鉆桿檢測機械部分設計[含CAD高清圖紙和文檔全套]

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晉中學院機械學院 畢業(yè)設計(論文) 鉆桿漏磁檢測機械部分設計01 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 摘 要 鉆桿是鉆井設備中的重要部件，但經常因缺陷而發(fā)生失效事故，導致巨大的經濟 損失，因此，研究現場堆放狀態(tài)下鉆桿的無損檢測方法、研制鉆桿檢測裝置具有重要的意義。本文首先分析了鉆桿的結構特征、缺陷形式及其易發(fā)部位，提出了一種采用自驅式檢測探頭、配備檢測漏磁檢測方法，給出了鉆桿漏磁檢測系統(tǒng)的設計方案，對檢測的運動方案、工作原理及系統(tǒng)布局的可行性進行了論證。 關鍵詞：鉆桿檢測，機械設計，漏磁檢測 V Abstract Drill pipe is an important component of the drilling equipment, but often due to defects and failure accidents occur, resulting in huge economic Loss, therefore, the study site piled state under the drill pipe, drill pipe and non-destructive method for detecting device has important significance. This paper first analyses the structure characteristics, the drill pipe defects form and prone positions, put forward a kind of automatical testing probe, equipped with detection of magnetic flux leakage testing method, gives the design scheme of magnetic flux leakage testing system of drill pipe, the feasibility of detecting motion scheme, layout and working principle of the system are demonstrated. Key Words: mechanical design, drill pipe detection, magnetic flux leakage testing 目 錄 摘 要 II Abstract III 目 錄 IV 第1章 緒 論 1 1.1 課題研究意義 1 1.2鉆桿檢測研究現狀 1 1.2.1 國內研究現狀 1 1.2.2 國外研究概況 3 1.3 論文主要結構 4 第2章 方案分析與比較 5 2.1鉆桿結構特征 5 2.2鉆桿有關參數 6 2.3 方案一介紹 6 2.4方案二介紹 7 2.5 兩種方案比較 8 第3章 主要裝置設計計算 9 3.1概述 9 3.2檢測探頭設計 9 3.2浮動連接裝置設計 17 3.3 彈簧的設計計算 18 第4章 機架的設計 28 4.1 機架的基本尺寸的確定 28 4.2 架子材料的選擇確定 28 4.3 主要梁的強度校核 28 參考文獻 31 總結與展望 32 致謝 33 第1章 緒 論 1.1 課題研究意義 鉆桿在長期服役過程中要長期受拉、扭、彎曲等交變應力作用,同時鉆井液、鉆井 泥漿中溶解的、和 等腐蝕介質及地層的氧化物等介質使鉆桿產生嚴重的腐蝕。受腐蝕后的鉆桿在應力作用下易失效，造成鉆柱失效事故?，F場調查表明,國外14%的油氣井都不同程度地發(fā)生過鉆柱井下斷裂事故，國內各油田每年也發(fā)生鉆柱疲勞斷裂事故500 多起,直接經濟損失在巨大1998 年全國油氣田發(fā)生鉆柱事故540 起 [6-7]。四川川東地區(qū)在1996 年～1997 年間就發(fā)生了303 次鉆具井下斷裂事故[8]。