液压卡盘设计论文

1、目录1卡盘结构及原理.21.1结构.21.2原理.32主要零件的制造要点 .43液压卡盘的设计要求 .44液压卡盘的结构 .55液压卡盘的工作原理 .56液压卡盘的工作原理 .67主要参数设计.77.1液压卡盘承载力的确定.77.2卡瓦对钻杆的夹紧力Q. 87. 3蝶形弹簧的轴向推力F的计算.87.4设计蝶形弹簧.107.5活塞行程S的确定.117.6夹紧包角.137.7夹紧力与夹紧油压 .147.8转动丝杆之驱动力矩.167.8.1驱动活塞产生有压缩需要力矩 .167.8.2丝杆与缸盖的止推摩擦力矩 .178液压控制系统的设计 .189结束语.1910参考文献.20液压卡盘的设计与控制液压卡

2、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 钻进。本文结构介绍液压卡盘的原理及制造要点 。1卡盘结构及原理1.1结构卡盘的结构如图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

3、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远动，保证卡盘爪图 1LiSSH兰座板 3,潦抡二卡盘座 5 梯轴占噱栓组 件 7,佑姑板粕桀 9.迎材泪螺母 II.卡坦爪可靠撑住物体1.2原理卡盘的工作原理如图2所示：该机构是一个平行四杆机构，AD（卡盘座）静止，AB=DG 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

4、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。2主要零件的制造要点该卡盘采用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液压卡盘的设计要求液压卡盘既要向钻

5、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， 且夹紧后有白锁能力， 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

6、。4液压卡盘的结构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1。1空心轴：A 唬肩 E 念：乏活塞亡炼：&U7- Y 形密财押力辅柬 T 一带瑁戡骨架福封, 图 I 液压卡盘结构1）夹紧动力装置。见图1蝶形弹簧2,其作用是产生轴向力和轴 向运动2）中间传动机构。见图1空心轴1、卡套3、活塞4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，且具有增力作用。3）夹紧元件。见图1卡瓦6,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。5液

7、压卡盘的工作原理高压油从上部进入推动活塞移动，活塞带动推力轴承和卡套下活动爪因定爪6液压卡盘的工作原理图1液任卡毋工作原理图（全松开状态旨盘安装在主轴上. 随主轴转动. 是一个液压一机械装置 转行，卡套压紧蝶形弹簧，由于卡套与卡瓦为斜面配合，因此卡套下行驱动卡瓦在卡套的型槽内向外移动，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,卡套上移，驱动卡瓦作径向收缩，卡紧钻杆回程弹簧、孰动活塞（活塞i仲、驱动丝杆动丝轩.推动有内螺纹的活塞（螺母）下移，将介质（黄油）挤出，产生油压.使四个夹紧柱塞伸出，顶着活动爪.压紧被央体 （单体液压 支柱的底座或缸体）：开动电机，

8、 台上离合器. 此时被夹体即髓卡 盘转动.而支柱的缸体或手把则被夹紧在机身导轨上. 它们之间便产 生了相对转动，能很方便取（甚至白动退）出其联接钢丝.解体支柱之后.打开离台器或停下电机，反转丝轩，活塞上移.在回程弹簧作厢下括动爪退回复位。 并将夹紧柱塞带回.黄油返回驱动 缸（活塞下部）.完成一个工作循环本装置采用液压传动， 螺纹驱动白锁.即稳压 因而夹紧力均匀、 稳定，好调节。黄油相对其他液压油易密封.不流动.给制造与维护 带来很大方便。但存在空气难以排尽.动作有滞后的问题.还需进一 步研究与探讨 用黄油做介喷。在液压传动上也是一个有益的偿试7主要参数设计7.1液压卡盘承载力的确定液压卡盘的承

9、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：Pb =锅Pmax （ 1）式中：a一安全系数，取1.25-1.6;Pmax 给进油缸最大起拔力（按系统最大压力计算）正常工况下，液压卡盘的负荷:P = a *+ P；式中：P z作用于钻杆上的轴向力；一般取最大加（减）压给进力；p_ 2所Py一作用于钻杆上的圆周力。式中：Mn一立轴最大输出扭矩；d一钻杆直径。将求得的两个负荷P b、Pg进行比较，取其最大者作为最大工作载荷Pmax。7.2卡瓦对钻杆的夹紧力Q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:/、Ptiidk

10、二了式中：f一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。7. 3蝶形弹簧的轴向推力F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。图2计算简00V(a)(b)图3隔离体受力分析图取隔离体分析：卡圈受力分析见图3( a),卡瓦受力分析见图3( b)图中：R一卡圈的反作用力，N;NL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 ;C钻杆作用于卡瓦上的单位压力,Pa; (Q=q)Fl、f2滑动摩擦系数f1= f2= 0 .15;oc一卡瓦、卡圈斜面半锥角，一般取6 8为宜。在XY坐标系中各力的平衡条件为：对卡

11、圈：& x = F - N sin济-f1N cos济=0 ( 1)& y = R - N cos a + fiNsin锅=0 ( 2)对卡瓦：& x = T-N sin也-NfICOS也=0 ( 3)& y = Q+ Tf2- Ncos a + Nf 0n a = 0 ( 4)整理为： 二Q/( I- f2f i sina；蝶形弹簧轴向推力：F= N ( sin a + f1cos a )7.4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f z (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

12、算。主要计算步骤如下：(1)选择碟簧系列及组合形式；(2)计算碟簧压平时的载荷；(3)计算夹紧时的载荷与压平时的载荷比，即F/Pc(4)计算夹紧时单片碟簧的变形量f ;(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)；(6)通过以上计算分别计算出白由高度H z和受F载荷时的高度H 1(7)计算碟簧压平时危险点的应力，应小于材料的屈服极限。7.5活塞行程S的确定活塞行程一般按如下经验公式确定S = ihn一一S I式中：S活塞工作行程；h。一单片碟形弹簧的极限变形量；i一碟形弹簧片数；a一对合碟形弹簧间的垫片厚度；n一对合碟形弹簧的对数；S一碟形弹簧安装预压缩量(一般取5

