毕业论文-GCD2500钻机冲击系统设计-文档精品

原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 摘 要 本课题主要以 GCD2500 工程钻机为研究对象， 并对其他钻机进行部分了解。 针对 GCD2500 工程钻机现有的曲柄摇杆式冲击机构做了极大改进，本次设计采 用液压缸游梁式冲击机构，该机构通过机械控制方式实现油路的自动控制，换向 结构简单，换向精度高，克服了曲柄摇杆式冲击机构容易出现打空的情况或者出 现滞留且冲次和冲程的调节范围小的不足。 该冲击机构包括液压缸、 冲击梁、 换向机构、 液压系统这主要四个部分组成。 它利用液压缸的活塞的往复运动推动与活塞杆相连的冲击梁、压轮，通过齿轮齿 条换向机构以实现钻具的冲击运动。本次课题对液压缸、冲击梁、换向机构、和 液压系统各部分进行了详细设计并绘制出了设计图纸。 对今后钻机冲击系统的设 计有很好的指导价值。 关键字：冲击钻机、冲击机构、液压缸、换向机构 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 Abstract The main topic to GCD2500 Rig for the study, and other rig partially understood. For GCD2500 Rig existing crank rocker made a great impact mechanism improvements, the design uses a hydraulic cylinder beam impact mechanism that achieve automatic control of the oil by mechanical control, reversing simple structure, change to high precision, overcoming the fight empty case crank rocker mechanism is prone to impact or a small retention of stroke and stroke and the adjustment range of deficiencies appear. The impact mechanism includes a hydraulic cylinder, impact beams, reversing mechanism mainly of four parts, the hydraulic system. It uses the reciprocating movement of the piston of the hydraulic cylinder push rod connected to the impact beam and the pressure wheel, rack and pinion mechanism to achieve reversing the impact movement of the tool. The topic of hydraulic cylinders, impact beams, each part of the body commutation, and a detailed design of the hydraulic system and draw out the design drawings. Impact on the design of future systems have a good rig to know the value. Keywords: Impact drill, Impact mechanism, Cylinders, Reversing mechanism 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 目 录 摘 要 1 Abstract 2 第一章 绪论 5 1.1 研究背景与意义. 5 1.1.1 选题背景. 5 1.1.2 课题的内容. 5 1.1.3 课题的目的. 5 1.1.4 课题的意义. 5 1.2 冲击钻机概述. 6 1.3 课题研究现状. 7 1.3.1 国外研究现状. 7 1.3.2 国内研究现状. 7 1.4 本文研究内容及研究思路. 8 第二章 总体设计 9 2.1 研究对象特点. 9 2.2 设计方案选型与分析. 10 2.3 方案的确定. 10 第三章 冲击系统设计计算 12 3.1 冲击部分的设计. 12 3.1.1 冲击参数（钻具重量、冲程、冲次）的确定. 12 3.1.2 冲击梁的设计. 14 3.1.3 压轮的设计. 15 3.2 冲击换向机构的设计. 15 3.2.1 齿轮齿条的设计. 16 3.2.2 换向杆的设计. 18 3.2.3 换向拨叉的设计. 18 3.3 冲击液压缸的设计. 18 3.3.1 液压缸的主要零件确定及其技术要求. 19 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 3.3.2 液压缸主要尺寸的确定. 