從1998 年至2001 年,中國海上ＰＨ油田在鉆井作業(yè)中共有61 根鉆桿發(fā)生刺漏現象，刺漏部位一般位于距鉆桿接頭端面0.5～0.7ｍ,基本上處于鉆桿“敦粗”過渡帶[9]。2001 年7 月～2003 年5 月,塔里木有21 口刺漏失效井，共89 次Φ127mm鉆桿發(fā)生了刺漏,造成了嚴重的經濟損失[10]。其它鉆井隊也發(fā)生的情況。鉆桿使用前不檢測,無法掌握其損傷程度,不能保證質量,在鉆井過程中可能造成刺穿、斷裂等事故,給鉆井生產帶來巨大經濟損失。鉆桿無損檢測技術是檢測鉆桿缺陷實際有效的方法，及時地對鉆桿腐蝕缺陷進行檢測和控制，加強我國油田用井下鉆桿的無損檢測，可提高下井鉆桿使用的可靠性，是降低鉆井工程成本，提高經濟效益，促進我國石油戰(zhàn)略發(fā)展的重要途徑。 1.2鉆桿檢測研究現狀 1.2.1 國內研究現狀 對鉆桿的檢測，國內外使用了多種無損檢測方法，主要有漏磁法、γ 射線法、超 聲法。γ 射線法對表面或近表面的細微裂紋檢出率較低，檢測周期長，工作量大， 對環(huán)境和人體容易構成傷害，且檢測成本高；超聲法只能點測，不能對管壁實行全面 檢測，漏磁檢測法是目前公認對管狀鐵磁性材料最可靠的檢測方法，其主要特點檢測 速度快,檢測效果好，操作簡單，抗干擾及污染能力強[20]，在各種導磁構件的缺陷檢測 上得到了廣泛的應用。目前，鉆桿探傷采用漏磁檢測輔以超聲檢測。桿體與加厚過渡區(qū)分別探傷，桿體以漏磁檢測為主，加厚過渡區(qū)以超聲檢測為主[21－25]。超聲檢測設備有USIP12、USD10、CTS26、CTS33 等，漏磁檢測設備有美國NDT公司、TuboscopeVetco公司、OEM公司等生產的Specta Vision Systein I 2000 型、Sonoscope、ClassiFax、Hughes CIS等。大部分的鉆桿漏磁檢測設備為固定式[26－27]，如圖1.2（a）所示。此類設備價格昂貴，體積龐大，不易搬動，需要專門的廠房作為其檢測場地，且檢測盲區(qū)大[28－29]。引進的國外移動式鉆桿檢測系統(tǒng)，如圖1.2(b)、(c)等，其檢測效率不高。圖1.2(d)為美國OEM公司生產的Artis－2 型便攜式鉆桿漏磁檢測設備[30]，該設備檢測鉆桿時,由于鉆桿接頭長度不同,探靴開、合時距接頭臺肩的距離長短不齊,又加之探靴開、合瞬間產生干擾信號,使鉆桿加厚過渡帶成為盲區(qū)，且檢測操作人員勞動強度大，價格昂貴。 （a）固定式檢測設備 （b）小型移動式 （c）超聲波 （d）便攜式 圖 1.2 常規(guī)鉆桿檢測設備 1.2.2 國外研究概況 Hwang和Lord在1975 年采用有限元方法對磁場進行分析，首次把材料內部場強和 磁導率與磁場幅值聯(lián)系起來。1986 年，Edword和Palmer對無限長表面開口裂紋進行了 分析，得出了二維表達式等[39]。在國內，1970 年，楊洗陳系統(tǒng)地介紹了國外漏磁場與 缺陷相互作用理論的研究進展狀況;1980 年，張濟世采用有限元方法計算了方鋼表面裂 紋的漏磁場;1985 年，于輪元等采用有限元方法對表面和近表面缺陷的漏磁場進行了計 算，分析了缺陷形狀參數對漏磁場的影響作用。90 年代初，國家制定了第一個漏磁檢 測標準將漏磁檢測納入了標準檢測行列。近年來，在漏磁探傷和磁粉探傷原理方面， 仲維暢采用磁偶極子模型進行了大量計算，給出了偶極子場的圖像，解釋了磁粉在缺 陷處分布特點；楊叔子、康宜華等人對漏磁檢測定量原理與技術方面及其應用方面做 出了大量的研究，采用線圈與永磁體磁化，霍爾元件與線圈拾取信號，主動式運動與 被動式運動相結合的檢測方法，在漏磁檢測的電磁源檢測、磁化方法、拾取信號方法， 機電一體化檢測設備與系統(tǒng)方面取得了一系列研究成果。李路明、吳先梅、何鋪云、 孫永蓀等人也對漏磁檢測方法與應用作出了一些研究，主要在試驗驗證及基本設備應 用上的研究?；诶碚撗芯康幕A之上，產生了一系列漏磁檢測設備，如美國NDT Syste和Tuboscope Vetc公司生產的Wellchek井口檢測系統(tǒng)，用于在采油管提出井口的同時對 其進行探傷。美國的Tuboscope公司研制的兩種磁探傷裝置Amalog和Sonoscope，主要 用于石油無縫鋼管的探傷。其中Amalog采用直流磁化探頭旋轉，用于檢測軸向缺陷； Sonoscope采用線圈磁化，用于檢測周向缺陷，能夠檢測出深度為12.5%的內壁缺陷。 