ZQ-100型鉆桿動力鉗背鉗設(shè)計

ZQ-100型鉆桿動力鉗背鉗設(shè)計,zq,鉆桿,動力,鉗背鉗,設(shè)計 遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 前言 ZQ100型鉆桿動力鉗是簡潔、方便、結(jié)構(gòu)簡單、方便拆卸、調(diào)整維修方便，制動安全，可靠耐用，使液壓控制帶動齒條有效夾緊鋼管現(xiàn)代石油機(jī)械。現(xiàn)在人類的機(jī)械創(chuàng)新的不斷進(jìn)步，使機(jī)械代替了人。以前在油田修井時或者下油管時，管與管連接時是用管鉗來上扣和卸扣，現(xiàn)在使用這種液壓鉗，就給人類帶來很多方便，使工作效率和安全系數(shù)提高，也減少了很多井口的工作人員，因此這是油田經(jīng)常使用的卸管工具。目前,修井作業(yè)中,仍用人力上卸抽油桿螺紋,不僅效率低,工人的勞動強(qiáng)度大,而且上扣力量不均,不能保證不同規(guī)格抽油桿所要求的上扣扭矩,易造成抽油桿脫扣。為了解決上述問題,我設(shè)計ZQ-100型液壓抽油桿鉗背鉗，這種鉗具有體積小、質(zhì)量輕、上扣扭矩大、操作靈活方便和性能安全可靠等特點,可減輕操作工人的勞動強(qiáng)度,保證上扣質(zhì)量,減少脫扣現(xiàn)象，這種新型抽油桿鉗可產(chǎn)生很好的經(jīng)濟(jì)效益和社會效益。ZQ100型鉆桿動力鉗背鉗主要結(jié)阿構(gòu)是液壓缸和齒輪組，再對液壓缸設(shè)計中需要注意液壓元件的制造精度和密封性能要求高，加工和安裝都比較困難。泄漏難以避免，并且油液有一定的可壓縮性，因此，傳動比不能恒定，不適用于傳動比要求嚴(yán)格的場合。泄漏引起的能量損失（稱容積損失），是液壓傳動中主要的能量損失，此外油液在管道中受到的阻力及機(jī)械摩擦等也引起一定的能量損失，致使液壓傳動的效率較低。油液的黏度隨溫度而變化，當(dāng)油溫變化時，會直接影響傳動機(jī)構(gòu)的工作性能。此外，在低溫條件或高溫條件下采用液壓傳動有較大的困難。油液中滲入空氣時，會產(chǎn)生噪聲，容易引起振動和爬行（運動速度不均勻），影響傳動的平穩(wěn)。維修保養(yǎng)較困難，工作量大。當(dāng)液壓系統(tǒng)產(chǎn)生故障時，故障原因不易查找，排除困難等通過設(shè)計減少負(fù)影響。所以對背鉗設(shè)計達(dá)到結(jié)構(gòu)簡單方便使用與維護(hù)，增加用期等優(yōu)點，使我國動力鉗設(shè)計改造，達(dá)到世界水平。lw.net 1 緒 論 在人類的機(jī)械創(chuàng)新的不斷進(jìn)步，使機(jī)械代替了人。以前在油田修井時或者下油管時，管與管連接時是用管鉗來上扣和卸扣，現(xiàn)在使用這種液壓鉗，就給人類帶來很多方便，使工作效率和安全系數(shù)提高，也減少了很多井口的工作人員，因此這是油田經(jīng)常使用的卸管工具。 針對修井作業(yè)中人力上卸抽油桿螺紋效率低,勞動強(qiáng)度大,又不能保證不同規(guī)格抽油桿所要求的上扣扭矩等問題。ZQ-100型液壓抽油桿鉗。這種抽油桿鉗由主鉗、手動換向閥、液壓馬達(dá)、背鉗、彈簧吊筒和調(diào)節(jié)彈簧等組成。在設(shè)計中省掉了鉆速換擋機(jī)構(gòu),同時通過改變制動板上壓簧螺栓的結(jié)構(gòu),解決了制動板減薄時腭板滾子爬坡力量不足這一技術(shù)難題，介紹了這種抽油桿鉗的工作原理!主要技術(shù)參數(shù)和室內(nèi)試驗情況，結(jié)果表明采用ZQ-100型液壓抽油桿鉗可大大減少抽油桿脫扣次數(shù),提高修井質(zhì)量和修井速度。 1.1 液壓動力鉗概述 1.1.1 液壓動力鉗的發(fā)展?fàn)顩r 近年來，隨著我國國民經(jīng)濟(jì)的持續(xù)快速發(fā)展，我國的石油消費量逐年增加。2002年達(dá)到2．457億噸，排名已超過日本，成為繼美國之后的第二大石油消費國。相比之下，我國石油機(jī)械制造生產(chǎn)增長比較緩慢，供需矛盾日益突出。而現(xiàn)在人類的機(jī)械創(chuàng)新的不斷進(jìn)步，使機(jī)械代替了人。以前在油田修井時或者下油管時，管與管連接時是用管鉗來上扣和卸扣，現(xiàn)在使用這種液壓鉗，就給人類帶來很多方便，使工作效率和安全系數(shù)提高，也減少了很多井口的工作人員，因此這是油田經(jīng)常使用的卸管工具。目前，國外桿動力鉗的種類很多，而且產(chǎn)品性能及質(zhì)量都相對穩(wěn)定，特別是他們產(chǎn)品的體積與輸出扭矩不會成比例變化，即使動力鉗輸出扭矩相當(dāng)大時，其產(chǎn)品的體積也不會增加多少，因而適用于現(xiàn)場需要。而國內(nèi)產(chǎn)品還處在研發(fā)和改進(jìn)階段，產(chǎn)品性能及質(zhì)量都有待進(jìn)一步提高，國內(nèi)產(chǎn)品的體積和重量都隨輸出扭矩的增大而增大，從而導(dǎo)致無法適用于某些大型管。近10年來，中國國內(nèi)生產(chǎn)動力鉗有所增長，但相比國外我國動力鉗結(jié)構(gòu)復(fù)雜不方便使用與維護(hù)，使用期短等缺點，所以我國正大力發(fā)展動力鉗設(shè)計改造，達(dá)到世界水平。針對修井作業(yè)中人力上卸抽油桿螺紋效率低,勞動強(qiáng)度大,又不能保證不同規(guī)格抽油桿所要求的上扣扭矩等問題, ZQ-100型液壓抽油桿鉗,這種抽油桿鉗由主鉗、手動換向閥、液壓馬達(dá)、背鉗、彈簧吊筒和調(diào)節(jié)彈簧等組成,在設(shè)計中省掉了鉆速換擋機(jī)構(gòu),同時通過改變制動板上壓簧螺栓的結(jié)構(gòu),解決了制動板減薄時顎板滾子爬坡力量不足這一技術(shù)難題，介紹了這種抽油桿鉗的工作原理，主要技術(shù)參數(shù)和室內(nèi)試驗情況，結(jié)果表明ZQ-100型液壓抽油桿鉗可大大減少抽油桿脫扣次數(shù),提高修井質(zhì)量和修井速度。（如圖1-1） 圖1-1 液壓動力鉗 Figure 1-1 Hydraulic pressure power pliers 1.1.2 液壓動力鉗的應(yīng)用 油田修井作業(yè)時,要把油管從油井中一根根取出,然后再一根根下到油井中。油管上卸絲扣用的是一種專用鉗。多年來,這種被修井架修井鉗是靠人工用手操作,不但勞動強(qiáng)度大,而且不夠安全,易發(fā)生工傷事故,工作效率較低使得修井作業(yè)時間較長,影響原油產(chǎn)量。