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75
钻机
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75米钻机的总体设计(含源文件),75,钻机,总体,整体,设计,源文件
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研磨机的最佳优化设计 摘要 ：研磨机的制造商正在尽量的减少传动给低振动，高生产率的研磨机所增加的压力。然而，实际上，运行研磨的过度磨损的发生，研磨孔附近的裂缝的发展都可能带来脱离的破碎和造成灾难性的结果。振动等级的增加已经在很多的新型研磨机中有所发现。现有的设计方法对于这种现象的解释是不可靠的。本文能够表述一种新的研磨机的设计方法，并写能够很好的阻碍振动的增加和不必要的磨损。最后，提供了研磨机的较好的设计方法。 关键字 ：研磨机 过度磨损 破碎 振动 新设计 标注单位 C 联结的扭力硬度 1J 滑块惯性 1子的两极滑块的惯性 212,K 动能 l 研磨区和引 力的中心之间的距离 L 径向支持的距离 m 研磨齿或槌集合重量 p 槌的频率 交换振动 P 潜在能量 R 圆盘的半径 W 重量 12, 侧轴或槌的坐标的角度换置 圆盘的坐标角度 初始频率 12,研磨的扭力震动的天然频率磨细传输 一 介绍 研磨机广泛地被用于食物和谷粒工业。研磨机的一个典型结构被显示在图 (1),这个马达带动鼓轮联结 (2)。鼓轮包括一个圆盘 (3)在轮轴上转动。 (4)轮轴靠两个径向支撑所支持。 (5)它有二组杆 : 一组杆 (6)运送槌 ,而另一组杆（ 7)运送缓冲装置。它们用来限制那槌摇摆按某一角度转动。(8)槌被聚集在一个杆上 (6)，举例来说五支槌 ,然后四支槌 ,在圆盘的相反边上的等等 ,不同的槌被安装 ( 举例来说在一边上有五个，在另一边上则有四个 )们被间隔的装置所分开。 在研磨机被安置好之前，这个装置是通过增加自己的重量来保持平衡的。一些公司甚至选择槌以便它的总重量装置在一支杆对所有的杆是相同的。 整个的 结构集合在一个金属包装中被附上 ( 不在图 1 中显示 )换槌击中落下的谷粒 , 打碎它 ,并且磨细了碎片在包装的底部从滑槽被收集。鼓旋转的方向时常被颠倒用以证实槌的边缘的磨损。在研磨机的操作中 , 杆所连接的槌没有与谷粒的直接接触或磨细碎片 , 因为那个杆被槌及其周围空间包围。 与此同时 ,周围空间的外部表面在与磨细的碎片直接的接触中 ,不表示任何磨平的警告。 在实际中，严格的震动通常发生在相对较新的研磨机上。 深的裂缝在圆盘上通常会发展到洞附近。 裂缝以 45 度被定向到半径和向圆盘的 周边部份 (见到图 2),可能会造成脱离破碎的危险。不平顺的穿越在槌的竿上发生。深的凹槽在圆筒形的表面上发展到杆上 .(见到图 3) 槌上的洞会逐渐的变为椭圆形这是由于圆形的边缘。 槌的两侧表面在这个洞的附近会有一个冲击负荷力来警示从其间隔中所具有的装置。 在槌上的离心力要比圆盘上的应力小上好几倍。 竿上的凹槽和槌上的椭圆形洞证明实际的连络压迫力超过生产压迫力 ,并且在槌上边缘的冲击标志表明那槌正在被摇动和旋转。现有的设计方法已经证明和解释这一种现象的不可能性。 要减少震动的程度 ,人们不得不减少鼓的旋转工作速度 , 而这样做必将会影响到生产效率。 2 对于传统研磨机的弱表现力的理论解释和存在的问题 当一个研磨机被装配的时候 , 通常 36个槌以一种盘环的样式被安装在一个杆上。由于槌有不同的组成部分，因此 ,槌的分配沿着杆是不平顺的。 当鼓快速旋转的时候 ,离心力会沿着半径指向槌。由于不平顺的槌的分配和槌的交错打在地面上 (五个槌在圆盘直径的一边上而另外的四个槌则在相反的方向上 ),由于离心力的分配不均发生 ,这将引起整个的鼓震动。 这个鼓在两个轴承的支持下保持稳定 , 从动态的观点来分析，它被认为是在两个相同的弹力支持下 作为一个整体。 当做为两个自由的振动系统时 ,它有二个模态 : (a) 当 槌在径向方向上振动时 , 它是跳跃振动 ; (b) 当槌的一端轮轴移动向上的和另一端移动向下时，它是摇摆振动。 第一个模态有助于槌的摇摆振动 ( 将会在以后被讨论 ),而第二个模态对于槌摆脱其旋转方向的不稳定是有帮助的。 槌的摇动作用在一个冲击负荷的间隔装置中 ,引起表面过度的磨损 ,而且槌的摇动也造成连接槌和杆的面积的减少。 这就解释杆 (凹槽 ) 和槌孔的过度磨损 (边缘区域的椭圆形形状 )。 问题在于鼓的振动共呜来自传输的过度冲击。 当槌替换的时候 ,槌受制于离心力和他们自己的重量 (见到图 4)。 当槌被垂直地排列的时候 ,沿着半径的重量和离心力就会带动鼓运动。 当槌被水平地排列的时候 ,离心力， 合量， ,在鼓的一个旋转方向上倾斜 , 在相反的方向中其他的也是同样的。 因此，就引起了槌的摇摆振动。