石油钻机计算说明书课件

1、摘要ZJ70是属于超深井钻机,本文的主要任务是完成ZJ70综合设计计算首先通过对钻机原理的深入了解之后拟订钻机的传动图,然后由传动图的整个传动链选择重要设备并计算出具体的参数,根据具体的参数在选用具体的型号。通过选择的设备计算绞车输入轴和滚筒轴的转速绘制出绞车传动图。再由转速图计算出滚筒转速与大钩提升速度的关系绘制出大钩曲线。再由快绳拉力来计算刹车的最大制动力矩,然后由最大制动力矩计算出每个刹车块所承受的力矩,然后通过摩擦材料的许用压强来验算刹车盘直径确定的正确完成进而完成刹车系统的设计。由快绳拉力计算出滚筒轴两端的最小直径,最后通过结构设计来完成滚筒轴总成设计计算,并绘制出总装图和零件图。关

2、键字：快绳拉力 最大钩载 滚筒轴 力矩I重庆科技学院本科生毕业设计 英文摘要Abstract ZJ70 is ultra-deep drilling rig, the paper's main task is completed ZJ70 integrated design and calculation of the drilling rig. Firstly, deeply understand principle of the rig, then develop the transmission diagram of the rig, then through the trans

3、mission diagram of the rig to select important device and calculate the specific parameters, Select specific models according to Specific parameters. Through selected device to calculate the winch input shaft and drum axle speed and draw the winch drive Figure. Through the speed chart, calculating r

4、elationship of the drum rotational speed and lifting speed of hook to draw out the curve of the hook. Through pulling force of fast rope calculate the maximum braking torque of the brake, through the maximum braking torque calculation each brake block to withstand the torque, through allowable press

5、ure of the friction materials check the brakes diameter，then Complete the design of the brake system. Through pulling force of fast rope, calculate the minimum diameter of the drum axle at both ends, finally through design structural to complete design calculations of drum axle assembly, draw out as

6、sembly diagram and parts diagram.Keywords：pulling force of fast rope；Maximum hook load；drum axle；torque目 录中文摘要.I英文摘要.II1.绪论.11.1问题的提出和设计的意义.11.2国外石油钻机技术发展的现状和趋势.11.3我国石油钻机技术发展的现况.11.4本文的主要设计内容.22.选择重要设备.3 2.1钻井泵.3 2.2绞车.3 2.3转盘.3 2.4变矩器.4 2.5柴油机.53.绞车传动设计计算.6 3.1滚筒直径计算.6 3.2滚筒长度L.6 3.3快绳拉力计算.6 3.4滚筒

7、转速计算.7 3.5绞车传动及钻机起升作业特性设计.8 3.6滚筒缠绳层数及容绳量.9 3.7转速图的确定.104.游动系统设计.14 4.1最大钻柱重量.14 4.2最大钩载.14 4.3快绳拉力.144.4钢丝绳直径的选用.15 4.5绘制大钩提升曲线.155刹车系统设计计算.18 5.1制动力矩的计算.18 5.2刹车盘直径的确定.19 5.3液压缸直径的确定.216.滚筒轴总成设计.22 6.1最小直径的确定.22 6.2重要零件的选择.23 6.3滚筒轴的强度校核.347.结论.38致谢.39参考文献.40附录1(钻机传动图及说明)附录2(图纸)IV1 绪论1.1问题的提出和设计意义

8、 21世纪是知识经济的时代,知识经济是在经济全球化的背景下的一种以高新技术产业为支柱,以智力资源(人才和知识)为依托的一种崭新的经济。在知识经济时代,一切工业技术和产品都将面临技术变革和产品寿命周期大幅度缩短的挑战。加入世界贸易组织后,国外产品将更容易进入我国市场,这将使我国大部分机械产品受到冲击。与此同时,进一步开放技术市场,减少或取消技术转让的限制,将使国内没有竞争力的领域成为发达国家的生产车间,组装基地。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地位。因此,经济全球化也给一些国家带来了充分利用自己的智力资源,在世界大市场中抢占一席之地的机遇。我国的机

