（工程力学专业论文）轮式通井机的数值分析与优化设计.pdf

捅费 遵并枫是油井试涵和小骖作进的主要设备之一，在油田生产中起羞 十分重要的作用，轮式通井机是其主要发展方向。根据国内修井装备市 场调磷和用户信息反馈等蜻况综合分析，轮式通井机具有越野性好、搬 迁运移便捷、作业效率高、经济实用等优点，有很大的发展潜力和应用 前景，值褥推广。因此开展新鍪嗡式通井机的研髑，对提离油田生产能 力具有重癸意义。 轮式通井机设计包括动力系统、作救传动系统、行驶传动系统、绞 车系统、起升系统、稳定性分析等内容，设计参数繁多，公式复杂。 针对鞫翦馥轮式逶井枫设计通常采用手工计算，其工作量大、计算 精度低、效率低下等问题。本文采用现代化设计理论，参考有关设计规 范，利用v i s u a lb a s i c6 0 开发了轮式通井机分析软件，该软件包括了三 类模块( 数摆瘁分韦厅模块、计算模块、图形系统模块) ，含3 1 个子模块。 通过调用这些模块，可完成对轮式通井机的优化设计与分析。 运用软件对t j l 5 8 0 型轮式通井机邀行算例验证，结柒表明本软件 具有准确、快速、易修改、便于优化、操作简单等特点，大大提高了设 计者豹工作效率。 利用有i 匿元分析软件对t j l 5 8 0 型轮式通并梳进行了有限元数值模 拟。诗算结果表裴，该逮井机豹整体设计合理、安全稳定，并对改进结 辛每提啦了合理化建议。同射均采雳参数化建棱，为其健型号轮式通劳棍 的分析打下了基础。 笑键词：轮式通并机软件开发数值分析优化设计 n u m e r i c a l a n a l y s i sa n do p t i m u md e s i g n o f l e e l e dt r a c t o rh o i s t a b s t r a c t t r a c t o rh o i s ti so n e - o ft h em a i ne q u i p m e n t st e s t e do i ld r i l l e do i l sa n d r e p a i r e df o rt h em i n o rr e p a i rw o r k i ti sp l a y i n gav i t a lr o l ei nt h eo i lf i e l d p r o d u c t i o n t h ew h e e l e dt r a c t o rh o i s ti s t h em a i nd e v e l o p a b l ed i r e c t i o n a c c o r d i n gt ot h er e p a i re q u i p m e n tm a r k e ti n v e s t i g a t i o na n d n $ e ri n f o r m a t i o n , t h ew h e e l e du a c t o rh o i s th a sm u c hv i r t u e ，s u c ha sw e l l - c r o s s - c o u n t r y , e x p e d i e n t l y - t r a n s f e r e d , h i g h - e f f i c i e n c y a n dt h e p r a c t i c a l - e c o n o m y s o d e s i g n i n gaw e l l - w h e e l e dt r a c t o rh o i s ti ss i g n i f i c a t i v ef o rt h ee n t e r p r i s e t h ew h o l ed e s i g no fw h e e l e dt r a c t o rh o i s ti n c l u d e sd r i v i n gs y s t e m , w o r k i n gp o w e rt r a i n , r u n n i n gp o w e rt r a i n , r i s i n gs y s t e m , s t a b i l i t ya n a l y s i s e t e i th a sm o r e p a r a m e t e r sa n dm o r ec o m p l e x f o r m u l a s u s u a l l yu s i n gt h em a n u a lc o m p u t a t i o n , t h ed e s i g ne f f i c i e n c yi s l o w e r u s i n gv i s u a lb a s i c6 0 ，t h i sp a p e rd e v e l o p e sa na n a l y s i ss o l 6 c c v a r eo f w h e e l e d t r a c t o rh o i s t t h es o f t w a r ei n c l u d e st h r e ek i n d so f m o d u l e ，3 1w i d o w s u s i n g t h e s ew