动力头设计范文

动力头设计范文（精选9篇）

动力头设计 第1篇

近年来, 计算机数字控制技术 (CNC) 和CAD技术的快速发展, 推动着机械加工行业向高精度、高效率、人性化发展。在工程机械、航空航天以及军事等重要工业中, 数控机床尤其是高精度的重型数控机床是制造大型工装设备必不可少的工作母机。高精度的重型数控机床集传统机床技术与现代数控技术于一体, 已成为衡量国家工业制造水平的重要指标和研发重型工艺装备的必要手段。

矿山机械设备因其恶劣的工作环境和大功率的重载工况, 使得很多机械零部件结构大而笨重, 且零件上常有大量孔需要加工, 传统的龙门钻床和钻孔工艺已经不能很好地满足生产需要。因此, 根据公司的生产需要进行了龙门钻床的数控化改造, 对钻削动力头进行优化设计, 以减轻动力头组件的重量, 降低动力头的运动惯量, 增强伺服控制系统的快速响应性能, 快速精确地完成钻削工艺, 提高生产效率和产品质量。本文介绍了数控龙门钻床动力头部分的总体结构, 及其优化设计的一般过程。

2 动力头总体结构设计

钻削动力头的总体结构如图1所示。钻削主轴4采用两端固定的支承方式, 左端使用一对相向的圆锥滚子轴承2, 右端使用单个圆锥滚子轴承6来实现支承。同时, 考虑到钻削头的受力特性, 特在左端增加了一个止推球轴承3来分担部分钻削加工引起的轴向力。交流电机13通过同步带轮10和12带动钻削主轴4做回转运动。钻削主轴4采用莫氏4号内锥孔加拉杆孔结构, 贯穿主轴箱5和减速箱14两个部分, 使其具有钻铣双重加工能力, 丰富了设备的使用价值。

1.前端盖2, 6.圆锥滚子轴承3.止推球轴承4.铣削主轴5.主轴箱体7.锁紧套筒8.定位法兰9.圆螺母.10.大同步带轮11.轴用挡圈12.小同步带轮13.交流电机14.减速箱体

3 主轴结构优化设计

钻削主轴是动力头钻削加工的执行件, 起到传递运动和扭矩、承受切削力和驱动力等载荷的作用, 结构复杂, 价格昂贵, 是钻床最重要的部件之一。同时, 主轴的结构设计很大程度上决定了钻床动力头的整体结构的大小和切削加工的稳定性。因此, 对主轴进行优化设计成为了降低动力头成本、提高钻床动态响应特性, 保证定位精度和扭转刚度的有效手段。通过在MATLAB中优化设计可以克服常规设计方法中的盲目性, 提高主轴的设计质量、设计效率及设计的科学性和可靠性。

3.1 设计变量及模型建立

根据钻削加工时动力头的受力情况, 设计主轴支承结构如图2所示。在主轴轴端承受切削反力和切削扭矩, 支承点在A、B两点。将主轴进行简化处理得到动力头主轴的力学模型如图3。

从动力头制造成本较低和加工精度较高的要求出发, 选择以主轴自身重量最轻作为设计目标, 将主轴扭转刚度和轴端扰度作为约束条件。

3.2 设计变量和目标函数

在确定主轴材料为40Cr后, 与主轴重量设计方案有关的设计变量包括有:轴端外径Da, 左右支承间外径D, 支承跨距L, 外伸端长度a, 因此确定设计变量为X, 如式 (1) 所示:

主轴重量最轻优化设计的目标函数为:

f (x) =0.25πρ[ (Da2-d2) a+ (D2-d2) L]

式中ρ为40Cr的密度, 取7.810-6kg/mm3,

令f (x) =0.25πρ[ (x21-d2) x3+ (x22-d2) x4]

则目标函数F (x) =minf (x) 。

3.3 刚度约束

主轴刚度的大小在很大程度上决定了钻床加工孔的垂直度和直线度, 因此要求主轴悬臂端扰度不超过产品设计指标给定的静变量y。

式中, 是空心主轴的惯性矩, mm4;E=2.1105MPa是主轴的弹性模量;F为主轴外伸端的切削反力, N;d为拉杆孔径, 根据所钻孔径规格取20mm。

整理得到主轴刚度约束条件

3.4 扭转变形约束

在加工过程中主轴的扭转变形应该小于最小许用扭转变形量。

式中, T为轴所受最大扭矩, T=9459P/n, G为轴材料的剪切弹性模量, G=8.1104MPa, Ipmin为轴截面的最小惯性矩, Ipmin=π (D4-d4) /32, 则主轴的扭转约束条件:

3.5 边界条件设定

根据表1, 综合考虑龙门钻床的总高及Z向行程, 最大工件厚度, 限定主轴两支承跨度200mm

3.6 优化方法及程序实现

考虑约束条件为非线性不等式, 选择采用内点惩罚函数法将有约束问题转化为无约束问题, 使得序列迭代点在可行域内逐步逼近约束边界上的最优点。

将目标函数和约束条件转换为惩罚函数形式为:

为X赋初值X0=[120;110;450;120], 并定义初始惩罚因子r1=1, 缩减因子c=0.2, 收敛精度ε=10-6。通过MATLAB编写目标函数M-文件axis_m.m和约束条件函数M文件ax.m。

目标函数axis_m.m:

求解得到目标函数的迭代值的变化过程如表2所示。

经过21次迭代操作, 惩罚因子无限接近于0, 惩罚项的误差ε=1.6910-7小于设计的收敛精度。最优值f (x) =10.1323, 对应的变量X=[83.1205;79.2478;215;60]。

结合主轴优化所得的参数和实际结构的需要设计主轴的结构尺寸。钻削主轴采用40Cr, 经调质处理。钻削轴右端用普通平键和轴用弹性挡圈实现带轮的定位及扭矩的传递。左端对称分布的缺口和莫氏内锥孔, 用以定位刀杆并传递扭矩;贯通全轴的准20mm的通孔, 为铣刀特有的拉杆结构预留空间。

4 同步带及箱体的设计

根据已实现了结构优化的主轴设计响应的传动部件及箱体结构。动力头采用一对圆弧齿同步带轮进行减速, 减小了传动过程中的振动及冲击。减速箱主要用于同步带轮的支承及主轴电机的固定, 为了降低成本结构相对简单, 故采用材质为Q235-A型钢板焊接而成, 同步带结构如图4。

主轴交流电机功率:7.5k W, 1500r/min;

大小带轮中心距:175mm;传动比i=3。

步骤如下:

(1) 求设计功率Pd:Pd=KAP

KA-工况系数;P-传递名义功率, k W。

由表2可知KA=1.6, 名义功率P=7.5k W, Pd=KAP=1.67.5=12kW。

根据设计功率和小轮转速, 参照带轮选型图选择8M系列 (节距Pb=8mm) 的最为适合。

(2) 传动比:i=n1/n2, n2为大带轮转速, r/min。

已知, i=1/3, 减速传动。

(3) 计算大小带轮节圆直径d1, d2

d1-小带轮节圆直径, d2-大带轮节圆直径。

(4) 计算节线长度Lp

初定节线长度

根据L0, 结合带轮厂家提供的型号参数, 设计中选取8M系列全长Lp=760mm的同步带。小带轮型号:24-8M-40-BF, 大带轮型号:72-8M-40-BS, 同步带型号:760-8M-40。

5 结语

介绍了数控龙门钻床对大型矿山机械设备制造的积极意义, 阐述了龙门钻床动力头的总体结构, 着重介绍了以钻削主轴优化为中心的动力头结构优化设计的一般过程及基本方法。通过在MATLAB中编写优化函数获得了保证主轴机械性能的最优结构参数, 实现了动力头整体结构的轻量化目标。通过实际应用表明, 该设备极大地提高了零部件钻削的精度和加工效率, 增强了公司的生产能力, 取得了较好的经济效益。

摘要：论述了数控龙门钻床在工程实际中的应用, 以及钻床动力头设计参数的优劣对机床切削性能和加工精度的重要影响, 着重分析了钻削主轴在MATLAB中采用惩罚函数法进行优化设计及动力头的结构设计方案。龙门钻床动力头的优化设计, 在保证钻削动力头的扭转刚度和轴端抗扰动性能的前提下, 以最大限度减小动力头重量为目标, 实现动力头伺服传动系统的快速响应性, 提高了龙门钻床在钻削加工过程中的加工精度。

《橡皮头铅笔》教学设计 第2篇

教学目标: 1自主学会本课生字，理解“专心致志”、“竟然”、“放弃”、“耽误”等词语，并能选择其中两个造句。

2能正确、流利地朗读课文，通过关键词句的品读去体会语言美，去感受一个穷画家变成发明家的执著追求。

3用自己的话复述课文。教学重难点: 理解词语，了解橡皮头铅笔的发明经过。教学准备: 1教师：生字卡片、鲁班发明锯子挂图、大发明家爱迪生资料、现代少儿科技作品资料等。

2学生：收集有关发明创造的信息资料等。课时安排: 2课时。教学过程:

一、实物引入，直观形象

1展实物，比不同。出示有橡皮头和无橡皮头的铅笔，让学生比较，说说它们的不同之处。

2揭课题，设悬念。在铅笔头上加个橡皮头，就成了使用方便的橡皮头铅笔。可就这看起来很简单的一件事，却经历了很不简单的一个过程。你想知道吗？

二、读通课文，整体感知

1学生自读课文，注意读准字音，读通语句，在不认识的字和不理解的词下作上记号。2检查生字自学情况。学生齐读生字词，正音。

3小组合作学习。小组内自主读文，互相交流，说说你读懂了些什么。提出不懂的问题互相交流讨论解决。

4学生自由发言提问，筛选有共性的问题。老师将重点探究的问题展示出来。（出示：①画家为什么会成为发明家？②画家是怎样发明橡皮铅笔的？）

三、精读课文，品读感悟

1小朋友对画家李浦曼有了初步的了解，你能给大家介绍一下画家李浦曼是个什么样的人吗？（板书：李浦曼 穷）

2多媒体画面展示重点语句：

①他穷得连画布、画纸都买不起，手头的笔和画架，以及所用的画具都是些破烂货。②不久，一家知名的铅笔公司用55万美元的巨款买下了这个专利。师：一个穷画家变成了发明家！变得那么富有，（板书：富）这好象不可思议，可这的确是真的，这是为什么呢？

3细读第3段。

（1）读一读：选择自己喜欢的方式读课文。（可以轻声读、大声读、默读，也可以与同桌一起读）

想一想，议一议：为什么画家竟变成了一个发明家？他是怎么发明橡皮铅笔的？ 勾一勾：勾画并朗读课文中写画家想法和做法的句子。说说你体会到了什么？（充分鼓励孩子们去读书、去发现）

（板书：发现问题 → 倔劲干 → 发明）

说一说：让学生联系上下文理解“专心致志”、“凌乱”、“竟然”、“专利”的意思。并用“专心致志”、“放弃”、“竟然”、“耽误”口头造句。

换一换：“倔劲”是什么意思？还可换成哪些词？

看一看：出示多媒体画面，让学生感受画家的执著追求，进一步理解、体会画家成为一位发明家的原因。

（2）师：画家不为穷所困，具有执著的追求精神，做事专心致志，善于发现问题，刻苦钻研，倔劲干，终于发明成功，实现了由画家到发明家的转变。

（3）教师指导读课文。

四、师生共同小结

1.一个人的一生是谁决定的？是由什么决定的？你从这个故事中受到什么启发？ 2师：一个人的一生是由自己决定的。外部环境不能决定一个人的一切，是勤奋还是懒惰，才决定一个人的一生。勤奋，可以逆境成才；懒惰，则一事无成。

五、拓展延伸

1.生活中的小发明可真不少，只要你有执著的进取精神你也会成为一个发明家。出示其他发明资料。

一种中大型水平定向钻机动力头设计 第3篇

水平定向钻机作为非开挖技术中最具活力的一项施工技术, 具有导向准确、有利环保、效率高等特点。它能在一定曲率半径范围内绕开障碍物, 能避免破坏管线经过地区的生态环境, 施工速度快, 效率高, 穿越长度长, 深度深。目前在国内已越来越多地应用于石油、天然气、电力、电信等领域在我国。

由于城市化建设越来越快, 需要扩建的地下管线还有需要改造的工程量在日益增多。水平定向钻机在非开挖领域相关工程中已得到广泛应用, 而随着地质条件、地下环境等日趋复杂, 非开挖规模越来越大, 大型水平定向钻机的需求越来越多。当前国内的地下管道铺设工程数量众多, 仅市政建设所需地下管道网络铺设量就可达10万km;能源行业的输送管道用量也在快速增加;另外, 西气东输、南水北调等大型工程, 新疆等地的油气输出;这些长途工程都需要管道穿山过河。这些施工无疑是对大吨位非开挖技术的挑战, 而60吨水平定向钻机属于中大型非开挖设备, 具有极其广阔的市场前景和需求量。

而水平定向钻的大部分作业都要靠动力头完成, 所以它的强度和使用寿命都是整机能否持续正常运作的关键。结合目前的国内外水平定向钻机结构, 对水平定向钻机动力头结构设计进行探讨, 有着十分重要的意义[1], 故本文将对动力头部分进行详细设计。

1 水平定向钻机动力头结构布局设计

1.1 对于驱动方式

根据国外和我国大部分产品分析, 水平定向钻机动力头的驱动方式一般有三种:方式一:选用通孔式低速大扭矩马达, 省去减速装置直接驱动钻杆。方式二:通过选用低速大扭矩液压马达, 直接经过齿轮箱驱动。方式三:通过液压马达驱动减速机, 再经齿轮减速箱驱动钻杆。三种方案各有优缺点, 因此决定了不同方案适用于不同吨位的水平钻机, 60吨水平定向钻机是中大型设备, 在成本上方案二与方案三相差不大, 具体利弊该采用何种方案, 需要根据实际设计分析。

