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机械制造及其自动化毕业论文-本文

理工大学

毕业设计论文

题目钻通机的设计

学院机械工程学院

专业机械设计制造及其自动化

学生王恒

指导教师王勇

毕业设计论文时间二О一一年三月二十三日～六月十四日共十二周

摘要

在旧油管清洗过程中致密坚硬的污垢锈皮采用单一的高压水射流清洗时所需的射流压力大采用油管钻通机进行预清洗介绍了油管钻通机的清洗原理结构特点以及关键技术油管钻通机和高压水射流清洗线配合使用可大大提高钻通清洗效率以及清洗合格率

由于绝大多数注水井回收油管表面垢层的主要成分是CaCO3CaSO4并有少量的Fe2O3BaSO4SrSO4等成份致密坚硬采用单一的高压水射流清洗时压力必须达到70MPa以上才能清洗干净甚至有些硬厚水垢锈皮需要150MPa以上的高压水才能清洗干净在这么高的压力下工作对操作工人的安全是一个很大的考验这就要求在对油管进行高压水射流清洗之前进行预清洗降低射流水的压强传统的预清洗有中频感应加热预清洗远红外预热清洗机械预清洗等几种清洗方法中频加热预清洗虽然能量集中速度快但功效大难于控制并伴有烟尘污染机械钻通机清洗具有清洗效率高环保等优点得到了广泛的使用

关键词油管预清洗钻通环保

Abstract

InTheharmonicputtertechnologyisimprovedonthebasetheoldpipecleaningprocessthehardcompactdirtrustleatherwithasinglehighpressurewaterjetcleaningtherequiredjetpressuretheuseoftubingdrillthroughpre-cleaningmachineIntroducedthroughtubingdrillingmachinecleaningprinciplestructuralfeaturesandkeytechnologiesTubingdrillingthroughhighpressurewaterjetmachineandcleanthelineswiththeusecangreatlyimprovethecleaningefficiencyandcleaningdrillthroughthepassrate

SincemostrecoveryinjectionwelltubingsurfacelayerofthemaincomponentofscaleCaCO3CaSO4andasmallamountofFe2O3BaSO4SrSO4andotheringredientscompactandhardAsinglehigh-pressurewaterjetcleaningthepressuretoreachmorethan70MPatocleanandevensomehardandthickscalerustskinneedsmorethan150MPahighpressurewatertocleaninworkingundersuchhighpressurethesafetyofworkersontheoperationofaGreattestThisrequireshigh-pressurewaterjetforcleaningthetubingbeforethepre-cleaningreducingthepressurejetsThetraditionalpre-cleaningpre-washwithmediumfrequencyinductionheatingfarinfraredwarm-cleaningmechanicalcleaningmethodssuchasseveralpre-cleaningAlthoughpre-cleaningfrequencyheatingenergyconcentrationfastbutdifficulttocontrolalargeeffectaccompaniedbysmokeanddustpollutionPenetrationthroughmachinewashingwithacleaningefficiencyenvironmentalprotectionetchavebeenwidelyused

