DY-1000岩心钻机液压动力头设计论文

河北建筑工程学院 毕业设计计算书 指导老师： 设计题目：DY-1000全液压岩心钻机液压动力头设计 设计人： 设计项目 计算与说明 结果 绪论 总体设计 概述 总体参数 工作原理及主要部件 卡盘夹紧力的计算 卡盘结构 简介 基本参数的确定 动力头的设计计算 概述 变速箱的总体设计 变速箱传动齿轮的设计计算 高速级齿轮传动的设计校核 一．齿轮类型精度等级材料及齿数 1） 传动方案 2） 精度等级 3） 材料 4）齿数 二．按齿面接触强度设计 1确定式中各值 1）载荷系数 2）转矩 3）齿宽系数 4）接触疲劳极限 5）材料弹性影响系数 6）应力循环次数 7）接触疲劳寿命系数 8）接触疲劳许用应力 2计算 1）小齿轮分度圆直径 2）圆周速度 3）齿宽b 4）齿宽与齿高之比 模数 齿高h 5）载荷系数 使用系数 动载系数 齿间载荷分布系数 齿向载荷分布系数 载荷分布 系数K 6）分度圆直径 7）模数m 三按齿根弯曲疲劳强度设计 1确定式中各值 1)弯曲疲劳强度极限 2）弯曲疲劳寿命系数 3）弯曲疲劳许用应力 4）载荷系数K 5）齿形系数及应力修正系数 6） 2计算 齿数z 四几何尺寸计算 1分度圆直径d 2中心距 3齿宽 低速级齿轮传动的设计校核 一 选材及精度等级 1选材 2精度等级 二 确定设计原则 三 设计公式 1初选齿数 2 齿宽系数 3 初估齿轮直径d 4齿宽b 5齿轮圆周速度V 6循环次数 7寿命系数 8弯曲疲劳 强度极限 9安全系数 10许用应力 11转矩T 12载荷系数K 使用系数 动载系数 齿向载荷分布系数 齿间载荷分配系数 载荷系数K 13齿形系数及应力修正系数 14齿轮模数m 15预算中心距a 四具体参数确定 1确定各轮模数m 2齿数z 3分度圆直径d 3齿宽b 五 齿面疲劳强度校核 1安全系数 2寿命系数 3接触疲劳极限 4许用接触应力 5材料弹性系数 6校核 变速箱传动轴的设计算 一.结构 二.受力分析 三 校核 四 轴一两端的轴承 一结构 二受力分析 三校核 四 轴承校核 五.键的选择及校核: 1.花键的选择及校核 （1）花键的选择 （2）校核 2.平键的选择校核 （1）平键的选择 （2）确定尺寸 （3）验算挤压强度 一.结构 二.受力分析 三校核 四.轴承 五平键的选择校核 1右键 ⑴平键的选择 ⑵确定尺寸 ⑶验算挤压强度: 2左键 ⑴键的选择 ⑵确定尺寸。 ⑶验算挤压强度 动力头的泵及其马达的选择 1.马达的选取 2.液压油泵的驱动电机的选择 给进机构的设计计算 液压给进机构的分析、选择 给进液压缸的设计计算的选择 钻塔的设计及校核 塔身强度及刚度验算 第1章 绪论 岩心钻机主要用于固体矿床的勘探，也用于工程勘探，水文地质勘探和其它用途的岩心钻探。岩心钻探的孔深变化较大，一般从几米到几千米之间，钻孔口径较小，一般钻孔口径在几毫米到一百多毫米。钻进底层以基岩为主，钻孔过程中要求取出能够满足分析和化验要求的一定数量和质量的岩心。 1.1钻机发展的一般情况 早期的钻机是由人力驱动的简单冲击式机械，经常长期不断演变、发展，成为现代具有机动动力驱动的各种冲击式钻机。冲击式钻机作为唯一的钻探机械，在世界上一直沿用了相当长的历史时期。这种钻机钻孔有如下缺点：效率低，无法取出岩心；只能钻垂直孔；钻孔过程中不能及时排出岩屑等。随着社会的不断发展，这种钻机已逐渐不能适应要求。19世纪中期以后，出现了回转式钻机。回转式钻机具有钻进效率高；可取出完整的岩心；能钻进各种倾角的钻孔；有利于多种钻探工艺和方法的使用等优点，因此发展很快，并迅速在钻探领域中占据了主导地位。 现在，我国不仅可以成套生产各种钻探机械，而且有许多产品已形成具有我国特点的系列。产品的品种逐渐齐全、质量不断提高、性能更加完善。某些产品已进入国际市场。 1.2钻机的特点及设计要求 钻机与其它机械有某些共同之处，但钻机具有独特的生产对象和使用条件，岩心钻机是主要用于固体矿床的普查与勘探，也用于工程勘察、水文地质勘探和其他用途的岩心钻探。岩心钻探的孔深度变化较大，钻孔口径较小，钻进地层以基岩为主。由于各种矿体在地下的产状不同，为求得倾斜矿体的真实厚度，便于精确计算储量，常常需要钻进不同倾角的钻孔。因而形成了自身的一些特点： （1）钻进方法和钻进工艺的多样性 钻探生产采用的钻探方法和钻进工艺是多种多样的。就钻进方法而言，按破碎岩石的方法可分为冲击、回转、震动、复合式等几种；按采用的破岩材料分为：钻粒钻进、硬质合金钻进、金刚石钻进、超硬材料钻进；按是否取芯分为取芯钻进和全面钻进就钻进工艺而言可分为正循环钻进，局部反循环钻进和全面钻进。