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摘要党的十九大以来，在习近平新时代中国特色社会主义思想的指引下，对我国地质勘探、工程建设和农田水利等事业的发展，对各种钻探设备提出了全新的更高的要求。钻机作为最重要的勘探设备之一，在这些工程中起了弥足轻重的作用。为了适应未来各种勘探工作和工程建设项目对浅孔钻机的全新要求，本设计任务以 TXU-150 型钻机为基础并加以改进，设计出了钻探深度为 200 米的液压钻机。设计中根据钻机使用的情境和工况，运用参考比较的方法，查询同类型钻机的设计参数，并分析比较，重点对变速箱进行重新设计并计算。在此基础之上应时代要求，在低碳环保思想指引下在不影响钻机性能的前提下以对各个环节进行了符合环保理念的优化设计。最后，考虑到设备使用工况，在变速箱的设计中以保证正常生产生活之需要为前提，采用无离合器的设计，这样一方面减小了设备的体积，减少消耗性元件使用，同时在降低生产成本之余对实际工程进度不造成任何实质影响。设计出的钻机理论上满足了钻探深度为 200 米的设计要求， 同时尽量节省了制造成本和生产时间。关键字: 钻探工程;地质勘探;工程机械;机械设计IIAbstractSince the Nineteenth National Congress of the Communist Party of China, under the guidance of the Xi Jinpings socialist ideology with Chinese characteristics in the new era , we have put forward renewed higher requirements for all kinds of drilling equipment for the development of geological exploration, engineering construction and irrigation and water conservancy in China. As one of the most important exploration equipment, rigs play a very important role in these projects. In order to adapt to the new requirements of shallow drilling rigs for various future exploration and engineering construction projects, this design task is based on the TXU-150 drilling rig and improved to design a hydraulic drilling rig with a drilling depth of 200 meters. According to the use of drilling rigs. The situation and conditions, the use of reference comparison method, query the same type of drilling rig design parameters, and analysis and comparison, focusing on the redesign of the transmission and calculation based on the requirements of the times, under the guidance of low-carbon environmental ideology Under the premise of not affecting the performance of the drilling rig, the optimization design corresponding to the concept of environmental protection was carried out for each link. Finally, with the consideration of the working condition，a Non-clutch design isadapted，minimizing the size，while sequentially lower the usage of unit，simultaneously，based on a fundamentally working need with no influence to the geological exploration. The newly designed drilling rig theoretically satisfies the design requirement of drilling depth of 2 0 0 m e t e r s , w h i l e m i n i m i z i n g m a n u f a c t u r i n g c o s t s a n d p r o d u c t i o n t i m e .Keywords: Drilling Engineering; Geological Exploration; Engineering Machinery; Mechanical Design目录摘要IAbstractII第 1 章绪论11.1 选题的意义11.2 钻机概述11.3 本设计主要内容3第 2 章钻机的总体设计42.1 本设计钻机的应用场合42.2 设计方案的确定42.3 钻机的技术特性和要求5第 3 章动力机的确定73.1 输出功率计算73.2 回转钻进及破碎岩石、土层所需功率73.3 给进油缸所需功率的计算93.4 动力机功率的确定10第 4 章机械传动系统设计134.1 主要参数的选择134.2 机械传动系统初步计算13第 5 章变速箱的设计与计算165.1 变速箱的结构特点及设计要求165.2 齿轮副的强度计算与校核165.3 轴的强度计算与校核22第 6 章绞车286.1 绞车的结构特点286.2 主要参数的选择286.3 绞车所需功率306.4 绞车齿轮副强度简单校核30第 7 章 经济可行性分析347.1 市场前景分析347.2 经济效益分析34结论36致谢37参考文献38200 米液压钻机变速箱设计第 1 章绪 论1.1 选题的意义本设计选择了 200 米钻机的变速箱设计，主要原因是党的十八大以来我国已进入新时代，新时代地质勘探、工程建设和农田水利等事业正在逐渐完善，站在全新的历史起点上对各种钻探设备尤其是钻机提出了更多的新要求，赋予了新的使命，开启了新征程。现在市场上流行的钻机中以钻探深度为百米左右的液压钻机为主，这些钻机在承担各种生产建设项目中起到了至关重要的作用。但是，我们着眼新时代的新要求，通过市场调研发现，随着国内外生产建设项目的扩大，一带一路周边国家基础设施建设对上钻探深度为几百米的液压钻机的市场正在逐步扩大，尤其是钻探深度为 200 米左右的钻机，市场前景更加乐观。变速箱是钻机中最重要的部分之一，通过对钻机变速箱的设计改进， 将解决钻机设计制造中的关键环节。所以，选择 200 米液压钻机变速箱的设计不仅对钻机这个生产行业有着重要的经济意义，同时一代一路周边国家经济将因此获益，意义十分重大。1.2 钻机概述1.2.1 钻机的功用钻探是地质勘探工作的重要手段之一。钻机是实现该手段的主要设备。其基本功用是以机械动力带动钻头向地壳钻孔并采取岩矿心。1钻机同时还是进行石油、天然气勘探及开采、水文水井钻探、工程地质钻探等工程的重要设备。11.2.2 对钻机的要求钻机的技术性能要保证在施工中能满足合理的工艺要求，以最优规程，达到预计的质量要求；维护保养简单容易；安装拆卸搬迁方便；利于快速钻进；钻进辅助时间短； 钻孔施工周期短；体力劳动强度低等。概括起来说，是钻机要为多、快、好、省地完成钻探生产任务创造有利条件。2根据钻机的基本功用，对钻机具体要求如下：1. 通过回转钻具等钻进方式将动力传给钻头，使钻头具有适合钻进规程需要的转速及调节范围，以便有效地破碎岩石；2. 能通过钻具向钻头传递足够的轴心压力，并有相当的调整范围，使钻头有效地切入或压碎岩石；3. 能调整和控制钻头给进速度，保证连续钻进；4. 能完成升降钻具的工作，并能随着钻具重量的变化而改变提升速度，以充分利用动力机的功率和缩短辅助时间；5. 能变换钻进角度和按一定技术经济指标旧响应深度的直径的钻孔，以满足钻孔设计的要求和提高钻进效率。391.2.3 钻机的组成目前常用的钻机由如下各部分组成： 1.机械传动系统将输入的动力变速并分配到回转、升降机构。对与液压钻机还要有驱动油泵，以使液压系统工作的装置。2. 液压传动系统利用油泵输出的压力油驱动马达、油缸等液动机，以使立轴回转和控制给进机构、移动钻机、松紧卡盘等；3. 