ICO公司的EMI漏磁探傷系統(tǒng)通過漏磁探傷部分來檢測管體的橫向和縱向缺陷，美國OEM公司的ARTIS-2 型便攜式電磁檢測系統(tǒng)圈，德國的ROSEN檢測技術公司開發(fā)的一種用于連續(xù)油管自動檢驗與監(jiān)測的實時檢測裝置。 1.3 論文主要結構 第一章緒論 論述國內外鉆桿檢測研究概況及漏磁檢測方法研究現狀。 第二章 主要分析了鉆桿結構特征方案分析與比較 第三章 檢測機構機械結構設計 35 第2章 方案分析與比較 2.1鉆桿結構特征 鉆桿從進貨到報廢或失效，一般要經歷使用前存放、使用、存放、再使用、再存 放，直到報廢或失效這樣一個過程[46-47]。在役的鉆桿一般堆放在管子站或井口支撐架 上，以便待用或檢測維修，堆放現場一般為露天。因而，鉆桿的現場檢測需在露天進 行。 鉆桿為不規(guī)則的構件。為了增加鉆桿管體與鉆桿接頭之間的連接強度，美國石油學會(API)制定了標準APISpec5D《鉆桿規(guī)范》對其作出了專門規(guī)定，通常將鉆桿管體簡稱為鉆桿[48]。鉆桿結構示意圖如圖 2.1 所示。其結構為兩端大接箍，其中一端接箍套有外絲扣，另一端接箍套有內絲扣，中間為直徑較小的桿體，大接箍與中間桿體之間由加厚過渡區(qū)銜接起來，以便增強其承受集中應力的能力。兩端粗大的接箍采用摩擦焊與桿體對接，形成加厚過渡區(qū)。整個鉆桿由管體和與管體兩端分別連接的鉆桿接頭組成，連接方式通常為摩擦焊。鉆桿管端加厚方式有三種：(1)內加厚，即只減小內徑，而外徑保持不變；(2)外加厚，即只增大外徑,而內徑保持不變；(3)內外加厚，即同時減小內徑并增大外徑[49]。 GB7229-86《鉆桿及其接箍》規(guī)定鉆桿的規(guī)格分別為Φ60.3、Φ73、Φ88.9、Φ114.3、5 Φ127、Φ139.7mm等，長度一般為9500mm或12000mm。為了調節(jié)鉆柱的長度，還有 各種短鉆桿。常規(guī)鉆桿的主要結構參數如表2.1 所示。 表 2.1 鉆桿主要結構參數 2.2鉆桿有關參數 1） 桿體參數 表2-2 桿體參數 外徑 mm 名義質量 Kg/m 平端質量 Kg 壁厚 mm 鋼級 加厚端型式 127 38.1 35.79 12.70 E I，E，U 2）加厚端尺寸 表2-3 加厚端尺寸 外徑 mm 內徑 mm 最小長度 mm 最大長度 mm 鋼級 149.2 96.9 76.2 139.7 X，G，S 2.3 方案一介紹 圖2.1 浮動漏磁漏磁檢測儀 探頭連接部分采用浮動裝置[27]，其基本工作原理：在鉆桿徑向安裝浮動彈簧，在鉆桿向上或是向下運動過程中，由于鉆桿直徑的變化需要探頭位置也不斷的隨其相應的變化，徑向安放彈簧可以實現此目的。鉆桿檢測前要先進行磁化，每個檢測探頭兩端分別設計安裝有一個永磁體，利用永磁體對鉆桿進行磁化。探頭兩端均設計安放永磁體可以保證無論鉆桿是上提還是下降都可以先磁化后檢測，實現漏磁檢測必須先磁化的條件。鉆桿被磁化后通過探頭的對應放傳感器的地方，利用傳感器對鉆桿情況實施有效的現場檢測。 2.4方案二介紹 圖2.2 四連桿漏磁漏磁檢測儀 此檢測儀器探頭的連接部位采用四連桿機構實現檢測時探頭與鉆桿平行接觸，彈簧起復位和定位作用。 這種結構的工作原理是：檢測探頭的連接部分采用四連桿機構，當檢測鉆桿的桿體部分時，四連桿處于矩形狀態(tài)，如下圖上面部分所示，當檢測鉆桿的加厚端時，由于鉆桿直徑加大，需要大的檢測空間，在四連桿連接鉸鏈的作用下四連桿發(fā)生相應的變形，隨即變成如圖下面部分所示的平行四邊形結構，檢測探頭隨之向外移動，檢測探頭距鉆桿中心線的距離由a增大到b，實現了對鉆桿大徑區(qū)的有效檢測。連桿桿體部分所連接的彈簧可以在四連桿機構發(fā)生變形時利用彈簧的特性實現對探頭的定位和復位作用。 2.5 兩種方案比較 方案一與方案二最大區(qū)別就是檢測探頭的連接裝置。兩種方案都能實現探頭在鉆桿加厚區(qū)與桿體之間的順利過渡，并實現有效的檢測。但方案二中彈簧布置在軸向，探頭在變徑區(qū)移動時促使四連桿發(fā)生形變，彈簧連接部位雖然會隨連桿轉動而改變方向，但由于彈簧軸向與垂直方向會存在一定的夾角，容易造成彈簧的扭彎變形，影響探頭回彈準確性和及時性并且影響彈簧的使用壽命。