钻机设计计算书

NLSD-06型全液压钻探机具

设 计 报 告

中国地质大学（北京） 科学钻探国家实验室

2002年5月

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 前 言

NLSD-06型全液压钻探机具是中国地质大学（北京）科学钻探国家实验室开发的环境地质调查取样设备NLSD系列之一。主要应用于松散软地层的环境科学原状取样，以及相关的工程勘察领域。其中型号命名的意义是：NLSD06—钻深60m，还开发了其余钻深的系列钻机，以满足不同层次钻探取样的需要。

本钻机为全液压轻便型钻机，配备了小型的水泵，振动器等专用配件。本钻机的钻深为60M，钻进转速为8-500无级调速，工作压力为16Mpa。 本钻机的设计参考手册主要为：《机械设计手册》1—5 蔡春源等主编, 机械设计出版社，2000.6；

通过设计计算及校核，除了卷扬机个别轴承寿命短些，主轴的弯曲刚度稍差（需进行处理）以外，大多数钻机的结构达到设计要求。

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 第一章 任务来源

项目名称:环境地质调查取样设备和方法的研究 项目编码:200020170126 工作性质:技术方法

管理单位:中国地质调查局工程技术部 工作年限:2000年-2001年 负责单位:中国地质大学(北京) 总体目标任务:

1 研制钻深能力60M,适用于环境地质调查和环境科学钻探施工的轻便钻机.

2 研制适用于松散地层的取样钻具和附属机具;

3 开展必要的野外生产试验,研究环境地质取样钻探工艺方法和规范. 提交成果:

1 提交钻深能力60M,钻孔口径75MM,适用于环境地质调查和科学施工的轻便钻机一台(配套)

2 提交活塞取样钻具1套,超前单动双管钻具1套,振动/冲击取心钻具1套;提交环境地质调查取样钻探工艺规范. 本设备的应用领域:环境取样兼顾工程勘察

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告

第二章 轻便取样全液压钻机设计

第一节 总体方案的选择

选择钻机总体方案时，必须仔细考虑钻进工艺要求和所要实现的功能以及结构设计、制造等可行性。本钻机本着实用性、轻便性和性价合理的原则。

岩心钻机以回转式钻机为主。按回转器型式可分为立轴式，转盘式和移动回转器式。而轻便型钻机一般采用动力头式结构。

动力机可以选用电动、液压传动和空气传动三种形式。

空气钻进首先要增加空压机，这是不现实的。空压机体积大，价格高，而且工作起来噪音大，对环境有大的污染；空气钻进特有的“爬行”现象会造成对样品的扰动，所以空气传动方式首先被排除。

电驱动方式一般分为两种形式：电动动力头和机械动力头。电动动力头钻机结构简单，紧凑，占地面积小。缺点是动力头重量大，头重脚轻，稳定性差。该方案多用于微型或大型钻机。机械动力头钻机在地质勘察、水文水井和工程钻机上都有所采用，它能通过传动装置改变钻机的转速，传动方向，能通过一系列离合装置，实现钻进的机械化，由于需要较长的滑动传动轴，输出转速较低。中间传动装置相对复杂，其传动效率较低。此外，对于微型或小型钻机，由于动力机功率较小，可以采用钢丝软轴传动方案，将动力机放在地面，工作条件好；钻机部分同动力部分分开，降低了钻机的分解重量。可以实现低速或高速输出。

液压传动方案，是现今大多数钻机设计的主流方式，也是今后的发展方向，尤其是全液压钻机，它以其卓越的性能，逐渐取代了传统的钻机类型。这类钻机的传动、变速、回转、给进、升降钻具等操作全部实现液压化；操作手把全部集中在一个独立的操作台上，实现“集中手柄操纵”因此具有结构简单、重量轻、操作简便等优点。优越性主要体现在如下几个方面:①能实现无级调速调压，调节范围大，工作平稳，过载保护性好。②给进行程较长，有利于减少倒杆次数，防止岩心堵塞,提高生产率。 ③ 易于实现机械化、自动化、仪表化，操作方便灵敏。

全液压钻机存在一些问题，如功率消耗较大，液压元件精度要求高，对液压油的质量，过滤精度要求严格，保养维修较困难。根据已有资料显示：可以通过

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 改进液压油路，提高效率到0.85~0.9，随着生产技术水平的提高 ，国内外液压元件的精度、质量都能满足液压系统正常工作的需要，对于维修保养难的问题，只要注意日常检查维护，因为液压系统并不复杂，所以完全可以作到不影响正常的钻进工作。

根据以上的分析，最终选择了动力头式全液压钻机，采用油马达回转，同时采用油缸—链条加减压给进和升降钻具，实现无塔升降，并配备绳索取心绞车。现将液压传动方案与传统电驱动机械传动方式进行对比。

一般的松散地层钻进，往往配备振动器，因为振动器作为取样工具的一种非常适用于：粒径≤50mm的砂砾石层、松散的砂层、砂土层、黏土层等，当用振动器取心时，由于考虑到了马达和振动器的尺寸配合，更换非常方便。

配备小型卷扬机可以实现冲击钻进，使钻机的功能得到扩展。

第二节 钻机技术特性参数确定计算

根据任务书要求和钻探取样工作需要，考虑钻机的轻便性要求，确定钻机的主要性能参数如下：

(1) 轻便钻机

钻孔深度：60m 孔径：Φ75mm 钻机配备功率：9HP汽油机 转速：8~200rpm 最大扭矩:300N.m； 有效给进行程:2000mm； 最大给进能力:10kN； 钻杆直径:θ42； 钻孔口径: θ75； 钻孔角度:90~45°； 最大解体部件重量:60Kg；

主机外形尺寸(长×宽×高):1300×600×2900mm

(2) 轻便卷扬系统

动力机功率:1.5kW,平均提升速度:0.25m/s,最大提升能力:6kN. (3) 振动器：液压马达最大输出功率5.93kW,振动频率21Hz，激振力4kN.

钻机的用途和特点概述

NLSD-06型全液压钻机是NLSD环境取样钻机系列之一.主要应用在松散(软)地层中的原状取样钻探,从而获得环境调查样品,也可用于工程勘察孔的钻探.

本钻机采用全液压钻进,主要特点是:

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 1） 轻便.搬迁频繁,加上作业环境差,使得钻机的搬迁问题非常突出,因此设计的钻机应尽量减少搬迁麻烦,故钻机突出的一个特点是轻便.

2）方便操作.本设计采用全液压钻进,无级调速(调速范围8~500转/分),所有操作按纽手柄集中布置,极大地减轻了操作人员的劳动强度,且非常安全和方便.

3）钻孔角度可调.由于采用全液压钻进,因此设计钻机调节角度45~90°,采用插销方式调节(制造过程已经预留有调节孔) ,调节方式非常方便.

4）天车系统可拆卸。桅杆加长段为3m,大大增加了卷扬机的起吊范围,能很好地满足需要.

5）采用倍速机构。有利于减少起下钻时间，提高生产效率.

6）配置专门设计用于本轻便钻机的小水龙头,使钻机整体更协调，也有利于减轻整机重量,一般采用清水冲洗液.

7）多功能。 采用液压马达回转钻进或振动器振动钻进，还可以去掉动力头，而启用卷扬机系统，实现冲击取样功能。（示具体取样环境、 条件而定).

