液压卡盘设计=设计说明书终稿

液压卡盘设计 摘要 钻探在国民经济的发展中发挥着至关重要的作用，随着石油勘探开发力度的增加，石油钻井机械的自动化、智能化程度也在不断提高。液压卡盘是钻机的一个主要部件，其功能是夹紧钻机上的钻杆，并向钻杆传递转矩和轴向力，驱动钻具实现回转和给进，完成加减压钻井。 本文研究了液压卡盘的设计，首先完成了卡盘的结构方案设计，选择了液压式卡盘，分析了液压卡盘的工作原理及制造要求。文中对液压卡盘的各项参数进行了详细设计了液压卡盘承载力、卡瓦对钻杆的夹紧力以及蝶形弹簧的轴向推力。文中还计算了活塞的行程S，夹紧包角，以 及蝶簧夹紧力、卡盘松开油压力等参数，最后完成了卡盘结构装配图及主要零件图的设计，并对液压控制系统进行了简要设计。本文可以为卡盘的相关设计提供参考。 关键词：液压卡盘； 钻杆； 受力分析； 液压控制 Abstract Drilling plays a very important role in the development of national economy, along with the increase of oil exploration and development efforts, automation, intelligent level of petroleum drilling machine has been improved. Hydraulic chuck is one of the main components of drilling rig, its function is to drill pipe clamp drill, and transfer torque and axial force to the drill pipe, drill rotary and feed drive, complete decompression drilling. This paper studies the design of hydraulic chuck, the structure design of the hydraulic chuck, chuck, analyzes the working principle and manufacturing requirements of hydraulic chuck. The parameters of hydraulic chuck, in this paper, the detailed design of the hydraulic chuck clamping force on the bearing capacity, the slip of drill pipe and the axial thrust of the butterfly spring. This paper also calculated the stroke of the piston S, clamping angle, as well as the butterfly spring chuck clamping force, loosen the oil pressure and other parameters, and finally completed the design of the assembly structure and the main parts of the map the chuck, and the hydraulic control system has carried on the brief design. This paper can provide a reference for the design of the chuck. Keywords: hydraulic chuck; drill pipe; stress analysis; hydraulic