i n d o w s ，t h eo p t i m u md e s i g no f w h e e l e dt r a c t o rh o i s tc a l lb ed o n e u s i n gt h es o f t w a r et oa n a l y s et h et j l 5 8 0w h e e l e dt r a c t o rh o i s t , t h e r e s u l ts h o w st h a tt h es o l , w a r ei sa c c u r a t e ，f a s t ，m o d i f i e de a s i l y , p i c t u r en e a t , o p e r a t e ds i m p l ya n di m p r o v e sd e s i g n e r sw o r k i n ge f f i c i e n c y u s i n gf i n i t ee l e m e n ta n a l y s i ss o f t w a r e ，t j l 5 8 0w h e e l e dt r a c t o rh o i s t a r ea n a l y s e d t h er e s u l ts h o w st h ef l a m ea n dt h ed e r r i c ka r es a f ea n ds t a b l e m e a n w h i l eb e ：c a u s eo ft h ep a r a m e t e rm o d e l ，o t h e rm o d e lw h e e l e dt r a c t o r h o i s tf i n i t ee l e m e n ta n a l y s i sw i l lb ea n a l y s e de a s i l y k e y w o r d s ：t r a c t o rh o i s t ；s o t ! t 、：v a r e ，d e v e l o p m e n t ，n u m e r i c a la n a l y s i s ， o p t i m u md e s i g n 独创性声明 本人呈交的学位论文是在导师指导下个人进行的研究工作及取得 的研究成果。尽我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文 中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果，也不包含为获得其它学 位或证书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡 献均已在论文中作了明确的说明并表示了谢意。特此声明。 声明人( 签名) ：鱼叠堑0 6 年 月四日 关于论文使用授权的说明 本人完全了解石油大学有关保留、使用学位论文的规定，即：学校 有权保留送交学位论文的复印件，允许学位论文被查阅和借阅；学校可 以公布学位论文的全部或部分内容，可以采用影印、缩印或其他复制手 段保存学位论文。特此说明。 学生( 签名) ：鱼蛊蔓。6 年 导师( 签名) ：捡起函 。乡年 日 日 吁圻、 月 月 卜 j 中国石油大学( 华东) 硕士论文第1 章引言 第1 章引言 1 1 问题的提出及意义 在石油与天然气勘探开发的各项施工中，修井作业是一个重要环节。 油气水井在白喷、抽油或注水注气过程中，随时可能发生故障，造成油 井减产甚至停产。诸如：油井下沙堵、井筒内严重结蜡结盐、油层堵塞、 渗透降低、油气水层互相串通、生产油层枯竭等油井本身的故障；油管 连接脱扣、套管挤扁、断裂和渗漏等油井结构损坏；抽油杆弯曲、断裂 或脱扣、抽油泵工作不正常等井下采油设备故障等。出现故障后，只有 通过井下作业来排除故障，更换井下设备，调整油井参数，恢复油井的 正常生产【l 】。 目前我国陆上石油修井作业所用的设备主要有履带式通井机、轮式 通井机、修井机等 2 j 。其中履带式通井机的用量最大，全国有3 0 0 0 余台， 该通井机是以履带式拖拉机底盘为基础改造而成，主要用于油井小修作 业。由于该机作业需要平板拖车和立放运井架车配合，造成作业效率低， 且技术状况老化，已难以适应用户的需要。 常规轮式通井机可以在公路上行驶，功率较履带式通井机大，作业 速度快，作业准备时间短，提升能力强，使用安全，液力传动系统可对 柴油机及机械传动部分起保护作用。但该机不携带作业井架，作业时仍 需立放运井架车配合。 修井机运移性好，自携作业井架，使用方便，作业范围广，功能齐 全，但整机购置费用高，技术参数与通井机相仿的修井机售价为1 0 0 m 1 5 0 万元。此外，修井机的使用与维修费用也比通井机高。由于国内8 5 9 5 的修井作业是小修作业，因此，以修井机代替通井机用于小修作业， 修井机的功能得不到应有的发挥，造成不必要的浪费。 与其它通井机相比，轮式通井机具有越野性好、搬迁运移便捷、作 业效率高、经济实用等优点，是通并机发展的主要方向。因此，设计出 运移性能好、价格低廉、性能优良的轮式通井机，将对降低油田小修井 中国石油大学( 华东) 硕士论文第1 章引言 和试油作业成本，减轻劳动强度，提高作业速度，从而对提高油田经济 效益、实施“低成本战略”有着十分重要的意义。 