385大直径桩基础工程成孔钻具

385大直径桩基础工程成孔钻具内容摘要：

S YYXR re lTre lTF NTSTFFp  m inlim 仿上，通过查表或采用相应的公式计算，可得出各 系数。 齿根弯曲应力 F ，即： 如需更多全套图纸和论文资料，请联系扣扣九七一九二零八零零  21 mmNF   22 mmNF  取弯曲应力 266 mmNF 。   mmNFp  因齿根应力 266 mmNF 小 于 许 用齿 根 应 力 2189 mmNFp ，即 FpF。 所以，齿轮副满足弯曲强度条件。 第 6 章 钻杆回 转驱动齿轮设计 钻头在冲击破石的同时，如果还进行回转运动，就能更好的破石，提高钻具的成孔效率。 在行星齿轮上，在一定半径的圆周上，均匀布置三根钻杆，每根钻杆在行星齿轮上表面有一个齿轮与其连接，这样三个齿轮与均匀布置在圆周上，在行星齿轮中央有一齿轮分别与三个齿轮啮合，通过该齿轮转动，带动钻杆作回转运动。 而该齿轮的动力通过与其轴的上端大齿与中心齿轮啮合而得来。 这样两个齿轮应作成双联齿轮。 前面已算出下端小齿轮的各项参数，下面进行上端大齿轮的参数设计计算。 已知中心距为 342mm。 如需更多全套图纸和论文资料，请联系扣扣九七一九二零八零零 太阳轮 a的分度圆线速度  27622762111  rv。 则与其啮合的行星轮 c的角速度  204276212  rv。 设大齿轮半径 R1，中心轮半径为 R2，则 R1+R2=342(mm)。 大齿轮分度圆的线速度 RRv1113 2 ，则与其啮合的中心轮角速度RRRv 21233 2 。 要使钻杆相对行 星轮 c 产生转动则应该： 23即  35 21 RR ，得1381R (mm)。 通过该参数取大齿轮齿数 441z，中心轮齿数 252z，传动比 10i ，计算得中心距 342345 a ，可知应进行渐开线齿轮的变位修正。 由以上可知为已知中心距的设计，已知参数如下： 441z， 252z， 10m ，20 ， 34239。 a (mm)。 则各项参数的计算如下： (1) 确定啮合角：      os345a rc c osc osa rc c os 39。 39。 39。  aa  (2) 确定变位系数和：      t a n22139。 21 zzin vin vxx  =   20t a n225440 1 4 9 0 1 1 8 7  = (3) 确定中心距变动系数：     39。  my aa (1) 确定齿顶高降低系数：    yy xx (3) 分配变位系数 x1 、 x2 ，并计算齿轮的几何尺寸： ① 节圆直径：  39。 139。 1 co sco sdd  =440  2 4 84 3 66 8 439。 2 d 如需更多全套图纸和论文资料，请联系扣扣九七一九二零八零零 ② 啮合角 39。  ③ 齿顶高     4 3 6 1 2 4 3 6 11   myxhh aa     4 3 6 1 2 4 3 6 22   myxhh aa ④ 齿根高     11   mxchh af     239。 2   mxchh af ⑤ 齿顶圆直径 3 6 111  hdd aa 3 6 222  hdd aa ⑥ 齿根圆直径 1 2 1 29 3 6 4 02111  hdd ff 1 2 2 29 3 6 5 02222  hdd ff ⑦ 中心距     3422248436239。 239。 139。  dda ⑧ 中心距变动系数     39。  my aa ⑨ 齿顶高变动系数 0 1 2 21  yy xx 第 7 章 钻具的设计 本 钻具适应于软散颗粒和岩石（中软岩）地质层成孔施工。 潜孔钻进采用冲击旋转方式破碎岩石。 