课程设计说明书(机械专业)

0石油设备与工具方案课程设计题目：机械液压式震击器姓名：xxx学号：xxxxxxxx专业年级：机械工程及自动化指导老师：xxxx设计日期：xxxxxxx1目录0，前言———————————————————21，第一部分功能分析—————————————32，第二部分功能原理实验2.1，实施方案设计—————————————32.2，形态学矩阵——————————————32.3，实施途径选择—————————————33，第三部分方案评优3.1，评价因素———————————————43.2，方案特点———————————————53.3，方案选择———————————————54，第四部分参数设定4.1，工作特点分析—————————————64.2，结构及参数的优化设计—————————74.3，主要构件设计计算———————————84.4，震击器的震击力计算——————————124.5，震击器测试系统————————————145，第五部分绘制总体方案———————————156，第六部分总结———————————————157，第七部分参考文献—————————————152前言机械设计是机械工程的重要部分，是机械生产的第一步，是决定机械性能的最主要因素。而本次总体设计是机械设计中的重要环节，而本次课程设计就是为了培养同学们的总体设计能力而增设的教学环节。随着石油工业的发展，在钻井作业中，由于地质构造复杂（如井壁坍塌、裸眼中地层的塑性流动和挤压）、技术措施不当（如停泵时间过长、钻头泥包等），常常发生钻具遇阻卡钻，因此根据我国各油田钻井施工需要,联合研制的一种用于解除油、气、水井卡钻十分有效的解卡工具——震击器。随着石油机械设备中各项技术水平的要求的提高也相应提高。目前国内应用的震击器，主要来自Weatherford、Baker、Bowen、NationalOilwell、Rocan、Cougar、贵州高峰机械厂、北京石油机械厂等厂家的产品。我做这个课程设计的目的是力求本产品结构简单紧凑，装接迅速、简便、操纵容易，同时满足功能使用要求。总体设计要求技术的先进，功能原理的可靠，设计的经济性，实用性。对于我们实践经验不多的在校学子来说，设计上难免存在不足之处，望老师多加指正。产品名称：机械液压式震击器设计要求：装接迅速、简便、操纵容易、工况直观和解卡效果好3第一部分功能分析一、总功能：震击解卡二、分功能：1、打捞作业，当用于打捞操作时，震击器应直接地安装在接近卡点的钻铤柱的下方；2、取芯作业，震击器通常应安装在取芯工具的上方。第二部分功能原理实验2.1、实施方案设计1、动力源选择1）机械式2）液压式3）机械液压式2、工况选择1）随钻式2）打捞式3）地面式3、震击方向选择1）上击式2）下击式3）双向震击式2.2、形态学矩阵总体方案数为：3×3×3=27种2.3、实施途径选择1、动力源方案有三种，但从目前油气井类型及卡钻类型局部件功能123A动力源机械式液压式机械—液压式B工况选择随钻式打捞式地面式C震击方向上击式下击式双向震击式4来看，由于机械式比较笨重，不能适应复杂的情况，应选择液压式或者机械和液压组合式。2、由于随钻震击器，要设计在钻柱组合中，如果钻进或者起下钻过程中遇卡，可以随时震击解卡。打捞震击器，只是在需要解卡时才上井作业，不可以长时间随钻工作。地面震击器，只是在井口使用，其对卡点的震动效果是向下震击，现场使用比较方便。3、由于震击解卡作为震击器的主要功能，为满足上述要求，我作出如下两种方案：（1）A2+C2（2）A3+C14、两种方案用文字描述：1）利用液压油在细小流道内流动时的阻尼作用作为锁紧机构，利用流道突然变化所引起的释放，在震击器内产生打击，从而在钻柱内形成震动2）利用机械式和液压式的组合在震击器内部产生打击，从而在钻柱内形成震动，实现液压延时系统与机械锁扣装置结合。