ZJ70钻机绞车毕业设计 (1)

西南石油大学

《石油设备与工具方案设计课程设计》

题目名称：学生姓名：学生学号 专业年级：机械工程及自动化指导教师：评阅教师：完成日期： JC70D2钻井绞车 王琨 2009（矿机） 钟功祥、何畏 钟功祥、何畏 2013.1.11

1选题目的和意义

从国内外石油钻井的现状及发展趋势和研究方向来看，为了适应浅海、海滩、沙漠和丘陵等不同地带油气藏的勘探和开发，美国、德国、法国、意大利、加拿大、墨西哥和罗马尼亚等国先后开发了各种类型的石油钻机。其中美国的钻机技术和销售业绩在世界上稳居首位，所以与国际技术接轨，实际上是与以美国为代表的钻机技术及API 规范接轨。就我国目前普遍使用的机械驱动钻机而言，美国在20世纪60年代已经成熟，到70年代得到迅速发展。近年来，国外钻机在传动方式和结构形式方面的改进发展很快，交流变频电驱动已经广泛使用，以及绞车无级调速和新型的刹车系统的设计和改进有着突飞猛进的发展。我国目前的深井是塔里木塔河油田的塔深（井深8408米2006年）其被誉为亚洲第一深井，而美国早在1974年在世界上最深的地质井深12226米。这些惊人的数字都是离不开钻机绞车这一重要设备的。石油钻机在规模上有两极发展的趋势，即深井钻机大型化和轻便钻机小型化。

2国内外研究现状分析

国内外钻机绞车在传动方式和结构形式方面的改进发展很快，交流变频电驱动、步进电机已经广泛使用，以及绞车无级调速和新型的刹车系统的设计和改进有着突飞猛进的发展。深井钻机趋向大型化，钻深能力已达15000m ，最大钩载达12500 kN。为了提高起升工作效率，绞车功率趋向于提高。一般大型绞车由4台大扭矩的直流电动机驱动，采用强制水冷盘式刹车，起升钢丝绳直径50mm 。钻井泵单台最大功率1618 kW ，最高压力52.7 MPa 。原苏联、罗马尼亚的钻机系列中，绞车输人功率最大1838 kW 。通过对绞车的转动原理、电机的选择、主滚筒的力性能核算、刹车系统的改进使得ZJ70钻机绞车整体得到了良好的改进与优化

3总体设计方案

3.1. JC70D2绞车概述

JC-70D2绞车传动是ZJ70D 系列钻机的传动系统之一，它不但担负钻机起下钻具和下套管及上卸扣, 还担负着钻头钻进过程中控制钻压、处理事故，以及提取岩芯筒，试油等作业。同时还担负着井架及钻机前后台起升和降落任务。它主要有二大组成部分, 动力装置(包括输入轴在内) 和绞车主体，绞车传动动力机组。 JC-70D2绞车具有如下特点：

1) 绞车功率大绞车由两台YZ08(国产) 电机作为动力，经动力装置输入轴并车，额定输入功率可达1470kW 。

2) 调速性能好、功率利用高为适应起重量变化，节省起升时间，JC70D2绞车通过输入轴和传动轴之间的两档链条形成两个档位，而传动轴与滚筒轴之间通过高、低速离合器又形成两个档位，绞车总档数可达4正4倒，由于采用直流电机驱动，绞车可实现无级调速，大大提高了功率利用率，节省了起升作业时间，提高了工作效率。

3) 采用液压盘式刹车，刹车力矩大，安全可靠，能准确地调节和控制钻压，达到均匀送钻，在下钻过程中能控制下放速度。同时配备有风冷式电磁涡流刹车作为辅助刹车，使绞车工作的可靠性进一步提高。

4) 绞车具有操作省力，控制先进的特点该绞车采用机电液的控制系统，控制简单可靠，控制手柄、刹车、钻井参数仪表等均集中在司钻控制房内，便于操作。该绞车具有传动简单，结构紧凑，调速范围大，效率高, 寿命长，工作安全可靠，外形美观等特点。