為解決上述存在的問題,我們根據(jù)油田修井作業(yè)現(xiàn)場操作實際情況,本著減輕勞動強(qiáng)度和有利安全生產(chǎn)的宗旨,研制了油田修井液壓鉗操作裝置,經(jīng)過實踐應(yīng)用,有較好的操作功能和保障操作者安全的特點,并能提高修井工作效率。 1.2 液壓動力鉗的結(jié)構(gòu)及工作原理 1.2.1 液壓動力鉗的結(jié)構(gòu)及特點 液壓動力鉗是由背鉗、主鉗、操作手柄、彈簧吊筒、液壓馬達(dá)、手動換向閥、調(diào)節(jié)彈簧組成（圖1-2）懸吊主鉗時，背鉗浮動于主鉗之下，主鉗通過前導(dǎo)桿總成及后導(dǎo)桿總成聯(lián)為一體，主鉗可單獨使用，也可以主背鉗組合使用。 主鉗由顎板、顎板架、開口大齒輪和惰輪等組成,在工作過程中起傳動和上卸扣作用。手動換向閥由閥體和操作手柄組成,其作用是操縱鉗子復(fù)位和上卸扣。液壓馬達(dá)是一種內(nèi)嚙合擺線齒輪式的小型低速大扭矩馬達(dá),經(jīng)兩級齒輪減速將動力傳給主鉗。 圖1-2 液壓動力鉗結(jié)構(gòu)簡圖 Figure 1-2 Hydraulic pressure power pliers diagram of mechanism 1)背鉗;2)主鉗;3)操作手柄;4)彈簧吊筒; 5)液壓馬達(dá);6)手動換向閥;7)調(diào)節(jié)彈簧 背鉗鉗頭中裝有方補(bǔ)心,通過更換方補(bǔ)心,可上卸不同規(guī)格的抽油桿螺紋,滿足利用同一底鉗卡緊不同規(guī)格抽油桿扳方的要求。背鉗與主鉗配合完成上卸扣動作，彈簧吊筒是將鉗子吊起來的裝置,其內(nèi)裝有壓縮彈簧,以滿足上卸扣時鉗子上下浮動的要求。調(diào)節(jié)彈簧設(shè)在底鉗下面,可使背鉗隨上下接頭扳方的距離變化而上下移動。 1.2.2 液壓動力鉗的工作原理 液壓動力鉗采用低速大扭矩液壓馬達(dá)驅(qū)動,手動換向閥控制主鉗鉆向和速度,動力由現(xiàn)場使用的油管動力鉗的動力源提供,其工作原理與液壓油管鉗相似與油管螺紋相比,抽油桿螺紋數(shù)較少上卸扣所需的時間也就短,因此設(shè)計時省掉了鉆速換擋機(jī)構(gòu)。另外對主鉗中開口大齒輪的爬坡弧度與制動板的制動力進(jìn)行了理論計算和試驗,同時還改變了制動板上壓簧螺栓的結(jié)構(gòu),以便在制動板被磨損減薄時,可不斷調(diào)整壓簧螺栓,使顎板滾子有足夠的爬坡力量,從而有效地解決了制動板減速時顎板滾子爬坡力量不足這一技術(shù)難題。液壓動力鉗工作原理簡圖。工作時,一定壓力的液壓油經(jīng)手動換向閥進(jìn)入液壓馬達(dá),驅(qū)動液壓馬達(dá)鉆動,液壓馬達(dá)主軸上裝有主動齒輪,經(jīng)兩級齒輪減速,將動力傳給開口大齒輪，開口大齒輪內(nèi)側(cè)有由不同弧面組成的工作曲面,當(dāng)開口大齒輪開始鉆動時,其中的顎板架在制動板的制動作用下,先不鉆動,使開口大齒輪與顎板架之間有相對運動過程。此時,處在開口 圖1-3 液壓動力鉗工作原理簡圖 Figure 1-3 Hydraulic pressure power pliers principle of work diagram 1)液壓站;2)主動齒輪;3)惰輪; 4)開口大齒輪;5)液壓馬達(dá);6)手動換向閥 大齒輪中位的顎板開始在工作曲面內(nèi)爬坡, 顎板架中的顎板不斷向抽油桿中心移動,直至抱住上面抽油桿板方,并與開口大齒輪一起帶動抽油桿鉆動,執(zhí)行上卸扣動作，在主鉗工作的同時,下面抽油桿扳方則由裝在底鉗中的方補(bǔ)心卡住,完成上卸扣動作。背鉗只卡住抽油桿扳方,并不鉆動，上卸扣完畢后,操作手動換向閥,使開口大齒輪反鉆, 顎板在片簧的作用下,松開抽油桿扳方,同時隨顎板架退回到大齒輪中位, 顎板架缺口與鉗頭缺口對齊復(fù)位，整個上扣或卸扣動作至此即可完成。 1.3 液壓動力鉗技術(shù)參數(shù)及特點 1.3.1 ZQ-100型液壓動力鉗的技術(shù)參數(shù) ZQ-100型液壓抽油桿鉗主鉗適用于Φ15.9、Φ19.1、Φ21.2、Φ22.2和Φ25.4mm的抽油桿上卸扣，其主要技術(shù)參數(shù)為:額定扭矩100N*m,最大扭矩1200N*m,額定鉆速60r/min,最高鉆速77r/min液壓系統(tǒng)額定壓力10MPa,液壓系統(tǒng)最大壓力1215MPa,額定鉆速的供油量60L/min,移運質(zhì)量120kg,外形尺寸(長×寬×高)475mm×320mm×610mm。 ZQ-100型液壓抽油桿鉗背鉗適用于Φ15.9、Φ19.1、Φ21.2、Φ22.2和Φ25.4mm的抽油桿上卸扣，其主要技術(shù)參數(shù)為:額定扭矩100N*m,開口尺寸120mm，移運質(zhì)量40kg，外形尺寸(長×寬×高)475mm×320mm×610mm。 1.3.2 液壓動力鉗的技術(shù)特點 1.主鉗、背鉗鉗頭采用顎板凸輪夾緊機(jī)構(gòu)，不需要更換顎板及牙板，既能夾緊各種不同規(guī)格的管柱，并在夾緊任意管徑時能保持良好的夾緊性能。 2.背鉗浮動于主鉗之下，通過高壓輸油膠管與主鉗聯(lián)接。主鉗、背鉗均由同一只手動換向閥控制鉆向，操作靈活、可靠。主鉗也可單獨使用。主鉗與背鉗之間距離可隨意調(diào)節(jié)，以免損傷油管。 3.鉗頭制動機(jī)構(gòu)在鉗頭上部，結(jié)構(gòu)簡單、調(diào)整維修方便、制動安全、可靠耐用。 4.配備扭矩控制儀，扭矩控制儀具有換向及扭矩控制雙重功能。換向功能用于控制主、背鉗運鉆。扭矩控制用于調(diào)整系統(tǒng)壓力，從而調(diào)整控制鉗頭輸出扭矩，并使動力鉗附有過載保護(hù)功能。 5.可配備液壓升降系統(tǒng)，既液壓彈簧懸吊器。適用于配合井口卡盤起下管柱作業(yè)或液壓動力鉗與井口高度。操作手動升降即可調(diào)整液壓動力鉗高度，使背鉗準(zhǔn)確夾緊油管接箍。 6.液壓動力鉗可更換特種牙板，夾持不同規(guī)格的抽油桿，以達(dá)到上、卸抽油桿和接箍目的。 7.液壓控制系統(tǒng)采用集成塊組合方式，省去了閥體之間的管路聯(lián)接，不僅可減少液壓流體阻力，且造型美觀、方便操作。 按不同的使用要求，有以下組合方式： 1）過度聯(lián)接板+手動換向閥 2）過度聯(lián)接板+扭矩控制儀（組合式） 3）過度聯(lián)接板+扭矩控制儀（組合式）+手動升降閥 4）過度聯(lián)接板+手動換向閥+手動升降閥 1.4 液壓動力鉗的的操作說明 1.4.1 液壓動力鉗的的安裝 1.