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GCD1500钻机冲击系统设计【全套6张CAD图纸+毕业论文】【原创资料】

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GCD1500钻机冲击机构-A0.dwg

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关键词：: gcd1500 钻机冲击系统设计全套 cad 图纸毕业论文原创资料

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摘要

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。由于冲击钻机具有结构简单、成本低、操作简便等优点，目前在国内仍然广泛应用于水利、铁道、公路桥梁等工程领域。

GCD-1500冲击钻机采用曲柄连杆冲击梁式冲击机构是由曲柄，连杆和冲击梁等组成，将曲柄的回转运动变成钻具的上下往返运动的四杆机构。

本课题通过对国内外钻机冲击系统的了解，分析冲击系统的原理与特性，对冲击钻机的冲击机构运动学和动力学特性进一步深入了解与阐述，重点研究、设计GCD1500钻机的冲击机构及其冲击传动机构。

关键词：冲击钻机四杆机构缓冲机构

Abstract

Percussion Drill is a linkage or the use of wire rope winch drive to enhance the impact drill, impact drill whereabouts utilize kinetic energy impact, crushing rock drilling Rig achieve. Due to the impact of the rig has a simple structure, low cost, easy operation, currently in the country is still widely used in the field of water conservancy projects, railways, roads and bridges.

GCD-1500 crank rod rig impact impact impact beams by a crank mechanism, connecting rod and impact beams and other components, the rotary motion of the crank drill down into reciprocating motion of the four-bar mechanism.

Through this project the impact of the system on the rig at home and abroad to understand, analyze the impact of the principles and characteristics of the system, the kinematics and dynamics of the impact of institutions on the impact of drilling rigs and elaborated further in-depth understanding, focusing on research, design GCD1500 institutions and their impact shock rig transmission mechanism.

Keywords: Impact Drill Four bodies Buffering mechanism

摘要1

Abstract2

第一章绪论5

1.1课题背景与意义5

1.1.1课题背景5

1.1.2课题的意义5

1.1.3课题的内容5

1.1.4课题的目的5

1.2课题研究现状6

1.2.1国外研究现状6

1.2.2国内研究现状7

1.3冲击钻机概述8

第二章冲击系统总体设计10

2.1冲击机构方案选定10

2.1.1冲击机构方案的设计与分析10

2.1.2冲击机构方案的确定10

2.2动力传动方案选定11

2.2.1动力传动方案的设计与分析11

2.2.2动力传动方案的确定12

2.3 GCD1500工程钻机的主要技术参数12

第三章冲击系统的分析13

3.1 冲击机构的要求和基本参数13

3.2 冲击机构结构与工作原理13

3.3 冲击机构的几何关系及运动分析15

3.3.1 几何关系分析16

3.3.2运动分析18

3.4 冲击机构动力学分析19

3.4.1 动力学分析19

3.4.2 动力学求解21

3.5 系统参数确定22

3.5.1 压轮等效质量m122

3.5.2 缓冲机构等效刚度k123

3.5.3 钻具等效质量m223

3.5.4 钢丝绳等效刚度k224

第四章冲击系统的设计计算26

4.1 冲击机构的设计26

4.1.1冲击工艺参数（钻具重量、冲程、冲次）的确定26

4.1.2四杆机构尺寸的确定29

4.2传动机构设计30

4.2.1电机的选择30

4.2.2 传动装置传动比的分配与参数计算31

4.2.3 V带传动设计32

4.2.4齿轮传动设计34

4.2.5 轴的设计37

4.2.6 轴承寿命计算40

4.2.7 键的选择和校核41

4.1.8 联轴器的选择和校核42

总结43

致谢44

参考文献45

附录：英文文献翻译46

毕业设计（论文）外文翻译原文50

第一章绪论

1.1课题背景与意义

1.1.1课题背景

虽然冲击钻机应用广泛，但是大多数是根据经验或者简化公式进行研究设计，钻机在使用过程中，依然存在缓冲弹簧的寿命比起按照曲柄冲击次数估计的寿命短得多、噪音比较大等问题。冲击缓冲机构是钻机进行冲击钻进的工作部件，因此，冲击缓冲机构的设计是冲击钻机系统设计的关键环节。