这一种情形在工作速度 (鼓旋转 ) 的共振 ,槌的跳跃振动或传输的扭力振动的共振的条件下，可能会变的很危险。所有的这些可能性都被现存的设计方法给忽略了。 磨碎谷物的碎片用于研磨相互接触的表面磨损或者研磨杆和枢轴的孔洞 ,这样做是不大可能的，因为 清洗隔离环和槌之间的相对较大的磨碎碎片是非常难的。它没有清洗隔离环表面的研磨磨损，而这确是磨碎碎片主要的藏身之处。 3 研磨机的固有振动频率的决定条件 如早前所讨论的那样 , 鼓轮被认为是有两个自由度的摆动系统。（见图 5) 当一鼓轮由于 m 和瞬时惯性 侧轴水平的通过其中心 c)振动 ,它表现为直线运动 : 它的中心 (换置 并且它绕者水平轴旋转(角度换置 ). 作为一个有两个自由度的系统，它能是被两个独立的参数 别被两个弹性硬度 轮支 撑）发生偏转。 12+= 2 12+=2 （ 1） 运动的公式来源于拉格朗日等式 : ( ) - + = it i i k k p x x ,2,3 ,n ( 2 ) 对于在图 5 中被显示的保守系统 ,没有阻力和外加力 , 这时其 合力为 Q=0, 动能的表达式 K,和潜能 P, 能依次写为下式 : 221212=+22k k (3) 2 222 1 2 1 22( + ) ( - )= + = +2 2 4 2cx x x x m J m ) 由公式（ 3）和（ 4）来引出并且替代它们进入公式（ 2） ,下列的两个微分方程式能被如下获得 : 1 2 1 222( + ) ( - )- + = 022x x x k x (5) 1 2 1 211( + ) ( - )+ + = 022x x x k x (6) 这些能被从整理到下列公式中 : 221 2 1 1( + ) + ( - ) + = 022m J m Jx x k ) 221 2 2 1( - ) + ( + ) + = 022m J m Jx x k ) 用下式来取代： 1 1 1= s i n ( + )x t 2 2 2= s i n ( + )x t (9) 由公式（ 9）来引出并且替代它们进入公式（ 7）和（ 8），下列公式包含有圆周率 w: 24 2 1 2 1 2( 2 ) - ( + ) ( + ) + = 02J m J m k k k (10) 对于公式 (10) 的解决能被写成为： 2 4 2 2 2221 2 1 2 12222( + ) ( + ) ( + ) ( + )22= + 6 2m J m JL k k L k kk k m J m J(11) 4 槌的固有频率的摇摆振动的决定因素 槌 (见到图 6) 绕着 两种运动的类型 :以一定的角速度点旋转 ,并且旋转振动指向 的角度位置取决于坐标 ，而且槌的角度位置通过角度坐标 表现出来。 因此，槌是一个有离心作用的钟摆。在科学文献中有一组关于离心作用的钟摆的自然频率振动的统计数据。在有关机械振动的书籍中，有一些实例被讨论。例如 , 在叁考文献中 1 中，有一个离心钟摆的减振装置被讨论。 在叁考文献 2中，双向转动的离心钟摆被讨论， 并且它还指出了如何选出那些减少圆盘扭转振动的参数。在叁考文献 3中，双重钟摆的理论也被表现出来。然而 ,第一个钟摆没有指出一个完全的旋转方式。 因此，它不能够被认为是一个离心钟摆。所以 ,在理论的发展中，槌的自然频率的理论研究是很必要的。 在一般的情形中 ,离心钟摆一个非线性的系统。然而 , 如果槌摇摆角度能被假定是很小的时候，它就可以被考虑为一个线性的系统。如图 4 所示 ,槌受制于两种力的作用 : 离心力 自身重力 W。从现在的研磨机可以看出，它的离心力 其自身重力 作为一个因素。因此，槌的摇摆角度将小于 1度，而且线性系统才是有效的。 槌的运动公式来源于槌的动态平衡的情况 (在槌上 )和槌的质心的距离是 L, 而且它能用公式表示成： + c o s=c o 12） 槌的运动受制于下列各项的力 :(见到图 6) 离心力 致离心加速度 惯性力 并且瞬时惯量导致了槌绕着 转。这些力和惯量能用下列公式所表示 : 2=cf ， 2=iF ， = （ 13） 槌的动态平衡条件是： 0(14) 13），动态平衡条件公式 (14)能被表示成： s i n + + = 0c f i F l M (15) 把公式（ 13）代入公式（ 15），可写为下式 : 22( + c o s ) t a n + + = 0o m R R l J l (16) 角度 可以根据 t a n = + c o l (17) x 是从质心 c 到半径 它实际上是槌的质心摆动的振幅。 把公式 (17)代入公式 (16)，可以得到以下等式： 22+ + = 0 R x m l 8) 对于小的振动，它可以被假定成： 9) 并且把公式 (19)代入和公式 (18)中 ,其最后的公式可以表达成： 22+ = 0+0) 从振动的理论 4可以知道 , 它可以用公式表示为： 2=+1) 从公式 (21)中可以看到，固有频率 一部分，因为在根号之下的线性和惯性参数是常数。