懸吊：將懸吊器與主鉗懸吊桿相聯(lián)，把動力鉗懸吊于修井機(jī)井架上，懸吊點離地面15米以上，再自由懸吊狀態(tài)下，動力鉗鉗頭中心離井口約0.5米，懸吊高度以背鉗恰好卡著管柱接箍為宜。 2.調(diào)平：調(diào)整主鉗懸吊桿上的調(diào)節(jié)螺釘，使動力鉗保持水平，如不保持水平，會使卡持失效。 3.結(jié)尾繩：尾繩一端結(jié)在井架上，另一端結(jié)在動力鉗的尾座上，尾繩拉力應(yīng)能承受2.5噸負(fù)荷。當(dāng)動力鉗處于上扣狀態(tài)時，尾繩應(yīng)與動力鉗保持垂直，從而保證通常站在操縱手柄一側(cè)的操作者安全。 4.接通液壓源：聯(lián)接來自液壓源的高壓膠管，進(jìn)油膠管手動換向閥的上部油管，回油膠管接手動換向閥的下部油口，切勿接錯位置。 1.4.2 液壓動力鉗的操作 以下簡單介紹幾種液壓動力鉗的操作： 1.更換顎板 本動力鉗的主鉗及背鉗的顎板均為自由式安裝，顎板可從鉗頭中心空間裝入或取出，在主鉗顎板架上，設(shè)有限位螺釘使顎板限位，使其在搬運 過程中不掉出來。需要取出顎板時，將主鉗顎板架鉆動一定角度，用內(nèi)六角扳手調(diào)整限位螺釘，便可取出顎板。安裝顎板亦同。 2.換擋操作 操縱手動換向閥手柄，并下壓撥叉軸掛擋為高速擋，操縱手動換向閥手柄，并下壓撥叉軸掛擋為低速擋，換擋操作必須在較慢的鉆速下進(jìn)行，以防損壞齒輪。 3.更換板牙 用螺絲刀頂進(jìn)顎板上的鉗牙擋銷即可取出板牙，主鉗鉗牙通用。背鉗鉗牙有平式和加厚式兩種，以適應(yīng)平式及加厚式油管接箍的使用。 1.4.3 液壓動力鉗的維護(hù)與潤滑 1.每班工作前，必須檢查各緊固螺釘是否松動。 2.每次搬運后，用煤油或柴油清洗主鉗及背鉗鉗頭并向機(jī)體各黃油嘴注黃油。 3.清洗鉗頭后，給顎板、顎板架、開口齒輪打黃油。 4.如因制動力不足，顎板不伸出，需調(diào)緊制動壓力。 5.每次用過后，檢查鉗體，如有積水或油泥贓物，必須及時清除。 6.不得用蒸汽清洗鉗子，以防各軸承失油，進(jìn)水而造成零件損壞。 7.液壓油必須保持清潔，保持濾油器正常濾油。 8.液壓油溫度不得超過65度，過熱會使液壓系統(tǒng)密封失效。 1.4.4 液壓動力鉗的常見故障及排除方法 常見故障 原因 排除方法 壓板打滑 鉗體不水平 調(diào)整鉗頭，主背鉗平行水平 牙板溝槽為堅硬雜物填充 清除牙板溝槽中的雜物 牙板過度磨損 更換新板牙 主鉗制動力矩偏小 調(diào)整制動盤上的螺釘，增加制動力矩 坡板移動或松動 重新緊固坡板 裝錯牙板 選用正確的牙板 主鉗或背鉗鉗頭對不齊缺口 擋銷不為復(fù)位旋鈕軸包容 搬運復(fù)位旋鈕180度再復(fù)位 主鉗卡緊正常背鉗打滑 背鉗顎板架鉆向與主鉗顎板架鉆向相反 調(diào)整背鉗兩膠管位置 掛擋不牢固易脫落 鎖緊力偏小 加調(diào)整墊適當(dāng)曾大彈簧的壓力 2 ZQ-100型鉆桿動力鉗的背鉗總體設(shè)計 ZQ-100型鉆桿動力鉗背鉗是通過高壓輸油膠管與主鉗聯(lián)接。通過主鉗手動換向閥控制鉆向，操作靈活、可靠。主鉗與背鉗可隨意拆卸，是液牙動力鉗重要部分。主要功能是夾緊油管，固定不動，主鉗鉆動實現(xiàn)上扣、卸口。其主要結(jié)構(gòu)設(shè)計圍繞結(jié)構(gòu)簡單、可靠耐用進(jìn)行設(shè)計。 2.1 ZQ-100型鉆桿動力鉗的背鉗概述 ZQ-100型鉆桿動力鉗背鉗是浮動于主鉗之下，通過高壓輸油膠管與主鉗聯(lián)接。主鉗、背鉗均由同一只手動換向閥控制鉆向，操作靈活、可靠。主鉗也可單獨使用。主鉗與背鉗之間距離可隨意調(diào)節(jié)，以免損傷油管。 背鉗鉗頭中裝有方補(bǔ)心,通過更換方補(bǔ)心,可上卸不同規(guī)格的抽油桿螺紋,滿足利用同一背鉗卡緊不同規(guī)格抽油桿扳方的要求，背鉗與主鉗配合,完成上卸扣動作。 2.2 ZQ-100型鉆桿動力鉗的背鉗結(jié)構(gòu)設(shè)計 背鉗浮動于主鉗之下，通過高壓輸油膠管與主鉗聯(lián)接。主鉗、背鉗均由同一只手動換向閥控制鉆向，操作靈活、可靠。主鉗與背鉗之間距離可隨意調(diào)節(jié)，以免損傷油管。但背鉗作用是夾緊接箍，使其固定，主鉗旋鉆實現(xiàn)上扣、卸扣。 背鉗不同與主鉗，是輔助工具，結(jié)構(gòu)簡單、耐用便可。主要由齒條柱塞式液壓缸帶動齒輪組，齒輪組再嚙合開闊齒輪，滾輪爬坡實現(xiàn)夾緊過程。 ZQ-100型鉆桿動力鉗背鉗在工作時必須具有足夠的強(qiáng)度和剛度。承受住在彎矩作用下產(chǎn)生過大的彎曲力，則裝在背鉗的軸和齒輪會因傾角過大而使齒面的強(qiáng)度分布不均勻，產(chǎn)生不均勻摩擦和加大噪聲，也會使?jié)L動軸承內(nèi)、外圈產(chǎn)生相對傾斜，影響軸承使用壽命，因此設(shè)計時要保持足夠的強(qiáng)度和剛度。 圖2-1 背鉗結(jié)構(gòu)圖 Figure 2-1 Back pliers structure drawing 1. 背鉗頭蓋板 2.殼體 3.限位螺絲 4. 背鉗前支座 5.齒輪蓋 6.鉗牙擋銷 7.彈簧墊圈 8.滾輪 9.滾輪軸 10.坡軌 11.擋柱 12.定位柱 13.介輪 14.雙聯(lián)齒輪 15.齒條柱塞 16.油缸蓋 17.定位柱 18.內(nèi)六角圓柱螺釘 19.O型密封圈 20.密封墊 21.壓墊 22.矩形密封圈 23.通油螺栓 24.銷 25.通油螺塞 26.彈簧 2.3 背鉗結(jié)構(gòu)設(shè)計中的問題 1.符合安全要求 結(jié)構(gòu)安全設(shè)計中主要包括三方面內(nèi)容。一是提高機(jī)械系統(tǒng)的可靠性確保背鉗各構(gòu)件安全使用，不損壞、不磨損、變形小等。保證在預(yù)期的壽命期里，功能正常實現(xiàn)機(jī)械運鉆。二是考慮制造成本，無風(fēng)險投入。要達(dá)到結(jié)構(gòu)安全設(shè)計要從根本上消除不安全源，限制事故損害程度。 2.減小機(jī)械噪聲 噪聲以成為全世界的公害。噪聲過大會影響人的身心健康，嚴(yán)重時會引起人體的各種疾病。機(jī)械噪聲還會引起操作者疲勞，可能會導(dǎo)致事故發(fā)生。所以結(jié)構(gòu)設(shè)計中噪聲問題不可忽視。控制聲源，減少噪聲。 3.減輕腐蝕 防止機(jī)械腐蝕是延長機(jī)械壽命的主要途徑，通過合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計可從根本上消除腐蝕損害誘因，或有效的減輕腐蝕損害的程度。 