1 2 国内外研究现状 建国初期，我国修井设备多为仿苏产品，自5 0 年代初开始自行设计 与制造，到8 0 年代中期，已研制出1 5 5 0 t 级别近l o 多种系列产品， 但均未形成批量生产。 履带式通井机是7 0 年代中后期在履带拖拉机底盘上改装而成的修 井设备，该机型结构紧凑，传动简单，越野性能好，但行驶速度低，运 移性差，搬迁时需要拖车拖运。尤其是其机械传动系统无过载保护，易 造成发动机和变速箱损坏等事故，人机安全性差。在引进国外技术基础 上开发的轻型车载修井机运移性好，自携作业井架，作业范围广，功能 较齐全，但购置与维修费用高，越野性较差即l 。 进入9 0 年代后，随着我国多数油田步入中、后期开采，对先进、实 用、经济的修井设备需求日益迫切，与此同时，国内柴油机、液力变矩 器、变速箱等关键部件国产化技术及液气电控制技术已相对成熟，经过 近十几年的发展，其技术性能、可靠性等方面已日趋成熟，逐步成为油 田小修作业装备的主要机型。 据统计，在国内现有的3 0 0 0 余台小修井作业设备中，通井机使用问 题较为突出。占小修井作业设备总量7 0 以上的履带式通井机普遍存在 着运移性差、辅助作业工作量大、作业效率低、技术性能落后等方面的 问题，经过近2 0 3 0 余年的使用，技术状况日益恶化，已越来越难以适 应现代修井作业的需求和发展，急需更新换代。轻型修井机是在引进国 外技术基础上开发的修井设备，用途与通井机基本相同，底盘采用汽车 二类底盘或在汽车桥及轮胎的基础上开发的自走式底盘，整机运移性好， 自携作业井架，作业范围广，功能较齐全，但购置与维修费用高，行驶 性能过剩，越野性较差 5 1 ，用于占油田修井作业8 0 以上的小修作业， 其功能得不到充分发挥，造成设备闲置和浪费，使用量受到很大限制。 目前，轮式通井机约占小修井作业设备总量的1 0 ，具有运移性好、越 中国石油大学( 华东) 硕士论文第1 章引言 野性能强、综合作业效率高、价格适中等优点，销量逐年呈较快增长。 近年来，国内在用的主要机型有t j l 2 a 、t j l 2 5 0 ( a ) b 、t j l 2 6 5 b 、 t j l 2 6 5 b 1 等，其技术具有优越性。 ( 1 ) 为适应油区特殊的作业工况，底盘趋向于采用自制的专用底盘， 桥和轮胎选用工程机械专用的低速重载桥、低压宽基轮胎，4 轮驱动， 可直接上公路，运移性好，越野性能强。 ( 2 ) 动力传动系统采用柔性传动部件一液力变矩器和液力换档变 速箱，其输出特性可随外载荷的变化而自动变化，传动平稳，对机械传 动部件有自我保护能力，故障率低。 ( 3 ) 与履带式通井机相比，装机功率大，快绳拉力大、作业速度快、 综合作业效率高且方便安全，整机性能和功能大幅提升。 国外修井设备种类繁多，分类很细，且根据不同的使用目的和环境 设计不同的修井机。生产修井机的知名公司主要有美国c o o p e r 、h r i 、 i r i 公司、罗马尼亚i n d u s t r ye x p o r t 公司和澳大利亚o d e 公司等。c o o p e r 公司生产的修井机有u 0 1 5 0 、l t 0 2 5 0 、l 1 陀t 3 5 0 、u 0 5 5 0 、l t 0 7 5 0 、 l t 0 1 0 0 0 等机型，其小修井深度从2 2 8 7 m ( 7 5 0 0 n ) 5 7 9 3 m ( 1 9 0 0 0 ，大 修井深度从2 5 9 1 m ( 8 5 0 0 f t ) 7 6 2 2 m ( 2 5 0 0 0 f t ) ，井架高度从2 1 6 m ( 7 1 3 6 6 m ( 1 2 0 f f ) ，额定钩载从7 0 0 k n 1 8 0 0 k n 。h r i 公司的修井机产品主要 有h r l 5 0 0 系列修井机、脚1 5 0 ，7 5 瑚u 7 5 0 1 8 0 系列自走式修井机和 h r 1 0 0 0 拖车式及橇装式修井机。修井深度从2 6 8 3 m ( 8 8 0 0 f 0 7 0 1 2 m ( 2 3 0 0 0 f 0 ，井架高度从2 1 6 m ( 7 1 4 1 5 m ( 1 3 6 f t ) ，额定钩载从 7 0 0 k n 2 2 7 ) 斟。 国外修井机主要特点是：分类细致；品种规格齐全，各成系列；机 动性好，安装方便；装机功率大，传动效率高；机械化程度高，工具成 套配置。国外修井机的动力机、变速箱普遍采用底特律或卡特匹勒发动 机配a l l i s o n 液力变速箱，绞车采用带式刹车，质量稳定可靠，无故障运 行期长，但同样存在购置与维修费用高，越野性能较差，带式刹车易磨 损等问题。 中国石油大学( 华东) 硕士论文第1 章引言 1 3 本文主要研究内容 从国内外修井设备的发展及现状来看，履带式通井机将逐渐缩小其 应用领域，甚至被淘汰，轮式通井机作为近年来迅速发展起来的新型小 修井作业设备，将成为我国陆上石油小修井作业装备的发展方向。因此， 继续对轮式通井机进行研究和优化设计，为企业进行技术储备，对企业 是一件非常有意义的事情。