毕业设计毕业论文ZQ100型钻杆动力钳背钳设计正文.doc

《毕业设计毕业论文ZQ100型钻杆动力钳背钳设计正文.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《毕业设计毕业论文ZQ100型钻杆动力钳背钳设计正文.doc（66页珍藏版）》请在三一办公上搜索。

1、1 绪 论在人类的机械创新的不断进步，使机械代替了人。以前在油田修井时或者下油管时，管与管连接时是用管钳来上扣和卸扣，现在使用这种液压钳，就给人类带来很多方便，使工作效率和安全系数提高，也减少了很多井口的工作人员，因此这是油田经常使用的卸管工具。针对修井作业中人力上卸抽油杆螺纹效率低,劳动强度大,又不能保证不同规格抽油杆所要求的上扣扭矩等问题。ZQ-100型液压抽油杆钳。这种抽油杆钳由主钳、手动换向阀、液压马达、背钳、弹簧吊筒和调节弹簧等组成。在设计中省掉了钻速换挡机构,同时通过改变制动板上压簧螺栓的结构,解决了制动板减薄时腭板滚子爬坡力量不足这一技术难题，介绍了这种抽油杆钳的工作原理!主要技

2、术参数和室内试验情况，结果表明采用ZQ-100型液压抽油杆钳可大大减少抽油杆脱扣次数,提高修井质量和修井速度。1.1 液压动力钳概述1.1.1 液压动力钳的发展状况近年来，随着我国国民经济的持续快速发展，我国的石油消费量逐年增加。2002年达到2457亿吨，排名已超过日本，成为继美国之后的第二大石油消费国。相比之下，我国石油机械制造生产增长比较缓慢，供需矛盾日益突出。而现在人类的机械创新的不断进步，使机械代替了人。以前在油田修井时或者下油管时，管与管连接时是用管钳来上扣和卸扣，现在使用这种液压钳，就给人类带来很多方便，使工作效率和安全系数提高，也减少了很多井口的工作人员，因此这是油田经常使用的

3、卸管工具。目前，国外杆动力钳的种类很多，而且产品性能及质量都相对稳定，特别是他们产品的体积与输出扭矩不会成比例变化，即使动力钳输出扭矩相当大时，其产品的体积也不会增加多少，因而适用于现场需要。而国内产品还处在研发和改进阶段，产品性能及质量都有待进一步提高，国内产品的体积和重量都随输出扭矩的增大而增大，从而导致无法适用于某些大型管。近10年来，中国国内生产动力钳有所增长，但相比国外我国动力钳结构复杂不方便使用与维护，使用期短等缺点，所以我国正大力发展动力钳设计改造，达到世界水平。针对修井作业中人力上卸抽油杆螺纹效率低,劳动强度大,又不能保证不同规格抽油杆所要求的上扣扭矩等问题, ZQ-100型液

4、压抽油杆钳,这种抽油杆钳由主钳、手动换向阀、液压马达、背钳、弹簧吊筒和调节弹簧等组成,在设计中省掉了钻速换挡机构,同时通过改变制动板上压簧螺栓的结构,解决了制动板减薄时颚板滚子爬坡力量不足这一技术难题，介绍了这种抽油杆钳的工作原理，主要技术参数和室内试验情况，结果表明ZQ-100型液压抽油杆钳可大大减少抽油杆脱扣次数,提高修井质量和修井速度。（如图1-1）图1-1 液压动力钳Figure 1-1 Hydraulic pressure power pliers1.1.2 液压动力钳的应用油田修井作业时,要把油管从油井中一根根取出,然后再一根根下到油井中。油管上卸丝扣用的是一种专用钳。多年来,这种