20 3.3.3 液压缸的结构设计. 26 3.4 冲击液压系统的设计. 32 3.4.1 液压系统原理图. 32 3.3.2 确定液压泵的规格. 33 3.3.3 油箱的设计. 33 3.3.4 阀类元件和辅助元件的选择. 36 3.3.5 其它元件的选择. 37 第四章 GDC2500 钻机的维护与保养 39 4.1 钻机维护. 39 4.2 钻机保养. 39 4.3 安全操作注意事项. 41 结 论 42 致 谢 43 参考文献 44 英文文献翻译 45 英文文献原文 49 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第一章 绪论 1.1 研究背景与意义 1.1.1 选题背景 随着我国国民经济进入了持续快速发展的新时期，对建筑、交通、港口等大 口径工程施工钻探的技术装备要求也越来越多样化。施工地下连续墙、大口径灌 注桩时，遇到卵石、漂砾石、硬岩等复杂地层，采用常规回转钻进很难达到满意 的施工效果。冲击反循环钻机克服了传统单绳冲击钻排渣不连续、工艺方法单一 及成孔质量不高等局限性， 集合了反循环、 正循环和同步卷扬冲击钻进等工艺技， 以适用于多种施工要求，因此给冲击钻机注入新的活力。近几十年来，冲击反循 环钻进已被广大工程施工界所接受， 目前国内仍然广泛应用于水利、 建筑、 铁道、 公路桥梁、地矿等大口径施工工程领域。冲击钻机由于适用性强、结构简单、成 本低、操作简便等优点，广泛应用于水利、铁道、公路桥梁等工程领域。而对冲 击钻机的设计研究大多依靠经验或者简化公式，没有考虑冲击机构与缓冲机构、 钢丝绳-钻具-岩土系统之间的耦合对钻机系统性能的影响，未提出系统的优化设 计方法。 1.1.2 课题的内容 目前国内以回转式转盘钻机为主，品种单一，难以胜任第四系复杂地层的需 要，传统的钢绳冲击钻锤重较轻，施工孔径小，成井速度慢。为了满足工程钻井 对设备的配套要求，有必要研制新型的重型钻机。冲击钻进与回转钻进比较，是 一种比较传统的钻进方法，实践证明 对第四系顶盖层中常见的漂砾石层和强风 化的基岩层钻进是一种比较经济而又行之有效的工艺手段。 但由于传统的钢绳冲 击钻排碴不连续，工艺方法单一，且成井后孔内存碴较厚，阻碍了钻进速度和成 孔质量的提高， 尤其是大直径孔的不连续排碴更为困难， 为了克服单绳冲击钻 述 的局限性，在设计研制一 GCD-2500 多工艺钻机时，吸收了国内外工程施工钻探 的最新技术成果，集反循环、正循环钻进、回杆冲击钻进、同步卷扬冲击钻进和 抓斗钻进等工艺技术干一体，以适用于多种施工要求， 1.1.3 课题的目的 通过对 GCD2500 钻机冲击系统的设计分析传统的钢绳冲击钻排碴不连续， 工艺方法单一， 在使用中普遍存在的载荷波动大、 噪音大、 工作效率低和能耗大， 以及缓冲弹簧经常断裂等问题原因。改善冲击钻机在使用中过程中存在的问题。 1.1.4 课题的意义 近几年，随着我国基本建设的不断加速，反循环钻机由于其成本低廉、市场 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 需求旺盛、盈利能力强而受到很多企业追捧。 反循环桩孔钻机是在传统无循环成孔钻机的基础上发展起来的新机型， 该机 将传统的无循环钻进工艺改成先进的反循环钻进工艺， 克服了无循环钻进造成的 孔底重复破碎的致命弱点，使钻效提高数倍之多，总体性能得到很大的提高。同 时，该类钻机既保留了冲击钻机适应性强的特点，又保留了冲击钻机可靠、设备 操作简单、施工成本低的优点。在目前施工中，对一些用回转钻进比较困难甚至 不能钻进的砾石层、岩石等复杂底层，多采用冲击反循环钻机施工，并取得较好 的效果。因此，冲击反循环钻机在岩土钻掘的领域中发挥越来越重要的作用为了 适应各种地层的钻孔需要，设计 GCD2500 工程钻机冲击系统，提高机械传动效 率，钻进效率高，成孔质量高；能大大提高工程的效率和减少工程的时间，满足 现代社会建设的需要。 1.2 冲击钻机概述 钻机主要用来对地基基础桩基成孔，广泛用于市政建设、公路桥梁、高层建 筑等地基础施工工程，配合不同钻具，适应于干式（短螺旋） ，或湿式（回转斗） 及岩层（岩心钻）的成孔作业，钻机具有装机功率大、输出扭矩大、轴向压力大、 机动灵活，施工效率高及多功能特点。目前，钻机已被广泛推广于各种钻孔灌注 桩工程。 钻机主要分为小型机，中型机和大型机。其中小型机参数要求为：钻机扭矩 100kN.m，发动机功率 170kW，钻孔直径 5001000mm、深约 40m，整机重量 约 40t。 小型机的应用市场定位如下: 各种楼房的护坡桩; 楼房部分承重结构 桩; 城市改造市政项目中各种桩径小于 1m 的桩; 适用于其它用途的桩。 小型 机的市场覆盖率达 30%以上。 冲击钻机是一种采用连杆机构或卷扬机带动钢丝绳提升冲击钻具， 利用冲击 钻具下落的动能产生冲击作用，破碎岩土实现钻进的工程钻机，目前在国内仍然 广泛应用于水利“铁道”公路桥梁等大口径施工工程领域。 冲击钻进与回转钻进比较， 是一种比较传统的钻进方法， 实践证明对第四 系顶盖层中常见的漂砾石层和强风化的基岩层钻进是一种比较经济而又行之有 效的工艺手段。