control 目 录 1 绪论 .1 1.1发展背景 .1 2 卡盘结构方案 设计 .3 2.1 机械式卡盘 .3 2.1.1机械式卡盘结构设计 .3 2.1.2 机械式卡盘工作原理 .4 2.2液压式卡盘 .5 2.2.1 液压卡盘的总体设计要求 .5 2.2.2液压式卡盘的结构设计 .5 2.2.3 液压卡盘的工作原理 .6 2.2.4 液压卡盘的制造要求 .6 3 主要参数设计 .6 3.1 液压卡盘承载力的确定 .6 3.2 卡瓦对钻杆的夹紧力计算 .7 3.3 蝶 形弹簧的轴向推力的计算 .7 3.4 设计蝶形弹簧 .9 3.5 活塞行程 S 的确定 . 11 3.6夹紧包角 .13 3.7蝶簧夹紧 力 .13 3.8卡盘松开油压 .15 4.液压卡盘装配图及部分零件图 .16 5.液压控制系统的设计 .19 6.结论 .19 参考文献 .20 致谢 .21 中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 1 1 绪论 1.1 发展背景 钻探在国民经济的发展中发挥着至关重要的作用，其中尤以在石油天然气开采领域中的发挥着最为关键的核心功能。石油天然气具有特殊的形成条件，具有其它能源所没有的特性，由此也就决定了其采集作业方式的独特性。从 发现油气资源至今，石油的主要采集方式是钻井开采。由古代的手工开凿到现代的机械化钻探，钻井工具和钻井方式发生了根本性的变化。随着工业化技术的发展，钻井技术也将发生更大的改变。在现代工业自动化发展的进程中，石油设备的自动化程度也在不断提高，工业机器人作为现代化生产的重要自动化设备也在逐步引入到石油生产中去。传统的石油开采过程中，大量工作由工人人力进行操作，而野外艰苦的工作环境和笨重的钻采设备，使石油生产变得艰苦而危险。 随着石油勘探开发力度的增加，石油钻井机械的自动化、智能化程度也在不断提高。 自动化钻井是国外 在 20 世纪 90 年代发展起来的一项前沿钻井技术，是 21 世纪钻井技术的主要发展方向。自动化钻井主要包括井下闭环钻井技术，地面钻机的自动化，钻井泥、液浆等钻材的装卸、配制和泵送自动化，钻井专家系统四个方面。地面钻机的自动化，即钻井地面作业的自动化操作，钻杆处理系统是其中非常重要的部分。钻杆自动排放系统是钻管处理系统的关键组成部分，是伴随着钻井自动化技术的发展而产生的。机械化减轻了钻井工人的体力劳动，改变传统的提升卡瓦和人工钻杆处理装置，有力地扩大了钻井工人的安全工作范围，使他们由劳动者变为操作者。 半自 动化系统利用信息技术和智能控制系统改变现有的管子处理系统，在新的系统中可减少操作者的数量。随着海洋深水钻井的开展，现在作业水深已达到 7000至 10000英尺；陆地钻机也由老旧的 5000米钻机向 15000 米钻机发展。影响钻井时间增加的内在因素不仅仅是起下钻作业，钻杆、套管和隔水管的搬运和排放也严重影响着钻井计划。在钻井的同时离线接立根、自动传送和排放钻杆等操作将会大大节省钻井时间。钻杆处理系统正在成为自动化，模块化钻井设备设计的工业标准。 在这个大背景下，钻杆自动传输机构也应运而生，从手动钢丝旋扣拉锁、起 吊绞车、提升卡瓦等发展到现在最先进的钻杆自动传输系统，从简单的手动设备发展到了现代化的工业机器人。 1949年 ,在研制半自动化钻机时就采用了钻杆自动传输。该系统可以通过液压和气动阀来进行从而完成起下钻的各种常规操作。 1956 年，首套机械化钻杆操作系统开始安装在 CUSS-1 钻井船上。这是一个卧式系统，用来操作甲板上的钻杆立根。一个机械化的送管滑道将立根运送至井口，然后由吊卡提起。与此同时，立式钻杆自动传输获得了进展，它可以用更传统的方式在井架中操作钻杆。 20 世纪 40 年代末， Humble 30 号 钻机上安装了三臂立式钻杆自动传输，并且中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 2 成功地钻进了 22860m。 