回转机构回转钻具，以带动钻头破碎孔底岩石。4.给进机构调整破碎岩石所需要的轴心压力和控制给进速度。在出现孔内事故时，可以进行强力拔出。5.升降机构用于升降钻具（提取岩心和更换钻头）和进行起下套管等作业。6.机架支承上述各机构及系统，使之组装成一个整体，成为完整的机器。41.2.4 钻机的分类和名称随着钻探工程在国民经济各部门中的广泛应用，钻机类别和型号也在增多。为此将钻机实行科学分类和确定名称，对识别、评价和选择钻机是很有意义的。1. 分类按用途分类按用途不同，可将现行广泛使用的钻机分为三大类，即地质勘探用岩心钻机；石油钻探用钻机；专用钻机（水文水井钻机、物探钻机、工程钻机等）；按钻机标准钻进孔深分类根据不同孔深范围，将各种不同钻进孔深的钻机分成三类或四类。按三类分见表 11。表 11钻机标准钻进孔深分类 a 表（m）类别浅孔钻机中深孔钻机深孔钻机1030030080080012001030030080010002000按四类分类见表 12表 12 钻机标准钻进孔深分类 b 表 （m）浅孔钻机次深孔钻机中深孔钻机深空钻机10150200400500800900 以上按原来地质总局设备管理分类钻机可分为六类，即浅孔钻机、岩心钻机、石油钻机、水文水井钻机、汽车钻机和砂矿钻机；按装载方式分类可以分为滑橇式、卡车式、拖车式；按破碎岩石方式分类可分为回转式、冲击式和冲击回转式；按回转机构型式分类可分为立轴式、转盘式、动力头式；按进给机构分类可以分为手轮（把）式、油压式、螺旋差动式、长油缸式、油马达链轮式。42. 名称钻机的名称是按照钻机综合特征及主要性能，以汉字拼音字母及数字编排成的代号来表示的。通常把这种代号称为型号，并以铭牌指示在钻机上。国产钻机名称一般有三部分组成：首部为用途类别和结构特征代号，用汉语拼音中的一个字母表示。如“X”是汉字“心”的拼音首字母，表示钻机用于岩心钻进。“U”是汉字“油”的首字母，表示给进机构类型属于油压式。中部为主要性能参数代号，用钻机标准钻进深度数字表示。如标准钻进深度为 200 米的钻机，中部代号为 200。尾部为变型代号，可用汉语拼音字母中的一个字母或数字为代号。无尾部的是指首次产品。如是第二次修改后的产品，尾部代号为 2。41.3 本设计主要内容本论文拟设计：200 米液压钻机变速箱的设计其主要技术参数：详见表 13表 13 200 米液压钻机变速箱主要技术参数表钻探深度200m立轴转速120、240、350、600r/min开孔直径89mm终孔直径60mm钻机角度0360第 2 章钻机的总体设计2.1 本设计钻机的应用场合钻探深度约 200 米的各种角度的排水孔、地质构造孔、灭火孔、气体抽放孔及公路、铁路、道桥、隧道、国防军工、民用工业性建设、农林钻井及地质勘探、工程破拆以及其它用途的各类工程钻孔。本机在钻探任何角度不同硬度的岩石中的钻孔工作有巨大应用，而在农业钻井及煤层、软硬岩石层中钻孔效率相对更高。200 米钻机、TBW150/3.0 泥浆泵是本机组的两大核心组件。泥浆或清水便可作为钻机清洗液。故而在地面作业无需搭建钻塔，只需可供提升一定高度的三角架使用即可。本 200 米钻机着眼于低碳理念配备可替换式电力驱动，适用于井上、井下作业，无电力供应的郊野场地作业则可更替为柴油机驱动。2.2 设计方案的确定2.2.1 本设计钻机的特点经过对一带一路沿线国家市场走访了解到，目前相关市场基础设施建设工程对可以满足 200 米左右钻孔深度的钻机需求量激增，而市场在售的 200 米钻机，则普遍存在着劳动强度大、适应性差等缺点。基于上诉缺陷，以及中国制造 2025 的社会主义大国工业的时代要求，本着中国工业人的初心，改进 200 米钻机的使命自然而然地落在我们身上。经几次多方论证决定，钻机应基本具有以下特点：1. 经济环保、耐用可靠、质优价廉；2. 便于拆解搬运，易于重组；3. 体积小，重量轻；4. 操作简单，维修方便；5. 普适42、50mm 两种钻杆；6. 普适合金钻头或金刚石钻头完成钻进作业；7. 钻进速度快，效率高；8. 动力为电机或柴油机。2.2.2 总体设计方案的确定通过市场调研及多方论证，参考实际工况，以普遍实用为着眼点，确定如下设计方案：1. 考虑到井下、井上和野外作业，动力可选电机或柴油机；2. 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 600r/min；3. 钻机除配机动绞车外，增加了液压卡盘减轻劳动强度，节约时间，提高有效钻进速度；4. 考虑到高转速时，绞车工作速度不宜过高，所以增加了互锁装置，安全可靠；5. 由于本机动力较为强劲，动力由 V 型带传动到变速箱的传动轴上易造成传动轴弯曲，所以增加了卸荷装置；6. 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；7. 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，系列化以便工厂批量性大规模生产。2.3 钻机的技术特性和要求着眼钻机的实际工作情况，基于我国现今工业生产水平，本 TXU200 型钻机的技术特性为：1. 钻进深度(使用42 或50 钻杆)200m2. 钻孔直径开孔直径89m终孔直径60mm3. 钻孔倾斜角度4. 立轴转速0360120、240、350、600r/mm5.立轴行程500mm6.最大液压给进压力4 MPa7.卡盘最大工作压力（弹簧常闭式液压卡盘）6 MPa8.立轴内孔直径52mm9.油缸最大起拔力28.5KN10.油缸最大给进力20KN11.绞车提升速度0.26、0.61、0.70m/s12.绞车转速33、79、91r/min13. 绞车提升负荷0.70m/s3.35KN0.61m/s6.00KN0.26m/s12KN14. 卷筒直径140mm宽度100m钢丝绳直径8.8mm容绳长度32.8m15. 配备动力电动机型号YB160L4电压380/660V功率15KW转速1460r/min第 3 章动力机的确定3.1 输出功率计算通过模拟分析现实工况需求，我们优先考虑功率输出较高，效率高，能耗较低，动力储备充足，攻进效率的提升，有效缩短作业时间，环境友好低碳排放的动力单元。功率输出为 N0式中：N j 钻机所需功率(KW)N0 = 1.1N j（31）N = Nh + Ny jh式中:Nh 回转钻及粉碎岩石、破坏土层所需功率(KW)h 效率h=0.9Ny 油泵所需功率(KW)3.2 回旋攻进及粉碎岩石、土层所需功率回旋攻进及粉碎岩石、土层功率需求计算公式如下：Nh = N1 + N2 + N3（32）式中:N1 井底攻进岩土层功率需求(KW)N1 = dA3060000式中:m钻头切削刃数取 m=6n立轴转速（r/min）r/min h钻进速度(cm/min)当转速 130r/min、250r/min 时,h=5cm/min 当转速 350r/min、600r/min 时,h=1.5cm/min岩石抗压强度,其值见表 3-1A 井底环状面积，取钻头直径 D=7.7cm,内孔直径 d=5.9cmp(D2 - d 2 )p(7.72 - 5.92 )A = 19.3 cm244N2 钻头与孔底摩擦所需功率(KW)N = d f e n (R + r)21944800（33）式中: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=0.5e侧摩擦系数e=1.1n 立轴转速(r/min)R钻头外圆半径(cm)R=3.85cmr钻头内孔半径(cm)r=2.95cm将立轴不同转速和不同孔底压力代入式（33）中,所得相应数值见表 31。N3 回转钻杆所需功率(KW)当 n 200r/min 时N3 = 0.92 10-11 d 2 r L n1.33式中： L 孔深(mm) ， 硬质合金钻进时，取 L 200000mm金刚石钻进时，取 L 75000mmd 钻杆直径(mm)取 d =50mmn 立轴转速(r/min)r 冲洗液比重,r =1.15将上述参数及立轴不同转速代入上式，所得计算值在表 32 中有所体现。3.3 给进油缸所需功率的计算3.3.1 给进油缸的基本参数1. 