因此, 本设计后文将分别以“同轴双动力驱动”方案和“扇形双动力设计”方案进行设计, 并进行对比分析。

1.2 对于给进方式

给进机构是动力头回拉或给进运动的执行机构, 其性能的好坏直接影响钻机钻进效率、钻孔质量及钻机各项性能的发挥。其形式主要有液压油缸式、马达链条式和齿轮齿条式3种。用液压油缸给进已经遭到淘汰, 小吨位钻机国内普遍用链条给进, 但是在国外链条方式也遭到淘汰, 不管小、中、大型机器均采用齿轮齿条方式, 故本设计采用齿轮齿条方式给进是最优方式。

2 方案一:液压马达同轴分布方案设计

本文根据水平钻机使用性能的要求设计其动力头部件, 故具体性能参数要求如下:推拉力600k N;动力头扭矩28 000Nm;最高回转速度123r/min;最大推拉速度30m/min;泥浆泵额定压力20MPa, 流量500L/min。动力头性能要求:具有装卸钻杆与浮动、手动操作钻进与回退。

2.1 液压马达选型

意大利萨姆液压有限公司隶属于布雷维尼流体动力集团, 在液压制造方面一直居于世界领先地位[2]。所以液压马达的选择参照萨姆样本手册。根据钻机转速和转矩的要求, 通过液压系统计算, 根据萨姆液压马达样本手册表, 选得液压马达型号H1C090。

2.2 行星减速机选型

意大利邦飞利设计、制造并销售齿轮减速机, 驱动系统以及行星齿轮箱等系列产品是世界领先的动力传动与控制系统制造商[3]。所以行星减速机选用邦飞利公司产品。经过计算选得型号311 L2 21.5。其参数为:i1=21.5Mn2=19700Nm。最大允许输入转矩M1max=54 000Nm。

2.3 一级减速箱设计

(1) 齿轮的设计计算:输入齿轮需要耐冲击耐磨损所以齿轮材料采用20Cr Mn Ti, 热处理选择渗碳处理HRC=65;输出齿轮采用40Cr调质HBS=250。计算得齿轮参数:m=14;α=20°;hα*=hα×m=14;hf= (hα*+c*) m=17.5;h= (2×hα*+c*) m=31.5;d1=m Z1=434;d2=mz2=588;da1= (z1+2hα*) m=462;da2= (z2+2hα*) =616;df1= (z1-2hα*-2c*) 399;df2= (z2-2hα*-2c*) =553;db1=d1cosα=407.8;db2=d2cosα=552.65;

(2) 齿轮的结构设计:小齿轮由于腹板孔直径d1很小, 所以输入齿轮不进行质量减轻设计。大齿轮采用腹板减轻质量。

(3) 轴的设计计算:主动轴设计为:L1=85mm;L2=40mm;L3=405mm;d1=130mm;d2=180mm;d3=220mm;d4=130mm, 具体见图1。

输出轴设计为:L1=150mm;L2=100mm;L3=260mm;L4=20mm;L5=125mm;L6=50mm;L7=225mm;D0=102mm;D1=150mm;D2=180mm;D3=257mm;D4=328mm;D5=200mm;D6=180mm;D7=130mm。具体见图2。

2.4 轴承和键的选择

轴承:考虑输入轴只受到径向力, 输出轴受径向力和轴向力的复杂受力情况, 所以查《机械零件设计手册》在输入轴上选用角接触球轴承7236 C/DF (GB/T 292—1994) , 输出轴上轴承选用圆锥滚子轴承30236 (GB/T 297—1994) 。

键:输入轴采用双键对立180°安装, 根据输入轴的轴径通过查表, 选用A型普通平键, 选得键为36X20X250;输出轴采用单键安装, 根据输出轴的轴径通过查表, 选用A型普通平键, 选得键为36X20X250

3 方案二:液压马达扇形分布方案设计

液压马达的不同布局对液压马达、行星减速机选型不会产生太大影响, 主要不同在于减速箱的设计, 所以扇形分布方案中的液压马达以及行星减速机选型参照3.1、3.2, 下面直接对减速箱进行设计。

3.1 齿轮的设计计算

运用机械工程师助软件工具计算大、小齿轮各参数:

3.2 输入输出轴设计

由于齿轮尺寸大幅度缩减, 所以输入可以省去输入轴, 直接由减速机的输出与主动齿轮配合, 设计如图3。

输出轴采用常规设计L1=100mm, L2=216mm, L3=135mm, L4=214mm, L5=275mm, D0=70mm, D1=120mm=D2, D3=130mm, D4=150mm, D5=175mm。具体设计如图4。