冲击回旋钻孔时，作用在钻头上的冲击力（每个钻刃轴向冲击力） Spyy时才能实现钻进。 式中： y为岩石的极限抗压强度2cmkgf ， y 为钻刃接触岩石的面积 2cm。 扇形面积 S 内的岩石破碎条件是减切力： STjj kgf。 式中： j为岩石的极限抗剪强度 2cmkgf ， Sj为岩石受剪切的面积 2cm。 kg ftgpT   2902 ，式中： p 为钻刃上轴向冲击力 kgf ，  为钻刃 的刃角 deg ，如需更多全套图纸和论文资料，请联系扣扣九七一九二零八零零 kgftgSp jj 2902 。 查得中软岩的抗压强度为 450～ 850 2cmkgf ，这里取 2500 cmkgfy ， cmSy 。 kgfSp yy 9 00。 则 k g ftgtgpT 4502909029002902     比较冲击破碎的冲击力 p 与剪切破碎的剪切力 T ，得到 p T ，取 p =900kgf作为潜孔钻机冲击器设计的依据。 钻杆的施力装置 由以上计算可知，岩石的破碎主要是钻杆轴向冲击力的大小决定。 而对于脆性的岩石面的破碎，也数首次的冲击破碎效果最佳，所以必须保证每次冲击的能量足够大。 根据以上要求，我查了很多相关资料，最后决定采用气动力冲击或液压力冲击。 但根据本钻具采用气举升排渣，决定采 用气动力冲击，这样就可以就地利用气源，减少了其配套设备，降低了生产成本。 查得气动冲击有关的书籍，决定采用冲击汽缸来产生岩石破碎的冲击力。 冲击汽缸是一种结构简单、体积小、耗气功率小，但能产生相当大的冲击力，能完成多种冲压的气动执行元件。 在冲击汽缸中，采用快排型冲击汽缸。 下页图为快排型冲击汽缸的结构图和工作原理图： 它是在非快排型冲击汽缸下部增加了快排机构而成的。 快排机构的作用是当活塞需要下冲时，能使活塞下腔以通流面积足够大的通道迅速与大气连通，相当于一快速排气阀，使活塞下腔背压迅速降至很低。 快排型冲击汽缸 工作过程见图 b,接通气源，压缩空气经 F1由 k1输入快排活塞下腔，快排活塞上腔经 k2排气，快排活塞上移，封住冲击缸下腔排气孔 T ；同时压缩空气经节流后经 k3输入冲击缸下腔， k4排气，活塞和活塞杆上升，封住中盖 5的喷气口；同时活塞杆上的挡块触动阀 F3 的推杆 6，发出信号使 F2动作，压缩空气经 F2 由 k4 输入蓄气腔，并使之充满，此时若给 F1 一个气信号使之动作，则 k2 进气， k1 排气，快排活塞 3 下移，迅速打开冲击缸下腔排气孔 T ，冲击缸下腔背压迅 速降至很低，活塞杆便可在最大压差下快速向下冲击。 这种汽缸活塞下腔气体已经不像非快排型冲击汽缸那样被急剧压缩，使有效工作行程可以加长十几倍甚至几十倍，加速行程很大，故冲击能量远远大于非快排型冲击汽缸，冲击频率比非快排型提高约一倍。 如需更多全套图纸和论文资料，请联系扣扣九七一九二零八零零 K 45K 3K 234T7C2(a )结 构图(b )工 作原理图K 4F 1 K 3K 2K 1581436F 2F 3T71 快 排导向盖；2快 排密封胶垫；3 快 排活塞；4 快 排缸体；5 中 盖；6推 杆；7节 流阀；8气 罐 由于本设计主要为钻具设计，选择采用标准汽缸来进行组合，减少另外设计的生产的成本。 破碎岩石的冲击力要求大于 900kgf 才能破碎岩石。 由空气压缩机处提供的气压一般大于 10Mpa，选 用的标准汽缸的缸内径为 80mm，汽缸的活塞杆外径为 40mm，活塞的行程为 500mm，现采用气压为 10Mpa 来进行计算：   NPSF 5226   进行力的换算，相当于 37680kgf ，大于岩石的抗压强度所要求的冲击力。 可知，可以减小空气压力的大小来调节冲击力的大小，以适应不同的地质要求。 汽缸往复冲击次数： m i n57 cjsakn ccc 。 