组成部分和工作原理

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 图 2 -1 钻机结构示意图 如图2-1所示,本钻机系统主要由七大部分组成: 1）底座 2）机架

3）动力头(液压马达) 4）液压泵站 5）水泵

6）取心钻具系统 7）卷扬机—天车系统 8 ) 振动器

现根据这几大部分具体谈整个系统的工作原理:

任何钻进都由两个动作组成：给进和回转.这两个动作可由独立的动力系统分别完成,也可由单个动力来提供.本钻机由统一的液压系统提供动力,整个系统的工作情况大致如下: 1）底座

底座用来承受整个钻机自重和钻进时加减压的重量,同时还起稳定整个系统的作用,因此必须具有一定的重量和尺寸,以保持稳定,同时由于所处的作业环境比较松软,常常需要在底座打地锚孔,以方便添置枕木,防止设备偏斜.底座四个角做成倒角形状,以方便轻微移动.还有四个便于搬运的绳孔. 2）机架

是整个钻机的关键部分之一.机架内含给进机构的油缸、链条、链轮、滑道部分,机架通过销轴和底座相连.可调节一定的角度。 3）动力头

动力头采用液压马达或振动器形式,示具体的钻进条件不同而采取不同的钻进方式.振动器设计成通孔形式. 4）液压泵站

由操纵面板,油箱,输油管道组成.给钻机提供动力.实现无级调压,调速钻进和提升钻具。机架、动力头和液压泵站组成了系统的动力部分，由它们实现钻进，工作原理为：

由液压泵站出来的动力油分别供给液压油缸和动力头，其中供给液压油缸的部分能产生高达2T的压力，带动油缸往复运动，根据示意2-1图可知：该油缸给进系统设计为倍速机构，因此当作用在油缸的压力为2T时，作用在单根链条上的压力为1T，该力通过链轮、链条组合机构，传递给链条上的动力头，带动动力头沿着机架表面的滑道运动，实现钻进过程中的给进功能。链条传动机构由

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 链条和两个固定大链轮，两个可移动小链轮组成。链条各有一个固定端，将其固定在机架方钢上。

供给液压动力头（液压马达或振动器）的压力油在油压作用下，直接驱动动力头回转(或是振动)，进而带动钻杆和钻具回转（振动冲击）钻进。

5）水泵

本系统专门设计配置了小型的水龙头，以适应钻机动力头小，冲洗液需求不大的特点，使整个系统比较协调。还通过外购方式选择了一个小型水泵和小型汽油机，作为钻进液的动力供给设备，选择汽油机的理由是考虑到作业环境比较差，可能会遇到不能提供电力的情况。

工作原理为：当钻机钻进时，固定在动力头上的水龙头可以跟进，而冲洗液则通过水箱——水泵——水龙头——动力头——钻杆——钻具——孔底——返回水箱，实现冲洗液的循环利用。 6）卷扬机—天车系统

卷扬系统主要的组成部分是：小型卷扬机、缆绳、天车机构、吊钩。其中小卷扬机为自主设计的卷扬系统，可以由液压马达、电动机或汽油机提供动力通过蜗轮蜗杆机构传递扭矩，实现钻具升降、冲击取样功能。天车主要由两个定滑轮组成，只改变力的方向。考虑到机架的高度不超过2.5米,为了增加卷扬高度,预制了一截加长杆,必要时装载上去以达到冲击取样目的。

7）作为配套的设备,在此钻机上配备了至少3套钻具,以适用于不同的取样条件和要求,它们是：超前可伸缩单动双管钻具,活塞取心钻具,反作用冲击器取心钻具。其具体的工作原理如下:

(1) 超前可伸缩单动双管钻具:（应用于松散地层的原状取样）

其原理示意图如下:

图2-2 超前可伸缩单动双管钻具结构示意图

该套钻具的主要特点是: 1 ）内钻头超前于硬质合金钻头 2 ）内钻头及取心管具有可伸缩性

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 3 ）实现单动功能: 外钻头回转钻进,内钻头通过单动结构实现加压跟进,但不回转.

4）设计了塑料套护心结构

具体的工作原理为:钻具通过钻杆接头和钻杆相连,钻具主要由:分水接头部分, 单动结构部分,内外取心管部分,和钻头部分构成.取心钻进时,外管和硬质合金钻头部分回转钻进,通过键连接,并传动到分水接头,分水接头和单动机构相连(主要由轴承和弹簧组成，实现传递压力而不传递扭矩)经过单动机构后,连接的心轴只承受压力,而不回转.取心内管和心轴相连,所以内管也只跟进而不回转.内管前部除了和内钻头相连还有一个护心爪以及套在内钻头和内管之间的塑料薄膜,用以提钻时保护样品.内钻头超前外钻头,因此能有效地防止钻进冲洗液对样品的扰动.外钻头钻进时,内钻头通过压力切入地层,样品因此顶进套在内钻头上的保护薄膜，同薄膜一起无扰动地进入取心管,达到取心目的.当取心完成，提钻时护心爪自动收拢,有效保护取心样品.

(2) 活塞取心钻具（主要应用于湖泊环境下的软质、淤泥质样品的原状获取） 其原理结构图如下:

图2-3 活塞取心钻具结构示意图

钻具由:活塞+心杆、钻杆接头、制动机构、取心管、PVC管、取心钻头、护心爪等组成.

工作原理如下:钻具下放到孔底,活塞处于图示位置,加压,钻头切入地层,同时提升活塞,样品进入取心PVC管,直到取心管装满,提钻,制动阀锁紧活塞和心杆,防止活塞掉下挤掉样品.同时护心爪在样品自重加压的作用下自动合拢,防止样品掉出.

(3) 反作用冲击取心钻具（液动冲击器，应用范围同超前可伸缩单动双管钻具） 其原理结构图如下:

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图2-4 反作用冲击取心钻具结构示意图

主要构成有:钻杆接头、反作用机构(阀、弹簧、反作用水路等)、冲锤、冲击取心部分(含取心管、护心爪、冲击钻头)等.

工作原理:钻杆接头连接钻具,从钻杆来的高速水流沿着设计的反作用水路,进入钻具的反作用机构.利用等压不同面积时产生的压力差,使弹簧压缩产生弹性变形,并使冲锤提升,同时顶住水路阀,直到压力超出阀顶部的压力,将阀顶开,水路连通,压力差消失,在弹簧回复力的作用下,冲锤下落作用在取心管上,使取心管下沉一定高度，水路阀又回复堵住水口，重新产生高压水流，再次产生冲击。因为冲击频率很高,整个钻具就在这种高频冲击力的作用下连续钻进,取得芯样.同理也有护心爪护心,以防扰动。

第三章 室内调试、实验

（一） 装、调试情况

本钻机在天津探矿厂进行安装和调试

在安装调试过程中，主要是观察整个系统能否按设计装配和动作。下面是对调试结果的总结：

对于液压系统,基本实现了设计意图,但也有一些后来改进的地方.根据实际情况,将系统原先设计的容积调速方式改为节流调速方式,从而将变量泵改为一个 大流量齿轮泵和一个小流量柱塞泵,分别供给液压马达(或振动器)和液压油缸.测试时,在没有负载的情况下,油路有5Mpa左右的压力,经过分析认为是油管以及相关的节流溢流阀造成的压力损失,所以采取了如下措施以改进:将原来的油管变短,因油管越长,油路压力损失越大;将所有油管接头的针阀全部去掉,改为通孔连接.另外在测试过程中,曾遇到液压油缸的换向阀失灵,经过拆卸分析,认为是液压油不干净,造成换向阀不能工作。

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安

NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 机架在安装调试过程中遇到如下问题:

振动器设计的安装工艺考虑不周全,导致最后安装不上。经过改进,将轴套改为双键槽结构；另外必须考虑传动齿轮阴阳齿齿合后,偏心轮应该在同一水平位置,否则会造成冲击不同步,产生能量消耗,而且可能导致不能正常工作.