3.3 轴承和键选择

轴承的选择及校核:参考前文, 最终确定为:输入轴上选用一个深沟球轴承61809型号, 输出轴前端采用一个圆锥滚子轴承30230型号, 后端采用一个深沟球轴承61826型号以及一个推力圆锥滚子轴承T709型号。

键的选择及校核:主动齿轮上采用平键, 参考前文, 最终选得16X10X100;从动齿轮采用花键连接, 输出轴加工10X112X125X18型花键。

4 两方案对比分析

方案一输入的两轴共一个输入齿轮, 难以保证同心, 即同轴度难以保证;其次由于主动齿轮只有一个, 为保证齿轮强度及轴强度所以尺寸偏大;还有由于马达减速机前置会导致安装钻杆可能出现干涉或者安装困难。

方案二输入的两轴分别通过不同的齿轮传递给输出, 不存在同心度的问题, 同时会产生同步度问题, 但是同步度可以通过程序控制系统使其在一个满足要求的精度范围内。两个齿轮使得横向尺寸稍有增加, 但仍然在一米以内, 在可接受范围中。同时两个主动齿轮也会使成本稍微增加, 但是相对于整机成本而言, 一个主动齿轮的费用微乎其微, 其纵向尺寸减小带来的益处远远超过这个。

故经过以上讨论, 确定方案二为最终方案。

5 给进系统设计

行星减速器选择:根据计算选得型号310 L3 62.6, 其参数为:i1=62.6Mn2=22 800N最大允许输入转矩M1max=36 000Nm行星减速机选用邦飞利310 L3 62.6型号。

液压马达选择:所以根据萨姆液压马达样本手册表, 选得液压马达型号H1C 090。

液压回路液压泵选型:根据萨姆液压泵样本手册, 选用萨姆SH6V 75泵, 最大能提供220L/min流量。

6 结论

(1) 本文根据市场对大吨位水平定向钻机的需求, 开发设计了60吨水平定向钻机动力头。

(2) 在查阅分析了大量的国内外文献资料的基础上, 拟定了数种设计方案, 最终确定了双减速器扇形分布设计方案, 并对主要零部件进行了设计、计算。

(3) 设计、分析结果表明该方案具有回转扭矩大、空间占用小等优点, 克服了动力头扭矩增大横向或者纵向尺寸也会相应增加的主要矛盾。

(4) 设计结果可以作为工程实际生产中的一种选择, 以及作为大吨位水平定向钻机动力头设计的参考。

摘要：水平定向钻机在非开挖领域相关工程中已得到广泛应用, 而随着地质条件、地下环境等日趋复杂, 非开挖规模越来越大, 大型水平定向钻机的需求越来越多。而水平定向钻的大部分作业都要靠动力头完成, 所以它的强度和使用寿命都是整机能否持续正常运作的关键。本文结合目前的国内外水平定向钻机结构, 对水平定向钻机动力头结构设计进行了探讨, 并对动力头部分进行了详细的设计。特别地, 本文分别以“同轴双动力驱动”方案和“扇形双动力设计”方案进行设计, 并进行对比分析, 权衡利弊。

关键词：同轴分布,扇形分布,选型,动力头设计,水平定向钻机,60吨,中大型

参考文献

[1]张东辉, 尹振羽, 何亚丽.水平定向钻机在燃气管道铺设工程中的应用[J].煤炭技术, 2008, 27 (1) :132-133.

[2]意大利SAM.液压公司[J].2006.

大学门头设计大赛.doc 第4篇

宿舍装饰与门头设计大赛

活

动

策

划

化学工程学院团总支、学生会

2013年11月2日

一、活动背景：为了美化我们的生活环境，让我们的“小家”变得更温馨，凸显各宿舍的特色文化，我院特此举办精神文明宿舍建设系列活动之宿舍装饰与门头设计大赛。

二、活动主题：争做文明使者，共创和谐家园

三、活动内容：

各宿舍务必在2011年11月20日之前完成门头设计，须凸显本宿舍人物特征、宿舍文化、宿舍精神等。11月21日我院辅导员及团总支、学生会成员将进行评比打分(宿舍须有一人对设计的门头进行详细的解说，时间不要过长)。评分标准如下：