1968 年， Offshore 公司在 Discoverer 钻井船上安装立式钻杆自动传输，至此，钻杆自动传输机构开始获得巨大发展。采用该系统是为了降低由于船体振动而引起的的人工操作的难度。该系统的成功引起了一系列相似系统的发展，包括类似于 CUSS-1 的卧式系统。 20 世纪 60 年代末， Varco 公司的 BJ-Hughes 三臂立式钻杆自动传输机构获得了巨大成功。 1973年，全自动化钻杆自动传输机构首次安装于挪威 Smedvig West Venture 半潜式钻井平台。然而安装该系统的目的与在钻井船上不同。由于该半潜式平台在挪威北海进行钻井作业，采用该系统是为了降低强风和低温的影响，而不是船体的振动。该系统同样获得了巨大成功。 1974 年，首套商用卧式钻杆自动传输机构应用于 Western Gear 的一艘 Sedco 钻井船上。 1986 年，第一套全立柱式钻杆自动传输机构应用于 Transocean 的半潜式钻井平上。 1996 年，模块化钻杆自动传输机构开始应用于北海自升式钻机。目前，钻杆自动传输机构所操作管子的范围不 仅仅局限于钻杆和钻铤，也可以操作直径范围为 127508mm 的套管。 目前，钻杆自动传输机构的种类很多，包括固定在钻台上的单个操作臂以及固定在井架中由密闭操作室进行控制的两臂或三臂系统。很多此类系统能够举升钻杆立根，有些能够举升直径为 508mm 的套管。这些系统大都位于钻台与立根盒之间，具有两到三个操作臂。由一人在密闭控制室中通过电脑进行控制，而不需要其他的工作人员的参与。 美国 Varco 公司研制的钻杆自动传输机构包括 PRS-3i、 PRS-4i、 PRS-5、 PRS-6is、 PRS-8/8i，可以 用来排放钻杆、钻铤和套管单根及立根，排放管子的直径范围为 88.9mm 至 508mm；SRS-2 型星形管子排放系统，下移放臂的升举能力为 9.95t，升举高度为 10m。另外， Varco 公司还研制了适用于绝大多数现有钻机的钻杆自动传输机构 Varco Compact Racker（ VCR）。 德国 Bentec 公司为挪威 Norsk Hydro 公司设计制造的平台中，垂直钻杆自动传输机构的举升能力为 122kN，自动完成水平和垂直方向钻杆移送，移送过程受密闭钻井控制室遥控。 挪威 Aker Kvaerner公司研制的产品有两臂立式钻杆操作系统和悬挂式钻杆操作系统。排放管子的直径范围为 73mm 至 247.7mm。挪威石油局于 1981 年做出规定：作业于其领海内的所有钻机必须配备自动化钻杆自动传输机构。 苏联从 20 世纪 60 年代起，在其钻机上安装自动化钻杆自动传输机构。 钻机的液压系统需要执行三个功能（回转、给进、夹持），三个功能分别由三个执行元件完成。 一个执行元件是液压马达，为钻机提供回转部分的转速和转矩；一个执行元件是液压油缸，为钻机提供给进部分的给进力和起拔钻具的起拔力；另一个执行元件也是液压油缸，是卡盘部分，提供夹持钻杆的开启力。 钻机的回转部分：液压马达工作阶段的负载状况，液压马达的负载随着地质层的变化而变化，地质层坚硬时，液压马达的负载增大，需调节液压系统，减少液压马达的流量，降级液压马达的转速，输出的转矩稳定；地质层疏松时，液压马达负载减少，需调节液压系统，增加液压马达，参考大转矩、低转速摆线液压马达的性能参数。摆线液压马达在一定的转速下，输出的转矩都打不到本钻机的技术参数要求。随着钻孔深度的增加，添加钻杆时快速回升卡盘时，所需的起拔速度快；起拔钻具时提供最大的起拔力大。钻机的夹持部分：夹持机构为液压打开，碟形弹簧夹紧，液压打开方式为油缸活塞形式。夹持油缸有一定的结构限制，油压只需打开碟形弹簧即可。 中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 3 压力和流量是液压系统最主要的两个参数，根据这两个参数来计算和选择液压元件、辅助元件和原动机的规格型号。