机架斜支撑杆需加长,否则会产生晃动,使钻机不稳定.调节螺丝应该置于中(或)下部,以方便调节钻机的钻进角度.

机架同底座连接处的销轴应考虑改为螺栓,因为从安装后的实际情况来看,该处有比较大的晃动,这是不利的,改为螺栓后,能限制销轴的晃动.

在保证强度和刚度的前提下，机架方钢应该在侧面多打工艺孔,以减轻整个钻机的重量和方便链条,链轮的安装拆卸.

桅杆加长杆和机架的接头应该加长,否则强度储备可能不够.

（二） 实验情况总结

在科学钻探实验室进行了新钻机的现场实验,在实验过程中,发现了一些问题,现一一分析，以方便改进.

1） 压系统问题.

在实验过程中,发现油路损失还比较严重,空载时液压表的指针显示为3Mpa,因此必须进一步加以改进.

2）

目标为30m,已经完成任务,再由液压钻机继续进行实验，直到遇到大的卵石层无法进尺为止（40m）,经过实验,发现了液压钻机的一些问题: ①水泵:由于选用的是浙江台州产的农用小水泵,因此存在如下不足:流速流量限制,如果遇到孔内事故,需要加速循环泥浆,该泵就不能满足，因为该泵的性能不足以满足此种特殊的孔内事故处理要求;该泵适用于农用,所以用以循环泥浆,对泵的缸套的磨损比较严重,容易损坏密封和缸套.需要进一步选用合适的水泵。 ② 机架部分:链条的设计静压强度储备不够,在实验过程中,遇到了孔内事故,处理过程中,采用强力起拔，结果链条被拉断一次,因此需要改进设计,增大受力能力.(考虑改为双排链结构)

链条固定端销轴被拉断、拉弯而报废几次,影响了工作进度.这也是设计时的强度不够造成的,经过改进,采用链条接头的轴替换销轴,满足了受力要求，同时降

本

次实验有两套钻机,一台手动轮给进钻机,靠电机驱动,该钻机实验预定

液

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 低了生产成本。

小链轮的设计希望改为单数齿结构,以利于受力,减小事故发生率.

由于链条接头销轴断掉,链条卡在方钢内的链轮上,很难取出,因此必须考虑在方钢侧面再打工艺孔,以方便处理事故，并减轻整机重量.

链条固定端结构考虑改进,以增大受力面积.

③ 卷扬机的主轴经验算安全系数不够高，因此应该考虑增大轴径或是对轴进行技术处理，以达到所要求的强度，刚度和扭转刚度的要求；另外，轴承的使用寿命也需要提高，卷扬机的卷扬能力应考虑进一步提高。

④水龙头。作为新设计的小型水龙头,因结构上的安装缺陷,造成密封圈的损坏,密封圈的价格很高(每个90元)，因此结构上必须加以改进; 密封圈也存在磨损严重的问题.

通过本次钻进实验，了解了钻机的性能,找到了钻机结构的薄弱环节,并加以部分改进.同时,由于遇到了含砂地层和僵石地层,给钻探工作带来了麻烦,但这也使我们很好地了解钻进遇到各种复杂地层时的处理方法。通过实验证明,该钻机有能力应付各种松散地层条件.并顺利地取到原状样品，达到钻探原状取样的目的.实验基本达到检验钻机性能的目标.

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第四节 钻机几个关键结构的设计和校核计算

本钻机设计计算和校核主要包括如下几个重点部分: ㈠ 钻机技术特性参数确定计算（见第二节） ㈡ 液压系统的设计计算 ㈢ 振动器的设计计算 ㈣ 卷扬机的设计计算和校核 ㈤ 机架部分结构的校核 ㈥ 大小传动链轮的设计

㈦ 水泵传动系统的设计计算与校核

（二） 液压系统的设计计算

液压系统的设计方案的确定:

本钻机系统采用的全液压系统主要实现如下功能:液压马达带动钻具回转(或冲击钻进),液压油缸给进,实现钻杆钻具的快速倒杆,驱动液压仪表,显示系统和钻进参数,反映孔内情况.

液压系统的形式为:开式系统(特点为:结构简单,散热条件好)

调速方案:采用节流调速(特点:结构简单,使用维护方便，能使执行机构获得较低的运动速度,温升较高,适用于小功率液压传动系统,故选用.)

泵的组合方案:采用双泵系统,大排量齿轮泵用于供给动力头回转和冲击,小排量柱塞泵用于供给液压油缸给进.双泵同时供给油缸用于快速倒杆.双泵由一台动力机（汽油发动机）驱动。

液压泵站的结构尺寸:

长×宽×高 :600×300×400mm

重量:100Kg（带液压油） 技术参数:工作压力 16Mpa

流量:小泵1.6L/min,大泵20L/min 汽油机功率:9马力=6.615(kW) 液压系统原理如图2-2所示 液压马达的计算和选择：

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 1 ) 马达的最大工作压力： P1=16MPa

2 ) 马达排量：q=Mmax/(0.159·P1·ηm)………………………….(2.4.1)

=300/(0.159×16×106×0.8) =147.4×10-6(m3/r)=147.4ml/r

根据该计算可选择马达型号为: QJM01-0.2,参数为: q=203ml/r ;P最大=16MPa

n=8~500rpm(考虑到取心要求,100左右为较佳转速)

3) 马达流量

因为马达的转速只和排量有关,设计采用马达的转速(考虑到取样扰动影响的因素,故正常工作时)为≤100r/min.

Q=q × n……………………………..………...(2.4.2) =0.203×100=20.3(L/min)设计时选取20L/min 泵的输出功率为:

N=PB×QB/(ηB×103)……………………………(2.4.3) =160×105×20×10-3/(0.85×60×103) =6.1(kW)

液压油缸的计算和选择: 1） 油缸的有效工作压力：

P1=16MPa ; 给进油缸最大力P=20(kN),

液压油缸的移动速度初步设计为1.2m/min=0.02m/s; 2） 液压油缸有效面积：按液压缸直接提升计算,得: A=P/P1/ηm………………………………(2.4.4) =2×104/1.6×107/0.9=1.39×10-3(㎡)

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 图 2 - 5 液压系统原理图

3） 液压油缸内径D为:

D=(4A/3.14)1/2…………………………..……(2.4.5) =0.042(m)=42(mm)

根据标准值取液压缸内径为40mm,活塞杆直径为22mm 活塞行程为1200mm

4） 液压油缸流量:

Qmax=A ×vmax………………………….(2.4.6) =12.5×10-4×0.02m/s=1.5(L/min)

该值乘以系数K,可取为最后泵的流量Q=1.6L/min 驱动油缸的泵的输出功率为: N=PB×QB/(ηB×103)

= 160×105×1.6×10-3/(0.9×60×103)=0.47(kW)

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 根据计算的结果和汽油机的型号规格选择本田汽油机，参数：输出功率

9马力（6.62kW），HONDA GX270(汽油机) ， 最高转速3600rpm×1/2=1800rpm。 液压泵的选择:

1) 由于采用钻进时分别供油的油路系统,因此根据供给液压马达的齿轮泵的流量参数可选:

泵的型号为:CBN-E314型齿轮泵

其参数为:流量20L/min , 最大压力:16MPa 2) 供给油缸的柱塞泵的参数为:流量1.6L/min

（三） 振动器的设计:

振动器作为取样工具的一种，非常适用于：粒径≤50mm的砂砾石层，松散的砂层，砂土层，黏土层等，砂质土中更适用于一般的饱和水分的土壤，取样质量也非常好。因此作为60m左右的松散地层取样钻机，有必要配备合适的振动器，以达到快速完整的取样钻进。

振动器的工作原理为：振动钻进与振动沉入物体一样，是在振动作用下将物体（钻头或套管）沉入地层。 钻进时，井底碎岩上施加的外力是激振力或激振力和旋转切削力。整个钻具被一个激振装置（振动器）带动作强迫振动，使被钻进地层的剪切力急剧地降低，钻具在自重和附加载荷（激振力）的作用下迅速的沉入地层实现钻进。当钻具沉入到需要的深度以后，将钻具提出取出其中的岩矿心样，这就完成一个回次的振动钻探。如此反复一直到达要求的深度为止。

振动发生器工作时，以一定的激振力F、频率和振幅A,迫使与刚性联接的构件（钻具）作纵向强迫振动。构件本身的弹性变形与振幅相比是很小的， 可以把构件视为刚体来研究其沉入过程。所以其主要的影响因素为：F、和A。

振动器的设计参数

预选液压马达型号为GM5-16 ，功率P=10.8kW，排量:15.9ml/r,压力16Mpa,转速n=2400r/min，振幅A=1mm。采用CBN-E314齿轮泵供油时，功率Pmax=5.93Kw，转速n=1258rpm。

初选参数：根据设计的振动器特性和液压马达的参数 ，选择轴径为40 mm，齿轮中心距为120 mm

最大振动速度：Vmax=A·ω………………………………..(2.4.7)

=1×2π×21×10-3

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 =0.13m/s

图2-6 振动器装配图

因为振动器振动需要一定的激振力，故首先考虑激振力F的大小

偏心块的选择和设计（如图 2-4）

S1S1S2S2S1S2偏心块1偏心块2偏心块3 图 2-7 偏心块结构示意图

对于偏心块1

面积 S1=90×（60-40）=1800 mm2 S2=90×（60-30）=2700 mm2 S2重心X2=45 mm S1重心X1=0 故 偏心距e为

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 270045e=27001800=27 mm

Fmax= mie2…………………………………………………….(2.4.8)

=2×4×27×（2

×21）×10

2

-3

=3760 N

因为偏心块的密度为7.8g/cm3 偏心块的质量m为 m=

×（60）2×90×7.8×10-6/2=4 Kg

×10-3……………………………………………………..(2.4.9)

mie23W4M=1.6kW

对于偏心块2

S1=30×（60-40）=600 mm2 S2=2700 mm2 S2重心X2=45 mm S1重心X1=0 故偏心距e为

2700452700600e=37 mm

m=（

×（60）2×90-2×（900-400））×7.8×10-6/2 =3.2 kg

mie2=4123 N

-3

Fmax=

mie23W4M=3.1 kW

对于偏心块3

S1=1200 mm2 S2=2700 mm2 S2重心X2=45 mm S1重心X1=0

×10

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 偏心块的偏心距e为

e27004527001200=31 mm

质量m=3.8 kg Fmax=

mie2=4101 N

2i3Wme4M103

=2.15 kW

综上，选择式样2比较合适。

齿轮的选择和设计

已知条件：额定功率P=5.93 kW，转速n=1258r/min，中等冲击， i=1

1.选用材料

齿轮采用调质钢40Cr，调质处理，查表得：HBS=250， ζ1hlim1=1240N/mm2 ζ1flim1=330N/mm2

取安全系数Sh=1.2，Sf=1.5，故 [ζh]=ζ1hlim1/Sh=1240/1.2=1033N/mm2 [ζf]=ζ1flim1/ Sf=330/1.5=220N/mm2 2.按齿面接触设计强度计算 (1)取载荷系数K=1.5，按6级计算

T=9.55 ×106×P／N…………………………………..(2.4.10) =9.55×106×5.93/1258=4. 5×104N.mm (2) 计算中心距

a≥2×3(336/1033)21.545000/0.4

=52.3 mm

故取中心距a=128mm满足要求 取

齿数Z1=Z2=32，模数m=4，a=128 mm

齿宽系数取a=0.25

齿宽b = a×a…………………………………………..(2.4.11)

=0.25×128=32 mm 取 b1=b2=32 mm

- 19 -

NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 节圆直径 d=M×Z………………………………..(2.4.12)

=4×32=128mm

齿顶圆直径 d１=（32+4）×4＝136mm 齿根圆直径 d２=（32-2-05）×4＝118mm （3）验算齿轮弯曲设计强度 取齿形系数Yf1=2.88 ζf1=

2KTYF1bm2Z………………………………(2.4.13)

21.5450002.88= 324232=23.7< [ζf] 故安全。 （4）齿轮圆周速度

V=601000………………………………….…..(2.4.14)

dn=

4321258601000=8.43m/s

故6级满足要求 （5）验算齿面接触强度 ζh＝336×

(i1)3kt1iba2……………………(2.4.15)

＝331N/mm2〈 [ζh] 故齿面接触强度满足要求

轴的选择和设计

已知条件：输出功率P＝5.93kW，转速n=1258r/min，中等冲击， 齿宽b＝32mm，选择直齿圆柱齿轮，初选轴径为θ40. 1．如图2-5所示，因为选择直齿圆柱齿轮，故无轴向力

（1） 圆周力：Ft=2×T1/d………………………..……..(2.4.16)

=45000×2/40=2250 N Ft Fr F =20° 径向力：Fr=Ft×tg……………..(2.4.17) A 32 C 67 D 61 B - 20 -

NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 =2250×tg20°=731 N 图2-8 轴的受力图

（2）在垂直面内

Rav=Fr×（67+61）/160=584.8N Rbv=731-584.8=146.2 N

（3）在水平面内

Rah=Ft×（67+61）/160 Rav 18714 Rbv =1800 N V面 Rbh=2250-1800=450N A 32 C 67 D 61 B （4）偏心块产生的力 图2-9 轴在垂直面的弯矩图

F=mg=3.2×10=32N Raf=32×61/160=12.2N Rbf=32-12.2=19.8 N

2．计算弯矩 57600 RbhMc1v=Rav×32=18714 N.mm H面

Mc2v=146.2×128=18714 N.mm A 32 C 67 D 61 B （2）在水平面内的弯矩（图2-7） 图2-10 轴在水平面内弯矩图

Mch=1800×32=57600 N.mm

（3）因为偏心块产生的弯矩与偏心块 的位置有关，故考虑最不利情况（图2-8）

Mdf=12.2×99=1208 N.mm

1208 （1）在垂直面内的弯矩（图2-6） Rah

Mcf=12.2×32=390 N.mm Rafv Rbfv 考虑最不利情况，把Mcv2Mch2 V面 A 32 C 67 D 61 B

直接相加 （图2-9） 图2-11 危险截面D弯矩图 Ma=Mcv2Mch2+Mcf ……..(2.4.18) 58021 ＝(18714)2(57600)2+416

=57630+390=58021N.mm H面 A 32 C 67 D 61 B Mdf=1208 N.mm 图2-12 最大弯矩图

故C-C截面是最危险截面.