KeywordsTubingpre-cleaningdrillthroughenvironmentalprotection

摘要I

AbstractI

目录II

第一章引言6

11课题的背景和意义6

12钻通机的发展状况6

第二章钻通机的构造工作过程及应用7

21钻通机的构造7

22钻通机的工作过程8

23钻通机的应用9

第三章运动和动力参数及传动零件的设计计算10

31主要设计技术指标与参数10

32运动和动力参数设计计算10

减速器的选用10

运动动力参数计算10

33摆线针轮行星传动所采用的结构特点11

34减速器设计12

com轮行星传动减速器一的设计计算12

com轮行星传动减速器二的设计计算14

第四章链传动轴轴承和键的设计计算及校核17

41链传动的设计17

链传动一的设计17

链传动二的设计18

42轴的设计19

轴的初步设计19

轴的结构设计20

43轴的校核21

空心轴的校核22

44齿轮齿条的基本参数及几何尺寸设计计算23

45轴承选择23

46轴承的校核24

轴承的寿命计算24

两支承轴上车轮处轴承的校核25

两支承轴上另两个轴承的校核25

空心轴承上两个深沟球轴承的校核25

空心轴承上推力球轴承的校核26

47键的选择和校核26

55电机减速器输出轴上的键26

22电机减速器输出轴上的键27

空心轴链轮处的键27

车体支撑轴链轮处的键27

车体支撑轴齿轮处的键27

第六章钻通机的润滑密封30

61钻通机的润滑30

钻通机减速机构的润滑30

钻通机轴承的润滑30

62钻通机的密封30

第七章公差与配合及粗糙度的标注31

71轴的形位公差等级31

轴的形状公差31

轴的位置公差31

72粗糙度配合的选择32

轴的工作表面粗糙度32

总结34

致谢及声明35

参考文献36

第一章引言

11课题的背景和意义

随着油田的开发油水井管壁结垢锈皮结蜡稠油堆积等情况的难清洗油管逐年增多修复恢复其性能进行重复使用已成为原油生产中控制成本降本增效的一项重要工作在旧油管清洗过程中致密坚硬的垢污锈皮采用单一的高压水射流清洗时所需的射流压力大为降低射流水压力采用油管钻通机进行预清洗油管钻通机和高压水射流清洗线配合使用可大大提高钻通清洗效率以及清洗合格率钻通机

第二章钻通机的构造工作过程及应用

21钻通机的构造

1钻通小车

钻通小车为钻削提供动力小车采用后驱动齿轮齿条带动以保证小车有足够的前进动力齿轮齿条保证了小车在管诟质异常或管有异物时不会停止前进增强小车动力

2支撑小车

支撑小车为移动的钻杆旋转支座保证钻杆工作中的稳定性及钻杆前后的同轴度钻头与钻杆定心的准确性限制钻杆在旋转状态下的跳动减少油管对钻头的冲击和磨损延长钻头的使用寿命

3前后防喷罩

由于排屑的要求需要钻头喷出一定压力的水线防喷罩保证钻头在进入和钻出管体时钻头喷出的水线不会喷出设备外面

4加紧装置

加紧装置能够使管体自动定心保证管体与钻杆同心使钻头进入管体后能够顺利钻削而不会钻削管体确保在钻削过程中管子不会在钻削力的作用下抖动和后退如图3

5支撑小车

支撑小车为移动的钻杆旋转支座保证钻杆工作中的稳定性及钻杆前后的同轴度钻头与钻杆定心的准确性限制钻杆在旋转状态下的跳动减少油管对钻头的冲击和磨损延长钻头的使用寿命

22钻通机的工作过程

油管经上料机构从储料管架上料到调整输送线上将钢管传输到限定位置由翻料机构翻送至钻通料架信号开关检测到料架有料信号后钻通上下料气缸顶起上料至钻通工位信号开关检测到钻通线有料信号后夹紧装置夹紧钢管防喷罩落下罩住钢管两端形成清洗密闭腔钻通小车电机启动小车前进延时后气动球阀打开开始供2MPa低压水启动旋转电机钻杆开始旋转钻通小车行走至端部碰到接近开关后全速退回回退到位后限位开关检测到小车行走电机旋转电机停止关水阀防喷罩抬起夹紧机构松开下料机构将钢管送至走钻通工序完成开始下一循环

23钻通机的应用

钻通机是高压水射流与机械联合破岩的技术具有工艺简单效率高成本低等优点进一步可把高压水射流与机械联合破岩技术应用于深井钻及深穿透射孔中以提高深井钻井速度和油田开发效益

第三章运动和动力参数及传动零件的设计计算

31主要设计技术指标与参数

1行走机构的减速电动机功率22Kw转速1400rmin传动比i43

小车行走速度152mmin

2钻通机构的减速电动机功率55Kw转速1400rmin传动比i9

钻杆转速312rmin

32运动和动力参数设计计算

减速器的选用

1钻通机的工作特点

长时间连续工作因此要求电动机为连续工作制

钻通机一旦遇到较硬的垢质就需要电机有较大的转矩以及减速器要有较好的抗冲击能力

鉴于以上原因选择笼型三相异步电机最为合适减速器选择摆线针轮行星传动减速器正确选用电机原则为在电机能胜任负载要求条件下最经济最合理地决定电机功率决定电机功率时要考虑电机发热允许过载能力和使用性能三个因素一般问题发热最重要