而方案二中彈簧布置在徑向，既可保證探頭及時準確回彈又不會存在彈簧的扭彎變形情況。 綜上所述，方案一是最佳方案。 第3章 主要裝置設計計算 3.1概述 主要裝置有檢測探頭、浮動連接、機架等 3.2檢測探頭設計 檢測探頭鉆桿高速旋轉和軸向運動中要承受摩擦和沖擊力的作用，還要受原油泥漿腐蝕，工作環(huán)境惡劣，且由于接觸易燃物體，直接與鉆桿接觸，在工作過程中避免長生電火花，所以探頭選和設計非常重要。 永磁體最重要的功能就是提供一個恒定的磁場。由于應用環(huán)境與應用條件的不同,各種應用場合所要求的永磁體的形狀不同,對穩(wěn)恒磁場的空間分布及其磁場強度的要求也不同。目前應用最多的是圓柱形、長方形、扇形和環(huán)形等具有較高對稱性的永磁體,具體尺寸及性能則因應用領域的不同而有所區(qū)別。由于缺乏方便實用的計算手段,人們在確定適宜的永磁體的尺寸及性能方面缺乏可靠的判據,大多數情況下所能依賴的只有過去的經驗或是反復的試驗,即使個別情況下采用理論推導的方法,也由于計算方法與精度的限制,很難快速、準確地得到滿意的結果。利用磁場計算與磁體設計系統(tǒng),可以方便、快捷地對不同形狀、不同充磁方向、不同磁性能的永磁體所產生的空間磁場進行計算與分析。此外,在對磁體形狀、空間磁場的分布提出特定要求的情形下,還可利用本系統(tǒng)進行輔助設計,以確定所需采用的永磁體的幾何尺寸、性能指標及參考磁體牌號,解決永磁體應用中的實際問題。 電磁鐵的最優(yōu)設計，在于合理選擇電磁鐵的型式。不同型式的電磁鐵有不同的吸力特性，盤式吸力大，適用于起重電磁鐵、電磁吸盤和電磁離合器；拍合式特性比較陡，廣泛用于接觸器和繼電器；螺管式，吸力特性比較平坦，用于長行程牽引和和制動電磁鐵；機床電器如接觸器、中間繼電器電器基本上都是E型。 工作持續(xù)時間，繞組溫升，最低作動電壓、作動時間、釋放電壓和期限等。此外還要求重量輕、尺寸小，并有良好的工藝性，用材少以及最少資金等要求。 要保證電磁鐵可靠動作，在整個工作行程內，吸力均大于反力。一般電磁鐵均選擇銜鐵釋放位置為設計點,在該點應保證吸力可以克服反力而使銜鐵動作。 有時需根據電磁鐵的動作時間來確定電磁鐵的類型，對于快速執(zhí)行要求可達到3～4ms，如極化繼電器。對于慢速要求的可達300～500ms。為了獲得慢速要求，可采用帶短路環(huán)的拍合式和吸入式。 3、直流電磁鐵的吸力 （1）Ｆ＝Ｓ（N） 式中：Ｓ－磁極總面積（ｍ２） Ｂδ－氣隙磁感應強度（T） （2）F=（IN）2×10-6（N） 式中：S和δ的單位為cm 和 cm2 （3）吸力和氣隙的關系 直流電磁鐵的計算 （一）、電磁鐵的原始數據 1、初始吸力QH（公斤） 2、銜鐵的行程δH（厘米） 3、容許溫升（℃） 4、工作制：長期工作制τ=1；短時工作制τ＜1；重復短時工作制τ＜1。重復短時工作制還應給出接通時間或循環(huán)時間。 5、電磁鐵的工作電壓。 計算 1、按公式Kφ=計算結構系數 2、根據計算出的結構系數值,按表1確定導磁體類型 表 1 電磁鐵類型 Kφ 盤式，銜鐵在外部 大于93 吸入式，臺座為平頭 90～16 拍合式 26～2.6 吸入式，臺座為45度錐形 16～4 吸入式，臺座為60度錐形 4～1.8 吸入式，無臺座 小于0.2 3、按下面各表，確定長期工作制電磁鐵的氣隙磁通密度Bδ和比值=（線圈的長高比） 表2 表3 表4 表2、表3、表4、表5是電磁鐵長期工作的Bδ，如果是短時工作制或反復短時工作制，應加大10～15%。 對于比值=（線圈子的長高比，也叫窗口尺寸），如果吸力增大或行程減小，可減小此值。減小此值后，每匝線圈的平均長度增加，銅的用量增加，而導磁體的長度縮短了，鋼的用量減小。最優(yōu)設計的電磁鐵，此值為1～7。 表5 盤式和拍合式電磁鐵最優(yōu)磁通密度曲線 （三）、初算 根據電磁吸力公式QH=π（公斤） （1） 式中Bδ-氣隙中的磁通密度（高） 由（1）式得R1=（cm） （2） 1、盤式和吸入式平頭電磁鐵的銜鐵半徑可直接用（2）式計算。 2、吸入式錐臺座電磁鐵 吸力Q= 行程δ=δHcos2α 式中α-錐度角 吸入式錐臺座電磁鐵的銜鐵半徑將QH換成Q再按（2）式計算。 3、拍合式電磁鐵 可直接用公式（2）算出極靴的半徑R1。對于鐵心的半徑RC RC=R1 式中：BCT=4000～12000 根據電磁鐵要求的靈敏度,靈敏度高的選小值。 