毕业设计毕业论文zq-100型钻杆动力钳背钳设计正文

毕业设计毕业论文zq-100型钻杆动力钳背钳设计正文内容摘要：

取活塞杆直径的 至 倍。 为保证最小导向长度可采用隔离套不仅能保证最小导向长度，而且还可以扩大导向套及活塞的通用性。 液压缸 的强度及刚度校核 缸筒壁厚的校核及外径计 算 缸筒相当于一个两端封闭的圆筒形受压容器，由材料力学知，其应力状态是随着缸筒内径和壁厚的比值 D 的改变而变化的。 因此在计算缸壁的合成应力和厚度时，必须考虑不同的比值 D 和材料，采用不同的强度计算公式。 壁厚和强度条件计算公式为 ]2[pDδ  ][2δpDσ  式中 D—缸筒内径； p—液压缸的最大工作压力； σ缸筒内应力； ][ 缸筒材料的许应力； 许应力 ][ 可用下式计算： nσ][ b 式中 bσ 缸体材料的抗拉强度； 王磊： ZQ100 型 钻 杆动力钳背钳设计 18 n—安全系数，一般取 n=5； 总上：缸筒壁厚 16mm，符合强度要求。 液压缸柱塞杆强度验算 在液压缸处于稳定工作状态时，既柱塞受到负载力小于稳 定临界力时，柱塞杆受到压力、推力，但对于背钳短行程液压缸的柱塞杆来说，可不考虑弯曲，又因为 l/d 10 时，柱塞杆强度计算： ][)d(d4πFσ212  21dπ[σ]4Fd  0[σσπ 27 8984114  式中 d—柱塞杆外径； 1d 空心杆内径，实心柱塞杆 1d =0； F—液压缸最大推力； 柱塞杆压应力； ][ 材料许应力， ][ = ns ，其中 s 为材料屈服极限查表， n 为安全系数通常取 n ； 总上：柱塞杆满足强度条件，符合设计要求。 液压缸稳定性验算 液压缸在工作过程中有受很大的力，液压缸不仅要满足受力强度 要求，还要满足受压状态的稳定性要求。 对于液压钳的短行程液压缸，工作在受压状态时，在轴向力作用下仍保持原有直线状态下的平衡，故可将其视为单纯受压的直杆。 但实际上，液压缸并非单一的直杆，而是缸筒、活塞和活塞杆等组合体。 由于活塞与缸壁之间以及活塞杆毕业设计（论文） 19与导向套之间均有配合间隙，此外，液压缸的自重及负载偏心的等因素，都将使液压缸在轴向力压缩状态下产生纵向弯曲。 有理论分析和实验得知，活塞杆的受压杆件，会在轴向载荷所引起的压缩应力远未达到材料的屈服强度极限之前，就会发生断齿或弯曲。 所以先按稳定性条件进行验算，既在工作状 态下，验算液压缸承受最大轴向力压缩负载的稳定性，再按强度条件对活塞杆进行计算。 液压缸稳定性验算： 根据材料力学概念，一根受压的直杆，在负载力超过临界力时，既以不能维持原有轴线状态下的平衡而丧失稳定。 液压缸稳定条件为： kknFF 式中 F—最大负载力； kF kn 稳定临界力； kn 稳定安全系数，一般取 kn =2~4； 液压缸稳定临界力 kF 的大小与活塞杆和缸筒的材料、长度、刚度及液压缸两端支撑有关等因素。 因为活塞杆和缸筒的材料、长度、刚度是按标准规定，所以液压缸符合稳定条件。 液压缸的安装试验与维护 液压缸装配完成后，通过安装试验达到符合要求，试验包括以下方面（举例说明）： ，在空载情况下，全程往复运动 5 次以上，要求运钻正常。 ，向被试液压缸无杆腔通入液压油，逐渐生压，记录活塞杆启动后最 低压力，是否符合规定。 3. 液压缸活塞固定，使液压缸为额定压力，测量另一出油口处泄露量，达到要求。 王磊： ZQ100 型 钻 杆动力钳背钳设计 20 ，将液压缸活塞杆停留在行程两端不接触缸盖。 使试验腔压力为额定压力 倍，保压 5 分钟，零件无破坏、变形等现象为符合要求。 ，满载情况下，向液压缸通入 90 度的液油，连续运钻小时以上，运钻正常。 液压缸常见故障分析与排除 故障现象 产生原因 排除方法 爬行 ，局部磨损严重或 腐蚀 ，但不得泄露 ，重新磨缸内孔 冲击 2. 液压缸停止走程 ，清除污物 液压缸缓冲装置 外泄露 1. 管接头密封不严 2. 缸盖处密封不良 1. 检查密封圈及接触面 2. 检查修理 内泄露 1. 安装时，密封件未装好 2. 偏载引起的密封件磨损 1. 装好密封件，仔细检查 2. 检查密封件、活塞杆、活塞的变形、磨损及断裂 其他 由于高压引起 液压缸变形 特别高的压力容易引起液压缸的歪斜，控制好压力源 毕业设计（论文） 214 ZQ100 型杆动力钳的 背钳 传动设计 背钳传动概述 ZQ100 型钻杆 动力钳的 背钳的传动系是由液压缸带动双联齿轮，通过介轮传递到开阔齿轮传递效率高、简洁。 在背钳定轴轮系中，共有三对齿轮啮合，分别为开阔齿轮与介轮、介轮与双联大齿轮，双联大齿轮与双联小齿轮共轴。 经传动滚轴爬坡实现夹紧油管的目的。 