1、主题突出新颖，内容积极向上；

2、以手工制作为主；

3、对完成的门头设计有独特的解说。

注：凡有我院学生≥4人的宿舍均须参加此活动（大

一、大二）

化学工程学院团总支、学生会

2012年11月2日

化学工程学院第九届团总支、学生会 2011—2012学门头设计大赛

活

动

总

结

化学工程学院团总支、学生会

2013年11月2日

2012年化学工程学院

门头设计大赛评分标准

宿舍名称：积极向上（10分）

新颖（10分）

壁纸及其他装饰：手工制作（20分）

整体效果（15分）

其他装饰（15分）

解说：其他装饰（15分）

突出主题（10分）

分工明确（10分）

卫生情况：10分。

化学工程学院团总支、学生会生活部

2011年12月5日

“门头设计”比赛总结

此次评选中，我院绝大多数宿舍都表现的很好，无论是在宿舍卫生方面，还是在门头设计上，宿舍人员都积极的配合。可是依旧存在一些问题，有些宿舍的门头是以前就有的，并没有自己亲手去制作。希望这些宿舍以后能积极配合学院的各项工作，积极参加学生会组织的各项活动，为自己赢得荣誉，为宿舍增光添彩！

动力头设计 第5篇

在我厂修造船生产实践中,经常要对船体推进器大轴的支承座进行镗孔,以保证一根大轴几个支承座的同轴度精度要求,而该类支承座的最终尺寸需在船体上安装定位后才能加工。由于购买成套专业加工设备价格昂贵,因此利用现有机械动力头改装成移动镗孔机,以解生产之急需。经过技术人员精心设计,该设备的机械部分由细长轴镗杆(可同时安装多个镗刀头)、镗杆支承座、万向节传动轴、机械动力头等部件组成;电气部分采用变频电气控制箱原理设计。

2 变频电气控制系统的功能及原理设计

2.1 系统组成、工件加工要求及元器件选用

该机械动力头原配有2台电机(1台主轴电机,1台进给电机),均是通过机械挂轮变速来驱动主轴和进给机构。电气控制具有正转、反转、停止功能,还有点动、长动切换,主轴电机和进给电机都设有热继电器过载保护,进给机构前后由行程开关控制终点位置。

由于机械挂轮变速时输出的速度不能满足低速运行要求,加工时表面精度低,容易损坏刀具,因此电气控制采用变频操纵系统,另配置相应高性能电机及电器元件。电气控制系统主要部件、元器件选用如下。

(1)主轴电机更换为变频调速电机,型号为YP50-4.0-4,380V/4.0kW,标配100W/220V轴流风机1台。

(2)主轴调速变频器选用日本安川G5系列变频器,型号为CIMR-G5A47P5。

(3)进给电机更换为变频调速电机,型号为YP502.2-6,380V/2.2kW,标配90W/220V轴流风机1台。

(4)进给调速变频器选用日本安川G5系列变频器,型号为CIMR-G5A45P5。

(5)断路器、交流接触器、热继电器、按钮采用施耐德元件;箱体排风扇采用台湾YUNG元件。

改造后的变频控制电气原理图如图1～3所示。

2.2 变频电气控制系统功能

变频器具有良好的无级调速性能,频率范围为0～400Hz,变频电机具有3～100Hz的工作频率。由于原电机额定工作频率为50Hz,故设计时在0～50Hz频率范围根据需求划分为8档,每4档为一组。前4档为低频组,即:Ⅰ档5Hz;Ⅱ档10Hz;Ⅲ档15Hz;Ⅳ档20Hz。后4档为高频组,即:Ⅴ档25Hz;Ⅵ档35Hz;Ⅶ档45Hz;Ⅷ档50Hz。每档频率值可按实际需要应用变频控制在0～400Hz范围内。该系统具有如下功能。

(1)范围任意设定。根据以上设定,最低工作频率为5Hz时,组合机械挂轮变速,主轴转速可输出2.5r/min,进给量输出0.1mm,变频器具有恒转矩输出特性,可满足工件低速运行的加工要求。

(2)正反转调整功能。组合在调速开关SA4、SA5中控制,形成正反转8档速度。

(3)监视功能。使用变频器原配数字操作器可实现各参数的监视。

(4)具有电源欠压保护、电源缺相保护、负载过载保护、负载短路保护及故障复位等功能。

2.3 变频电气控制系统的原理设计

控制系统主要是变频器频率的操纵控制。主轴电机通过开关SA2、SA3,进给电机通过开关SA4、SA5分别组合操作实现频率调整。其开关触点的组合是按变频器多段速指令1～3及点动频率选择表(见表1),来确定。

(1)变频器控制输入端子7设定为低频组、高频组切换功能点,由开关SA2或SA4控制。当开关断开时,指令d1-01～d1-04有效;当开关接通时,指令d1-05～d1-08有效。