3 ZQ-100型鉆桿動力鉗的背鉗液壓缸設(shè)計 液壓缸是液壓機(jī)器最早采用地液壓元件之一。表面看來，基本結(jié)構(gòu)似乎沒有什么變化，實際上，液壓缸已有很大的發(fā)展。這不僅表現(xiàn)在液壓缸工作性能的提高、工作范圍的擴(kuò)大、品種規(guī)格的增多和結(jié)構(gòu)的改進(jìn)，而且還表現(xiàn)在對液壓缸的研究正在逐步深化，設(shè)計、計算的理論正在逐步完善。設(shè)計簡單地液壓缸，僅需做粗略的計算，憑借一般專業(yè)基礎(chǔ)知識即可。但是在特定的條件下，特別是在滿足特定場合需要時 （比如液壓電梯需要的長行程就液壓缸），必須合理設(shè)計液壓缸，使之既有良好的工作性能和工藝性，又盡量降低制造成本，這就需要進(jìn)行比較復(fù)雜而精確的計算，也就需要較深的專業(yè)知識和豐富的實踐經(jīng)驗。 ZQ-100型鉆桿動力鉗液壓缸是背鉗的主要部件，它的作用在于把液體壓力能鉆換為機(jī)械功。高壓液體進(jìn)入缸內(nèi)后，作用于柱塞上，經(jīng)柱塞將力傳到齒輪上，使背鉗鉆動達(dá)到夾緊功能。 液壓缸制造工藝復(fù)雜，對材料、表面質(zhì)量、加工精度要求很高，其穩(wěn)定性、可靠性、強(qiáng)度和局部應(yīng)力、液壓缸的運動特性、緩沖理論和液壓缸的壽命等問題復(fù)雜。因此對液壓缸的設(shè)計要十分重要。 3.1 液壓缸的類型和結(jié)構(gòu)形式選擇 根據(jù)液壓動力鉗結(jié)構(gòu)簡單、方便耐用等特點選用齒條柱塞式液壓缸。 齒條柱塞式液壓缸是由帶齒條桿的雙活塞缸和齒輪齒條機(jī)構(gòu)所組成。這種液壓缸的特點是：將活塞的直線往復(fù)運動，經(jīng)齒條、齒輪機(jī)構(gòu)鉆換成回鉆運動。此液壓缸又叫無桿缸。 3.2 液壓缸基本參數(shù)確定 液壓缸的主要參數(shù)包括壓力、尺寸規(guī)格、活塞行程、達(dá)動速度、推力、拉力、效率、負(fù)載串和液壓缸功率等。 1） 額定壓力 （1）額定壓力Pa 也稱公稱壓力，是液壓缸能用以長期工作的壓力。國家標(biāo)準(zhǔn)GB7938-87（等效于ISO-3222） （2）最高公稱壓力Pmax 是液壓缸在瞬間所能承受的極限壓力，通常規(guī)定為：Pmax≤1.5Pn （MPa） （3）耐壓試驗壓力Pr 是液壓缸在檢杳質(zhì)暈時需承受的試驗壓力，在此壓力下不出現(xiàn)變形或破裂，通常規(guī)定為：Pmax≤1.5Pn （MPa） 2） 缸內(nèi)徑和活塞桿直徑 國家標(biāo)準(zhǔn)GB2348-80（等效于ISO-3320）規(guī)定了缸內(nèi)徑及活塞桿直徑系列· 3） 活塞行程 國家標(biāo)準(zhǔn)GB2349-80規(guī)定了活塞行程的基本系列。 4） 運動線速度 單位時間內(nèi)流體進(jìn)入液壓缸，推動活塞（或柱塞）移動的距離即液壓缸的運動線速度。 液壓缸其他參數(shù)，與相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)吻合。 3.2.1 液壓缸工作負(fù)載及工作壓力 背鉗液壓缸機(jī)構(gòu)在滿負(fù)載情況下，以一定的加速度運動時，對液壓缸產(chǎn)生總阻力F和有效工作壓力P確定其工作參數(shù)。 對背鉗液壓缸來說，其工作的液壓泵站提供標(biāo)準(zhǔn)壓力，工作壓力和總阻力也是其標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定（執(zhí)行SY/T5074-2004《石油井和修井用動力鉗》標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定各項指標(biāo)）。 3.2.2 缸筒內(nèi)徑及柱塞桿直徑 ZQ-100型鉆干動力鉗背鉗液壓缸處于簡潔、耐用的機(jī)構(gòu)，它是齒條傳動與液壓缸液壓傳動想結(jié)合。其液壓缸內(nèi)徑的計算： （3-1） 式中 D——缸筒內(nèi)徑、活塞直徑； ——齒輪節(jié)圓直徑； ——進(jìn)液壓力； ——回液壓力； 對于單活塞桿缸，無桿腔進(jìn)油時，活塞桿直徑d的計算為 式中 F——液壓缸進(jìn)油時推力； P——液壓缸進(jìn)油壓力； ——液壓缸回油壓力； D——液壓缸內(nèi)徑； 圖3-1 背鉗傳動系統(tǒng)圖 Figure 3-1 Back pliers kinematic scheme 活塞桿長度計算為 （3-2） 總上所以有活塞桿長度為 但是因為L=142mm為有效嚙合，其與雙聯(lián)小齒輪嚙合還需要一段長度，所以根據(jù)實際情況定齒條柱塞長度為L=401.5mm。 3.2.3 液壓缸最大工作行程和最小導(dǎo)向長度 液壓缸的最大工作行程，可根據(jù)工作機(jī)械動作要求所決定的液壓缸最大和最小極限位置長度來確定。若用Lmax和Lmin分別表示液壓缸最大和最小極限位置長度，則根據(jù)其差值△L=Lmax-Lmin,按GB2349—80規(guī)定的液壓缸工作行程系列，向大圓整成標(biāo)準(zhǔn)值，即得液壓缸的最大工作行程。 液壓缸的最小導(dǎo)向長度，是指當(dāng)活塞全部外伸時，從活塞支承面中點到導(dǎo)向套滑面中點的距離。若導(dǎo)向長度太小，將使液壓缸因間隙引起的出使撓度增大，從而影響液壓缸的穩(wěn)定性。對于一般液壓缸，其最小導(dǎo)向長度H應(yīng)滿足下式要求： （3-3） 式中 L--液壓缸的最大工作行程； D—缸筒內(nèi)徑； 一般導(dǎo)向套滑動面的長度A，在缸筒內(nèi)徑D〈80mm時，取缸筒內(nèi)徑D的0.6至1.0倍；在缸筒內(nèi)徑D〉80mm時，則取活塞桿直徑的0.6至1.0倍。為保證最小導(dǎo)向長度可采用隔離套不僅能保證最小導(dǎo)向長度，而且還可以擴(kuò)大導(dǎo)向套及活塞的通用性。 3.3 液壓缸的強(qiáng)度及剛度校核 3.3.1 缸筒壁厚的校核及外徑計算 缸筒相當(dāng)于一個兩端封閉的圓筒形受壓容器，由材料力學(xué)知，其應(yīng)力狀態(tài)是隨著缸筒內(nèi)徑和壁厚的比值的改變而變化的。因此在計算缸壁的合成應(yīng)力和厚度時，必須考慮不同的比值和材料，采用不同的強(qiáng)度計算公式。 