这意谓着 ,转动速度 使得固有频率 且保持不变的比率。 这可能引起槌的固有频率和鼓的固有频率一起发生共振。 如果这一个共振不发生在工作运行当中 ,它可能会在启动或者切断状态时发生。因为研磨机的旋转方向经常是变换的，以防止槌的磨损。 如果启动时间需要 3 那么切断时就需要持续 20秒甚至更长的时间 , 这要视轴承的情况而定。虽然共振只会发生在一秒到几秒，但是它还是会加速损害到杆和槌，这样槌的旋转方向的经常变换会严重的缩短它们的寿命。这也是一种槌在传动当中扭力振动所引起共振的可能性。 5 在运动中决定扭矩振动的固有频率的因素 研磨机的传动在示图 1中展示出来，它由两个大规模的旋转式喷灌器所组成 : 电动机的转子和研磨机的鼓 , 它们被连接耦合器所 连接。这是一个系统的例子 , 也被称为无限制或者退化的系统 4。这个系统的第一个固有频率为 0,第二个固有频率可由下式 4表示 : 1 =0和 12212( + )= C J 22） 这里 C=耦合器的扭转硬度 子和鼓的瞬时转动惯性 第一个固有频率为 0意味着这个系统在这两个大规模的旋转式喷灌器的相对运动速度为 0（主要部分的转换）。第二个固有频率决定了在启动和断开时的扭转振动频 率和共振时的运转速度，例如，槌的摇摆振动或者鼓的摆动振动。 由以上的论述可知 ,槌的摇摆振动的固有频率是一部分的运转速度。 这意谓着共振的发生更加可能。例如 ,在鼓以不同的速度旋转时它的断开模式 ,因此 ,鼓 的固有频率也是改变的。槌的摇摆振动的扭转共振尤其危险因为它能引起鼓的摆动。 6 数字举例 对于数字计算，一个典型的研磨机的运转计算由下列叁数确定 : 槌的重量 m =点处的瞬时惯量 J= 2m 枢轴的中点和鼓的重心之间的距离 l=m 鼓的半径 R=m 鼓的侧轴的瞬时转动惯量 J= 144 2m 鼓的总重量 m=1018 承的支撑硬度 k1= 810 N/m 轴承支撑之间的距离 L=m 电动机转子两极的瞬时转动惯量 5 m 鼓两侧的瞬时惯量 40 m 联轴器的扭转硬度 C= 310 nm/轴器的扭转硬度和轴承支撑硬度是根据所选的参考书所确定的 5. 把这些数据代入 (11)(21)和 (22)中，就可以得到固有频率的数据 : 鼓的固有频率1 = 8 4 6 / 3 9 3 / 0 - 1 5 2 /o ra d 频率 = 0 - 4 6 p ra d s 在传动中的扭转振动的固有频率 = 9 / s 7 实际考虑的因素 从上面的数据结果可以看出 , 工作速度与任意的固有频率都不一致。然而 , 当研磨机被翻转时 ,它就会被停止然后再被启动。 它的角速度将会逐渐的由 152 ，然后在从 0 到 152 s。 在一个很短的时间内 (直到好几秒 ) 角速度会等于鼓的摆动固有频率的四分之一 ,也就是 393/4=s,而且能量的进入使得鼓摇摆 ,引起槌摆动。 与此同时 ,槌摆动的固有频率与扭转振动的固有频率是相符的 ,以此来增加槌的摆动角度。尽管这一种现象发生在很短的时间 ,但是研磨机的经常的回转还是会引起机器损害的积累。为了减少损害 ,就必须尽快的绕过这个共振地带 , 举例来说 ,使用带有刹车装置的电动机。在启始模态下 , 在没有电动机增加动力的情况下加速度的时间是不能被减少的 ,这一点是很重要的。然而 ,通过参考文献 2中对双向驱动装置的介绍，振动的振幅还是应该被减少的。 沿着杆方向的大批的槌的分配和在圆盘直径相反方向上的槌的错位排列导致了沿着杆方向上的离心力 的不均匀的分配 ,这就不可避免的引起了鼓的振动和槌的摆动。为了预防这一点 ,相同数目的槌就必须被安装在圆盘直径上相反的位置上 , 例如 5 和 5,4 和 4, 等等 (这并不是错排的方式 )。然后，槌必须被选择以便在一支杆上所有的槌总数目和所有杆上的数目是一样的 ,而且较重的槌应被安装在杆的中央部位上 ,较轻的杆被安装在杆的边缘上。这根本的解决方法是使得在较重一边的钻孔上的所有的槌的重量是相等的 ,而且整个研磨机的安装必须是在动态平衡的条件下进行 (不仅仅是在没有槌的鼓上进行 )。 为了减少轴承的接触压力 ,就必须增加槌上枢 轴孔的直径 ,并且槌必须是被裱好的而不是被直接的安装在杆上 ,在这情况下它通常被设计成衬套的形式。 (见到图 7) 磨破的间隔环是比较便宜的用来代替杆。 8 结论 现有的研磨机的设计方法已经被呈现出来。研磨机损害的主要原因是槌的摆动导致了大量的不均匀的分配和共振。一种新的研磨机的设计方法已经被表达 ,它对于研磨机的设计作出了一些新的改进方案。详情如下 : (a) 取代了错排的设计方案 ,它把一个相等的数目的槌安置在圆盘的相反位置上； (b) 它平衡了整个的装置，不仅仅是鼓； (c) 缩短了切断时间以避免延长共 呜； (d) 介绍了一种新型间隔环并且把槌安装在此上面，它取代了把槌直接安装在杆上，这种方法增加了接触面积而且减少了接触压力，并且很好的限制了摆动角度； (e) 在设计阶段 , 检查了发生共呜的可能性而且采取了措施来预防它们的出现。 