9、械工业参与国际分工,加速国际,国内机械产品市场一体化的进程,可以改善我国机械产品的出口环境,促进我国机械产品的升级换代,并有利于引进技术和利用外资。当前的经济形式使我国油气工业面临着巨大的压力-后备储量不足,急需解决勘探开发低,深,难问题以及进一步提高经济效益。加入世贸组织后跨国石油公司进入我国市场所形成的压力,使得我们必须大力推进技术进步。在这种背景下,我国钻井行业想要和国外钻井承包商及其技术服务公司争夺国内市场,并挤入国际钻井市场,除了保持钻井技术持续高速发展之外,还必须有技术先进的钻机。在这种严峻的挑战和难得的机遇面前,我们必须尽早制定发展战略,力争成为明天的胜利者。通过技术发展尽快缩小

10、我国石油钻机与国际上先进的石油钻机之间的技术差距,实现赶超国际先进水平的目标,从而使国产钻机市场上占有相当的份额,而不仅仅只是占一席之地。1.2国外石油钻机技术发展的现状和趋势20世纪90年代以来,国外研究改进,开发创新了多种新型石油钻机,涌现了许多新结构,新技术。为了适应浅海,海滩,沙漠和丘陵等不同地带油气藏的勘探开发,美国,德国,法国,意大利,加拿大,墨西哥和罗马尼亚等国家先后开发了各种类型的石油钻机。而现在各个国家又加大了对深井和超深井的开发。1.3我国石油钻机技术发展的现状1957年以来,我国石油钻机技术大体上经历了仿制和在引进消化再创新两个阶段,目前已形成年生产钻深10009000米

11、的各种陆地与海洋石油钻机200台的生产能力,并开发了可用于斜井和丛式井以及沙漠地区钻井用的钻机,顶部驱动,盘式刹车的新型钻机。我国目前钻深10007000米的钻机已经形成系列,具备生产10009000米机械传动,电传动,顶部驱动陆地,沙漠,海洋等各种成套钻机的能力。全国目前有900多台大中型钻机,其中87%都为国产。在用石油钻机中,80%为机械驱动,20%为电传动。近些年来,我国的石油钻机已经在国际市场上占有一席之地。除了直接出口之外,目前三大公司为了获得海外份额,已经有200多套钻机带到海外打井。在我国机械行业中,石油钻机从总体上看是一种在国际市场上具有竞争力的机械产品。但是,我们必须充分利

12、用发展中国家的后发效应,通过技术创新,跨越某些技术发展阶段,实现跳跃式发展,以达到赶超国际先进水平。1.4本文的主要设计内容本设计的任务是完成ZJ70钻机综合设计计算。通过对整个钻机传动系统的分析，提出传动方案，然后由传动方案来设计整个钻机的传动系统。传动系统的设计是整个钻机设计的关键点，对后续设计具有重要的设计意义。在完成了传动系统设计以后，就需要根据传动图和任务书来计算整个钻机所需要的柴油机的功率进而选择钻机所需要的关键设备，如：柴油机，变矩器，钻井泵，转盘，绞车。完成了关键设备的选择后，就需要对绞车部分做具体的设计计算。通过计算可以得到快绳拉力以及缠绳层数和容绳量，进而可以进一步确定滚筒

13、直径和长度，算出滚筒的转速，从而绘制出绞车转速图。通过计算可以得到钻机在起钻和下钻过程中的最大钩载以及最大钻柱重量，从而可以确定钢丝绳直径，从而也可以验证任务书中给出的钢丝绳的直径。由已经得到的滚筒转速图计算出大钩在各档的提升速度，以及对应的大钩钩载，进而绘制出大钩提升曲线。完成了绞车传动设计和游动系统设计后，紧接着就需要完成对刹车系统的设计计算。在计算出刹车盘的制动力矩以后，根据滚筒直径和长度以及钢丝绳的缠绳层数，缠绳容量来确定刹车盘的直径以及液压缸的直径，压力。最后对滚筒轴进行总体设计。由刹车盘的制动力矩算出滚筒轴的最小直径，然后选择滚筒上需要的关键设备如：气胎离合器，链轮，轴承，螺栓，螺