给进油缸的基本参数给进油缸的数量n 2油缸直径D 55mm活塞杆直径d 30mm活塞杆有效行程L 500mm油缸面积活塞杆面积有效面积3.3.2 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 + FmA1 23.75cm2A2 7cm2A = A1 - A2 16.76cm2式中： W 油缸最大推力(N)C 孔底最大压力(N)C13345NFm 钻杆与孔壁间的摩擦力(N)Fm = q L f式中： q 钻杆单位长度重量(N/m)q 55.46N/m L 钻杆长度(m)L 200mf 摩擦系数f 0.35Fm = 55.46 200 0.35 = 3882.2 N故W = 13345 + 3882.2 = 17227.2 N油泵的工作压力 PP = WA3.3.3 油泵最大工作流量计算油缸回程时的最大容油量:= 17227.2 = 10.28 MPa16.76V1 = A1 L = 23.75 50 = 1.187 L油缸送进时的最大容油量:V2 = A L = 16.76 50 = 0.838 L当选用立轴的钻进速度 v =0.05m/min=0.5dm/min 时,立轴送进时每分钟所需的油量为:Q = 2 Av = 2 0.1676 0.5 = 0.166 L/min令活塞回程时间为 0.3min,则回程所需油量为:19Q13.3.4 给进油缸功率计算= 1.187 2 = 7.913 L/min0.3根据以上的计算，可以得到给进油缸的功率：N=PQ= 1027.88 0.166 = 0.028 KWgy60 10260 1023.3.5 油泵满负荷工作时所需要的功率根据上面的计算,选用YBC12/80 型齿轮油泵(排油量 12L/min,额定压力 8MPa,最大1 压力 12MPa)。油泵满负荷时所需功率是：Ny =PQ60 102 h1 h2(34)式中: P 额定压力(N/cm2)P =800N/cm2Q 额定流量(L/min)Q =12L/minh1 机械效率h2 容积效率将上述参数代入式（34）中可以得到：h1 =0.9h2 =0.71Ny =800 1260 102 0.9 0.71= 2.45KW上式油泵排量在额定转速 1460r/min 时是 12L,在 995r/min 时是 8L。3.4 动力机功率的确定基于上述各式计算结果，立轴攻进时给进功率需求较小，且油泵满负荷工作时立轴一般处于停转状态，液压卡盘未锁紧，钻进作业因此必须停止。所以参考表 31，本钻机选用输出功率为 15 KW 电机或柴油机，基本在电力供应充足的情况下以及条件较为苛刻的工作状况下能最大限度的满足表 32 中粗线以上各种工作状态，并尽可能的对环境保持友好产生最小限度的可吸入固体排放，氮氧化物，硫化物以及碳的氧化物等温室气体。表 31各种类型岩层的抗压强度（N/cm2） 岩石 名 称抗 压 强 度d粘土、页岩、片状砂岩4000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 32电机功率选择计算功率 N（KW）转速 r/min抗压强度 (N/cm2)120240350600N120000.217680.258870.115320.1319540000.435370.517750.230640.2639180000.870751.035500.461280.52782100001.088441.294380.576600.65978120001.306131.553260.691920.79173140001.523821.812140.807240.92369N220000.461530.923071.346152.3076940000.923071.846152.692304.6153880001.846153.692305.384619.23076100002.307694.615386.7307611.5384120002.769235.538468.0769213.8461140003.230766.461539.4230716.1538N32.677.754.89.83N 回转器(N1+N2+N3)20003.349228.931956.2614712.269640004.0284510.11397.7229514.709380005.3869112.477810.645919.5885100006.0661313.659712.107322.0282120006.74536414.8417213.5688524.46789140007.42459216.0236815.0303326.90754N 油泵0.0280.0280.0280.028N(N 油+N 回）20003.3772278.9599546.28947512.2976540004.05645510.141917.7509514.737380005.4149112.5058210.673919.61659100006.09413713.6877712.1353822.05624120006.77336414.8697213.5968524.49589140007.45259216.0516815.0583326.93554N j =N/0.98.28065811.2687913.483813.6640N0 =1.1N j9.10872412.3956714.832115.0304第 4 章机械传动系统设计4.1 主要参数的选择4.1.1 回转器地质条件、钻头直径及钻头作业攻进方式等诸多因素均对于立轴工况产生影响，根据国内外实际生产作业的先进经验，当使用直径为 75mm 硬质合金及钻粒钻头时，选取n90400r/min 的立轴转速较为适宜；而换用金刚石钻头攻进时，立轴转速取 n400 1000r/min 比较适宜。本机选用的转速区间保证在 120600r/min，即适合合金钻头钻进的同时又满足金刚石钻头钻进需要。4.1.2 绞车为了减轻钻机重量，不使动力机过大，绞车的缠绳速度不宜过高，基本上采用低速， 本机升降机速度为 0.260.70m/s。卷筒缠绳速度为三种，见表 41表 41绞车卷筒缠绳速度档档档档立轴转速r/min120240350600缠绳速度m/s0.260.610.704.1.3 变速箱参考国内外市面现存各类小型钻机转速系列变速箱设计思路，本机采用了不规则排列的中间转速系列。设计立轴采用四档转速区间，120、240、350r/min 三档为适合合金钻头钻进转速，600r/min 转速为金刚石钻头钻进档位。4.2 机械传动系统初步计算4.2.1 立轴的转速分析机械传动部分动力传导线路，立轴的转速计算如下：In = n D1 Z1 Z3 Z10D2Z2Z4Z11式中: nI 立轴的第一档转速(r/min)n 电机转速(r/min)n=1460r/minD1 主动皮带轮直径(mm)D1=160mmD2 大皮带轮直径(mm)D2=355mmZ1Z11 传动链中各齿轮的齿数,Z1=25,Z2=31,Z3=19,Z4=40Z10=20,Z11=39故nI= 1460 160 25 19 20 = 125.26 120 r/min355314039第二档、第三档和第四档转速分别计算如下：第二档：n= n D1 Z1 Z5 Z10式中:Z5=28,Z6=31D2Z2Z6Z11故n =1460 160 25 28 20 = 245.86 240 r/min 355313139第三档：n式中: Z4 内=24= n D1 D2Z1Z4内 Z10 Z11故n =1460 160 25 20 =351.5350r/min3552439第四档：n = n D1 Z1 Z7 Z8 Z10式中: Z7=46,Z8=21,Z6 内=21D2Z2Z8Z6内Z11故n =1460 160 25 47 21 20 = 609.1 600r / min 35531212131考虑到皮带传动、齿轮传动、轴承等的效率，所以各档转速确定为 120、240、350、600r/min。4.2.2 绞车的缠绳速度第一档速度:n1 =pD60000(n D1 Z1 Z3 Z9 Z13 )D2Z2Z4Z12Z14m/s式中: D = D0 + d = 140 + 8.8 = 148.8 mm式中: D0 =140mm 为卷筒直径, d =8.8mm 为钢丝绳直径。故n = p148.8 (1460 160 25 18 33 18 18 ) =0.28 m / s 160000355313883 1854同理计算，可以得到:n2 = 0.68 m/sn3 = 0.75 m/s(计算从略)考虑到皮带、轴承、齿轮等的传动效率损失，确定绞车提升速度分别为：U1 0.26msU2 =0.61m/sU3 =0.70m/s。第 5 章变速箱的设计与计算5.1 变速箱的结构特点及设计要求5.1.1 结构特点变速模块、分动模块、操纵模块和箱体结构为变速箱的组成分模块。本设计革命性地将变速部分和分动部分二者合一，极大地减小了箱体占用空间。其具体特点是：1. 采用了回归式的传动形式，扁平化的箱体设计语言，可大大降低钻机的高度，齿轮 Z4 即使移动齿轮又是结合子，因此结构相对更为紧凑；2. 变速、分动模块相结合，减少了零件的数目，提升变速箱内的空间利用率；3. 操纵机构则采用了较为传统的齿轮齿条拨叉结构，操纵灵活而又可靠，成本较低的同时方便维修，便于工人上手，实现逐一单独控制各齿轮，并设有互锁装置，保证了工作过程的安全可靠，结构简单又利于后期保养维护，极大降低后续成本投入；4. 增加了卸荷装置，使齿轮的受力降低，提高齿轮使用寿命，延长使用寿命周期。5.1.2 设计要求1. 在校核零件强度时，假设动力单元输出功率无任何耗损，全部输入变速箱，然后同样无损输入绞车和回转器；2. 变速箱在不更换齿轮的情况下，保证 10000 小时工作时长，保证在纯机动时间每班 16 小时的工况下，可连续工作 20 个月。每种速度的理论工作时间分配推演情况见表 51。