但由于传统的钢绳冲击钻排碴不连续， 工艺方法单一， 且成井 后孔内存碴较厚， 阻碍了钻进速度和成孔质量的提高， 尤其是大直径孔的不连 续排碴更为困难， 为了克服单绳冲击钻述的局限性， 在设计研制一多工艺钻机 时， 吸收了国内外工程施工钻探的最新技术成果， 集反循环、正循环钻进、回 杆冲击钻进、同步卷扬冲击钻进和抓斗钻进等工艺技术干一体， 以适用于多种 施工要求。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 1.3 课题研究现状 1.3.1 国外研究现状 70 年代先后冲击反循环钻机在在意大利、日本、法国研制成功并取得满意 的使用效果。 意大利马塞伦蒂公司生产的机械式 MR-2 型冲击反循环钻机是一种拖车装 钻机。采用卷扬冲击方式，冲击钻进时由 2 台同步卷扬机提落钻头来完成，为确 保 2 台卷扬机同步，配有补偿机构，采用泵吸反循环方式。 日本神户制钢生产的 KPC-1200 型冲击反循环钻机采用液压驱动方式，由液 压马达通过传动装置分别带动提排渣的卷筒卷扬机和冲击钻机用的双筒同步卷 扬机，用离合器进行冲击，通过自动控制装置可自动调节冲击行程和次数。排渣 方式以气举反循环为主。冲击钻机时用套管跟进护壁。 近年来很多国家都在研究推广利用洗孔介质传递动力的井下冲击， 并把它和 回转结合起来的冲击-回旋钻进法。有些国家将冲级与震动结合起来成为井上的 震动-冲击钻进法。这些方法都是由冲击钻进法演变而来的。 1.3.2 国内研究现状 80 年代初期国内就开始研制冲击反循环钻机，地矿、水利、铁道等部门先 后研制出不同冲击方式的机型并批量投入市场， 在基础灌注桩和坝基防渗墙等基 础工程施工中发挥了较大的作用。在目前批量投产的冲击反循环钻机中， 按冲击 方式可分为 3 种机型，即卷扬冲击、曲柄连杆冲击、液压缸冲击，现选这 3 种冲击方式的各一种有代表性的机型作简单分析介绍。GJD-1500 型钻机由中国 地质科学院勘探技术研究所与张家口探矿机械厂共同研制的一种具有回转、 冲击 2 种功能的反循环并自动调节冲程和冲次的匹配关系，不会发生打空锤，根绳的 同步由液压系统解决。由于冲击油缸提钻头时有一个油缸建立过程，大大减了提 绳的惯性力，柔性提锤避免了钢丝绳受到大的冲击力，可延长钢丝绳工作寿命。 同时液压冲击可减少振动和噪声，有利于环保。GCF-1500 型钻机由中国地质大 学(北京、武汉)和张家口探矿机械厂合作研制的机械式冲击反循环钻机，冲击方 式采用卷扬冲击。该机中首次研制了带差动机构的双筒同步卷扬机，成功地解决 了 2 绳的同步问题，给机械传动的冲击反循环钻机闯出了一条新路。冲击钻进时 通过双筒同步卷扬机的片式离合器的离合进行提落钻头， 离合器是由电液控制系 统控制完成自动或单动冲击， 用卷扬冲击方式其冲程和冲次可根据地层情况任意 调节，但更适合长冲程低冲次工况下冲击钻进，以避免频繁离合使离合器过热。 采用泵思路吸反循环方式，排渣管由一台单筒卷扬机提吊。CJF-12、CJF-20 型 钻机这 2 种钻机是山东省地质探矿机械厂在 90 年代开发的产品，是机械传动的 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 曲柄连杆游梁式冲击反循环钻机。用差动同步双筒主卷扬机来确保 2 绳同步， 用 曲柄连杆游梁机构进行冲击， 此结构适合较小冲程较高冲次的工况下冲击， 采用 机电液联合控制。CJF-20 型钻机可用曲柄连杆游梁机构进行冲击钻进，也可用 差动同步双筒主卷扬机通过离合器进行冲击钻进，具有 2 种冲击方式的优点， 可 视地层状况而选择。采用泵吸反循环，用副卷扬机提排渣管，液压起落钻塔。设 有步履机构便于现场移位，整机结构紧凑，性能稳定可靠。该钻机自投产后深受 用户青睐，到目前为止已生产 200 余台，产品分布全国 25 个省、市、自治区。 在国内一些大型工程项目中使用，如小浪底工程黄河大桥、芜湖长江大桥、河北 黄壁庄水库 6 m 防渗墙、 江苏江阴长江大桥、 湖南浏阳河大桥香港西铁工程兆康 工地以及京福、忻太、洛三、灵三高等级公路路桥等，在卵砾石等复杂地层的桩 孔施工中，获得用户的好评，取得良好的社会效益和经济效益。是目前国内生产 较多、使用较广的冲击反循环钻机。 1.4 本文研究内容及研究思路 通过对国内外钻机传动机构的了解，分析传动机构的原理与特性，对冲击钻 机的运动特性进一步深入了解与阐述，重点研究、设计 GCD2500 钻机的冲击系 统。主要研究思路： 1）确定冲击机构方案； 2）液压缸游梁式冲击机构的设计； 3）冲击梁的设计； 4）压轮的设计； 5）后轮的设计； 6）齿轮和齿条传动计算和设计； 7）装配图和零件图设计与绘制。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第二章 总体设计 2.1 研究对象特点 本课题主要以 GCD2500 程钻机为研究对象，并对其他钻机进行部分了解。 GCD2500 多工艺钻机冲击系统设计中，把缓冲器从冲击梁移到钻塔的顶部用橡 胶板缓冲器代替了螺旋弹黄，大大地简化了冲击梁的结构，同时，避免了双绳提 升钻头，两报钢丝绳受载不均时，由于缓冲器的存在、使钻头倾斜而破坏同步提 升、刮碰中心排碴管和井壁，也改善了冲击卷扬同步机构的工作状况。