3.2盘刹绞车

结构组成MCC 系统：600V/400V(3相) 230（单相）50HZ 。数量：1台 、型号:JC70D2。

特征：由SCR 控制交流电机提供动力，配绞车插件，安装在重型拖撬装置上（带辅助设备），适用于在使用4-1/2”钻杆条件下7000米油气井的钻探。捞砂滚筒、中间轴、输入轴、润滑系统等。滚筒本体开槽，以使

大绳有序排列：带有过卷防碰保护装置，司钻操控台安装在司钻控制房内以操控绞车、方钻杆旋转器、主刹车、液压猫头、天车防碰装置。司钻控制台同样配置空气报警器及气压表、润滑、和液压等显示仪表，钻井仪表操控台也集成在司钻控制房内。 规格：

3.3直流电机

本钻机配备9套YZ08/YZ08A 直流电动机：

1) 电机制造符合IEEE 标准。适应环境条件：温度：-40℃-55℃ 湿度：+20℃时相对湿度≤90% 沙漠、风沙等恶劣工况。 2) 技术参数： 电机(定/转)H/H 通风方式为强迫通风，电机正转方向为顺时针(从传动端视) ：。

3) 各部温升限值、电机部件、电枢绕组、主极绕组、附极绕组、换向器轴承测量方法电阻法、电阻法、电阻法、温度计法、允许温升(K)160、180、1205。

4) 电刷：尺寸：19.1×57.2×70(mm)电刷磨耗到限长度:39.5(mm)牌

号：GE-T900 电刷压力：40±4N 。

5) 结构参数：换向器片数184片换向器外径Φ422mm 换向器长185mm 电枢铁心槽数46槽电枢绕组形式单迭绕组58。

伺服电机控制简图

滚筒轴由两台YZ08 电机经动力装置输入轴并车，功率合流后通过输入轴与传动轴之间的两挂链条形成两个档位，传动轴与滚筒轴之间的两挂链条又形成两个档位，绞车总共产生2×2 档，此外，传动轴经与捞砂滚筒轴的一挂链条, 使捞砂滚筒轴形成两档。动力输入轴与传动轴之间的换档采用机械换档，传动轴与滚筒之间的换档采用气胎离合器换档。

3.4液压盘刹车特征：

包括6个工作卡钳和2个应急卡钳，工作卡钳在通常情况下是常开的，用于控制刹车扭距和调节送速度、钻压等，备用卡钳在通常情况下应是闭合的用于紧急刹车。

3.5 主滚筒总成

JZ702型绞车的主滚筒总成主要由滚筒轴、滚筒体、刹车毂、连接盘、轴向推盘离合器、输入输出链轮等组成。滚筒轴采用优质合金钢整体锻造而成，两边由调心轴承支撑，刹车毂为合金钢整体铸压而成。刹车毂的冷却采用循环水冷却方式，其刹车毂上带有水套和水循环管线，通过滚筒轴两端的导水龙头实现冷却水的循环，防止刹车毂温度过高产生毂外表面龟裂或与刹车带产生胶合。其循环水与辅助刹车循环水共用一个水箱，但水道不同。 （1）刹车系统

刹车系统是用来制动滚筒的。它主要由钢带、刹车块、平衡梁、曲柄轴、限位全、调节丝杠、拉把和刹把等组成。 （2）辅助刹车

WCB324辅助刹车直接安装在绞车轴上，是一种通过压缩空气和复位弹簧的作用来驱动摩擦片与淬铜合金板的离合，从而改变制动能力的装置。其刹车时产生的热量可通过留过合金板内水道寻坏水迅速带走。