系统压力选定后，液压马达的排量和液压缸、液压泵的主要尺寸即可确定，液压马达的排量和液压缸、液压泵的主要尺寸一经确定，即可根据液压缸、液压泵和液压马达的速度或转速确定其流量。在液压系统功率一定的情况下，若系统压力选的过低，则液压元、辅助的尺寸和重量就增加，系统的造价也相应的增加；若系统压 力选得较高，则液压设备的重量，尺寸和造价也会相应降低。然而，若系统压力选用过高，由于对制造液压元、辅助件的材质、密封、制造精度等要求的提高，反而会增大或增加液压设备的尺寸、重量和造价，其系统效率和使用寿命也会相应下降，因此也不能一味追求高压。 液压卡盘是钻机的一个主要部件，其功能是夹紧钻机上的钻杆，并向钻杆传递转矩和轴向力，驱动钻具实现回转和给进，完成加减压钻井。 2 卡盘结构方案设计 2.1 机械式卡盘 2.1.1 机械式卡盘结构设计 设计的卡盘结构如图 2-1 所示，主要由活塞杆 1、 座板 2、 滚轮 3、 卡盘座 4、 销轴 5、螺栓组件 6、 转动板 7、 压轮架 8、 连杆 9、 螺母 10 和卡盘爪 11 等组成（油缸部分没有画出） 。连接方式为：座板和压轮架夹住滚轮，滚轮两端穿入转动板的孔中，活塞杆穿入座板和压轮架中心孔并由螺母锁紧，转动板的另外两个孔分别用螺栓组件与卡盘座和卡盘爪连接，连杆也分别用销轴与卡盘座和卡盘爪连接 。 从图 1 中可以看出，当活塞杆在液压的作用下作轴向运动时，带动滚轮既沿卡盘轴向又沿卡盘径向远动，实际上滚轮是绕卡盘座的定点转动，也就是转动板在滚轮的带动下绕卡盘座的定点转动，卡盘爪在转动板的带动下同时又受连杆的限定既沿 卡盘轴向又沿卡盘径向运动，保证卡盘爪可靠抓住物体。 4 图 2-1机械式卡盘结构图 2.1.2 机械式卡盘工作原理 机械式卡盘的工作原理如图 2-2 所示：该机构是一个平行四杆机构， AD（卡盘座）静止， AB =DC， AD=BC， A、 D两点为定点，当 AB（转动板）绕 A 点转动时， DC（连杆）在 BC（卡盘爪）的带动下绕 D点，也就是在该平行四杆机构中， AB、 DC 作转动， BC作平动 。 只有 BC 作平动，才能保证卡盘爪的径向运动，从而实现卡盘的功能 。 图 2-2 夹紧原理图 中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 5 2.2 液压式卡盘 2.2.1 液压卡盘的总体设计要求 液压卡盘既要向钻杆传递扭矩和回转运动，又要向钻杆传递轴向运动和给进力。为了使钻机的工作可靠，设计液压卡盘时首先应保证卡瓦对钻杆具有足够的夹紧力，且夹紧后有自锁能力，使卡瓦夹紧主动钻杆后不出现轴向 或周向的相对滑动；其次，夹紧面积要大，夹紧力分布要均匀，不致损伤主动钻杆表面；第三，应考虑各零部件相互拆装时的难易程度、易损件和卡瓦更换时的方便程度；第四，使用钻杆的直径规格不能太多，否则随卡瓦径向移动尺寸的增大，液压卡盘的外形尺寸也相应增加，如果采取更换卡瓦来满足不同直径的钻杆，液压卡盘就要经常拆装，将影响钻机的使用性能。因此，液压卡盘的设计既要保证夹紧可靠和拆装方便，又要尽量缩小其外形尺寸。 2.2.2 液压式卡盘的结构设计 由于碟形弹簧具有结构紧凑、加压均匀以及独特的非线性特性等特点，座箱式钻机的液压卡 盘采用碟形弹簧式结构，为液压松开常闭式。它由 3 大部分组成，见图 2-3。 图 2-3 液压式卡盘结构图 中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 6 1）夹紧动力装置。见图 2-3蝶形弹簧 9，其作用是产生轴向力和轴向运动。 2）中间传动机构。见图 2-3压环 11、卡圈 19、斜垫板 17 等，其作用是改变作用力的大小和方向，即将轴向作用力改变为径向作用力，传递给夹紧元件。 3）夹紧元件。见图 2-3 卡瓦 18，其作用是将中间传动机构传递来的夹紧力施于钻杆，将其夹紧。 