6检查项目参数

  齿轮1齿距累积公差Fp1=0.08129

  齿轮1齿圈径向跳动公差Fr1=0.05725

  齿轮1公法线长度变动公差Fw1=0.03922

  齿轮1齿距极限偏差fpt(±)1=0.02026

  齿轮1齿形公差ff1=0.01730

  齿轮1一齿切向综合公差fi'1=0.02253

  齿轮1一齿径向综合公差fi''1=0.02858

  齿轮1齿向公差Fβ1=0.01748

  齿轮1切向综合公差Fi'1=0.09859

  齿轮1径向综合公差Fi''1=0.08014

  齿轮1基节极限偏差fpb(±)1=0.01903

  齿轮1螺旋线波度公差ffβ1=0.02253

  齿轮1轴向齿距极限偏差Fpx(±)1=0.01748

  齿轮1齿向公差Fb1=0.01748

  齿轮1x方向轴向平行度公差fx1=0.01748

  齿轮1y方向轴向平行度公差fy1=0.00874

  齿轮1齿厚上偏差Eup1=-0.08102

  齿轮1齿厚下偏差Edn1=-0.32409

  齿轮2齿距累积公差Fp2=0.10463

  齿轮2齿圈径向跳动公差Fr2=0.06753

  齿轮2公法线长度变动公差Fw2=0.04562

  齿轮2齿距极限偏差fpt(±)2=0.02144

  齿轮2齿形公差ff2=0.01978

  齿轮2一齿切向综合公差fi'2=0.02473

  齿轮2一齿径向综合公差fi''2=0.03022

  齿轮2齿向公差Fβ2=0.00630

  齿轮2切向综合公差Fi'2=0.12441

  齿轮2径向综合公差Fi''2=0.09454

  齿轮2基节极限偏差fpb(±)2=0.02014

  齿轮2螺旋线波度公差ffβ2=0.02473

  齿轮2轴向齿距极限偏差Fpx(±)2=0.00630

  齿轮2齿向公差Fb2=0.00630

  齿轮2x方向轴向平行度公差fx2=0.00630

  齿轮2y方向轴向平行度公差fy2=0.00315

  齿轮2齿厚上偏差Eup2=-0.08574

  齿轮2齿厚下偏差Edn2=-0.34298

  中心距极限偏差fa(±)=0.04276

  3.5.7强度校核数据

  齿轮1接触强度极限应力σHlim1=1213.6(MPa)

  齿轮1抗弯疲劳基本值σFE1=696(MPa)

  齿轮1接触疲劳强度许用值[σH]1=1458.9(MPa)

  齿轮1弯曲疲劳强度许用值[σF]1=492.2(MPa)

  齿轮2接触强度极限应力σHlim2=1186.4(MPa)

  齿轮2抗弯疲劳基本值σFE2=672.0(MPa)

  齿轮2接触疲劳强度许用值[σH]2=1426.2(MPa)

  齿轮2弯曲疲劳强度许用值[σF]2=475.2(MPa)

  接触强度用安全系数SHmin=1.00

  弯曲强度用安全系数SFmin=1.40

  接触强度计算应力σH=983.9(MPa)

  接触疲劳强度校核σH≤[σH]=满足

  齿轮1弯曲疲劳强度计算应力σF1=440.4(MPa)

  齿轮2弯曲疲劳强度计算应力σF2=435.0(MPa)

  齿轮1弯曲疲劳强度校核σF1≤[σF]1=满足

  齿轮2弯曲疲劳强度校核σF2≤[σF]2=满足

  3.5.8强度校核相关系数

  齿形做特殊处理Zps=特殊处理

  齿面经表面硬化Zas=不硬化

  齿形Zp=一般

  润滑油粘度V50=120(mm^2/s)

  有一定量点馈Us=不允许

  小齿轮齿面粗糙度Z1R=Rz≤6μm(Ra≤1μm)

  载荷类型Wtype=静强度

  齿根表面粗糙度ZFR=Rz≤16μm(Ra≤2.6μm)

  刀具基本轮廓尺寸HMn=Hao/Mn=1.25,Pao/Mn=0.38

  圆周力Ft=71060.60606(N)