它的特点主要表现在：

① 由于刹车能力只与气囊内地压缩空气的压力成正比，而与钩载的大小无关；

② 既能做为辅助刹车，又可用做完全刹车； ③ 循环水冷却刹车盘，减少废液的排放； （3）水循环冷却系统

绞车的水循环冷却系统是由两套独立的水循环装置组成，共用一个大

水箱，它分别由电机、水泵、管线及水罐组成。水源采用水罐和钻井偏房水罐中的水。一路为滚筒刹车装置散热，一路为辅助刹车散热。

3.6 天车防碰与紧急刹车装置

天车防碰装置主要由防碰肘阀、继气器、梭阀、防碰控制阀组成。当游车大钩上升到一定高度时，绳筒上快绳排绳到位，防碰肘阀阀杆被碰斜，使该常闭阀打开，主气通过防碰肘阀进入常闭继气器，是气包内主气分别进入气动辅助活塞缸及刹车气缸，气动辅助活塞缸及刹车气缸同时起作用，进刹死滚筒。同时另一路控制常开继气器，切断进入司钻阀的进气，从而使滚筒的离合器放气，绞车停止转动，达到天车放碰的目的。紧急刹车装置是利用气动辅助刹车的制动机构及主刹车气缸同时作用，由司钻认为控制绞车刹车。司钻台上有紧急刹车控制阀，无论何时，只要司钻认为有必要紧急制动，只要按下此阀，主滚筒便可在最短时间内停止转动，从而达到紧急刹车的目的。

另外，在主滚筒导气龙头一端安装高度指示仪的传感器，当游车大钩超过设定高度，则自动报警。

3.7 绞车结构

JC-70D2绞车为内变速，墙板式，全密闭四轴绞车，其中内变速可以使绞车获得四个档，转盘二个档，换档有机械换档和气ZJ70/4500D 钻机。

1）图 2-2 绞车传动流程图该绞车为四轴式绞车结构，即由输入轴，传动轴，捞砂滚筒轴，滚筒轴胎离合器换档两种方式，机械换 档需停车换档。绞车的传动链条采用强制润滑，设有刹车盘循环水冷却及风冷式电磁涡流刹车。从功能看，JC-70D2绞车传动主要由以下几个部分组成： 传动部分：引入并分配和传递动力。主要包括输入轴，传动轴，捞砂滚筒轴，滚筒轴等总成及传动链条等组成。

（图2-2） 1—捞砂滚筒总成： 2—传动轴总成：3—换挡机构：4—绞车架:

5—SDF70电磁涡流刹车盘式刹车：7—滚筒轴总成：8捞砂滚筒刹车 2） 提升部分：担负着起放井架、钻台，起下钻具，下套管子及起吊重物，上卸扣等，主要包括滚筒轴总成，捞砂滚筒轴总成，绞车主要是通过动力的传动来完成游动系统的起升作业和捞砂滚筒的辅助作业。动力机组输出的功率经过并车箱和角传动箱，到达链条传到捞砂滚筒轴，再通过链条将功率传递给主滚筒。同时，在主滚筒的另一侧，直接安装WCB324辅助刹车，这样就实现了功率的逐步传递。整个绞车系统设置有多种安全保护及辅助操作装置，保证了作业的安全可靠。

4 绞车机组主要部件的计算和分析

4.1 主滚筒参数确定

起升滚筒是绞车中最重的部件，在起升系统中，滚筒的起升惯性矩占全部惯性矩的50%～60%。所以，滚筒设计计算的任务是：选择滚筒的结构形式、核算滚筒的强度。在此基础上尽量减轻滚筒的重量，以节约材料，便于运输。同时使绞车起动动载小，加速操作和延长离合器寿命。

外滚筒剖面图

4.1.1滚筒的结构类型选择

典型的滚筒结构包括滚筒体、两套轮毂和刹车鼓，轮毂外侧有钢丝绳固定装置，并在其对侧有静平衡补偿块。刹车鼓是易损件，用螺钉联结在轮毂上，可迅速更换。轮毂与滚筒轴的的联结采用键装静配合，滚筒体和轮毂的材料为35号钢或5号钢板，而刹车鼓则采用特种耐热钢铸成。 滚筒的结构类型主要有两种： 1）铸造组装滚筒