参考文献： 1 W. T. 4th 1993, p. 152 ( 2 J. G. s (, 3rd 1976, p. 28 ( 3 S. 1955 (D. 4 . s, 2nd 1990 ( 5 V. A. (, 2nd 1988 (附录二 of to of a of in of in of of An d of on to be of s a to of d of C of N m/ N) 1N) J of kg 1of of of kg 2of of kg 12,of s (N/m) K J) l of m) L s (m) m or N m) p of s) P J) N) R of a (m) W N) of of m) 12,of at m) of or of of a s) of of s) 12,of in s) 1 in A of a is 1. It s of an 1), a a 2). a of 3) . on 4). on 5). of of 6) 7) to 8) in a 6), On of a of s . on on s in l up d by A is d by to s so of on is is in a 1). is at of at of of is d to of do or by In of in do of In s on on in of 5 to of 2), of on s on of 3). in in s of s in of of an s on s to in on in s on s of of to be of To of d to of of 2 F a is 6 on a in a is s s to . on of on of of on it be as a on As a 2 it (a) in (b) of s to s (be of of an to of in a of of in of of s to of a 4). s l of s of W, in of of on in on in of or in by It is s to of or in s s s to no of of of in 3 F F s be as a 2 5). a m of (n it s it s ). As a 2 it be by x1 x2 of of k1 k2 xc be in of x1 x2 as 12+= 2 12+=2 (1) s of be s ( ) - + = it i i k k p x x ,2,3 ,n (2) i=0, K, P , be as 221212=+22k k (3) 2 222 1 2 1 22( + ) ( - )= + = +2 2 4 2cx x x x m J m ) s s (3) 4) 2), of be 1 2 1 222( + ) ( - )- + = 022x x x k x (5) 1 2 1 211( + ) ( - )+ + = 022x x x k x (6) be 221 2 1 1( + ) + ( - ) + = 022m J m Jx x k ) 221 2 2 1( - ) + ( + ) + = 022m J m Jx x k ) x1 x2 be in 1 1 1= s i n ( + )x t 2 2 2= s i n ( + )x t (9) s (9) s (7) 8) to w: 24 2 1 2 1 2( 2 ) - ( + ) ( + ) + = 02J m J m k k k (10) to 10) be 2 4 2 2 2221 2 1 2 12222( + ) ( + ) ( + ) ( + )22= + 6 2m J m JL k k L k kk k m J m J(11) 4 F F A 6) is to a at of an . of is by , of by . is a is an of of of of a in in in 1 a is In 2 a is to s to of In 3 of a is a it be as a in of of of 黑龙江科技学院 毕业设计（论文）任务书 姓名： 邵 利 峰 任务下达日期： 2006 年 3 月 10 日 设计（论文）开始日期： 2006 年 3 月 10 日 设计（论文）完成日期： 2006 年 6 月 20 日 一、设计（论文）题目： 75 米钻机的总体 设计 二、专题题目： 轴的加工工艺的编制 三、设计的目的和意义： 钻机是最普遍的工程设备，它在建筑、水电、道路、及港湾等工程中都有非常广泛的应用，尤其是在煤矿工业中，它是必备的工程设备 。 目前，在我国中、小露天矿厂上都普遍应用的是岩心钻机。