本文主要完成了以下工作： ( 1 ) 通过查阅文献资料，参考有关设计规范，总结轮式通井机整机、 各个系统及主要零部件设计的计算理论，为软件的开发提供依据； ( 2 ) 针对轮式通井机设计计算参数多，公式复杂，且目前主要采用 手工计算，速度慢、精度低、效率低下等问题，利用v b 语言编制开发 了界面友好、可操作性强、计算准确、设计合理、通用性强的轮式通井 机分析软件，为轮式通井机的优化设计与分析提供了一个有效的工具。 ( 3 ) 使用该软件对t j l 5 8 0 轮式通井机进行计算与分析，进一步调 试和完善软件功能，并与现场正在使用的该型号通井机进行对比，计算 结果与现场吻合较好； ( 4 ) 对t j l 5 8 0 轮式通井机的进行了有限元数值模拟，提出了合理 化的建议同时采用参数化建模，为其他型号轮式通井机的分析打下了 基础。 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 章轮式通井机设计计算理论 第2 章轮式通井机设计计算理论 为了进行轮式通井机的优化设计，需要以轮式通井机的设计计算理 论为基础，主要理论基础如下： 2 1 动力系统设计 轮式通井机的动力源，既是行车时的动力源，更主要是修井时的动 力来源。由于修井作业时若发生故障停机将会造成巨大损失，因此对发 动机的要求很严格。 2 l 1 发动机初步选型 发动机的功率， p = 旦( 2 - 1 ) t 式中： p 钥丝绳额定拉力，k n ； 卜第一层快绳速度，m ，s ； 珂总传动效率。 2 1 2 发动机外特性计算 发动机特性一般由发动机厂提供发动机外特性曲线，或者离散点的 实验数据【6 】。当缺乏这些资料时，可应用如下经验公式，近似地绘制发 动机的功率和扭矩外特性曲线。即 式中； ，：也_ n f 一c 0 2 】( 2 - 2 ) n nn nn n 以： 口+ 6 一c 串) 2 】( 2 - 3 ) 。 栉拧 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 章轮式通井机设计计算理论 帐 母发动机任意转速唧时的功率和扭矩； 肛、 如、n 旷一在标定工况下，发动机的功率、扭矩和转速； 口、6 、r 计算系数。 在驱动液力变矩器之前，发动机功率主要消耗在三方面：( 1 ) 驱动 风扇、发电机、空气压缩机等辅助设备消耗功率；( 2 ) 空气滤、排气管 等消耗功率；( 3 ) 供给液力变矩器、变速箱供油系统的油泵，以及其它 一些装置。当发动机与液力变矩器之间有传动时，发动机输至液力变矩 器泵轮轴的净功率坛和净扭矩 务为 n 5 2 心f nn n 期m ( 2 - 4 ) 0 = ( m i 一 靠一吖鼯) 铀绉 ( 2 5 ) 式中： 盔、m 广一发动机本身及附件所消耗的功率和扭矩； n a s 、 如厂驱动车辆各种辅助泵所消耗的功率和扭矩； 拓一发动机至液力变矩器的传动比； 瑁m 中间传动效率。 如果己知发动机至液力变矩器之间，各种辅件所消耗的功率，及其 随发动机转速的变化规律，可按式( 2 - 4 ) 、式( 2 5 ) 计算发动机传至液 力变矩器的净功率和净扭矩。如果不能得到各辅助件的实际功率消耗值， 则可以按各类车辆实际统计值或经验值，由发动机功率和扭矩扣去一定 比例值，一般为1 0 1 5 ，即得净特性。 2 2 传动系统设计 由于轮式通井机通常采用自走式及液力机械传动，因此轮式通井机 传动系统的设计主要包括两部分，即作业传动系统和行驶传动系统。在 设计这两部分之前，首先选取传动的主要部件一液力变矩器。 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 章轮式通井机设计计算理论 2 2 1 液力变矩器选型 液力变矩器是以液体为工作介质并通过工作液体动量矩的变化来传 递扭矩的传动装置。选择哪种液力变矩器，需要进行发动机与液力变矩 器共同工作特性匹配计算。液力变矩器与发动机的共同工作特性，通常 用共同工作的输入和输出特性来表示。最理想的匹配就是希望共同工作 所利用的发动机工作区段，能满足整机行驶和作业需要，同时还能兼顾 到以下几个方面【7 8 】： ( 1 ) 为使设备具有较高的作业效率，液力变矩器在整个工作范围内 尽量能充分利用发动机的最大功率。为此，要求最高效率时的负荷抛物 线通过发动机最大功率的标定扭矩点。 ( 2 ) 为使设备具有良好的燃料经济性，共同工作的范围尽量处于发 动机的比燃料消耗最低值的工况附近。 ( 3 ) 为使设备在起步和最大载荷的作业工况下能够获得较大的输出 力矩，液力变矩器在最低转速比时的负荷抛物线尽量能通过发动机的最 大扭矩点。 液力变矩器与发动机共同工作的输入特性是分析研究液力变矩器在 不同工况时，液力变矩器与发动机共同工作的转矩和转速的变化特性。 当变矩器与发动机直接连接时，其共同工作的必要条件是： 帆= 心= 玎口 ( 2 6 ) 式中： 磊、 匆一发动机转矩和液力变矩器泵轮转矩，n m ； 、n 广一发动机转速和液力变矩器泵轮转速，r r a i n 。 在液力变矩器输入特性图上同时绘制发动机的速度特性，二者的交 点就是共同工作点。 从共同工作的输入特性曲线上，找出各转速比时共同工作点的转矩 协和相应转速n b 的值。根据公式( 2 - 7 ) 、( 2 - 8 ) ，计算各转速比下相应 的涡轮转速疗r 和涡轮扭矩m r 。 