鉆具旋轉(zhuǎn)機(jī)械手設(shè)計
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鉆具旋轉(zhuǎn)機(jī)械手設(shè)計
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:F1G2.52104N圖3為鉆具夾持器最高位置的受力分析。取摩擦系數(shù)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,-170MPa,ca13.1MPa-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:y0.0002h0.274mm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h1370mm。變形量y0.02mmy,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