其主要特点为： 钻进速度快，消耗功率低，能够提高工作效率，适用于泥土，岩石等土层。 四、设计（论文）主要内容： 对于本次设计主要包括： 五、设计目标： 根据相关参数进行 变速箱、回转器、液压缸以及整体的设计， 主要是对齿轮及相关结构的尺寸计算设计，最后用 出装配图和部分零件图。 六 、进度计划： 书、上网查找相关资料 ,熟悉收集的资料和图纸及产品说明书，记录要注意的细节 。 索相关技术文献资料 。 回转器的设计计算 和 变速箱传动计算，包括齿轮传动计算和各轴转速计算 。 转器、变速箱、花键轴和给进油缸零件图 。 输出、准备答辩 。 七、参考文献资料： 1. 北京市地质局 .岩心钻探知识第一版 . 地质出版社 5 月 2. 濮良贵 .机械设计 北京 高等教育出版社 2004 3. 王荣祥 、 李捷 、 任宵乾 .矿山工程设备技术冶金工业出版社 2005 4. 孙靖民 .机械优化设计 北京 机械工业出版社 2004 5. 孙恒 、 陈作模 .机械原理 北京 高等教育出版社 2004 6. 杜君文 .机械制造技术装备及设计 . 天津大学出版社 . 1998 年 8 月 7. 王启平 .机床夹具设计 . 哈尔滨工业大学 2 月 8. 顾崇衔 .机械制造工艺学 . 陕西科学技术出版社 . 1986 年 7 月 9. 周泽华 .金属切削原理 . 上海科学技术出版社 . 1984 年 12 月 高义 .机械设计课程设计 . 浙江大学出版社 1995 年 8 月 为 .互换性与测量技术 . 黑龙江教育出版社 1992 年 8 月 专业机床设备设计 . 重庆大学出版社 7 月 金属切削机床 . 机械工业出版社 组合机床通用部件专辑 . 大连组合机床研究所 .机械加工工艺手册第三套 . 机械工业出版社 . 1992 指 导 教 师： 院（系）主管领导： 年 月 日 目 录 摘 要 . . 第 1章 绪论 . 1 前言 . 1 岩心钻机概述 . 1 岩心钻探的一般概念 . 1 岩心钻探的方法 . 1 第 2章 总体设计 . 3 第 3章 钻机的主要技术特性 . 4 钻机的基本技术特性 . 4 第 4章 动力机的确定 . 5 回转钻进及破碎岩石、土层所需功率 . 5 . 5 . 5 . 6 给进油缸所需功率的计算 . 6 给进油缸的基本参数 . 6 油缸工作压力的计算 . 6 油泵最大工作流量计算 . 7 给进油缸功率 . 7 动力机功率的确定 . 7 第 5章 机械传动系统设计 . 10 主要参数的选择 . 10 回转器 . 10 变速箱 . 10 带轮设计 . 10 机械传动系统 . 11 立轴的转速 . 11 立轴的给进运动 . 12 立轴的快速移动 . 12 第 6章 回转器 . 13 结构特点 . 13 零部件的基本技术特征 . 13 成对锥齿轮基本参数 . 13 齿轮在各种转速下传递的功率、转速及转矩 . 14 零部件的强度与寿命计算 . 14 齿面按接触疲劳强度计算接触应力 . 14 计算疲劳强度极限应力 . 15 齿根弯曲疲劳极限应力 . 16 第 7章 变速箱的设计与计算 . 17 变速箱的结构特点 . 17 零件的强度计算 . 17 齿轮的强度计算 . 18 变速箱内各齿轮主要参数及材料 . 18 . 18 其它齿轮副的强度校核 . 22 轴系零件与部件的强度与寿命的校核计算 . 23 圆周力的计算 . 23 计算支撑反力 . 24 计算轴的弯距 . 25 许用应力 . 26 第 8章 液压系统的设计与计算 . 27 给进油缸的设计 . 27 第 9章 钻机的使用说明 . 28 钻机的分组情况 . 28 钻机的 附属 结构 . 28 机架 . 28 操纵仪 . 28 油泵 . 29 操作程序 . 29 机器的保养与维护 . 31 第 10 章 经济效益分析 . 33 岩心钻机的市场 . 33 国内工程建设投资继续加大 . 33 今后国内市场对岩心钻机设备的需求 . 34 岩心钻机的市场需求量分析 . 35 设备价格昂贵 . 35 运行成本较高 . 36 受工程量的制约 . 36 结论 . 38 致谢 . 39 参考文献 . 40 专题部分 . 41 附录 1 . 47 附录 2 . 61 I 摘 要 目前 我国地质勘探工作中广泛采用的有各种类型的油压给进钻机、钢绳给进钻机和部分经过改革的手把（轮）式给进钻机。为了适应浅部勘探，还专门设计制造了钻进深度为 10至 100米的钻机。其中，立轴式钻机就是其中的一种。他主要用于钻进孔深 75米左右的煤田地质勘探和其他金属矿床、非金属矿床和浅层油气勘探。钻机和泥浆泵用一个动力带动，设备安装稳固紧凑，可拆性好。钻进给进用液压操作。必要时亦可用主动钻杆给进。钻机手把集中，操纵板上有指重表、 转数表及水泵压力表，便于及时掌握运转和孔内情况。本次设计的立轴式钻机是在原有钻机的基础上进行了部分改进，他节省了工作时间，并且提高了工作效率。 