表 51变速箱四种速度理论工作时间分配情况转速（r/min）占总工作时间百分率工作时间(h)12030%300024030%300035020%200060020%20003. 本设计零件强度和寿命计算方法及引用数据是参考机械设计手册（化学工业出版社）而定的。5.2 齿轮副的强度计算与校核5.2.1 变速箱内各齿轮主要参数确定根据立轴转速的要求，前文已初步完成对各齿轮齿数的确定，根据钻机的实际使用工况，变速箱内各齿轮的具体设计参数祥见表 52。表 52变速箱内齿轮的主要设计参数变 位齿数 Z模数 m齿宽 b系数材料硬度 RC应力角XnZ1254401.040Cr405020Z2314300.7640Cr405020Z319430020CrMnTi576220Z440430040Cr405020Z528425040Cr405020Z631425040Cr405020Z7473.525-1.0340Cr405020Z8213.5350.0440Cr405020齿轮备编号注5.2.2.主要齿轮副的强度设计计算与校核现选择变速箱中重要传动轴轴上的 Z3、Z4 齿轮副为例进行齿轮副的强度设计计算和校核。1. 按照齿面接触疲劳强度计算初步计算计算转矩T33T = 9.55106 P = 9.55106 13.968 = 251369.8 Nmmn3530.67齿宽系数查阅相关手册，取jd =0.4接触疲劳极限查阅相关手册， Z3 、Z4 两齿轮的接触疲劳极限分别为：sH lim3 =1080MPasH lim 4 =970MPa初步计算的许用接触应力sH 3 0.9 sH lim3 = 0.9 1080 = 972 MPa4sH 0.9 sH lim 4 = 0.9 970 =873MPa Ad 值查阅相关资料，取 Ad =88初步计算小齿轮直径 d3T3 (u +1)278735.4 (2.1+1)dHd3 Ad 3 js 2 u= 88 30.7 9722 2.1= 72.56 mm取 d3 =73mm初步齿宽b参数选取计算圆周速度 vb =jd d3 = 0.4 76 = 30.4 mm取b =30mmv =pd3n= 3.14 73 530.67 = 2.03 m/s使用系数 KA60 100060000查阅相关资料，取 KA =1.25动载系数 Kv查阅相关资料，取 Kv =1.15齿间载荷分配系数 KHa由相关资料，先求小齿轮切向力 FtF = 2 T3 = 2 251369.8 = 6614.99 Nd3t73然后有KA Ftb= 1.25 6614.99 = 168.75 N/mm30e =ea3100N/mmea4同时aZ3 ( z ) + Z4 ( z )34查阅相关资料得ea3 = 0.038 ，Z3ea4 = 0.017Z4故ea=190.038+400.017=1.40从而可以得到重合度系数 zeZe = 0.93由此可得KHa =11Z=e20.932= 1.16齿向载荷分布系数 KHb查阅相关资料得到：K= A + B1+b 2b2 + C 10-3 b0.6(Hbd) ()3d3载荷系数 K=1.81= 1.17 + 0.161+ 0.6(30)2 (30)2 + 0.6110-3 30 7676K = KA KvKHa KHb载荷系数 ZE=1.251.151.161.81=3.02E查阅相关资料，取 Z = 189.8 MPa1/2节点区域系数 ZH查阅相关资料，取 ZH =2.5接触最小安全系数 SH lim查阅相关资料，取 SH lim =1.05总工作时间th11 应力循环次数 NL12 接触寿命系数 ZN按照要求th =10000hL查阅相关资料，估计 107 N 109NL3 = 60 gn3th = 60 1 530.67 10000=3.18108NL 4 = 60 gn4th = 60 1 252.07 10000=1.51108查阅相关资料，取 ZN 3 = 1.12 ，13 许用接触应力sH ZN 4 = 1.1429sH 3 = sH lim3SZN 3 = 1080 1.12 = 1152 MPa1.05H limsH 4 = sH lim 4SZN 4 = 970 1.14 = 1053 MPa1.05校核验算s= Z Z ZH limH 3E H e=189.8 2.5 0.94=1054.16MPas= Z Z ZH 4H H e=189.8 2.5 0.94 =715.5MPa计算结果表明，sH 3 sH 3 ，sH 4 sH 4 ，接触疲劳强度合适。2. 按照齿根弯曲疲劳强度验算参数选取计算重合度系数YeeY = 0.25 + 0.75 = 0.25 + 0.75 = 0.786ea1.40齿间载荷分配系数 KFa1Y查阅相关资料， KFa =e10.81= 1.23齿向载荷分布系数 KFb查阅相关资料，要得到 K的值先要求 b 。Fbhb =b=30=3.32h(ha + hf )(4.76 + 4.26)从资料中可以查出， KFb =1.43载荷系数 KK = KA KVKFa KFb=1.251.151.231.43=2.53齿形系数YFa查阅相关资料，取YFa3 = 2.58 ， YFa4 = 2.35应力修正系数YSa查阅相关资料，取YSa3 = 1.64 ， YSa4 = 1.71最小弯曲疲劳极限sF lim查阅相关资料，取sF lim3 = 550 MPa，sF lim 4 = 470 MPa弯曲最小安全系数 SF lim查阅相关资料，取 SF lim = 1.25应力循环次数 NLL3L 4查阅相关资料，取 N= 2.87 108 ， N= 1.36 108弯曲寿命系数YN查阅相关资料，取YN 3 = 0.91， YN 4 = 0.9511 尺寸系数YX12 许用弯曲应力sF 查阅相关资料，取YX= 1.0sF 3sF 4 = sF lim3 YN 3 YXSF lim = sF lim 4 YN 4 YXSF lim= 550 0.911.0 =400.4MPa 1.25= 470 0.951.0 =357.2MPa 1.25校核验算F 3s = 2KT3YYYbd3mFa3 Sa3 e= 2 2.53 251369.8 2.581.64 0.81 30 76 4=298.74MPas=sYFa4YSa4 = 298.74 2.351.71F 4F 3 YY2.581.64Fa3 Sa3计算结果表明，=283.72MPasF 3 sF 3 ，sF 4 sF 4 ，弯曲疲劳强度合适。由于传动中无严重过载，故不作静强度校核。5.3 轴的强度计算与校核在本变速箱设计中共有三根轴，其中轴相对尺寸直径小，长度大，所受到的力更大，故而对其强度要求更高。下面仅以该轴的强度寿命进行验算。轴共有 7 种工作状态，4 种工况为向回转器传输动力，其余 3 种则是将动力传于绞车。相对而言回转器转速在 120r/min 时该轴承载最大扭矩，受力荷载最强。已知条件：材料 40Cr，调质处理。该轴的各档转速及其传递的功率、转矩见表 53。表 53轴的各档转速及其传递的功率、转矩速度序号转速（r/min）传递功率(KW)传递转矩(Nm)252.0714.55513.4479.314.55270.0685.414.55188.801187.714.14105.7轴上各齿轮的分度圆直径为：d8 = 73.5 mm, d1 = 100 mm, d4 = 160 mm, d6 = 124 mm, d8 = 73.5 mm5.3.1 轴的强度计算1. 在各种转速下齿轮所受力计算齿轮圆周力F = 2000T ，齿轮径向力 F = Ftantdrt档转速下：F = 2000T3 = 2000 513.4 = 6417.5 Ndt 44160Fr 4 = Ft 4 tana=6417.5 tan 20=2335.78N 同样可以计算出齿轮在其他各档转速下的受力：档转速下： Ft 6 = 4354.8 N， Fr 6 = 1585.0 N档转速下： Ft1 = 3776 N， Fr1 = 1914.8 N 档转速下： Ft 8 = 2876.2 N， Fr 8 = 969.1N2.计算轴受到的支承反力因轴所受到的力和转矩最大的工况为此轴转速处于最低时，所以受力以第一档转速时的受力情况为条件进行计算即可。轴的长度较大，相对直径较小，尤其是 Z4 与 Z3 啮合处的花键轴，支承跨度大，弯曲变形最难以避免，因此本次校核只在该花键轴上取截面，从而轴的受力可以简化。轴的受力简图如图 51。图 51传动轴的受力简图如图 51，将轴受到的力简化为水平方向和垂直方向受力，下面分别从这两个方向分别列出方程计算支承反力。水平方向受力SX = 0FR1 - Ft 4 + FR 2 = 0SM X = 0代入数据计算：-FR1 (210 + 62) + 62Ft 4 = 0200 米液压钻机变速箱设计FR1 = 62 6417.5 = 1462.8 N272FR 2 = Ft 4 - FR1 = 6417.5 -1462.8 = 4954.7 N垂直方向受力代入数据计算：SY = 0FR1 - Ft 4 + FR 2 = 0SMY = 0-FR1 (210 + 62) +100Fr 4 = 0FR1 = 62 2335.78 = 532.42 N 2723. 