  齿轮线速度V=0.09676(m/s)

  使用系数Ka=1.10000

  动载系数Kv=1.00713

  齿向载荷分布系数KHβ=1.00000

  综合变形对载荷分布的影响Kβs=1.00000

  安装精度对载荷分布的影响Kβm=0.00000

  齿间载荷分布系数KHα=1.00000

  节点区域系数Zh=2.49457

  材料的弹性系数ZE=189.80000

  接触强度重合度系数Zε=0.86097

  接触强度螺旋角系数Zβ=1.00000

  重合、螺旋角系数Zεβ=0.86097

  接触疲劳寿命系数Zn=1.23928

  润滑油膜影响系数Zlvr=0.97000

  工作硬化系数Zw=1.00000

  接触强度尺寸系数Zx=0.90217

  齿向载荷分布系数KFβ=1.00000

  齿间载荷分布系数KFα=1.00000

  抗弯强度重合度系数Yε=0.67225

  抗弯强度螺旋角系数Yβ=1.00000

  抗弯强度重合、螺旋角系数Yεβ=0.67225

  寿命系数Yn=1.00000

  齿根圆角敏感系数Ydr=1.00000

  齿根表面状况系数Yrr=1.00000

  尺寸系数Yx=0.99000

  齿轮1复合齿形系数Yfs1=4.01577

  齿轮1应力校正系数Ysa1=1.69048

  齿轮2复合齿形系数Yfs2=3.96644

  齿轮2应力校正系数Ysa2=1.77054

  最后得齿轮齿数z=44 m=6 B=80

  图3-1小齿轮结构图

  3.5.9轴的确定

  齿轮与液压回转确定后轴径的范围也就确定了,初定轴的尺寸如下图

  图3-2轴的结构图

  已知轴所要传递的转矩为8040NM,轴的材料为45号钢最小外径为80mm,查表得材料的需用应力为60Mpa,校核轴的扭转强度,过程如下

  (3-18)

  =

  =56.22Pa=56MP

  经校核轴的扭转强度满足工况要求。

  最后的回转机构的结构图如下

  图3.3回转机构图

  液压缸的确定和立根起吊装置的结构分析设计

  4.1液压缸的确定

  液压油缸工作压力主要由设备类型来确定,对液压设备的不同用途,由于工作条件不同,采用的压力也不同。可用类比法来确定。下表的数据,可供选定工作压力时参考。

  表(2-1)为液压设备常用的工作压力

  设

  备

  类

  型机床农业机械或中型工程机械液压机重型机械起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力/(MPa)0.8~2.03~52~88~1010~1620~32

  4.1.1液压油缸内径D和活塞杆直径d的确定

  我们所用的是单活塞杆双作用的液压缸。

  图1

  图2.6

  所以有

  (4-1)

  式中:P1--液压缸工作压力;

  P2--液压缸回油腔背压力,初算时无法确定计算,可以在下表2中选择;

  D--液压缸内径;

  F--工作循环中最大的外负载;

  --液压缸密封处摩擦力,它的精确值不易求得,常用液压缸的机械效率进行估算

  F+Ff=(4-2)

  式中:——液压缸的机械效率,一般取=0.9~0.97

  系统类型背压P2(Mpa)中﹑低压系统0~8MPa简单的系统和一般轻载的节流调速系统0.2~05回油路带调速阀的调速系统0.5~0.8回油路带背压阀0.5~1.5采用带补液压泵的闭式回路0.8~1.5中高压系统>8~16MPa同上比中低压系统高50%~100%高压系统>16~32MPa如锻压机械等初算时背压可忽略不计表-2执行元件背压的估算

  表(3)液压缸内径D与活塞杆直径d的关系

  按机床类型选取按液压缸工作压力选取机床类型磨床﹑研磨床工作压力P/MPa插床﹑拉床﹑刨床0.2~.0320.2~0.3钻﹑镗﹑车﹑铣床0.5>2~50.5~0.58——0.7>5~70.62~0.70>70.7

  ——活塞杆直径与液压缸内径之比在表(3)中选取;