2.2.3 液压卡盘的工作原理 高压油从上部进入推动活塞移动， 通过带动推力轴承，推动压环 11向左运动，压紧蝶形弹簧，由于压环与卡圈连接，卡圈通过斜板与卡瓦斜面配合，因此斜板左行驱动卡瓦在卡圈的“ T”型槽内向外移动，松开钻杆。需要夹紧时，操作液压系统的卡盘控制阀，卸掉油压，在蝶形弹簧的弹力作用下，压环 11 右移，推动卡圈运动，通过斜板驱动卡瓦向内作径向收缩，夹紧钻杆。 2.2.4 液压卡盘的制造要求 设计的卡盘采用 3 个卡盘爪，因三点定圆，所以能可靠撑住圆形内孔的物体，而且轮胎的中心与卡盘的中心重回。卡盘座上的 A、 D 两孔与卡盘中心的相对位置必须精确。卡盘爪上的两孔中心距 BC 必须与 AD相等。连杆上的 两孔中心距 CD必须与转动板上的两孔中心距 AD相等。座板的内孔中心线必须与端面垂直。压轮架分度精确，压轮平面与内孔垂直。总之，该卡盘各零件的尺寸公差和形位公差均不能超差，而且表面粗糙度要高，否则，动作不会灵活，如严重超差，卡盘可能无法使用。鉴于此，主要零件最好使用数控机床加工。 3 主要参数设计 3.1 液压卡盘承载力的确定 液压卡盘的承载力一般根据正常钻进和强力起拔两种工况中的最大载荷来确定。 最大载荷 Pmax，强力起拔工况下 , 液压卡盘负荷 : 式中 : 安全系数 , 取 1.25-1.6；本文取 1.25。 Pmax 给进油缸最大起拔力 ( 按系统最大压力计算 )。 本文计算得 Pmax=47.46Mpa，具体计算见本文 3.8节 所以； Pb = Pmax =1.25*47.46 =59.325KN 1m axPPb 中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 7 正常工况下 , 液压卡盘的负荷 : 式中 : Pz 作用于钻杆上的轴向力； 一般取最大加（减）压给进力； Py 作用于钻杆上的圆周力。 式中 : Mn 立轴最大输出扭矩； d 钻杆直径。 将求得的两个负荷 Pb、 Pg 进行比较 , 取其最大者作为最大工作载荷 Pmax 。 根据钻机的实际情况，实际负荷 PbPg, 取最大者作为极限工作载荷Pmax=Pb=59.325KN 3.2 卡瓦对钻杆的夹紧力计算 一般指液压卡盘在承受最大载荷 P max 时 , 所必需的夹紧力 , 表示为 : 式中 : f 卡瓦与钻杆间的摩擦系数 , 焊合金卡瓦一般取 0. 5 左右为宜。 =59.325/0.5 =118.65KN 3.3 蝶形弹簧的轴向推力的计算 蝶形弹簧的轴向推力是蝶形弹簧夹紧 钻杆时 ,压缩蝶形弹簧时的轴向弹性力 , 可作为设计蝶形弹簧的依据。 dMnPy2fPQ maxfPQ max22 zyg PPaP 234中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 8 56图 3-1 计算简图 图 3-2 隔离体受力分析图 取隔离体分析 : 卡圈受力分析见图 3-2( a) , 卡瓦受力分析见图 3-2( b) 图中 : R 卡圈的反作用力 , N ; N 卡瓦作用于卡圈斜面上反力 , N ; T 保护套作用于卡瓦上的反力 , N ; Q 钻杆作用于卡瓦上的单位压力 ,Pa; (Q= q) F1、 f2 滑动摩擦系数 f1= f2 = 0.15; 卡瓦、卡圈斜面半锥角 , 一般取 6 9 为宜。 在 X Y 坐标系 中各力的平衡条件为 : 对卡圈 : x = F - N sin- f1N cos= 0 y = R - N cos+ f1Nsin= 0 中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 9 78 10对卡瓦 : x = T-N sin- Nf1cos= 0 y = Q+ Tf2 - Ncos+ Nf1sin= 0 整理为 : 蝶形弹簧轴向推力 : F= N ( sin + f1 cos ) 本设计中取 =9。 Q=118.65KN时，带入公式计算得： N理论额定 =129.02(KN)。 