画轴的弯矩图FR 2 = Fr 4 - FR1 = 2335.78 - 532.42 = 1803.36 N轴的水平受力弯矩图和垂直受力弯矩图分别见图 52 和图 53。图 52轴水平受力、弯矩图200 米液压钻机变速箱设计图 53轴垂直受力、弯矩图通过以上计算，轴的合成弯矩为：M = 326902.95 Nmm合成弯矩图见图 54。图 54轴受到的合成弯矩图4. 轴的当量转矩和当量弯矩钻机在运转时完全同质性受力可谓天方夜谭，且有扭转振动的必然存在，故以安全为考虑前提，常按脉动转矩计算。许用应力值轴的材料为 40Cr，查阅相关资料，取许用应力值s0b = 110 MPa同时取s-1b = 65 MPa。应力校正系数aa= s-1b =65 = 0.59s0b 110当量转矩计算如下：T =aTT = Ft 4 d4 = 6417.5160 = 513400 Nmm 22当量弯矩计算：T = 0.59 T = 0.59 513400 = 302906 Nmm选择在齿轮 Z4 中间截面处M = 445665.33Nmm当量弯矩图如图 55 所示。图 55当量弯矩图5.3.2 轴的强度验算校核1. 校核轴径Z4 齿根圆直径计算：d f 4 = d4- 2(h * + c* )m = 160 - 2 (1+ 0.25) 4 = 150 mma轴最小轴径计算：d = 90.56 mm故d d f ,满足要求。2. 应力校核轴所受应力计算如下：200 米液压钻机变速箱设计s = M bW式中：W轴的抗弯截面系数花键轴的抗弯截面系数计算如下：pd 4 + Bz(D - d )(D + d )2W （51）32D式中： d 花键内径(mm)取 d = 42 mm;B 花键键宽(mm)取 B = 8 mmD 花键外径(mm)取 D = 46 mmz 花键的个数取 z =8 故代入（51）式后得：3.14 424 + 8 8(46 - 42)(46 + 42)2W = 7984.5 N32 46所以，可以计算出轴所受应力：s = 445665.33 = 55.81MPab显然，有sb s-1b ,通过校核。7984.5200 米液压钻机变速箱设计第 6 章绞车6.1 绞车的结构特点为便于井上、井下钻探作业，本钻机自带可拆卸式绞车。作业空间狭小时，将绞车拆除可增强钻机通过性。而作业条件允许时，设置绞车则为钻机短距离自移提供了便利与可能。在结构上选择常用的固定轮系的行星齿轮组传动绞车，其特点是： 1.结构简单而紧凑，传动装置兼起离合作用，并有过载保护作用；2. 传动功率大，效率高。3. 传动平稳，操纵灵活。6.2 主要参数的选择6.2.1 绞车性能参数1. 确定钢丝绳直径 d根据 GB110274 标准，选定钢丝绳直径如下： 外径： d =8.8mm总断面积： A =27.88mm2总破断力： SS =47300N抗拉强度：s=1700Mpa绳型：绳 637（纤维芯） 2.钢丝绳的强度校核绞车最大提升负荷： Q =12000N最小安全系数：S = 45在正常情况下，最大起重时的安全系数为：S = SSQ= 47300 = 3.49 S12000在急刹车时，取Q 2.5 Q ，则安全系数 S = SSQ= 1.63. 卷筒参数确定如下： 卷筒内径： D 140mm 卷筒外径： D 243mm卷筒有效长度：L0100mm容绳长度：式中： n 每层钢丝绳圈数n 11L = n DSDS 每层缠绳长度之和，共 6 层，DS = pDn = 3.14 0.14 11 = 4.8 m4. 绞车主要齿轮副的几何参数计算在绞车中，行星齿轮的齿轮副以外啮合为主，故而只计算齿轮 Z14、Z15 的几何参数。它们的主要参数见表 61。表 61齿轮 Z14、Z15 的主要几何参数齿轮齿数 Z模数 m变位系数 Xn材料硬度HRCZ141830.1520CrMnTi5762Z151830.1520CrMnTi57626.2.2 绞车卷筒转速和提升速度计算1. 绞车共有 3 种转速,各种转速计算如下: 第档:nI = n0 D1 Z1 Z3 Z9 Z13 Z14 D2Z2Z4Z12Z14Z15第档:=1460 160 25 19 33 18 18 355314083 1854=33.4r/minn = n0 D1 Z1 Z5 Z9 Z13 Z14 D2Z2Z6Z12Z14Z15= 1460 160 25 28 33 18 18 355313183 1854第档:=78.77/r/minn= n D1 Z1 Z9 Z13 Z14 0DZZZZ24内121415= 1460 160 25 33 18 18 3552483 1854=90.84r/min 2.三种转速下的绕绳速度在 4.4.2 中已经对绞车的绕绳速度，即提升速度进行了计算，现加上提升力总结于表 62 中。表 62 不同转速下的绕绳速度提升速度卷筒转速提升力v =0.26m/sn =28r/min12000Nv =0.61m/sn =50r/min6000Nv =0.70m/sn =78r/min3350N386.3 绞车所需功率1. 卷筒所受扭矩：2. 绞车轴所受扭矩:MT = 0.5(D + d )Q= 0.5(0.14 + 0.0088) 12000= 893N mM = MT= 298N m3. 绞车轴所需功率:ZP = MZ2nI I= 2.6KW95506.4 绞车齿轮副强度简单校核6.4.1 按接触疲劳强度校核1. 圆周力计算F = 2000MZt2d= 2000 298 = 5518.5N 2 542. 其他参数计算查阅相关资料,将校核所涉及的其它参数列于表 63 中。表 63 其它参数序号参数名称参数符号参数值1工况系数KA1.252动载系数KV13齿间载荷分配系数KH1.054齿向载荷分配系数KH15节点区域系数ZH2.356弹系数ZE189.87重合度系数Z0.978螺旋角系数Z19寿命系数ZN1，ZN21.02，1.1110最小安全系数SHmin，SFmin1，1.411润滑剂系数ZL112速度系数ZV0.913粗糙度系数ZR0.914齿面工作硬化系数ZW115尺寸系数ZX116传动比u0.317齿宽b22mm3. 接触应力计算根据轴的材料，查阅相关资料可得s= 1500N/mm2H limF lims= 450N/mm2载荷系数 K= KAKVKHKH=1.2511.051=1.31计算接触应力：s = Z Z ZHE H e许用接触应力：= 189.8 2.35 0.97 = 958.2N/mm2sH 1 = ZLZV ZW ZRZXsH limSZN1H lim= 1 0.9 1 0.9 1 1500 1.021= 1239.3N/mm2同样可以得到sH 2 = 1308.7N/mm2显然，sH sH 1 ，通过接触强度校核。6.4.2 按弯曲疲劳强度校核校核涉及的参数列于表 64 中。表 64 校核参数序号参数名称参数符号参数值1齿向载荷分布系数KF12应力修正系数YS1，YS21.62，1.583重合度系数Y0.94螺旋角系数Y15寿命系数YNT16相对齿根圆角敏感系数YreIT17相对齿根表面状况系数YRreIT1.048尺寸系数YX19齿形系数YF2.351. 计算齿根应力s = FtK K KKYYY YF1bmA VFb Fa Fa1 Sa1 e b= 5518.5 1.25111.11 2.351.62 0.9 1 22 3= 397.5N/mm2F 2同样可以求得s= 512 N/mm22. 许用齿根应力的计算s = s = sF limYSTYNT 1 YYYSF1F 2drelT 1 RrelT 1 XF lim= 450 2 1 1.04 11 1.4= 668.6N/mm2显然,sF1 sF1 ,sF 2 sF 2 ,通过弯曲校核.第 7 章 经济可行性分析7.1 市场前景分析党的十八大以来党和国家事业发生了历史性变革，我国发展站到了新的历史起点上， 中国特色社会主义进入了新时代。随着我国一带一路发展战略推入纵深，与一带一路沿线国家合作领域日渐增多，工程建设事业对于钻探的发展不断，特别是石油、煤炭等能源资源储量较为充足但钻探能力较为薄弱的国家市场对钻探设备的需求量正在逐步上升，尤其以钻机设备的发展最为明显。自上世纪 60 年代，我国与前苏联关系恶化，我国的钻探设备制造发展受到了制约，钻机生产几近停止。但是随着我国对外开放政策推进落实，对外开放的大门月开越大，吸取世界先进技术的同时一代代工业人埋头苦干，不懈奋斗，钻探行业又有了新的起色。改革开放四十年来，我国钻探设备全行业产品销售收入和利润总额基本保持连续性增长。尤其是党的十八大以来，在中国制造 2025 的国家政策扶持下，装备制造业业迎来了又一个春天，我国钻探设备制造业保持高速发展的同时经济效益提高尤其突出，利润增长远大于产品销售收入增长。由此可见，钻探设备制造业经济效益明显好转。