而且随着钻探生产的发展，科技的进步，会出现更多的钻探方法和钻探工艺，这就产生了能实现不同钻进方法和钻进工艺的各种类型的钻机。 （2）使用条件的复杂性 钻机工作的区域广泛，从平原到海洋、从地面到地下、从热带到寒带，几乎地球的每个地方都可能成为钻机工作的地方。不同地区有不同的环境气候条件这就带来钻机使用条件的复杂性。加之露天作业机械，作业对象为岩石，一般用以产生污染的泥浆做冲洗液，这一进步造成钻机工作条件的恶化，为适应这些条件，钻机必须满足一些特殊要求。 （3）类型与结构的多样性 由于钻机需要完成不同类型、不同目的的钻孔加之钻进方法和钻进工艺的多样性，使用条件的复杂性要求钻机有多种类型和不同结构形式。根据不完全统计，目前世界上各种类型的钻机达上千种之多，而且很多类型差异很大。 （4）生产小批量性 钻机相对交通运输、建筑、轻工业等机械的生产批量小，特别是一些特殊用途的生产数量更小。如深井钻机、特大井口钻机、水平孔钻机等。由于批量小，不便于组织批量化生产，产品成本相对较高；另一方面产品更新换代周期长，不利于及时应用新技术。 钻机的设计要求： 钻机是直接用于钻孔的机械，设计时应直接保证设计的钻机能高效、优质、安全、低耗完成钻孔为前提。使设计的钻机技术先进、经济合理，具有良好的经济技术指标。其依据如下： （1）钻机的性能及参数应具有广泛的适用性，能根据不同的底层不同的钻进方法及不同的钻头类型和结构实现合理钻进规程参数。 （2）要配备必要的的检测及指示仪器以便于及时掌握和控制钻机的运转和孔内的钻进情况。 （3）钻机应能传递足够用的动力，保证各工作机构的正常工作及短时间过载。 （4）应具有较强的处理孔内事故的能力和完成特种工作的性能。 （5）运转平稳，振动小,钻进时钻杆的对向性好。 （6）自动化，机械化程度高；钻进过程中最理想的是钻机能根据孔内情况自动调节和控制钻进参数；及时选择调整和保持最有效的钻进规程。 （7）为提高钻机生产可靠性，应设置必要的过载保护装置和互锁装置；重要机构要配备重复装置。 (8)满足机械设备一般要求。 1.3.钻机的“三化”原则 工业产品的标准化是组织现代化生产的重要手段，是科学管理的重要组成部分；是沟通科研、生产和使用三者之间的桥梁。标准化已发展成一门综合性学科。 标准化包括标准化、系列化和通用化，又称之为“三化”。标准是径有关上级主管部门批准，在一定的范围内必须执行的有文字技术资料的统一技术规定。系列化是把同类型的产品按技术参数规划出一定时期内社会发展需要的一组产品的型式尺寸。这组型式尺寸确定了该类产品的最大最小范围及各尺寸的合理间隔。系列化可以合理简化产品的规格，提高零部件的通用化程度，用最小的品种规格有效地满足各方面的要求。通用化是指最大限度的扩大同一类型或不同类型的各种规格产品中通用件的使用范围，增大通用件的比例。通用件就是不同类型或不同规格产品中彼此可以互换通用的相同的零部件。产品中通用件的比例越高，通用件适用范围越大，则产品的通用化程度越高。 第2章 总体设计 2.1 概述 全液压岩心钻机是一种新型钻机，是在吸取了立轴式岩心和转盘式岩心钻机结构的优点基础上发展起来的。目前已生产出的全液压岩心钻机的主要优点是：给进行程长，可缩短钻进过程的辅助时间，有利于减少孔内事故；动力头上下移动是沿刚性较大的滑道进行的，所以导向、定向性好，回转平稳；钻机升降机构与给进机构合一，动力头与孔口夹持器配合可实现拧卸钻具，此种结构简化了钻机的结构及配套装置。全液压岩心钻机还具有无极调速、调速范围大、过载保护性能好，能实现自动化、远距离自动控制等优点。但全液压岩心钻机消耗功率较大，传动效率低，可拆性差，液压元件要求精度高，保养维修方便。 2.2总体参数 基本参数： 钻深 1000 钻孔倾角 75~90度 给进力 45 起拔力 125 钻杆低档转速 0~388 低档钻杆转矩 3600~1800 钻杆高档转速 0~1240 高档钻杆转矩 1100 ~550 2.3工作原理及主要部件(图2-1) 图2-1 总体布置简图 2.3.1 工作原理 本钻机准备在钻进时，通过底座上活塞杆机构将平放于底座上的工作机构旋转90°，撑开液压支腿，并将其调整平稳可靠，此时可钻垂直孔。钻头安装等工作完成后，接通电源。此时，将卡盘夹紧钻杆，夹持器处于松开状态。动力机将动力输出，经液压系统带动液压马达旋转，马达输出轴于变速箱齿轮轴联接，将动力传到空心输出轴。空心轴带动联接的卡盘同速旋转，从而钻杆回转。加之液压给进机构调节适当压力使钻头完成钻进工作。 