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GCD1500钻机冲击机构-A0.gif

冲击齿轮-A2.gif

冲击梁-A2.gif

缓冲杆-A3.gif

缓冲摇臂-A3.gif

连杆-A2.gif

内容简介：: GCD1500钻机冲击系统设计1摘摘要要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。由于冲击钻机具有结构简单、成本低、操作简便等优点，目前在国内仍然广泛应用于水利、铁道、公路桥梁等工程领域。GCD-1500 冲击钻机采用曲柄连杆冲击梁式冲击机构是由曲柄，连杆和冲击梁等组成，将曲柄的回转运动变成钻具的上下往返运动的四杆机构。本课题通过对国内外钻机冲击系统的了解，分析冲击系统的原理与特性，对冲击钻机的冲击机构运动学和动力学特性进一步深入了解与阐述，重点研究、设计 GCD1500 钻机的冲击机构及其冲击传动机构。关键词：关键词：冲击钻机四杆机构缓冲机构GCD1500钻机冲击系统设计2AbstractPercussion Drill is a linkage or the use of wire rope winch drive to enhance the impact drill, impact drill whereabouts utilize kinetic energy impact, crushing rock drilling Rig achieve. Due to the impact of the rig has a simple structure, low cost, easy operation, currently in the country is still widely used in the field of water conservancy projects, railways, roads and bridges.GCD-1500 crank rod rig impact impact impact beams by a crank mechanism, connecting rod and impact beams and other components, the rotary motion of the crank drill down into reciprocating motion of the four-bar mechanism.Through this project the impact of the system on the rig at home and abroad to understand, analyze the impact of the principles and characteristics of the system, the kinematics and dynamics of the impact of institutions on the impact of drilling rigs and elaborated further in-depth understanding, focusing on research, design GCD1500 institutions and their impact shock rig transmission mechanism.Keywords: Impact Drill Four bodies Buffering mechanismGCD1500钻机冲击系统设计3目目录录摘要.1Abstract.2第一章绪论.51.1 课题背景与意义.51.1.1 课题背景.51.1.2 课题的意义.51.1.3 课题的内容.51.1.4 课题的目的.51.2 课题研究现状.61.2.1 国外研究现状.61.2.2 国内研究现状.71.3 冲击钻机概述.8第二章冲击系统总体设计.102.1 冲击机构方案选定.102.1.1 冲击机构方案的设计与分析.102.1.2 冲击机构方案的确定.102.2 动力传动方案选定.112.2.1 动力传动方案的设计与分析.112.2.2 动力传动方案的确定.122.3 GCD1500 工程钻机的主要技术参数 .12第三章冲击系统的分析.133.1 冲击机构的要求和基本参数.133.2 冲击机构结构与工作原理.133.3 冲击机构的几何关系及运动分析.153.3.1 几何关系分析.163.3.2 运动分析.183.4 冲击机构动力学分析.193.4.1 动力学分析.193.4.2 动力学求解.213.5 系统参数确定.223.5.1 压轮等效质量 m1.223.5.2 缓冲机构等效刚度 k1.23GCD1500钻机冲击系统设计43.5.3 钻具等效质量 m2.233.5.4 钢丝绳等效刚度 k2.24第四章冲击系统的设计计算.264.1 冲击机构的设计.264.1.1 冲击工艺参数（钻具重量、冲程、冲次）的确定.264.1.2 四杆机构尺寸的确定.294.2 传动机构设计.304.2.1 电机的选择.304.2.2 传动装置传动比的分配与参数计算.314.2.3 V 带传动设计.324.2.4 齿轮传动设计.344.2.5 轴的设计.374.2.6 轴承寿命计算.404.2.7 键的选择和校核.414.1.8 联轴器的选择和校核.42总结.43致谢.44参考文献.45附录：英文文献翻译.46毕业设计（论文）外文翻译原文.50GCD1500钻机冲击系统设计5第一章第一章绪论绪论1.1 课题背景与意义课题背景与意义1.1.1 课题背景课题背景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。由于冲击钻机具有结构简单、成本低、操作简便等优点，目前在国内仍然广泛应用于水利、铁道、公路桥梁等工程领域。虽然冲击钻机应用广泛，但是大多数是根据经验或者简化公式进行研究设计，钻机在使用过程中，依然存在缓冲弹簧的寿命比起按照曲柄冲击次数估计的寿命短得多、噪音比较大等问题。冲击缓冲机构是钻机进行冲击钻进的工作部件，因此，冲击缓冲机构的设计是冲击钻机系统设计的关键环节。1.1.2 课题的意义课题的意义随着钻机的逐步发展，如何降低成本，延长钻机的使用寿命，降低钻机的噪声等成为如今关键的问题。创新的设计思路，解决这些问题所在，就是研究意义的所在，因此而展开这门课题，研究出更为经济实惠的钻机，为钻机行业做出贡献。1.1.3 课题的内容课题的内容设计 1.5t 钻具 GCD1500 钻机的冲击系统。为了有效地进行冲击钻进，钻机冲击机构一般应满足以下要求：（1）保证钻头获得冲击破碎岩石所需的冲击能量，即能将足够质量的冲击钻具提到必要的高度；（2）可以根据地层和孔内情况，方便地调节冲程和冲次；（3）冲击机构提起钻具和向下冲击这个行程的负载，应避免差别过于悬殊，以减小负载波动程度和改善动力机的工作条件；（4）工作时钻机的振动应小，为此，必要时应装置性能良好的缓冲器。1.1.4 课题的目的课题的目的冲击缓冲机构是钻机进行冲击钻进的工作部件，它是整个钻机的关键，钻机的运作，离不开冲击缓冲机构，因此，冲击缓冲机构的设计是冲击钻机系统设计的关键环节。所以，研究它的工作性能，工作寿命，工作噪声大小，制作GCD1500钻机冲击系统设计6成本，是不可缺少的一项。1.2 课题研究现状课题研究现状1.2.1 国外研究现状国外研究现状交流变频调速电驱动石油钻机(AC-GTO-AC 石油钻机)是国外新发展起来的一种先进的电动石油钻机。这种钻机在满足石油钻井工艺要求方面具有现用机械驱动钻机和直流电驱动钻机无可比拟的优越性能。这种钻机的核心技术就是采用了交流变频调速技术。交流变频调速技术是一种涉及电动机理论、自动控制理论、电路拓朴理论、电力电子技术、微电子及计算机技术的综合性交叉技术。专家认为交流变频电驱动钻机是现代高新技术与石油钻井机械的有机结合，具有强大的生命力，是当代石油钻机的发展趋势。近年来，由于上述技术和可自关断全控技术、脉宽调制技术(PWM)、电机控制技术、矢量控制技术及直接力矩控制技术的飞速发展和应用，促进了交流变频调速技术的迅猛发展，交流变频调遣陛能，已完全达到石油钻井工艺对钻机驱动传动系统调速性能的要求。为了使油田电网供电的固定工频(50I-Iz)输出后成为可变频率，通常采用整流技术，把工频经过整流变为直流，再通过逆变技术，把直流变成可调的交流。原来采用不可自关断的半控器件，需要强迫换流来实现逆变，而强迫换流则需要辅助直流电源。用于换流的电源器件、电感及电容，造成逆变电路体积庞大、投资增大、换流损耗大、逆变效率低、可靠性差和由于半控器件开关频率低很难采用脉宽调制技术等问题。应用可关断全控技术以后，由于可关断器件不需要辅助换流电路、全控器件开关频率高、可靠性高、电压控制、驱动功率小、驱动电路容易实现等优越性能，克服了采用不可白关断半控器件造成逆变电路的一系列问题。PWM 技术的应用，使电机力矩脉动减小，谐波分量减小，满足了交流电机的供电要求。另外，PWM 技术在调节频率的同时，通过控制输出电压脉冲的宽度，调节输出交流电压的幅值，实现在逆变桥同时调节输出频率及电压。矢量控制技术通过对三相电机的 32 变换把三相的量，解耦成类似直流电机的励磁分量及转矩分量，并对其量独立控制，再经过 23 变换成交流供电的三相量来控制电机，保证了力矩控制的线性关系，从而达到了直流电机的控制特性。随着微电子技术及计算机技术的发展，法国 AL?STON 等公司已推出成熟的矢量控制型交流变频器，并成功地应用于石油钻机系统。ALSTON 公司GCD1500钻机冲击系统设计7生产的交流变频石油钻机代表了当今世界交流变频钻机的一流水平。该钻机控制系统为分布式，其主控系统可以实时处理各种操作指令，监控各子系统的运行，及时处理故障，通过网络同各子系统进行数据交换，通过互联网完成同外界的信息交换。该钻机有以下各子系统：扭矩控制系统(顶驱或转盘控制系统)、刹车控制系统、平衡控制系统、游车控制系统、灌注控制系统、钻井泵及能量回馈控制系统等。各子系统同主控系统共同实现高级控制策略。各子系统采用闭环系统控制，每个子系统具有智能化和自适应功能。各子系统通过各算法程序保证钻机在各种复杂工况下实现最佳工作，如扭矩控制系统的结构是：交流电机、交流变频器、可编程控制器(ALSPAl800k 光电编码器。当系统闭环后，该控制能保证钻具平稳，减少钻具振动(软扭矩控制)，并能保证钻具在零转速下实现满转矩输出，同时实时与主控制系统进行数据指令状态的传输，实现现场控制。该钻机的分布式控制系统具有易操作。高精度、高可靠性、人工智能化、自动化和可控制等性能。当钻机的控制系统运行时，司钻能通过 TV 显示器(视频，图形化界面)了解各种参数的变化，并实时自检各系统的工作状态。当发生故障时，能及时报警，在报警的同时，能检测出发生故障的子系统及模块代码，并对故障同时进行智能分级处理。出现严重故障时，能自动启动辅助系统，保证钻机工作正常运行，同时，根据故障代码使系统快速恢复。由于 AC-GTO-AC 石油钻机的优越性能，国外钻井承包商纷纷发展 AC-GTO-AC 石油钻机，仅 1997 年下半年至 1998 年 9 月，英国北海油田的很多海上平台选用了交流变频石油钻机，而且把许多平台的直流驱动装置改造为交流驱动。仅 1998 年上半年，ALSTON 在英国的 CEGELEC BAUTAIL DIVISION 子公司就承接了斯伦倍尔石油公司 5 套 AC-GTO-AC 石油钻机，同时还负责对北海平台 AC-SCR-De 钻机进行改造。1.2.2 国内研究现状国内研究现状钻探技术虽然起源于我国，并在古代曾有一段兴盛时期，但后来由于经历了封建宗法社会的漫长岁月，一直停滞不前，到 1949 年解放时，我国仍没有自己的钻探机械制造业，但中国遗留下来的各类钻机也不足百台。