1、第二章 注入頭部件2.1注入頭概述連續油管注入器是連續油管作業裝備的關鍵設備，注入器主要功能是夾持油管并克服井下壓力對油管柱的上頂力和摩擦力,把連續油管下入井內或夾持不動或從井內起出，控制油管注入和起出的速度。2.2結構形式的擬定 通過對油田連續油管注入頭的現場調研，查閱國內外相關文獻，多種方案對比，確定注入頭設計方案，結構如圖2-1、圖2-2所示。由兩臺同步的可正反轉動的液壓馬達提供動力，鏈條驅動，帶動夾持塊夾持連續油管上下移動。液壓馬達為低速徑向柱塞馬達，帶有內部實效保護。兩個液壓馬達通過液壓系統達到基本同步，由同步齒輪傳動實現鏈輪的機械同步；由兩組脹緊液壓缸推動浮動夾塊達到鏈條脹緊的目的

2、；由夾緊液壓缸推動夾緊浮動夾塊，夾緊裝在鏈條上的油管夾塊夾緊油管，通過鏈條帶動夾塊實現油管起下動作。鏈條上由帶有特殊表面形狀和處理工藝的夾持塊通過鏈條銷軸固定在一起，以適應連續油管的外徑，并達到良好的夾持注入的性能，同時達到最小連續油管的夾持變形和最低的附加應力；由壓力傳感器通過杠桿機構測量連續油管注入和上提力的大小。注入頭的主要設計參數如下：1、 驅動方式：液壓馬達；2、 注入最大下入速度：60m/min（1m/s）；3、 注入方式：夾持夾塊摩擦驅動，鏈條帶動夾塊傳動；4、 鏈條張緊液缸數：2*2個；5、 鏈條夾緊液缸數：3*2個；6、 最大下井深度：4000m；7、 測力系統：壓力傳感器；

3、8、 液壓馬達型號：CA50；9、 適應連續油管：31.75mm，38.1mm；2.3結構形式設計說明1、 連續油管起下方式 作業要求連續油管不斷的向油井內注入或起出。利用夾塊夾持油管產生足夠的摩擦力，再利用鏈條輸送夾塊完成油管的注入或起出。為了使夾塊對油管的夾持應力不超限，必須采用多個夾塊夾持。2、 夾塊夾持方式 因多夾塊必須同時夾持，采用三級浮動的多滾子夾頭。為了保證每個夾塊都有一個浮動夾頭的滾子夾持，油管承受的夾持力足夠能產生下入和提升4000m油管的使用要求。為減小油管所受壓強，采用三組具有24個滾子的浮動夾頭。3、 鏈條與夾塊的連接方式 用兩條32A鏈條，每節連接1個夾塊，成為雙排鏈

4、條，夾塊與鏈條同時連續運動，這樣受力好，提升力大。4、 鏈條傳動方式 鏈條采用徑向低速大扭矩柱塞液壓馬達傳動，省去價格昂貴的減速器，又縮小了軸向尺寸，鏈條帶有脹緊裝置。圖2-1 注入頭圖2-2 注入頭總體5、 夾塊機構夾塊夾持部分的圓弧與管徑相符合，為了提高摩擦系數開有橫向槽。夾塊結構隨鏈條在鏈輪上傳動，不能發生干涉。材料具有足夠的硬度，好的耐磨性。采用低合金鋼滲碳淬火處理。6、 鏈條傳動同步要求 為了使兩個鏈條運轉同步，保證夾塊與管子很好的結合，采用相互嚙合的齒輪裝在鏈輪軸上。7、 機架結構為了裝配方便，機架采用兩塊剛度足夠的支撐板，通過尺寸精度很高的支撐塊支撐。8、 提升力的測量在注入頭下

