非开挖水平定向钻机动力头装置设计本科论文

非开挖水平定向钻机动力头装置设计本科论文内容摘要：

中回扩钻头刚进入土壤的时候。 根 据文献 [45t]钻杆摩擦阻力矩具体计算公式： 21 2T r Lf 式中 ： 1T — 钻杆最大摩擦阻力矩； r — 的回转半径，取值为 73/2mm，即 L — 长度，取值为 400m f — 阻力，取值为 1kN/m2 代入数据可以求出钻杆在土壤中回转时的最大摩擦阻力矩 1 。 （ 2）刀盘阻力矩计算 刀盘阻力矩与刀盘半径及土壤抗剪强度有关，根据文献【 45t】得到其计算公式如下： 32 23 fTr 式中： 2T — 所受到土壤对其的阻力矩 r — 半径，为所铺设管线半径的 倍，管线半径为 300mm f — 的抗剪强度，不同地质土 壤的抗剪强度见表 21 所示。 根据公式，代入数据，可以求得水平定向钻机在硬 坚硬粘土中回拖作业时受到的刀盘阻力矩 2  表 31 各种地质中土壤的抗剪强度 地质类型 f （ kN/m2） 地质类型 f （ kN/m2） 致密砂层 4047 粉砂层、淤积层 235 中等致密砂层 2403 软 硬粘土 368 砂砾石层 5275 硬 坚硬粘土 1782 软岩、 固结土 10069 松散砂层 1063 （ 3）最大回转扭矩 动力头的回转扭矩为在一定安全系数的前提下钻杆摩擦阻力矩与刀盘阻力矩之和，具体公式如下：  12T K T T 式中： T— 动力头的最大回转扭矩 1T — 钻杆摩擦阻力矩， 2T — 刀盘阻力矩， 湘潭大 学本科毕业设计说明书 K— 系数 ， 可取 — 代入数据，可以求得动力头的最大回转扭矩为。 根据算得的最大推进力 200kNF 和最大回转扭矩 1  ，对比国内外各种不同型号的水平定向钻机的参数，可以类比得到本水平定向钻机的最大推拉力时进给速度  ，动力头最高回转速度 150r/minn。 因此，本次设计的水平定向钻机动力头参 数如表 32。 表 32 动力头主要技术参数 最大回拖力 （ kN ） 最大回转扭矩 （ ） 最大推拉力时进给速度 （ m/min ） 最大回转速度 （ r/min ） 200 150 动力头零部件选型与设计 液压马达的选型 根据前面章节对动力头结构的研究，本文采用动力头回转系统由 4 个相同的液 压马达驱动。 根据最大回转扭矩等数据可以求得单个液压马达的输出扭矩，计算公式如下： 0 4rrTT i 式中： 0T — 液压马达的输出扭矩 T — 最大回转扭矩， T = ri — 的传动比，  r — 为   代入数据求得单个马达的输出扭矩 0  根据液压马达的输出轴扭矩，可以计算马达的排量，具体计算公式如下： 02gmmTV p 式中： gV — 的排量 0T — 液压马达的输出扭矩， 0  mp — 的工作压力， 17MPamp  m — 效率，   湘潭大 学本科毕业设计说明书 代入数据求得马达的排量  由于动力头的最高转速度为 r150min ,，折算到液压马达输出轴上的转速为1 5 0 2 .4 3 3 6 4 .5 / m innr   ，即液压马达的最高转速不应低于 r370 min。 由上述计算可知，所选的液压马达排量不得小于 ，最大输出扭矩不得小于 ，最高转速不得小于 370r/min。 液压马达的常用类型有：齿轮马 达、柱塞马达、摆线马达、多作用内曲线马达、五星马达等。 通过对比可知，摆 线马达为中小功率低速大扭矩马达且其 可靠性好、效率高、寿命长、噪音低、用途广等特点。 