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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
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