5、被修井架修井钳是靠人工用手操作,不但劳动强度大,而且不够安全,易发生工伤事故,工作效率较低使得修井作业时间较长,影响原油产量。为解决上述存在的问题,我们根据油田修井作业现场操作实际情况,本着减轻劳动强度和有利安全生产的宗旨,研制了油田修井液压钳操作装置,经过实践应用,有较好的操作功能和保障操作者安全的特点,并能提高修井工作效率。1.2液压动力钳的结构及工作原理1.2.1 液压动力钳的结构及特点液压动力钳是由背钳、主钳、操作手柄、弹簧吊筒、液压马达、手动换向阀、调节弹簧组成（图1-2）悬吊主钳时，背钳浮动于主钳之下，主钳通过前导杆总成及后导杆总成联为一体，主钳可单独使用，也可以主背钳组合使用。主

6、钳由颚板、颚板架、开口大齿轮和惰轮等组成,在工作过程中起传动和上卸扣作用。手动换向阀由阀体和操作手柄组成,其作用是操纵钳子复位和上卸扣。液压马达是一种内啮合摆线齿轮式的小型低速大扭矩马达,经两级齿轮减速将动力传给主钳。背钳钳头中装有方补心,通过更换方补心,可上卸不同规格的抽油杆螺纹,满足利用同一底钳卡紧不同规格抽油杆扳方的要求。背钳与主钳配合完成上卸扣动作，弹簧吊筒是将钳子吊起来的装置,其内装有压缩弹簧,以满足上卸扣时钳子上下浮动的要求。调节弹簧设在底钳下面,可使背钳随上下接头扳方的距离变化而上下移动。图1-2 液压动力钳结构简图Figure 1-2 Hydraulic pressure po

7、wer pliers diagram of mechanism1)背钳;2)主钳;3)操作手柄;4)弹簧吊筒;5)液压马达;6)手动换向阀;7)调节弹簧1.2.2 液压动力钳的工作原理液压动力钳采用低速大扭矩液压马达驱动,手动换向阀控制主钳钻向和速度,动力由现场使用的油管动力钳的动力源提供,其工作原理与液压油管钳相似与油管螺纹相比,抽油杆螺纹数较少上卸扣所需的时间也就短,因此设计时省掉了钻速换挡机构。另外对主钳中开口大齿轮的爬坡弧度与制动板的制动力进行了理论计算和试验,同时还改变了制动板上压簧螺栓的结构,以便在制动板被磨损减薄时,可不断调整压簧螺栓,使颚板滚子有足够的爬坡力量,从而有效地解决了

8、制动板减速时颚板滚子爬坡力量不足这一技术难题。液压动力钳工作原理简图。工作时,一定压力的液压油经手动换向阀进入液压马达,驱动液压马达钻动,液压马达主轴上装有主动齿轮,经两级齿轮减速,将动力传给开口大齿轮，开口大齿轮内侧有由不同弧面组成的工作曲面,当开口大齿轮开始钻动时,其中的颚板架在制动板的制动作用下,先不钻动,使开口大齿轮与颚板架之间有相对运动过程。此时,处在开口大齿轮中位的颚板开始在工作曲面内爬坡, 颚板架中的颚板不断向抽油杆中心移动,直至抱住上面抽油杆板方,并与开口大齿轮一起带动抽油杆钻动,执行上卸扣动作，在主钳工作的同时,下面抽油杆扳方则由装在底钳中的方补心卡住,完成上卸扣动作。背钳只

9、卡住抽油杆扳方,并不钻动，上卸扣完毕后,操作手动换向阀,使开口大齿轮反钻, 颚板在片簧的作用下,松开抽油杆扳方,同时随颚板架退回到大齿轮中位, 颚板架缺口与钳头缺口对齐复位，整个上扣或卸扣动作至此即可完成。图1-3 液压动力钳工作原理简图Figure 1-3 Hydraulic pressure power pliers principle of work diagram1)液压站;2)主动齿轮;3)惰轮;4)开口大齿轮;5)液压马达;6)手动换向阀1.3 液压动力钳技术参数及特点1.3.1 ZQ-100型液压动力钳的技术参数ZQ-100型液压抽油杆钳主钳适用于15.9、19.1、21.2、2