  将=0.95代入公式中,在表(4)中取液压缸内径:D=80mm,

  在表(3)中可取=0.7代入公式(4-1)中:

  当D=80mm P1=20Mpa d=50

  所以液压缸的内径为D=80mm,活塞杆的直径为d=50mm。

  表4液压缸内径尺寸系列(GB234880)单位:mm

  810121620253240506380(90)100(110)125(140)160(180)200(220)250320400500630(注:括号内数值为非优先选用值)

  表5活塞杆直径系列(GB2348 80)单位:mm

  456810121416182022252832364045505663708090100110125140160180200220250280320360400

  本设计所用的液压缸共有4个工作力根据机械臂的结构和起重的管件的质量可以算出,分别为:

  大臂与二层台之间的液压缸N

  大臂与小臂之间的液压缸为N

  小臂与机械手之间N

  机械手内部液压缸的工作压力为N

  根据公式和

  结果如下:大臂与二层台之间的液压缸内径为130mm,活塞杆直径90mm;

  大臂与小臂之间的液压缸内径为90mm,活塞杆直径为63mm;

  小臂与机械手之间液压缸内径为80mm,活塞杆直径56mm;

  机械手内部液压缸内径为130mm,活塞杆直径90mm;

  4.1.2液压缸壁厚和外径的计算

  液压缸的壁厚由液压缸的强度计算。

  液压缸的壁厚指的是液压缸筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知,承受内压力的圆筒,因壁厚的不同其内应力分布规律各异。一般计算可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。

  液压缸的内径D与其壁厚δ的比值D/δ≥10的圆筒称薄壁圆筒,其壁厚按薄壁公式计算:(4-3)式中δ--液压钢壁厚(mm)

  D--液压缸内径(mm)

  P--试验压力,一般取最大工作压力的(1.25~2.5)倍(MPa);

  [σ]--缸筒材料的许用应力。其值为:锻钢:[σ]=110~120MPa铸钢:[σ]=100~110MPa;无缝钢管:[σ]=100~110MPa;高强度铸铁:[σ]=60MPa;灰铸铁[σ]=25MPa

  经计算得出δ=17mm

  液压缸壁厚算出后,即可求出缸体的外径D1为

  (4-4)

  计算所得:

  大臂与二层台之间的液压缸D1=160mm;

  大臂与小臂之间的液压缸D1=114mm;

  小臂与机械手之间液压缸D1=104mm;

  机械手内部液压缸D1=160mm;

  4.1.3液压油缸工作行程的确定

  液压缸的工作行程长度,可以根据执行机构实际工作的最大行程来确定,根据我们设计要求已确定行程

  大臂与二层台之间的液压缸行程L=450mm

  大臂与小臂之间的液压缸行程L=900mm

  小臂与机械手之间液压缸行程L=550mm

  机械手内部液压缸行程L=200mm

  4.1.4缸盖厚度的确定

  因为缸盖为平底缸盖,其有效厚度为t

  无孔时:(4-5)

  有孔时:(4-6)式中:t—缸盖有效厚度(mm);

  D2—缸盖止口内径(mm);

  —缸盖孔的直径(mm);

  =100MPa,D=80mm,d0=50mm,Py=30MPa,D2=86mm

  所以大臂与二层台之间的液压缸缸盖厚度t26.0

  大臂与小臂之间的液压缸缸盖厚度t21.9

  小臂与机械手之间液压缸缸盖厚度t21.9

  机械手内部液压缸缸盖厚度t26.0

  4.2立根起吊结构分析设计

  立根起吊机构的结构简图如图4.1和4.2所示,根据其尺寸设计机械臂结构图如下:

  图4.1大臂结构图

  图4.2小臂结构图

  Solidworks软件对机械臂强度进行COSMOS分析,分析结果如下:

  4.2.1大臂的静力分析

  1).零件材料

  表4-9大臂零件材料

  零件序号零件名称材料质量体积1大臂[SW]合金钢942.559 kg0.120841[SW]合金钢见附录

  2).载荷和约束信息

  表4-10大臂载荷与约束

  制约-1<大臂>于2面固定。力-1<大臂>于2面应用力1.8e+005 N垂直于参考基准面相对于所选参考边线<1>使用统一分布力-2<大壁1>于2面应用力70000 N垂直于参考基准面相对于所选参考边线<1>使用统一分布力-31<大臂>于2面应用力-2.5 N垂直于参考基准面相对于所选参考边线<1>使用统一分布