新中国成立后，我国的钻探机械制造业从无到有、从小到大逐步得到蓬勃发展。多年来，我国的钻探机械发展过程大致可分为三个阶段。第一阶段为 50 年代，是初建时期。新中国刚诞生时，百废待兴。为了尽快恢复和发展生产，一方面从国外引进了部分钻机及配套设备，另一方面积极筹GCD1500钻机冲击系统设计8建自己的钻探机械生产厂和研究设计队伍。1953 年在张家口市组建了我国首家探矿机械厂，而且成立了专业研究机构，使我国的钻探机械业初具规模。在这一阶段，我国的钻探机械是引进钻机国产化，先后生产出 XB-300，XB-500 及 XB-1000 型等钻机。第二阶段为 60 年代，是自行设计和研制阶段。经过解放后十年的艰苦奋斗，到 50 年代末，我国已逐步走上自行设计和制造钻探机械的道路。在这一阶段，我国不仅可以生产钻探工具和辅助设备，同时，在引进液压钻机的基础上，通过仿制和研制出一批具有我国特点的钻机。1958 年地质机械司设计的跃进-600型油压钻机，1959 年在张家口探矿机械厂生产。1965 年定型为 XU-600 型钻机。它在全国范围内广泛使用。地质系统又于 1964 年研制出 XJ-1 行钻机；1965 年研制出 XU-300-1 型钻机。冶金系统于 1963 年起研制出北京-200-1、北京-500-1、北京-800-1 型转盘式岩芯钻机。煤炭系统于 1964 年研制出 TXU-75 型油压坑道钻机。1960 年建工部门研制出红星-300 型水井钻机。1965 年地质系统研制出 SPJ-300 型水井钻机。这些钻机在我国的国民经济建设中发挥了极为重要的作用。从此结束了钻探机械依赖进口的时代。第三阶段为 70 年代以后，是我国钻探机械蓬勃发展的时期。70 年代以来，我国国民经济有了较大的发展。各种钻探工作量大大增加。钻探的领域也不断扩大。在这种形势下，我国的钻探机械制造业也得到迅猛的发展。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、性能也更加完善。某些产品已接近或达到国际先进水平，并开始进入国际市场。仅以地矿系统为例，到 1990 年累计生产各类钻机达数万台。机种有取样钻机、物探钻机、工程地质钻机、基础施工钻机、水文水井钻机、岩芯钻机、地热钻机、砂矿钻机、海洋钻机和特种钻机等十多种。我国在 1988 年召开了全国第一次探矿机械、仪器学术会议。1990 年又召开了全国性的钻探机械引进-消化-吸收及我国钻探机械发展方向的研讨会。两会的召开进一步推动我国钻探机械业的发展。1.3 冲击钻机概述冲击钻机概述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GCD1500钻机冲击系统设计9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。然而因冲击钻机设备常常在工况恶劣地质情况复杂的环境下工作，导致冲击钻机设备的开发与研制一直在传统经验下进行或利用简化公式进行研究，这有可能导致在运动学分析中出现较大的误差。因而，深入的分析冲击钻机的力学性质，设计优化冲击缓冲机构，有助于解决这个问题。GCD-1500 冲击钻机采用曲柄连杆冲击梁式冲击机构是由曲柄，连杆和冲击梁等组成，将曲柄的回转运动变成钻具的上下往返运动的四杆机构，可以通过改变四杆机构的曲柄长度来调整冲击钻具的提升高度，从而达到高效钻进的目的。通过对曲柄连杆冲击梁式冲击机构结构与工作原理的分析，可得知冲击机构特性有如下三个方面。（1）钻具的冲击行程，存在两种按不同规律进行的运动: 1、冲击机构压轮的向上摆动，前半段加速，后半段减速，达上止点时速度为零；2、钢丝绳和冲击钻具在钻具自重作用下加速下降，行程终点时达到最大值。这两种运动存在矛盾，特别是压轮上摆阶段。这两种运动之间的关系由于钻具的下落运动受孔内冲洗液和孔壁阻力的影响而出现复杂情况。（2）机构的变速运动，使载荷具有动载性质。冲击行程依靠钻具自重，不消耗动力，故冲击机构的工作负荷成周期性的变化，为不均匀载荷。这种载荷的变化对钻机和动力机的工作是有害的。而冲击梁存在着均衡机构载荷的作用。（3）由于钻具上提时间大于下落时间，钻具上升速度较低，这样就降低了载荷行程的负荷和机构载荷的波动幅度，并降低了动力机的功率!而冲击行程中时间短，速度高，也与钻具加速下降相适应，这是冲击机构的优点。冲击机构是冲击钻机的主要组成部分，它的性能决定了钻机的优劣。对冲击机构的优化设计，就是我们现今要努力的方向。冲击缓冲机构的设计，优化现今冲击缓冲机构的不足，将其制作的更加精准，耗能更少，制作成本更低，带动钻机的发展，是本课题的主要宗旨。GCD1500钻机冲击系统设计10第二章第二章冲击系统总体设计冲击系统总体设计GCD-1500 冲击钻机冲击系统包括动力传动机构和冲击机构，其中动力传动系统是由带轮、齿轮等传动构成，其传动机构简图如图 1 所示；冲击机构采用曲柄连杆冲击梁式冲击机构，其结构简图如图 2 所示，该类冲击机构是由曲柄、连杆和冲击梁等组成，将曲柄的回转运动变成钻具的上下往返运动的四杆机构，可以通过改变四杆机构的曲柄长度来调整冲击钻具的提升高度，从而达到高效钻进的目的。2.1 冲击机构方案选定冲击机构方案选定2.1.1 冲击机构方案的设计与分析冲击机构方案的设计与分析方案一：曲柄摇杆式冲击机构曲柄摇杆式冲击机构的优点是：结构简单，冲程较大，而且有多个冲程可供选择；冲击的质量较大，其运动具有均衡机构载荷的作用，载荷波动幅度较小。但通过运动分析可以看出，这种机构对于钻具的同步要求很高。机构的周期如果小于钻具的周期，将出现“打空” ；如果大于钻具的周期，将出现阻滞。由于这种机构要靠变换皮带轮和皮带轮和连杆连接位置的方向调节冲次和冲程，估调节范围小；而且实际工作中，孔内情况复杂，很难保证按理想情况工作，这就使钻机常处于非理想工况下工作。虽然有缓冲装置进行调节和补偿，但从缓冲弹簧不断故障的频繁发生可以看出，这种补偿作用是很有限的。要解决这一问题，除在设计时更合理地确定冲程和冲次的相应关系以外，还应从机构上进行改进。方案二：超越离合器式冲击机构超越离合器式冲击机构具有以下几个显著特点：1）在曲柄摇杆机构的基础上增加了超越离合器，从而使曲柄的等速运动变为变速转动，既保留了曲柄摇杆机构的特点，又解决了阻滞问题；2）在冲击摇臂上装有冲程调节机构，用液压马达通过齿轮副带动，就可以使冲击绳轮沿丝杠作轴向运动，从而改变摇杆长度，实现冲程的无级调节；3）利用摇臂上的动滑轮与钻架上的两个定滑轮构成了倍增机构。这样，在GCD1500钻机冲击系统设计11保证一定冲程的条件下可以大大减小机构的尺寸。这对小型工程勘察钻机是很有利额。2.1.2 冲击机构方案的确定冲击机构方案的确定超越离合器式冲击机构较之曲柄连杆式冲击机构，结构紧凑，尺寸小；在孔内情况变化的条件下，只要链轮转速低于规定值，就可以保证钻头对孔底的有效冲击；本身不配缓冲装置，易损件少。但该冲击机构的冲程小，可调冲程数少，且不便于调节；工作时载荷的波动较大；动力机的工作条件差，振动和噪声也较大。因此，选择方案一，机构简图如下：图2-1 GCD-1500钻机冲击系统冲击机构结构简图1-冲击齿轮（曲柄）；2-连杆；3-压轮；4-天轮；5-缓冲弹簧6-钢丝绳；7-导向轮；8-冲击梁；9-卷筒；10-冲击钻具2.2 动力传动方案选定动力传动方案选定2.2.1 动力传动方案的设计与分析动力传动方案的设计与分析方案一：电动机-V 带-齿轮-离合器-联轴器-箱外齿轮-工作机优点：高速级用 V 带传动，能吸收振动和缓和冲击，结构紧凑、成本低；还起过载保护作用；传动结构简单，维修保养方便，对于野外作业具有显著的优点。缺点：传动的外廓尺寸较大，由于 V 带的滑动，不能保证固定不变的传动比，寿命短，传动效率低。GCD1500钻机冲击系统设计12方案二：电动机- 链-齿轮-离合器-联轴器-箱外齿轮-工作机优点：平均传动比准确，结构紧凑，成本低；能在高温、有油污等恶劣环境条件下工作。缺点：传动平稳性差，传动是有噪声和冲击。 2.2.2 动力传动方案的确定动力传动方案的确定由于该钻机需带动 1.5t 的钻头冲击钻进作业，功率和负载均不大，且冲击钻进作业时传动系冲击较大，故选择方案二：电动机-V 带-齿轮-离合器-联轴器-箱外齿轮-工作机传动方案；传动简图如图 2 所示。该方案传动路线为：由动力机经 V 带、离合器、联轴器和齿轮驱动四连杆工作。图 2-2 冲击系统传动机构简图2.3 GCD1500 工程钻机的主要技术参数工程钻机的主要技术参数GCD1500 工程钻机的主要技术参数：（1）钻进能力钻孔直径：0.81.5m；钻孔深度：60.0m（2）额定钻头重量：3.5t（3）四连杆冲击机构：冲击频率：39.82 次/min；冲程：0.75、1.0m（4）冲击卷扬机提升能力：40KN提升转速、速度：23.078r/min、0.57m/s钢丝绳规格：637-24-170；绳容量：80m（5）副卷扬机提升能力：15KNGCD1500钻机冲击系统设计13提升转速、速度：34.76r/min、0.466m/s钢丝绳规格：619-12-170；绳容量：80m第三章第三章冲击系统的分析冲击系统的分析3.1 冲击机构的要求和基本参数冲击机构的要求和基本参数冲击机构是钻机进行冲击钻进的工作部件。为了有效的进行钻进，钻机冲击机构一般应满足以下要求1：（1）保证钻具获得冲击破碎岩石所需要的冲击能量，即能将足够重量的冲击钻具提到必要的高度。（2）可以根据地层和孔内情况，方便地调节冲击高度（冲程）和冲击频率（冲次）。（3）在钻具的冲程行程，冲击机构不阻滞冲击钻具的加速下落，以获得最佳的破碎效果。（4）冲击机构提起钻具和向下冲击这两个行程的负载，应避免差别过于悬殊，以减少小负载的波动幅度和改善动力机的工作条件。（5）工作时钻机的振动应小，易损件要少。为此，必要时应装置结构合理、性能良好的缓冲器。冲击机构的基本参数包括：钻具质量、冲程和冲次。钻具质量是影响钻具冲击功的主要因素之一。钻具冲击孔底时的能量与钻具的质量成正比。但是增大钻具质量，将增大冲击机构的工作负荷和功率消耗，为保证机构的强度，刚度，其尺寸和重量也将增大。此外，钻具质量还与冲程密切相关。冲程，即冲击高度。冲击钻具冲击孔底时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 V0与高度 h0的关系:0002hav 式中：a0钻具在孔内下降时的加速度。从上式明显看出，增大冲程可以提高钻具的末速度和冲击能量，但也将延长冲程的时间。冲次，即钻具每分钟内冲击孔底的次数。在钻具每次冲击获得良好破碎效果的前提下，增加冲次，就将提高钻进效率。但冲次影响钻具冲击一次的时间，因而影响钻具的运动。冲次过低，将阻滞钻具的冲击运动；冲次过高，会使钻具产生“打空”的现象。GCD1500钻机冲击系统设计143.2 冲击机构结构与工作原理冲击机构结构与工作原理GCD-1500冲击钻机采用曲柄连杆冲击梁式冲击机构，其结构简图如图3-1所示。该类冲击机构是由曲柄、连杆和冲击梁等组成，将曲柄的回转运动变成钻具的上下往返运动的四杆机构，可以通过改变四杆机构的曲柄长度来调整冲击钻具的提升高度，从而达到高效钻进的目的。图3-1 GCD-1500钻机冲击机构结构简图1-冲击齿轮（曲柄）；2-连杆；3-压轮；4-天轮；5-缓冲弹簧6-钢丝绳；7-导向轮；8-冲击梁；9-卷筒；10-冲击钻具曲柄连杆冲击梁式冲击机构的工作原理25是：冲击齿轮 1 和连杆 2 的下端铰接，连杆上端与冲击梁 8、支臂铰接。当冲击齿轮 1 接受动力回转时，通过连杆带动冲击梁、支臂和压轮轴上的压轮 3 绕导向轮轴作圆弧形的上下摆动，从卷筒 9 引出的钢丝绳 6，绕过导向轮 7 和压轮 3，再经过桅杆上的天轮 4，与孔内的冲击钻具连接。当压轮 3 随冲击梁 8 向下摆动时，它压紧钢丝绳，将冲击钻具提离孔底一定高度。而压轮 3 随冲击梁 8 向上摆动时，钢丝绳放松，冲击钻具 10 在重力的作用下加速降落冲击岩石。