由于滚筒整体铸造时结构形状复杂，易出废品。所以分开3件铸造，加工好后在组装在一起。显然，由于制造工艺的限制，各处断面只能铸得相当厚，既加大了重量又费加工量，所以不如焊接滚筒轻。

铸造滚筒实体剖视图（CAD 图）

2） 焊接滚筒

滚筒的滚筒体和轮辐用钢板焊成一体，杀车鼓可局部采用铸或锻件，筒的内部了加焊加强筋环。这样滚筒既轻，又不容易出废品，而且在近代焊接工艺的条件下，焊接较厚的钢板已经完全可以保证质量。这种滚筒以前只在单件的中型钻机的滚筒生产上采用，现在也推广到了重型钻机上。 所以，本次设计滚筒结构类型选用焊接滚筒。

4.1.2 滚筒直径D 1与滚筒长度L 的计算

D1主要是根据钢丝绳的结构和直径的大小来决定，总的原则是在不

使钢丝绳过分弯曲的前提下，将D 1设计的偏小一点。这对减轻绞车的重量，减小绞车的启动载荷都有好处。最于轻型、中型钻机，当钢丝绳的安全系数较大时，允许选用D 1=（17～ 23）d , 其中d 为钻井钢丝绳的直径，d=32 mm。

所以：D 1=（17～23）d

= 544～736 （mm ）

按照上述原则，取 D1= 580 mm 对于绞车长度的设计，一般满足API 要求

缠绳不超过4层的前提下，越小越好。

根据美国绞车设计经验 ：

L =（1.26 ～2.57 ）D 1

= 730～ 1490 （mm ）

通过对比分析， L 取 1080 mm 。确定L 后，再计算快绳的倾斜角，验算L 设计的合理性。L =2Ｈtg λ其中：

Ｈ――滚筒到天车间的距离。

λ――快绳的倾斜角，1.15 ～1.30，通过计算，快绳的倾斜角小于1.15。 所以，滚筒长度符合设计要求：刹车鼓直径D 2：根据使用经验 D 2 =（1.8～

2.3）D 1 ＝1044～1344 （mm ），通过综合分析：D 2 可取1170 mm 。

4.1.3 滚筒上的容绳量 M

游动系统为5×6 ，最大绳数为10绳，其完成立根行程为 L=28m，滚筒上留有缠绳10圈。

则：M= 28 m×10+ π（D 1 + d）×10

= 300 m

缠绳层数e 的计算，由于 M =πD 3 *n *e ，而D 3 = D0 +（e ψ-ψ+1）d D 3--滚筒平均工作直径，D 0-–滚筒工作直径，580mm 。

d-- 钢丝绳直径 32mm ，ψ--取 0.9

n-- 每层排数，根据滚筒的设计长度和绳槽的要求，n 取35 。 所以有：M =πD3*n*e = 300：

则3.14×[0.58 +（e*0.9 - 0.9+1）×0.029]×35 * e =300。 e = 4（e 取整数，化整时0.2则进位）。

4.2 滚筒体的强度核算

4.2.1 最大应力

滚筒体是一个铸钢的或板焊的厚壁筒。在起下钻的过程中，由快绳拉力P 对滚筒壁造成的载荷有弯矩M 弯 、扭矩M 扭以及缠紧的钢丝绳对筒壁的外力p1。而实际证明，由于前两种载荷所引起的应力都较第三个要小得多，所以在计算时可以忽略不计。而外压力p1在筒壁中产生的压缩应力却很大，成为强度校核的侧重点。由于轮辐两边加强的作用，所以压缩应力最大点发展在滚筒长度中段。而此应力又以内壁表面的切向应力max 为最大。