本机采用钻杆长度为3米，即钻进行程为3米，提升动力头一次和换钻、拧钻等。首先应通过夹持器将钻杆夹紧，然后松开卡盘卡瓦，之后可完成提升、移动动力头、换钻、拧钻。如此循环，进行下一次钻进工作。 钻孔最初，进行开口钻探时，需给进机构为动力头提供一定的沿钻杆轴向向下的力以达到钻探所需的合适的钻压。随着钻杆数目的增加，钻具重量和钻探阻力逐渐增加。当钻孔达到一定深度时，钻杆总轴向力近似等于正常钻进所需压力，给进机构加压为零；随着钻杆数目的继续增加，钻具重量和钻探阻力合力大于正常钻进所需压力。给进机构为动力头提供一定的沿钻杆轴向向上的推力，保证正常钻进。这就是通常所说的减压钻进。 当钻探工作完成时，收起液压支腿和其他支撑，通过活塞杆将工反机构向旋90°，平放在底座上，断掉电源，可进行场地转移或整体搬运。 2.3.2.主要部件的功用 图2-2 动力头变速装置简图 动力头（见图2-2）是整台钻机的最核心部分，由液压马达旋转，经齿轮变速装置直接输入到卡盘及钻杆。液压马达可进行无级调速，加上给进机构调节压力，可带动钻头进行回转钻进。其中齿轮变速装置可实现两档变速，配合液压马达的无级变速，使得钻探工作不同阶段钻杆转速能够顺利进行过渡转换。从而减少了冲击和振动并提高了工作的效率和安全性。 卡盘是一种液压松开、弹簧夹紧的常闭装置，正常钻进前卡盘通过弹簧拉动上盖，带动锥环斜面下移，压紧卡瓦，夹紧钻杆。当需下钻、换钻时环形液压缸上腔通油，外缸体在液压油作用下顶起上盖带动斜面上移，松开卡瓦，从而松开钻杆。 夹持器固定在轨道上，结构与常见的卡盘相似，但无需提供回转力矩。当拧卸钻杆、提钻时，夹持器用来固定夹紧钻杆；正常钻进时，松开钻杆。 第3章 卡盘设计 3.1 卡盘结构简介(图3-1) 图3-1 卡盘结构图 1.弹簧 卡盘采用的是弹簧夹紧液压松开的常闭式，钻进时通过支持弹簧的预紧力使卡盘的锥形上盖相对卡盘心轴向下压紧卡瓦，使卡瓦向中心移动加紧钻杆。弹簧的刚性直接关系到夹紧力与压缩量的相对关系。 2．卡瓦 选用带齿的卡瓦，其齿面喷镀上硬质合金颗粒，硬质合金块可以用中频感应加热的方法焊到卡瓦上。带齿的卡瓦依靠尖锐的齿压入钻杆表面，摩擦系数高。 3．液压油缸 根据卡盘的结构和工作特性，设计液压缸为环形缸体、环形活塞杆，以便于钻杆的夹紧和松开，并进行旋转钻进。 3.2基本参数的确定 1.卡瓦及弹簧数目 初选斜面增力液压松紧型常闭式卡盘，传递的扭矩不小于3600。其中卡瓦数目3块，弹簧6组。 2.钻杆外径 钻杆直径直接影响回转其余升降机的工作能力和尺寸，以及回转钻具所需功率。根据钻速、孔深及工况选择钻杆直径。查参考资料【1】P28表1-7选取钻杆外径d=71mm，公称直径 D=75mm。 3.最大载荷 强力起拔工况下卡盘的负荷： 4.夹紧力 齿瓦与钻杆间的摩擦系数，取=0.4 5.为保证卡盘安全工作还引入安全系数n，使卡盘的计算夹紧力大于等效夹紧力，取安全系数n=1.023 6.增力比 确定总轴向力即复位弹簧的力F与 计算夹紧力之间的关系，引用增了力比来表式增力机构的増力效果， 取卡瓦斜面角度。 查参考资料【2】P693表10-75 得同时查的行程比 则总轴向力 7.每块卡瓦所受径向力 8.每根弹簧所受轴向力 第4章 动力头的设计计算 4.1概述 齿轮变速箱和液压马达是动力头的两个最重要部分。其中齿轮变速箱为两档变速箱，输入轴是一空心齿轮轴，中间传动轴装有各档变速齿轮，输出轴为一中空轴，可输出不同转矩。 图4-1齿轮传动简图 工作原理(图4-1)：动力由马达输入一轴，一轴齿轮1与二轴齿轮2啮合将扭矩传至二轴，二轴上的齿轮与三轴上齿轮啮合将转矩传出。齿轮3与齿轮5为双联齿轮。齿轮3与齿轮4啮合为低速档，齿轮5与齿轮6啮合为高速档。双联齿轮3-5之间为花键联接，双联齿轮3-5可在拨叉的控制下轴向移动以与相应齿轮啮合，达到换挡的目的。 4.2变速箱的总体设计 1.总体参数 钻杆低档转速 388 低档钻杆转矩 3600~1800 钻杆高档转速 1240 高档钻杆转矩 1100~550 2.马达的选取 (1)各挡的输出功率 (2)传递效率的确定 各齿轮间为外啮合其效率 三根轴都选用圆锥滚子轴承 总机械效率： 根据功率初选马达; (3)查参考资料【4】表42.3—93 选取A2F200型斜轴式定量马达，其参数如下: 排量 200ml/r 最高转速 1800 额定转矩 1114 驱动功率 210KW 3．