如此往返，使钻具不断地做上下运动冲击孔底，实现钻进。在冲击梁上装有缓冲弹簧 5，缓冲弹簧对钻具的冲击运动起缓冲和补偿作用。通过对曲柄连杆冲击梁式冲击机构结构与工作原理的分析，可知其工作特性有如下三个方面25：钻具的冲击行程，存在两种按不同规律进行的运动。其一是冲击机构压轮的向上摆动，前半段加速，后半段减速，达上止点时速度为零。其二是钢丝绳GCD1500钻机冲击系统设计15和冲击钻具在钻具自重作用下加速下降，行程终点时达到最大值。这两种运动存在矛盾，特别是压轮上摆阶段。这两种运动之间的关系由于钻具的下落运动受孔内冲洗液和孔壁阻力的影响而出现复杂的情况。如图 3-2 所示，曲线是压轮位移曲线，在提起钻具行程，钻具完全随压轮按该位移曲线运动；而钻具冲击行程，钻具的加速下落运动及其与压轮运动的关系就可能以下三种情况：图3-2 钻具运动与压轮运动的关系示意图S压轮位移曲线；1、2、3钻具下落运动曲线I 若钻具下落运动沿曲线1进行，钻具落到孔底的同时，压轮上摆到上止点，曲线1与曲线相交于S2点，则压轮与钻具的运动协调，两者互不干扰，这是理想的情况。II若钻具下落运动沿曲线2进行，曲线与横坐标相交于点，并与压轮位移曲线交于1CSp点，表明钻具到达孔底时曲柄的相应转角小于2，压轮运动落后于钻具。也就是说，压轮到达上止点之前被快速运动的钢丝绳赶上，从而阻滞钻具下落（p点为阻滞点），于是钻具冲击孔底的能量和碎岩效果都将降低。III若钻具下落运动沿曲线3进行，曲线与横坐标相交的点落在2C2之后，并与压轮下一循环位移曲线相交于点，说明钻具运动落后于压轮。交点表示，压轮摆到上止点后转而向下摆动时遇到钢丝绳，强行提起正在向下降落的钻具。这样，钻具落不到孔底而出现“打空”现象，钻机将受到剧烈的振动。Sqq（2）机构的变速运动，使载荷具有动载性质。冲击行程依靠钻具自重，不消耗动力，故冲击机构的工作负荷成周期性的变化，为不均匀载荷。这种载荷的变化对钻机和动力机的工作是有害的。而冲击梁存在着均衡机构载荷的作用。（3）由于钻具上提时间大于下落时间，钻具上升速度较低，这样就降低了GCD1500钻机冲击系统设计16载荷行程的负荷和机构载荷的波动幅度，并降低了动力机的功率。而冲击行程中时间短，速度高，也与钻具加速下降相适应，这是冲击机构的优点。3.3 冲击机构的几何关系及运动分析冲击机构的几何关系及运动分析钻具的运动关系是四杆机构的牵连运动和缓冲机构的相对运动的合成运动关系。不考虑缓冲机构与系统之间的耦合关系，可以对冲击机构进行牵连运动的分析。对冲击机构进行运动学分析，目的是对应于冲击机构的某一曲柄旋转角速度，求出钢丝绳上某标记点（通称悬点）和各铰点的位移、速度和加速度随时间或曲柄旋转角的变化规律，为进行载荷等动力学分析和计算提供数据26。而传统分析方法主要是将冲击机构简化成对心曲柄滑块机构或偏置曲柄滑块机构，进行简单的运动学分析，出现较大的误差。基于这一点，直接分析在任意瞬时冲击机构各构件之间的几何关系，然后进一步进行运动学分析，这样更能准确地描述冲击机构的运动特性。3.3.1 几何关系分析几何关系分析不考虑缓冲弹簧与系统之间的耦合关系，首先分析冲击机构各构件之间的几何关系。曲柄连杆冲击梁式冲击机构有第一类和第二类两种机构形式，也即对心式和偏置式。第一类冲击机构如图 3-3（a）所示：下降角 1（即压轮上移、冲击钻具下降时曲柄转过的角度）与上升角 2（即压轮下压，提起冲击钻具时曲柄转过的角度）相等；第二类冲击机构如图 3-4（b）所示：下降角 1小于上升角2，且有。在图 3-3 中，为冲击梁在任意时刻两个位置之间的21180夹角，H 为钢丝绳与压轮前缘的切点。GCD1500钻机冲击系统设计17图 3-3 两类冲击机构示意图GCD-1500 钻机的冲击机构属于第二类。如图 3-4 所示，整个系统稳定工作时，随着曲柄的回转，连杆与冲击梁的交点 B 即作以导向轮中心 O1 为中心，其半径为 O1B 的弧形运动。当冲击机构处于上止点开始向下摆动时，曲柄 OA沿顺时针方向转过任意角度到 O1A 位置，此时冲击机构对应于任意转角的几何关系如图 3-5 所示。，根据余弦定理可得GCD1500钻机冲击系统设计18式中：l连杆长度； r曲柄长度，即冲击齿轮半径； b连杆与冲击梁的交点B到导向轮中心O1的距离； h冲击齿轮中心O到导向轮中心O1的距离。由于 l,r,b,h 已知，故可求出 3。，根据正弦定理和余弦定理可得：式中：曲柄转角，以B处在上止点时为零度，沿顺时针方向度量。同理，在 B1A1O1 和 BA1O1 中，可得：于是，可求得冲击梁在任意时刻两个位置之间的夹角的表达式为：3.3.2 运动分析运动分析通过以上冲击机构的几何关系分析，接下来可以分析切点 H 的运动规律，从而更好地认识冲击机构的运动特性。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次要因素，可以近似地认为：冲击机构工作时，悬点的位移或者钻具的冲程等于切点 H 的位移 HH1，切点 H的速度、加速度可以近似看作是悬点和钻具的速度和加速度。在图 3-4 中，假定曲柄以匀速旋转，对应曲柄转过任意角度，于是可得到钻具的位移 Sd、速度 vd及加速度 ad计算表达式分别为:GCD1500钻机冲击系统设计19式中：b0切点H到导向轮中心O1的距离；GCD-1500 钻机的工作周期为 1.5s，将曲柄转角表示成时间函数，即，于是根据（2-8）、（2-9）和（2-10）式，可得在一个周期内不考虑t34缓冲机构和钢丝绳弹性时钻具的运动特性曲线，如图 3-6 所示。图 3-6 不考虑缓冲机构和钢丝绳弹性时钻具的运动特性曲线3.4 冲击机构动力学分析冲击机构动力学分析钻机工作时，当四杆机构处在下止点位置（冲击梁处在水平位置）时，考虑弹簧缓冲性和钢丝绳变形，研究由缓冲机构、钢丝绳和钻具组成的弹簧质量系统，分析钻具合成运动中弹簧质量系统的相对运动关系，通过建立简化后的系统动力学模型并进行求解，可以得到相对运动局部多自由度系统的模态频率。3.4.1 动力学分析动力学分析冲击机构在工作过程中，当冲击梁处在水平位置，压轮与缓冲机构在同一水平线上的某一时刻处于平衡位置时，将图 3-1 冲击机构的结构简图简化成如图 3-7 所示的弹簧质量系统的动力学模型。两质体 m1 和 m2 分别沿水平方向和铅垂方向作往复直线运动，在任一瞬时位置只要用 x1 和 x2 两个独立坐标就能确定，因此，该耦合系统具有两个自由度。GCD1500钻机冲击系统设计20图 3-7 缓冲机构与钻具耦合系统简图对于上述二自由度的简化离散系统动力学模型，为了分析的简化和方便，作以下两个假设：（1）不考虑各个接触处的阻尼作用；（2）质体m1在沿水平方向作往复直线运动过程中，O1O2与之间的钢丝绳在铅垂方向产生偏角，但由于钻塔比较高，所以偏角很小，从而引起的钢丝绳出绳量也较小，可以忽略不计。动力学系统广义坐标及方向的选取如图 3-7（a）所示，取加速度和力的正方向与坐标正方向一致。在振动的任一瞬时，m1 与 m2 的位移确定为广义位移，分别是 x1 和 x2，根据牛顿第二定律可得该系统的运动微分方程为：钢丝绳的拉力 T 为式中：m1压轮等效质量；m2钢丝绳与钻具系统等效质量； k1缓冲机构等效刚度； k2钢丝绳纵向等效刚度。将（2-12）式代入（2-11）式，整理后可得：写成矩阵形式为：GCD1500钻机冲击系统设计21将其表示成标准多自由度系统动力学方程为：式中：系统质量矩阵； K系统刚度矩阵； F系统受外界激振力列矩阵。质量矩阵与刚度矩阵由系统本身性质决定，即其仅仅与系统质量、刚度有关，与外界激励及初始条件无关。该系统的位移矩阵和加速度矩阵分别为：上述系统动力学方程组为非齐次常系数线性方程组。3.4.2 动力学求解动力学求解模态分析法27是求解系统动力学方程的一种最普遍方法。应用模态分析法求解离散系统动力学问题的基本过程为：将系统各阶主振型的振型矩阵作为变换矩阵，对系统的运动方程式进行坐标变换，使质量矩阵和刚度矩阵都同时对角线化，从而得到模态质量矩阵和模态刚度矩阵，以得到一组独立的、互相不耦合的模态方程。因而可以用单自由度系统的分析方法分别求解出每一个方程，最终求得整个离散系统的响应。考虑无阻尼二自由度系统的自由振动，动力学方程为假定上述的动力学微分方程的解有如下形式式中：第 i 个振型的模态频率和相角；Xi第个振型的诸位移的列阵，；第 i 个振型的位移最大值或振幅向量，将（2-18）式代入（2-17）式，考虑到不等于零，得到如下代数方程组：由于，根据线性代数齐次方程组解的存在理论，上述方程组有解的条件为系数矩阵的行列式为零28。GCD1500钻机冲击系统设计22方程（2-20）称为系统动力学方程的特征方程。将系统质量矩阵及刚度矩阵代入方程（2-20）可得由（2-21）式可解出特征值开方后即得模态频率 21和 22。将上述两个特征值分别代入（2-19）式中，即可得到系统的第一阶和第二阶主振型为：3.5 系统参数确定系统参数确定要算出上面所描述的缓冲机构与钻具耦合二自由度系统的模态频率，首先要计算出各构件参数，各参数的计算过程如下： 3.5.1 压轮等效质量压轮等效质量 m1天轮和压轮（各2个）、摇臂、内缓冲弹簧（4根）、外缓冲弹簧（4根）、弹簧轴（2根）、弹簧圈（2个）的质量分别为m11=52.3kg、m12=323.61kg、m13=12.14kg、m14=46.41kg、m15=119kg、m16=27.71kg。下面计算压轮等效平动质量：（1）天轮质量的转化天轮只绕着质心轴作转动，天轮对质心轴的转动惯量 J1=1.98kg.m2，半径r=0.25，设天轮的角速度为 e 1，压轮在水平方向上的速度为 ve，根据动能不变原则可得：另外有 ve=r1e1，于是求得：（2）压轮质量的转化压轮既作转动，又作平动，各参数值与天轮一致，根据动能不变原则可得：GCD1500钻机冲击系统设计23求得：（3）摇臂质量的转化在建立模型的过程中，摇臂是把压轮两侧的支臂、压轮轴和挡绳轴定义成的刚体部件，摇臂绕着与冲击梁的交点 B 作转动，摇臂对质心轴的转动惯量J2=12.91kgm2，质心轴与 B 点所在的轴的距离 dz=0.36m，根据理论力学平行轴定理 zd31，可知摇臂对 B 点所在的轴的转动惯量为：求得 mg3=609.44kg（4）内、外缓冲弹簧质量的转化根据机械振动学30，对于弹簧质量系统，需要考虑弹性元件的质量时，系统的等效质量等于质量体的质量加上弹性元件质量的三分之一。因此，将内、外缓冲弹簧的质量等效到压轮上，求得等效质量综上所述，将天轮和压轮（各 2 个）、摇臂、内缓冲弹簧（4 根）、外缓冲弹簧（4 根）、弹簧轴（2 根）、弹簧圈（2 个）都转化成压轮的平动质量，求得压轮等效质量3.5.2 缓冲机构等效刚度缓冲机构等效刚度 k1根据机械振动学，弹簧串联系统的等效刚度计算公式为弹簧并联系统的等效刚度计算公式为由前面分析已计算出内缓冲弹簧、外缓冲弹簧的刚度分别为389.09N/mm、854.06N/mm，在单侧缓冲机构上，并联组合的内、外缓冲弹簧有两组，这两组是串联关系，于是根据（2-35）和（2-36）式求得缓冲机构等GCD1500钻机冲击系统设计24效刚度3.5.3 钻具等效质量钻具等效质量 m2（1）钻具所受浮力的转化钻机正常工作时，钻具在水里运动的整个过程中受到铅直向上且大小不变浮力 Fd为Fd=Vdg式中：水的密度； Vd钻具的体积； g重力加速度。将浮力直接转化到钻具上，即把钻具质量3500kg减去相应的值448.72kg，得到3051.28kg。（2）钢丝绳质量的转化将天轮到钻具之间的2根柔性钢丝绳的质量等效到钻具上，等效原则与弹簧质量等效到压轮的计算方法一致，即将钢丝绳质量的三分之一等效折算到钻具上。钢丝绳参考重量为235.9kg/100m，钢丝绳的长度等于钻孔外钢丝绳的长度（20m）加上钻孔深度。