根据材料力学厚壁筒的一般公式，当只有外压力p L 时， D 筒，D 内分

别为滚筒体的外径和内径。设筒体壁厚为，以 D内=D筒-2 代入上式，然后忽略4 小值不计，则可得近似值。则对于次此设计中的绞车滚筒体而言，其材料用35号铸钢，其壁厚为52.5mm ：

所以有缠绳螺距S = 32 + 2=34 mm

= 2×2352 Kg/cm

而35号铸钢的 为28000Kg/ cm，n = 1虽然此时的n 不是绝对可靠的安全系数，但是在滚筒体内设有加强筋环，能够起很大的提高强度的作用，故这里可以认为滚筒体是安全的。这样一来，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 。

4.2.2 钢丝绳缠绕的滚筒的强度核算

（1） 当滚筒上只有一层钢丝绳缠绕时，在滚筒体上分离出一条宽为S 毫米的半圆环，S=D绳+2，在这个分离半圆环上的力相互平衡。两端钢

绳 + 2，这一绳拉力与环对钢绳的反力p L 的垂直分力相平衡。2P = 2 D

公式对于刹带、单向离合器均适用。

（2） 实际的滚筒上钢绳作多层缠绕时，max 不是按比例增加的（由应力实际测定证明）。

首先，滚筒和钢丝绳两者都是弹性体，当缠完第一层钢丝绳时滚筒体

向内收缩，暂时稳定为一定的弹性状态，再缠绕第二层时，在新增加的外压力p1的作用下滚筒体进一步进行收缩，这就使本已经缠好的第一层钢丝绳的拉力松弛下来，而小于原来的压力P ，减小的程度与滚筒的弹性和钢绳的相对刚度有关，可按以下经验公式计算：多层缠绕时的最大应力 max=AKg/cm 。

式中为多层缠绕经验系数，可参考下列数据：

滚筒体壁强度条件，其安全系数n = 1.5，式中为滚筒体材料的屈服极限，Kg/cm2考虑到滚筒内即使产生局部塑性变形时，滚筒的正常工作仍不受影响，从尽量减轻滚筒重量方面着眼，特殊情况下n = 1。

4.3 刹车机构的分析及计算

刹车机构的任务是刹慢或刹住被下钻载荷所带动的滚筒，达到调节钻压、送进钻具、控制下钻速度以及刹住悬持钻具的目的。因此要求刹车机构灵活、可靠。刹车机构是绞车上最重要的部件，但同时也是最薄弱的部件。

4.3.1 刹车机构的组成和作用

DSF 风冷型电磁涡流刹车主体外形及安装图

刹车机构的组成和作用如下：刹把可以转动杠杆，通过曲拐拉拽刹带的活动端，使之围抱刹车鼓。刹车带用铆钉铆在钢带上，块间有间隙。两条刹带的固定端用行程限制螺杆连接在平衡梁上，平衡梁的作用是补偿和调整两副刹车带的作用不均性。由于刹车带的可能不等长，刹带与刹车间的距离不一样，以及杠杆受力变形后的扭转变形等原因，以至两副刹车带的拉力不一样。如果将刹带紧端栓在平衡梁上，则通过平衡梁将两带的作用调均匀，使它们基本一样。另外，当刹车鼓与刹车块之间的空隙磨大了，刹把的最后刹住角度越来越小，不便于操作时，则将螺杆上的螺母调紧，使空隙变小。

在杠杆的尾端装有气刹车，通过刹把收兵的扭转来调节司钻阀来以调定汽缸中的气压，既调节气刹车的力的大小。手刹车起主要作用，气刹车是为了省力。辅助刹车是为了减轻手动刹车的负担。当气刹车和辅助刹车完全发生鼓掌时，应保证只用带刹车仍能坚持下钻和正常钻进刹带由50号弹簧钢板制成，用弹簧螺钉挂在绞车外壳上。刹带上铆有刹车块，它由耐热、耐磨、具有较大的摩擦系数的石棉塑胶或石棉绳编织品压制而成。 带式刹车的优点有：