1.缸筒內(nèi)壁 壁厚和強(qiáng)度條件計算公式為 （3-4） 式中 D—缸筒內(nèi)徑； p—液壓缸的最大工作壓力； --缸筒內(nèi)應(yīng)力； --缸筒材料的許應(yīng)力； 許應(yīng)力可用下式計算： 式中 --缸體材料的抗拉強(qiáng)度； n—安全系數(shù)，一般取n=5； 總上：缸筒壁厚16mm，符合強(qiáng)度要求。 3.3.2 液壓缸柱塞桿強(qiáng)度驗算 在液壓缸處于穩(wěn)定工作狀態(tài)時，既柱塞受到負(fù)載力小于穩(wěn)定臨界力時，柱塞桿受到壓力、推力，但對于背鉗短行程液壓缸的柱塞桿來說，可不考慮彎曲，又因為 l/d10時，柱塞桿強(qiáng)度計算： （3-5） 式中 d—柱塞桿外徑； --空心桿內(nèi)徑，實心柱塞桿=0； F—液壓缸最大推力； --柱塞桿壓應(yīng)力； --材料許應(yīng)力，=，其中為材料屈服極限查表，n為安全系數(shù)通常??； 總上：柱塞桿滿足強(qiáng)度條件，符合設(shè)計要求。 3.4 液壓缸穩(wěn)定性驗算 液壓缸在工作過程中有受很大的力，液壓缸不僅要滿足受力強(qiáng)度要求，還要滿足受壓狀態(tài)的穩(wěn)定性要求。 對于液壓鉗的短行程液壓缸，工作在受壓狀態(tài)時，在軸向力作用下仍保持原有直線狀態(tài)下的平衡，故可將其視為單純受壓的直桿。但實際上，液壓缸并非單一的直桿，而是缸筒、活塞和活塞桿等組合體。由于活塞與缸壁之間以及活塞桿與導(dǎo)向套之間均有配合間隙，此外，液壓缸的自重及負(fù)載偏心的等因素，都將使液壓缸在軸向力壓縮狀態(tài)下產(chǎn)生縱向彎曲。 有理論分析和實驗得知，活塞桿的受壓桿件，會在軸向載荷所引起的壓縮應(yīng)力遠(yuǎn)未達(dá)到材料的屈服強(qiáng)度極限之前，就會發(fā)生斷齒或彎曲。所以先按穩(wěn)定性條件進(jìn)行驗算，既在工作狀態(tài)下，驗算液壓缸承受最大軸向力壓縮負(fù)載的穩(wěn)定性，再按強(qiáng)度條件對活塞桿進(jìn)行計算。 液壓缸穩(wěn)定性驗算： 根據(jù)材料力學(xué)概念，一根受壓的直桿，在負(fù)載力超過臨界力時，既以不能維持原有軸線狀態(tài)下的平衡而喪失穩(wěn)定。液壓缸穩(wěn)定條件為： （3-6） 式中 F—最大負(fù)載力； --穩(wěn)定臨界力； --穩(wěn)定安全系數(shù)，一般取=2~4； 液壓缸穩(wěn)定臨界力的大小與活塞桿和缸筒的材料、長度、剛度及液壓缸兩端支撐有關(guān)等因素。因為活塞桿和缸筒的材料、長度、剛度是按標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，所以液壓缸符合穩(wěn)定條件。 3.5 液壓缸的安裝試驗與維護(hù) 液壓缸裝配完成后，通過安裝試驗達(dá)到符合要求，試驗包括以下方面（舉例說明）： 1.進(jìn)行試運鉆，在空載情況下，全程往復(fù)運動5次以上，要求運鉆正常。 2.空載情況下，向被試液壓缸無桿腔通入液壓油，逐漸生壓，記錄活塞桿啟動后最低壓力，是否符合規(guī)定。 3. 液壓缸活塞固定，使液壓缸為額定壓力，測量另一出油口處泄露量，達(dá)到要求。 4.試驗負(fù)載效率應(yīng)符合質(zhì)量規(guī)定。 5.耐壓試驗，將液壓缸活塞桿停留在行程兩端不接觸缸蓋。使試驗腔壓力為額定壓力1.5倍，保壓5分鐘，零件無破壞、變形等現(xiàn)象為符合要求。 6.測量全程是否符合設(shè)計要求。 7.高壓試驗，滿載情況下，向液壓缸通入90度的液油，連續(xù)運鉆小時以上，運鉆正常。 3.6液壓缸常見故障分析與排除 故障現(xiàn)象 產(chǎn)生原因 排除方法 爬行 1.密封太緊 2.缸內(nèi)壁拉毛，局部磨損嚴(yán)重或腐蝕 1.調(diào)整密封，但不得泄露 2.適當(dāng)修理，重新磨缸內(nèi)孔 沖擊 1.活塞桿裂痕 2. 液壓缸停止走程 1.檢查防塵圈，清除污物 2.調(diào)整液壓缸緩沖裝置 外泄露 1. 管接頭密封不嚴(yán) 2. 缸蓋處密封不良 1. 檢查密封圈及接觸面 2. 檢查修理 內(nèi)泄露 1. 安裝時，密封件未裝好 2. 偏載引起的密封件磨損 1. 裝好密封件，仔細(xì)檢查 2. 檢查密封件、活塞桿、活塞的變形、磨損及斷裂 其他 由于高壓引起液壓缸變形 特別高的壓力容易引起液壓缸的歪斜，控制好壓力源 4 ZQ-100型桿動力鉗的背鉗傳動設(shè)計 4.1 背鉗傳動概述 ZQ-100型鉆桿動力鉗的背鉗的傳動系是由液壓缸帶動雙聯(lián)齒輪，通過介輪傳遞到開闊齒輪傳遞效率高、簡潔。在背鉗定軸輪系中，共有三對齒輪嚙合，分別為開闊齒輪與介輪、介輪與雙聯(lián)大齒輪，雙聯(lián)大齒輪與雙聯(lián)小齒輪共軸。經(jīng)傳動滾軸爬坡實現(xiàn)夾緊油管的目的。 4.2 背鉗傳動設(shè)計 1.傳動系統(tǒng)的效率 ηⅠ=1 ηⅡ==0.980.95=0.93 η開口齒輪==0.980.950.95=0.88 式中 ηⅠ—柱塞效率； ηⅡ—雙聯(lián)齒輪效率； η—開闊齒輪效率； 2.總傳動比： T1=T××i總 （4-1） n1=n/ i總 3. 各級傳動比的分配 根據(jù)傳動系統(tǒng)性質(zhì)和ZQ-100型液壓鉗背鉗輸出扭矩要大于等于15KNm。主軸的變速范圍是2-250r/m，變速的基本規(guī)律是變速系統(tǒng)的變速級數(shù)、變速組的傳動比之間的關(guān)系、動力鉗總變速范圍與各變速組的變速范圍。在設(shè)計傳動系統(tǒng)時，往往首先比較和選擇個傳動比之間的相對關(guān)系。 根據(jù)傳動比分配原則：傳動副的設(shè)計“前多后少”；傳動線的設(shè)計要“前密后疏” ；降速比的設(shè)計要“前緩后急”。傳動鏈要短，鉆速和要小，齒輪線速度要小，空鉆件要少。 總傳動比i總，以及各種機(jī)械傳動推薦的傳動比范圍傳動比分配如下： 初定各級傳動比為： = = = 4. 各軸功率、鉆速和鉆矩的計算 圖4-1 背鉗整體傳動示意圖 Figure 4-1 Back pliers overall transmission schematic drawing 1. 背鉗頭蓋板 2.殼體 3.限位螺絲 4. 背鉗前支座 5.齒輪蓋 6.鉗牙擋銷 7.彈簧墊圈 8.滾輪 9.滾輪軸 10.坡軌 11.擋柱 12.定位柱 13.介輪 14.雙聯(lián)齒輪 15.