橡胶缓冲 器容易根据冲击钻头的重量， 通过改变橡胶板的接触面积和盛加高度而调整缓冲 器的刚度以便更好地吸展和降噪。 冲击卷扬是一种差速齿轮机构， 在提升钻具时， 能保证两根钢丝绳受载不均而同步提升， 从而保证钻头中心排碴管与钻头的同心 条件。在钻进砾石层时，可在四杆机构停止工作情况下，单独使用冲击卷扬提动 钻具，获得更大的提升高度，有足够的冲击动能破碎卵砾石层。或用卷扬提动冲 抓锥，进行抓斗钻进。它的单绳操作冲抓锥和双绳操作冲抓锥单绳冲抓锥主要由 副卷扬操纵提升，利用装在钻塔上的挂帽座开合抓斗双绳冲抓锥利用冲击卷扬 主卷扬 双绳开门卸碴，副卷扬单绳在井底关门提升单绳操作和双绳操作通过结 构组合很容易互相转化。根据施工的地层需要、可进行正反循环自动冲击钻进， 正反循环卷扬冲击钻进，无循环单、双绳冲抓锥钻进，无循环单钢绳冲击钻进。 通过调整机构组合，各种工艺之问转换方便。 GDC2500 钻机的主要技术参数如下： 钻机直径：1500mm2500mm 钻孔深度：80m 冲击钻头重量：3.5t5t 自动冲击冲程冲程可调：1110mm1350mm 冲次：36 次/min37 次/min 最大冲程：300m（卷扬提升） 主卷扬提升能力（单绳） ：5t 副卷扬提升能力（单绳） ：3t 电动机功率：55KW，或 75KW 钻机主机重量：14.5t 钻塔高度：8.2m 冲击抓斗净重：3t 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 图 2-1 GCD-2500 钻机见图 1-缓冲器 2-钻塔 3-起塔油缸 4-冲击梁 5-连杆 6-冲击齿轮 7-副卷扬 8-冲击同步卷扬 2.2 设计方案选型与分析 方案 1：曲柄摇杆式冲击机构 优点： 机构简单 冲程大 而且有过个冲程可以选择 冲击载荷大 运动具有均 衡机构载荷的作用 载荷波动幅度较少 缺点：容易出现打空的情况或者出现滞留 冲次和冲程的调节范围小 方案 2：液压缸游梁式冲击机构 优点：通过机械控制方式实现油路的自动控制，换向结构简单，换向精度高 缺点：换向速度过高时引起液压冲击，速度过低换向阶段容易切断油路 2.3 方案的确定 考虑到曲柄摇杆式冲击机构容易出现打空的情况或者出现滞留且冲次和冲 程的调节范围小本次设计选择方案 2：液压缸游梁式冲击机构，具体结构如下： 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 图 2-2 液压缸游梁式冲击机构 1-换向阀 2-冲击液压缸 3-冲击梁 4-压轮 5-齿轮 6-齿条 7、11-固定碰块 8-可调碰块 9-换向杆 10-拨叉 12-碰块 13-弹簧 由图可知这种冲击机构的结构和工作原理， 该冲击机构包括液压缸、 冲击梁、 换向机构、液压系统这主要四个部分组成。它利用液压缸的活塞的往复运动推动 与活塞杆相连的冲击梁、压轮，通过齿轮齿条换向机构以实现钻具的冲击运动， 换向阀置于图示右位时，液压油同时接通液压缸有杆腔和无杆腔形成差动油路， 活塞下行推动冲击梁，压轮下摆，以提高钻具。与此同时，齿轮随着冲击梁逆时 针方向旋转一点的角度，并带动齿条左移。当压轮接近下止点时候，齿条右端的 碰块就和换向杆上的碰块接触，带动换向杆和拨叉下端左移、拨叉上端右移，使 换向阀变为左位工作。于是油路随之换向，压力油进入液压缸的有杆腔、，无杆 腔回油，活塞杆缩回而带动冲击梁、压轮上摆，放松钢丝绳，此即为冲击行程。 冲击梁上摆时候，齿轮齿条反向运动，齿条左端碰块推动换向杆右移，换向阀又 换回右位工作，开始重复下一轮的工作循环。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第三章 冲击系统设计计算 3.1 冲击部分的设计 3.1.1 冲击参数（钻具重量、冲程、冲次）的确定 冲击机构要解决的基本矛盾是：钻具对孔底岩石的冲击破碎作用。它是钻具 提高到一定高度后，利用其重力完成冲击形成产生的冲击功来实现的。这是一个 受孔内冲洗液阻力和孔壁阻力条件下的自由落体运动， 而曲柄连杆运动实现的运 动规律，不完全与钻具自由落体运动相吻合。钻具下落是一个加速运动，其速度 在形成终点时达到最大值， 但是冲击机构对应冲击行程后期的运动基本上是减速 运动，这样，就出现冲击机构阻滞钻具下落的情况，过交点 m 后，钻机将在冲 击机构牵制下做减速运动，使冲击效果降低。 冲击钻机的工艺参数包括：钻具重量、冲程和冲次。 （1） 钻具重量 钻具重量是影响钻头冲击功的主要因素之一。 钻头冲击孔底时的能量与钻具 质量成正比。但是增大钻具质量，讲增大冲击机构的工作负荷与功率消耗。为保 证机构的强度、刚度，其尺寸和重量也将增大。钻具质量，还与冲程密切相关， 冲击高度影响钻具在钻孔中降落的末速度，提高冲程可以减少钻具质量，但钻具 质量主要决定于钻进地层的性质，如硬度、强度等和钻孔直径，以及其他有关因 素，如冲程和钻具强度等。工程地质勘查冲击机构主要用于砂土层钻进和取样， 所以质量较小，一般 100200kg；水井、工程施工钻机的钻孔直径大，冲击机构 多用于卵砾石或基岩钻进，所以钻具质量较大，最大的钻具质量可以达到 7000kg，根据现有 GDC2500 钻机搭配的钻头重量确定本钻机设计钻具重量为 3.55t。 （2） 冲程（冲击高度）的确定 冲击高度 S 是指钻具在冲击过程中， 钻具被提离孔底的高度， 改变冲击机构 上的曲柄与连杆的位置，可得到不同的冲击高度。一般钻机的可变冲击高度范围 在 0.61.1 米。冲击钻具冲击底孔的动能与其速度的平方成正比；而冲击钻具落 到孔底时的末速度 V 与冲击高度 S 的关系为： SVj2 ， j 为钻具在孔内下降的 加速度。虽然增大冲程将提高钻具的末速度和冲击能量，但是冲程的增大，将延 长钻具冲击行程的时间。为保证钻具冲程与冲击机构运动的同步，必须相应降低 冲次。否则，将出现钻具“打空”的现象。这就说明冲程受冲次的制约，冲程过大 可能导致钻具的损坏，也会增大冲击机构的尺寸、质量和惯性。 最大的冲击高度受到钻具本身材料的限制。 其极限情况是假设用已磨钝的钻 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 头钻进非常坚硬的岩石，此时钻进不会进尺，即将全部的冲击能用用户钻具的变 形上。用公式表达为： 2/2/ 22 Pmv 式中：P-钻具冲击到井底时岩石的反冲击力，因为它由 0 变化至最大值，故 取最大值的 1/2， E L ，为钻具的长度变形量，而： g FL m jSv2 F P 带入 2/2/ 22 Pmv ，得，钻具的压应力为： g SE j2 ，其中， g E 是常数，另 g 2 d E ，并用许用应力 代 替，带入上式，则其冲击高度 S 为最大，即此时冲击高度为 Smax jd S 2 2 max 式中：L-钻具长度，m F-钻具的平均断面积，m2 -钢的密度，7850kg/m3 E-弹性模量，普通钢材 E=210GN/m2 j-钻具下降加速度，根据试验，一般 j=74.5m/s2 -钢的许用应力，=150MPa 故可得 78500101 . 275 . 42 81. 910150 max 11 26 ）（ ）（ S=1.480.96m 结合现有 GDC2500 钻机的冲程选定本次设计的冲程为 1110mm1350mm。 （3） 冲次（冲击频率）的确定 冲次，即钻具每分钟冲击孔底的次数。显然，在钻具每次冲击获得良好的破 碎效果前提下，增加冲次，就将提高钻进效率。冲次过低，将阻滞钻具的冲击运 动；冲次过高，将产生钻具“打空”的严重后果。 为此， 要求钻机的冲击机构在循环一次中要与钻具下落的时间相吻合即冲击 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 次数 n 要与冲击高度 S 相匹配。匹配的冲击次数，称为合理的冲击次数。结合现 有 GDC2500 钻机的冲次选定本次设计的冲击频率为 36 次/min。 3.1.2 冲击梁的设计 （1）冲击梁的结构设计 由于 GDC2500 钻机搭配的钻具重量为 3.55t，冲击梁和冲击液压缸负载较 大，因此决定采用双梁双液压缸结构，具体结构如下图： 图 3-1 冲击梁 （2）冲击梁的尺寸设计 如上图所示， 如果冲击梁与压轮的铰接点为 A、 冲击梁与液压缸的铰接点 B， 冲击梁与机架的铰接点 O； 如果忽略压轮上下运动时钢丝绳在压轮和导向轮上包 角的变化和钢丝绳的弹性伸长等因素，可以近似认为：冲击工作时，钢丝绳上某 标记点（通常为悬点）的位移和钻具的冲程等于 A 点的位移，从图中可以看出， A 点位移和 B 点的位移是半径不同的两段圆弧，但考虑到冲击梁的长度大，工作 时的摆动角小，可以近似看做直线，以 S0、S 分别表示钻具冲程和所需液压缸行 程，则 S0、S 的关系为： 0 S l l S OA OB 经过上述近似简化后油缸负载 F 与钻具重量 G （单个油缸承受 G/2 钻具） 关 系为： 2 G l l F OB OA 由以上行程和负载关系可以看出油缸的行程 S 与铰接点位置 OAOB ll/比值成 正比，而液压缸负载与铰接点位置 OAOB ll/比值成反比；其中液压缸行程决定油 缸的纵向长度尺寸而液压缸所受负载决定其横向直径尺寸， 因此为了综合考虑液 压缸长度与直径大小选定铰接点位置 OAOB ll/比值为： 4 . 0 OA OB l l 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 另根据 GDC 现有冲击梁长度选定冲击梁总长：mlOA0 . 3，因此 mmmlOB2 . 14 . 00 . 3 3.1.3 压轮的设计 （1）压轮的结构设计 根据设计方案，此处的压轮承担钢丝绳导向和冲击梁传力的作用，因此压轮 选用普通单沟槽式导向轮的结构，具体结构如下图： 图 3-2 压轮 压轮的直径 D 和宽度 B 主要是根据钢丝绳的结构和直径的大小来决定，总 的原则是在不使钢丝绳过分弯曲的前提下，将 D 和 B 设计的偏小一点。这对减 轻冲击梁的惯量和冲击大小都有好处。最于轻型、中型钻机，当钢丝绳的安全系 数较大时，允许选用dD)1510(，dB) 32(其中 d 为钻井钢丝绳的直径 d=30mm，所以： mmmmdD450300)1510( mmmmdB6045)25 . 1 ( 按照上述原则，取 D=300mm，B=50mm。 