（1） 包角a 可达到270度甚至330度，其制动力矩可随包角的增大而加大，以适应重型轿车的需要。

（2） 采用双杠刹车机构既省力又安全。

（3） 结构简单紧凑，便于维修。

但由于刹带的作用，也使之存在一些缺点：

（1） 刹车时滚筒轴受一弯曲力，其值为T 、t 的向量和。

（2） 只能用于单向制动，因其反向制动力矩要小的多，所以在钻机方案设计的时候，要注意滚筒的旋转方向。

（3） 活动端和固定端的刹车块磨损不一致。

4.3.2 刹车块与摩擦材料

在钻机绞车上为了获得较大的制动力矩，并具有较小的刹车尺寸，采用了特制的刹车块，它是由石棉纤维，混合塑胶粉和填料在温度180度左右，压力250下压制成瓦块形。塑胶粉主要成分是树脂，丁苯胶和少

量橡胶粉。填料的主要成分是长石粉，硫酸钡，还原铁粉，铜丝和少量石墨片等，加入金属丝的目的是为了提高刹车块的传散热性能。

下钻制动操作对刹车块的要求：

（1） 摩擦系数要高。

（2） 耐热性要好，在高温下能保持其性能。

（3） 在允许的比压，温度，速度范围内耐磨性要好。

（4） 容易加工，制造成本低。

现有石棉塑胶压制刹车块的重度为2，硬度为 HB 28-33，硬度越硬越耐磨，但同时刹车鼓的磨损也将增大。在比压P=50～60公斤/厘米和线速度50～60米/秒的条件下刹车块的允许温度T 允：表皮T

材料体内部T 允≤400～600允≤1000度, 度, 允许温度就是这样一个临界温度超过他刹车块的摩擦系数显著下降，磨损率急剧增加。国产刹车块的的摩擦系数μ=0.45～0.5。从大量的刹车块实验资料来分析，可以认为，只要是刹车块在允许的温度范围下使用，其米擦系数变化不大，可以近似的认识是一个常数。

4.3.3 刹车摩擦副的发热、磨损计算

下钻过程中。载荷和起升系统的的运动自量的动能在刹车时，通过摩擦转变为热能，使摩擦副发热，降低其摩擦系数，加速其磨损甚至使刹车鼓变形龟裂。刹车机构设计计算任务之一就是要计算摩擦副的热负荷，一避免可能发生的制动力矩不足或溜钻事故，摩擦副的发热计算。

（1） 由于钢制的刹车鼓是良导体，石棉制的刹车块是绝热导体，所以摩擦发生的大部分热量主要由刹车鼓吸收和传导，并主要是有刹车鼓的侧面和背面向外发散。为了加强散热效果，鼓的背面应该还有散热片或强制冷却水套。

（2） 在高温滑行（v=30米/秒）的摩擦副表面温度最高，刹车鼓表面可高过900度，在夜间可以看见表面烧红和不断迸出火花。在刹车块表面温度可高过1200度。但块和鼓的高温都只限于很浅的表层（大概3-4毫米），并且在不刹车时，在3-5秒内立即冷却到200-300度，为此重复不已，鼓与块都发生热疲劳裂纹。

（3） 在下钻550米以后开始挂水刹车，由于散热充分，刹车鼓的外表面

温度可稳定在150-200之间，短暂的刹住过程是摩擦副表面温度控制在350以内，这就减轻了带刹车的热负荷，延长了摩擦副的寿命。

对于普通的刹车鼓，当平均制动功率为N 时的最大稳定温度大于摩擦副的允许温度时是不允许的，必须降低稳定温度，如设计大尺寸刹车，采用人工冷却等，否则要被迫降低平均制动功率（如减少刹车频率），这是最不合理的。此外摩擦材料不同对稳定温度也有一定影响，如含有金属网的刹车块比没有的稳定温度要低5-10度，陶瓷刹车块要比石棉刹车块低20-30度。