10、2.2和25.4mm的抽油杆上卸扣，其主要技术参数为:额定扭矩100N*m,最大扭矩1200N*m,额定钻速60r/min,最高钻速77r/min液压系统额定压力10MPa,液压系统最大压力1215MPa,额定钻速的供油量60L/min,移运质量120kg,外形尺寸(长宽高)475mm320mm610mm。ZQ-100型液压抽油杆钳背钳适用于15.9、19.1、21.2、22.2和25.4mm的抽油杆上卸扣，其主要技术参数为:额定扭矩100N*m,开口尺寸120mm，移运质量40kg，外形尺寸(长宽高)475mm320mm610mm。 1.3.2 液压动力钳的技术特点1.主钳、背钳钳头采用颚板

11、凸轮夹紧机构，不需要更换颚板及牙板，既能夹紧各种不同规格的管柱，并在夹紧任意管径时能保持良好的夹紧性能。2.背钳浮动于主钳之下，通过高压输油胶管与主钳联接。主钳、背钳均由同一只手动换向阀控制钻向，操作灵活、可靠。主钳也可单独使用。主钳与背钳之间距离可随意调节，以免损伤油管。3.钳头制动机构在钳头上部，结构简单、调整维修方便、制动安全、可靠耐用。4.配备扭矩控制仪，扭矩控制仪具有换向及扭矩控制双重功能。换向功能用于控制主、背钳运钻。扭矩控制用于调整系统压力，从而调整控制钳头输出扭矩，并使动力钳附有过载保护功能。5.可配备液压升降系统，既液压弹簧悬吊器。适用于配合井口卡盘起下管柱作业或液压动力钳与

12、井口高度。操作手动升降即可调整液压动力钳高度，使背钳准确夹紧油管接箍。6.液压动力钳可更换特种牙板，夹持不同规格的抽油杆，以达到上、卸抽油杆和接箍目的。7.液压控制系统采用集成块组合方式，省去了阀体之间的管路联接，不仅可减少液压流体阻力，且造型美观、方便操作。按不同的使用要求，有以下组合方式：1）过度联接板+手动换向阀2）过度联接板+扭矩控制仪（组合式）3）过度联接板+扭矩控制仪（组合式）+手动升降阀4）过度联接板+手动换向阀+手动升降阀1.4 液压动力钳的的操作说明 1.4.1 液压动力钳的的安装1.悬吊：将悬吊器与主钳悬吊杆相联，把动力钳悬吊于修井机井架上，悬吊点离地面15米以上，再自由悬

13、吊状态下，动力钳钳头中心离井口约0.5米，悬吊高度以背钳恰好卡着管柱接箍为宜。2.调平：调整主钳悬吊杆上的调节螺钉，使动力钳保持水平，如不保持水平，会使卡持失效。3.结尾绳：尾绳一端结在井架上，另一端结在动力钳的尾座上，尾绳拉力应能承受2.5吨负荷。当动力钳处于上扣状态时，尾绳应与动力钳保持垂直，从而保证通常站在操纵手柄一侧的操作者安全。4.接通液压源：联接来自液压源的高压胶管，进油胶管手动换向阀的上部油管，回油胶管接手动换向阀的下部油口，切勿接错位置。1.4.2 液压动力钳的操作以下简单介绍几种液压动力钳的操作：1.更换颚板本动力钳的主钳及背钳的颚板均为自由式安装，颚板可从钳头中心空间装入或

14、取出，在主钳颚板架上，设有限位螺钉使颚板限位，使其在搬运 过程中不掉出来。需要取出颚板时，将主钳颚板架钻动一定角度，用内六角扳手调整限位螺钉，便可取出颚板。安装颚板亦同。2.换挡操作操纵手动换向阀手柄，并下压拨叉轴挂挡为高速挡，操纵手动换向阀手柄，并下压拨叉轴挂挡为低速挡，换挡操作必须在较慢的钻速下进行，以防损坏齿轮。3.更换板牙用螺丝刀顶进颚板上的钳牙挡销即可取出板牙，主钳钳牙通用。背钳钳牙有平式和加厚式两种，以适应平式及加厚式油管接箍的使用。1.4.3 液压动力钳的维护与润滑1.每班工作前，必须检查各紧固螺钉是否松动。2.每次搬运后，用煤油或柴油清洗主钳及背钳钳头并向机体各黄油嘴注黄油。3