13、10mm为宜，深孔钻机取小值，浅孔机钻取大值)Pz一为作用在钻杆上的轴向力；NL为卡瓦作用在钻杆上所必须的夹持力；f一为卡瓦与钻杆的摩擦系数；Py =2M/ d( 2)阡作用在钻杆上的扭矩，N m；d一钻杆外径，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12。一200MPa时，f为0. 2 0.45；单位压力为10001500MPa时,f为0.9。高压下，卡瓦齿吃入钻杆，因此其摩擦一般取0.5。以卡瓦为研究对象，做受力分析：N + A。%】。萍 二A;*sina+zcos a式中：N/一座板对卡瓦的支撑力；NT /一卡圈对卡瓦的正压力；f,一钢对钢平面摩擦系数；卡瓦

14、斜面角；以卡圈为研究对象，做受力分析：r - A sina+ 5 j cos a& a *A 一一一u _ x式中：F一弹簧的预紧力。由上述(1) ( 2) ( 3) ( 4) ( 5)F (r sin(i+ ffcosti;/f ( cosa- 2/ sina- / cosa)J根据上述公式，我们不难看出,卡瓦斜面角a是整个卡盘结 构设计中的一个重要参数。a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，要考虑夹紧机构的白锁性能要好，a不可过小。因此卡瓦

15、斜面角a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(3)(4)(5/公式推导得出:分析，卡瓦斜面角 不宜取过小, 一般=6 9a ,建议取大值。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

16、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，a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。本文只是对于岩心钻机卡盘的各种结构型式和其适用主机进行了汇总说明，同时也会持续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，以期对岩 心钻机的卡盘设计提供更多 的思路。7.6夹紧包角夹紧包角.即夹紧时园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，设计园心角120 OI两

17、恬动爪为加力元件. 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.B口夹紧包角为三爪园心角之和一250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拆柱机所不能相比的. 使用中已证明了这一点。7.7夹紧力与夹紧油压通过广泛的调查、试验和推算.卡盘经向夹紧，达150KN时.即使 年久失修，锈蚀严重的单体液压支柱， 卡盘也能夹住而不打滑 我们即以此力作为液压卡盘夹紧力的额定值卡盘夹紧时受力分析（图2）S3强力分析N一柱塞推力ql、qr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，我们认为卡爪与被央体格全

18、长接触.格弧长各点嘘力相同，并通过圆心.活动爪受力平Ii.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：652NCOS22.S qcosad a =00解之得q1=1.720N/ R (1)式中：R 被夹体园弧半径65一活动爪园心角。再由被夹体与活动爪一起受力平衡在 洛由上台力为零.得方程：F120 FK2NCOS21 5 )COS 45%寸？Rcod=解之得q2=1.509N/ R (2)式中：120一固定爪园心角。由于径向夹紧力之和额定埴为150KN将、(2)代人，解得：N=21. 243(KN)夹紧柱塞直径d=35mm所以夹紧油压为：P=4N/兀d2=4 X 21.243 /3

19、.142 X 352X 10 3=22(Mpa)根据上述计算.一我们确定将22Mp昨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。实验埴为1.25p,即试验压力为27.5Mpa。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，而卡爪圆弧叉与被夹体接近(理论上相同).故完全达到上述两种状况均是不可能的7.8转动丝杆之驱动力矩象车睐卡盘要扳专用扳手才能夹紧一样， 液压卡盘

20、也是由转动丝 杆产生油压来夹紧的.转动丝杆所需驱动力矩是卡盘叉一重要技术参 数。卡盘夹紧时.螺母(活塞)下移.丝杆向上压紧缸盖，转动丝杆.既 要驱动螺母活塞产生油压.叉要克服丝杆与缸盖之间的止推摩擦力 矩。7.8.1驱动活塞产生有压缩需要力矩M = djpr(tgf A + )4式中：P一驱动活塞产生的油压22M Pa;d一驱动活塞直径.40mmr。一螺旋平均半径；由于螺致为矩形28 X 4,故：c=? (28-4/2) =13mm入-平均螺旋升角电云由=2小? 一摩擦角.?=tg4f2 50540式中f一摩擦系数f=0.050.1代人各已知值.可算出M=35.6 52.7(N- m)7.8.

21、2丝杆与卸盖的止推摩擦力矩M;= -f dipfr4式中：/一当量摩擦半径，接非跑计算.忽略缸盖与丝杆之径 向间隙.则合计算.忽略缸盖与丝杆之径向间隙.则 227.一五-由4. 38(mm)F) F)代人已知数值，计算结果为M=19.9 39.8 (N - m)Mi+M=55.5 92.5 N - mM与M均与摩擦系数关系很大.由于润滑好坏直接决定摩擦系数的大小，而卡盘的润滑条件叉不很好+故两力矩之和应取较大值， 同 时考虑其他因素影响.我们取M=100NM乍为控制值.即卡盘内产生22Mp由压时.转动丝杆所需力矩不得大于100N - m .经现场梗j试表明，当压力达22MP袖压时，传动丝杆所需要力 矩不得大于100N*m为70110 N-时而丝杆驱动力矩达100 N - m左右时，卡盘一般情况下均能加紧而不打滑。 这就证明了额定夹紧力 的确定及额定油压。丝杆驱动力矩的计算结果是正确的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。液压泵站独立于数控车床之外，不但避免了液压泵站 震动和