齒條柱塞 16.油缸蓋 17.液壓缸 Ⅰ：齒條柱塞 T1=9.55=T××=3947 Nm Ⅱ：雙聯(lián)輪軸 T2=T××i=3947×0.93×=3670.7Nm Ⅲ：介輪軸 T3=T××i= 3947×0.88××=3428.2Nm 4.3 軸的設(shè)計 ZQ-100型鉆桿動力鉗各傳動軸在工作時必須具有足夠的彎曲強(qiáng)度和扭鉆剛度。軸在彎矩作用下產(chǎn)生過大的彎曲變形，則裝在軸上的齒輪會因傾角過大而使齒面的強(qiáng)度分布不均勻，產(chǎn)生不均勻摩擦和加大噪聲，也會使?jié)L動軸承內(nèi)、外圈產(chǎn)生相對傾斜，影響軸承使用壽命，因此設(shè)計時要保持各軸有足夠的強(qiáng)度和剛度. 4.3.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸在載荷作用下若產(chǎn)生過大的彎曲變形，會影響軸上正常的工作。例如：安裝在齒輪上的軸，如軸的彎曲剛度不足而產(chǎn)生過大的撓度y和偏角θ，會使齒輪嚙合發(fā)生偏載。對于軸承支承的軸，偏鉆角θ會使軸承內(nèi)、外圈互相傾斜，如偏鉆角超過滾動軸承的允許鉆角，就顯著降低軸承的使用壽命。因此，設(shè)計軸時，需要對其進(jìn)行彎曲剛度的校核。 經(jīng)過演算分析，要采用軸有良好的制造工藝性，減小軸上的應(yīng)力集中，提高軸的疲勞強(qiáng)度。簡單、耐用是設(shè)計準(zhǔn)則。 4.3.2 軸的強(qiáng)度計算 進(jìn)行軸的強(qiáng)度計算時，根據(jù)軸具體受載和應(yīng)力情況，采取計算方法。按扭矩強(qiáng)度計算，軸受傳遞扭矩或主要傳遞扭矩的傳動軸。 傳動軸強(qiáng)度計算是標(biāo)準(zhǔn)的計算，在這里省略計算部分。 4.3.3 軸的剛度計算 1.傳動軸Ⅰ的彎曲剛度校核 軸上受力分析 (1)軸上傳遞的扭矩： (2)求作用在齒輪上的力： 輸入軸上小輪分度圓直徑 齒輪的圓周力： 齒輪的徑向力： （嚙合角為20） 齒輪的法向力： 根據(jù)平衡條件，得到如下數(shù)據(jù)： Y方向： ， Z方向： ， ， 2. 彎矩圖 由于齒輪的作用力在水平平面的 由于齒輪的作用力在垂直的彎矩圖 由于齒輪的作用力在D截面的最大合成彎矩 圖4-2 彎矩圖 Figure 4-2 Bending-moment diagram 3. 安全系數(shù)計算： 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖，對載面進(jìn)行安全系數(shù)校核，由于軸轉(zhuǎn)動，彎矩引起對稱循環(huán)的彎曲應(yīng)力，其應(yīng)力幅為： 式中，W—抗彎截面系數(shù)，W按照?機(jī)械設(shè)計工程學(xué)（Ⅱ）?表4—3選取 由軸上截面系數(shù)得： ； 彎曲正應(yīng)力的平均應(yīng)力： 根據(jù)公式： （4-2） 式中 —只考慮彎矩作用時的安全系數(shù)； —材料彎曲疲勞極限。 查《機(jī)械設(shè)計工程學(xué)Ⅱ》表4-1軸的常用材料及其主要機(jī)械性得： —彎曲的有效應(yīng)力集中系數(shù)，由應(yīng)力集中系數(shù)表得：按鍵查得=1.57；按配合查得=1.25。此處取=1.25。 —表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)切削加工，由不同表面粗糙度的表面質(zhì)量系數(shù)查得：。 —彎曲的尺寸影響系數(shù)。由絕對尺寸影響系數(shù)表得：=0.81； 得： 轉(zhuǎn)矩=24.645，考慮到軸上作用的轉(zhuǎn)矩總是有些變動，故單向傳遞的軸的扭剪應(yīng)力一般視為循環(huán)應(yīng)力： 根據(jù)公式可得： 式中 —只考慮扭矩作用時的安全系數(shù)； 材料在對稱循環(huán)應(yīng)力時試件的扭轉(zhuǎn)疲勞極限， 經(jīng)查表得： =135， =0.1 ； K—剪應(yīng)力的有效應(yīng)力集中系數(shù)，經(jīng)查表得：按鍵查得=1.40；按配合查得=1.88，此處取=1.88； —扭矩的尺寸影響系數(shù)，查表得： =0.76。 按公式 （4-3） 查?機(jī)械設(shè)計工程學(xué)（Ⅱ）?表4—4中的許用安全系數(shù)[S]值，可知該軸安全。 4.3.4 軸的穩(wěn)定性 軸是彈性體，當(dāng)其旋轉(zhuǎn)時，由于軸和軸上零件的材料組織不均勻、制造和安裝誤差的影響，導(dǎo)致質(zhì)心偏離軸線，產(chǎn)生以離心力為表征的周期性干擾力，引起軸的彎曲振動。當(dāng)軸傳遞的轉(zhuǎn)矩有周期性變化時會產(chǎn)生周期性的扭矩變形，引起扭轉(zhuǎn)振動?？紤]以上方面，軸的設(shè)計不但是簡潔，還要達(dá)到穩(wěn)定的效果，使其耐用。 4.4 齒輪系的設(shè)計 選擇齒輪材料查表8-17（參考《機(jī)械設(shè)計工程學(xué)》Ⅰ）[12]， 小齒輪選用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度為HBS1=56～62HBS； 大齒輪先用20CrMnTi, 滲碳淬火，齒面硬度為HBS1=56～62HBS。（參照〈〈液壓動力鉗使用說明書〉〉海城市石油機(jī)械制造有限公司） 4.4.1 齒輪系的傳動比 在背鉗定軸輪系中，共有三對齒輪嚙合，分別為開闊齒輪與介輪、介輪與雙聯(lián)大齒輪，雙聯(lián)大齒輪與雙聯(lián)小齒輪共軸。它們之間傳動比為： == == == == 4.4.2 齒輪的強(qiáng)度計算 一、受力分析 漸開線蝸輪蝸桿嚙合時，齒廓曲面的接觸線是垂直線。其嚙合過程是在前端面從動輪的齒頂一點開始接觸，然后接觸線由短變長，再由長逐漸變短，最后在后端面從動輪齒根部某一點開始分離。蝸輪蝸桿齒面的接觸線是垂直的直線，故各接觸線上只有一點有誤差，其影響小，接觸情況好，傳動平穩(wěn)，沖擊和噪音小。蝸輪蝸桿的漸開螺旋面齒廓曲面與齒輪的任一圓柱面的交線也是一條螺旋線。為了便于分析計算嚙合區(qū)內(nèi)，通常取沿齒面接觸線單位長度上所受的載荷進(jìn)行計算，沿齒面接觸線單位長度上的平均載荷為基礎(chǔ)。 進(jìn)行齒輪傳動的強(qiáng)度計算時，首先要知道輪齒上所受的力，這就需要對齒輪 傳動作受力分析，當(dāng)然，對齒輪傳動作受力分析，不僅是為了計算齒輪的強(qiáng)度， 而且也是計算承裝齒輪的軸及軸承所必需的。 