3.4 设计蝶形弹簧 先确定碟形弹簧的组合形式 , 液压 卡盘一般采用对合组合 , 按碟的轴向推力 F, 夹紧时的总变形量 fz ( 按径向位移定 ) 及导杆直 ( 此文中为卡瓦座外圆直径 ) 等进行设计计算。 蝶形弹簧的结构图如图 3-3所示： 图 3-3 蝶形弹簧结构图 主要计算如下 : (1) 选择碟簧系列及组合形式 ； 选择碟簧材料为 50CrVA，采用对合组合。 (2) 计算碟簧压平时的载荷 ； 式中： PC 压平时的载荷， N； T 碟簧厚度， t=9.4mm D 蝶形弹簧外径， D=200mm 212403214DKKhtEPC 9 11中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 10 D 蝶形弹簧内径， d=102mm h0 碟形弹 簧压平时的变形量， h0=6.2 E 弹性模量， E=2.06*105MPa; u-泊松比。 u=0.3 K1 计算系数， K1=0.684（由 C=D/d，查表得到 K1,K2。） K42211 )2(2 CCC K4 计算系数， K4=1.358 将数据代入（ 11）求得： Pc=97.36KN (3) 计算夹紧时的载荷与压平时的载荷比 , 即 式中： P 夹紧时碟簧的载荷， P=F=45.676kN； 将数据代入式（ 12）求得： q=0.468 (4) 计算夹紧时单片碟簧的变 形量 f ； 由上述计算求得： h0/t 0.659， P/Pc=0.468 查机械设计手册第五版第 3卷蝶形弹簧图 11-6-2得： f/h0=0.22 求得单片碟簧的变形量 f=1.36 (5) 根据 fz f, 计算出对合组合的片数并圆整 ( fz夹紧时的总变形量 ) ； 式中： fz 加紧时的总变形量， fz初取 5mm； 将数据代入式（ 13）求得 :i=3.67 圆整后对合碟簧的片数 i取 4，则实际总变形量 fz为 5.44mm。 (6) 计算碟簧压平时危险点的应力 , 应小于材料的屈服极限。 对于 50CrVA制造的碟簧，取 s1400 1600MPa。 变载荷是指作用的载荷（应力）在初加载荷与工作载荷之间循环变化，在规定寿命内变化次数大于 4101 次。在无限寿命时可以承受大于等于 4102 次加载变化而不破坏，而在有限寿命时可以承受 4101 4102次的加载变化直至破坏。 PcPq 12 13ifFz中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 11 图 3-4 蝶形弹簧的疲劳破坏危险点曲线 在国标中推荐了普通碟簧的疲劳极限应力曲线图。根据厚度的不同；分别适用于 t1.25,t=1.25 6与 t=6 14mm。在变载荷作用下的单个碟簧或不超过 10片的对合组合碟簧的疲劳极限，可根据寿命要求，碟簧厚度及上下限应力（maxr、 minr ），在图中查取。 查表 3-4可以得出，该蝶形弹簧的疲劳破坏危险点为 III点。再查表 3-5，可以得出：maxr1200MPa。可知：maxrs，安全。 图 3-5 6 14mm碟簧的应力 曲线 3.5 活塞行程 S 的确定 活塞行程一般按如下经验公式确定 式中 : S 活塞工作行程 ; h0 单片碟形弹簧的极限变形量 ; i 碟形弹簧片数 ; a 对合碟形弹簧间的垫片厚度 ; n 对合碟形弹簧的对数 ; 14中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 12 S1 碟形弹簧安装预压缩量 ( 一般取 5 10mm 为宜 , 深孔钻机取小值 , 浅孔机钻取大值 ) 设取 S1=5mm， i=6， a=3， n=3， h0=15.6-9.4=6.2mm，则 S=ih0-na-S1 =6*6.2-3*3-5 =23.2mm Pz 为作用在钻杆上的轴向力 ; N 为卡瓦作用在钻杆上所必须的夹持力 ; f 为卡瓦与钻杆的摩擦系数 ; M 作用在钻杆上的扭矩 , N.m; d 钻杆外径 , m。 