第三部分：方案评优3.1，评价因素随着石油需求的日益增大，21世纪的石油行业面临着增加石油后备储量的压力，我国地质情况复杂，储层埋藏深。随着钻井技术的不断发展和钻井设备的更新换代，同时为了勘探开发新5的储层，深井和超深井的数量逐渐增多，井眼尺寸越来越小，井深结构越来越繁琐。因而设计的井下工具要小而紧凑，重量轻，抗冲击能力强，使用安全可靠方便且实用经济，为钻井工业带来更大的经济效益3.2，方案特点液压式震击器由于其锁紧机构工作原理的限制，只能在单一方向上产生震击，一般为向上震击。由于液压式具有长延时功能，其震击力大小可以靠司钻的操作任意调节。但由于液压介质、密封材料和密封结构等容易受磨损、井温等因素影响，产品的寿命、适应性和可靠性均不稳定。显然，这种震击器对密封结构的设计和密封材料的选用以及对零件加工精度的要求都十分严格。而机械液压组合的震击器，集中了机械式和液压式两种震击器原理的优点，即使液压延时震击作用失效，机械震击仍可继续使用，技术性能得到很大提高，符合未来震击器产品发展方向。3.3、方案选择衡量两种方案，后者较前者优越，我将方案（二）作为最优方案，即将机械式和液压式进行组合。机械液压式震击器将液压延时系统与机械锁扣装置结合在一起，制成一种相对较短，具有机械和液压双重功能的震击器。其中液压延时装置允许操作人员调整上提力，然后用绞车滚筒刹车。这样容易减轻井口振动力，防止提升设备的损坏;机械锁扣装置除了可承受锁扣装置许可范围之内的拉力与压力外，还可以防止在正常钻井过程中内部件相对错动，从而消除内部件不必要的磨损。6第四部分：参数确定4.1，工作特点分析1，拉力大欲获得良好的解卡效果,就需要较大的工作拉力，经验表明,一般大修解卡施工的拉力在294KN左右(不计钻柱悬重)。考虑到安全及拉力储备,上击器设计指标还应当更高。然而拉力大必然使液缸产生很高的压力。现用上击器设计拉力为245KN，对应的压力达135MP，使危险点（如液缸上端1）安全系数不足1.5，稍有不慎而超载,就有发生胀缸脱扣等机械破坏的可能。2，扭矩大解卡施工常需完成造扣、,抓捞落鱼和拉扭等组合作业。一般需用扭矩约为9810N*m，故上击器工作条件十分恶劣。3，对延时和重复震击要求高延时和重复震击这两项指标是上击器的技术关键,很大程度上取决于活塞结构和泄流方式。震击效果的好坏取决于延时过程即钻柱弹变一恢复过程的可靠与否。而一般卡钻不大可能在几次震击后解除,一些井的卡钻甚至需要几百次震击才能解除。因此上击器性能的可靠性至关重要。环式上击器采用活塞环开口缝隙泄流,受油液粘温性影响明显,环缸磨损又使得开口大小不易控制；柱塞式上击器采用铜合金柱塞环状缝隙泄流,活塞磨损剥落铜屑的现象常常发生,使泄流间隙难以调控。这两种上击器都有有效震击次数少、震击断续等缺点。一旦磨损碎屑堵塞泄流通道,就将出现液缸压力骤升、甚至胀缸脱扣等现象。7综上所述,上击器工作条件恶劣,工作性能要求高%而现用上击器性能欠佳的主要原因在于本身结构及设计参数不能适应现场条件的要求及变化。4.2，结构及参数的优化设计1，结构优化上击器结构是解决间题的根本措施。技术难点之一是由于内外径尺寸限制,震击强度要求心轴夕触大,液压缸内径小,而降低内压的要求恰与此相反；难点之二在于活塞设计。本设计采用液腔与震击腔分开设计,活塞采用锥体几何造型、耐磨工艺处理、与液缸无隙机械自封且液压随动等新设计,形成了跟踪补偿缸径变化、孔隙式旁通泄流方式,使延时稳定性和重复震击性大为改善。通过运动副防刮扶正及组合密封、浮动密封等结构设计,优化了运动设计和液压系统特性。