据统计，2005 年 16 月，规模以上石油钻采专用设备企业实现销售收入 77 亿元，同比增长 45.1%；规模以上的煤炭钻采专用设备企业实现销售收入52 亿元,同比增长 30%，虽增速减缓但并未出现断崖式下跌并仍将继续并长期保持中高速增长水平。经济效益是行业发展的重要基石和基本动力，钻探设备制造行业，尤其是钻机生产企业为代表的装备制造行业在计划经济转向市场经济的背景下，在国家发展战略换档期的顿挫之中产生的冲击较小阵痛后恢复较快，经济效益逐步提高的局面已然形成，现已连续多年保持积极的增长势头，并将持续此强劲竞争力。7.2 经济效益分析钻探设备制造业经济效益明显好转，有以下原因： 1.国内外市场对钻探设备需求旺盛一带一路周边地区的基础设施建设落后国家对石油、煤炭等能源的开采技术要求不断提高，随之对钻机等钻探设备的品种、技术等方面的研究投入不断加大。我国为了确保能源开采、工业工程建设和农业灌溉事业的正常发展，满足国民日益增长的对美好生活的向往，对世界人民生活水平的提高的重大关切，近来在钻探设备制造工业上的投资更是大幅上升。故而无论是国内还是国外对钻机等钻探设备均有较大产能需求。2. 中国研制出产的钻探设备，以钻机作为其中的典型代表，大到作业深度可达 6000 米以上的成套大型钻机系统，小到作业深度仅为几十米的小型钻机，相对有较为全面的作业深度可供覆盖，出口产品对客户需求有极强的客制化需求保障，出口势头极为强劲。3. 我国极强的大工厂化的装备制造能力为产品输出提高了极大的技术支持与工艺保障，其中接近世界先进水平甚至已经处于世界领先地位。4. 在中国打造大国重器的产业扶持的背景下，以及日趋严峻的环保形势下，对老旧技术的更新迭代的呼声日趋强烈，对新能源使用的要求提上日程，本设计在保证全覆盖使用工况的情况下主动力单元采用了对环境更加友好的电力驱动，降低全使用寿命周期中对化石能源的消耗，降低了固体颗粒物排放，减低氮硫化合物的排放，减少可吸入颗粒物、二氧化碳排放，降低对工人工作健康之损害的同时，可最大限度地为环境造成尽可能小的负担。钻机主体使用的零件具有寿命高的优良品性，其主体使用的金属材料也可在服役周期结束后拆解并循环利用，可大大提升机器全使用寿命周期后的废品变现能力，降低使用成本。符合时代理念，符合市场经济运行规律。结论200 米钻机变速箱的设计项目，符合时代要求，体现中国特色社会主义制度优越性， 从机械原理上来讲也较为成熟。设计过程中参照了 TXU150 型钻机的设计要求，在充分发掘 150 米钻机的设计优点基础上，提出了全新的设计理念，在继承 150 米钻机优点的同时深刻贯彻绿色发展理念，紧扣时代主题，将绿色发展可持续的发展理念贯穿设计始终，紧守环保底线。本 200 米钻机的沿用 TXU150 型变速箱回归式的传动形式，并采用扁平化设计语言重新设计箱体，有效降低整机高度，大大提高机动性。移动齿轮 Z4 同时扮演结合子的角色，因此使结构更加紧凑，变速、分动二者合一的设计，尤同时减少了零件的数目，整体提高变速箱内空间使用率。在设计中不忘大机器生产中应尽量降低材料使用、降低成本的初心，慎重考虑合理化利用空间和可操作化原料选择，优化设计方得始终。考虑到设备的使用场合，在变速箱的设计中以保证正常生产生活之需要为前提采用无离合器的设计，这样一方面减小了设备的体积，减少消耗性元件使用，同时降低生产成本之余对实际工程进度不造成任何实质影响。致谢本次对于 200 米深液压设计总共接近半年，在吕鹏翔老师的精心指导以及众多同学的耐心帮助下，加之自己的不懈奋斗而在截止日期前得以完成。特别要感谢我的指导老师组组长于老师、指导老师吕老师、以及审核组成员杨老师、何老师，正是在他们的悉心指导和敦促下，从毕业实习到毕业设计间帮助着我和设计小组的其他同学，为我们指明错误，修改不足，不辞辛劳地提出指导意见。在诸位老师的指导下，我在设计中遇到的许多问题均得以解决，更重要的是，经过老师们的指点，许多自学过程中模棱两可的知识得以融会贯通成为新的认知网络，形成架构思维，构建全新的认知维度。同时我也要感谢在我设计最紧张时帮助查找论文的杨国州同学和卢发林同学，以及对草图给予修改帮助的赵骊同学正是由于他们的帮助才能保证我按时顺利完成设计任务。参考文献1 王秉晋.XU3002 型油压钻机知识M.北京：地质出版社，1978.2 .沃兹德维任斯基.岩心钻探学M.北京：地质出版社，1985.3 陕西省地质局.岩心钻探手册M.北京：地质出版社，1977.4 赖海辉.钻孔工程问答M.北京：冶金工业出版社，1985.5 Woods, G. Polyurethanes. In The ICI Polyurethanes BookM. 1987(John Wiley, New York).6 Svecko, R., Chowdhury, A., Bolcina, M. and Tusek, R. Computer controlled machine for cutting expanded polystyreneJ.Electrotech. Rev., January 2000, 67, 145151.7 Thomas, T. R. Rough Surfaces,M. 2nd edition, 1999 (Imperial College Press, London).8 Brune, D., Hellborg, R., Whitlow, H. J. and Hunderi,O.Surface CharacterizationA Users SourcebookM, 1997 (Scandinavian Science, Weinheim, Germany).9 Shanker, V., Rao, K. B. S. and Mannan, S. L. Microstucture and mechanical properties of Inconel 625 superalloy.,J. Nucl. Mater.,J. 2001, 288, 222232.10 Shaw, A. and Kyriakides, S. Thermomechanical aspects of NiTi. J. Mechanics and Physics of Solids, J.1995, 43, 12431281.Brandes, E. A. and Brook, G. B. Smithells Metal Reference Book, 7th edition, M. 1992, Chs 3, 4 and 5 (ButterworthHeinemann, Oxford).11 Carlson, H. SpringsTroubleshooting and Failure Analysis,M. 1980, Chs 4 and 6 (Marcel Dekker, New York).12 李喜桥.加工工艺学.M.北京：北京航空航天大学出版社，2003.13 甘永宁.几何量公差与检测.M.上海：上海科学技术出版社，2001.14 李文双，于信伟，苏发.机械制造工程学.M.哈尔滨：黑龙江科学技术出版社，2004： 326.15 Eschenbach, T. Engineering Economy，Applying Theory to Practice, 3rd ed., M. 2010， Oxford University Press New York.16 Hussan Al-Chalabi, Jan Lundberg and Adam Jonsson, Economic lifetime of a drilling machine : a case study on mining industry, Int.J Strategic Engineering Asset Management ,Vol.2,No. 2, J. 2015,177-189.17 Mardin, F. and Arai, T., Capital equipment replacement under technological change, The Engineering Economist, Vol. 57, No. 2, J. 2012,119129.附录 1外文文献翻译某型钻机经济使用寿命期: 关于采矿业的一项个案研究Hussan Al-Chalabi*Division of Operation, Maintenance and Acoustics, Lule University of Technology,SE-971 87 Lulea, SwedenandMechanical engineering Department, College of Engineering,University of Mosul, 41002 Mosul, IraqEmail: hussan.hamodiltu.se*Corresponding authorJan LundbergDivision of Operation, Maintenance and Acoustics, Lule University of Technology,SE-971 87 Lulea, SwedenEmail: Jan.Lundbergltu.seAdam JonssonDivision of Mathematic Science, Lule University of Technology, SE-971 87 Lulea, SwedenEmail: adam.jonssonltu.se摘要：第 10 页在钻井，充填，爆破，装载，结垢，锚杆栓接等地下矿山流动性开采过程中，需要使用许多不同种类的机械设备。