(2)变频器控制输入端子1为正转运行指令点。有信号时,变频器正转;无信号时,变频器停止。

(3)变频器控制输入端子2为反转运行指令点。有信号时,变频器反转;无信号时,变频器停止。

通过开关SA3、SA5控制端子1、2、5、6的信号,形成正反4档的频率调整。

3 参数设定

当移动镗孔机整机安装完成,检查接线无误后,可进行变频器参数设定。

(1)参数的存取级别A1-01。

(2)控制方式的选择A1-02。

(3)频率指令的选择b1-01。

(4)频率指令值的设定d101～d1-09。d101(5Hz);d102 (10Hz);d103 (15Hz);d104(20Hz);d1-05 (25Hz);d1-06 (35Hz);d1-07(45Hz);d108(50Hz)。

(5)其余参数按变频器出厂默认值设定,完成后按确认键(ENTER)保存。

4 操纵程序及电气原理分析

当镗杆对刀完成,移动镗孔机定位好,主轴箱变速挂轮安装好,万向节传动轴联接完毕后,可接通三相四线电源(380/220V),接线端子为U0、V0、W0、N。然后合上断路器Q1、Q2,主轴电机主回路、进给电机主回路通电,主轴电机风机、进给电机风机交流接触器KMF1、KMF2线圈吸合,2台风机旋转,变频器箱排风扇FM3、FM4同时旋转;主轴控制电源指示灯亮,转动组合开关SA1至I档,电磁离合器1LC通电吸合,主轴正向旋转机械机构准备工作完成。

按下变频器送电按钮3SB,交流接触器KM1线圈吸合,变频器BP1带电,主轴变频器正常指示灯HL2亮,主轴变频器调速开关SA3由0档转至正转I档,变频器BP1输出5Hz信号,主轴变频器运行指示灯HL4亮,主轴电机M1旋转,查看转向及转速是否符合要求,调整开关SA2、SA3的组合,选定其中一档,若转向及转速符合要求,则主轴启动完成。

按动变频器送电按钮6SB,交流接触器KM2线圈吸合,变频器BP2带电,进给变频器正常指示灯HL7亮,转动主轴变频器调速开关SA5由0档转至正转I档,变频器BP2输出5Hz信号,进给变频器运行指示灯HL9亮,进给电机M2旋转,查看进给方向及进刀量是否符合要求,调整开关SA4、SA5的组合,选定8档其中之一档,若进给方向及进刀量符合要求,则进给启动完成。

主轴或进给运转需停止时,将开关SA3、SA5转回0档即可。主轴或进给控制系统出现故障时,变频器故障指示灯HL3或HL8亮,此时有可能是瞬时超力矩造成,可按动变频器故障复位按钮1SB或4SB进行变频器故障复位,若系统恢复正常,则可继续工作。

5 结束语

旋挖钻机动力头结构改进分析 第6篇

1 结构介绍

目前国内动力头专业制造厂家不少于15家, 其结构大同小异, 主要由滑移架装置、液压件、驱动器、减震器和承撞体等五大部件组成, 如图1所示。通常液压马达减速机为2~3套, 分别连接行星减速机上, 通过减速机的输出轴和减速动力箱内小齿轮, 与同一齿圈外啮合, 齿圈与钻杆驱动套通过定位销和螺栓固定为一体, 达到旋转传动的功能, 驱动器是一个多级密封的封闭箱体, 内需重负荷齿轮油进行润滑;其上为减震器, 实现施工钻杆与动力头接触缓冲作用;下面连接承撞体, 实现挖斗甩土自动打开斗底的功能。

施工过程中, 动力头是旋挖钻机最主要的动力来源, 主要靠驱动套 (轴) 直接控制着钻杆上下移动及钻斗的钻进与缩回, 并且承担着动力头至钻杆力的传递任务, 由驱动套本体和牙板两部分构成, 目前市场上主流形式分类如图2, 大类按有无连接轴也就是有过渡轴还是直接作用在大齿圈上划分, 小类按加工制造和装配方式划分。

1-滑移架;2-液压件;3-减震器;4-驱动器;5-承撞体

2 常见故障分析

整体式结构又分整体铸造加工和牙板装配式两种。整体铸造加工式的缺点主要表现在无法单独对牙板进行不同的热处理, 使用维修成本较高, 磨损后需要整体更换驱动套总成, 制造能耗高, 更换不方便, 需更换驱动箱体内的液压油, 造成很大的浪费;而牙板装配式安装为紧配合、螺钉固定, 其缺点主要表现在制造精度较高, 使用过程中容易剪切螺钉, 故障率较高, 总之影响旋挖钻机的工作效率, 增加使用维护成本。