3.2 冲击换向机构的设计 如下图所示为换向机构的简化图， 其原理为： 齿轮与冲击部分的冲击梁相连， 冲击梁的上下摆动带动齿轮正反转动 （冲击梁摆动的角度 与齿轮转动的角度相 等） ，齿轮转动带动齿条左右移动，齿条移动时齿条上的碰块推动换向杆左右移 动， 换向杆再通过拨叉推动换向阀推杆左右移动而实现换向阀左右位的切换。假 设图示 DE、DE位置为拨叉的两个左右极限位置，则位移 DD即所需为换向杆 行程 S1，EE即为所选的的换向阀换向行程 S2。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 图 3-3 换向机构简图 3.2.1 齿轮齿条的设计 （1）齿轮的设计 根据上图所示关系可知齿轮摆动角为： 26 3000 2/1350 arcsin2 2/ arcsin2 0 oA l S 查液压阀资料得到换向阀换向行程为 20mm 根据设计要求必须在冲击梁接近上下止点时齿条才开始推动换向杆动作， 其 它时间齿条均为空程，选定冲击梁在接近上下止点 1时齿条开始推动换向杆动 作。 齿轮齿条的传动为纯滚动， 即齿轮转动时转过的圆弧长度与齿条移动距离相 等，由于该机构齿轮实际工作行程只有在接近上下止点 1时作用，因此必须选 用较大的分度圆直径，初选 d=1000mm。 换向机构中工作负载只有推动换向阀的阻力，负载很小无需考虑强度问题， 只需考虑传动精度和加工工艺性。由于该处齿轮分度圆较大，如果选定的模数太 小，齿轮齿数将会很大，综合考虑齿轮加工时加工效率和传动精度，该处选用齿 轮模数为 m=5.0mm，则齿轮的尺寸如下： 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 mmd mmd mmd f a 5 .987 1010 1000 通过前述分析可知该齿轮的转动角只有 26，因此选用扇形齿轮结构，详 细结构如下图： 图 3-4 扇形齿轮 （2）齿条的设计 齿条采用 30mm 的圆钢加焊接碰块的结构，如下图示： 图 3-5 齿条 齿轮设计中已经分析到，齿轮齿条的传动为纯滚动，也就是说齿条移动距离 与齿轮转动时转过的圆弧长度相等，因此有： 齿条负载行程： mm d S727. 8 360 10001416. 3 360 1 齿条空载行程： mm d S2 .218 360 10001416. 3 25 360 1-26 1 ）（ 因此齿条长度为： mmSSS9 .226 111 ，选 250mm。 齿顶高： mmmmmhh aa 551 * 齿全高： 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 mmmmmhh ff 25. 6525. 1 * 齿全高： mmmmmmhhh fa 25.1125. 65 3.2.2 换向杆的设计 考虑到换向负载很小，换向杆选用 20mm 的圆钢加焊接碰块的结构，跟据 齿条的尺寸选定两换向杆两碰块间距为 370mm。如下图示： 图 3-6 换向杆 3.2.3 换向拨叉的设计 由图 3-3 可知， 换向杆行程 S1(为位移 DD)与换向阀换向行程 S2(为位移 EE) 的关系为： 1 2 1 2 h h l l S S CD CE 查相换向阀资料，换向行程 S2=20mm，而前述已算得换向杆行程 S1=8.727mm，因此 29. 2 727. 8 20 1 2 1 2 h h l l S S CD CE 选定mmh100 1 则mmmmh22910029. 2 2 即拨叉铰链中心 C 距换向杆的垂直距离为mmh100 1 ， 距换向阀推杆垂直距 离为mmh229 2 考虑到换向负载很小，拨叉选用 15mm 的圆钢套加焊接铰接支座的结构， 详细如下图示： 图 3-7 拨叉 3.3 冲击液压缸的设计 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 液压缸是液压传动系统中的执行元件， 用来实现工作机构直线往复运动或小 于 360 摆动运动的能量转换装置。活塞缸结构简单、工作可靠，因此在液压系 统中得到了广泛的使用。在完成了液压系统的设计后，还必须对主要参数进行计 算与校核，确定液压缸的材料，并对液压缸各部分的结构进行了设计。 3.3.1 液压缸的主要零件确定及其技术要求 （1）缸体 液压缸缸体的常用材料一般为 20、35、45 号无缝钢管，铸铁可采用 HT200HT350 间的几个牌号或球墨铸铁。 由于球墨铸铁具有较高的抗拉强度和 弯曲疲劳强度，也具有良好的塑性和韧性，其屈服度比钢高。因此，球墨铸铁制 造承受静载荷的构件比铸钢节省材料，重量也轻。所以本设计的液压缸采用 Q235。铸件需进行正火消除内应力处理。 1）缸体的内径因为须与活塞配合，防止漏油，所以要尽量减少表面粗糙度， 可采用 H8、H9 配合。当活塞采用橡胶密封圈时，Ra 为 0.10.4m，当活塞用 活塞环密封时，Ra 为 0.20.4m，且均需研磨。 2）缸体内径D的圆度公差值可按 9、10、11 级精度选取，圆柱度公差应按 8 级精度选取。 3）缸体端面的垂直度公差可按 7 级精度选取。 4）缸体与缸头采用螺纹连接时，螺纹应用 6 级精度的米制螺纹。 