本设计主要是针对钻机的总体设计而进行的分析，对钻机的变速箱，回转器进行研究，以达到节省工作时间，并且提高工作效率的目的。 关键字 钻机 变速箱 回转器 he in of of of to of to to to to to 0to a is 5 or so of to to to a in to to its to to up to in of to is at of to go he is at of to on to to of 1 第 1 章 绪论 言 通过调研了解到，对钻孔深度 75 米左右的钻机需求量比较大，而目前的75 米钻机，存在着劳动强度大、适应性差等缺点。鉴于以上原因，我们决定开发 75 米钻机。经几次方案讨论决定，钻机应具有以下特点： 经济耐用可靠、质优价廉； 便于解体搬运； 体积小，重量轻； 操作简单，维修方便； 适用于合金钻头或金刚石钻头钻进； 钻 进速度快，效率高； 本设计不对绞车一部分竟进行单独设计，故在以后的设计和画图当中都 不包括绞车一部分。 心钻机概述 岩心钻探的一般概念 岩心钻探是由动力机（内燃机或电动机），带动钻机回转，由钻杆、岩心管和钻头组成钻柱，并由钻机供给一定的轴向压力和扭矩，从而使钻头产生可取岩石的作用，是钻孔不断往深部钻进 . 钻进时刻取下来的岩粉，由泥浆泵通过胶管、钻柱送进孔底的循环液，经钻柱和孔壁的环状间隙冲到地表，流入冲洗液池沉淀。 在钻进过程中，岩心进入岩心管。通过提升钻具或 其他取心方法（如反循环水力取心或绳索式取心器等），将岩心卡断，从孔底提至地表，同时将以磨损的钻头进行更换。从每次下钻到提出岩心，算一个过，叫做一个回次。根据孔深和岩层软硬复杂程度的不同，回次进尺长度和速度也不一样。 升降钻具是通过钻塔和钻机的卷扬机进行的。新兴的全液压钻机和特别浅的取样钻机，也可以用简单的钻架实现无塔升降。 岩心钻探的方法 最早的钻探方法是冲击钻，借钻头的冲击作用将岩石捣碎并用捞砂筒将岩屑从孔底捞出孔口，因此不可能采取完整的岩样。 岩心钻进目前主要采取回转钻进。呈圆环状，底部装 有能够刻取岩心的硬质合金或金刚石，以及其他超硬材料。此外，也可以向孔底投入钻粒作岩磨材 2 料，在圆筒状钻头唇面的碾压作用下，不断刻取岩石。 近年来，根据动载破碎岩石的原理，已经出现了冲击回转岩心钻进。其原理是，在硬质合金回转钻进的同时，采用水利或风动冲击器对钻头加以冲击载荷。这样就大大扩大了硬质合金的钻进范围，并可大幅度提高钻进效率。 根据上述钻进方法的不同，目前可将岩心钻探方法分为如下： 除按钻进方法分类的不同外，根据冲洗循环介质和循环方式、取心方法、钻孔角度等的不同，还可分为清水钻进、泥浆钻进、空气循环 钻进以及特种乳化液、混合液钻进；正循环和反循环钻进；提钻取心和不提钻取心钻进；直孔钻进、斜孔钻进、水平钻进、定向钻进和多孔底钻进，等等。 3 第 2 章 总体设计 经过调研了解到，对钻孔深度 75米左右的钻机需求量比较大，考虑到县岔国内的特点，从实用角度出发，确定如下方案： 1. 考虑到是用于井下，井上和野外作业，故动力可选电动机或柴油机。 2. 采用二级回归式变速箱，减少变速箱体积，根据不同的地质条件，选 用不同的钻进速度。 3. 考虑到有软岩石、硬岩石的钻进，除了正常的钻进速度外，增加高速340r/ 4. 由于本机动力较大，动力由 V 型带传动到变速箱的传动轴上易使传 动轴弯曲，所以增加了卸荷装置。 5. 设置压带轮，皮带调整安全可靠。 6. 在满足上述要求的同时，尽量结构简单，操作方便，适于整体或解体 搬运。尽量做到标准化 , 通用化，系列化。 4 第 3 章 钻机的主要技术特性 钻机的基本技术特性 使用 42 或 50 钻杆 ) 75m 1开孔直径 89 2终孔直径 60 3. 钻孔倾斜角度 0 360 4. 立轴转速 120， 250， 340 /. 立轴行程 500 6 立轴内孔直径 44 7 立轴最大压力 8 油缸最大给进力 20 电动机 1）型号 4 2）电压 380/660V 3）功率 4）转速 1440r/）重量 580 外型尺寸（ Lhb） 123060012501 重量（不含电动机） 5005 第 4 章 动力机的确定 根据现场需要，动力机的选择偏大些，加大储备系数 ，这样可以提高钻进效率。 输出功率为 N。 中： 钻机所需功率 j ( 式中 : 回转钻进所需功率 效率 =y 油泵所需功率 h=2+中 : 井底破碎岩石、土层所需功率 2 钻头与孔底摩擦所需功率 3 回转钻杆所需功率 转钻进及破碎岩石、土层所需功率 总公式为： 1+3 井底破碎岩石，土层所需功率 1= 34 A*3060000m n h 3中 : m 钻头切削刃数 取 m=6 n 立轴转速 h 钻进速度 依据数据选取 h=2cm/ 岩石抗压强度 ,其值随岩石种类不同而不同，其值见表 3 井底环状面积，取钻头直径 D=孔直径 d=A= (4= (62)/4= 钻头孔底摩擦所需功率 2= *f*e*n(R+r)/1944800 3中 : 孔底压力或岩石抗压强度 . f 钻具与岩石直接的摩擦系数 f=0.3 e 侧摩擦系数 e=6 n 立轴转速 R 钻头外圆半径 R= r 钻头内孔半径 r=于该设计是 75米钻机，由于钻进距离小，故无须用金刚石钻头钻机。 