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 章轮式通井机设计计算理论 n r2 l ，b ( 2 7 ) 鸠= ( 一k ) 靠 ( 2 8 ) 式中，卜一各转速比；艮嗖矩系数。 将计算所得的数值，按一定比例，以珊为横坐标，其它参数为纵坐 标进行绘图，即得液力变矩器与发动机共同工作的输出特性曲线。 2 2 2 角传动箱设计 轮式通井机角传动箱是由一对锥齿轮传动垂直布置而成【l j ，改变传 动方向后将动力传递给滚筒。由于弧齿锥齿轮的总重度、齿形曲率半径 较大，螺旋角产生轴向力，其承载能力比直齿锥齿轮高，且传动平稳， 磨齿可以消除热处理变形、摆差小、噪声低，可以达到精密的制造公差， 因此角传动箱中使用弧齿锥齿轮。 1 弧齿锥齿轮的强度计算 9 1 弧齿锥齿轮齿根弯曲应力唧 听= 警o m d ( 2 9 ) ， 式中： 卜作用于打断分度圆上的切向力； k 广使用系数； 齿向载荷分布系数； 瓦广动载系数； 玖一尺寸系数； 卜齿宽，m m ； m l _ 一大端端面模数，蚴； 严_ 一几何系数。 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 章轮式通井机设计计算理论 齿根弯曲疲劳极限应力盯；吼 屯= 半 式中： h 试验齿轮齿根弯曲疲劳极限应力，n m m 2 ； 温度系数。 按锥齿轮齿根承载能力计算安全系数跏 品= 譬品蛔 盯。 式中，s h i m - 一最小安全系数。 2 弧齿锥齿轮齿面承载力的计算 计算齿面接触应力d _ ( 2 1 0 ) ( 2 1 1 ) ( 2 1 2 ) 式中： z 产弹性系数； r 。【_ 小轮运转中最大切向力： 厉广一小轮切向工作力，可小于或等于。，一般取厅l 爿。； 齿面承载能力计算的齿向载荷分布系数； 互r 一齿面承载能力计算的尺寸系数，一般取2 叠；1 o ； 孙一表面状况系数； 卜一齿面接触应力计算用的几何系数。 锥齿轮齿面接触疲劳极限应力盯：如 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 章轮式通井机设计计算理论 一 z n z o h i n n 邛胁等 ( 2 - 1 3 ) 式中： d _ 劬试验齿轮齿面弯曲疲劳极限应力； 勿r 一工作硬化系数； 乙温度系数； z 知一齿面接触应力计算用的寿命系数。 齿轮受平稳载荷时，当量循环次数就是齿轮的实际工作转数。当受 变载荷时，当量循环次数肛l 为 。= 6 0 t e k t n t 。+ 易哺。( ：勺6 + 蜀啊。( ：却6 + a + k j n l 一，( ! 书6 】 ，门m 旺l 雌，n m ( 2 1 4 ) 式中： 卜齿轮工作总小时数； 硒，局，断分别为切向力f a 。，f a 2 ，e 1 4 在总工 作时间内所占的时间比例； m ，7 1 2 ，雄广分别为切向力e i ，。，只1 2 ，乃4 时小齿轮 的转数； 月1 2 ，只l ”，厉i 广小齿轮切向力。 按锥齿轮齿面承载能力计算的安全系数勋 品= 等 s n h ( 2 - 1 5 ) o h 1 式中，s h 盯一最小安全系数。 2 2 4 轴的设计 一般情况下，轴的工作能力取决于其强度、刚度和振动稳定性。设 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 章轮式通井机设计计算理论 计轴时，除了要按工作能力准则进行设计计算或校核计算外，还需满足 结构设计上的要求，例如轴上零件固定的要求，工艺要求，热处理要求， 运转维护要求等0 0 1 。 1 轴的设计 对受转矩的实心圆轴，估算轴的最小直径d 为 赴c 摆 ( 2 - 1 6 ) 式中： p _ _ 车曲传递的功率，k w ； ，广轴的转速，r m i r a c - - 与材料有关的系数，其取值见表2 - l 。 表2 - 1 轴强度计算公式中的系数c l 轴的材料 a 3a 4 a 53 54 54 2 c r3 8 s i m m i o l l 【f 】r ( m p a ) 1 21 52 02 53 03 54 04 55 2 i c1 6 01 4 81 3 51 2 51 1 81 1 21 0 7 1 0 2 9 8 2 轴的许用弯曲应力 在高效区工作时，轴传递最大扭矩 。为 = 坼一0 ( 2 1 7 ) 式中：矿_ 吩动箱传动比 y 图2 - 1 轴的受力图 轴的受力图如图2 1 所示。 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 章轮式通井机设计计算理论 支座反力r 。：盟 4 厶+ 厶 r 口= 只一r 式中，e 一齿轮径向力，n 。 弯矩 m = 厶见 在圆周力f 作用处的轴径剖面的最大当量弯矩m m = f 2 + ( c 妇) 2 式中： 产 曲承受的弯矩，n r r l ； 严啪承受的转矩，n m ； 口当量系数。 3 轴直径的校核 校核轴的直径可通过式( 2 2 1 ) 进行计算： 3 d = ( 2 1 8 ) ( 2 1 9 ) ( 2 2 0 ) ( 2 - 2 1 ) 式中，i t 。l 轴材料在对称循环应力状态下的需用弯曲应力。 2 3 绞车系统设计 2 3 1 滚筒强度校核 滚筒是轮式通井机作业的核心部件，在修井、试油等作业中起着关 键的作用。