5）当缸体带有耳环或轴销时，孔径D或轴径d的中心线对缸体内孔轴线垂 直公差值按 9 级精度选取。 此液压缸体的外径需要与机架配合， 应进行加工， 且与中心线同轴度的要求。 装卸时需把吊环螺栓吊起。所以缸体端部选用螺纹连接，螺纹连接径向尺寸小， 质量轻，使用广泛。装卸需用专用工具，安装时应防止密封圈扭曲。 （2）缸盖 本液压缸采用在缸盖中压入导向套，缸盖选用 HT200 铸铁，导向套选用铸 铁 HT200，以使导向套更加耐用。 （3）活塞 液压缸活塞常用的材料为耐磨铸铁，灰铸铁，钢及铝合金等。本设计液压缸 活塞材料选用 45 号钢，需要经过调质处理。 1）活塞外径 D 对内孔 d 的径向跳动公差值，按 7、8 级精度选取。 2）端面 T 对内径 d 轴线的垂直度公差值，应按 7 级精度选取。 3）外径 D 的圆柱度公差值，按 9、10、11 级精度选取。 4）活塞与缸体的密封结构由前可以选用 O 型密封圈。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 3.3.2 液压缸主要尺寸的确定 液压缸工作压力主要根据液压设备的类型来确定，对不同用途的液压设备， 由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。所以设计时，可用类比法来确 定。 前述已知液压缸行程与钻具冲程的关系为 00 6 . 0 SS l l S OA OB 故： mmmmS l l S OA OB 54013504 . 0 0 油缸负载 F 与钻具重量 G （单个油缸承受 G/2 钻具） 关系为 8 . 02 GG l l F OB OA 故： N NtG l l F OB OA 61250 8 . 0 8 . 95000 8 . 0 5 2 （1）液压缸的工作压力的确定 执行元件的工作压力可以根据负载循环图中的最大负载来选取， 也可以根据 主机的类型了确定（见表 3-1 和表 3-2） 。 表 3-1 按负载选择执行元件的工作压力 负载/ KN 50 工作压力/MPa ）取背压为MPap1 2 。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 表 3-3 执行元件背压的估计值 系 统 类 型 背压 p1 （MPa） 中、低压系统 08MPa 简单的系统和一般轻载的节流调 速系统 0.20.5 回油路带调速阀的调速系统 0.50.8 回油路带背压阀 0.51.5 采用带补液压泵的闭式回路 0.81.5 中高压系统 816MPa 同上 比中低压系高 50%100% 高压系统 1632MPa 如锻压机等 出算可忽略 （2）液压缸内径 D 和活塞杆直径 d 的确定 为了节省能源宜选用较小流量的油源。 利用单活塞缸差动连接满足快进速度 的要求，且往复快速运动速度相等，这样就给液压缸内径 D 和活塞杆直径 d 规 定了dD2的关系。由此求得液压缸无杆腔面积为: 24- 2 1 1 1074.90 2 1 89 . 0 61250 2 m N p p F A m ）（）（ mm A D5 .107 1074.9044 4 1 mm mmd d76 2 5 .107 2 活塞杆直径可以由d/D值算出， 由计算所得的 D 与 d 的值分别按表 3-4 和表 3-5 圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封元件。 表 3-4 液压缸内径尺寸系列 (GB2348-1980) (mm) 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 （90） 100 （110） 125 （140） 160 （180） 200 （220） 250 320 400 500 630 注：括号内数值为非优先选用值 表 3-5 活塞杆直径系列 (GB2348-1980) (mm) 4 5 6 8 10 12 14 16 18 2 22 25 28 32 36 40 45 50 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280 320 360 400 由 GB/T2348-1980 查得标准值为 D=110mm，d=80mm。由此计算出液压缸的 实际有效面积为: 2 22 1 95 4 110 4 cm D A 2 2222 2 7 .44 4 80110 4 - cm dD A ）（）（ （3）液压缸壁厚和外径的计算 液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。 液压缸的壁厚一般指液压缸中最薄处的厚度。从材料力学可以知道，承受内 压力的圆筒，其内应力分别规律因为壁厚的不同而各异。一般计算时可以分为薄 壁圆筒和厚壁圆筒。 液压缸的内径 D 与其壁厚的比值 D/10 的圆筒称为薄壁圆筒。 起重运输 机械和工程机械的液压缸，一般采用无缝钢管，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚 按薄壁圆筒壁厚公式计算 2 y p D 式中 液压缸壁厚（m） 。 