钻机在矿物开采过程中起着至关重要的作用，因此在经济层面上也扮演着非常重要的角色。然而，伴随着机器的老化，其效率和效用性下降， 对生产力和盈利能力产生负面影响，并增加总成本支出。因此，机器的经济更迭寿命周期关键取决于性能指标。本文介绍了一种为钻机提供最佳的使用寿命的优化模型。并在瑞典地下矿山已经进行了一项案例研究，以确定钻机的经济更迭周期。其考虑因素分别之于购买价格，维护和操作成本以及机器的二手价值。调查结果显示，一台钻机在完成在该矿井 96 个月服役后更换较为适宜。所提出的模型可以用于其他地下采矿机械。关键词：钻机，经济更迭期，优化模型，资产管理参考：此文章应该做如下引述：Al-Chalabi, H.,Lundberg, J. and Jonsson, A. (2015) 某型钻机经济使用寿命期：关于采矿业的一项个案研究，国际性期刊，战略性工程资产管 理，第 2 卷 ，第 2 期， 177-189 页。作者简介：Hussan Al-Chalabi 于 1994 年在伊拉克摩苏尔大学机械工程系获学士学位，并于 2008 年获得伊拉克摩苏尔大学的热力学机械工程硕士学位同时担任摩苏尔大学机械工程系讲师。自 2011 年起，他加入了 LTU 的操作，维护和声学部门，担任博士研究生。Jan Lundberg，是律勒欧大学技术学院的机械元件教授，同时也是运营和维护方面的教授，专注于产品开发。在 1983-2000 年期间，他的研究主要涉及工业环境中机械元件领域的工程设计。在 2000-2006 年期间，他的研究主要涉及工业设计，人类工程学和相关问题，如文化方面的设计和工业环境中有效工业设计的现代工具。从 2006 年开始， 他的研究就完全集中在维修问题上，如测量故障源的方法，如何设计维护以及如何设计以便于维护。Adam Jonsson 是瑞典吕勒奥理工大学工程科学与数学系的高级讲师。他于 2008 年获得了统计博士学位。他的研究是应用概率和社会经济。本文是其出席 2013 年 9 月 12-13 日，芬兰拉彭兰塔召开的 MPMM 2013 时发表的题为某型钻机经济使用寿命期：关于采矿业的一项个案研究的修订和扩展版本。1. 介绍矿山是能源和矿物的来源。因此，矿业在工业化国家的经济增长中起着关键的作用。许多不同的机器在矿物开采过程中是必不可少的。其中一例便是钻机，经济竞争和客户需求推动公司通过更大的机械化和自动化来实现更高的生产率。 （Duffuua et al。1998） 地下采矿中设备越来越大，价格越来越昂贵的趋势越来越成为成本效益的问题提出了替代的问题。公司何时应该更换现有的设备以降低成本？由于钻机是生产的关键部件，它们在经济上是非常重要的，一个重要的成本问题是机器的维护成本。在长期的盈利能力上，维护对于企业来说可以起到关键的作用，因为它可以对成本产生重大影响（Baglee 和 Knowles，2010）。维护成本占据了高达 40的重工业的产值（ Lee 和 Wang，1999 年）瑞典采矿业的一项研究表明，高度机械化矿山的维护成本可能是运营成本的 40-60（Danielson，1987）。因此，为衡量他们的表现需要以这些成本背后的重要因素，比如测量由维护创造的价值，证明投资和修改资源分配（Patida and Kumar，2006）。而这些事实与采矿设备的成本及其经济寿命息息相关。2. 文献调查面临生产机器的经济替代的基本问题是研究人员，经济工程师和管理工程师。关注成本优化的研究人员则对生产成本优化的最佳更换时间特别感兴趣。近几十年来，对资本设备经济寿命建模的兴趣日益增长，因为第一个最优资产置换模型是由Bellman 在 1955 年开发的（Hritonenko 和Yatsenko，2008）Elton 和Grube（r 1976）证明了在技术无限变革下的等寿命原则是最优的。相应地，许多后来的替代模型都假定资产的最佳寿命是不变的。许多研究人员已经研究了用新设备代替旧设备的最佳程序。（Bellman，1955; Bethuyne，1998; Elton and Gruber，1976; Hartman 和 Yatsenko，2008; Mardin 和 Arai，2012），有人使用了动态规划理论。另一项使用积分模型（Yatsenko 和 Hritonenko，2005）优化了资本设备的使用寿命;本研究设计了一个最佳的 Scarf 和Bouamra（1999）的综合调查框架，在有限的时间范围内使用打折成本标准来解决资本置换问题。他们提出了一个强有力的方法来解决车队更换问题，车队的规模允许在更换时发生变化。 Hritonenko 和 Yatsenko（2007）研究了没有矛盾情境下的最佳设备更换规律。使用积分模型计算设备的经济寿命，并考虑技术更迭（TC），表明 TC 愈发激烈之时，设备使用的经济适用周期越短。许多研究者通过经济理论研究了资本设备的最优寿命，用数学方法用具有未知积分未知极限的非线性 Volterra 积分方程来表示（Boucekkine et al.，1997; Cooley et al.，1997; Hritonenko and Yatsenko， 2003; Hritonenko，2005）Hartman 和 Murphy（2006）提出了一种动态规划方法来解决固定成本的有限时域设备替换问题。他们的模型被引入研究无界的解决方案（在经济寿命末期不断取代设备）和有限时域解决方案之间的关系。 Krri（2007）研究了旧机器的最优更换时间（ORT），他使用了一个使机器成本最小化的优化模型，该模型用于扩展和替换情况，旧机器的成本用简单的线性函数他在研究中使用的所有成本都是没有通货膨胀的实际成本，他还使用了另一个最大化利润的优化模型Hritonenko 和 Yatsenko（2009）构造了一个计算算法来求解一个非线性积分方程。解决方案对于在技术进步中找到最佳的设备更换策略是很重要的。其他研究人员（如 Galar 等人，2012）使用不同的成本模型来定义在有限的时间范围内工业装置的运行效率。他们制定了计算工业设施运营成本的方法。设备的最佳更换年龄定义为总成本达到其最低值的时间（Jardine and Tsang，2006）。在本文中，钻机的经济寿命被定义为使调整成本总值最小化的最佳年限。“总调整成本” 一词定义为机器购买价格，运行成本，维护成本和机器二手价值的总和，机器二手价值是机器在公司销售在本研究中，考虑了钻机经济寿命中影响最大的因素，并收集了四年的成本数据。文献显示，有许多研究者专注于估计的最佳生命周期的设备考虑技术的变化通过使用积分模型，理论动态编程，复古资本模型和算法解决一个非线性积分方程。除去可用的信息，它可以是困难的用户能够实现复杂的模型来计算的 ORT 的设备。此外，这些模型有时需要特定类型的数据，因为在我们的情况下研究中，是不可获得的。这些则包括数据产量， labour/output 技术性系数，收入，利润等。因此，这项研究是旨在目前一个实际的优化模型更轻松地估计钻机的经济寿命，使用提供的数据的挖掘公司的目标我们的优化模型是为了最大限度地减少总钻孔机调整成本值。其余的研究如下所示。第 3 节描述了钻床，而第 4 节讨论数据收集。方法和模型开发是提出了在第 5 节;结果和讨论出现在第 6 部分;第 7 部分提供结束语和第 8 部分提供了未来工作。3 钻机所有采矿钻机都由相似的操作设计单元组成：机舱，动臂，凿岩机，给料机，服务平台，前千斤顶，液压泵，后千斤顶，电控箱，卷管机组，电缆卷取机组，柴油机，液压油箱，操作面板和水箱。图 1 显示了一台典型的钻机（阿特拉斯科普柯凿岩机 AB， 2010）。由不同公司制造的钻机具有不同的技术特性，例如容量和功率。根据合作矿山的操作手册，现场观测和维护报告，本研究将钻机视为一个系统，将其划分为几个主要的子系统，以串联的形式连接起来。如果任何子系统发生故障，操作员将停止机器进行维护。因此，所有机器子系统同时工作以实现所需的功能。图 2 是钻机子系统的框图。图 1 钻机资源:Atlas Copco Rock Drills AB（阿特拉斯科普柯凿岩机 AB）图 1 钻机图 2 钻机子系统框表图 2 钻机子系统框表4 数据收集本研究中使用的成本数据是四年来在 Maximo 计算机化维护管理系统（CMMS）中收集的。成本数据包含纠正和预防性维护成本以及修复时间。纠正和预防性维修费用包含零部件和人工（维修人员）费用。在 CMMS 中，成本数据是根据日历时间记录的。由于钻井不是一个连续的过程，运营成本是通过考虑机器的利用率来估算的。本研究中使用的所有成本数据都是没有通货膨胀的实际成本。