14、钉等等。由选择的设备在对轴进行具体的结构设计，以及对各个零件进行强度校核。完成了这一步之后，滚筒轴总成图就基本上完成了，然后在对整个轴进行强度校核。62 选择重要设备2.1钻井泵：(3NB1600 额定功率：1180KW。额定泵速：120 r/min）由于设计任务书中明确给出了单台钻井泵的功率：1600HP（1180KW）。所以可以直接选择相应的型号，最后确定钻井泵的型号为：3NB1600（2台），额定功率：1180KW。额定泵速：120r/min。(石油钻采机械概论P120 李继志 陈荣振 主编 石油大学出版社 2000年10月 )2.2绞车：（JC70 额定输入功率为：1470KW）由公式

15、：（钻井机械P34 嵇彭年 主编 石油工业出版社 1982年2月 北京第一版 ）式中 绞车输入功率，马力；游动系统最低档时的起重量，公斤；（1公斤=1Kg）大钩起升的最低速度，米/秒；K功率储备系数，考虑惯性动载的影响，可取K=11.4；由公式： （钻井机械P35 嵇彭年 主编 石油工业出版社 1982年2月 北京第一版 ）式中： 有效绳数Z=10（任务书中给出）；钢丝绳绕一滑轮旋转的效率可取为=97%； =0.85 G游=名义钻井深度X每根钻柱平均线密度所以 由任务书所给可知：绞车额定功率为1470KW1427.9所以验证所需绞车的功率在额定功率内，最后根据标准选定绞车的具体型号为：JC70

16、 额定输入功率为：1470KW。2.3转盘:（ 转速：300r/min 功率：550马力）由公式： （钻井机械P39 嵇彭年 主编 石油工业出版社 1982年2月 北京第一版）式中： L名义钻井深度，米；C经验系数，根据重型钻机的参数设置可取C=50100所以确定：L=7000，C=100所以：N转=0.05 7000+100=450马力最后确定转盘的型号： 转速：300r/min 功率：550马力。2.4变矩器:（YBL9004500F 功率： 810KW 转速： 1300r/min）由钻机实际工作情况可知，当绞车工作时钻井泵和转盘并不工作。所以由已经选定的转盘，绞车和钻井泵的功率，通过把钻

17、井泵和转盘在变矩器输出端的功率叠加与绞车比较，哪个大就用大的功率去反推变矩器以及柴油机的功率，转速，进而确定型号。由钻机传动图和（钻井机械P37 嵇彭年 主编 石油工业出版社 1982年2月 北京第一版 ）可知：链传动闭式：=0.99齿轮传动圆锥齿轮：=0.99万向轴：=0.98减速箱：=0.99滚筒缠绳：=0.98由两个泥浆泵反推到变矩器输出端： =（）=1180（）=1216.12KW（）=1180（）=1216.12KW由绞车反推到变矩器输出端：=1470=1530.3KW由转盘到推变矩器输出端：=405=457KW因为 (转盘，泥浆泵工作，绞车不工作)所以可以通过计算泥浆泵和转盘的功率

18、来间接求变矩器的输出功率；KW（由传动图可知，四个变矩器平均分配）； （石油钻采机械概论P120 李继志 陈荣振 主编 石油大学出版社 2000年10月 ) 变矩器的最高效率：885所以可以求得变矩器的输入功率：；所以选择变矩器的型号：YBL90045DDF作为最后确定的变矩器。根据所选择的变矩器的型号可得变矩器的特性曲线:取最高效率的90%为合理的变矩器效率由特性曲线可知, 2.5柴油机:（Z12V190B 功率：1200马力 转速：1500r/min）因为万向轴的效率为： 所以可求得柴油机的功率：810/0.99=818.2KW；所以柴油机型号确定为：Z12V190B；3 绞车传动设计计算