背钳传动设计 系统 的效率 ηⅠ =1 ηⅡ = 1  2 = = η开口齿轮 = 1  2  3 =  = 式中 ηⅠ —柱塞效率； ηⅡ —双联齿轮效率； η—开阔齿轮效率； ： T1=T1 i 总 n1=n/ i 总 3. 各级传动比的分配 根据传动系统性质和 ZQ100 型液压钳背钳输出扭矩要大于等于 15KNm。 主轴的变速范围是 2250r/m，变速的基本规律是变速系统的变速级数、变速组的传动比之间的关系、动力钳总变速范围与各变速组的变速范围。 在设计传动系统时 ，往往首先比较和选择个传动比之间的相对关系。 根据传动比分配原则：传动副的设计 “前多后少 ”；传动线的设计要 “前密后疏 ” ；降速比的设计要 “前缓后急 ”。 传动链要短，钻速和要小，齿轮线速度要小，空钻件要少。 王磊： ZQ100 型 钻 杆动力钳背钳设计 22 总传动比 i 总，以及各种机械传动推荐的传动比范围传动比分配如下： 初定各级传动比为： 1i =1917 2i = 17191917 3i = 601717191917  4. 各轴功率、钻速和钻矩的计算 Ⅰ ：齿条柱塞 T1=11nP =T1 1i =3947 Nm Ⅱ ：双联轮轴 T2=T2 i=39472i = Ⅲ ： 介轮轴 T3=T3 i= 39472i 3i = 图 41 背钳整体传动示意图 Figure 41 Back pliers overall transmission schematic drawing 毕业设计（论文） 231. 背钳头盖板 4. 背钳前支座 轴的设计 ZQ100 型钻杆动力钳各传动轴在工作时必须具有足够的弯曲强度和扭钻刚度。 轴在弯矩作用下产生过大的弯曲变形，则装在轴上的齿轮会因倾角过大而使齿面的强度分布不均匀，产生不均匀摩擦和加大噪声，也会使滚动 轴承内、外圈产生相对倾斜，影响轴承使用寿命，因此设计时要保持各轴有足够的强度和刚度 . 轴的结构设计 轴在载荷作用下若产生过大的弯曲变形，会影响轴上正常的工作。 例如：安装在齿轮上的轴，如轴的弯曲刚度不足而产生过大的挠度 y 和偏角 θ，会使齿轮啮合发生偏载。 对于轴承支承的轴，偏钻角 θ 会使轴承内、外圈互相倾斜，如偏钻角超过滚动轴承的允许钻角，就显著降低轴承的使用寿命。 因此，设计轴时，需要对其进行弯曲刚度的校核。 经过演算分析，要采用轴有良好的制造工艺性，减小轴上的应力集中，提高轴的疲劳强度。 简单、耐用是 设计准则。 轴的强度计算 进行轴的强度计算时，根据轴具体受载和应力情况，采取计算方法。 按扭矩强度计算，轴受传递扭矩或主要传递扭矩的传动轴。 传动轴强度计算 是标准的计算，在这里省略计算部分。 轴的刚度计算 Ⅰ 的弯曲刚度校核 轴上受力分析 王磊： ZQ100 型 钻 杆动力钳背钳设计 24 (1) 轴上传递的扭矩： ＝T 41141  (2)求作用在齿轮上的力： 输入轴上小轮分度圆直径 8 5 m m175mZd 11  齿轮的圆周力： 11i1  齿轮的径向力： 181 .9Nc os 20t g 20197 .23 18c os βtg αFF。 ni1r1  （啮合角为 20 ） 齿轮的法向力： 7 0 .1 9 0 2 N1t g 2 01 9 7 .2 3 1 8tg βFF。 i1α1  根据平衡条件，得到如下数据： Y 方向：  0AM ， 0375750 1  tBy FR NRBy    ，合 0F 01  rBZAZ FRR NRBy  Z 方向：  0AM ， 0375750 1  tBy FR    ，合 0F 01  rBZAZ FRR ，  2. 弯矩图 由于齿轮的作用力在水平平面的 m1 3 7 .6 5 N0 .3 7 53 6 7 .0 70 .3 7 5RM AyDy  由于齿轮的作用力在垂直的弯矩图 毕业设计（论文） 25 0 .3 7 5 9 0 .9 5 0 .3 7 5 3 4 .1 2D Z A ZM R N m      由于齿轮的作用力在 D 截面的最大合成弯矩 m14 1. 81 N34 .1 213 7. 65MMM 222Dz2DyD  图 42 弯矩图 Figure 42 Bendingmoment diagram 3. 安全系数计算： 根据轴的结构尺寸及弯矩图，对载面进行安全系数校核，由于轴 转动，弯矩引起对称循环的弯曲应力，其应力幅为： 2Da 1WMσ mmN 式中， W—抗弯截面系数， W 按照 171。 机械设计工程学（ Ⅱ ） 187。 表 4—3 选取 由轴上截面系数得： 330 .1 6 .4W d cm   ； 弯曲正应力的平均应力： 0m 王磊： ZQ100 型 钻 杆动力钳背钳设计。