2电机分类自然冷却式风冷式直接油冷式间接油冷式

3本课题采用自然冷却式电机

由主要技术参数输入功率55kW转速140rmin4电机

运动动力参数计算

滚动轴承的传递效率摆线针轮传动的效率为

传动比i19电机转速n11400rmin输入功率W55kw

则输入转矩

输出转速rmin

输出转矩

综上所述

功率Pkw转速nrmin转矩TN·m

图33

34减速器设计

com轮行星传动减速器一的设计计算

功率55kw输入转速n1400rmin传动比i9

输出转矩

转幅系数K106509取K108初选

针径系数K21252取K217初选

针齿中心圆半径

取Rz85mm

齿宽b

取b12mm

偏心距a

取a85

短幅系数K1

针齿套半径rz

取rz14mm

针齿销半径rz取rz10

针径系数

得K218

接触应力σh

∑h[σH]

转臂轴承径向负荷Fr

转臂轴承当量动载荷P

转臂轴承外圈相对转速nnNxNv1400140091555rmin

选择单列向心短圆柱滚子轴承D1D1

Dz2RzD168_85mm选用NUP2306E轴承

针齿销支点的跨距LL4b48mm

针齿销弯曲应力σf

针齿销的转角θθ31510-7Lσfdz00009°

摆线轮根圆直径DfcDfcDz-2a-dz126mm

销轴中心圆直径DsDs12DfcD199mm

间隔环厚度BBb1-b8mm

销轴直径ds

取ds10mm外径为14mm

摆线轮顶圆直径DacDacDz2a-dz158mm

摆线轮销孔直径ddds2a0153015mm

根据数据计算选择XWD8135减速器

底座下加15mm后的垫板增大链轮与小车底板的距离防止链子与底板摩擦

34．2摆线针轮行星传动减速器二的设计计算

功率22kw输入转速n1400rmin传动比i43

输出转矩

转幅系数K106509取K109初选

针径系数K21252取K216初选

针齿中心圆半径

取Rz95mm

齿宽bb0102rp015X951425mm

取b14mm

偏心距aZbZc1i1

取a19

转幅系数K1

针齿套半径rz

取rz8mm

针齿销半径rz

取rz55mm

针径系数

得K218

接触应力σh

∑h[σH]