各挡传动比 传动比分配： 初取第一级传动比 则各档二级传动比 根据公式速度及各已知参数填写表4-1 表4-1各轴转速及转矩 低速档 高速档 nⅠ () 1800 1800 nⅡ () 1200 1200 nⅢ () 388 1240 TⅠ () 913.67 892.38 TⅡ () 1263.61 1234.16 TⅢ () 3600 1100 4.3 变速箱传动齿轮的设计计算 钻机用于野外作业,环境恶劣,有一定冲击载荷,设计时务必保证其安全可靠,并保证一定寿命,所以齿轮使用硬齿面传动,设计原则按硬齿面传动的抗弯疲劳强度设计,再以齿面疲劳强度校核。所有计算过程依据参考资料【5】第十章的内容 1高速级齿轮传动的设计校核 直齿圆柱齿轮传动 七级 小齿轮 40Cr调质处理 250HBS 大齿轮20CrMnTi 渗碳淬火60HRC 初选， 试取 查资料【5】P205 表10-7 查资料【5】P209 图10-21 查资料【5】P201表10-6 查资料【5】P207 图10-19 查资料【5】P193表10-2 查资料【5】P194 图10-8 查资料【5】P195 表10-3 查资料【5】P196,P198表10-4和图10-13 (资料【5】P204 式10-10a) (资料【5】P201 式10-5) 查资料【5】P207 图10-20 查资料【5】P206 图10-18 （资料【5】P205 式10-12） 查资料【5】P200 表10-5 2低速级齿轮传动的设计校核 由于轴二与轴三上的齿轮受载较大选用硬齿面传动。轮3—5为两双联齿轮，且两轴中心距一定，所以次级两对对齿轮同时设计校核。 两对齿轮都选用20CrMnTi渗碳淬火 60HRC 精度等级为八级 硬齿面齿轮传动，轮齿抗弯强度设计，齿面疲劳强度校核。 （资料【5】P201 式10-5） 硬齿面齿轮传动，=0.3~0.6 d=100~150mm 齿轮长期工作时间为 查资料【5】P206 图10-18 查资料【5】P207 图10-20 （资料【5】P205 式10-12） T取低速档的二轴扭矩,因为其扭矩最大相应得到中心距就大，应选择满足所有档位的中心距 查资料【5】P193 表10-2 查资料【5】P194 图10-8 查资料【5】P198表10-4和图10-13 查资料【5】P195 表10-3 查资料【5】P200 表10-5 得 两轴间距一定取最大值即a=270mm 小齿轮齿宽略大于大齿轮齿宽 查资料【5】P207 图10-19 查资料【5】P209 图10-21 （资料【5】P205 式10-12） 查资料【5】P201 表10-6 （资料【5】P203 式10-8a）得出 所以各齿轮设计合格。 将所设计各齿轮基本参数填入表4-2 表4-2各齿轮基本参数(除z外单位为mm) 齿数z 齿数z 模数m 分度圆直径d 齿宽b 齿顶高ha 齿根高 齿轮1 20 8 160 92 8 10 齿轮2 30 8 240 87 8 10 齿轮3 22 6 132 71 6 7.5 齿轮4 68 6 408 66 6 7.5 齿轮5 46 6 276 110 6 7.5 齿轮6 44 6 264 115 6 7.5 4.4变速箱传动轴的设计计算 1输入轴的设计校核 轴一为输入轴，转动速度高，磨损强度大，采用40Cr与齿轮1做成空心齿轮轴其结构与受力分析如下： 图4-2齿轮轴一 图4-3受力简图 1.齿轮1的分度圆直径 取 分度圆压力角 （资料【5】P198 式10-3） 2.两端轴承所受径向载荷 图4-4受力分析图 得出： 表4-3截面a-a处的弯矩扭矩 载荷 垂直面V 水平面H 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T 图4-5轴一扭矩弯矩图 从图中可知齿轮中心a-a截面为最危险截面。 校核公式： （资料【5】P373 式15-5） α—由于是脉动循环应力取0.6 W—轴的抗弯截面系数。 （资料【7】P143 式5.5） —许用弯曲应力，轴的材料为40Cr调质处理，查参考资料【5】P362 表13-1得 轴的计算应力： = 1.两轴承所受径向力： 输入轴两端选择轴承为30219。 30219轴承的基本额定负荷 基本参数 （资料【6】P130表15-3） 由表12-9取冲击载荷系数 （资料【5】P321 表13-6） 因为所以取 当量动载荷 指数 （见参考书【5】P319） 轴承转速r/min 轴承寿命 （资料【5】P319 式13-5） 故轴承寿命足够。 2轴二的设计校核 轴二为中间传动轴，受扭矩与弯矩大，齿轮2、3、5都安装在轴二上，其中双联齿轮3-5与轴二用花键联接，轴采用40Cr调质处理做成实心轴。 