故选用 BM4W— 320 型摆线液压马达，技术参数表 3— 3所示： 表 3— 3 BM4W— 320 型摆线液压马达技术参数 型号 排量 ml/r 最大压降 Mpa 最大扭矩 转速 r/min 流量 L/min 功率 KW 重量 Kg 连续 尖峰 连续 尖峰 BW4W320 20 28 902 1322 7 —380 125 发动机选型与计算 根据马达输出功率的计算公式： 9549TnP 式中： T— 马达输出扭矩； n— 马达转速； 对于动力头回转系统，马达的计算用动力头老替代，可以得到回转系统所需要的出 入功率，即 m ax N .mTT ， r150 minn ,回转系统总效率  = 则 1 9549TnP =174KW。 根据运动学上功率的定义，可以计算出动力头推拉系统所需要的输入功率，P=FV，此时动力头最大推拉力 max 200kNF  ， 推进速度 V=， 该系统总效率  =，则 2P maxFV= 综上所述，动力头液压马达驱动系统所需要的输入功率： 12P P P=198KW。 由于水平定向钻机在工作时是由泥浆泵和动力头液压驱动系统联合工作，故考虑湘潭大 学本科毕业设计说明书 到泥浆泵的需要，发动机选用重庆康明斯 NTA855— GA，该发动机的计算参数如表 3— 4 所示： 表 3— 4 重庆康明斯 NTA855— GA 发动机参数 发动机型号 机组型号 功率（ KW） 缸数及类型 缸径 行程 压缩比 排气量（ L） 燃油消耗（ 1/h） NTA855— GA GF200 231 6 缸直列 140 152 回转系统齿轮设计 、精度等级、材料及齿数 （ 1）选用直齿圆柱齿轮传动； （ 2）选用 7级精度（ GB10095— 88）； （ 3）选择小齿轮材料为 40Cr （调质）， 齿面硬度为 280HBS；大齿轮选用 45钢（调质），齿面硬度为 250HBS； （ 3）选用小齿轮齿数为 1 21Z ，齿数比 u=，故大齿轮齿数为： 2 51Z 按式计算小齿轮分度圆直径：   21312 1 EHdHZ Z ZKT udu     确定各参数值： （ 1）载荷系数 K=； （ 2）小齿轮传递的扭矩 1T = 10 ； （ 3）齿宽系数 d =( 1) ai  ，取 a =，则 d = （ 4）材料弹性影响系数 MPaEZ  ； 区域系数  ； （ 5）重合度系数，因12111 .8 8 3 .2 ( ) 1 .6 7t ZZ    ， 则可得 4 3 tZ   （ 6）许用应力，查图可知： lim 1 770MPaH  ， lim 2 610M PaH  ； （ 7）计算应力循环次数 湘潭大 学本科毕业设计说明书 1160 hN n jL =   96 0 3 6 4 . 5 1 2 8 3 0 0 3 0 1 . 5 1 0        9 812 1 .5 1 0 6 .5 1 02 .4 3NN u     （ 8）接触疲劳寿面系数 1  ， 2  ； 计算接触疲劳许用应力 取失效概率 1%。 安全系数 1HS  则   1 l im 11 0. 9 77 0 69 3 MPa1H N HH K S      2 l im 22 0 .9 5 6 1 0 5 8 0 M Pa1H N HH K S    两式计算中的值比较取较小值，则   580MPaH  ； 故   21312 1 EHdHZ Z ZKT udu     263 2 1. 3 1. 33 6 10 2. 43 1 18 9. 8 2. 5 0. 88 12 6. 4 m m1. 27 2. 43 58 0         计算模数 11 Z   取标准值 6mmm 由公式  112F FS FKT YYbd m  式中：（ 1）小齿轮分度圆直径 1d = 1mZ =6 21=126 ； （ 2） 齿轮啮合宽度 1 160dbd （ 3） 复合齿形系列，查图可知： 1  ， 2  （ 4） 重合度系数 . 25 0. 