转臂轴承径向负荷Fr

转臂轴承当量动载荷PpXFr25998N

转臂轴承外圈相对转速nnNxNv1400140091432rmin

选择单列向心短圆柱滚子轴承D1D10405Dz

Dz2RzD176_95mm选用NF307E轴承

针齿销支点的跨距LL4b56mm

针齿销弯曲应力σf

针齿销的转角θθ31510-7Lσfdz00076°

摆线轮根圆直径DfcDfcDz-2a-dz170mm

销轴中心圆直径DsDs12DfcD1125mm

间隔环厚度BBb1-b8mm

销轴直径ds

取ds24mm外径为32mm

摆线轮顶圆直径DacDacDz2a-dz178mm

摆线轮销孔直径ddds2a015130mm

根据数据计算选择XWD8155减速器

第四章链传动轴轴承和键的设计计算及校核

41链传动的设计

链传动一的设计

传递功率P52Kw

小链轮转速312rmin大链轮转速156rmin

传动比i22

小链轮齿数Z129-2i取15

大链轮齿数Z235取35

设计功率PdKa×PKa18

Pd936kw

单排链条传递功率Kz134Kp1

Po699kw

链条节距P254

选择链号16A

验算小链轮轴孔直径Dk

Dk≤d120mm

初定中心距aoaoP762-1270mm

Aomin381mm

取ao420mm

以节距计的初定中心距aopaoP165mm

链条节数

取Lp60

链条长度L

计算中心距ac

ac382mm

实际中心距aac-0003ac3808mm

取a380mm

链条速度V

作用在轴上的拉力F1000PV8730N

链传动二的设计

传递功率P21Kw

链轮1转速326rmin大链轮2转速326rmin

传动比i1

链轮1齿数Z1≥Zmin9取15

链轮2齿数Z215取15

设计功率PdKa×PKa18

Pd378kw

单排链条传递功率Kz134Kp1

Po282kw

链条节距P3175

选择链号16A

验算小链轮轴孔直径Dk

Dk≤d120mm

初定中心距ao

Aomin317mm

取ao320mm

以节距计的初定中心距

链条节数

取Lp42

链条长度L

计算中心距ac

ac333375mm

实际中心距aac-0003ac3808mm

取a330mm

链条速度V

作用在轴上的拉力

42轴的设计

轴的初步设计

1输入轴最小直径确定

行走小车车体由两根轴支撑前后轴均是转动的主要承受弯扭组合作用

本课题总体设计为前后轴均转动用车轮连架在导轨上

轴的材料为45钢

则

则

取最小直径

取最小直径

估算直径时应注意以下问题

1对于外伸轴由上式计算得到的轴径常作为轴的最小直径轴段直径这时应取较小的A值

2当计算轴径处有键槽时应适当增大轴径以补偿键槽对轴强度的削弱

一般情况下轴径应增大45

3当外伸轴通过联轴器与电机联接时则初算直径d必须与电机轴和联轴器孔相匹配必要时应适当增减轴径d的尺寸

轴的结构设计

轴的结构形式应便于加工和装配轴上的零件在满足功能要求的前提下轴的结构应尽量简单轴的结构工艺性对轴的强度有很大影响为此应采用下面合理的工艺措施

1为方便轴上零件装拆的装拆轴常制成阶梯形相邻两轴段的直径相差不应过大并应该有圆角过渡过度圆角直径应尽可能大些以减小应力集中但对定位轴肩还必须保证零件得到可靠的定位当靠轴肩定位的圆角半径很小时为了增大轴肩出的圆角半径可采用凹圆角或加装隔离环

为使轴上零件容易装配轴端应有45°的倒角

需要磨削的轴段应有砂轮越程槽需要车制螺纹的轴段应有退刀槽

当轴上有几个键槽时应尽可能使键槽布置在同一母线上以便于键槽加工

与标准件如滚动轴承联轴器密封圈等配合的轴段应取为相应的标准值及所选配合的公差为使轴承等有配合要求的零件装拆方便并减少配合表面的擦伤配合轴段前应减少较小的直径为使与轴作过盈配合的零件易于配合相配轴段的压入端应制出锥度或在同一轴段的二个部位采用不同的尺com85吨立方米250kg