图4-6齿轮轴二 图4-7轴二受力简图 1.齿轮2的分度圆直径 齿轮3的分度圆直径 取 分度圆压力角 （资料【5】P198 式10-3） 2.两端轴承所受径向载荷 图4-8轴二受力分析图 表6-4截面a-a处的弯矩扭矩 载荷 垂直面V 水平面H 支反力F 弯矩 总弯矩 扭矩T 图4-9轴二扭矩弯矩图 从图中可知齿轮中心a-a截面为最危险截面。 校核公式： （资料【5】P373 式15-5） α—由于是脉动循环应力取0.6 W—轴的抗弯截面系数。 （资料【7】P143 式5.5） —许用弯曲应力，轴的材料为40Cr调质处理，查参考资料【5】P362 表15-1得 轴的计算应力： 轴承所受径向力; 两端轴段选用轴承32312和32318。 1. 32312轴承的基本额定负 荷 ， 基本参数 （资料【6】P127表15-1） 取, 载荷系数 （资料【5】P321 表13-6） 轴承的径向载荷6.80KN 当量动载荷 指数 （资料【5】P319） 轴承转速r/min 轴承寿命 （资料【5】P319 式13-5） 故轴承32312寿命足够。 2. 32318轴承的基本额定负荷， 基本参数 （资料【6】P127表15-1） 取, 载荷系数 （资料【5】P321 表13-6） 轴承的径向载荷 当量动载荷 指数 （资料【5】P319） 轴承转速r/min 轴承寿命 （资料【5】P319 式13-5） 故轴承32318寿命足够 校核公式 （资料【5】P110 表6-6） 轴二所选花键基本参数类型：矩形花键 设计合格 规格 由于工作时对中轴要求较高，轴二与齿轮2之间选用 A型平键联接 轴径d=90mm查参考资料【5】表6-1取： 齿宽 键高 根据轮毂取键长 键的工作长度 挤压面高度 轴段转矩 查参考资料【5】P106 表6-2取许用挤压 应力 校核挤压应力 （资料【5】P106 表6-1） 安全合格。 键标记为 3轴三的设计校核 轴三为输出轴，轴所受扭矩大，通过平键装有齿轮6和齿轮4，采用40Cr空心齿轮轴其结构与受力分析如下： 图4-10轴三 图4-11受力简图 1.齿轮1的分度圆直径 取 分度圆压力角 （资料【5】P198 表10-3） 2.两端轴承所受径向载荷 图4-12轴二受力分析图 表6-5截面a-a处的弯矩扭矩 载荷 垂直面V 水平面H 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T T=3600Nm 图4-13轴一扭矩弯矩图 从图中可知齿轮中心a-a截面为最危险截面。 校核公式： （资料【5】P373 表15-5） α—由于是脉动循环应力取0.6 W—轴的抗弯截面系数。 轴三为空心轴且a-a截面处有一个平键 （资料【7】P143 式5.5） —许用弯曲应力，轴的材料为40Cr调质处理， 查参考资料【5】P362 表13-1得 轴的计算应力： 轴承所受径向力; 输出轴两端轴段选用轴承32030和32926。 32330轴承的基本额定负荷 ， 基本参数： （见参考资料【7】P697） 取, 载荷系数 （见参考资料【5】P321 表13-6） 轴承的径向载荷6.714KN 当量动载荷 指数 （见参考资料【5】P319） 轴承转速r/min 轴承寿命 （资料【5】P319 式13-5） 故轴承32030寿命足够。 32926轴承的基本额定负荷 基本参数 （见参考资料【7】P696表15-1） 取, 载荷系数 （见参考资料【5】P321 表13-6） 轴承的径向载荷 当量动载荷 指数 （资料【5】P319） 轴承转速r/min 轴承寿命 （资料【5】P319 式13-5） 故轴承32926寿命足够 由于工作时对轴要求较高，轴三与齿轮4之间选用A型平键联接 轴径d=130mm查参考资料【5】P106 表6-1 取 齿宽 键高 根据轮毂取键长 键的工作长度 挤压面高度 轴段转矩 查参考资料【5】P106 表6-2 许用挤压应力 校核挤压应力 （见参考资料【5】P106 式6-1） 键标记为 由于工作时对轴要求较高，轴三与齿轮6之间选用 A型平键联接 轴径d=134mm查参考资料【5】P106 表6-1取 齿宽 键高 根据轮毂取键长 键的工作长度 挤压面高度 轴段转矩 查参考资料【5】P106 表6-2 取许用挤压应力 校核挤压应力 （见参考资料【5】P106 式6-1） 键标记为 4.5动力头的泵及电机的选择 查参考资料【8】P169表42.3-93, 综合考虑功率和转矩等参数选择斜轴式定量马达，型 号为A2F200，其主要参数： 