19、3.1滚筒直径计算:因为 （钻井机械P110嵇彭年 主编 石油工业出版社 1982年2月 北京第一版）对于重型机械，建议,取=2838=1064mm（=38mm，任务书中已经给出）；3.2滚筒长度：=（1.22.1），当起重量大时，=（1.31.5）；综合考虑取=1.5所以：=1596mm刹车轮鼓直径：=（1.82.8）对于轮鼓宽度一般为200275毫米，重型机械较大值综合考虑取=2.8=266毫米因为=4500KN，=700030=210000Kg=2100KN3.3快绳拉力计算：=0.85（钻井机械P36 嵇彭年 主编 石油工业出版社 1982年2月 北京第一版）=529.412KN所以可

20、得, 同理可得=24m/s同理：=（）=0.843下钻： 3.4滚筒转速计算:(钻井机械P109嵇彭年 主编 石油工业出版社 1982年2月 北京第一版）4m/s m/s初始缠绳直径,一般从第二层开始,则_滚筒转速现代滚筒多采用Lebus绳槽,其结构如图所示,由于滚筒带槽,导致钢丝绳大部分作环状缠绕,并在对侧有两次跳槽.这就避免了一侧跳槽带来的滚筒旋转质量不均匀现象,这是一个优点.再者这种带槽滚筒的第一层缠绳可以松开工作,这就减少了总的缠绳层数,一般缠3层即可起一立根.因此第二层缠绳直径也就是平均缠绳直径. 即: 钢丝绳的缠绳示意图如下:而又因为, d=38mm, =1064mm(钻井机械P1

21、09嵇彭年 主编 石油工业出版社 1982年2月 北京第一版）所以又因为=24m/s= 所以=441.44r/min同理:所以=所以类比取输入端的传动比为: 所以降速后:滚筒高转速和低转速分别为:=r/min, r/min3.5绞车传动及钻机起升作业特性设计:滚筒轴的缠绳容量及平均缠绳直径的计算: 滚筒槽底的直径:=1064mm 钢丝绳直径:d=38mm 滚筒缠绳长度:L=1596mm 滚筒每层排数:式中:排绳间隙取1,计算的滚筒每层排数当大钩落在钻台面上时,滚筒的缠绳按一层计算,则各层的缠绳量为:所以 总缠绳量为: 由于钻机提升结构为则有:所以可以提升一根钻柱,且留有足够间隙.考虑滚筒缠绳第

22、一层留2/3不用,则起升高度为:(缠绳层数e=3)式中: 所以求得h=36.2m,立根长度28m,则缠3层绳能满足要求因此,滚筒上缠3层绳,(采用带槽滚筒)能够满足要求,且具有优势.减少了滚筒的受力及结构尺寸.钢丝绳在滚筒上留有余量,保护了滚筒在钢丝绳用尽时直接与钢丝绳磨损,既保护了滚筒,钢丝绳也使也是游动系统的安全性增加了。3.6滚筒缠绳层数及容绳量:3.6.1 每层排绳数n: 式中:钢丝绳直径, =38mm L-滚筒长度,L=1596mm. 滚筒上钢丝绳被压扁时直径上的增量,取=0.5则考虑到滚筒两侧的护板厚度取n=40.53.6.2 滚筒缠绳层数e: 式中:Z-有效绳数,5绳系,Z=10

23、 _立根长度, =28m-滚筒原始直径; 滚筒平均缠绳直径, =1115mm所以 =3.14可得e=2.963 所以取e=3(层),满足以前假设缠绳层数,以及验证了滚筒直径和长度确定的正确性。3.7转速图的确定:由前计算可知: , ，所以表示成对数形式为: 输入轴:, 滚筒轴: ,根据算得的对数转速表示可得转速图:上面所示的转速图只是根据所求得的输入轴转速和滚筒轴转速初步拟一个转速图, 所以还需要进一步确定转速图.因为 ,所以进一步确定实际转速图以及齿数的确定:由输入轴猫头轴: ），所以所以返推,返推,所以:），所以所以返推,所以,确定,返推: ,所以可以确定根据进一步的确定得出了最后的转速图