选择滚筒时要考虑以下几方面的要求【l l 】： ( 1 ) 有足够大的功率，在最低转速下钢丝绳能产生足够大的拉力， 保证满足修井时起下作业的负荷要求： ( 2 ) 有足够的尺寸和容绳量； ( 3 ) 有灵敏而可靠的刹车机构及辅助刹车； 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 章轮式通井机设计计算理论 ( 4 ) 支架和底座牢固，安装方便。 1 滚筒最大应力 在起下钻过程中，快绳拉力p 对滚筒壁造成的载荷有弯矩膨耷、扭 矩m 以及缠紧的钢绳对筒壁的外压力 ，见图2 2 。实测证明，由m 4 、 mn 所产生的应力都很小( 不及p l 的1 0 ) ，计算时忽略不计，而外压 力p l 在壁筒中产生的压缩应力很大，是核算滚筒强度的重点。 由于轮副两边加强的作用，压缩应力的最大点发生在滚筒长度中段， 最大切向应力q 。发生在内壁表面。 版 图2 - 2 滚筒体上的外载荷 根据弹性力学厚壁筒的一般公式，当只有外压力 时 d2 d 备， 吼舻嵋面专 q 2 2 ) 式中： d r 一滚筒体外径。 d 滚筒体内径。 设简体壁厚为艿，略去微量4 万2 ，则得近似公式 c s m 。= - 易售 ( 2 - 2 3 ) 可见，对于一定结构尺寸的滚筒，其最大压应力取决于滚筒的外压 力p l 。 2 钢绳缠绕的滚筒的强度核算 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 章轮式通井机设计计算理论 ( 1 ) 当滚筒上只有一层钢绳缠绕 时，滚筒体轴向受力平均分布与每节距 上，取一节距滚筒体进行受力分析，如 图2 3 所示，节距宽为s 。 由静力平衡条件： 2 p = 2 f 告鄙s i n d a = n s p , 所以 丑= 羔 ( 2 - 2 4 ) 1 d 裔s l 2 。2 4 将( 2 - 2 4 ) 代入( 2 2 3 ) 则得安全系数翰 昂= 争 s n h ( 2 - 2 5 ) o h ( 2 ) 实际的滚筒上钢绳作多层缠绕时，q 。( 由应力测定试验) 不是按比例增加的。现结合图2 - 4 分析多层缠绳时钢绳轮拉力p 的变化 情况。 图2 4 滚筒多层缠绳时钢绳拉力p 的变化 滚筒和钢绳都是弹性体，当缠完第一层钢绳时滚筒体向内收缩，暂 时保持为一定的弹性状态，再继续缠第二层钢绳时，在新增加的外压力 乃的作用下滚筒体进一步被压缩，这就使原已缠好的第一层钢绳的拉力 松弛下来，而小于原来的拉力p ，减小的程度与滚筒的弹性和钢绳的相 对刚度有关，可按下述经验公式计算出多层缠绳时的最大应力q 。 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 肇轮式通井机设计计算理论 。名去( 2 - 2 6 ) 式中：彳多层缠绕经验系数，选值可移考表2 - 2 中数据。 表2 - 2 多壤缠绕经验系数a a01 8221 5 i 系数 l 1 f 1 4 ili i 3 滚简体壁强度条件 安全系数 孵=旦15(2-27)trt m “ 戏中，c r l 滚筒体材料豹屈服极限，n n l i l l 2 。 2 3 2 滚筒轴强度校核 l 用修井曲线j 行滚筒轴强崖计算 ( 1 ) 掺劳蕊线鹣丞数形式及意义 由文献知h 盈，行程一并深关系为一非线饿髓线，其体形式用一元非 线性阐归方法确定。由于事先不能确定修井曲线的函数形式，选取6 种 常见曲线形式( 见袭2 - 3 ) ，在软传中编割确定修并热线的翻归分析计算 礼程澎，自魂选取羧合最努静一耱函数形式。 表2 - 3 拟合修井曲线的6 种函数 缀数名称函数形式函数名称函数形式 撩丞数多= 双夔线函数 i y = 8 + 髟； 指数函数 y 2 , a s 衄 s 型曲线函数 y = l ( a + b e l l 对数函数y 2 c l + b l u x线性函数y 。口+ k 孩指鼗运数藩会最磐为鲷避行奔绥穆莠藏线意义： 修并曲线是修弗机在修井作渡时井深( 或藏根数) 与越下行程次数 的关系曲线，用来计算修l 口井时所起下管楗的总根数。哇扫线与工轴所 包晷戆嚣积烩努是谬1 臼劳时交载缓琢系数，掰以蟹并爨线在渗共爹毛主 要部件的疲劳强度计算中占有爨簧的地位。其数学表达式为( 厅为井深) 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 章轮式通井机设计计算理论 h = a e b x ( 2 2 8 ) 若将y 表示立根数，只需将式( 2 2 8 ) 中a 除以立根长度j 即可， 而且曲线形状不变，其表达式为 拈 l n 咖 ( 2 - 2 9 ) 式中： 工，_ 一起下钻行程数，次； y 立根数，根； 口，b ，d - - - - - 常数。 ( 2 ) 修井曲线在疲劳强度核算中的作用 在修井作业过程中，修井机绞车滚筒轴上承受变动载荷，一方面， 起下钻时滚筒不断移动，使得载荷在轴上的位置不断变化；另一方面， 钢丝绳拉力又随井深的变化而发生变化，所以需按不稳定载荷来校核滚 筒轴的疲劳强度。而要将这种作用在滚筒轴上的不稳定载荷折合成稳定 的等效载荷，需求出寿命系数兢 吒= k t ( 2 3 0 ) 式中； 卜因快绳位置变化而对轴上载荷产生影响的相当系数： h 一应力循环系数； 毛广一因立根数变化而对轴上载荷产生影响的相当系数。 