设单根钢丝绳转化到钻具上的质量为，综上所述，在不同孔深下的钻具等效质量为m2=3051.28+2me5根据上式求出在不同孔深下的钻具等效质量m2如表2-1所示。3.5.4 钢丝绳等效刚度钢丝绳等效刚度 k2单根长度为 L 的钢丝绳纵向等效刚度根据以下公式计算LAEKrrr式中：Er钢丝绳弹性模量，Er210MPa5； Ar钢丝总断面积，Ar250.95mm2。钢丝绳（2根）与钻具组成的系统，2根钢丝绳为并联关系，根据并联关系刚度计算公式（2-36），求出不同孔深下的钢丝绳等效刚度k2如表2-1所示。表 2-1 不同孔深时弹簧质量系统的部分参数值：钻孔深度（m）1030507090GCD1500钻机冲击系统设计25钢丝绳长度（m）30507090110等效刚度 k2（N/mm）33462007.614341115.33912.55钻具等效质量m2（kg）3098.463129.923161.373192.823224.27根据前面所描述的缓冲机构与钻具耦合二自由度系统动力学模型及解答方法，由特征方程（2-21）式，展开之后化简可得于是有将相关数据 m1、m2、k1 和 k2 代入（2-41）式，可求得该二自由度系统的前两阶模态频率 21 和 22，如表 2-2 所示，一阶和二阶模态频率随孔深变化曲线，如图 3-8 所示。表 2-2 四杆机构在下止点位置不同孔深时数值求解得到的模态频率钻孔深度（m）1030507090一阶模态频率21（Hz）1.941.851.781.711.65二阶模态频率22（Hz）13.7611.089.718.868.28从表 2-2 和图 3-8 可以看出，随着孔深的加大，一阶和二阶模态频率都变小，但一阶模态频率变化范围很小，二阶模态频率变化范围比较大。因为在不同孔深下，缓冲机构等效刚度、压轮等效质量不变，钻具等效质量变化很小，而钢丝绳等效刚度变化比较大，由此可得到四杆机构在下止点位置时局部多自由度弹簧质量系统的模态频率与各构件参数之间的关系：一阶模态频率主要由缓冲弹簧与钻具确定的，而钢丝绳与钻具主要影响二阶模态频率。GCD1500钻机冲击系统设计26图 3-8 四杆机构在下止点位置数值求解得到的模态频率随孔深变化曲线第四章第四章冲击系统的设计计算冲击系统的设计计算GCD-1500 冲击钻机冲击系统包括动力传动机构和冲击机构，以下需对该两部分分别进行设计计算。4.1 冲击机构的设计冲击机构的设计4.1.1 冲击工艺参数（钻具重量、冲程、冲次）的确定冲击工艺参数（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。如图，1-钻具冲击运动曲线，2-冲击机构运动曲线。钻具下落是一个加速运动，其速度在形成终点时达GCD1500钻机冲击系统设计27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，本钻机设计钻具重量为 3000kg。（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：,j 为钻具在孔内下SVj2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：2/2/22Pmv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,，为钻具的长度变形量，而：ELgFLmGCD1500钻机冲击系统设计28jSv2FP带入，得，钻具的压应力为：2/2/22Pmv，其中，是常数，另，并用许用应力 gSEj2gEg2dE代替，带入上式，则其冲击高度 S 为最大，即此时冲击高度为 SmaxjdS22max式中：L-钻具长度，mF-钻具的平均断面积，m2-钢的密度，7850kg/m3E-弹性模量，普通钢材 E=210GN/m2j-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=1.480.96m78500101 . 275 . 4281. 910150max1126）（）（S取冲程为 750mm、1000mm 两种。（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。由图可知，当曲柄旋转一周，通过1 和2 所需时间为 t1 和 t2 时，则：t1+t2=60/n曲柄滑过下降角1 的时间 t1 和过2 的时间 t2 分别为：n613601n601 tn61-3602t钻具在上升过程中与冲击机构经2 同样经过时间 t2.但在下降的过程中，它却要受钻具在浆液中自由下落的规律所限，这就与GCD1500钻机冲击系统设计29冲击高度有关，即按照公式： 2121jtS jSt21为了使钻具与冲击机构吻合，即11tt 也就是jS2n61因此，合理的冲击次数应为：Sjn2121从上式可以看出，冲击次数与冲击高度的关系，当增加冲击攻读时就应该适当降低冲次，反之亦然。否则，就会造成钻具“空打” ，不仅影响钻进效率，而且影响钻机寿命。根据上述提供的钻具下降加速度值，计算出相应的冲击频率为：粘土层：）（冲程mmSn750423675. 05 . 40 . 42160121）（冲程mmSn1000403515 . 40 . 42160121硬地层：）（冲程mmSn750453875. 05 . 552160121）（冲程mmSn1000423615 . 552160121从以上分析看出，冲击频率 n 与冲程 S 是有一个匹配关系的，同时冲击频率与地层也有关，不同的地层应该用不同的冲击频率，地层、冲击频率、冲程之间的对应关系，尚应通过实验来确定，本文取冲击频率为 39.82r/min。4.1.2 四杆机构尺寸的确定四杆机构尺寸的确定GCD-1500 钻机的冲击机构属于第二类。如图 3-4 所示，整个系统稳定工作时，随着曲柄的回转，连杆与冲击梁的交点 B 即作以导向轮中心 O1 为中心，其半径为 O1B 的弧形运动。当冲击机构处于上止点开始向下摆动时，曲柄 OA沿顺时针方向转过任意角度到 O1A 位置，此时冲击机构对应于任意转角的几何关系如图 3-5 所示。GCD1500钻机冲击系统设计30如上图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切点 H 的位移 HH1，从图中可以看出，HH1和 BB1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 HH1和 BB1的长度，则 S0、S 的关系为：011SHOBOS 冲击机构四四杆机构，当近似地把 B、H 点的运动轨迹看成直线时，就可以把冲击机构看成是偏置曲柄滑块机构，如上图所示。此时 B 点的位移 S 就是偏置曲柄滑块机构中滑块的位移。由上述已经选定：冲程 S0可以根据栏杆的不同长度选则 0.65、0.8、1.0m 三种，下面以最大冲程 S0=1.0m 计算。取则8 . 011HOBOmSHOBOS8 . 00 . 18 . 0011GCD1500钻机冲击系统设计31假设设曲柄长为 a，连杆长为 b，滑块偏置距离为 e，极位夹角为则可得如下方程组：sin221cos2222abbaSeabbaabbaS已知滑块行程 S=0.8m，取 a=0.3m、b=1.5m 则求得：5 .19756e另取，由于则mHO0 . 318 . 011HOBOmBO4 . 214.2 传动机构设计传动机构设计4.2.1 电机的选择电机的选择查阅相关资料可知冲击卷扬机冲击工作时所需功率最大，故电机的选择以冲击卷扬机冲击工作时为依据选用：冲击卷扬机的提升能力为 40KN提升速度 V（m/s） 0.57所需功率 P=FV400000.5722.8KW变速器的传递效率 =0.8所需电机的功率 =p电22.828.50.8KWKW钻进时所需的最大功率为 28.5KW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GCD1500钻机冲击系统设计32率，则：P1.228.534.2KW冲击时，转盘不工作，按钻进时选择电机 P=37KW。综合提升速度要求选用 Y225S-4 三相异步电机，其额定功率 37KW，满载转速 1480r/min。4.2.2 传动装置传动比的分配与参数计算传动装置传动比的分配与参数计算（1）传动装置各级传动比的分配17.3782.391480杆电总nni取 V 带传动比，主离合器齿轮传动比2 . 31i7 . 22i则冲击卷扬机外传动齿轮传动比为3 . 47 . 22 . 317.37213iiii总（2）传动装置的运动和动力参数的计算 (a)0 轴（电机轴）： kwpd37 min/14800rnnm mNnpTmd75.238148037955095500(b)轴 kwppd52.3596. 03711 min/5.4622.31480101rinn mNnPT44.7339550111(c)轴kwpp77.3397. 098. 052.353212min/3 .171212rinnGCD1500钻机冲击系统设计33mNnPT7 .18829550222(d)轴kwpp76.3299. 098. 077.333223min/3 .17123rnnmNnpT4 .18269550333(e)轴 kwpp13.3197. 098. 076.3221234 min/83.39334rinn mNnpT74649550444将上述运动和动力参数的计算结果汇总下轴名参数传动比 i转速 n(r/min)输入功率 P(KW）输入转矩 T()N m 轴3.2462.535.52733.4 轴2.7171.333.771882.7 轴1171.332.761826.4 轴4.339.8331.1374644.2.3 V 带传动设计带传动设计（1）选定带型设计功率：= dpAkp电查：工况系数=1.6Ak =1.637=59.2KWdp根据=59.2KW =1480 r/mindp1n确定带型为 C 型 =200315mmddGCD1500钻机冲击系统设计34（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本图 5-10 得，推荐的小带轮基准直径为 75100mm, 取小带轮直径 =315 mm，而 i=3.21dd大带轮直径： =315i =1008 mm，取 = 1000 mm2dd2dd轴的实际转速：=461.54r/min2n121(1)ddn dd(1 0.01) 1480 3151000带速：V= = = 24.4m/s，在 525m/s 范围内，带速合适1160 1000dd n315 148060 1000（3）确定带长和中心矩 a根据课本 P84 式（5-14）得0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0.7(1000+315)a02(1000+315) 所以有：920.5mma02630mm，取 2000 由课本 P84 式（5-15）得： = 2+（+）+0dL0a21dd2dd2120()4dddda =22000 + 23.14685(1000315)24 2000 =6123 mm 查取 =6000 mmdL ，取 =1938.5mm006000612320001938.522ddLLaaa（4）验算小带轮包角 = -=159.750 1200（适用）1a01802157.3dddda（5）确定带的根数由 =315 mm 和 =1480 r/min 查得 C 型带 =14012 KW1dd1n1p 考虑传动比的影响，额定功率的增量 11.14PKWGCD1500钻机冲击系统设计35Z = ()dalppp k k 小带轮包角修正系数 = 0.96akak 带长修正系数 = 1.04lklk= 5.78，取 Z= 6 根59.2Z=(14.12 1.14) 0.96 1.04（6）单根 V 带预紧力 202.5500(1)dapFmvKZV m 带的每米质量 m= 0.3 1.kg m = 502.9 N 202.559.2500(1)0.3 24.40.966 24.4F 4.2.4 齿轮传动设计齿轮传动设计1）离合器齿轮传动设计（1）选择齿轮材料采用非硬齿面闭式齿轮传动由表 11.8 查得：小齿轮选用 45，调质处理，齿面硬度为 240280HRB。