5、部采用杠桿機構液壓缸，連接傳感器就可以準確測出提升力。9、 油管的引導利用裝在注入頭上方的帶滾輪的油管導向架引導油管順利插入注入頭，注入頭上下各設一個引導套。10、注入頭的支撐注入頭的動力部分裝在支撐架中，作業時有四根可以伸縮的支腿支撐。2.4油管導向架注入頭頂部裝有油管導向架，用于牽引連續油管從卷筒到鏈條牽引總成的導入與導出，是由一系列與架垂直的滾子組成的弧形架，為保證連續油管圓滑過渡，滾子間距定320mm左右，管子在一定的彎曲半徑下彎曲，其變形是處于彈性變形范圍的。在彈性極限內，管子能承受最小彎曲半徑R可按下式計算：式中 E管材的彈性模量，Pa； D油管外徑，mm；s管材的屈服強度，Pa；

6、現在我國引進的連、續油管管材一般為ASTM，A-606鋼，其中s=482.58MPa，E208.34GPa按上式計算in、in油管的彎曲半徑見表2-1。表2-1 連續油管彎曲半徑連續油管規格（in）外徑（mm）最小彎曲半徑（mm）31.75685438.108224如果管子彎曲時彎曲半徑小于表2-1所列的值，那它將產生塑性變形。我國各油田引進的能適應in、in油管的連續油管作業機的卷筒半徑和導向架半徑都遠遠小于其最小彎曲半徑，可見連續油管在起、下作業時均將發生交變的彎曲塑性變形。但是，管子只是在瞬時處于彎曲塑性變形。為在運輸中減少空間，以及根據現場測繪進口的導向架內側半徑1100mm，設計的油

7、管導向架內側半徑1100mm。外側彎曲半徑1237mm，前端采用折疊式，結構如圖2-3。圖2-3 油管導向架2.5鏈條載荷鏈條所受載荷分析注入頭鏈條上所受的載荷主要是油管上的軸向力(上頂力、油管重力和油管運動的摩擦力)及鏈條與夾緊壓塊間的摩擦力。(1)油管的軸向力油管的軸向力主要有油井壓力對油管的上頂力、下人井內油管的重力、油管在井內產生的摩擦力和油管與防噴器膠心間的摩擦力及油管運動產生的動載荷。在起出或注入油管的過程中，軸向力隨井內油管的深度變化而變。為防止井下壓力竄到地面，通常在油管下部加裝一個單向閥，所以認為油井內的上頂力作用在油管底部。考慮到連續油管在下入和起升時，基本上是勻速運動，動

8、載荷較小忽略不計。設油管下入深度為L，油管在井內的上頂力為井深L處的液壓力乘以油管外徑的橫截面積，這時油管的軸向力可表示為: （2-1）式中： F油管軸向力，N；D油管外徑，m；P0井口壓力，MPa；y井液密度，kg/m3；g一重力加速度，9.8m/s2；L油管下入深度，m；d一油管內徑，m;g一油管材料的密度，kg/m3；F m一油管軸向運動受到的摩擦力，N。式中第一頂為油管在井內受到的上頂力，第二項是油管的重力，第三項是油管受到的摩擦力，包括油管與井壁和井液間的摩擦及油管與防噴器膠心間的摩擦，下入油管時為正，起出時為負。F'm是一個與井眼狀況和井液性質有關的參數，要得到精確的計算值

9、是比較困難的，也是沒有必要的，一般近似地取F'm等于油管受到的浮力。下入油管時的軸向力為： （2-2）起出油管時的軸向力為： （2-3）由于g/y>7 ，所以下入油管時注入器需克服的最大軸向力為： （2-4）起升油管時注入器需克服的最大軸向力為: （2-5）式中:Fxmax下入油管時的最大軸向力，N；Fsmax起升油管時的最大軸向力，N； Lmax油管設計下入的最大井深，m。顯然，注入器在設計時應考慮克服的最大軸向力為:Fmax=maxFxmax,Fsmax （2-6）(2)鏈條所受的摩擦力 鏈條在運動時與夾緊壓塊間存在摩擦力，這個摩擦力的方向與鏈條運動方向相反，大小應足以克服最