注意 : 摩擦系数 f 值与卡瓦齿实际所受到的单位压力有关。当单位压力大于 120200MPa 时 , f为 0. 2 0.45; 单位压力为 1000-1500MPa 时 , f 为 0.9。高压下 , 卡瓦齿吃入 钻杆 , 因此其摩擦系数大大增加 , 在夹紧能力的计算中 , 卡瓦与钻杆表面的摩擦系数一般取 0.5。 以卡瓦为研究对象 , 做受力分析 : 式中 : N 座板对卡瓦的支撑力 ; N 卡圈对卡瓦的正压力 ; f 钢对钢平面摩擦系数 ; 卡瓦斜面角 ; 以卡圈为研究对象 , 做受力分析 : 式中 : F 弹簧的预紧力。 由上述 (14) (15) (16) (17) (18) 公式推导得出 : 根据上述公式 , 我们不难看出 , 卡瓦斜面角 是整个卡盘结构设计中的一个重要参数。的大小取决于三方面因素 : 第一 , 减小时 , 所需弹簧的预紧力 F 也相应减小 ; 第co ss ins inco sfNNNfNfNNN c oss in fNNF dMPy2 )c oss in2( c os fff 15 18 16 17 c o ss in fGF 19 20中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 13 二 , 要保证卡盘松开时钻杆通过空间和卡盘夹紧时夹持余量 , 卡瓦受液压活塞系统推动的轴向距离也要加大 ; 第三 , 要考虑夹紧机构的自锁性能要好 , 不可过小。因此卡瓦斜面角的选择 , 要综合考虑尺寸空间和夹持力的平衡关系 ,因为不同厂家相同规格的钻杆接头尺寸差别较大 ,在使用过程中钻杆磨损情况严重 , 卡盘设计要为钻杆通过时留有足够的夹持余量。综上分析 , 卡瓦斜面角 不宜取过小 , 一般 = 6 9 , 建议取大值，即取 =9 。 通过以上的分析 , 可以看出 , 典型的中深 孔岩心钻机所采用的是弹簧夹紧液压松开常闭式卡盘 。 立轴钻机多用一组大直径碟簧 , 全液压钻机为多组氮气弹簧、小直径碟簧或模具弹簧。无疑 , 后者在安装和检修时简单方便 , 以及满足卡盘夹持能力和大直径卡盘通径方面优于大直径碟簧 , 而孔口泥浆容易造成氮气弹簧的损坏也是一个现实。在设计计算中 , 卡瓦接触面积 , f 摩擦系数的设定 , 的选定 , 都会影响卡盘的夹持能力。当然 , 卡盘油缸的加工精度 , 卡盘外壳的动平衡检测 , 卡盘多个内锥度的一致性 , 也同样重要 , 直接决定了钻杆和立轴的同心度 ,回转的平稳性以及卡盘油缸的泄露 和串油 , 也决定了卡盘运行的稳定性和安全性。 本文只是对于钻机卡盘的各种结构型式和其适用主机进行了说明 , 同时也会关注各种卡盘在施工过程中的安全性、效率以及维修便利性 , 以期对钻机的卡盘设计提供更多的思路。 3.6 夹紧包角 夹紧包角， 即夹紧时圆形被夹体受力部分围心角之总和卡盘固定爪作为定心元件，设计圆心角 120两活动爪为加力元件。设计同心角均为 65，由于活动爪，固定爪均按被夹体之圆弧设计，在理论上是能沿弧长全部接触的。夹紧包角为三爪圆心角之和， 接触长度接近周长之 70，且相对比较均匀。 故不会夹坏被 夹体，这是用其它方式夹紧的夹头所不能相比的，使用中已证明了这一点。 3.7 蝶簧夹紧力 通过广泛的调查、试验和推算。卡盘径向夹紧达 l50KN时。即使年久失修，支柱锈蚀严重，卡盘也能夹住而不打滑，我们即以此力作为蝶形弹簧夹紧力的额定值。 中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 14 图 3-3 受力分析 N一推力 ql、 qr一活动爪，固定爪与被夹体之间单位弧长的应力。为了便于分析，我们认为卡爪与被夹体全长接触，弧长各点受力相同，并通过圆心。活动爪受力平均，即两柱塞推力与被夹体对活动爪之接触反力之和为零。