24、,如图所示:由前面计算可得:,，由此可得:(1)中间轴的速度: (2)滚筒轴的转速: 144 游动系统计算4.1最大钻柱重量式中:-钻柱每米长度的重量=30kg/m(任务书中给出)-钻井深度=7000m则: =1700030=210000Kg=2100KN依相关标准: 取=2200KN4.2最大钩载依据行业标准:SY/T5609-1999, =4500KN则钩载储备系数:(钩载储备系数K=1.82.08)钩载储备系数越大,表明钻机下钻管,处理事故的能力越强,所以满足要求。4.3快绳最大拉力由游动系统计算可得:=0.85=529.412KN所以可得, 同理可得=24m/s同理：=（）=0.843

25、下钻： 所以4.4钢丝绳直径选用由任务书所给钢丝绳直径:,选取并校核钢丝绳:初定钢丝绳为,左捻实际工作中钢丝绳承受的拉力为:该钢丝绳的公称破断拉力为876KN,则安全系数为: 满足规范要求,故选用钢丝绳能够满足要求.4.5绘制大钩提升曲线:因为 滚筒直径,各档滚筒轴的转速计算大钩的速度: （钻井机械P109 嵇彭年 主编 石油工业出版社 1982年2月 北京第一版 ）由此计算可得:所对应的滚筒的转速为:I挡II挡III挡IV挡又因为,所选绞车型号为JC70,其输入功率为: 所以因为绞车的输出功率就是游动系统的输入功率所以,=所以因为与大钩所提钩载相比影响较小,所以忽略对大钩特性曲线的影响档数

26、I挡 29681092II挡 1615588III挡 886322IV挡 488173由此表绘制大钩提升曲线：185 刹车系统设计计算5.1制动力矩的计算:由游动系统设计可知: ,由公式: （钻井机械P109 嵇彭年 主编 石油工业出版社 1982年2月 北京第一版 ）式中:下钻时快绳拉力,=Z-有效绳数所以 =286.29KN下钻时的操作图如下: 在刹住钻柱瞬间的最大制动力矩和最大制动力可按下式计算:式中 动载系数, =1.52.0,由下钻速度的高低和刹车的缓急而定,一般可选用=2, 所以选取=2，5.2刹车盘直径的确定:根据刹车实际工作情况的需要,采用双盘式刹车,其工作钳总共为6个,可以刹

27、住最大制动力, 其安全钳也为6个可以刹住最大制动力.其示意图如下: 根据钻机所需制动力矩,按下式计算:(机械零部件手册选型.设计.指南,P179,余梦生 吴宗泽主编,机械工业出版社,1995年5月.)故 (19116)式中 D-制动盘的有效摩檫直径; -外载荷所需的计算制动力矩 Z-制动块的数目,一对时Z=2; P-制动衬片的许用比压; A-一个制动衬片的设计面积 动摩擦系数,根据选用的制动衬片材料决定;按式(19116)计算的结果通常应修改成整数,或选用取接近的标准制动盘直径,然后在验算制动力矩是否满足要求.摩擦材料的选择:(P6303)根据石油行业标准和现场的实际工况,选择摩擦材料为石棉材

28、料,所对应的材料为钢,其具体参数如表1-1:表1-1摩擦材料盘式制动器摩擦材料许用温度对摩擦材料干式湿式干式湿式石棉塑料0.40.61.41.01.21.20.350.450.150.2250钢所以采用石棉塑料干式制动器,所对应的摩擦因数取为:,P=0.6MPD=2100mm,Z=6所以求得A=0.19m,验证P:P=0.58MP<0.6MP所以选用的 刹车盘直径均满足要求5.3液压缸直径的确定由于采用双盘式刹车:工作钳一边3个,两个刹车盘同时工作所以Z=6;所以单钳制动力矩:又因为1Pa=,1MP=,由公式: 单钳制动力矩=所以=111.27KN取P=10MP, =所以=111.27,