  3).研究属性

  表4-11网格信息

  网格类型:实体网格所用网格器:标准自动过渡:关闭光滑表面:打开雅各宾式检查:4 Points要素大小:28.252 mm公差:1.4126 mm品质:高要素数:50721节数:96938

  表4-12解算器信息

  品质:高解算器类型:FFEPlus选项:包括热力效果热力选项:输入温度热力选项:零应变时的参考温度:298 Kelvin

  图4.3大臂-应力-图解

  图4.4大臂-应变-图解

  图4.5大臂-位移-图解

  图4.6大臂安全系数图解

  名称类型最小位置最大位置应

  力VON:von Mise应力8192.62``N/m2节:22679(-784.8932mm,-2389.86mm,-152.9mm)4.71831e+007 N/m2节:69(-224.617 mm,-750.312 mm,377.071`mm)应

  变ESTRN:对等应变7.67436e-08;要素:8708(-648.616mm;-2227.17mm:417.5 mm)0.000156044要素:7571(1230.801 mm,-737.429 mm,22.34 mm)位

  移URES:合力位移0 m

  节:33(-1168.84mm,-356.2 mm,-20mm)7.04875e-005 m

  节:4741(305.831mm,-722.028 mm,360mm)

  由以上设计检查分析结果,可知动臂设计合理,最小安全系数=4.79>1.6,达到石油机械设计要求。

  4.2.2小臂的静力分析

  1)零件材料

  表4-14小臂零件材料

  零件序号零件名称材料质量体积2小臂[SW]合金钢552.449 kg0.120841[SW]合金钢见附录

  2)载荷和约束信息

  表4-15小臂载荷与约束

  制约-1<小臂>于2面固定。力-1<小臂>于2面应用力1.3e+005 N垂直于参考基准面相对于所选参考边线<1>使用统一分布力-2<小壁>于2面应用力-2.3e+005 N垂直于参考基准面相对于所选参考边线<1>使用统一分力-3<小臂>于2面应用力65000 N垂直于参考基准面相对于所选参考边线<1>使用统一分布

  3)研究属性

  表4-16网格信息

  网格类型:实体网格所用网格器:标准自动过渡:关闭光滑表面:打开雅各宾式检查:4 Points要素大小:41.378 mm公差:2.0689 mm品质:高要素数:125464节数:25137

  表4-17解算器信息

  品质:高解算器类型:FFEPlus选项:包括热力效果热力选项:输入温度热力选项:零应变时的参考温度:298 Kelvin

  图4.7小臂-应力-图解

  图4.8小臂-位移-图解

  图4.9小臂-应变-图解

  图4.10小臂安全系数图解

  由以上设计检查分析结果,可知动臂设计合理,最小安全系数=4.4>1.6,达到石油机械设计要求。

  表4-18小臂分析结果

  名称类型最小位置最大位置应

  力VON:von Mise应力48283 N/m2节:13627(-2383.18 mm,-3105.49mm,330mm)5.06785e+007 N/m2节:24066(-3329.86 mm,-2835.42 mm,10.782`mm)应

  变ESTRN:对等应变1.2811e-007;要素:9543(-3690.11mm;-1941.17mm:162.264 mm)0.000164822要素:5898(-3336.99 mm,-2837.75 mm,5.391 mm)位

  移URES:合力位移0 m

  节:23(-2155.78mm,-3398.02 mm,300mm)7.16898e-005 m

  节:158(-3393.69 mm,-2806.06 mm,0mm)