15、.清洗钳头后，给颚板、颚板架、开口齿轮打黄油。4.如因制动力不足，颚板不伸出，需调紧制动压力。5.每次用过后，检查钳体，如有积水或油泥赃物，必须及时清除。6.不得用蒸汽清洗钳子，以防各轴承失油，进水而造成零件损坏。7.液压油必须保持清洁，保持滤油器正常滤油。8.液压油温度不得超过65度，过热会使液压系统密封失效。1.4.4 液压动力钳的常见故障及排除方法常见故障原因排除方法压板打滑钳体不水平调整钳头，主背钳平行水平牙板沟槽为坚硬杂物填充清除牙板沟槽中的杂物牙板过度磨损更换新板牙主钳制动力矩偏小调整制动盘上的螺钉，增加制动力矩坡板移动或松动重新紧固坡板装错牙板选用正确的牙板主钳或背钳钳头对不齐缺

16、口挡销不为复位旋钮轴包容搬运复位旋钮180度再复位主钳卡紧正常背钳打滑背钳颚板架钻向与主钳颚板架钻向相反调整背钳两胶管位置挂挡不牢固易脱落锁紧力偏小加调整垫适当曾大弹簧的压力2 ZQ-100型钻杆动力钳的背钳总体设计ZQ-100型钻杆动力钳背钳是通过高压输油胶管与主钳联接。通过主钳手动换向阀控制钻向，操作灵活、可靠。主钳与背钳可随意拆卸，是液牙动力钳重要部分。主要功能是夹紧油管，固定不动，主钳钻动实现上扣、卸口。其主要结构设计围绕结构简单、可靠耐用进行设计。2.1 ZQ-100型钻杆动力钳的背钳概述 ZQ-100型钻杆动力钳背钳是浮动于主钳之下，通过高压输油胶管与主钳联接。主钳、背钳均由同一只

17、手动换向阀控制钻向，操作灵活、可靠。主钳也可单独使用。主钳与背钳之间距离可随意调节，以免损伤油管。 背钳钳头中装有方补心,通过更换方补心,可上卸不同规格的抽油杆螺纹,满足利用同一背钳卡紧不同规格抽油杆扳方的要求，背钳与主钳配合,完成上卸扣动作。2.2 ZQ-100型钻杆动力钳的背钳结构设计背钳浮动于主钳之下，通过高压输油胶管与主钳联接。主钳、背钳均由同一只手动换向阀控制钻向，操作灵活、可靠。主钳与背钳之间距离可随意调节，以免损伤油管。但背钳作用是夹紧接箍，使其固定，主钳旋钻实现上扣、卸扣。背钳不同与主钳，是辅助工具，结构简单、耐用便可。主要由齿条柱塞式液压缸带动齿轮组，齿轮组再啮合开阔齿轮，滚

18、轮爬坡实现夹紧过程。ZQ-100型钻杆动力钳背钳在工作时必须具有足够的强度和刚度。承受住在弯矩作用下产生过大的弯曲力，则装在背钳的轴和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，因此设计时要保持足够的强度和刚度。图2-1 背钳结构图Figure 2-1 Back pliers structure drawing1. 背钳头盖板 2.壳体 3.限位螺丝 4. 背钳前支座5.齿轮盖 6.钳牙挡销 7.弹簧垫圈 8.滚轮 9.滚轮轴10.坡轨 11.挡柱 12.定位柱 13.介轮 14.双联齿轮15.齿条柱塞 16.油缸盖

19、 17.定位柱 18.内六角圆柱螺钉19.O型密封圈 20.密封垫 21.压垫 22.矩形密封圈23.通油螺栓 24.销 25.通油螺塞 26.弹簧2.3 背钳结构设计中的问题1.符合安全要求结构安全设计中主要包括三方面内容。一是提高机械系统的可靠性确保背钳各构件安全使用，不损坏、不磨损、变形小等。保证在预期的寿命期里，功能正常实现机械运钻。二是考虑制造成本，无风险投入。要达到结构安全设计要从根本上消除不安全源，限制事故损害程度。2.减小机械噪声噪声以成为全世界的公害。噪声过大会影响人的身心健康，严重时会引起人体的各种疾病。机械噪声还会引起操作者疲劳，可能会导致事故发生。所以结构设计中噪声问题