10、大軸向力。為了可靠地夾緊油管，夾緊壓塊所需的夾緊力應力: Fj=Fmax/fd （2-7）式中: Fj-夾緊壓塊所需的夾緊力，N； fd-鏈條所帶油管卡瓦與油管間的摩擦系數， fd=0.5-0.6(s)。由于有兩副鏈條，每副鏈條的內周面分別與兩側的夾緊壓塊發生摩擦，鏈條所受的摩擦力為:Fm=20Fj （2-8）式中: 0鋼-鋼滑動摩擦系數。(3)鏈條所受的牽引負載 鏈條所受的牽引負載為油管軸向力與鏈條摩擦力之和: FL=F+2Fmax(0/fd) （2-9）鏈條所受的最大牽引負載為:FLmax= Fmax 1+2(0/fd) （2-10）鏈條的牽引負載是油馬達的負載，鏈條牽引負載的變化直接影響

11、到油馬達的工況。取Lmax4000m，y950kg/m3，g7800kg/m3，Po=25MPa，D=38.1X103m，d=28.1 *103m，fd0.5，00.1，分別計算了下入和起升油管時FL隨井深的變化情況如表2-2，表2-3所示。表2-2下人油管時FL隨井深的變化井深（m）05001000200030004000鏈條牽引負載（KN）111.96102.7193.4574.9356.4237.9表2-3起出油管時FL隨井深的變化井深（m）05001000200030004000鏈條牽引負載（KN）-54.95-74.83-94.07-134.5-174.2-213.1表中各力向上為正

12、，向下為負。從表2-2中可見，下入油管時鏈條牽引負載FL隨下入深度的增加而減小，這是因為油管重力隨下入深度而增加的數值大于上頂力隨下入深度而增加的數值。由于鏈條摩擦力是最大下入井深時的油管軸向力確定的，鏈條摩擦力的存在使鏈條牽引負載仍然向上，即需要油馬達提供扭矩將油管壓入井內。對于外徑38.1mm，壁厚5mm的油管，下入井口壓力25MPa的井中時，在整個下入過程中，鏈條牽引負載一直向上，即油馬達一直帶負載運轉，不會出現負扭矩。從表2-3可見，起出油管時FL絕對值隨井深的增加而增加，且在整個起升過程中一直保持向下，即油馬達一直帶負載運轉，不會出現負扭矩。所以選液壓馬達的最大負載要大于213.1K

13、N，約22噸，為保證安全，設計時按24噸設計。鏈輪傳動設計計算1鏈輪齒數在條件允許的情況下，盡量減小結構尺寸，齒數太少，兩軸間距減小，液壓馬達將無法安裝，取上鏈輪齒數z114，下鏈輪齒數z2122鏈輪轉速3鏈條節距p鏈條傳遞功率 PF*式中 F鏈條載荷（N）；鏈條速度（m/s）；=24000kg*9.8N/kg*1m/s=235.2kw一側鏈條傳遞功率 P1117.6kw由于一個軸帶動2條鏈條單個鏈條的修正功率為PcP1f1f2/1.75 （2-11）式中 f1工況系數；f2主動鏈輪齒數系數；查表得 f11.1；f21.9Pc117.6×1.1×1.9/1.75140.5k

14、 w由修正功率Pc140.5kw和上鏈輪的轉速n183.7r/min查表選節距p為32A即p50.8mm。上鏈輪的主要尺寸：分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 式中 dr滾子外徑；199.71mm下鏈輪的主要尺寸：分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 167.7mm計算鏈輪幾何尺寸并繪制鏈輪工作圖，上下鏈輪圖如圖2-4、2-5。4初定中心距a0p因一套夾緊機構夾持連續油管所占用的位置是395mm，三套夾緊機構總長度1185mm，2個鏈輪齒頂圓半徑和233.5mm，所以粗定鏈輪中心距a0p1635mm。a0p32p5鏈長節數X0 （2-12） 77.003式中由于有張緊裝置，所以取X0806鏈條長