  4.3机械手的结构确定

  夹持部分的要求为可以夹持变半径的管件设计草图如4.11。

  图4.11机械手包络图

  机械手可夹持管件半径在300mm-100mm之间,在夹持过程中机械手始终保持中间推进臂与左右小臂和管件同时接触,保证夹持稳定。根据设计要求明确石油钻机的立根,在设计时我考虑的主要点在于在钻井过程中,钻杆布满油浆泥污,使得表面光滑,摩擦力小且会是钻杆重量加大。因此在夹持中摩擦力会减小,而且在储运中会造成立根下坠。所以我考虑的是应该在夹持过程中增大摩擦力防止事故。在夹持过程中应保持立根的稳定和摩擦力。

  图4-1

  4.4机械手的强度校核

  机械手的强度校核与大臂和小臂的校核类似,都是利用Solidworks中的COSMOS分析分析结果如下(由于Solidworks的应力、应变图解可以看到零件具体受力状况比较直观,所以机械手夹块的校核由应力和应变图表示。)

  机械臂夹块的材料为铸钢ZG42CrMo,其特性为、。

  图4.11机械手-应力-图解

  图4.12机械手-应变-图解

  图4.13机械手爪-应力-图解

  图4.14机械手爪-应变-图解

  通过分析得到的应力和应变值都不大于材料的应力应变值。由以上设计检查分析结果,可知机械手夹块设计合理。

  井架选择和其他设备确定

  5.1国外井架的发展情况

  5.1.1塔型井架

  一般是指横截面为四棱截锥形析架结构的井架,其整体是由单根杆件用螺栓连接而成的可拆结构。这种井架的配备和转移工作量大,危险性大,没有配备安全措施,因此逐渐被淘汰。但从70年代以来,发展海洋钻采工程中,这种井架显出承载能力大、稳定性好,占绝对优势。

  5.1.2 A型井架

  这种井架的整体是由两个等截面的柱状析架结构和二层平台链接成A形空间结构井架。若干段组成每段大腿,各段用螺栓连接。大腿下段设人字架,井架放起,保持井架的稳定性。在井场整体起升。由于钻台空间大、整套井架低位水平安装、具有视野开阔及整体起升等优点,这种井架很快被广泛采用。

  高位装阶段:井架的支脚安装在钻台上。在产生初期,钻台高度为2~4m。底座结构一般为单箱式、由于高度较低,安装井架支脚在钻台上,但井架水平组装时还是低位安装,在当时是很大的技术进步。

  低位装阶段:多层防喷器的安装要求增加钻台高度,于是寻求降低井架支脚位置的途径。后来出现块式底座,这一问题终于解决,满足了井架支脚基座上的需要。这种井架的特点是钻台高度如何变化,始终是低位水平安装,整体起升。近期罗马尼亚研制的超深井钻机全都配备低位装A形井架。如MA-400型井架最大钩载4000kN,与F-400型钻机配套,钻井深度7000m;MA-580型井架最大钩载5800kN,与F-580型钻机配套,钻井深度8000m;MA-900型井架最大钩载9000kN,与F-900型钻机配套,钻井深度15000m,该型井架为当前世界上承载最大的井架。

  5.1.3 K型井架

  即前开口井架,前扇敞开,截面为n形空间析架结构,两侧分片成若干段,背部是析架杆系。各构件用螺栓连接,下段后方设人字架,用于井架起放,并保持前后稳定性,可低位安装,整体起升,优点是整体刚性好。李西莫尔公司在1939年研制出这种井架后,立刻被各国广泛采用。当前国际上从事生产钻机井架的国家除俄罗斯及西德部分生产A形井架外,其余井架全部为K形井架。和A形井架类似,这种井架也经历了两个阶段。70年代以前高位装独占鳌头。但70年代以后低位装发展很快,并出现了与之配套的底座,钻台下面的部分共用。这类目前在超深井钻机中使用最多。80年代后随着弹弓式底座的出现,与之配套比例又有所增加。

  5.1.4桅型井架

  国内于60年代只生产桅形修井井架。在80年代中期开始研发并制造桅形钻井井架,65B车装钻机和我国第一台斜井钻机配套使用。

  5.2我国井架的现状

  5.2.1塔型井架

  国内50年代开始研发并制造直如今3200m钻机还使用这种井架。由于安装中高空作业多、危险性大等缺陷,这种井架亟待改进。取而代之的将是低位水平安装整体起升的自升式。国产海洋井架一共有8套塔形井架。其中一套为动态井架,还有一套安装在大港油田人工岛钻机上,还将配备首台国产顶驱装置。