20、不可忽视。控制声源，减少噪声。3.减轻腐蚀防止机械腐蚀是延长机械寿命的主要途径，通过合理的结构设计可从根本上消除腐蚀损害诱因，或有效的减轻腐蚀损害的程度。3 ZQ-100型钻杆动力钳的背钳液压缸设计液压缸是液压机器最早采用地液压元件之一。表面看来，基本结构似乎没有什么变化，实际上，液压缸已有很大的发展。这不仅表现在液压缸工作性能的提高、工作范围的扩大、品种规格的增多和结构的改进，而且还表现在对液压缸的研究正在逐步深化，设计、计算的理论正在逐步完善。设计简单地液压缸，仅需做粗略的计算，凭借一般专业基础知识即可。但是在特定的条件下，特别是在满足特定场合需要时 （比如液压电梯需要的长行程就液压缸），

21、必须合理设计液压缸，使之既有良好的工作性能和工艺性，又尽量降低制造成本，这就需要进行比较复杂而精确的计算，也就需要较深的专业知识和丰富的实践经验。ZQ-100型钻杆动力钳液压缸是背钳的主要部件，它的作用在于把液体压力能钻换为机械功。高压液体进入缸内后，作用于柱塞上，经柱塞将力传到齿轮上，使背钳钻动达到夹紧功能。 液压缸制造工艺复杂，对材料、表面质量、加工精度要求很高，其稳定性、可靠性、强度和局部应力、液压缸的运动特性、缓冲理论和液压缸的寿命等问题复杂。因此对液压缸的设计要十分重要。3.1 液压缸的类型和结构形式选择根据液压动力钳结构简单、方便耐用等特点选用齿条柱塞式液压缸。齿条柱塞式液压缸是由

22、带齿条杆的双活塞缸和齿轮齿条机构所组成。这种液压缸的特点是：将活塞的直线往复运动，经齿条、齿轮机构钻换成回钻运动。此液压缸又叫无杆缸。3.2 液压缸基本参数确定液压缸的主要参数包括压力、尺寸规格、活塞行程、达动速度、推力、拉力、效率、负载串和液压缸功率等。1） 额定压力（1）额定压力Pa也称公称压力，是液压缸能用以长期工作的压力。国家标准GB7938-87（等效于ISO-3222）（2）最高公称压力Pmax是液压缸在瞬间所能承受的极限压力，通常规定为：Pmax1.5Pn （MPa）（3）耐压试验压力Pr是液压缸在检杳质晕时需承受的试验压力，在此压力下不出现变形或破裂，通常规定为：Pmax1.5

23、Pn （MPa）2） 缸内径和活塞杆直径国家标准GB2348-80（等效于ISO-3320）规定了缸内径及活塞杆直径系列3） 活塞行程国家标准GB2349-80规定了活塞行程的基本系列。4） 运动线速度单位时间内流体进入液压缸，推动活塞（或柱塞）移动的距离即液压缸的运动线速度。液压缸其他参数，与相关标准吻合。3.2.1 液压缸工作负载及工作压力背钳液压缸机构在满负载情况下，以一定的加速度运动时，对液压缸产生总阻力F和有效工作压力P确定其工作参数。对背钳液压缸来说，其工作的液压泵站提供标准压力，工作压力和总阻力也是其标准规定（执行SY/T5074-2004石油井和修井用动力钳标准规定各项指标）。

24、3.2.2 缸筒内径及柱塞杆直径ZQ-100型钻干动力钳背钳液压缸处于简洁、耐用的机构，它是齿条传动与液压缸液压传动想结合。其液压缸内径的计算：式中 D缸筒内径、活塞直径； 齿轮节圆直径； 进液压力； 回液压力；对于单活塞杆缸，无杆腔进油时，活塞杆直径d的计算为 式中 F液压缸进油时推力； P液压缸进油压力； 液压缸回油压力； D液压缸内径；图3-1 背钳传动系统图Figure 3-1 Back pliers kinematic scheme 活塞杆长度计算为 总上所以有活塞杆长度为 但是因为L=142mm为有效啮合，其与双联小齿轮啮合还需要一段长度，所以根据实际情况定齿条柱塞长度为L=401