29、又因为所以P= 所以P<=0.6MP所以选取的摩擦材料满足强度要求.因为=111.27,由公式所以=35.44所以D=119.057mm,查手册选择标准:( 机械零件设计手册,第二版.下册.东北工学院. <机械零件设计手册>编写组.冶金工业出版社,1979年12月第一版)液压缸直径:D=125mm,活塞杆直径d=90mm226 滚筒轴总成设计 6.1最小轴径的确定:由传动图可知,由快绳拉力传递过来的力矩为: 根据实际需要选择轴的材料为:35CrMo且为实心轴,其主要性能参数如下表:轴的材料抗拉强度屈服强度弯曲疲劳强度扭转疲劳强度35CrMo由公式: (机械设计手册单行本.&l

30、t;轴及其连接>.成大先主编.化学工业出版社.2004年1月.)式中: T-传递转矩,M=T=295.15N.m 许用转矩剪应力,查表得: 有牙嵌离合器这端:=311mm(圆整)又因为屈服极限公式: 式中 M -传递转矩,M=T=295.15N.m 所以,满足屈服极限同理可得:,满足扭转疲劳极限有气胎离合器那端:因为这段轴所传递的是低速挡,且所传递的最低滚筒转速为68.55r/min所以,又由所以,所对应的快绳拉力为: 所以=T同理由前可知: =271mm(圆整=300mm)屈服极限公式:所以,满足屈服极限要求疲劳极限公式:,满足扭转疲劳极限要求6.2重要零件的选择:6.2.1链轮的选择

31、:在石油工业中一般选用滚子链链轮查(机械零件设计手册吴宗泽主编,P583页,机械工业出版社,2003年11月)在选用链论的时候需要根据链条的节距来选用相应的链轮,链条的参数如下表:ISO链号ANSI链号节距滚子直径内节内宽销轴长度内链板高度排距销轴直径极限拉伸载荷每米重16A8025.415.8815.7538.9单排值+(n-1)Pt2429.297.9255.62.620A10031.7519.0518.947.23035.769.5286.73.924A12038.122.2225.2257.435.745.4411.1124.65.6228A14044.4525.425.2262.34

32、148.8712.71697.532A16050.828.5731.5573.447.858.5514.27222.410.136A18057.1535.7135.488353.665.8417.45280.213.4540A20063.539.7137.88590.56071.5519.8434716.15根据实际情况选择滚筒轴上的链条为40A,其主要参数如表所示:节距P=63.5mm, 滚子外径d=39.71mm,排距71.55mm,链条内节内宽=37.85mm两端轴均选用四排链,其结构简图如下:根据链条的节距选择与之相对应的链轮,链轮的节距P与壁厚的关系如下表:P(节距)mm38.644

33、.4550.8063.576.20t(mm)2025293238P=63.5mm时, t=32mm由公式:R=0.5t,=E=Lm式中 m-排数,m=4 排距, 齿宽(d=(Z=54),( 所以求得: R=16mm, , d=1.095m h=74mm, ,t=32mm6.2.2牙嵌离合器的选择:根据总装图知道牙嵌离合器安装在轴的端部与辅助刹车相连其示意图如下:查(机械零部件手册选型.设计.指南,P898,余梦生 吴宗泽主编, 械工业出版社,1995年5月.)可得具体参数:牙嵌外径:牙嵌内径: 牙嵌平均直径: 牙嵌宽度: 牙嵌高度: 连接轴的最小直径:d=320mm, D=2d=640mm,

34、,取6.2.3键的选择:根据两边轴的直径,初步确定用两个A型平键, A型平键和键槽示意图如下: 平键的两侧是工作面,工作时靠键槽侧面的挤压来传递转矩,键的上表面和轮毂的键槽底面间则留有间隙.平键联接具有结构简单,装拆方便,对中性好等优点,因而在石油行业中也广泛采用这种平键.查(机械设计手册.第二版.(第3卷).P25-110.主编:徐灏. 机械工业出版社.1988年11月)可以得出键的具体参数,如下表: d键的公称尺寸每米100mm重/kg键槽尺寸C(或)rL b半径r公称公差公称公差>23026056321.62.01405001.40720+0.3012.4+0.30公称尺寸同键1.