齒輪傳動一般均加以潤滑，嚙合齒間的摩擦力通常很小，計算輪齒受力時可 以不予考慮。在蝸輪蝸桿傳動中，作用于齒面上的正壓力垂直于齒面，如圖4-所，位于法面，與節(jié)圓柱的切面傾斜一法向嚙合角。力可沿齒輪的周向、徑向及軸向分解成三個相互垂直的分力。首先將力在法面分解成沿徑向的分力（徑向力）和在面內(nèi)的分力，后再將力就在面內(nèi)分解成沿周向的分力（圓周力）t沿軸向的分力（軸向力），各力的方向如圖，各力的大小為： t=2000T/d t=2000T/ 圖4-3 齒輪受力分析 Figure 4-3 Gear stress analysis 以上是對雙聯(lián)小齒輪與齒條嚙合分析，類似于渦輪蝸蝸桿嚙合，可用于計算，在這里省略校核對其它兩對齒輪校核。 ZQ-100型液壓動力背鉗鄂板架齒輪強(qiáng)度校核計算 一、齒輪強(qiáng)度校核計算 鄂板架齒輪與介輪為齒輪傳動，故對齒輪驚醒彎曲疲勞強(qiáng)度校核與接觸強(qiáng)度校核。驗算結(jié)果。 1、首先對齒輪材料、熱處理方式及計算許用應(yīng)力進(jìn)行檢驗： 背鉗鄂板架2：ZG40Mn2, 滲碳淬火， 硬度HRC56-62。 介輪1：20CrMnTi, 滲碳淬火, 硬度HRC56-62. 由圖13-1-23和圖13-1-52按MQ級質(zhì)量要求取值，得 ＝1505MPa；＝1505 Mpa =505 MPa ; ＝505Mpa 2、計算作用在齒輪上的作用力 作用在背鉗鄂板架上的扭矩為15KN.m,因此齒輪上的作用力為： 介輪受力為： 3、齒輪彎曲強(qiáng)度校核計算 3.1首先要確定端面重合度 因為是角變位齒輪，所以 （4-4） ① 其中嚙合角 背鉗鄂板架齒輪變位系數(shù) 介輪變位系數(shù) b． ，查表13-1-2得0.014904 =0.0253 由表13-1-21得 選用滾齒法對齒輪進(jìn)行校核： 齒輪齒頂圓直徑600+2×14.762758= 629.58 式中 齒頂高 =（1+0.57-0.091）×10= 14.79 （0.53+0.57）-1.009= 0.091 1.009 齒頂圓直徑170+2×14.39= 198.78 齒輪齒頂高（1+0.53-0.091）×10= 14.39 ==1.68 因此齒輪齒根彎曲應(yīng)力為： 3.2計算齒輪齒根彎曲應(yīng)力： 下面分別求出各系數(shù)值： 3.2.1齒間載荷分布系數(shù)(13-112)：齒間載荷分配系數(shù)的含義、影響因素、計算方法與使用表格與接觸強(qiáng)度計算的齒間載荷分配系數(shù)完全相同，且相等。 （4-5） ，其中 ，（4-6） 由表13-1-98查得， 因此有： 3.2.2齒根應(yīng)力的基本值 （4-7） 式中 ，， ，， 齒形系數(shù)：用于考慮齒形對名義彎曲用力的影響，以過齒廓根部左右兩過渡曲線的截面作為危險截面進(jìn)行計算 ，，， 由圖13-1-38查得， ， 應(yīng)力修正系數(shù)：是考慮載荷作用于單對齒嚙合區(qū)外界點時齒形對名義彎曲應(yīng)力的影響。 由圖13-1-43查得， ， 重合度系數(shù) 螺旋角系數(shù)：是考慮螺旋角造成接觸線傾斜對齒根應(yīng)力產(chǎn)生的影響的系數(shù)。 由表13-1-18查得，， 由圖13-1-49，根據(jù)，查得， 計算齒根應(yīng)力的基本值 （4-8） 3.2.3使用系數(shù) 原動機(jī)為液壓裝置，輕微沖擊，工作機(jī)為夾緊機(jī)構(gòu)，均勻平穩(wěn)， 查表13-1-81，得 3.2.4動載系數(shù) 齒輪線速度 由表13-1-90 公式計算傳動精度系數(shù)C z==17， （由表13-1-67，，精度8級） 圓整，取C=10，查表13-1-90， 1， （4-9） 其中，0.7314 65.0416 齒間載荷分配系數(shù) 查表13-1-102得：（硬齒面直齒輪） 綜上所述 3.3校核安全系數(shù) 由表13-1-111， （4-10） 3.3.1 試驗齒輪的彎曲疲勞極限：是某種材料的齒輪經(jīng)長期重復(fù)載荷作用后，齒根保持不破壞時的極限應(yīng)力。 背鉗鄂板架2：ZG40Mn2, 滲碳淬火, 硬度HRC56-62。 介輪1：20CrMnTi, 滲碳淬火, 硬度HRC56-62。 由圖13-1-53，按MQ級質(zhì)量要求取值， ， 3.3.2應(yīng)力修正系數(shù)：是名義彎曲應(yīng)力換成齒根局部應(yīng)力的系數(shù)。 由表13-1-111查得， 3.3.3壽命系數(shù)：壽命系數(shù)應(yīng)根據(jù)實際齒輪實驗或經(jīng)驗統(tǒng)計得出的曲線求得，它與材料、熱處理、載荷平穩(wěn)程度、輪齒尺寸及殘余應(yīng)力有關(guān)。 由表13-1-118查得， 根據(jù)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)80000次旋緊或旋松，以每旋緊一次0.1694轉(zhuǎn)計算， 3.3.4相對齒根角敏感系數(shù)：齒根角敏感系數(shù)表示在輪齒折斷時，齒根應(yīng)力理論集中超過實際應(yīng)力集中的程度。 齒根圓角系數(shù)，用表13-1-112所列公式進(jìn)行計算， 由圖13-1-38知：，， 用表13-1-112所列公式進(jìn)行計算： (4-11) (4-12) （輪齒普通型，） (4-13) (4-14) (4-15) (4-16) 由圖13-1-57，查得， 3.3.5相對齒根表面狀況系數(shù)：主要是齒根圓角處的粗糙度對齒根彎曲強(qiáng)度的影響。 由表13-1-122，齒根表面微觀不平度10點高度為時， 3.3.6尺寸系數(shù)：是考慮尺寸增大使材料強(qiáng)度的尺寸效應(yīng)因素，用于彎曲強(qiáng)度計算。 由表13-1-119查得， 彎曲強(qiáng)度的安全系數(shù) (4-17) (4-18) 由表13-1-110得，規(guī)定的一般可靠度最小安全系數(shù)， ，均達(dá)到要求，齒輪彎曲強(qiáng)度核算通過。 終上所述，根據(jù)對齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核，開口齒輪與介輪的齒根彎曲強(qiáng)度足夠，能夠保證正常運作。 