15、度L則兩根雙排鏈鏈條長度為8.128m。圖2-4 上鏈輪圖2-5 下鏈輪鏈的靜強度計算在低速重載荷傳動中，鏈條的靜強度占有主要地位。根據鏈輪設計，選擇32A鏈條 （2-13）式中： n靜強度安全系數；Q鏈條極限拉伸載荷（N）；KA工礦系數；F有效拉力Fc離心力引起的拉力Ff懸垂拉力n許用安全系數查表可得： Q444.8KN； KA1.1有效拉力： 117651N離心力引起的拉力： 式中 q鏈條每米質量（kg/m）；鏈速（m/s）；由于，所以Fc可以忽略不計Ff10.1×1.635×9.8161.8N將數帶入（2-13）式得：3.4鏈輪轉速較低，取n=3則nn選32A的鏈條符

16、合設計要求。2.6夾緊機構校核油缸選擇夾緊油缸的載荷就是注入頭鏈條所需的夾緊力，注入頭有6個夾緊油缸，兩兩成組。所以，夾緊油缸載荷還應考慮同步機構的摩擦力和油缸活塞與缸筒、活塞桿與密封裝置間的摩擦力。這樣每個夾緊油缸需要的載荷為： （2-14）式中 Fj單個油缸載荷，N；c0考慮摩擦力的計算系數c01.21.25；n夾緊油缸的個數；fd鏈條所帶油管卡瓦與油管間的摩擦系數，fd0.50.6；以上數據，取n6，c01.25，fd0.5選擇油缸缸徑150，最大壓強為16MPa的液壓油缸，計算選用10MPa。油缸的夾緊力為：F夾P油×（S1S2）式中 P油液壓油缸壓強（MPa）；S1油缸缸徑

17、（mm2）；S2活塞軸直徑（mm）；F夾10××（75237.52）132468.75N則液壓油缸滿足使用要求。2.7液壓馬達選擇由于鏈條的牽引負載就是液壓馬達的負載，上鏈輪的尺寸已經設計完成，鏈輪受力點與鏈輪節圓相切，則受扭矩為： （Nmm） （2-15）13.4*106 Nmm 13.4*103 Nm選用瑞典赫格龍公司生產的CA50液壓馬達,該馬達參數為：排量Vi3140cm3/rev，最高壓力Pmax35MPa。液壓馬達傳遞最大扭矩： （2-16） 17.5*103N/m13.4*103 Nm液壓馬達滿足使用要求。2.8上軸的設計初算軸徑選擇材料為40Cr，經調質處理

18、，由機械設計手冊得材料的力學性能數據為：b700MPas500MPa1320MPa1185MPa單軸傳遞功率為： P1117.6kw估算直徑： （2-17）表2-4 A值見下表：軸的材料Q235，20Q235，354540Cr/MPa1220203030404052A15813413411711710610697118.7mm108.6mm單鍵、增大3d=122.5mm109.1mm取連接鏈輪處軸直徑d110mm， 右側由于不受扭矩作用，可適當把軸的直徑減小，取右側直徑d右=90mm。結構如圖2-6所示圖2-6 上軸結構圖繪制彎矩（M-x）扭矩（T-x）圖以左側軸承為坐標原點選取坐標系如圖2-

19、7所示。求各支點支反力RB、RD。由靜力平衡方程 F×bRB×l0 F×aRD×l0 l0.347m，a=0.180m，b=0.167m，c=0.232m；帶入方程得RB56597.1NRD61002.9N列出彎矩方程并繪制出彎矩圖Mx。選取B點為坐標原點，彎矩方程為： （） （）圖2-7 軸受力、彎矩、扭矩圖繪制彎矩如圖2-7中3所示。繪制扭矩分布圖，軸承損耗的轉矩可忽略。根據平衡方程計算扭矩TaT0TaT13424040N·mm繪制扭矩圖如圖2-7中4所示。軸的強度校核由彎矩、扭矩圖可知，在c點處所受載荷最大，所以c處可能是危險截面，故對c