目前还没有开展钻井刹车副发热的实验研究，所以还缺乏充分的资料，这是要进一步的研究任务。

4.4 主滚筒轴设计计算

根据实际经验，钻机滚筒轴长度一般在3m 左右，直径一般在200 mm ，而ZJ30/1700型钻机为中深钻机，因此粗略估计其轴直径为200 mm，长度为3 m ，材料选用 40CrNi 。

滚筒轴图

4.4.1 滚筒轴强度校核

（一）静强度校核

（1）快绳拉力和和滚筒扭矩：Qmax = 1700 KN (最大钩载) ，游动系统 η游 = 0.81 （API 推荐）。

所以：P= Qmax / Z *η游） = 1700×1.04 /0.81 × 10 ≈218 KN P--快绳最大拉力，作用在滚筒的右端，D 3 = D0 +（e ψ- ψ+1）d D 3--滚筒平均工作直径860mm ，D 0--滚筒直径580mm ，d-- 钢丝绳直径32mm

e--缠绳层数 4层。ψ--取 0.9, D3 =687.3mm =0.687 m,所以快绳拉力产生的扭矩 Mp：

Mp = P * D3/ 2 =2100×6873/2 =72.17KNm，此扭矩由二轮毂平均传递，所以右端Ⅰ-Ⅱ段为全部传递Mp=72.17KNm ，而Ⅱ-Ⅲ段只传递一半扭矩，为36.10KNm 。

（2） 链条拉力T ，钢丝绳在右端时，轴受力的情况最恶劣，故按此状况进行计算，近似把钢丝绳看成垂直的。

T = P * D3/（D 2*η筒 ）

=21000×687.33/（594.8 × 0.97）

=25000 kgf

D 3 =687.3 mm ，η筒 =0.97，D 2 = 594.8，链条紧边与水平夹角α= 29.296 Ty = T×sin α= 12235 kgf

Tx = T×sin α= 21800 kgf

（3）固定重量：滚筒重 2620kgf ，平均加在二轮毂中心处，另外还有链轮等重180kgf 。

（4）计算弯矩 Mw

① 在垂直面内 ∑M B = 0

Ay = 28100 kgf

∑Py = 0

By = 420 kgf

② 在水平面内 ∑M B = 0

Ax = 23800 kgf

∑ Px = 0

Bx = 2000 kgf

③ 轴在Ⅰ，A ，Ⅱ，Ⅲ各截面处的弯矩 Mw

在垂直面内：

Ⅰ截面： MⅠy = -0.525 kgf cm

A 截面： May = 0.99 kgf cm

Ⅱ截面： MⅡy = -3.00 kgf cm

Ⅲ截面： MⅢy =-0.503 kgf cm

在水平面内：A 截面：M A x =3.05 kgfcm:Ⅱ截面：M Ⅱx = 2.59 kgfcm

（二）静强度计算

Ⅱ截面的弯矩和弯扭联合作用最大，所以首选Ⅱ截面进行强度校核，Ⅰ处截面最小，因此承受扭矩最大，A 处受力最大扭矩和弯矩联合作用，因此也要校核。

（1）截面Ⅱ处，轴径d= 18.5 cm，键槽宽 b= 4.5 cm，深 t=1.5 cm 抗弯截面模量：Z=0.569,抗扭截面模量：Zp = 1.19,

合成弯矩：M Ⅱ=3.96 kgf m。

材料： 40 CrNi δS=58kgf/mm ，安全系数[Ss]取1.7 ～2.0 ，Ss = 4.59 >

[Ss],故截面II 处安全。

（2）截面A 处：

D = 16 cm

Z = 401.92

Zp = 803.84

Ss = 3.2 kgf m

Ss = 3.3>[Ss]