合计总质量M25012015012624kg

总重力

传动功率P52kw

转速312rmin

对后轴受力分析如下

扭矩

因为T比M小的很多所以只许按弯曲应力校核轴的强度

该轴只受垂直作用力危险截面为直径40mm的轴颈

计算应满足条件

≤[]90MPa

W轴抗弯截面系数带键槽轴和花键轴截面的截面系数和面积

前轴受力情况和后轴差不多结构尺寸和后轴差不多且不受扭荷所以前轴也是符合要求的

空心轴的校核

链传动的工作拉力F

F28730F1

F2×2768730×72

得F111007NF222774N

M8730×72628560NM

为F1受力处此处为危险截面

M比T大的多所以按弯曲应力校核

满足条件≤[]78MPa

44齿轮齿条的基本参数及几何尺寸设计计算

根据空间大小取d1150mm预计m5则Z30

齿顶高ha15mm

Ha25mm

齿根高hf1625mm

Hf2625mm

齿高h1125mm

齿顶圆直径dad12ha160mm

齿根圆直径dfd1-2hf1375mm

齿距P314×M157mm

齿轮中心到齿条中线距离H

Hd12xM7875x

基圆直径dbd1×cosθ140mmθ20°

端面重合度

齿线重合度

齿条下垫槽钢GB70765型号65

45轴承选择

在选用轴承过程中要考虑轴承的载荷转速调心性能以及安装和拆卸

1空心轴上的轴承主要承受轴向力又要保持转动时的稳定性所以选择两端各用一个深沟球轴承并且在后面加一个推力轴承这样保证了空心轴的工

作要求

额定动载荷由

由查表2-12eY104

查表2-12X

查表2-5

代入得

根据额定动载荷选用深沟球轴承选用滚动轴承6215

推力轴承处额定动载荷

代入得Cr155kN

根据额定动载荷选择推力轴承为推力轴承51315

2小车下两个轴各自所采用轴承一样轴主要承受径向力所以选用深沟球轴承支撑处选用滚动轴承6208与之对应轴承座为SN208两端车轮处滚动轴承6207

46轴承的校核

轴承的寿命计算

大量实验证明轴承的负荷P于寿命L之间的关系曲线如图45所示其方程式为

式中P当量负荷N

基本额定寿命

寿命系数球轴承3

com荷与寿命的关系

已知轴承基本额定寿为一百万转1是的基本额定动载荷为以工作时数表示寿命得

式中n轴承的工作转速rmin

负荷系数

两支承轴上车轮处轴承的校核

轴承的型号为深沟球轴承6207

基本额定动载荷Cr255kN

基本额定静载荷C0152kN

因载荷冲击较小载荷系数选取12轴承工作温度不高温度系数选择1轴承只承受径向力所以当量动载荷为

则基本额定寿命为

12822年〉10年

则此轴承满足使用寿命要求

两支承轴上另两个轴承的校核

轴承的型号为滚动轴承6208

基本额定动载荷Cr295kN

基本额定静载荷C018kN

因载荷冲击较小载荷系数选取12轴承工作温度不高温度系数选择1轴承只承受径向力所以当量动载荷为

则基本额定寿命为

22838年〉10年则此轴承满足使用寿命要求

空心轴承上两个深沟球轴承的校核

轴承的型号为滚动轴承6215

基本额定动载荷Cr660kN

基本额定静载荷C0495kN

因载荷冲击较大载荷系数选取18轴承工作温度不高温度系数选择1轴承承受径向力和轴向力所以当量动载荷为

则基本额定寿命为

2269年〉10年则此轴承满足使用寿命要求

空心轴承上推力球轴承的校核

轴承的型号为滚动轴承51315

基本额定动载荷Ca162kN

基本额定静载荷Ca0380kN预计寿命3000h

因载荷冲击较大载荷系数选取18轴承工作温度不高温度系数选择1轴承承受径向力和轴向力所以当量动载荷为

则基本额定寿命为

409117h〉3000h则此轴承满足使用寿命要求

47键的选择和校核

55电机减速器输出轴上的键

初选A型平键14×10×65GBT1096-2003b14mmL65mmlL-b265-758mm材料为45钢许用挤压应力[σp]100对键连接进行强度校核如下

则此

满足联接强度要求

22电机减速器输出轴上的键

初选A型平键16×10×70GBT1096-2003b16mmL70mml62mm许用挤压应力[σp]100对键连接进行强度校核如下

[σp]100则此键满足联接强度要求

空心轴链轮处的键

初选A型平键16×10×56GBT1096-2003b16mmL56mmlL-b48mm许用挤压应力[σp]100对键连接进行强度校核如下

3716MPa[]100MPa则此键满足联接强度要求

车体支撑轴链轮处的键

初选A型平键16×10×62GBT1096-2003b16mmL62mmlL-b54mm许用挤压应力[σp]100对键连接进行强度校核如下

8245MPa[]100MPa则此键满足联接强度要求

车体支撑轴齿轮处的键

初选A型平键16×10×77GBT1096-2003b16mmL77mmlL-b69mm许用挤压应力[σp]100对键连接进行强度校核如下

6452MPa[]100MPa则此键满足联接强度

第五章钻头组件设计

钻头作为钻通机的主体工作部件是钻通机的核心部分其设计主要考虑以下几个方面

1和钻通速度及钻杆旋转速度相匹既保证钻头旋转形成对管体的包络面达到150％以上

2四组合金刀头在360圆周上两两相错对称分布既保证包络覆盖面又尽可能的使切削力在圆周上均匀分布减小钻头在切削时瞬间冲击而引越的振动

3钻头整体采用锥形设计钻削中融合扩孔和钻孔能钻削95％以上的垢质管

4在刀体上开出排屑槽排屑槽布置8个直径为3出水孔使钻削出的杂物能顺利的排出管体保证钻削的正常进行

5合金刀头采用铜焊在刀体上在合金刀头刀刃损坏后通过加热刀体使合金

刀头脱落重新进行焊接刀体可反复使用

6钻头和钻