起下钻过程中，滚筒上钢丝绳拉力p 随井深h 和立根数y 有规律的 连续变化，故变应力盯与最大应力仃一之比值为 = 乒= _ y ( 2 - 3 1 ) 吒。只。儿。 式中：) ，m 。【_ 最大井深对应的立根数。 此时由文献【l i 】得 中国石油大学( 华东) 硕士论文 第2 章轮式通井机设计计算理论 ( 2 3 2 ) 由于滚筒轴上钢丝绳拉力是随着立根数的变化而连续变化，所以， 在1i z l 井全部起钻过程中( 指修1 口井所需的所有起钻过程，并非一次 起钻过程) ，等于和小于立根数为y 的各变载荷的总循环数，在数量上 与所起出的立根数之和相同，而所起出的立根数之和恰好等于修井曲线 y 与起下行程次数x 轴所包容的面积，所以有 = y y ) l n 睁一i y + 1 】 ( 2 - 3 3 ) 式中：。【_ 一最大行程数，次。 当y 由0 变至。时，修i 口井的变载循环总数为 一挈，寺一詈：字 协，4 ， 2 一平】+ 等一詈2 f 旺。4 这样，可求得式( 2 3 7 ) 中积分项 r 皆( y ) d y = 苗缸 ( 2 - 3 5 ) 4 儿m l m 十l j 口 由文献【1 1 1 知，下钻对轴弯曲应力的影响只相当于起钻的1 2 ， 可忽略不计，故将式( 2 3 4 ) 、式( 2 3 5 ) 代入式( 2 3 2 ) ，得 。：” j e 2j 瓦毒薪而 由此可求得滚筒轴上的等效应力 ( 2 3 6 ) 盯e = 吒盯。( 2 3 7 ) 2 用最大钩载进行滚筒轴强度计算 滚筒轴力学模型见囱2 - 5 ，计算时认为所有重量全部是加在各零件 轮毂长度中心处的集中载荷，即将滚筒重量分成两半，左右轮毂各支承 滚筒重量的一半。 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 章轮式通井机设计计算理论 根据零件自重、链垂直拉力、快绳拉力计算出轴上各主要截面的分 垂直弯矩，叠加得出轴的垂直弯矩。水平弯矩只有链水平拉力形成，各 弯矩图见图2 5 。由垂直弯矩和水平弯矩确定危险截面可能有三种情况： i 缁尼杪la db 训扁 日6 奠k1一凸t 合成弯矩 合成扭矩 图2 - 5 滚筒轴的力学模型 截面c ：此处作用的弯矩最大，扭矩最大。 截面a ：此处有台阶的应力集中点，水平弯矩最大，合成弯矩次 大，扭矩也最大。 截面b ： 只= 坐鲁坐( 2 - 3 8 ) ” l 式中： 晶广链轮的圆周力，k n ； m i 链速，m s 。 日2 巧瓦 ( 2 3 9 ) 式中，野轴的载荷系数。 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 章轮式通井机设计计算理论 p：(rrfiel11+ml。912-m2ssst-m2e(s,7+sss)g0001 “ 厶3 竺止丛趔+ 匕( 厶：一只，) 一只( 墨，+ 墨。) ( 2 - 4 0 ) 1 - - - 二! ；：- - - - - - 一 厶3 式中： 三l l 第1 个联轴器到轴承b 的距离，m m ； 厶厂啭轮到轴承b 的距离，衄； 厶3 _ 轴承a 到轴承b 的距离，m m ； 工l 广滚筒一端到轴承b 的距离，m m ； 墨l 第1 个离合器与第1 个链轮之间的距离，m i l l ； 一第1 个链轮与轴承a 之间的距离，m l l - i ； 墨3 轴承a 与滚筒一端之间的距离，n 腿； 墨4 滚筒一端与快绳在左端时的距离，眦； s 厂滚筒左端与快绳之间的距离，m m ； s f 一滚筒右端与轴承b 之间的距离，锄； s 广一第2 个链轮与轴承b 之间的距离，m t l ； s 广第2 个离合器与第2 个链轮之间的距离，衄； r 广- 轴承a 处的水平反力，l 澍； r 厂- 轴承b 处的水平反力，k n ； 毛= ( 嘲，+ ，码，+ m 2 。+ ，啦，) xg x0 0 0 1 + r t t t ) + 2 毛只，e 式中： m 1 广第1 个离合器的质量，k g ： m l 厂第1 个链轮质量，k g ： 坍2 广第2 个离合器的质量，埏； 聊2 广一第2 个链轮质量，k g ； ( 2 抖) 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 章轮式通井机设计计算理论 m 旷壤筒自重，l 【g ； 既快绳拉力，k n 。 最大垂直弯矩 矗 帆= 学蝇，埚) + 瓦蝇：埚+ ) + ( 埘l ，( 墨2 + 墨3 + e 4 ) + m l 。( 墨i + 只2 + 墨3 + 墨4 ) ) x g x o 0 0 1 水平弯矩= 露( 墨2 + + s “) - k ( 墨3 + s “) 最大弯矩 最大弯曲应力 最大应力 虬= 西丽 盯。= 争 一务 安全系数 m = z a _ - 三芷 1 3 ( 2 5 0 ) 式中： 盯。轴核算截面处的弯曲持久极限： f - l 轴核算截面处的剪切持久极限 2 3 3 主刹车机构设计 i 带式刹车力的计算 刹带作用于刹车鼓上的最大制动力r 一为 f b m = q 铋i d , 吼孙 ( 2 5 1 ) 5 6 7 。