耗气量： Q21 如需更多全套图纸和论文资料，请联系扣扣九七一九二零八零零     362226213211 mplSSkkkQ n  总共装有 9个汽缸，则： 321 mQ  第 8 章 主钻头的设计 按本钻具的特点来分析，由于运动不能使径向力完全达到平衡，就可能使钻具工作时不稳定，影响工作效率，且中心处是刀具路径不能到达的地方。 因此，应在中心处装一钻头来保持中心的稳定。 根据这一要求，在主动轴端安装一个定型产品的小直径牙轮式中心钻，其与主轴采用装配式的连接方法，便于钻头的拆卸和维修方便。 牙轮钻头的结构和工作原理为下图： 如需更多全套图纸和论文资料，请联系扣扣九七一九二零八零零 牙轮钻头由三个 牙爪及三个安装在牙轮轴颈上的牙轮组成。 牙轮分两种型式。 见下气，对轴承进行吹洗和冷却。 从钻机送入的排渣压气通过喷嘴，形成了高速气流，喷入孔底 表，三个牙爪焊成一体，在端部加工成锥螺纹，与钻杆联结。 吹洗风道用于通入压缩空 排渣。 牙轮主要型式为： 镶齿钻头 楔齿钻头 适应中硬岩，硬岩； 牙轮体表面镶硬质合金柱； 三牙轮中心交于一点； 无滑动破岩。 适应于表土，软岩； 牙轮体表面齿为楔形； 三牙轮中心不交于一点； 有滑动破岩。 牙轮钻头靠钻机的回转，加压机构施加在钻头上的回转力矩及轴压力破碎岩石。 钻头的回转带动 牙轮滚动，在轴压力静载荷及牙轮转动时的动载荷作用下，牙轮上的齿以压碎、冲击、减切等形式破碎岩石，岩渣由压风吹出孔口。 对不同性质的岩石使用不同类型的钻头，是提高破岩效率的重要条件。 大部分坚硬的岩石均具有脆性，应采用镶硬质合金柱的钻头，用纯滚动而无滑动的牙轮钻头钻进，牙轮借助于轴压力和冲击力的作用切入岩石，使之破碎。 对于中硬具有塑性的岩石，为了提高破碎效果，牙轮除滚动外，同时应具有一定的滑动剪切岩石。 在软岩中使用的铣齿牙轮钻头，应具有较大的滑动力切削岩石。 钻头旋转时，牙轮还绕本身轴线旋转，则牙轮以一个齿着 地或两个齿着地，牙轮中如需更多全套图纸和论文资料，请联系扣扣九七一九二零八零零 心随之上下运动，对岩石产生冲击作用。 在钻进过程中，由于钻头不断被磨损，受到钻凿的岩石表面的几何形状也随之变化，因而影响到岩石破碎前的应力状态。 本设计采用已定型的小径牙轮中心钻头。 根据岩石的特性不同，选用不同的牙轮型式，以便于提高成孔效率。 其主要参数的确定必须考虑到，岩石的坚硬性，孔的直径，深度及方向是设计钻机的主要依据，它们决定钻机的主要结构和机重，同时又影响其它参数的选择。 在穿孔中，钻机、钻杆和钻头三者的互相影响，必须选择恰当，否则就不能顺利的实现钻进。 轴压计算：当钻头对岩石 的作用力大于岩石的临界抗压应力时，岩石才会迅速破碎。 轴压越大，越容易达到体积破碎，钻进速度就越快。 但轴压太高，会导致牙轮钻头容易损坏和迅速磨损，降级钻头的使用寿命，浪费能量，增加钻孔成本。 轴压值根据下式：w0 （ 130～ 150） D kgf ,式中： D— 钻头直径 cm。 则轴压为 w0 （ 130～ 150） 15（ 1950～ 2250） kgf 回转功率计算：牙轮钻头的回转扭矩采用下列经验公式计算： WkDM  WknDN   mk g fM     1 3  kw 回转速度：根据岩石性质的不同及操作需要，钻具钻速应能调整。 穿硬岩、开孔及接、卸钻杆时宜用低速；钻软岩时，转速可以适当提高。 这样可以提高钻进 速度。 当转速增加到一定值时，特别是在硬岩上钻孔时，会使钻机强烈振动，降低钻头寿命，致使钻进速度降低。 钻具的回转速度应能在 0～ 120 minr 间无级变速。 本钻具通过调节水下电机的变速器达到这一要求。 第 9 章 主轴的设计 轴的设计也和其它零件的设计相似，包括结构设计和工作能力计算两方面。 轴的。