大齿轮选用 45，调质处理，齿面硬度为 220240HRB。由表 11.20 选 8 级精度齿面粗糙度 umRa3 . 62 . 3（2）确定许用应力由表 11.9 查得： 0 . 1HS 911004. 181300102 .1546060hnjLN 812103 . 2iNN 由表 11.25 查得：小齿轮接触疲劳极限MPaH6501lim 大齿轮接触疲劳极限MPaH6302lim 查图 11.28 得： 9 . 01NZ94. 02NZGCD1500钻机冲击系统设计36许用接触应力：MPaSZHHNH5851lim11MPaSZHHNH2 .5922lim22（3）齿面接触疲劳强度设计：设齿轮按 8 级精度选择齿宽系数查表 11.19 得 =0.9dd 选择载荷系数 K 查表 11.10 得 K=1.3 小齿轮上转矩 mNT4 .7332 根据上述齿数，圆整181z6 .487 . 212zizl492z 实际传动比 72. 212zzu 误差 %5%7 . 0uuu 小齿轮分度圆直径： mmzdmmmuuKTdHd81. 6186 .1226 .122143.76333213 由表 11.3 取标准模数 m=7mm 主要尺寸 mmdbmmmzdmmmzdd4 .11334312612211 取 mmzzmammbbmmb5 .2342112512021234 按齿根弯曲疲劳强度校核齿形系数查表 11.12 FY175. 276. 243FFYY 应力修正系数查表 11.13 SY795. 156. 121SSYYGCD1500钻机冲击系统设计37 许用弯曲应力 F 由图 11.26 得MPaMPaFF4805002lim1lim 由表 11.9 得3 . 1FS 由图 11.27 得95. 021NNYY MPaSYMPaSYFFNFFFNF8 .3504 .3654lim443lim33 433444433332332 .2135 .2722FSFSFFFFSFFYYYYMPaYYzbmKT齿轮的圆周速度 smndv/05. 310006011由表 11.21 知选 8 级精度最合理几何尺寸计算： mmd1261mmd3432 mmzzmammmzdmmmzdmmmzdmmmzdmmmccmmmhmmchhmmmhhchffaaafaaa5 .23425 .3255 . 25 .1085 . 23572140275. 175.1525. 275. 8725. 012122112211*2）开式齿轮传动设计小齿轮上的转矩mNT4 .18261同理求的：；201z86203 . 4112ziz模数 m=12mmGCD1500钻机冲击系统设计38 mmd2401mmd10322取mmbb100214.2.5 轴的设计轴的设计1）轴 I 设计（1）材料的选择由表 16.1 查得用 45 号钢，进行调质处理，MPaB637由表 16.3 得 MPab601（2）估算轴的最小直径根据表 11.6，=107-118 为取值范围C由转速功率 P=35.52KW，确定轴的最小直径：462.5 / minnrmmnpcd2 .505 .455 .46252.3511810733因为轴上开有一个键槽且系统冲击较大，考虑到键槽对轴强度的削落，应增大轴径，此时轴径应增大 5%-15% mmd7 .578 .47查设计手册 mmLmmd1206511轴段上有 V 带轮需要定位，因此轴段应有轴肩， mmd762轴段安装轴承，必须满足内径标准，故 mmBmmd26803轴段 mmd904mmL104轴段mmLmmLmmdmmd2611080906565（3）按弯扭合成强度校核轴颈圆周力 NdTFt08.1542126733402211径向力NFFtr27.561tan水平 NFFFtBA04.7712GCD1500钻机冲击系统设计39垂直 NFFFtBA64.2802mmNMI48.285283704.7711mmNMII92.123751)5 . 95 .265 .124(04.7711mmNMmmNMIII72.450425 .16028068.103833764.28022合成2221MMM mmNMMMmmNMMMIIIIIIIII28.13169443.3035922212221当量弯矩 6 . 0 mmNTMMIeI62.9853922 mmNTMMIIeII32.13355322校核： beIeIIbeIeIeIMPadMMPadMWM13613596. 31 . 092. 81 . 02）轴设计由表 16.1 查得用 45 号钢，进行调质处理，MPaB637由表 16.3 得 MPab601根据表 11.6，=107-118 为取值范围C由转速功率 P=33.77KW，确定轴的最小直径：171.3 / minnrmmnpcd7 .683 .623 .17177.3311810733因为轴上开有两个键槽，考虑到键槽对轴强度的削落，应增大轴径，此时轴径应增大 5%-10%：查设计手册取 mmLmmd1007011GCD1500钻机冲击系统设计40轴段上有联轴器需要定位，因此轴段应有轴肩， mmd802轴段安装轴承，必须满足内径标准，故 mmBmmd28853轴段 mmd954mmL644轴段mmLmmd5 .6885553）轴设计由表 16.1 查得用 45 号钢，进行调质处理，MPaB637由表 16.3 得 MPab601根据表 11.6，=107-118 为取值范围C由转速功率 P=32.76KW，确定轴的最小直径：171.3 / minnrmmnpcd686 .613 .17176.3211810733因为轴上开有一个键槽，考虑到键槽对轴强度的削落，应增大轴径，此时轴径应增大 5%-10%：mmd3 .717 .64查设计手册取mmLmmd1007011轴段上有齿轮需要定位，因此轴段应有轴肩，mmd752轴段安装轴承，必须满足内径标准，故 mmBmmd37903轴段 mmd1004mmL104轴段mmLmmd4609055轴段mmLmmd1010066轴段安装轴承，必须满足内径标准，故mmBmmd37907轴段mmLmmd10075884）轴设计由表 16.1 查得用 45 号钢，进行调质处理，MPaB637由表 16.3 得 MPab601GCD1500钻机冲击系统设计41根据表 11.6，=107-118 为取值范围C由转速功率 P=31.13KW，确定轴的最小直径：39.83 / minnrmmnpcd12811613.3183.3911810733因为轴上开有一个键槽，考虑到键槽对轴强度的削落，应增大轴径，此时轴径应增大 5%-10%：mmd8 .1408 .121查设计手册取mmLmmd10013011轴段上有齿轮需要定位，因此轴段应有轴肩，mmd752轴段安装轴承，必须满足内径标准，故 mmBmmd37903轴段 mmd1004mmL104轴段mmLmmd4609055轴段mmLmmd1010066轴段安装轴承，必须满足内径标准，故mmBmmd37907轴段mmLmmd10075884.2.6 轴承寿命计算轴承寿命计算以减速箱轴承的选用与校核为例，其余轴承的选用与校核类似不一一复叙。因为考虑到载荷较大，选取圆锥滚子轴承；根据初估轴承处的轴的直径，由表 4.2 进行轴承型号的选择输入轴：选取轴承类型 7516 基本尺寸 mmd80mmD140mmB26卷扬端轴：选取轴承类型 7517 基本尺寸 mmd85mmD150mmB28四杆机构轴：选取轴承类型 7517 基本尺寸mmd85mmD150mmB28 计算轴承的径向力输入轴NFr42.505 卷扬端轴NFr64.8802GCD1500钻机冲击系统设计42 轴承的寿命计算校核查表 17.8 X=1 查表 17.9 12 . 1Tpff附表 4.2 kNCkNCrr88. 70 .140 输入轴 N50.606arpYFXFfP 轴承工作时间 hLh1664040528 142356.7hpcnLh60106 合格hhLL4.2.7 键的选择和校核键的选择和校核以减速箱键的选择和校核为例，其余键的选择和校核类似不一一复叙。零件的轴向固定：联轴器及齿轮处均采用 A 型普通平键连接，参考表5.25，GB/T1095、1096-2003。（1）许用挤压应力键、轴和轮毂的材料都是 40Cr，由表查得许用挤压应力，取其平均值。 MPaP180150 MPaP135（2）键的选择和校核联接大齿轮和低速轴的键采用普通 A 型平键：联轴器上键为；齿轮处键为mm901220mm901422键的工作长度为；mmmmbLl7020901。mmmmbLl6822902键与轮毂键槽的接触高度 mmmmhk62/122/1mmmmhk72/142/2 PPMPakldT1 .12870706107 .18822102331 PPMPakldT11370687107 .18822102332GCD1500钻机冲击系统设计43故满足挤压强度要求。4.1.8 联轴器的选择和校核联轴器的选择和校核选用弹性柱销联轴器连接，由减速器输出的转速分别为、154.2 / minr，传递的功率为 33.77KW，计算转矩为：171.3 / minr1min95509550 33.771882.7171.3PTN mn联轴器的计算功率： CnhanTT KKKKT式中联轴器转速系数 =1.25nKnK轴承寿命系数 =1.8hK335 10hK联轴器的轴间角系数 =1.5KK载荷性质系数 =1.3aKaK计算转矩 1882.7 1.25 1.8 1.15 1.36.33CTKN m查取，选择联轴器为：7(/3501498)HLGB T总总结结时间如水，毕业设计的完成代表四年的大学生活即将结束。也是对我四年GCD1500钻机冲击系统设计44学业的综合检验。钻机是国民经济中重要的生产设备，主要用于建筑物松软地层的改良、基础的加固、隧道掘进的超前支护及加固、边坡加固和滑坡治理,以及地面不均匀沉降的控制、隔水墙、挡土墙等各种领域中。工程钻机技术要求高、钻机不仅要具有高效性、环保性，更要具有复合性。通常使用的工程钻机在工作时只有钻进，当遇到较为坚硬的岩石层，如卵石、灰岩、花岗岩等硬岩石地层，就不得不改变钻进方位，或另钻它孔，为解决此问题我设计这台带有冲击钻的多功能复合型钻机，它可有效的解决上述问题。这台钻机是集回转、冲击钻进工艺于一体的多功能复合型钻机，用转盘回转钻进时可用于第四世纪覆盖层，冲击钻进时可用于卵石、灰岩、花岗岩等硬岩地层。在近三个月的设计过程中，我了解了一些钻机的内容以及其它有关的内容的知识。为了使自己能够完成任务，我严格要求自己，使自己的设计按照国家的标准进行制图,并且从中学到很多的知识。整个设计是在边绘制边计算的过程中完成的。我也发现仅仅书本上的知识在实际设计应用中是远远不够的，只有通过长期的实践经验才能设计出满意的产品。通过这次设计，使我对机械产品的研发过程有了一个总体的认识，为以后工作打下了坚实的基础。同时，也是对大学四年学习知识的一次检验，达到了毕业设计的根本目的。