σ=1.3～3 4、線圈的總磁動勢方程 F∑=kct kct=1.2～1.55 試驗表明，導磁體內磁動勢占電磁鐵總磁動勢的10～25%，非工作氣隙中的磁動勢占總磁動勢的5～10%，則材料選擇最經濟。 F∑=Fδ+FCT+Fφ 式中：Fδ-氣隙中的磁動勢 FCT-導磁體中的磁動勢 Fφ-非工作氣隙中的磁動勢 5、確定線圈的長度和高度 （1）長度 LK= 式中：ρθ-漆包線的電阻率 F-總磁勢 τ-工作制系數 K-散熱系數 θy-溫升 fK-填充系數 表7 fK填充系數 漆包線直徑（mm） 手動繞線 自動繞線 0.1 0.44 0.38 0.15 0.495 0.2 0.535 0.48 0.3 0.54 0.4 0.57 表8 K-散熱系數 (2)R2=+R1 hK=R2-R1 (3)R3= 6、拍合式電磁鐵外形尺寸計算（曲線圖上無） （1） 線圈的內徑De！=d+2△c（m） 式中△c-線圈和鐵心之間間隙。一般取0.0005～0.001（m） (2)線圈的外徑Dc2=(1.6～２)Ｄｃ１（m） (3)線圈的厚度b=（m） (4)線圈的長 L=βb（m） β:螺管式取β=7～８ QH=24公斤δH=0.5厘米θY=70℃τ=0.1 UH=24VθY=20℃ 1、有效功A= QHδH=24×0.5=12kgcm 2、結構系數值Kφ===9.8kg0.5/cm 按所求的值,查表1,確定電磁鐵的類型為45度錐臺座吸入式。 按所求的值,查表3得：Bδ=10600高，=5 3、把吸力和銜鐵行程折合為等效值 Q===48kg δ=δHcos2α=0.5×cos245o=0.25cm 4、確定鐵心半徑 R1===1.82(cm) 5、確定總動勢 F∑=kct=×1.28=2700(安匝) 取磁導體中的磁勢降為氣隙磁勢的18%,非工作氣隙中的磁勢降為氣隙中磁勢的10%,則 式中KCT==1.28 0.78=1-(10%+18%) 5、 確定線圈的長度和高度 LK===5.04(cm) ρθ=2.4×10-2Ωcm2/m 漆包線90℃時電阻率 K=1.16×10-3W/cm2℃ 散熱系數 Fk=0.43 填充系數 R2=+R1=+1.82=2.83 (cm) H=R2-R1=2.83-1.82=1.01(cm) 7、確定外部半徑 R3===3.35(cm) 3.2浮動連接裝置設計 檢測探頭與連桿用鉸鏈連接，實現探頭的自由擺動，便于在鉆桿加厚過渡區(qū)自由方便移動檢測。當檢測探頭過渡到鉆桿加厚區(qū)時，浮動彈簧被壓縮，帶動探頭下移，實現對鉆桿大徑的順利檢測。浮動彈簧采用壓縮彈簧以保證在整個檢測過程中探頭始終與鉆桿有效接觸，利于磁化檢測。調整彈簧可以輔助保證探頭計量平整檢測，不致偏移太大。 3.3 彈簧的設計計算 圓柱螺旋壓縮(拉伸)彈簧受載時的應力及變形 圓柱螺旋彈簧受壓或受拉時，彈簧絲的受力情況是完全一樣的?，F就下圖<圓柱螺旋壓縮彈簧的受力及應力分析>所示的圓形截面彈簧絲的壓縮彈簧承受軸向載荷P的情況進行分析。 由圖<圓柱螺旋壓縮彈簧的受力及應力分析a>(圖中彈簧下部斷去，末示出)可知，由于彈簧絲具有升角α，故在通過彈簧軸線 的截面上，彈簧絲的截面A-A呈橢圓形，該截面上作用著力F及扭矩。因而在彈簧 絲的法向截面B-B上則作用有橫向力Fcosα、軸向力Fsinα、彎矩M=Tsinα及扭矩Tˊ= Tcosα。 由于彈簧的螺旋升角一般取為α=5°～9°，故sinα≈0；cosα≈1(下圖<圓柱螺旋壓縮彈簧的受力及應力分析b>)，則截面B-B上的應力(下圖<圓柱螺旋壓縮彈簧的受力及應力分析c>)可近似地取為  式中C=D2/d 稱為旋繞比(或彈簧指數)。為了使彈簧本身較為穩(wěn)定，不致顫動和過軟，C值不能太大；但為避免卷繞時彈簧絲受到強烈彎曲，C值又不應太小。C值的范圍為4～16(表<常用旋繞比C值>), 常用值為5～8。 圓柱螺旋壓縮彈簧的受力及應力分析 常用旋繞比C值 d(mm) 0.2～0.4 0.45～1 1.1～2.2 2.5～6 7～16 18～42 C=D2/d 7～14 5～12 5～10 4～9 4～8 4～6 為了簡化計算，通常在上式中取1+2C≈2C(因為當C=4～16時，2C>>l，實質上即為略去了 τp)，由于彈簧絲升角和曲率的影響，彈簧絲截面中的應力分布將如圖<圓柱螺旋壓縮彈簧的受力及應力分析>c中的粗實線所示。