9 9 删 猢 硝 “ 抖 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 章轮式通井机设计计算理论 式中： q 卜游动系统匀速下方静载，k n 。 仇一刹车鼓直径，m ； d l 滚筒缠绳直径，m ； 卜游动系统有效绳数； r t 起下钻游动系统效率； ，7 廿绞车效率。 2 刹车杠杆机构的计算 表2 - 4 刹车杠杆机构的计算 杠杆结构单杠杆复杠杆 。心 潞 力学模型 y l 加n f ，s i n 盯，栉s i n 杠杆利益 ，了一- p ) c o s ( 口 ，打c o s ，2 杠杆效率目。i = o 9 5 口n = 0 9 核算操作 p ：； 4 0 呵 工刹把力 j 2 4 稳定性分析 2 4 1 行驶稳定性校核 l 纵向行驶稳定性校核 汽车在上下坡行驶时l ，如果重心高度较大，坡度较陡，那么有可 能使前轮或后轮上的法向反作用力等于零。当前轮( 转向轮) 的反作用力 为零时，则汽车前轮的偏转将不能确定行驶方向，因而就失掉操纵性而 可能翻车。当后轮( 驱动轮) 的反作用力为零时，附着力消失，因而就 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 章轮式通井机设计计算理论 发生滑转而无法行驶。 当汽车以较低速度在硬的路面上等速上坡时，运动的惯性力、风对 汽车的阻力和地面对车轮的滚动摩擦力都可以忽略不计。于是，前轮反 作用力z l 为 五= 孚( 岛c o s 口一s i n a ) ( 2 5 2 ) 式中； g 4 汽车连同所装设备的总重，k g ： 卜汽车前后轮距，n l n l ； 工厂设备重心离后轮的距离，n l l l l | 一设备重心离地面的高度，i n l l l 。 口坡度角，o 。 不发生翻车的极限坡度角为 伽a o = 薏( 2 - 5 3 ) 当后轮的附着力与整个设备重量在平行于地面方向的分力相等时， 驱动轮产生滑转现象。则不发生滑转的最大坡度角为 对于后轮驱动的汽车t 雅口，= 两l l t p 对于全轮驱动的汽车t a n o t ，= 9 式中： 伊轮胎对地面的附着系数； 上l 整个设备重心离前轮的距离，m m 。 为了保证行驶安全，应让滑转发生在翻车前，即口。 风于是， 必须遵守下列条件： 8 瓦冲( 2 - 5 d b 直线行驶 此时若坡度角过大，则会向内翻车。不发生翻车的最大坡度角段为 t 龇伽老 2 4 2 总体稳定性校核 总体稳定性计算是用来校核车装式修井机在进行修井作业时的总体 稳定性，一般用静稳定性系数k 来评价【l i j 。 静稳定性系数足是稳定力矩肘和倾翻力矩m _ 的比值( 不计惯性 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 章轮式通井机设计计算理论 力、风载、地面坡度等附加载荷的影响，同时也不计绷绳的影响) 。总体 静稳定性系数茁为 如等= 罴竽扎s s s 协， 肘_ ( q i + q 2 ) q l z 。) y 式中： q 】大钩的额定起重量，k g ： q 2 一大钩本身重量，k g ： q 3 井架重量，k g ； g i 上车重量( 指车上所装设备，除井架、大钩) ，k g ： g 2 一下车重量( 包括车身、底盘及车轮等重量) ，k g ： 口l 大钩中心线到支腿倾覆支点的距离，m ； 也井架重心到支腿倾覆支点的距离，m ； 上车重心到支腿倾覆支点的距离，m ； 幽下车重心到支腿倾覆支点的距离，m ； 卜总体静稳定系数。 2 4 3 转弯半径计算 转弯半径计算简图见图2 - 6 。最大转弯半径矗求解公式为 且=+ d ( 2 6 0 ) 式中： i _ 轴距，m ； b - - - - 主销中心距离，m ； p 内前轮最大偏转角，o ； 卜主销中心至外前轮中心 之距离，m 。 弋蕊 ，拶 。蒜 0 图2 - 6 转弯半径计算简图 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 章轮式通井机设计计算理论 2 5 起升系统动力分析 通井机提升系统除了提升物是以直线运动的，其它传动件( 分动箱 中的轴和齿轮等) 均作圆周运动。由于一辆通井机可提升不同质量的物 体，而且因液力变矩器的输出力矩随外载的变化而变化，故为了简便， 以传动轴为等效构件对通井机的提升系统进行动力分析0 3 , 1 4 】。等效力矩 膨计算公式如下 也专盖砰一僻等等一嘛毒 协6 ， 式中： 畸、仍传动轴的角速度和角加速度； k 、j 厂分别为液力变矩器上零速变矩系数、泵轮力矩、涡轮 与泵轮传动比； n ) 博、硌、舸分别为滚筒角速度、滚筒半径、提升重物质量。 下面计算取传动轴为等效构件时等效转动惯量。利用公式 以2 跏0 2 + 厶0 2 】 ( 2 - 6 2 ) 可推导得等效转动惯量为 以：厶+ 肼( 警z + p 绳芦鬟超) ，纷= 山+ 4 卿 ( 2 - 6 3 ) “协 。7 而j 砧是传动轴、齿轮轴和齿轮在传动轴上的等效转动惯量，其值 仅与传动轴、齿轮轴和齿轮的尺寸和传动比有关。 则通井机提升系统运动方程式为 丝= 生2 些d e + 以詈 ( 2 6 4 ) d f 、9 ”7 利用公式 中国石油大学( 华东) 硕士论文第2 章轮式通井机设计计算理论 = 鼍 + 警( 2 - 6 5 )厶。矗一d u 协 代入等效转动惯量式( 2 - 6 2 )