25、.5mm。 3.2.3 液压缸最大工作行程和最小导向长度液压缸的最大工作行程，可根据工作机械动作要求所决定的液压缸最大和最小极限位置长度来确定。若用Lmax和Lmin分别表示液压缸最大和最小极限位置长度，则根据其差值L=Lmax-Lmin,按GB234980规定的液压缸工作行程系列，向大圆整成标准值，即得液压缸的最大工作行程。液压缸的最小导向长度，是指当活塞全部外伸时，从活塞支承面中点到导向套滑面中点的距离。若导向长度太小，将使液压缸因间隙引起的出使挠度增大，从而影响液压缸的稳定性。对于一般液压缸，其最小导向长度H应满足下式要求：式中 L-液压缸的最大工作行程； D缸筒内径；一般导向套滑动面的

26、长度A，在缸筒内径D80mm时，取缸筒内径D的0.6至1.0倍；在缸筒内径D80mm时，则取活塞杆直径的0.6至1.0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。3.3 液压缸的强度及刚度校核3.3.1 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和材料，采用不同的强度计算公式。1.缸筒内壁壁厚和强度条件计算公式为式中 D缸筒内径； p液压缸的最大工作压力； -缸筒内应力； -缸筒材料的许应力；许应力可用下式

27、计算：式中 -缸体材料的抗拉强度； n安全系数，一般取n=5；总上：缸筒壁厚16mm，符合强度要求。 3.3.2 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/d10时，柱塞杆强度计算：式中 d柱塞杆外径； -空心杆内径，实心柱塞杆=0； F液压缸最大推力； -柱塞杆压应力； -材料许应力，=，其中为材料屈服极限查表，n为安全系数通常取；总上：柱塞杆满足强度条件，符合设计要求。3.4 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

28、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

29、，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：式中 F最大负载力； -稳定临界力； -稳定安全系数，一般取=24； 液压缸稳定临界力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。3.5 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）：1.进行试运钻，在空载情况下，全程往复运动5次以上，要求运钻正常。2.空载情况下，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

30、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。4.试验负载效率应符合质量规定。5.耐压试验，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1.5倍，保压5分钟，零件无破坏、变形等现象为符合要求。6.测量全程是否符合设计要求。7.高压试验，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。3.6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1.密封太紧2.缸内壁拉毛，局部磨损严重或腐蚀1.调整密封，但不得泄露2.适当修理，重新磨缸内孔冲击1.活塞杆裂痕2. 液压缸停止走程1.检查防尘圈，清除污物2.调整液压缸缓冲装置外泄露1. 管接头

31、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4 ZQ-100型杆动力钳的背钳传动设计4.1 背钳传动概述ZQ-100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。4.2 背钳传动设计1.传动系

32、统的效率=1=0.980.95=0.93开口齿轮=0.980.950.95=0.88式中 柱塞效率； 双联齿轮效率； 开阔齿轮效率；2.总传动比：T1=Ti总n1=n/ i总3. 各级传动比的分配根据传动系统性质和ZQ-100型液压钳背钳输出扭矩要大于等于15KNm。主轴的变速范围是2-250r/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

33、要小，空钻件要少。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： =4. 各轴功率、钻速和钻矩的计算：齿条柱塞 T1=9.55=T=3947 Nm：双联轮轴T2=Ti=39470.93=3670.7Nm：介轮轴T3=Ti= 39470.88=3428.2Nm图4-1 背钳整体传动示意图Figure 4-1 Back pliers overall transmission schematic drawing1. 背钳头盖板 2.壳体 3.限位螺丝 4. 背钳前支座5.齿轮盖 6.钳牙挡销 7.弹簧垫圈 8.滚轮 9.滚轮轴10.坡轨 11.挡柱 12.定位柱 1