由圖可知，最大應力產生在彈簧絲截面內側的m點。實踐證明，彈簧的破壞也大多由這點開始。為了考慮彈簧絲的升角和曲率對彈簧絲中應力的影響，現引進一個補償系數K(或稱曲度系數)，則彈簧絲內側的最大應力及強度條件可表示為   式中補償系數K，對于圓截面彈簧絲可按下式計算：  圓柱螺旋壓縮(拉伸)彈簧受載后的軸向變形量λ可根據材料力學關于圓柱螺旋彈簧變形量的公式求得: 式中：n—彈簧的有效圈數； G—彈簧材料的切變模量，見前一節(jié)表<彈簧常用材料及其許用應力>。如以Pmax代替P則 最大軸向變形量為： 1) 對于壓縮彈簧和無預應力的拉伸彈簧：  2）對于有預應力的拉伸彈簧：  拉伸彈簧的初拉力(或初應力)取決于材料、彈簧絲直徑、彈簧旋繞比和加工方法。 用不需淬火的彈簧鋼絲制成的拉伸彈簧，均有一定的初拉力。如不需要初拉力時，各圈間應 有間隙。經淬火的彈簧，沒有初拉力。當選取初拉力時，推薦初應力τ0'值在下圖的陰影區(qū)內選取。 初拉力按下式計算：  使彈簧產生單位變形所需的載荷kp稱為彈簧剛度，即  彈簧初應力的選擇范圍 彈簧剛度是表征彈簧性能的主要參數之一。它表示使彈簧產生單位變形時所需的力，剛度愈大，需要的力愈大，則彈簧的彈力就愈大。但影響彈簧剛度的因素很多，由于kp與C的三次方成反比，即C值對kp的影響很大。所以，合理地選擇C值就能控制彈簧的彈力。 另外，kp還和G、d、n有關。在調整彈簧剛度時，應綜合考慮這些因素的影響。 （四) 承受靜載荷的圓柱螺旋壓縮(拉伸)彈簧的設計 彈簧的靜載荷是指載荷不隨時間變化，或雖有變化但變化平穩(wěn)，且總的重復次數不超過次的交變載荷或脈動載荷而言。在這些情況下，彈簧是按靜載強度來設計的。 在設計時，通常是根據彈簧的最大載荷、最大變形、以及結構要求(例如安裝空間對彈簧尺寸的限制)等來決定彈簧絲直徑、彈簧中徑、工作圈數、彈簧的螺旋升角和長度等。 具體設計方法和步驟如下: 1) 根據工作情況及具體條件選定材料，并查取其機械性能數據。 2) 選擇旋繞比C，通常可取C≈5～8(極限狀態(tài)時不小于4或超過16)，并算出補償系數 K值。 3) 根據安裝空間初設彈簧中徑D2，乃根據C值估取彈簧絲直徑d，并查取彈簧絲的許用應力。 4) 試算彈簧絲直徑d '  必須注意，鋼絲的許用應力決定于其σB，而σB是隨著鋼絲的直徑變化的,又因[τ]是按估取的d值查得σB的H計算得來的，所以此時試算所得的d '值，必須與原來估取的d值相比較，如果兩者相等或很接近，即可按標準圓整為鄰近的標準彈簧鋼絲直徑d，并按D2=Cd 以求出 ；如果兩者相差較大，則應參考計算結果重估d值，再查其而計算[τ]，代入上式進行試算，直至滿意后才能計算D2.計算出的D2，值也要按表<普通圓柱螺旋彈簧尺寸系列>進行圓整。 5) 根據變形條件求出彈簧工作圈數： 對于有預應力的拉伸彈簧 對于壓縮彈簧或無預應力的拉伸彈簧 6) 求出彈簧的尺寸D、D1、H0,并檢查其是否符合安裝要求等。如不符合，則應改選有關參數(例如C值)重新設計。 7) 驗算穩(wěn)定性。對于壓縮彈簧，如其長度較大時，則受力后容易失去穩(wěn)定性(如下圖a)，這在工作中是不允許的。為了便于制造及避免失穩(wěn)現象，建議一般壓縮彈簧的長細比b=H0/D2按下列情況選?。? 當兩端固定時，取b<5.3； 當一端固定，另一端自由轉動時，取b<3.7； 當兩端自由轉動時，取b<2.6。 壓縮彈簧失穩(wěn)及對策 當b大于上述數值時，要進行穩(wěn)定性驗算，并應滿足 Fc=CukpH0>Fmax 式中：Fc——穩(wěn)定時的臨界載荷； Cu——不穩(wěn)定系數，從下圖<不穩(wěn)定系數線圖>中查得； Fmax——彈簧的最大工作載荷。 如 Fmax>Fc時，要重新選取參數，改變b值，提高Fc值，使其大于Fmax值，以保證彈簧的穩(wěn)定性。如條件受到限制而不能改變參數時，則應加裝導桿(如上圖b)或導套(如上圖c)。導桿(導套)與彈簧間的間隙c值(直徑差)按下表(導桿（導套）與彈簧間的間隙表)的規(guī)定選取。 不穩(wěn)定系數線圖 導桿（導套）與彈簧間的間隙 中徑D2/(mm) ≤5 >5～10 >10～18 >18～30 >30～50 >50～80 >80～120 >120～150 間隙c/(mm) 0.6 1 2 3 4 5 6 7 8) 進行彈簧的結構設計。