  5.2.2 A型井架

  国内自60年代开始制造A形井架,如AD-45型井架等。应用是从79年试制JJ315/43-A井架开始的,该型与ZJ45钻机相配套已有95套。此外,还有宝鸡石油机械厂80年代末研制的5种A型井架,性能比较稳定。早期研制的井架使用时间过长,由于其维修难度大,故我国对这种井架全面进行检测评估,以检测评估结论作为报废的依据。

  5.2.3 K型井架

  自1981年仿制了与by一40钻机配套的第一套K形井架后,十多年来我国K形井架发展很快,先后研制并配套五个级别钻机的K形架共18种。

  5.2.4桅型井架

  国内于60年代只生产桅形修井井架,在80年代中期开始研制桅形钻井井架,分别与65B车装钻机和我国第一台斜井钻机配套使用。

  5.3对发展我国井架的设想

  目前,国际井架正向高度化、低位安装化、整体起升、轻量化、易运化和车装化方向发展,提高可靠性,降低成本,确保快速钻井也是井架的设计原则。

  5.3.1井架基本结构型式的选择

  对于陆地钻机,应该淘汰塔形井架。桅型底部开档尺寸小,只适用于车装钻机和修井机,因此只将A形和K形井架的优缺点加以分析对比,以便选择其一。

  A形井架的优点是整体起升,低位安装,视野宽,桥式静定结构,稳定性好,轻重量;其缺点总体刚性较差,耗资成本高,移运麻烦,井架难维修。

  K形井架的优点是整体起升,低位安装,刚性好,容易制造,移运简便,维修方便,安装顶驱方便;缺点是视野较窄,大重量。

  我国将钻机分为六个等级,即ZJ15,ZJ20,4132,ZJ45,ZJ60及ZJ80。钻浅井用ZJ15和ZJ20,周期短,搬运多,移运性是一个重要指标,宜采用伸缩式桅形。

  就ZJ32而言,是70年代中期研制的大庆130工、11型钻机,其数量大。随着这种钻机使用时间增加及钻井科技的不断发展创兴,亟待对其进行改造。首选对象为梁式大腿的K形,但从长远看,适应安装顶驱装置,选择K形井架更为合适。

  对于ZJ60型,发展方向为梁式大腿的K形井架,但国产ZJ60并不多,服役的多为F320-3DH型钻机,这些钻机在十多年前就投入使用,因此今后工作的重点是对这部分钻机井架、底座的改造。

  5.4方案的确定

  本人在经过综合考虑之后决定使用K型井架作为设计和使用对象

  其基本参数如下:井架形式:K型(Π)井架有效高度:42m二层台高度:24.5 m二层台容量:4000 m顶部开档(正面×侧面):3.8×2.7 m底部开档(正面×侧面):2.1×2.05 m底座形式及高度:箱式7.2 m钻台面积:7.2×4.8 m

  图5.1井架图

  结论

  随着石油钻采技术的不断发展,石油钻机的型号越来越多,立根转运机构、立根起吊机构、立根储放机构的样式也越来越多。而目前国外石油钻机立根装置大致可分为立式立根装置和卧式立根装置两样。石油钻机立式立根装置的特点是所占空间小,操作简单方便,是石油钻机立根装置的发展方向之一。而国外一些大型机械公司如Varco,Tesco等,更是将石油钻机立式立根装置的各种优点发挥得淋漓尽致。而我国在这方面就显得落后了很多,有待进一步的提高和发展。相信不久的将来我国也会拥有属于自己开发的、高性能的石油钻机立式立根装置。

  在这三个多月的时间里,最深切感受到的就是自己的知识面不够宽,有些知识点掌握的不牢靠,若是没有老师的指导和帮助,都不知道如何完成这次的设计任务。而我在这次的设计过程当中也确实学到了不少的知识,尤其是对Solidworks的掌握让我对自己更有信心适应将来的社会。还有就是这次的毕业设计使我有机会能够对这四年所学的东西作一个系统的总结,让我感到万分庆幸。

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