其当量弯矩为 Me=

Ma2(aT)2…………………..(2.4.19)

- 21 -

NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 轴的切应力是脉动循环应力 取折合系数a=0.6

Me=(58021)2(0.645000)2=63995 N.mm

材料选用40Cr，调质处理，查得：ζb=750 N.mm， 则 d≥

3639950.175=20 mm

考虑到键槽对轴的削弱作用，将d值增加4% 故d≥1.04×20=21.25mm 3. 轴的强度设计

因为C-C截面是最危险截面校核，故对C-C截面进行校核,轴径选用θ40 满足要求弯曲应力幅ζa＝Me/w………………………(2.4.20)

＝63995/6400＝10MPa

其中 W――抗弯截面系数，W＝0.1d3=6.4cm３ 由于ζｍ是脉动应力，故ζm＝ζa

1Sζ＝KaaM………………….(2.4.21)

B＝12

式中：ζ-1--是40Cr弯曲循环应力的疲劳极限

ζ

-１＝355MPa

Ka--正应力有效集中应力系数 Ka＝2.62 B--表面质量系数 B＝0.92 e--尺寸系数 e＝0.81 θa--拉伸系数 θa＝0.34 切应力幅ｔm＝ｔa＝T／2Wp………………..(2.4.22)

＝45000／25600＝1.76MPa

式中：Wp――抗扭截面系数=0.2d3=12.8 cm３

t1St=

KtBttattm……………………(2.4.23)

=54.1

t-1--是40Cr扭转应力的疲劳极限 t-1=200 Mpa Kt--切应力有效集中应力系数 Kt=1.89 B--表面质量系数 B＝0.92. e- -尺寸系数 e＝0.81

- 22 -

NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 θt—平均应力折算系数 θt=0.21 S= =11.7

查表得：[S]=1.3—1.5 故 C-C截面安全。 所以，选择的轴满足要求。

SStS2St2……………………..(2.4.24)

轴承的选择和设计

（1）因为轴无轴向力，故可选用向心球轴承，已知轴承端轴径d=35 mm，

转速n=1258转/分，按照轴承径向力的最大值计算. 径向载荷Fr=731+12.2=743.2 N 轴向载荷Fa=0

故当量动荷载Pr=Fr=743.2N （2）计算所需的径向额定动载荷

利用公式Cr=

fFPrfT1(60n106Lh)……………..(2.4.25)

查表得：fF=15 （中等冲击） fT=1（温度不高） n=1258转/分 Lh=30000 h

=3

带入公式得： [Cr]=

743.21.51(60125810630000)=14639N=14.6kN

13选择6307轴承，其中Cr=26.2 kN>14.6kN 主要参数：

d=35mm，B=21mm，D=80mm。

键的设计

θP=4T/dhl…………………………………(2.4.26)

=4×45000/（40×12×40）=9.38 N/mm2

采用平键连接，有轻微冲击，选用45钢

- 23 -

NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 查得； [θP]=100 N/ mm2 所以 θP≤ [θP]，

故 平键满足强度要求。

（四） 天车架及卷扬机的设计和校核

天车架在结构上主要是设计一个配合机构与桅杆加长杆结合，达到设计的高度，用于钻进时的快速方便起下钻具；采用两个定滑轮用于改变钢丝绳的方向，不具备省力机构。

综上，各主要零件选择均符合要求

构

图 2-13 天车架组装图 图2-14 天车滑轮结滑轮的直径为140mm，宽度为30mm，材料为HT150,卷扬机的起吊重量为：600Kg卷扬机钢丝绳的直径:6mm；卷筒直径×宽度(mm):100×120

闸轮直径:210mm；制带宽度:42mm

太阳轮的齿数为Z0=18 游星轮2个齿数Z1=18,内齿圈齿数Z3=54

- 24 -

NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 图 2 –15 卷扬机组装图

皮带传动的设计计算：

蜗轮蜗杆的型号NRV-063E,减速比10:1

电机型号: YY-90L 参数：最大输出功率1.5kW，转速1400rpm， ①设计传动功率：1.5×Ka=1.5×1.2=1.8kW. ②选定带型为：A型普通V带 ③传动比为：i=n1/n2=1400/1400=1 ④带轮的节圆直径：dd2=80mm（已知）

⑤小带轮的节圆直径：dd1= dd2/（i（1-ε））……………..(2.4.27)

≈78.31(mm)

其中ε为弹性滑动率取0.01;查表取dd1为80mm

⑥带速: V=πdd1n1/60/1000……………………………………….(2.4.28)

=6.28m/s Vmin=5m/s⑦初定轴间距a0: 0.7(dd1+ dd2)< a0<2(dd1+ dd2)……………....….(2.4.29)

112< a0<320

再根据设计的结构要求取a0为230满足要求 ⑧所需带的基准长度

Ld0=2a0+π(dd1+ dd2)/2+( dd2- dd1)2/4 a0………….(2.4.30) =2×230+π80 =711.3 (mm) 查表取Ld=710

⑨实际a≈a0+(Ld- Ld0)/2=230-0.65=229.35mm

安装时所需的最小轴间距:amin=a-0.015Ld=229.35-10.65=218.7mm 张紧或补偿伸长所需最大轴间距amax=a+0.03Ld=250.65mm ⑩小带轮包角:α1=180°-( dd2- dd1)×57.3/a………………..(2.4.31)

=180°

经过计算，采用双根皮带传动。 卷扬机钢丝绳的选择计算： 根据传动过程分析得：

最终作用在卷扬机内齿圈节圆直径上的力矩

M=716.2×1.36×W/n………………………………………….(2.4.32) =716.2×1.36×1.5/1400×(i1×i2) =716.2×1.36×1.5/1400×10×3

- 25 -

NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 =31.31(Kg.m) =313.1N.m

根据力矩相等原理计算钢丝绳的拉力

F=M÷L…………….（2.4.33） =313.1÷0.05=6262N=0.63(T)

根据该受力选择钢丝绳。 卷扬机主轴轴径的计算： 选用实心轴，所以其计算公式为： d≥A3P………………………………………………….（2.4.34） n式中A ：按[η]定的系数取107； P：轴传递额定功率：1.5kW; n: 轴的转速140rpm； d≥A3P1.5=1073=23.59(mm) n140考虑到轴截面上开有键槽，所以应增大轴径3% d≥23.59×1.03=24.3mm

实际我们选择的最小轴径为25mm，所以满足要求。 制带受力和比压校核计算： 作出制带受力示意图（2-13）

作用在轴上的力矩为：M0=716.2×1.36×1.5/140=10.44(Kg.m)=104.4(N.m)

提升工况：

摩擦系数f：0.45 图 2-16 制带受力情况示意图

制圈半径：R：10.5cm

缠绕半径： r =r0+2.5d0=5+2.5×0.6=5.15(cm)（按第三层计算） 快绳拉力P=i×M0/r=608.65 kg…………………..(2.4.35) 包角α：4.82rad 许用比压[q]：6Kg/cm2

- 26 -

NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 制动力矩M制=3M0=3132Kg.cm

t1=t2efα …………………………………………....(2.4.36) t2=t1-M制/R………………………………………...(2.4.37) ∴ t2= M制/ R（efα-1）=38.43Kg t1=336.7Kg

q=(t1+t2)/(2Rb) …………………..…………..(2.4.38) =375.13/2/10.5/4=4.47Kg/cm2<[q]=6K g/cm2 t1的分力：t1x=t1sinα=336.7 sin42°=225.3Kg

t1y=t1cosα=336.7 cos42°=250.22 Kg

t2的分力：t2x=25.71 Kg t2y= 28.56 Kg X方向的合力：tx=t1x+t2x=251 Kg Y方向合力：tY=t1y-t2y=221.66 Kg

卷扬机主轴的受力分析和支反力计算（提升工况）

- 27 -

NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 图2-17 卷扬机主轴主轴受力分析图

根据对卷扬机主轴的受力分析，简化为简支梁形式，作出受力分析图（图2-14），在X向的力由抱闸产生，在Y向产生的径向力由RAY，RBY，RCY，RDY，REY组成，其值计算如下：