致致谢谢四年的大学生活即将结束，在这四年里我学会了不少的东西，无论在学习上、生活中、思想上都有很大的转变，从一开始带着父母的殷切希望，怀着充GCD1500钻机冲击系统设计45实自我，掌握一技之长，为以后找工作，实现自己的人生价值的目标作努力，到最后找工作进一步接触社会，学到一些从理论上学不到东西，增加了许多经验，这一切的成果都离不开众多可敬师长谆谆教导、不厌其烦的耐心讲解传授，以及许多同学、朋友的坦诚相见砥励共勉；加上自己对本专业有一定的兴趣，特别是在毕业设计期间，大家更是同心努力希望自己把设计搞好，因为这是四年大学生活最后的收尾工作，它是我们平时对我们所学的课程理解，接受能力，熟知程度，以及记忆能力的一个体现。在这四年中，从基础课到专业课四五十门，但这都是零散的，成块吸收，而最终的毕业设计就是把这些零散、成块的知识有条理、系统化，综合运用。达到检验所学程度的目的，既是对综合运用知识的能力的培养，又是为将来走上工作岗位的做的一次实战模拟。钻机冲击机构对我来说是陌生的，因为平时接触这方面的知识很少。在整个设计过程中，我学会了如何把所学的知识应用到设计中去，不是单一的设计一件东西，而是要灵活运用，举一反三，能运用到别的设计中去，不过，在设计上还有很多缺陷，需要进一步完善，希望各位领导和老师提出意见，批评指正，使以后不在犯同样的错误，不断成熟、进步，在此我感谢各位领导和老师的孜孜不倦的教悔和热心帮助。经过了近 3 个月的时间,我的毕业设计终于作完了,在整个设计过程中我尊敬的老师们和我的同学给予了我很大的帮助，在此我深表感谢，没有他们的帮助我很难将这次毕业设计做好。我更加感谢的我的指导老师*老师，在我的整个设计过程中都给予了我很大的支持和帮助，在此,我对*衷心的说一声谢谢。我还要感谢院里的领导，因为是他们为我提供了这次机会。谢谢!参考文献参考文献1 冯德强主编，钻机设计，1993 年 10 月第一版2 李俊文、陈玉莲、高波，冲击机构几何关系与运动分析研究，2012 年第 3 期GCD1500钻机冲击系统设计463 龙波，GCD-1500 钻机冲击缓冲机构动力学研究及优化设计，2012年4 杨惠民主编，钻探设备，北京：地质出版社，1988 年5 诸文农主编，人机工程学。武汉：华中理工学院出版社，1983 年6 陈立周主编，机械优化设计方法，北京：冶金工业出版社，1985 年7 屠厚泽主编，钻探工程学（中册），武汉：中国地质大学出版社，1988 年8 武汉地质学院主编，岩芯钻探设备及设计原理，北京：地质出版社，1980 年9 闻邦椿主编，机械设计手册，机械工业出版社，2010 年 1 月10 杨可桢、程光蕴、李仲生，机械设计基础，高等教育出版社，2006年 5 月 11 陈玉凡、朱祥主编，钻孔机械设计，机械工业出版社，1987 年12 卢玉明编，机械零件可靠性设计，高等教育出版社，1989 年13 张展. 机械设计通用手册 M. 北京：机械工业出版社，2008附录：英文文献翻译附录：英文文献翻译如何延长轴承寿命如何延长轴承寿命摘要：自然界苛刻的工作条件会导致轴承的失效，但是如果遵循一些简单的规则，轴承正常运转的机会是能够被提高的。在轴承的使用过程当中，过分GCD1500钻机冲击系统设计47的忽视会导致轴承的过热现象，也可能使轴承不能够再被使用，甚至完全的破坏。但是一个被损坏的轴承，会留下它为什么被损坏的线索。通过一些细致的侦察工作，我们可以采取行动来避免轴承的再次失效。关键词：轴承失效寿命导致轴承失效的原因很多，但常见的是不正确的使用、污染、润滑剂使用不当、装卸或搬运时的损伤及安装误差等。诊断失效的原因并不困难，因为根据轴承上留下的痕迹可以确定轴承失效的原因。然而，当事后的调查分析提供出宝贵的信息时，最好首先通过正确地选定轴承来完全避免失效的发生。为了做到这一点，再考察一下制造厂商的尺寸定位指南和所选轴承的使用特点是非常重要的。1 轴承失效的原因在球轴承的失效中约有 40%是由灰尘、脏物、碎屑的污染以及腐蚀造成的。污染通常是由不正确的使用和不良的使用环境造成的，它还会引起扭矩和噪声的问题。由环境和污染所产生的轴承失效是可以预防的，而且通过简单的肉眼观察是可以确定产生这类失效的原因。通过失效后的分析可以得知对已经失效的或将要失效的轴承应该在哪些方面进行查看。弄清诸如剥蚀和疲劳破坏一类失效的机理，有助于消除问题的根源。只要使用和安装合理，轴承的剥蚀是容易避免的。剥蚀的特征是在轴承圈滚道上留有由冲击载荷或不正确的安装产生的压痕。剥蚀通常是在载荷超过材料屈服极限时发生的。如果安装不正确从而使某一载荷横穿轴承圈也会产生剥蚀。轴承圈上的压坑还会产生噪声、振动和附加扭矩。类似的一种缺陷是当轴承不旋转时由于滚珠在轴承圈间振动而产生的椭圆形压痕。这种破坏称为低荷振蚀。这种破坏在运输中的设备和不工作时仍振动的设备中都会产生。此外，低荷振蚀产生的碎屑的作用就象磨粒一样，会进一步损害轴承。与剥蚀不同，低荷振蚀的特征通常是由于微振磨损腐蚀在润滑剂中会产生淡红色。消除振动源并保持良好的轴承润滑可以防止低荷振蚀。给设备加隔离垫或对底座进行隔离可以减轻环境的振动。另外在轴承上加一个较小的预载荷不仅有助于滚珠和轴承圈保持紧密的接触，并且对防止在设备运输中产生的低荷振蚀也有帮助。造成轴承卡住的原因是缺少内隙、润滑不当和载荷过大。在卡住之前，过大的摩擦和热量使轴承钢软化。过热的轴承通常会改变颜色，一般会变成蓝黑GCD1500钻机冲击系统设计48色或淡黄色。摩擦还会使保持架受力，这会破坏支承架，并加速轴承的失效。材料过早出现疲劳破坏是由重载后过大的预载引起的。如果这些条件不可避免，就应仔细计算轴承寿命，以制定一个维护计划。另一个解决办法是更换材料。若标准的轴承材料不能保证足够的轴承寿命，就应当采用特殊的材料。另外，如果这个问题是由于载荷过大造成的，就应该采用抗载能力更强或其他结构的轴承。蠕动不象过早疲劳那样普遍。轴承的蠕动是由于轴和内圈之间的间隙过大造成的。蠕动的害处很大，它不仅损害轴承，也破坏其他零件。蠕动的明显特征是划痕、擦痕或轴与内圈的颜色变化。为了防止蠕动，应该先用肉眼检查一下轴承箱件和轴的配件。蠕动与安装不正有关。如果轴承圈不正或翘起，滚珠将沿着一个非圆周轨道运动。这个问题是由于安装不正确或公差不正确或轴承安装现场的垂直度不够造成的。如果偏斜超过 0.25，轴承就会过早地失效。检查润滑剂的污染比检查装配不正或蠕动要困难得多。污染的特征是使轴承过早的出现磨损。润滑剂中的固体杂质就象磨粒一样。如果滚珠和保持架之间润滑不良也会磨损并削弱保持架。在这种情况下，润滑对于完全加工形式的保持架来说是至关重要的。相比之下，带状或冠状保持架能较容易地使润滑剂到达全部表面。锈是湿气污染的一种形式，它的出现常常表明材料选择不当。如果某一材料经检验适合工作要求，那么防止生锈的最简单的方法是给轴承包装起来，直到安装使用时才打开包装。2 避免失效的方法解决轴承失效问题的最好办法就是避免失效发生。这可以在选用过程中通过考虑关键性能特征来实现。这些特征包括噪声、起动和运转扭矩、刚性、非重复性振摆以及径向和轴向间隙。扭矩要求是由润滑剂、保持架、轴承圈质量（弯曲部分的圆度和表面加工质量）以及是否使用密封或遮护装置来决定。润滑剂的粘度必须认真加以选择，因为不适宜的润滑剂会产生过大的扭矩，这在小型轴承中尤其如此。另外，不同的润滑剂的噪声特性也不一样。举例来说，润滑脂产生的噪声比润滑油大一些。因此，要根据不同的用途来选用润滑剂。在轴承转动过程中，如果内圈和外圈之间存在一个随机的偏心距，就会产生与凸轮运动非常相似的非重复性振摆（NRR）。保持架的尺寸误差和轴承圈与滚珠的偏心都会引起 NRR。和重复性振摆不同的是，NRR 是没有办法进行补偿的。GCD1500钻机冲击系统设计49在工业中一般是根据具体的应用来选择不同类型和精度等级的轴承。例如，当要求振摆最小时，轴承的非重复性振摆不能超过 0.3 微米。同样，机床主轴只能容许最小的振摆，以保证切削精度。因此在机床的应用中应该使用非重复性振摆较小的轴承。在许多工业产品中，污染是不可避免的，因此常用密封或遮护装置来保护轴承，使其免受灰尘或脏物的侵蚀。但是，由于轴承内外圈的运动，使轴承的密封不可能达到完美的程度，因此润滑油的泄漏和污染始终是一个未能解决的问题。一旦轴承受到污染，润滑剂就要变质，运行噪声也随之变大。如果轴承过热，它将会卡住。当污染物处于滚珠和轴承圈之间时，其作用和金属表面之间的磨粒一样，会使轴承磨损。采用密封和遮护装置来挡开脏物是控制污染的一种方法。噪声是反映轴承质量的一个指标。轴承的性能可以用不同的噪声等级来表示。噪声的分析是用安德逊计进行的，该仪器在轴承生产中可用来控制质量，也可对失效的轴承进行分析。将一传感器连接在轴承外圈上，而内圈在心轴以1800r/min 的转速旋转。测量噪声的单位为 anderon。即用 um/rad 表示的轴承位移。根据经验，观察者可以根据声音辨别出微小的缺陷。例如，灰尘产生的是不规则的劈啪声；滚珠划痕产生一种连续的爆破声，确定这种划痕最困难；内圈损伤通常产生连续的高频噪声，而外圈损伤则产生一种间歇的声音。轴承缺陷可以通过其频率特性进一步加以鉴定。通常轴承缺陷被分为低、中、高三个波段。缺陷还可以根据轴承每转动一周出现的不规则变化的次数加以鉴定。低频噪声是长波段不规则变化的结果。轴承每转一周这种不规则变化可出现 1.610 次，它们是由各种干涉（例如轴承圈滚道上的凹坑）引起的。可察觉的凹坑是一种制造缺陷，它是在制造过程中由于多爪卡盘夹的太紧而形成的。中频噪声的特征是轴承每旋转一周不规则变化出现 1060 次。这种缺陷是由在轴承圈和滚珠的磨削加工中出现的振动引起的。轴承每旋转一周高频不规则变化出现 60300 次，它表明轴承上存在着密集的振痕或大面积的粗糙不平。利用轴承的噪声特性对轴承进行分类，用户除了可以确定大多数厂商所使用的 ABEC 标准外，还可确定轴承的噪声等级。ABEC 标准只定义了诸如孔、外径、振摆等尺寸公差。随着 ABEC 级别的增加（从 3 增到 9），公差逐渐变小。GCD1500钻机冲击系统设计50但 ABEC 等级并不能反映其他轴承特性，如轴承圈质量、粗糙度、噪声等。因此，噪声等级的划分有助于工业标准的改进。GCD1500钻机冲击系统设计51毕业设计（论文）外文翻译原文毕业设计（论文）外文翻译原文EXTENDING BEARING LIFEAbstract：Nature works hard to destroy bearings, but their chances of survival can be improved by following a few simple guidelines. Extreme neglect in a bearing leads to overheating and possibly seizure or, at worst, an explosion. But even a failed bearing leaves clues as to what went wrong. After a little detective work, action can be taken to avoid a repeat performance.Keywords: bearings failures lifeBearings fail for a number of reasons，but the most common are misapplication，contamination，improper lubricant，shipping or handling damage，and misalignment. The problem is often not difficult to diagnose because a failed bearing usually leaves telltale signs about what went wrongHowever，while a postmortem yields good information，it is better to avoid the process altogether by specifying the bearing correctly in The first placeTo