34、3.介轮 14.双联齿轮15.齿条柱塞 16.油缸盖 17.液压缸4.3 轴的设计ZQ-100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.4.3.1 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，会使齿轮啮合发生偏载。对于轴承支承的轴，偏钻角会使轴承内、外圈互相倾斜，如偏钻角超过滚

35、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。4.3.2 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。4.3.3 轴的刚度计算1.传动轴的弯曲刚度校核轴上受力分析(1) 轴上传递的扭矩：(2)求作用在齿轮上的力： 输入轴上小轮分度圆直径 齿轮的圆周力： 齿轮的径向力： （啮合角为20）齿轮的法向力： 根据平衡条件，得到如下数据

36、：Y方向： ， Z方向： ， ， 2. 弯矩图由于齿轮的作用力在水平平面的由于齿轮的作用力在垂直的弯矩图由于齿轮的作用力在D截面的最大合成弯矩 图4-2 弯矩图Figure 4-2 Bending-moment diagram3. 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：式中，W抗弯截面系数，W按照机械设计工程学（）表43选取 由轴上截面系数得：； 弯曲正应力的平均应力：根据公式：式中 只考虑弯矩作用时的安全系数； 材料弯曲疲劳极限。 查机械设计工程学表4-1轴的常用材料及其主要机械性得： 弯曲的有效应力集中系数，由应

37、力集中系数表得：按键查得=1.57；按配合查得=1.25。此处取=1.25。 表面质量系数，轴经切削加工，由不同表面粗糙度的表面质量系数查得：。 弯曲的尺寸影响系数。由绝对尺寸影响系数表得：=0.81；得：转矩=24.645，考虑到轴上作用的转矩总是有些变动，故单向传递的轴的扭剪应力一般视为循环应力：根据公式可得：式中 只考虑扭矩作用时的安全系数； 材料在对称循环应力时试件的扭转疲劳极限，经查表得：=135， =0.1 ； K剪应力的有效应力集中系数，经查表得：按键查得=1.40；按配合查得=1.88，此处取=1.88； 扭矩的尺寸影响系数，查表得： =0.76。按公式 查机械设计工程学（）表

38、44中的许用安全系数S值，可知该轴安全。4.3.4 轴的稳定性轴是弹性体，当其旋转时，由于轴和轴上零件的材料组织不均匀、制造和安装误差的影响，导致质心偏离轴线，产生以离心力为表征的周期性干扰力，引起轴的弯曲振动。当轴传递的转矩有周期性变化时会产生周期性的扭矩变形，引起扭转振动。考虑以上方面，轴的设计不但是简洁，还要达到稳定的效果，使其耐用。4.4 齿轮系的设计选择齿轮材料查表8-17（参考机械设计工程学）12， 小齿轮选用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度为HBS1=5662HBS；大齿轮先用20CrMnTi, 渗碳淬火，齿面硬度为HBS1=5662HBS。（参照液压动力钳使用说明书海城市石

39、油机械制造有限公司）4.4.1 齿轮系的传动比在背钳定轴轮系中，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。它们之间传动比为：=4.4.2 齿轮的强度计算一、受力分析渐开线蜗轮蜗杆啮合时，齿廓曲面的接触线是垂直线。其啮合过程是在前端面从动轮的齿顶一点开始接触，然后接触线由短变长，再由长逐渐变短，最后在后端面从动轮齿根部某一点开始分离。蜗轮蜗杆齿面的接触线是垂直的直线，故各接触线上只有一点有误差，其影响小，接触情况好，传动平稳，冲击和噪音小。蜗轮蜗杆的渐开螺旋面齿廓曲面与齿轮的任一圆柱面的交线也是一条螺旋线。为了便于分析计算啮合区内，通常取沿齿面接触线单