故A 截面处安全。

（3） I 截面处：此截面只受扭矩，M 扭=7.21kgf cm ，轴径d=15.5cm ，b=4cm ，t = 1.1cm 。

Zp = 701.38

Ss = 3.26 >[Ss]

故I 截面安全。

4.4.2 疲劳强度核算

由于滚筒、链轮、离合器作用点有的和P 以及Ty 在同一点上，抵消后可得：P=13569 kgf ，Ty=8546 kgf。

计算弯矩：

（1） 垂直平面内Ay=22554 kgf、By=-3574 kgf

（2） 水平面内：Ax = 16965 kgf 、Bx = 16965-15551 = 1414 kgf

（3）计算弯矩

垂直平面内：I 截面 ：M Ⅰy = -0.525、II 截面：M Ⅱy = 0.52

A截面内：May = -2.9、水平面内：A 截面：Max=2.17

II截面：M Ⅱx=1.85

（4）疲劳强度核算，由[S]= 1.5

S ：只考虑弯矩作用的安全系数。

---对称循环应力下的材料弯曲疲劳极限，S =380Mpa

---对称循环应力下的材料扭转疲劳极限，S =215Mpa

K---弯曲和扭转时的有效应力集中系数：K =3.2 ，K =2.32

---表面质量系数，K =1.5

---弯曲和扭转时的尺寸影响系数,K = 0.54 ,K = 0.6

---材料拉伸和扭转的平均应力计算系数,K =0.43,K =0.29

---弯曲应力的应力幅和平均应力幅。

Z---为抗弯截面模量：II 截面：Z Ⅱ =569，A 截面：Z A = 402， ---转应力的应力幅和平均应力幅（MPa ），

II 截面Z =1137 ，A 截面 ：Z =804

Z = 30.2Mpa，II = 22.6 MPa

所以截面II ：S > [S] ，故II 截面安全。

A 截面：S = 27.8 MPa

S = 32 MPa

S = 32 MPa

S >[S]，故A 截面也安全。

4.4.3 主滚筒刹车力校核计算

设刹带两端的总拉力（两带上的拉力之和）为t ，固定端总拉力T ，刹带包角a = 340 ，则有下列关系 ：T=e,设下钻到最大井深时的最大制动力矩M, 式中为下放时游动系统载荷，约为起升时的70%。

则：M = 1700×0.7 = 1190 KN。

---动载系数，取1.5～2 ，取2。

---滚筒第一层缠绳直径，D = D+d =0.58+0.032=0.612 m,游动系统效率，

取0.81, 绞车滚筒效率，取0.97,Z —有效绳数，Z= 10代入以上各值：M = 57221 Nm, 在整个刹带的弧长上，刹带拉力由T 递减为t ，其差值为制动力F ，F =2 M /D。

D---刹车毂直径为1.17m,F = 2 M /D = 2×57221/1.17 = 97814 N。 U---刹车带与刹车毂间的摩擦系数，u 取0.45，刹车包角a = 340 时，e =14.73t，F=97814/13.73=7124 N。

所以，有M=260 Nm。

即刹车摇柄所需要的扭矩为260Nm ，此由绞车气控系统提供，而气控系统所提供的最大输出扭矩为1200 Nm，能满足刹车力的需要。

5 参考文献

【1】张永益, 滕振超, 刘洋; 石油钻机的可靠度与维修规则 [J];大庆石油学院学报;2003年01期

【2】 贾燕, 黄志强, 李琴, 刘德明, 李国忠, 任杰, 张弭, 相臻; 气动刹车橡胶活塞膜ANSYS 分析及设计 [J];石油机械;2003年09期

【3】温泽民, 张家元, 王吉峰, 马仁君; 用“技术新度K_j”评价石油钻机

[J];石油机械;2003年10期