说明：根据受力情况，在下钻工况时，只B，C处于动载状态，因此下钻工况不作详细分析，但B，C轴承的寿命要按该工况计算。

① 轴承平均分配

∴卷扬机快绳对轴的作用力:RBY=RCY=P/2=313Kg

② 制带的作用力tx=0.241M0 ty=0.215M0 ③ 抱闸对轴的作用 Rdx= tx= 251 Kg（见上面计算）

Rdy =tY=221.66 Kg

④A点支反力：RAX= Rdx×6.345÷（4.6+12.7+2.1+2.955+6.345）

=251×6.345÷28.7 =55.49

由∑ME=0得 RAY=338.28Kg

⑤

轴的作用扭矩:M0=1044Kg.cm=MF

⑥

REX= Rdx- RAX=251-55.49

=195.5Kg

由∑MA=0得 REY=66.26Kg

注：计算过程：1） 忽略升降本身各传动件的功率损失。

2） 忽略行星轮系由于制造误差所产生的受力不均因素。

卷扬机主轴疲劳强度的校核 参数：计算主轴转速n=140rpm

Z0的圆周力因为行星轮均匀分布，所以∑PX=0；径向力∑PY=0 X向弯矩：

MBX=RAX×4.6=55.49×4.6

=255.254Kg.cm

MCX=RAX×17.3=55.49×17.3

=959.97Kg.cm

- 28 -

快绳拉力P=

626 Kg ；可以认为快绳作用力作用在B，C两轴承中间，由B，C两

太阳轮M0对E点支反力：

NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 MOX=RAX×19.4=55.49×19.4

=1076.51Kg.cm

MDX=RAX×22.355=55.49×22.355

=1240.48Kg.cm

Y向弯矩：

MBY=RAY×4.6=4.6×338.28=1556.09Kg.cm MCY=RAY×17.3-RBY×12.7

=17.3×338.28-12.7×313 =1777.5 Kg.cm

MOY=RAY×19.4 - RCY×2.1- RBY×14.8 =338.28×19.4-313×16.9 =1272.5 Kg.cm

MDY=RAY×22.355- RCY×22.81

=423.2 Kg.cm

∴MB=M2BXM2BY=1576.89 Kg.cm MC=M2CXM2CY=2020.15Kg.cm MO=M2OXM2OY=1666.79 Kg.cm MD=M2DXM2DY=1310.68 Kg.cm

截面O的计算弯矩MOca=M2OT2…………………..(2.4.39) 其中系数α=0.6，T为轴的扭矩T=1044Kg.cm MOca=M2OT2=1666.792(0.61044)2 =1780.61 Kg.cm

作出主轴的弯矩图如上。

考虑到O点和C点的直径不同，因此以这两个点截面作为验算的截面 查表知45#钢的许用弯曲应力[ζ-1]=180Mpa 计算抗弯截面系数：

Wc=0.1d3…………………..(2.4.40)

=0.1×3.53=4.29cm3 Wo=0.1d3=0.1×33=2.7 cm3 ζ

Oca= MOca÷Wo=1780.61÷2.7

=659.5Kg/cm2=65.95MPa

- 29 -

NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 ∴ζζ

Oca<[ζ-1]=180Mpa

Ca= MCa÷Wc=2020.15÷4.29

=470.9Kg/cm2=47.1MPa ∴ζ

Oca<[ζ-1]=180Mpa

卷扬机主轴的静强度校核：(分C点截面和O点截面计算) O点截面：

静强度校核的强度条件是：Ssca=

SsSsSsSs22>Ss……………..(2.4.41)

Ss：按屈服强度设计的安全系数这里取Ss=1.8~2 S Sζ ：只考虑弯曲时的安全系数 Ssη：只考虑扭转时的安全系数 卷扬机主轴的转速：n=140rpm

最大扭矩Mnmax=97400×1.5/140=1044Kg.cm： 最大弯矩Mwmax=1666.79 Kg.cm

Famax：轴危险截面上的最大轴向力，这里为0

WT，W：危险截面的抗扭截面系数和抗弯截面系数WT=0.2d3 Ssζ =ζs÷（Mmax/W+Famax/A）…………………..(2.4.42) =360÷61.7=5.83

Ssη =ηs÷（Tmax/WT）…………….……………..(2.4.43) =360×0.6÷（1044÷5.4÷10）=11.17 Ssca=

SsSsSsSs22

=5.17>Ss=1.8~2

C截面的静强度校核：（该截面没有扭矩作用） Ssca=7.64>Ss=1.8~2 卷扬机主轴刚度验算： 作出轴的简化受力总图： A B`=608Kg 图2-18 主轴受力图

图中：AB`=109.5mm；B`D=114.05mm；DE=63.45mm 许用变形[Y]=0. 05Mn=3×0.05=0.15mm 采用当量直径法近似计算

D=334E

- 30 -

NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 当量直径dv=

4Ldi1zli4i=30.67mm…………………..(2.4.44)

根据图示情况计算B`和D 点力单独作用时的挠度并进行叠加即可。 弹性模量E=200Gpa，惯性矩J=πd4/64=π0.0314/64=4.53×10-8

22当FB`=单独作用时，求得最大挠度Ymax在距离E端lAB`=88.43(即距

3离A端198.57)处

22 fmax=3Pb(lb)1.5……………………………..(2.4.45)

27lEJ

=3×10-4m=0.3mm

当FD单独作用时，求得最大挠度Ymax在距离A端fmax=

3Pb(l2b2)1.5=1.15×10-4m=0.115mm 27lEJl2cd23=93.3处

Pbx(l2b2x2)在距A端198.57处FD产生的挠度Y=…………..(2.4.46)

6lEJ

=1.1×10-4m=0.11mm

FB`单独作用在距离A端93.3处产生的挠度Y=2.81×10-4m=0.281mm ∴在距离A端198.57处产生最大挠度Ymax=0.3-0.11=0.19mm ∴Ymax>[Y]=0.15mm 主轴需要技术处理或改进。 轴的扭转刚度校核计算 许用扭转角 [θ ]=1.5°；

圆轴扭转角θ=5.73×10÷（LG）×Tili/Ipi…………………..(2.4.47)

4

i1z

式中：T—轴所受的扭矩，N.mm

G—轴的材料的剪切弹性模量，这里为8.1×104Mpa Ip—轴截面的极惯性矩，mm4，对圆轴，Ip =πd4/32 L—轴所受扭矩作用的长度，mm

Ti、li、Ipi—分别代表阶梯轴第i端上所受的扭矩，长度和极惯性矩 ∴ θ=5.73×10÷（LG）×Tili/Ipi

4

i1z=5.73×104÷（119×8.1×104）×（

6950）×104400 79521.638349.52- 31 -

NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 =1.3°<[θ] 满足扭转要求。

卷扬机游星轮轴的强度校核计算

只考虑提升状况，受力分析如图2-16所示：

图2-19 游星轮轴受力分析

轴的疲劳强度校核计算

假定力作用在轴的3个轴承的中心位置。 基本参数：作用在太阳轮节圆上的扭矩为M0=1044Kg.cm

O点受力F0=386.67 Kg

材料40Cr的弯曲疲劳极限为：ζ-1=355MPa

轴径d=17mm；应力集中系数Kζ=2.14；Kη=1.82；

表面质量系数β=2.1；尺寸系数：ε=0.91；ε许用安全系数：[n]=1.3~1.5

抗弯模量：W=0.1d3=0.1×1.73=0.5cm3

最大弯矩：Mwa= 386.67 ×1.65=638Kg.cm ；Mna=0 n =ε

·

η

=0.89

βζ-1W/(kMwa)2(kMna)2…………..(2.4.48)

