鉆具旋轉(zhuǎn)機(jī)械手設(shè)計

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1、鉆具旋轉(zhuǎn)機(jī)械手設(shè)計 鉆具旋轉(zhuǎn)機(jī)械手設(shè)計 2014/08/07 《機(jī)械雜志》2014年第六期 1機(jī)械手總體設(shè)計和特點 JGxxx旋轉(zhuǎn)機(jī)械手主要由底座、旋轉(zhuǎn)軸系、旋轉(zhuǎn)臂、夾持器和旋轉(zhuǎn)油缸組成。如圖1所示。底座全由型材組合焊接而成，提供整個部件的支撐及其與拖車的連接接口；旋轉(zhuǎn)軸系由旋轉(zhuǎn)軸和滑動軸承座等組成。旋轉(zhuǎn)軸靠花鍵實現(xiàn)扭矩的傳遞，滑動軸承座采用國標(biāo)滑動軸承座，由螺栓連接固定在底座上；旋轉(zhuǎn)臂也全由型材組合焊接而成，傳遞扭矩，實現(xiàn)載物的旋轉(zhuǎn)。夾持器由三個油缸、兩個夾持臂、滑

2、動塊和夾持器夾組成。一個端部法蘭連接油缸推動滑動塊直線運動，另兩個單耳板連接油缸依據(jù)杠桿原理控制兩夾持臂的開合，夾持鉆桿時，兩油缸推動兩夾持臂閉合，另一油缸推動滑塊夾緊鉆桿，靠摩擦力夾緊鉆桿實現(xiàn)旋轉(zhuǎn)。各旋轉(zhuǎn)連接點由銷軸連接，實現(xiàn)轉(zhuǎn)動；旋轉(zhuǎn)油缸靠中部法蘭安裝在底座上，由花鍵與旋轉(zhuǎn)軸連接，提供旋轉(zhuǎn)扭矩。 2設(shè)計計算 2.1JGxxx旋轉(zhuǎn)機(jī)械手夾持器計算對于外徑245mm，重量3000kg的鉆桿，當(dāng)初始接鉆桿時候受力分析如下：考慮安全系數(shù)1.67，分配到單個夾持機(jī)構(gòu)的力G為25.2kN。圖2為鉆具夾持器水平狀態(tài)受力分析。根據(jù)力平衡：F1＝G＝2.52104N圖3為鉆具夾持器最高位置的受力分析。取

3、摩擦系數(shù)μ＝0.1，故油缸一的推力F2為。 2.2JGxxx旋轉(zhuǎn)機(jī)械手軸系計算分析由于擺動油缸花鍵接口的尺寸限制，軸系的最小直徑為112mm，軸系的結(jié)構(gòu)，受力與約束施加如圖2所示。簡化了軸的結(jié)構(gòu)，軸上花鍵部分以花鍵的最小直徑代替?？紤]花鍵材料抗拉強(qiáng)度極限不低于600MPa，初步選用35CrMn。圖5為2009年8月5日受力分析的實驗記錄。圖7為不同條件下的等效應(yīng)力實驗記錄。根據(jù)上述結(jié)論，按第三強(qiáng)度理論，做彎扭合成強(qiáng)度校核計算，按照對稱循環(huán)應(yīng)變力時的許用彎曲應(yīng)力，[σ-1]＝70MPa，σca＝13.1MPa≤[σ-1]，滿足強(qiáng)度條件。按照剛度要求較嚴(yán)格的軸取許用撓度為：[y]＝0.0002h

4、＝0.274mm式中：h為兩個軸承間距，根據(jù)文獻(xiàn)[9]結(jié)合產(chǎn)品工作條件，取h＝1370mm。變形量y＝0.02mm≤[y]，滿足條件。由于軸的使用轉(zhuǎn)速很小，應(yīng)力應(yīng)變頻率低，不需要精確校核軸的疲勞強(qiáng)度。 2.3花鍵的連接強(qiáng)度計算以傳遞扭矩最大、直徑最小的擺動油缸連接處校核，按照靜連接條件，以工作面上的壓力進(jìn)行條件性的強(qiáng)度計算，計算公式如下： 2.4JGxxx旋轉(zhuǎn)機(jī)械手軸承座受力計算選用鉛青銅材料，材料牌號為zCuPb10Sn10或zCuPb30，按照變載荷和沖擊載荷條件驗算。簡化軸承載荷，由鉆具重量3000kg與旋轉(zhuǎn)機(jī)械手旋轉(zhuǎn)部件考慮工作安全情況，根據(jù)文獻(xiàn)[9]取安全系數(shù)1.67。再考慮特殊情況，如鉆具中裝滿干性的重泥漿等特殊情況，將安全系數(shù)再擴(kuò)大1.6072倍，如此再加載到兩軸承上。根據(jù)文獻(xiàn)[9]得單端軸承載荷為：結(jié)論：設(shè)計滿足規(guī)范條件和工作中的使用要求。 作者：鄔靜單位：中國石油川慶鉆探川西鉆探公司 上一個文章： 汽車起重機(jī)轉(zhuǎn)臺異響故障診斷下一個文章： 知識工程在全回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)中的應(yīng)用