排量=200 mL/r 额定压力=35MPa 最高转速=1800r/min 转矩T=1114N·m 驱动功率=210KW 根据液压马达的工作参数驱动功率，排量等相应选择液压泵的参数如下： （见查参考资料【8】P169表42.3-97选择斜轴式定量泵型号为A7V250） 额定压力=35MPa 排量=250 mL/r 最大功率=250-300KW 最高转速=1500 r/min 重量=105Kg 根据油泵的转速、功率等因素选择电机参数如下：（见参考书【3】P811表49-30选Y系列三相异步电动机，型号315L2-4） 额定功率=200KW 额定转速=1490 r/min 堵转转矩 最大转矩 第5章 给进机构的设计计算 5.1液压给进机构的分析及选择 5.1.1类型及工作原理 常见的液压缸给进机构有单液压缸给进、双液压缸给进、单液压缸-钢绳或链条倍速给进、双液压缸-钢绳或链条倍速给进、液压马达链条给进等。根据设计要求的条件选用双液压缸链条倍速给进，其优点是传动力大、传动平稳，给进行程较长、可兼做升降机构。适用于中深孔移动动力头式钻机。 参照国产钻石-1000型液压钻机的给进机构进行结构设计。工作原理如下： 该机构采用双液压缸，动力头上下均用双绳牵引的倍速给进机构，其给进和提升能力大，且给进行程长，所以该机构比较适用于较软地层的快速钻进及采用全孔反循环连续取芯钻进工艺。 图5.1为钻石-1000型岩芯钻机的双液压缸-链条塔身总装配图，两个给进液压缸分别固定安装在上横梁和下横梁上。上下横梁均为“几”型。移动式动力头可从上横梁中间穿过。活动横梁和滑动支撑与活动导正杆连接在一起，构成一个可上下移动的组件。活动横梁与两给进液压缸的活塞杆固定装在一起。为保证机构的整体刚性和稳定性，在两液压缸背面设置由上下导正杆和导正顶梁组成的导正支撑装置。上下横梁也与下导正杆固定装在一起。活动横梁与上导正杆滑动套装在一起，当其上下移动时，以上导正杆为导向和支撑，活动横梁及滑动支撑左右各安装一个链轮，左右各有大小链条两根（上链条规格大，下链条规格小），上下链条各穿过链轮后，一端用接头固定在移动式动力头箱体上，上下链条的另一端用链条接头连接，链条接头的中部有一插销孔，如果用插销将链条接头与上横梁固定时，即可实现倍速，当给进液压缸上腔或下腔通入压力油时，压力油使活塞、活塞杆、活动横梁、活动拉杆一起向上或向下移动。由于链条接头被固定于上横梁，活动导正杆及链轮等组件形成了一个倍程机构。当活动拉杆上下移动时，与链条连在一起的动力头将移动两倍活塞行程的距离。该机构活塞的行程为1.6m。动力头的行程可达3.2m。如果拔掉链条固定插销，机构失去倍速作用，动力头与活动拉杆同步运动，其运动行程与活塞相同。在这种情况下，机构的提升和给进力都最大。 5.1.2该机构的特点 ①该机构采用无固定一起同向链轮组的倍速机构,上下链轮组均随活塞杆一起运动，因此，动力头也与活塞移动方向一致。 ②利用链条接头和插销这一简单方法实现倍速和非倍速机构的转换，使该机构性能更能满足钻探机构工艺的需要。 ③链条传动具有传动力和运动准确，传动平稳，变形小不许经常调整等优点。 图5.1给进机构简图 1-定滑轮 2定滑轮 3动力头 4双液压缸 5定滑轮 5.1.3钢丝绳和滑轮的选择 ①钢丝绳的选择：根据工作条件及起升载荷查【17】表2-1选用18NAT6×19S+NF1700ZZ190 GB 8707公称直径为18mm，表面状态为光面钢丝，结构形式为6股，每股19丝西鲁式天然纤维芯，钢丝公称抗拉强度为1700Mpa，捻向为右同向捻，钢丝绳最小破断拉力为190KN。固定方法：压板固定。 ②滑轮的选择：查【17】公式3-1得滑轮直径D=h d ,其中D为钢丝绳中心计算的滑轮最小卷绕直径；h为查【17】表3-2选h=20；d为钢丝绳直径18mm，故滑轮直径为360mm。铸钢滑轮，材料ZG270-500，强度和冲击韧性都很高。 5.2给进液压缸的设计计算的选择 钻机要求给进机构双向运动状态且要求运动及速度可无级调节，故选用双作用液压缸。液压缸与钻机连接为液压缸固定，活塞杆移动。整个设计依据见参考资料【1】P210-214 3.2.1机构主要参数的确定 (1)最大上顶力(给进机构最大上顶力是指给进机构所能产生的最大起拔力)=125KN。 (2)最大给进力(给进机构最大给进力指给进机构向孔内钻具所产生的最大轴向压力)=45KN。 (3)给进行程h=3m。 (4)液压缸的最大工作载荷:最大工作载荷发生在强力起拔时，即每个液压缸的最大工作载荷应有给进机构的最大上顶力决定。 —给进机构最大上顶力； 液压缸数目； 液压缸的最大负荷 取 (5)液压缸内径。 为液压缸的额定工作压力。由公式可知液压缸的额定工作压力P选择较高，液压缸结构尺寸就小，有利于减轻重量使结构紧凑。但是液压缸的额定工作压力选择得过高，又会带来系统泄露问题。根据目前国内生产的钻机统计，给进液压缸的工作压力取值范围多数在7.85～9.81。故初取给进液压缸工作压力为。 则 查参考书[1]表6-9取内径D=100mm (6)活塞杆直径（材料45钢） 在液压缸内径确定的情况下，活塞杆直径大小直接影响液压缸有杆腔工作面积的大小。在给进机构中，通常液压缸的有杆腔用于加压给进，则活塞杆直径大小就决定了加压给进力和最大给进速度的大小。因此，在确定活塞杆直径时，不仅要满足强度要求和稳定性条件，同时还应当达到给进力和给进速度的要求。 因采用双作用液压缸，在两腔供油量相同时，活塞往返的速度是不同的。 无杆腔进油时，活塞运动速度为 有杆腔进油时，活塞运动速度为 输入液压缸流量； 液压缸内径； 活塞杆直径； 速比 其中，为最大给进速度，指给进机构在钻进过程中送进钻具的速度；为快速倒杆速度，指给进机构在不负载钻具重量的情况下空载上升的速度；根据国内外钻机的资料统计，给进液压缸速比取1.33和1.48居多，故取。 取d=50mm (7)液压缸活塞杆的长度 活塞杆的长度不仅影响给进行程的长短，也影响机构的稳定性和工作的可靠性。在选择活塞杆的长度时要考虑满足下列条件： a. 满足给进行程要求； b. 要有一定的导向长度； c. 要符合国家标准系列； d. 满足稳定性和强度要求； 查表6-13取活塞杆长度。 (8)液压缸的最小导向长度 液压缸的最小导向长度是指活塞运动到有杆端的终点时，至导向套中点之间的长度。该长度影响活塞的稳定性和处于终点位置时，活塞杆的失稳情况。因此，一定要有合适的导向长度。根据经验一般导向长度取为 液压缸内径； —液压缸工作行程； (9)液压缸和活塞杆的校核 a.液压缸的强度校核。 钻机中给进液压缸通常采用45钢，一般壁厚与 缸径的比值不小于或接近于0.1，故可按照薄壁筒的计算公式校核。其强度校核公式： 液压缸最大实际应力； 液压缸壁厚； 实验应力，一般取工作压力的1.5倍， ； 钢材料的许用应力；锻钢或无缝钢管 故液压缸强度合格。 b.活塞杆的稳定性校核。 液压缸承受轴向压缩载荷时，当活塞杆的计算长度与活塞杆直径之比大于10时，应校核活塞杆的纵向抗弯强度或稳定性。对于给进液压缸，当液压缸固定时计算长度可取活塞工作行程L即。 而， 故应进行活塞杆纵向的稳定性校核。 活塞杆纵向稳定的条件： 式中： 液压缸的最大工作载荷； 活塞杆的极限承载能力； 稳定安全系数，一般取， 活塞杆的极限承载能力的确定： 各参数的选定 活塞杆横截面转动惯量 活塞杆横截面积 活塞杆横截面回转半径； 柔度系数，一般钢取； 支座系数，一般对给进液压缸活塞可看成一端固定，另一端自由，； 活塞杆计算长度； 材料的弹性模数； 系数，对钢取； 材料强度试验值，对钢取。 ， 故极限承载能力可由下式求得： 故活塞杆的纵向稳定性足够。 C.活塞杆拉、压强度校核 活塞杆轴向最大负荷为受压载荷 杆内最大应力 故活塞杆拉、压强度满足。 （10）给进液压缸油泵的选择 查参考资料【9】） 主要参数如下： 型号A7V200 压力（额定） 压力（最大） 排量（最大）＝ 最高转速（吸口压力） 最高转速（吸口压力） 流量（） 功率（） 转矩= 重量 （11）给进速度的确定： 液压缸单缸进入的流量 无杆腔的速度 有杆腔的速度 此处选定为给进速度即； 为倒杆速度即 （参考书【10】P910） 5.2.2给进机构动力机的选择 根油泵的转速、功率等因素选择电机参数如下： （见参考书【6】） 型号Y108M-4 额定功率 满载转速 堵转转矩 最大转矩 第6章钻塔的设计及校核 6.1钻塔及升降工具 6.1.1钻塔的功用与要求 钻塔是一种具有一定高度和跨度的金属桁架,是钻井设备的重要组成部分。钻塔在钻探生产中的用途是升降钻具,起下套管柱，作为立根钻杆的靠架。液压钻机钻进时悬挂钻具，在塔架外可披挂塔布，为操作人员遮风挡雨，提供良好的施工环境。在钻探生产中的根据施工要求不同，采用不同结构和不同类型的钻塔。 为了升降钻具、套管柱和悬挂钻具，完成正常的钻进工作要，求钻塔有足够的承载能力，即除足够的强度外，还应有足够的刚度。为了提高起下钻具的效率，要求钻塔有合理的高度，钻塔上顶面的尺寸应满足天车的安装和游动滑车上下运行，钻塔的底部尺寸要保证其他钻探设备合理的布置以及工人的安全操作。 