得方程： 解之得 q1=1.720N R 式中： R 被夹体圆弧半径， 65一活动爪圆心角。 025.222 2/650 d1q R C O SN C O S 21中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 15 再由被夹体与活动爪一起受力平衡在 Y轴上合力为零得方程： 解之得 q2=1.509N R 式中： 120 一固定爪圆心角。 由于径向夹紧力之和额定值为 150KN。 将 q1、 q2代人 解得： N=45.676 (KN) 3.8 卡盘松开油压 柱塞直径 d=35mm，所以松开油压为： = 4 45.676 3.142 35 l0 = 47.46 (Mpa) 根据上述计算我们确定将 47.46Mpa作为液压卡盘的额定工作油压。也是卡盘密封性能试验压力的计算依据。实验值为 1.25p，即试验压力为 59.5Mpa。 通过进一步的受力分析可知 当三爪受力都集中在卡爪中部时，额定油压值要升高13，为了避免这种状况我们在结构设计时以卡爪中部一小段不与被夹体接触 即不受力来解决： 当三爪受力均在卡爪端部时， 只需 73 的额定压力即可达到额定夹紧力。当然 由于卡爪与被夹体存在弹性， 而卡爪圆弧又与被夹体接 近 (理论上相同 )。故完全达到上述两种状况均是不可能的。 0245)5.222(2 2/1202 d2q R C O SC O SN C O S 22 c o ss in 1fNF 2324dNP 24中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 16 4.液压卡盘装配图及部分零件图 图液压卡盘装配图 图卡瓦零件图 中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 17 图卡圈零件图 图压环零件图 中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 18 图活塞零件图 图横梁组件图 中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 19 5.液压控制系统的设计 液压卡盘系统由液压泵站、单向阀、电磁阀、输油管和节流阀等组成，如图所示。液压泵站独立于液压卡盘之外，不但避免了液压泵站震动和发热对卡盘的影响，而且便于系统的安装、调试和维护。有变量泵和电动机组成的泵电机组同轴度好、噪声低、效率高、安装 方便。其工作原理为：泵电机通过进油口处得吸油滤油器，从邮箱中吸油，经出油口的单向阀控制油路供油。当电磁换向阀（二位四通）得电磁铁不得电时，压力油经节流阀及液压软管进入液压缸右腔，使推动活塞压缩弹簧向左移动，实现卡盘松开。反之，电磁铁得电时，压力油经节流阀及液压软管进入液压缸左腔，压簧推动活塞向右移动，实现卡盘加紧。加紧和松开回路的回油汇合后，一起流回油箱。 图 液压控制原理图 6.结论 液压卡盘的主要设计计算 ， 概括起来 ，就 是确定最大载荷 ， 根据最大载荷确定夹紧力 ，根据夹紧力 ， 计算碟形弹簧的轴向推力 ， 并按此轴向推力设计碟形弹簧。碟形弹簧的设计是液压卡盘的设计关键 ,在设计和制造上都不能出现问题 ， 否则液压卡盘不可靠 。 该碟形弹簧式液压卡盘零件较少，结构紧凑、简单，更换卡瓦和其他易损件比较方便。与油缸式卡盘结构相比，液压系统比较简单，使用的油管少，工作性能稳定可靠。 中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 20 参考文献 1 冯德强 . 钻机设计 . 北京 : 中国地质大学出版社 ,1993 2 黄镊恺、郑文纬主编 .机械原理 (修订版 )，人民教育出版， 1981 3 David， Reid， Varco international， Inc. 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