=0.91×2.1×3550×0.5/2.14/638

=2.48

储备能力：r=n/[n]=2.48/1.3~1.5=1.9~1.65

轴的静压强度校核计算

参数：转速n：140rpm ；扭矩Mn=0；最大弯矩：Mwax=638Kg.cm 最大正应力ζmax= Mwax/W=638×2Kg/cm2=127.6MPa ； 最大剪应力：ηmax=0

法向安全系数:nζ=ζS/ζmax =5400/1276=4.23

- 32 -

NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 剪切安全系数: nη=ηS/ηmax =0 许用安全系数:[n]=1.8~2

实际安全系数:n= nζnη/n2n2=4.23 储备能力:r=n/[n]=4.23/1.8~2=2.35~2.12

轴的弯曲刚度校核计算

基本参数：P=386.67Kg ；L=16.5mm ；

直径d=17mm ；弹性模量E=2.1×105Mpa

惯性矩J=πd4/64 ；[Y]=（0.0003~0.0005）L=(48~80)×10-4mm 根据受力分析， f=P×L3/3EJ………………….…..(2.4.49)

=3866.7×0.1653/（3×2.1×1011×π×0.174/64）

=6.72×10-4mm 显然 f<[f] 满足刚度要求. 不需要进行扭转刚度校核.因为该轴不受扭矩.

卷扬机的齿轮强度验算

已知条件：额定功率P=1.5kW，转速n=140r/min

1．选用材料

中心齿轮和游星轮采用调质钢40Cr，调质处理 HBS=241~286， ζ1hlim1=1240N/mm2 ζ1flim1=330N/mm2 取安全系数Sh=1.2，Sf=1.5，故 [ζh]=ζ1hlim1/Sh=1240/1.2=1033N/mm2 [ζf]=ζ1flim1/ Sf=330/1.5=220N/mm2

只需验算中心齿轮即使可。 2．按齿面接触设计强度计算 1 ) 取载荷系数K=1.5，按7级计算 T=9.55 ×106×P／N

=9.55×106×1.5/140=1.02×105N.mm 2）验算齿轮弯曲强度

取齿形系数YF=3，b=28；m=3；Z=18；i=1

ζf1=bm2Z2………………（各参数意义见振动器设计一节）

2KTYF- 33 -

NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 21.51020003=2832182

=101.2< [ζf] 故安全。 3）轮圆周速度 dnV=601000

=601000=0.4m/s 4）算齿面接触强度 ζh＝336×＝336×

(i1)3kT1iba254140

(11)31.51020001285422=919.9N/mm2〈 [ζh] 故齿面接触强度满足要求

卷扬机轴承的验算

本卷扬机采用向心轴承，具体型号为：（表2-1） 型号 61903# 61906# 61907# 61907#轴承的强度验算： 1）B、C两点轴承：

轴承的额定静载荷C0r=6.85kN ；额定动载荷Cr=9.55kN 该轴承按下钻工况计算寿命，按强力提升工况计算静负荷， 提升时快绳拉力：P1= P /2=0.292M0 钻具平均落速：V=2m/s（安全系数较大） 缠绕半径：r=5.15cm

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内径d （mm） 17 30 35 基本额定动载荷Cr（kN） 4．3 7．55 9．55 基本额定静载荷Cor（kN） 数 2．32 5．08 6．85 个速 极限转rpm 6 1 3 24000 16000 13000 NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 下钻时卷筒转速：n= V×60×100/（2 πr）=370.7rpm M0=1044 Kg.cm（按轴140rpm全功率计算）

每个轴承的负荷：Fr=P1/2=0.292/2×1044=156.5（Kg） 当量动负荷：PB= Fr =156.5（Kg） 寿命计算：Lh=106/60/n×（Cr/P）ε

=106/60/370.7×（9.55/1.57）3 =10119h

最大静负荷（按提升计算）：P0=P1=0.292M0=1044×0.292=313Kg n0=（C0/P0）=685/313=2.19 [n]=1.2~2.5

2）A点轴承的寿命、强度验算:

因为卷扬机只有一个转速,因此当量动载荷和静载荷值相等. PA=Rax2Ray2=0.06220.3232M0=0.329×1044=342.8Kg 寿命验算:Lh =106/60/n×（Cr/P）ε

=106/60/140×（9.55/3.428）3 =2573h

最大静负荷（按提升计算）：P0=PA=342.8Kg n0=（C0/P0）=685/342.8=2 [n]=1.2~2.5

61906#轴承的强度验算：（D点）

轴承的额定静载荷C0r=5.08kN ；额定动载荷Cr=7.55kN 轴承转速：n=140rpm

当量动载荷：P1=Rdx2Rdy2=0.24120.2152M0=0.323×1044=337.2Kg 寿命计算：Lh=106/60/n×（Cr/P）ε

=106/60/140×（7.55/3.37）3 =1338H

最大静负荷（按提升计算）：P0=PA=337.2Kg n0=（C0/P0）=685/337.2=2.03 [n]=1.2~2.5

计算61903#轴承（游星轮轴上）

轴承的额定静载荷C0r=2.32kN ；额定动载荷Cr=4.3kN 轴承转速：n=140rpm

当量动载荷：P1=386.67÷3=128.89Kg

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 寿命计算：Lh=106/60/n×（Cr/P）ε

=106/60/140×（4.3/1.29）3 =4409H

最大静负荷（按提升计算）：P0=P1=128.89Kg n0=（C0/P0）=232/128.89=1.8 [n]=1.2~2.5

（五） 机架部分的强度校核

销轴的抗剪强度和抗弯强度计算： 1）链条固定端销轴的计算:

参数：销轴直径θ4.45 ，链条拉力Fmax=1T

图2-20 图2-21

作出销轴的剪力图和弯矩图： （图2-17，图2-18） 对于45#钢：ζs=355Mpa ηs=250Mpa ζ-1=275 Mpa 对于40Cr：ζs=540Mpa ηs=370Mpa ζ-1=355 Mpa

销轴的横截面积：A=πD2/4=π×（4.45×10-3）2/4=1.56×10-5（m2） 链条的最大拉力：T=10000N ∴ P=T/2=5000N 销轴A点的剪切力：η=P/A=5000/1.56×10-5=321 Mpa

∴ 经过验算，当初选择的45#钢不满足剪切条件，因此需改为40Cr(注：考

- 36 -

NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 虑到加工成本问题，最后决定采用双排链条的接头替代销轴，也满足要求)

轴的抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×0.01153=1.52×10-7 m3 最大弯矩Mmax=14.375N.m ∴ζ=Mmax/W=94.6Mpa ∴ζ<ζ-1

计算销轴的最大挠度：fmax=5ql4/（384EJ）…………………..(2.4.50) 40Cr的弹性剪切模量E=2.1×105 Mpa，惯性矩J=πd4/64=19.25×10-12 ∴ fmax=4.9×10-5（m） 可以承受该变形。 2）机架同底座相连处销轴强度校核:

销轴直径θ35mm，有效长度L120mm，材料45#钢 [η]=160Mpa [ζ]=230 Mpa

经过分析，该处的销轴受力有：机架的重量以及钻进时的给进力，都非常小，因此可以不校核。 3）链轮架处销轴的验算:

销轴直径θ20mm，有效长度L57.5mm，材料45#钢 [η]=160MPa 抗剪强度校核：

作出受力分析图为：（2-19） F=100

图2-22受力分析图

链轮作用均布力：

方钢的支撑力： F=10000N

销轴横截面面积A=πd2/4=314mm2

销轴的剪应力η=F/2A=20000/2/314=31.84 MPa ∴η<[η]

销轴的最大弯矩:M=ql2/8=90.31N.m 截面抗弯系数,W=0.1d3=800mm3 ∴ζ=Mmax/W =112.9MPa ζ<[ζ]=230 Mpa

4）链条固定端接头的强度计算（如图2-20）

经过分析认为危险截面为:A-A和B-B截面,其中A-A受拉,B-B截面受剪 A-A截面分析(假设链条拉力均匀分布在A-A截面上)

受力面积S=9.5×8.5=80.75mm2 作用力F=10000N

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 ζ=F/S=10000/80.75=123.8Mpa ∴ζ<[ζ]=230 Mpa

B-B截面分析(假设链条拉力均匀分布在A-A截面上) 单边受力面积S=(6.5-2.25)×8.5÷2=18.06mm2 单边作用力F=10000/2=5000N η=F/2/S=5000/2/18.06=138.41Mpa ∴ τ<[η]=160Mpa

图 2-23 链条固定端结构图

[注] 链条接头处的受力面积和受力同上,所以校核省略.

（六） 链轮的设计

根据钻机的结构设计，链轮分大小两个部分各两个，具体的设计计算过程如下： 大链轮的设计： 链条承受的力定为10kN,

根据力的大小，设计时选择一定的承力储备,参考链条系列以及结构形式，选定为单排滚子链，其规格和参数如下：（表2-2） 链距 号 (P) 节排(d1) 滚(b1) mm 08B 2.7 113.92 1 8.57.75 5 4.41

内链(d2) 销(h2) 内链(Q) 极限每米(q) 距(Pt) 子外径节内宽轴直径板高度拉伸载荷质量 kN 11.817.8 Kg/m 0.7 - 38 -

NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 图 2 –24 大小链轮的结构形式

1）大链轮分度圆直径d

因结构的限制，d的范围在100mm左右，代入

dP ………………………..(2.4.51) sin180/Z得z=24.6， 取整及参考链轮齿数系列，取大链轮的齿数为25，代入公式得d=12.7/sin(180/25)=101.33(mm)

2）大链轮齿顶圆直径da

daP(0.54ctg180)…………………..(2.4.52)

z

12.7(0.54ctg180)=107.39(mm) 253）大链轮齿根圆直径df df=d-d1=101.33-8.51=92.82(mm)

链轮毂孔最大许用直径57mm，本设计中取45mm. 链轮量柱测量距：MR=d+dRmin………………………....(2.4.53)

=101.33+8.51=109.84(mm).

同理设计小链轮的直径在90mm以内，经过计算可以得出：

小链轮的直径为节圆直径为d=73.14，齿数Z=18，齿顶圆的直径da=78.88mm, 齿根圆直径df=73.14-8.51=64.63mm.

链轮量柱测量距：MR=d+dRmin=73.14+8.51=81.65(mm). 低速链传动因抗拉静力强度不够而产生破坏的几率很大, 因此需要进行抗拉静力强度验算:

Sca=Qn/( KAF1)≥4~8……………………………....(2.4.54) Sca:链的抗拉静力强度的计算安全系数; Q:单排链的极限拉伸荷载,kN n:排数;

KA:工作情况系数,查表得; F1:链的紧边工作拉力,kN;

本设计中: Sca=17.8×1/(1.0×10)=1.78

因为本设计并非纯粹的链传动,所以其安全系数可以取小些,而不必达到4~8.

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告

（七） 水泵传动系统的设计计算校核

图 2-25 水泵传动装配图：

皮带传动的设计计算：(计算过程同卷扬机皮带传动部分，故该计算简化) ①设计传动功率：2.2kW.

②选定带型为：A型普通V带（2根）。

③传动比为：i=n1/n2=1800/750=3.16（设计要求水泵转速低些） ④大带轮的节圆直径：dd2=245mm（已知）

⑤小带轮的节圆直径：dd1= dd2/（i（1-ε））≈78.31(mm)

其中ε为弹性滑动率取0.01;所以查表可取dd1为80mm

⑥带速: =πdd1n1/60/1000=7.5m/s Vmin=5m/s- 40 -

NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 ⑦初定轴间距a0:=380

⑧所需带的基准长度：Ld0=1288(mm) 查表取Ld=1250 ⑨小带轮包角:α1=180°-( dd2- dd1)×57.3/a=153.8°

钻机功率计算和选择：

采用Φ42钻杆，每米质量5.74kg 正常转速：100r/min 钻进所需的功率：

NZj=N1+N2+N3 ………………..……………… (2.2.1) N1--- 孔底功率.

N2---回转钻杆柱所需功率. N3---钻机传动损失的功率.

N1=2.6 × 10-5k1、k2、k3(u+Abh)(D+d)P× n………………………(2.2.2)

式中

k1：与冲洗液有关的系数，清水时k1取1，乳化液时 k1取0.75 k2：使用扩孔器时的附加系数，k2=1.2

k3：孔底阶梯形状系数，阶梯数为M时，k3=（m+1）/2m； u： 切削具与岩石的摩擦系数；

A：岩心钻头刃部横截面单位长度碎岩功率系数；

b：岩心钻头刃部横截面长度，矩形或阶梯形刃部b等于宽度T，圆弧形唇面b=πT/ 2，mm；

D，d：钻头的内外径，mm；

P：钻压，kN；

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 n：正常转速，r/min,这里取100。

∴ N1 =2.6 × 10-5 ×1×1.2×1×(0.1+0.2 × 2.73× 0.4)(96+78)×10 × 100 =1.73 (kW)

N2=2.5 × 10-8k3k4(0.9+0.02δ)q d n1.83L0.75k5……………………………(2.2.3) 式中：

k3：接头连接小弯曲率时k3=0.65; 弯曲率在1mm/m以内时 k3=1，接箍连接

时k3=1.3

k4：清水k4=1，泥浆k4=1.2，乳化液或添加润滑剂时k4=1.3 δ：（D-d）/2，mm； q：每米钻柱质量，Kg/m；

L：钻孔深度，m； K5：1+0.44cosβ（β：钻孔角度取最小值60˚） ∴ N2 = 2.5 × 10-8×1×1.2(0.9+0.02x6)5.74×81×1001.83×600.75×1.22

= 1.71(kW)

N3=

1(A+10-3Bn)………………………….(2.2.4) 1.36式中：A 、B：与传动功率有关的系数查表 取A、B值为0.3 ∴ N3 =(0.3+0.3×100×10-3)/1.36 =0.20 (kW)

∴ NZj=N1+N2+N3=1.73+1.71+0.20 =3.64(kW)

计算出以上的功率后，配备动力机时，可以以此为参考，选取动力设备。 3) 卷扬机提升功率计算 最大提升速度：0.25m/s

最大提升能力：计算大钩承受的钻杆重量为：

Q=K×q×L……………………………………………..(2.2.5) =1.2×5.74×60=413.28(Kg) 因此大钩的最大荷载按5kN计算. 提升功率计算如下： Nts=

Qdg.vdg1000z ………………………………….…………..(2.2.6)

式中:

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NLSD-06型全液压钻探机具设计报告 Qdg：大钩载荷，本计算取5000N Vdg：大钩提升速度，0.25m/s ηZ：钻机传动效率，取0.85 ∴Nts =5000×0.25/(1000×0.85) = 1.47(kW)

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