将立轴不同转速和不同空底压力代入式 3所得相应数值 回转钻杆所需功率 3=0 11*L*d*7 (当 ) 式中： L 孔深 ， 硬质合金钻进时，取 L 75000mm d 钻 杆直径 取 d=36mm n 立轴转速 r 冲洗液比重。 r=上述参数及立轴不同转速代入上式，所得值列表 3 2中。 给进油缸所需功率的计算 给进油缸的基本参数 1）给进油缸的数量 n 2 2）油缸直径 D 50）活塞杆直径 d 22）活 塞杆有效行程 L 500）油缸面积 22）活塞杆面积 7）有效面积 A 15 油缸工作压力的计算 钻机大水平孔时，油缸的最大推力为： W C 中： W 油缸最大推力 C 孔底最大压力 C 10000N 钻 杆与孔壁间的摩擦力 q*L*f 式中： q 钻杆单位长度重量 q m L 钻杆长度 L 75m F 摩擦系数 f 7 50*197N W=10000+1197=11197N 油泵的工作压力 P P=W/A=11197/15= 油泵最大工作流量计算 油缸回程时的最大容油量 : 1*L=22*40=880缸送进时的最大容油量 : *L=15*40=600选用立轴的钻进速度 V= ,立轴送进时每分钟所需的油量为 : Q=2*活塞回程时间为 回程所需油量为 : *102=0*102=据上面的计算 ,选用 12/60 型齿轮油泵 (排油量 12L/力800N/。油泵满负荷时所需功率是 : Q/60*102* 1* 2 式中 :P 额定压力 P=800N/ 额定流量 Q=12L/ 1 机械效率 1= 2 容积效率 2=y=800*8/60*102*式油泵排量在额定 转速 1440r/是 12L,在 995r/是 8L。 动力机功率的确定 通过上述的计算说明，立轴钻进时给进所需功率很小，而且油泵满负荷工作时一般是立轴停止转动状态，液压卡盘松开时，必须停止钻进。所以参考表4 1本机选用 11机或柴油机，基本能满足表 4 2中粗线以上各种工作状态。 表 4 1 岩 石 名 称 抗 压 强 度 （ N/ 粘土、页岩、片状砂岩 4000 8 石灰岩、砂岩 8000 大理石、石灰岩 10000 坚硬的石灰岩、页岩 12000 黄铁况、磁铁矿 14000 煤 2000 表 4 2 N (r/，主要取决于地质条件、钻头直径及钻进方式，当使用直径为75头时，采用硬质合金和钻粒，根据国内外的经验，立轴转速取 n 90400r/较适宜；采用金刚石钻头钻进时，立轴转速取 n 400 1000r/机选用 130 600r/适合合金钻头钻进，由适合金刚石钻头钻进。 变速箱 参考国内 外现有小型钻机的转速系列，本机采用了规则排列的中间转速系列。 立轴有三种转速， 120、 250、 340r/速它们都适合合金钻头钻进。 带轮设计 传动比 带型 A 型 小带轮基准直径 112 毫米 大带轮基准直径 260 毫米 带长 710 毫米 轴间距 186 毫米 小带抡包角 V 带的根数 5 根 单根 V 带的预紧力 顿 作用在轴上的力 顿 带轮轮缘参数 带轮结构形式 实心轮 槽型 A 型 基准宽度 米 基准线上槽深 毫米 机械传动系统 机械系统传动路线见图 11 立轴的转速 : n =n*2*2*4*8 式中 : n 立轴的第一档转速 r/ 电机转速 n=1440r/1 主动皮带轮直径 122 大皮带轮直径 601 动链中各齿轮的齿数 ,5,1,9, =37 0,0 n =1440*112/260*25/31*19/37*20/40=120r/n =n*2*2*4*8 式中 :8, =28 n =1440*112/260 *25/31*28/28*20/340=250r/n =n*2*4 内 *8 式中 : =25 n =1440*112/260*25/25*20/40=340r/虑到皮带传动、齿轮传动、轴承等的效率，所以各档转速确定为 120、250、 340r/ 立轴的给进运动 ，使其产生需要的压力，再经过高压油管，调压阀，操纵阀，高压油管进入油缸中的活塞上部，推动活塞产 12 生直线运动，活塞下部具有一定的压力的 20号机油经高压油管，进入调速阀，调整调速阀的回油量大小即可控制给进速度的快慢。然后流经高压油管及操纵阀，低压油管回到油箱。 立轴的快速移动 压油管、调压阀、操纵阀、高压油管、调速阀、高压油管，进入活塞的下部，推动活塞产生直线运动，活塞上部的机油经过高压油管，操纵阀经低压油管回到油箱，当调速阀的流量调整为最大时，立轴得到快速移动。 13 第六章 回转器 结构特点 回转器的结构 是由本体、立轴、立轴导管、弧齿锥齿轮等组成。立轴上端装有机械卡盘。其特点是： 1、回转器尺寸小、紧凑。 2、回转器适用于各种角度的孔的钻进。 