如對拉伸彈簧確定其鉤環(huán)類型等，并按表<普通圓柱螺旋壓縮及拉伸彈簧的結構尺寸（mm）計算公式>計算出全部有關尺寸。 9) 繪制彈簧工作圖。 1．根據工作條件選擇材料并確定其許用應力 因彈簧在一般載荷條件下工作，可以按第Ⅲ類彈簧考慮。現選用Ⅲ組碳素彈簧鋼絲。并根據 D-D2≤22-18 mm=4 mm，估取彈簧鋼絲直徑為3.0mm。由表<彈簧鋼絲的拉伸強度極限>暫選σB=1275MPa，則根據表16-2可知[τ]＝0.5σB＝0.5×1275 MPa＝637.5 MPa。 2．根據強度條件計算彈簧鋼絲直徑 現選取旋繞比C=6，則得 于是有 改取d＝3.2mm。查得σB=1177MPa，[τ]＝0.5σB＝588.5MPa,取D2=18,C=18/3.2=5.625,計算得 K=1.253，于是 上值與原估取值相近,取彈簧鋼絲標準直徑d＝3.2mm(與計算值3.22mm僅差0.6％,可用)。此時D2＝18mm,為標準值,則 D=D2+d=18+3.2 mm ＝21.2 mm<22 mm 所得尺寸與題中的限制條件相符，合適。 3．根據剛度條件，計算彈簧圈數n. 彈簧剛度為 由表<彈簧常用材料及其許用應力>取G=79000MPa,彈簧圈數n為 取n＝11圈； 此時彈簧剛度為 kp=10.56×16.8/11 N/mm =16.12 N/mm 4．驗算 1） 彈簧初拉力 P0=P1-kPλ1=180-16.12×7.5 N=59.1 N 初應力τ0'，得 當C＝5.62時，可查得初應力τ0'的推茬值為65～150MPa，故此初應力值合適。 2）極限工作應力τlim取τlim=1.12[τ]，則 τlim=1.12×588.5 MPa=659.1 MPa 3）極限工作載荷 5.進行結構設計 選定兩端鉤環(huán)，并計算出全部尺寸(從略)。 6．繪制工作圖(從略)。 (五) 承受變載荷的圓柱螺旋壓縮(拉伸)彈簧的設計 對于承受變載荷的彈簧，除應按最大載荷及變形仿前進行設計外，還應視具體情況進行如下 的強度驗算及振動驗算: 1．強度驗算 承受變載荷的彈簧一般應進行疲勞強度的驗算，但如果變載荷的作用次數N≤，或載荷變化的幅度不大時，通常只進行靜強度驗算。如果上述這兩種情況不能明確區(qū)別時,則需同時進行兩種強度的驗算。 1）疲勞強度驗算 下圖所示為彈簧在變載荷作用下的應力變化狀態(tài)。圖中H0為彈 簧的自由長度，P1和λ1為安裝載荷和預壓變形量，P2和λ2為工作時的最大載荷和最大變形量。當彈簧所受載荷在P1和P2之間不斷循環(huán)變化時，則可得彈簧材料內部所產生的最大和最小循環(huán)切應力為: MPa MPa 彈簧在變載荷作用下的應力變化狀態(tài) 對應于上述變應力作用下的普通圓柱螺旋壓縮彈簧，應力循環(huán)次數N>時，疲勞強度安全系數計算值Sca及強度條件可按下式計算：  式中：τ0——彈簧材料的脈動循環(huán)剪切疲勞極限，按變載荷作用次數N，由下表(彈簧材料的脈 動循環(huán)剪切疲勞極限表)中查取； SF——彈簧疲勞強度的設計安全系數，當彈簧的設計計算和材料的機械性能數據精確 性高時，取SF=1.3～1.7；當精確性低時，取SF=1.8～2.2。 彈簧材料的脈動循環(huán)剪切疲勞極限 變載荷作用次數N τ0 0.45σB 0.35σB 0.33σB 0.3σB 注：1）此表適用于高優(yōu)質鋼絲，不銹鋼絲，鈹青銅和硅青銅絲； 2）對噴丸處理的彈簧，表中數值可提高20％； 3）對于硅青銅，不銹鋼絲，N＝時的τ0值可取0.35σB； 4）表中σB為彈簧材料的拉伸強度極限，MPa。 2) 靜強度驗算 靜強度安全系數計算值SSca的計算公式及強度條件為 式中τS為彈簧材料的剪切屈服極限,靜強度的安全系數SS的選取與進行疲勞強度驗算時相同。 2．振動驗算 承受變載荷的圓柱螺旋彈簧常是在加載頻率很高的情況下工作(如內燃機汽缸閥門彈簧)。為了避免引起彈簧的諧振而導致彈簧的破壞，需對彈簧進行振動驗算，以保證其臨界工作頻率(即工作頻率的許用值)遠低于其基本自振頻率。 圓柱螺旋彈簧的基本自振頻率(本書已將原書公式中的彈簧質量W/s以mS代替)為 Hz 式中：kp--彈簧的剛度，N/mm； mS--彈簧的質量，kg。 