20、點進行彎扭合成校核。 （2-18）式中 根據轉矩所產生應力的性質而定的應力校正系數； M彎矩； T轉矩； ca危險截面上的計算應力；W軸的抗彎截面模量；查表 W117877 0.6故軸c處符合強度要求。此外，在OO處雖然彎矩較小，但這個截面直徑也較小，也可能是危險截面，因此也要對該截面進行彎矩校核。4880N·m彎曲應力 （2-19）式中 M彎矩（N·m）W抗彎截面系數式中 d截面直徑（m）；查表得40Cr的=1000MPa,故該軸滿足強度要求。軸的完整圖如圖2-8所示。圖2-8 軸的工作圖2.9下軸的設計選擇材料為40Cr，經調質處理，由機械設計手冊查得材料的力學性能數據

21、為：b700MPas500MPa1320MPa1185MPa由于軸兩側用軸承支撐，中間通過鏈輪帶動旋轉，該軸所受扭矩非常小，可以忽略不計。只需進行彎矩校核，軸結構如圖2-9。繪制彎矩（M-x）圖下軸在連續油管工作時，受力最大時是在連續油管剛下井口處，此時鏈條牽引負載由表2-1得Pmax111.96kN則單個軸軸受力為RF55.98KN由靜力平衡方程求出支座E，G的支反力。由靜力平衡方程 得 REPmax/2=27.99KNRGPmax/2=27.99KN列出彎距方程并繪制出彎矩圖Mx。圖2-9 下軸結構圖選取E點為坐標原點，彎矩方程為： （） （）l339mm繪制彎矩圖如圖2-10。軸的強度校

22、核從圖可知最大彎矩在F截面處所以F處可能是危險截面。此外，在截面處雖然彎矩較小，但這個截面直徑也較小，也可能是危險截面，因此要算截面彎矩：M現對上述兩截面進行強度校核截面F處圖2-10 軸受力、彎矩圖查表得40Cr的=1000MPa,截面處該軸滿足強度要求。軸的完整結構圖如圖2-11。圖2-11 軸的工作圖2.10上下軸平鍵的選擇與校核上軸平鍵的選擇與校核（1）上軸安裝平鍵處軸徑為d110mm，查手冊選擇A型平鍵。確定鍵的寬度為b28mm、高度h16mm軸上及輪轂上槽深t10mm，t16.4mm。（2）按軸的結構設計確定鍵長L160mm，l132mm。（3）強度校核，鍵的主要失效形式為壓潰、剪

23、切。用于靜連接的鍵主要主要計算壓潰見圖2-12。強度條件為 （MPa） （2-20）剪切強度強度條件為 （MPa） （2-21）式中 d軸的直徑（mm）； h鍵的接觸高度（mm）； 許用擠壓應力（MPa）；許用剪切應力（MPa）；查手冊150MPa 90MPa對鍵的表面進行氮化處理后，硬度提高23倍。這時300MPa450MPa=231MPa 66MPa鍵符合使用要求。圖2-12 平鍵連接的受力分析下軸平鍵的選擇與校核（1）下軸安裝平鍵處軸徑為d80mm，查手冊選擇A型平鍵。確定鍵的寬度為b22mm、高度h14mm軸上及輪轂上槽深t9mm，t15.4mm，（2）按軸的結構設計確定鍵長L200m

24、m。（3）強度校核，鍵的主要失效形式為壓潰、剪切。由于下軸幾乎不受扭矩作用，可以忽略不計，所以鍵所受的力非常小，強度一定合格。2.11連續油管屈服強度校核連續油管的所受壓強： （2-22）式中 S一套夾緊機構與連續油管接觸的面積在夾緊力垂直方向的投影（mm2）。夾塊與連續油管接觸如圖2-13所示。截面寬度 式中 r連續油管半徑（mm）；軸向長度由于兩邊導r2mm圓角 所以軸向長度 l47443mm 圖2-13 夾塊結構單個橫截面積 sl×b43×31.271344.6mm2 一套夾緊機構中，同時有8個夾塊作用連續油管連續油管所受壓強外徑為31.75mm的油管屈服壓力=64.1MPa，P1。連續油管可以正常工作。2.12上下軸軸承設計由于注入頭傳遞載荷大、工作可靠性要