3、简单可靠，减轻钻机重量，离开孔口采用的是开箱式， 4、立轴行程为 500过去同型号钻机大，这样可以缩短钻进辅助时间。 零部件的基本技术特征 成对锥齿轮基本参数 小锥齿 大锥齿 齿数比 7 =2 齿数 20 40 大端模数 锥角 宽 30 30 齿宽系数 均分度圆直径 锥距 85 平均模数 向变位系数 向变位系数 顶高 根高 隙 顶角 根角 顶圆直径 56 14 齿轮在各种转速下传递的功率、转速及转矩见表 功率 速 r/矩 n m 240 00 68 680 50 零部件的强度与寿命计算 齿面按接触疲劳强度计算接触应力 2 0 . 5( + 1 )=* * (1 - 0 . 5 )t m 材料系数 取 分度圆直径 取 60 节点系数 取 b 齿宽 取 b=20mm u 齿数比 取 u=2 齿宽系数 取 计算圆周力 = * * *t m c t m A v F F k k k 其中： 使用系数 取 动载系数 取 2 0 0 0 2 0 0 0 * 1 4 1 . 7= = = 1 1 8 0 . 8240 是可得： 15 0 . 51 7 7 1 . 2 ( 4 + 1 )= 8 9 . 8 * 2 . 1 4 = 2 6 4 . 52 0 * 6 0 * ( 1 - 0 . 5 * 0 . 2 5 8 ) * 2计算安全系数 l i m 6 7 6 . 3= = = 2 . 5 6 12 6 4 . 5计算疲劳强度极限应力 = * * * * / * *F t A V F k k k Y b m J 其中： 作用在大端分度圆上的切应力 000T/n=2000*40=k 使用系数 k 动载系数 k 载荷分布系数 x 尺寸系数 1.0 大端端面模数 几何系数 J =以： 0*3*齿根弯曲疲劳极限应力 l i m l i m= * /F F N 中： 寿命系数 Y 温度系数 16 齿根弯曲疲劳极限应力 算安全系数 li m=/F F = 故符合安全要求 17 第七章 变速箱的设计与计算 变速箱的结构特点 变速箱的结构如图所示 ,它是由变速部分、分动部分及操纵部分和壳体等组成。也是变速部分和分动部分合为一体的传动箱。其特点是： 1、操纵结构采用了齿轮齿条拨叉机构，操纵灵活可靠，每个移动齿轮单独控制， 并有互锁装置。 2、增加了卸荷装置，减少了轴齿轮的受力状况。 3、变速、分动相组合，减少了零件数目，有效的利用变速箱内的空间。 零件的强度计算 1、在校核零件的强度时，假设电机的功率全部输入变速箱，然后再输入回转器。 2、变速箱在不更换齿轮的情况下，可连续工作 10000 小时，纯机动时间每班 16小时，可连续工作 20个月。 每个速度的工作时间分配情况如下： 第一速（ 120r/ 为 30即 3000小时； 第二速（ 250r/ 为 30即 3000小时； 第三速（ 340r/ 为 40即 4000小时； 18 3、本机零部件的强度和寿命计算方法和数据是按 机械设计手册计算的。 齿轮强度计算 速箱内各齿轮主要参数及材料 齿数 模数 齿宽 材料 硬度 力角 备注 5 2 22 4000 1 2 18 4000 9 2 15 4000 37 2 16 4000 28 2 18 4000 25 2 10 4000 8 2 16 4000 0 3 20 4050 0 3 22 4050 (1) 主要参数 中心距 56齿轮传递扭矩 9550P/559 4 m 式中 : 3齿轮的转速 ,440 112/26025/31= m=2 9 d=38 b=15 4=38 2) 材料选择 0 0 3 3 3 3 3l i m l i m= * * /F F b N x s Y Y 被校核齿轮的弯曲疲劳极限应力 00 实验齿轮的弯曲疲劳极限应力 00Y 弯曲寿命系数 19 483 = 1 0 * 0 . 4 * 6 0 * 6 = 3 6 5 = 0 . 8 7 * 1 0N 次 4 = 1 0 * 0 . 4 * 6 0 * 2 1 0 = 0 . 5 * 1 0 由表查得：3 4Y 尺寸系数 查表得：3.0 有效应力集中系数 查表得：34所以：3 3 3 3 3l i m l i m= * * /F F b N x s Y Y Y=400*60 4 4 4 4l i m l i m= * * /F F b N x s Y Y Y=400*41 3） 校核弯曲强度 60/ 41/ 于是可知： 因此，齿轮 3的弯曲强度差，在校核的时候，按齿轮 3的强度计算。 计算弯 曲工作应力： 3 = * * * Y 计算圆周力， = * * * *tc t A V a F F k k k k 其中： 工作圆周力 332000 2 0 0 0 * 7 3 . 3= = = 1 9 8 174 工作状况系数 ， 取k 动载系数， 取20 载荷分配系数， 1=a
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