35、21.6>26029063321605001.5832012.4>29033070361805001.9782212.4>30038080402.532005002.5122515.422.5>38044090452205003.1792817.4>440500100502505003.9253119.5根据轴的直径选择键的具体尺寸:有牙嵌离合器这边键的尺寸为:L=340mm,b=70mm,h=36mm,d=320mm,t=22mm,t1=12.4mm,r=1.6mm有气胎离合器这边以及安装滚筒和盘式刹车两段轴的键的尺寸:L=300mm,b=63mm,h=32mm

36、,d=300mm,t=20,t1=12.4mm,r=1.6mm对所选择的键进行校核:安装牙嵌离合器和滚筒轴这边轴的校核:由公式:,式中: T-传递的转矩(N.m); d-轴的直径(mm) 键的工作长度,A型= 由前面轴的最小直径的确定可知:,d=320mm, 所以由表可查得:键联接的许用挤压,剪切应力 MPa应力种类连接方式零件材料 载荷性质静载轻微冲击冲击静连接钢20025012020060100铸铁100120801004560动连接钢50403012510060采用静连接,轻微冲击的键的许用挤压应力和许用剪切应力为:=120200MP, 取=200MP, =100MP采用两个键对称分布:

37、所以剪切应力:,b=70mm因为最小直径的键满足要求,所以其他位置的键也能满足要求气胎离合器这边键的校核:,d=300mm, h=32mm, k=16mm挤压应力的: 剪切应力:,b=63mm所以在气胎离合器这边的键也满足要求.6.2.4轴承的选择在安放链轮的地方选用两个圆锥滚子轴承,而支撑处选用调心圆柱滚子轴承.圆锥滚子轴承的示意图如下: 查(机械设计手册.轴承.单行本.P6379.成大先主编.化学工业出版社.2004年1月)可以得出轴承的主要参数,如下表:基本尺寸/mm基本额定载荷/KN极限转速重量/Kg轴承代号dDB1CrCor脂油W35000型360480160149042703804

38、8074.3352972x25401852120491036045013235107260024229506270320400235351172由于轴的两边均采用相同型号和相同尺寸的链轮且轴的尺寸相同所以圆锥滚子轴承只需要选择一个就可以满足要求:选择轴承代号为351072,d=320mm,D=540mm,B1=185mm圆锥滚子轴承的示意图如下: 查(机械零件设计手册P380.吴宗泽主编.机械工业出版社.2003年11月)可以得出轴承的主要参数,如下表:基本尺寸/mm基本额定载荷/KN极限转速轴承代号dDBCrCor脂润滑油润滑圆柱孔360540134171041803604502307238

39、056013517104240340430230766201942620624030038023176由于轴的支撑壳体两边轴的尺寸相同,所以圆锥滚子轴承只需要选择一个就可以满足要求:选择轴承代号为23076,d=380mm,D=560mm,B=135mm6.2.5气胎离合器的选择由于两边安放气胎离合器的轴的直径不一样所以需要选择两个尺寸不同的气胎离合器,石油钻机上使用的通风型气胎离合器是在一般的气胎离合器的基础上发展起来的一种新型离合器.它的隔热和通风散热性能好,气胎本身在工作时不承受扭矩,而且挂合平稳,摘开迅速,因此它具有更高的寿命.通风型气胎离合器结构的主要特点就在于它产生热量的工作表面和气胎