ZQ--100型液壓動力鉗背鉗雙聯(lián)齒輪校核計算 一、齒輪強(qiáng)度校核計算 因為是齒輪傳動，故對齒輪驚醒彎曲疲勞強(qiáng)度校核與接觸強(qiáng)度校核。 1、齒輪材料、熱處理方式及計算許用應(yīng)力 雙聯(lián)齒輪1：ZG40Mn2, 滲碳淬火， 硬度HRC56-62。 介輪2：20CrMnTi, 滲碳淬火, 硬度HRC56-62. 由圖13-1-23和圖13-1-52按MQ級質(zhì)量要求取值，得 ＝1505MPa；＝1505 Mpa =505 MPa ; ＝505MPa 2、計算作用在齒輪上的作用力 作用在雙聯(lián)齒輪上的扭矩為5.581KN.m,因此齒輪上的作用力為： 介輪受力為： 3、齒輪彎曲強(qiáng)度校核 3.1首先要確定端面重合度 因為是角變位齒輪，所以 (4-19) ① 其中嚙合角 (4-20) 雙聯(lián)齒輪變位系數(shù) 介輪變位系數(shù) b． ，查表13-1-2得0.014904 =0.0331 由表13-1-21得 選用滾齒法： 齒頂圓直徑170+2×14.169= 198.34 式中 齒頂高 =（1+0.53-0.1131）×10= 14.169 （0.37+0.53）-0.787= 0.1131 0.787 齒頂圓直徑190+2×12.57=215.14 齒頂高（1-0.37-0.1131）×10= 12.57 ==1.444 因此齒根彎曲應(yīng)力為 (4-21) 3.2計算齒根彎曲應(yīng)力 下面分別求出各系數(shù)值： 3.2.1齒向載荷分布系數(shù)(13-112) (4-22) ，其中 ， 由表13-1-98查得， 因此， 3.2.2齒根應(yīng)力的基本值 (4-23) 式中，， ，， 齒形系數(shù) ，，， 由圖13-1-38查得， ， 應(yīng)力修正系數(shù) 由圖13-1-43查得， ， 重合度系數(shù) 0.769 螺旋角系數(shù) 由表13-1-18查得，， 由圖13-1-49，根據(jù)，查得， 計算齒根應(yīng)力的基本值 (4-24) 3.2.3使用系數(shù) 原動機(jī)為液壓裝置，輕微沖擊，工作機(jī)為夾緊機(jī)構(gòu)，均勻平穩(wěn)， 查表13-1-81，得 3.2.4動載系數(shù) 齒輪線速度 由表13-1-90 公式計算傳動精度系數(shù)C z==17， （由表13-1-67，，精度8級） 圓整，取C=10，查表13-1-90， 1， (4-25) 其中，0.7314 65.0416 齒間載荷分配系數(shù) 查表13-1-102得：（硬齒面直齒輪） 綜上所述 3.3校核安全系數(shù) 由表13-1-111， (4-26) 3.3.1 試驗齒輪的彎曲疲勞極限 背鉗鄂板架2：ZG40Mn2, 滲碳淬火, 硬度HRC56-62。 介輪1：20CrMnTi, 滲碳淬火, 硬度HRC56-62。 由圖13-1-53，按MQ級質(zhì)量要求取值， ， 3.3.2應(yīng)力修正系數(shù) 由表13-1-111查得， 3.3.3壽命系數(shù) 由表13-1-118查得， 根據(jù)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)80000次旋緊或旋松，以每旋緊一次0.1694轉(zhuǎn)計算， 3.3.4相對齒根角敏感系數(shù) 齒根圓角系數(shù)，用表13-1-112所列公式進(jìn)行計算， 由圖13-1-38知：，， 用表13-1-112所列公式進(jìn)行計算： (4-27) (4-28) （輪齒普通型，） (4-29) (4-30) (4-31) (4-32) (4-33) 由圖13-1-57，查得， 3.3.5相對齒根表面狀況系數(shù) 由表13-1-122，齒根表面微觀不平度10點高度為時， 3.3.6尺寸系數(shù) 由表13-1-119查得， 彎曲強(qiáng)度的安全系數(shù) (4-34) (4-35) 由表13-1-110得，規(guī)定的一般可靠度最小安全系數(shù)， ，均達(dá)到要求，齒輪彎曲強(qiáng)度核算通過。 終上所述，根據(jù)對齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核，顎板架與介輪的齒根彎曲強(qiáng)度足夠，能夠保證正常運作。 背鉗的傳動輪系結(jié)構(gòu)簡單、耐用，體現(xiàn)了設(shè)計理念，完成了設(shè)計要求。 注：本計算依據(jù)是《機(jī)械設(shè)計手冊》.單行本.機(jī)械傳動卷/成大先主編. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004.1 5 結(jié)論 通過本學(xué)期畢業(yè)設(shè)計所研究的鉆桿動力鉗背鉗總體分析及零件的計算，使鉆桿動力鉗背鉗達(dá)到整體簡單、部件簡潔耐用、使用方便等目的。背鉗動力部件液壓缸最小的體積來實現(xiàn)夾緊管箍的目的。傳動系統(tǒng)以簡潔的三對輪齒嚙合，60度角內(nèi)夾緊，達(dá)到先期設(shè)計目的。而從整體使用經(jīng)濟(jì)角度，鉆桿動力鉗背鉗適合在中國使用，價錢遠(yuǎn)比國外的便宜，而且質(zhì)量不比國外的差。所以這次設(shè)計的鉆桿動力鉗背鉗符合預(yù)期設(shè)計理念達(dá)到設(shè)計要求。 6 技術(shù)經(jīng)濟(jì)分析 ZQ-100型鉆桿動力鉗采用液壓控制，兩擋變速，主鉗、背鉗鉗頭采用顎板凸輪夾緊機(jī)構(gòu)，不需要更換板牙，既能夾緊不同規(guī)格的管柱，能保持良好的夾緊性能。主鉗、背鉗均由一只手動換向閥控制轉(zhuǎn)向，操作靈活、可靠。鉗頭制動機(jī)構(gòu)，結(jié)構(gòu)簡單、調(diào)整維修方便、制動安全、可靠耐用。鉗上配備扭矩控制儀，從而調(diào)整控制鉗頭輸出扭矩，并使動力鉗附有過載保護(hù)功能。還可應(yīng)用戶要求配備液壓升降系統(tǒng)，既液壓彈簧懸吊器，操縱手動升降閥即可調(diào)整液壓動力鉗高度，使鉗子能準(zhǔn)確夾緊油管接箍。 以上都是ZQ-100型鉆桿動力鉗所采用技術(shù)的特點，從其經(jīng)濟(jì)角度分析，其最大經(jīng)濟(jì)價值在于為國家節(jié)省外匯，過去液壓動力鉗基本靠進(jìn)口，而如今國內(nèi)生產(chǎn)液壓鉗的企業(yè)越來越多，而且技術(shù)成型可與進(jìn)口的鉗子