D液压缸内径（m） 。 y p试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍（MPa） 。额定压 力 n p16Mpa，取 y p=1.5 n p1.5 812 MPa。 缸筒材料的许用应力。 = b n ，其中 b 为材料抗拉刚度，n 为安全 系数， 一般取 n=3。 b 的值为： 锻钢： b = 110120MPa； 铸钢： b =100110MPa； 无缝钢管： b =110110MPa；高强度铸铁： b = 60MPa；灰铸铁： b =25MPa。 在中低压液压系统中，按上式计算所得液压缸的壁厚往往很小，使得液压缸 的刚度往往不够。 因此一般不作计算， 按经验选取， 必要时按上式公式进行校核。 对于 D/10 时，应该按材料力学中的厚壁圆筒公式进行壁厚的计算。 对于脆性材料以及塑性材料 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 0.4 1 21.3 y y p D p 式中的符号意思与前面相同。 液压缸壁厚算出后，即可以求出缸体的外径 1 D为 1 D D+2 式中 1 D值应该按无缝钢管标准，或者按有关标准圆整为标准值。 在设计中，取试验压力为最大工作压力的 1.5 倍，即 y p=1.5 8MPa=12MPa。 而缸筒材料许用应力取为 b =100MPa。 应用公式 2 y p D 得， 12 110 19.8 2 100/3 mm 下面确定缸体的外径，缸体的外径 1 DD+2=110+2 19.8mm=149.6mm。 在液压传动设计手册中查得选取标准值 1 D=150mm。在根据内径 D 和外径 1 D重 新计算壁厚，= 1 2 DD = 150 110 2 mm=20mm。 （4）液压缸工作行程的确定 液压缸工作行程长度，可以根据执行元件机构实际工作的最大行程来确定， 并且参照表 3-6 中的系列尺寸来选取标准值。 表 3-6 液压缸活塞行程参数系列 （mm） 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000 40 63 90 110 140 180 220 280 360 450 550 700 900 1100 1400 1800 2200 2800 3900 240 260 300 340 380 420 480 530 600 650 750 850 950 1050 1200 1300 1500 1700 1900 2100 2400 2600 3000 3800 注：液压缸活塞行程参数依、次序优先选用。 由已知条件知道最大工作行程为 540mm，参考上表系列，取液压缸工作 行程为 550mm。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 （5）缸盖厚度的确定 一般液压缸多为平底缸盖，其有效的厚度 t 按强度要求可以用下面两式进行 进似计算。 无孔时： 2 0 . 4 3 3 y p tD 有孔时： 2 20 0.433 y p D tD Dd 式中 t缸盖有效厚度（m） 。 2 D缸盖止口内径（m） 。 0 d缸盖孔的直径（m） 。 在此次设计中，利用上式计算可取 t=70mm （6）最小导向长度的确定 当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面的距离 H 称为 最小导向长度（图 3-2） 。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起 的挠度）增大，从而影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定得最小导 向长度。 对于一般的液压缸，最小导向长度 H 应满足以下要求 202 LD H 式中 L液压缸的最大行程。 D液压缸的内径。 为了保证最小导向长度 H，如果过分增大 1 l 和 B 都是不适宜的，必要时可以 在缸盖和活塞之间增加一个隔套 K 来增加 H 的值。隔套的长度 C 由需要的最小 导向长度 H 决定，即 1 1 2 CHlB 在此设计中，液压缸的最大行程为 850mm，液压缸的内径为 115mm，所以 应用公式 202 LD H 的 202 LD H = 550110 202 mm =82.5mm，取 90mm 活塞的宽度 B 一般取得 B =（0.61.0）D；缸盖滑动支撑面的长度 1 l，根据 液压缸内径 D 而定。 当 D80mm 时，取 1 (0.61.0) Dl ； 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 当 D80mm 时，取 1 (0.61.0) dl 。 活塞的宽度 B =（0.61.0）d =4880mm，取 60mm （7）缸体长度的确定 液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。 缸体外形长度还 要考虑到两端端盖的厚度。 一般液压缸缸体长度不应该大于内径的 2030 倍。 缸 体长度 L =550+