上击器结构见图12，许用拉力及液腔压力为充分利用修井设备,发挥解卡功效并确保可靠性,许用拉力与液腔压力的关系由下式确定：1QQQ（1）maxspKQ（2）本设计中取sK=101F=0.2971cm，Q=343KN，maxp=102MP构件几何参数由此值相应确定。3延时时间根据设备大钩上提速度及操作经验,延时时间由下式计算：300404.17*10sgvLVtpd（3）8本设计计算值t=44～59s，由t确定液压系统参数。考虑到井温、摩阻等多种因素,实际值以t=30～180s为适宜。其他设计参数不低于或高于现用上击器的设计参数,如扭矩9810N*m，水眼28mm等。4.3，主要构件设计计算由于上击器在拉、扭、液压及重复震击等恶劣条件下工作,为保证其安全可靠性,本设计按构件最复杂的应力状态选取危险点0截面1并采用动静法计算。限于篇幅,应力状态相近或非危险点不作计算。基本参数：K=1.2；n=1.5；maxp=102MP，maxM=9810N*m；震击力N=1127KN；主要构件如心轴、撞击套、液缸、活塞、导向管等选用42CrMo；锻件毛坯，s=931MPa，=620MPa，=0.5=310MPa。可靠性计算公式：螺纹根部最大应力：max13QF（4）螺纹牙剪切应力：max11110QKdbz（5）螺纹牙弯曲应力：max21130wKhQdbz6）9花键挤压应力：max12jyjymMKzhLD（7）拉扭组合应力：224合（8）拉、扭、液压等三向应力状态组合应力：合22212jywjyw（9）1，主要螺纹表1三种螺纹的计算应力值螺纹代号所联构件受力状态及最大轴向力maxQ（KN）旋合圈数计算结果（MPa）T64×3撞击套只受震击力，1127Z=22.3=610=234s=215M68×3导向管只受轴向拉力373.5Z=10=282=129s=141M95×3液缸总成各缸套第一种状态，只受震击力，1127Z=10=505=230s=251第二种状态，受拉，扭，液压，不受震击力合=377上击器螺纹优化为4种,均经磷化处理。所联接构件均采用42CrMo。调质后硬度大于HB310。其中3种螺纹须进行可靠性10计算。根据各螺纹的受力状态,将有关数据和几何参数分别代入式（4）～（6）,求出相应的应力值列于表1。结果表明,各螺纹安全、可靠。2，心轴心轴上段为震击、拉,、扭工作状态,下段为液压一拉伸工作状态。调质后硬度大于HB310,花键齿表面淬火硬度大于HRC50。M58×3螺纹及受震击力危险截面短T64×3螺纹已校核。上段按式(8)计算：其中=10KmaxQ/F=10×102×343÷32.31=127.4MPa;=maxM/pW=9810÷66.84=146.8MPa,由上述计算得：合=320MPa＜，安全。下段按式（9）计算：其中max10/101.237421.17212KQFMPa；22max2/1210210.4746263.3rKpMPa由上述计算得：414.5MPa合所以安全。矩形花键6－75×65×16按式（7）计算,取120jyMPa则max12298100.860.4177jymMKzhLD=85.9jyMPa由上可知安全。3,液压缸液缸外径11.4cm,内径9.2cm,平均直径mD=10.325cm,小径11D=9cm,活塞外径d=9cm.(1)液缸应力液缸处于拉、扭、液压三向应力状态。因壁厚大于110mD故按厚壁圆筒及式(9)计算。其中max124KpMPa,222max2110.803510.8035102478.31rrKpMPaKmax102rpMPa,则aP合安全。（2）液缸允许的最高内压〔p〕及极限拉力sQ22max1/310.80353620126.8rPKMPapsp/126.80.297426343SQKKNQKN此结果表明,本设计的上击器有较大的拉力储备和较高的可靠性。（3）活塞自封和补偿变形