40、位长度上所受的载荷进行计算，沿齿面接触线单位长度上的平均载荷为基础。进行齿轮传动的强度计算时，首先要知道轮齿上所受的力，这就需要对齿轮传动作受力分析，当然，对齿轮传动作受力分析，不仅是为了计算齿轮的强度，而且也是计算承装齿轮的轴及轴承所必需的。齿轮传动一般均加以润滑，啮合齿间的摩擦力通常很小，计算轮齿受力时可以不予考虑。在蜗轮蜗杆传动中，作用于齿面上的正压力垂直于齿面，如图4-所，位于法面，与节圆柱的切面倾斜一法向啮合角。力可沿齿轮的周向、径向及轴向分解成三个相互垂直的分力。首先将力在法面分解成沿径向的分力（径向力）和在面内的分力，后再将力就在面内分解成沿周向的分力（圆周力）t沿轴向的分力（轴

41、向力），各力的方向如图，各力的大小为：t=2000T/dt=2000T/图4-3 齿轮受力分析Figure 4-3 Gear stress analysis以上是对双联小齿轮与齿条啮合分析，类似于涡轮蜗蜗杆啮合，可用于计算，在这里省略校核对其它两对齿轮校核。ZQ-100型液压动力背钳鄂板架齿轮强度校核计算一、齿轮强度校核计算鄂板架齿轮与介轮为齿轮传动，故对齿轮惊醒弯曲疲劳强度校核与接触强度校核。验算结果。1、首先对齿轮材料、热处理方式及计算许用应力进行检验：背钳鄂板架2：ZG40Mn2, 渗碳淬火， 硬度HRC56-62。介轮1：20CrMnTi, 渗碳淬火, 硬度HRC56-62.由图13-

42、1-23和图13-1-52按MQ级质量要求取值，得1505MPa；1505 Mpa=505 MPa ; 505Mpa2、计算作用在齿轮上的作用力作用在背钳鄂板架上的扭矩为15KN.m,因此齿轮上的作用力为：介轮受力为：3、齿轮弯曲强度校核计算3.1首先要确定端面重合度 因为是角变位齿轮，所以 其中啮合角 背钳鄂板架齿轮变位系数介轮变位系数b，查表13-1-2得0.014904 =0.0253由表13-1-21得选用滚齿法对齿轮进行校核：齿轮齿顶圆直径600+214.762758= 629.58 式中 齿顶高=（1+0.57-0.091）10= 14.79（0.53+0.57）-1.009= 0

43、.0911.009齿顶圆直径170+214.39= 198.78齿轮齿顶高（1+0.53-0.091）10= 14.39=1.68因此齿轮齿根弯曲应力为：3.2计算齿轮齿根弯曲应力：下面分别求出各系数值：3.2.1齿间载荷分布系数(13-112)：齿间载荷分配系数的含义、影响因素、计算方法与使用表格与接触强度计算的齿间载荷分配系数完全相同，且相等。，其中 ，由表13-1-98查得，因此有： 3.2.2齿根应力的基本值式中， 齿形系数：用于考虑齿形对名义弯曲用力的影响，以过齿廓根部左右两过渡曲线的截面作为危险截面进行计算，由图13-1-38查得， ， 应力修正系数：是考虑载荷作用于单对齿啮合区外

44、界点时齿形对名义弯曲应力的影响。由图13-1-43查得， ，重合度系数螺旋角系数：是考虑螺旋角造成接触线倾斜对齿根应力产生的影响的系数。由表13-1-18查得，由图13-1-49，根据，查得，计算齿根应力的基本值 3.2.3使用系数原动机为液压装置，轻微冲击，工作机为夹紧机构，均匀平稳，查表13-1-81，得 3.2.4动载系数齿轮线速度 由表13-1-90 公式计算传动精度系数Cz=17， （由表13-1-67，精度8级）圆整，取C=10，查表13-1-90，1，其中，0.7314 65.0416齿间载荷分配系数查表13-1-102得：（硬齿面直齿轮）综上所述3.3校核安全系数由表13-1-111，3.3.1 试验齿轮的弯曲疲劳极限：是某种材料的齿轮经长期重复载荷作用后，齿根保持不破坏时的极限应力。背钳鄂板架2：ZG40Mn2, 渗碳淬火, 硬度HRC56-62。介轮1：20CrMnTi, 渗碳淬火, 硬度HRC56-62。