將kp,ms的關系式代入上式，并取n≈n1則 Hz 式中各符號意義同前，見表<普通圓柱螺旋壓縮及拉伸彈簧的結構尺寸（mm）計算公式>。 彈簧的基本自振頻率fb應不低于其工作頻率fw的15～20倍，以避免引起嚴重的振動。即 fb≥(15～20)fw 或 fw≤fb/(15～20) Hz 但彈簧的工作頻率一般是預先給定的，故當彈簧的基本自振頻率不能滿足上式時，應增大kp或減小ms，重新進行設計。 第4章 機架的設計 4.1 機架的基本尺寸的確定 機架是支撐及其自動變速器所有附件的可移動機構。要保證拆裝自動變速器方便、安全；重量要輕，便于移動；架子要有足夠的空間安裝。而且自動變速器每個總成之間要考慮它們之間的協(xié)調關系?？紤]到這些方面的因素后要確定的一些自動變速器尺寸根據這些數據，大概確定架子的長高。這樣架子的地面的結構就確定了。支撐自動變速器的部件是支撐板，支撐板固定在支承軸上，支承軸安裝在機架上。 為了使機架能夠方便移動，須在架子上裝輪子，因此在架子的4個側面通過螺栓各連接兩個輪子，使得架子和輪子連接牢固。靠近轉盤這端安裝有鎖止裝置，使得架子在任何位置都能停止固定。 4.2 架子材料的選擇確定 架子的結構確定后，就需要準備材料，買材料時要考慮鋼材的性能，同時也要考慮成本，再者還要考慮到其美觀，通過到市場調查分析后，臺架選用60㎜×60㎜的方鋼和50×50的角鋼組合制作。其規(guī)格如表一所示。 受力比較小的底架就用50㎜的角鋼制作，其他的受力大的轉架就用60㎜的方鋼制作。在轉架與支撐板的固定處需要用軸連接。 表一 鋼材的尺寸 規(guī)格 60㎜×60㎜ 50㎜×50㎜ 橫截面圖 長度 500㎜ 567㎜ 材料 Q235 Q235 4.3 主要梁的強度校核 考慮到一些外在壓力，按照重量為600N進行校核。支承軸160㎜，查機械工程材料 P105頁表5-2得，Q235鋼材的屈服強度σ b =375～460MPa，取σ b=375 MP a 解：和軸一樣建立如圖所示的坐標系。 以軸心為x軸，垂直上平面的直線為y軸，一端點為圓點建立如圖6.1所示的平面直角坐標系。 因為：FRD =600N ，把RDE從D點移到E后的受力情況如圖6.1所示。 圖6.1 得到一個F和一個力矩M=Fab×Lbe=600×0.300N·M=180 N·m 計算軸的集慣性矩Ip和抗彎截面系數Wz，因為材料和軸的是一樣的， 所以σ b=375 MP a , Ip=∫y2dA =10.16cm4; W= Ip/y max=6773.6884×10--6m3 所以 σ max= M max / W=180/（6773.69×10--6）P a=0.26MP a 也設安全系數：K=5 故：K×σ max=5×0.26MP a=1.5 MP a﹤σ b=375 MP a 因此：也可以做出結論轉架在安全系數為5的情況下也是安全的。 所以可以進行制作。解：以軸心為x軸，垂直上平面的直線為y軸，一端點為圓點建立如圖2.2.1所示的平面直角坐標系。軸的受力分析。軸的軸心受力簡圖如圖2.2.1-b所示。通過受力圖可以明顯看出軸的最大彎矩是在BE點之間。 把F從C點移到B 后的受力情況如圖2.2.1- b 所示。 得到一個F和一個力矩M=F×Lbe=600×0.3N·M=180 N·m 因為：Fba+Fde=2F=1200N 由于軸的受力完全對稱，故Fba=Fde=F=600N B點和F點的彎矩為：MB=WF=Fba×Lde+M=600×0.01+180 N·m=601.8N·m 受力情況如圖2.2.1所示. 計算軸的極慣性矩Ip 和抗彎截面系數Wz因為材料和軸的是一樣的，所以σ b=375 MP a , Ip=∫y2dA =10.16cm4; W= Ip/y max=6773.6884×10--6m3 所以 σ max= M max / W=305/（6773.69×10--6）P a=0.45MP a 也設安全系數：K=5 故：K×σ max=5×0.45 MP a=2.25 MP a﹤σ b=375 MP a 因此：也可以做出結論轉架在安全系數為5的情況下也是安全的。 所以可以進行制作。 參考文獻 [1] 張建民.機電一體化系統(tǒng)設計[M].高等教育出版社，2001（2）：45～49. 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