do this，it is useful to review the manufacturers sizing guidelines and operating characteristics for the selected bearing.Equally critical is a study of requirements for noise, torque, and runout, as well as possible exposure to contaminants, hostile liquids, and temperature extremes. This can provide further clues as to whether a bearing is right for a job.1 Why bearings failAbout 40% of ball bearing failures are caused by contamination from dust, dirt, shavings, and corrosion. Contamination also causes torque and noise problems, and is often the result of improper handling or the application environmentFortunately, a bearing failure caused by environment or handling contamination is preventable，and a simple visual examination can easily identify the causeConducting a postmortem il1ustrates what to look for on a failed or failing bearingThen，understanding the mechanism behind the failure, such as brinelling or fatigue, helps eliminate the source of the problem.Brinelling is one type of bearing failure easily avoided by proper handing and assembly. It is characterized by indentations in the bearing raceway caused by shock GCD1500钻机冲击系统设计52loadingsuch as when a bearing is dropped-or incorrect assembly. Brinelling usually occurs when loads exceed the material yield point(350,000 psi in SAE 52100 chrome steel)It may also be caused by improper assembly, Which places a load across the racesRaceway dents also produce noise，vibration，and increased torque.A similar defect is a pattern of elliptical dents caused by balls vibrating between raceways while the bearing is not turningThis problem is called false brinelling. It occurs on equipment in transit or that vibrates when not in operation. In addition, debris created by false brinelling acts like an abrasive, further contaminating the bearing. Unlike brinelling, false binelling is often indicated by a reddish color from fretting corrosion in the lubricant.False brinelling is prevented by eliminating vibration sources and keeping the bearing well lubricated. Isolation pads on the equipment or a separate foundation may be required to reduce environmental vibration. Also a light preload on the bearing helps keep the balls and raceway in tight contact. Preloading also helps prevent false brinelling during transit.Seizures can be caused by a lack of internal clearance, improper lubrication, or excessive loading. Before seizing, excessive, friction and heat softens the bearing steel. Overheated bearings often change color，usually to blue-black or straw coloredFriction also causes stress in the retainer，which can break and hasten bearing failurePremature material fatigue is caused by a high load or excessive preloadWhen these conditions are unavoidable，bearing life should be carefully calculated so that a maintenance scheme can be worked outAnother solution for fighting premature fatigue is changing materialWhen standard bearing materials，such as 440C or SAE 52100，do not guarantee sufficient life，specialty materials can be recommended. In addition，when the problem is traced back to excessive loading，a higher capacity bearing or different configuration may be usedCreep is less common than premature fatigueIn bearingsit is caused by excessive clearance between bore and shaft that allows the bore to rotate on the shaftCreep can be expensive because it causes damage to other components in addition to the bearing0ther more likely creep indicators are scratches，scuff marks，or discoloration to shaft and boreTo prevent creep damage，the bearing housing and shaft fittings GCD1500钻机冲击系统设计53should be visually checkedMisalignment is related to creep in that it is mounting relatedIf races are misaligned or cockedThe balls track in a noncircumferencial pathThe problem is incorrect mounting or tolerancing，or insufficient squareness of the bearing mounting siteMisalignment of more than 1/4can cause an early failureContaminated lubricant is often more difficult to detect than misalignment or creepContamination shows as premature wearSolid contaminants become an abrasive in the lubricantIn addition。insufficient lubrication between ball and retainer wears and weakens the retainerIn this situation，lubrication is critical if the retainer is a fully machined typeRibbon or crown retainers，in contrast，allow lubricants to more easily reach all surfaces Rust is a form of moisture contamination and often indicates the wrong material for the applicationIf the material checks out for the job，the easiest way to prevent rust is to keep bearings in their packaging，until just before installation2 Avoiding failuresThe best way to handle bearing failures is to avoid themThis can be done in the selection process by recognizing critical performance characteristicsThese include noise，starting and running torque，stiffness，nonrepetitive runout，and radial and axial playIn some applications, these items are so critical that specifying an ABEC level alone is not sufficientTorque requirements are dete

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