69 91tY     （ 5） 许用应力，查图可得 lim1 310M PaF  ， lim 2 240M PaF  湘潭大 学本科毕业设计说明书 取弯曲疲劳安全系数 S= （ 6）弯曲疲劳寿命系数： 1  ， 2  则   1 l im 11 188. 22 MP aFN FF K S     2 l im 22 16 2. 86 MPaF N FF K S   （ 7） 计算大小齿轮的  FSFY ，并进行比较  114 .3 7 0 .0 2 3 21 8 8 .2 2FSFY ，  223 .9 3 0 .0 2 4 11 6 2 .8 6FSFY  由于    12FS FSFFYY ，故 612 12 2 1 . 3 1 . 3 3 6 1 0 3 . 9 3 0 . 6 9 9 11 6 0 1 2 6 6F F SKT YYb d m         FM P a  因此满足齿根弯曲疲劳强度要求。 5. 几何尺寸计算 11 6 2 1 1 2 6m md m Z    22 6 5 1 3 0 6m md m Z    12 2162dda mm 由于 2 160mmb  ，则 12 (5 10)m mbb   ，取 1b 165mm 所示。 图 大齿轮结构图 湘潭大 学本科毕业设计说明书 动力头主轴的尺寸确定及校核 1 拟定轴上零件的装配方案，如图 所式。 图 主轴零件装配图 2 各段轴轴径与轴长的确定 根据扭转强度计算轴径，选用 45 钢（调质处理），由于发动机的功率 231KW，效率为 70%，经过减速箱后，机械磨损为 85%，故，作用在主轴上的功率为。 则根据公式： m a x3 3m in 1 2 9 .3 6( 1 0 3 1 2 6 ) 7 2 .5 6 8 8 .7 6370pdC n    ； （ 1）由于右起第一段连接钻杆，且上面安装有键槽，故轴径应在最小直接的基础上加 5%，故取该段轴直径为 80mm ，长为 85mm； （ 2）右起第二段考虑到轴的定位和轴承的承载能力的问题，则取直径为 92mm长为 80mm； （ 3）右起第三段，考虑到轴的轴向承载能力和轴承端盖的连接，取该段直径为100mm ，长为 70mm； （ 4）右起第四段。 由于有轴 承和齿轮的定位问题，选择轴承型号为 30222A，即1 1 0 2 0 0 4 1D d B    ，故轴的直径为 110mm ，长为 75mm； （ 5）右起第五段，该段装有齿轮，直接取 140mm。 轴和齿轮之间采用矩形花键连接如图 所示，采用花键连接的优势是：花键连接比平键连接承载能力高、对轴削弱程度小（齿浅、应力集中小）、定心好和导向性能好等。 它适合与定心精度高，载荷大或经常滑移的连接。 根据齿轮宽度可以求得该段轴的长 度为 165mm； （ 6）右起第六段，考虑齿轮的轴向定位，需有定位轴肩，取轴肩直径 180mm ，长为 25mm； 湘潭大 学本科毕业设计说明书 （ 7）右起第七段，该段为圆锥滚子轴承安装处，故直径为 110mm ，考虑到轴承的定位，该段长度取为 100mm。 （ 8）右起第八段，该段与旋转解头相连接，参照 GB/T10952020，选用普通 A型平键连接，直径为 80mm ， 长度为 70mm。 图 矩形花键的截面形状 圆周力： 222 N .mt TF d 径向力： t a n 4 5 7 5 1 . 6 t a n 2 0 1 6 6 5 2 . 2 N . mc o s c o s 0tr FF    轴向力： 1 6 6 5 2 .2 N .marFF 4．轴承的径向支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立如图 所示的力学模型。 水平面的径向支反力： 22 87 5. 8 N .m2 tH A H B FFF  ； 垂直面的径向支反力： 2( 1 3 0 )2 1 4 7 3 N . m260arV。