钻塔组成：底座（盘）、塔架（桁架或管柱）、天车和支架、吊笼（活动工作台）。 6.1.2钻塔的基本参数（见图6-1） 钻塔的主要参数包括：塔高，起重量和塔的自重。 ①塔高的确定。 钻塔高度取决于所采用立根的高度， 其总体高度尺寸可按下列公式计算： 图6-1 式中：为孔口装置的高度及垫叉厚度，可根据所采用的拧管装置而确定：为立根拧卸开时所需的最小距离（取决于丝扣长度）；为提引器的高度（一般为500600mm）；为提引器和动滑车的高度，（一般为800mm）；为过塔安全高度（一般采用24mm）；L为立根高度，一般规定如下： 孔深/m <100 100300 300500 >500 立根长度/m 69 912 1215 1518 ②钻塔大钩起重量 钻塔大钩起重量是钻塔在钻探生产施工过程中升降钻具所承受的载荷，与钻孔、孔深、钻具（或套柱管）质量、升降钻具时因加速度或刹车产生的附加动载、提升钻具时产生的摩擦阻力、卡钻等因素有关，可用下式计算： 式中：H为孔深，m（）；为接头加重系数（）；为泥浆浮力系数,为泥浆密度，为钻具钢材密度，一般；为考虑摩擦及卡钻系数,取值： ，深孔用1.5，浅孔用2此处取用；为提升时的平均加速度；g为重力加速度。 ③钻塔天车负荷（图6-2） 钻塔天车的负荷能力根据大钩负荷与钻机升降滑车系统的设置形式有关：有死绳端的滑车系统和无死绳端的滑车系统。 滑车系统安装示意图 图6-2 (a)没有死绳端的滑车系统（b）有死绳端的滑车系统 假设不考虑滑车系的效率，钻机卷扬机绳端拉力 P为： 式中：m为滑车系统有效的工作绳数；为滑车系 统 运动时的效率（可忽略不计）。 于是,钻塔天车的负载计算式为 有死绳端的滑车系统时: 无死绳端的滑车系统时： 式中忽略了卷扬机钢绳和死绳端钢绳与铅垂线间的夹角影响，以上两式可以看出，用无死绳的滑车系统可减少天车的负荷，但从滑车系统安装示意图可知，用无死绳端的滑车系统时钻塔载荷不对称。因而，一般施工中常采用有死绳端的滑车系统，不仅钻塔稳定性好（死绳索端固定点与卷扬机以钻孔 为中心尽量对称分布）而且在死绳头端可以安装拉力表，便于掌握钻头的压力参数。 6.1.3钻塔的结构类型 钻塔结构主弦杆可以是角钢，角钢拼焊方钢管，无缝钢管或实心圆钢，取决于钻机的起钻能力，供货条件，经济效益以及开发系列产品的规划和需要。综合考虑这些因素本次设计主弦杆采用角钢对接焊成。 钻塔结构断面分为圆形断面、三角形断面及方形断面三类。本设计的DY1000采用整体焊接四柱钻塔形式。 整体焊接四柱钻塔就是由八个角钢成两两相对焊接而成，这种类型钻塔承载能力和稳定性都较好。 而本设计中采用的整体焊接四柱形式钻塔如下: 钻塔的承载力： 选择塔的承载力时考虑的因素：一是孔内钻具的重量;二是钻机卷扬机的拉力。选择大者为考虑参数。 钻塔受力分工作和非工作两种状态，两种状态的分析方法相同。钻塔上的载荷有：塔身自重，动力头对钻塔以及风载荷的作用。 6.1.4参数的选取 首先考虑风载荷的作用，视风载荷是可能作用于任意方向的水平载荷。对于本钻机只计算风压的静力作用，不考虑风压的动力效应。 按照钻机在一定风力下能否正常工作，把作用于钻机金属结构的风载荷分为工作状态的风载荷和非工作状态的风载荷两类。工作状态的风载荷是钻机金属结构在正常工作情况下所能承受的最大计算风压；非工作状态的风载荷则是钻机金属结构不工作时所能承受的最大计算风压。工作状态和非工作状态的风载荷按下式计算： 式中 C-------风力系数 ---------风压高度变化系数 -----------风阵系数（通常取=1） q------------计算风压 A------------结构或物品垂直于风向的迎风面积() ①.计算风压q 风压是风的速度能转化为压力能的结果。风压与空气密度和风速有关。按照规定，计算风压按空旷地区离地10m高处的风速计算。钻机工作状态的计算风速按阵风风速考虑，非工作状态的风速为2min时距的平均风速。 风压计算式为： 式中：q------------计算风压 -----------计算风速 是钻机正常工作状态下的计算风压，用于选电动机功率的阻力计算及机构零部件的疲劳及发热计算。 是钻机工作状态下的最大计算风压，用于计算机构零部件和金属机构的强度、刚度和稳定性，演算驱动装置的过载能力及整机工作状态下的抗倾覆稳定性。 是钻机非工作状态下的计算风压，用于计算机构零部件和金属机构的强度整机抗倾覆稳定性以及钻机的防风抗滑装置的设计计算。 查表3-7得 工作状态下 非工作状态下 ②.风压高度变化系数 多数国家对钻机的工作状态风压