5 方法和模型的发展在这项研究中，维护和运营成本的表示法以及优化问题中使用的其他数量的机器购买价格在表 1 中给出。表 1 模型变量定义表 1 模型变量定义每个营业月的维护成本（纠正和预防）计算如下：确定钻机的利用率是基于估算运营成本，因为钻井不连续在合作矿井中的过程公司计划使用该机器十年因此，已经为维护和运营成本数据进行了外推。图 3 和图4 说明了预期的维护和运行成本数据外推。图 3 预期维护成本图 3 预期维护成本图 4 预期操作成本图 4 预期操作成本在图 3 和图 4 中，点表示维护和运行成本的实际数据。通过使用表格曲线 2D 软件来完成曲线拟合，以显示在收集数据之前和之后机器在这些成本方面的行为。请注意， 如果更多的数据可用于四年以上的时间，那么拟合会更好。该软件使用最小二乘法找到非线性拟合的鲁棒（最大似然）优化。数字显示，维护和运营成本随着时间的推移而增加。存在可能地，故障的数量随时间增加和/或机器由于机器退化而消耗更多的能量。值得一提的是本案例中的钻机没有多层次的预防性维护程序。另外，在利用开始时是新的。这是前几个月维护成本相当低的主要原因。历史表明，当维护成本开始增长时，用户公司开始跟踪成本数据。使用下降的余额折旧模型来模拟机器每个月运行后的二手价值。机器的二手价值从以下公式估算（Luderer 等，2010; Eschenbach，2010）：其中（t）代表以（月）为单位计算的时间，t=1,2,3120.在机器计划寿命结束时允许完全折旧的折旧率通过以下公式进行建模（Luderer et al.，2010）（L）表示机器的计划使用寿命（在这种情况下）（1）其中（L）表示机器的计划寿命（在这种情况下 120 个月）。机器的二手价值是用下面的公式来模拟的：其中 a 代表机器在使用第一天的价值贬值。假定在使用的第一天机器的总损失值将是10。因此，运行第一天结束时机器的二手价值为（pp-a）0.9 x pp。我们选择了下降的余额折旧模型，因为它适合于表示这种情况下的折旧。下降的余额折旧模型假定在设备计划寿命开始时发生更多的折旧，最后减少。新设备的生产效率更高，由于设备劣化，生产率不断下降。因此，在其计划寿命的最初几年，它会比后来创造更多的收入。在会计中，折旧是指同一概念的两个方面。首先是设备价值的下降。第二个是将设备的成本分配到使用期间。废品价值是设备处置价值的估算值，假设废品价值为 50 立方厘米。由于公司的保密政策，所有的成本数据都被编码和表示为货币单位cu。图 5 显示了使用余额递减折旧模型的钻机的二手价值。图 5 预期二手残值图 5 预期二手残值图 5 显示，机器的二手价值随着时间的推移而下降，直到它在计划寿期结束时达到废品价值。计算中的下一步是使用以下公式计算运行期 i 的总调整成本 TAC：其中 i = 1, 2, 3, , n. n 代表营业月数。例如，TACI 表示营业第一个月后的总调整费用， TAC2 表示营业后两个月的调整费用总额。优化模型假定替换机具有与旧机器相同的性能和成本。优化时间范围内的替换次数由以下公式确定：图 6 所示的是是设备全计划使用周期的预期调整成本。第 15 页图 6 预期调整成本图 6 预期调整成本图 6 显示总调整成本随着时间的推移而增加，原因有二：首先，维护和运营成本随着时间的推移而增加;其次，机器的二手价值随着时间而下降。为了显示最佳更换时间之后的优化曲线的行为，我们假设机器将在 360 个月的有限时间范围内存活;见图 7.通过使用总调整成本函数计算优化时间范围的每个运行月份的总调整成本。这个函数是在计划寿命（120 个月）内计算的总调整成本的合适值。使用表格曲线 2D 软件来查找可用于任何时间范围的总调整成本函数。公式（9）表示这里使用的总调整成本函数：其 中 a = 814.0, b = 13834.3, c = 56718.9, d = 95747.0, e = 86169.8, f = 45829.6,g = 14863.2, h = 2890.3, i = 309.9, and j = 14.1 。而最小化了总调整成本价值的最优更迭时点(rT)则可通过下列公式计算：6 结果与讨论使用微软 Excel软件来实现公式（10）的 rT 变化（360 个月的时段），以确定最小值 TACvalue rT.的钻机最佳更迭寿命，图 7 显示 TACvalue rT.值与不同更换时间 rT，显然，可以通过每 96 个月（8 年）更换设备来实现尽可能低的 TACvalue rT.，但必须注意的是，rT 96 个月产生的绝对最低成本如图 7 所示在这个范围内（如 90-102 个月），实际上仍然可以达到最小TAC 值，本研究称之为经济替代区间，找到经济替代区间是我们的一个重要结果因为它可以帮助用户进行规划，在这个经济的替代范围之前或之后更换机器的决定会给用户公司造成更大的成本支出。图 7 设备经济更迭期图 7 设备经济更迭期由于较高的投资成本，使用较低的经济替代年龄（即 90 个月以上）会导致较高的成本。同时，如果机器的使用寿命超过这个范围的上限（即超过 102 个月），损失将会增加，原因有两个：1 由于机器老化造成的操作时间增加，维护和运行成本增加。2 机器二手价值将会下降，直到在计划寿命结束时达到废品价值 120 个月。7 结束语本研究提出了一种全面实用的方法，可以提供地下采矿钻机的经济更迭时间。因此，我们从本研究得出以下结论：1 本研究为确定钻机的经济寿命提供了一个基本的方法，便于投资决策的管理。因此， 决定在其经济寿命之前或之后更换旧机器将导致更高的成本开支。2 当使用购买价格，运行和维护成本以及二手价值时，设备的经济寿命是相关联的最小总和总调整成本值。3 根据优化曲线得出的结果，案例研究矿井钻机的绝对经济寿命为 96 个月（8 年）。然而，经济寿命的范围为 90 至 102 个月，在此期间总的调整成本价值几乎保持不变。这意味着公司可以灵活地在最佳的更换年龄范围内，即 12 个月内进行更换。因此，没有固定的日期或年龄 TAC 值是最小的。通常，一个月的范围提供了最小的 TAC 值。4 这个模型可以帮助工程师和决策者决定何时以最经济的方式替换旧的机器。因此，它可以扩展到采矿业的更普遍的应用。8 深入研究方向未来工作需要进一步的研究，通过进行敏感性分析来扩展开发模型，以确定采购价格， 运营和维护成本对钻机对采矿业的经济更换时间的影响。应该注意的是，在本文中，我们提出了一个简单和基本的矿山机械更换经济时间的模型。因此，在今后的工作和研究中将增加净现值，贴现率等更重要的经济因素，实现矿山设备更新换代时间的综合模型。可靠性和可维护性方面也可以考虑。鸣谢作者感谢审稿人和客座编辑的有用评论。作者要感谢阿特拉斯科普柯的财务支持。博利登公司在这项研究中的帮助也感激不尽。作者还要感谢 Alireza Ahmadi 和 Behzad Ghodrati 的帮助。参考文献1 Atlas Copco Rock Drills AB (2010) Atlas Copco Boomer L1C, L2C Mk 7B Operators Instructions, Manual Edition, Atlas Copco Rock Drills AB, Sweden.2 Baglee, D. and Knowles, M. (2010) Maintenance strategy development within SMEs: the development of an integrated approach, Control and Cybernetics, Vol. 39, No. 1, pp.275303.3 Bellman, R. (1955) Equipment replacement policy, Journal of Society for Industrial and Applied Mathematics, Vol. 3, No. 3, pp.133136.4 Bethuyne, G. (1998) Optimal replacement under variable intensity of utilization and technological progress, The Engineering Economist: A Journal Devoted to the Problems of CapitalInvestment, Vol. 43, No. 2, pp.85105.5 Boucekkine, R., Germain, M. and Licandro, O. (1997) Replacement echoes in the vintage capital growth model, Journal of Economic Theory, Vol. 74, No. 2, pp.333348.6 Cooley, T.F., Greenwood, J. and Yorukoglu, M. (1997) The replacement problem, Journal of Monetary Economics, Vol. 40, N