3 新结构方案介绍

考虑到现有动力头驱动套及牙板设计使用过程中存在的上述缺陷, 如何能提供一种使其受力状态均匀, 延长其使用寿命, 降低其使用维护及维修成本的动力头驱动套, 成为目前行业急需解决的主要问题。通过施工人员长期的实地摸索, 创造了一种新型浮动式牙板驱动套的动力头, 如图3所示, 可以通过以下技术方案实现的低成本维护的目的, 包括:键槽驱动套, 牙板、紧固阶梯套、紧固螺钉, 牙板安装位置为圆周三均分六条结构, 牙板底面为平面接触, 与钻杆孔接触为双边26°倒角, 与钻杆键条圆弧面很好吻合, 确保传动稳定, 受力均匀。

1-液压件;2-减震器总成;3-浮动牙板驱动套;4-托架;5-动力箱;6-承撞体 (护筒驱动器)

键槽驱动套采取连接轴和驱动套分体式结构由键槽驱动套本体、安装法兰、槽端堵板构成, 本体为锻件, 焊接同材质锻件安装法兰面进行热处理, 随后进行机械加工, 牙板键槽可采用线切割一次成形或刨床加工成形, 完全对称;上下焊接端部封板, 从而预防上下提钻对牙板的冲击, 避免不正常损坏。

牙板采取多个沉头阶梯孔为安装紧固使用, 2个丝孔为拆卸顶丝孔, 底为平面, 两侧为26°倒角, 上面为13°~15°斜面, 牙板形状仿形结构, 与钻杆形状吻合, 采取特殊耐磨材料热处理HRC52~55, 制造灵活方便。

4 新结构实现过程

牙板浮动式安装通过以下方案进行实现 (图4) :采取紧固螺钉通过紧固阶梯套把牙板安装到键槽驱动套本体上。驱动套键槽长度A1与牙板长度A2属倍数关系, 宽度和牙板宽度基本尺寸均为B, 安装后间隙为0.2~0.4mm;牙板与紧固阶梯套孔径基本尺寸均为C, 安装后间隙为0.6~1mm, 高度方向的基本尺寸均为D, 安装后牙板与阶梯套间隙为0.2~0.4mm, 牙板处于上下浮动状态。

动力头设计 第7篇

1 资料与方法

1.1 一般资料

本组男5例, 女1例。平均年龄34.5岁。致伤原因:骑摩托车伤4例, 矿车挤压伤2例, 其中合并胫腓骨折3例, 前交叉韧带部分损伤1例。受伤时间到手术时间1-2个月3例, 3个月2例, 4个月1例。

1.2 手术方法

仰卧位, 硬膜外麻醉, 大腿上气囊止血带。采用膝前内侧长弧形皮肤切口, 直达关节。把髌骨拉向外侧, 屈曲膝关节探查;确认后交叉韧带断裂后, 暴露腓肠肌内测头, 从股骨后内侧皮质骨的肌腱起点, 连同肌腱附着的骨组织, 移除约10×15×8mm3的骨块, 并在移除骨块前行中央3.5mm钻孔, 待松脂骨螺钉固定。当骨块凿取后, 分离腓肠肌内侧头近侧1/2肌腱, 使其有足够长度。在关节间隙平面, 关节囊后部中线上打一洞, 允许骨块和肌腱进入膝关节。用不吸收缝线, 经骨块的骨孔与肌腱作Bunnell缝合。缝线经钢丝牵拉通过踝间凹进入膝关节。再踝间凹股骨内踝后交叉韧带原止点出, 用骨凿凿一大小适中的骨槽, 膝关节屈曲90, 腓肠肌最大的松弛, 胫骨向前推移, 用于牵拉移植物进入股骨内踝的骨槽内。骨块进入骨槽, 用松质骨螺丝钉和垫圈固定。后交叉韧带动力性重建完成。

1.3 术后处理

术后膝关节屈曲20-30位石膏托固定, 并嘱加强骨四头肌功能锻炼, 3周后去石膏, 膝关节不持重伸屈功能锻炼, 4周后, 开始持重行走。

2 结果

5例患者随访8-20个月, 平均13个月。膝关节伸屈活动正常, 功能恢复良好, 能进行伤前劳动者3例。劳累后膝关节轻度肿痛, 股四头肌轻度萎缩者2例, 其中轻度跛行者1例, 5例患者做膝关节后抽屉实验检查, 均仍为阳性。

3 讨论

膝关节后交叉韧带在股骨附着部成前后方向, 而其在胫骨附着部成用外向内方向, 本身有扭转, 并分前束和后束。, 伸膝是时前束松弛, 后束紧张;屈膝时前束紧张, 后束松弛。他有防止胫骨超过正常向后移位之作用。因此使胫骨后移的暴力可引起交叉韧带的断裂。而当后交叉韧带断裂后, 将导致膝关节后直向不稳定和后外侧旋转不稳定, 从而损害该关节的正常功能。

膝关节后交叉韧带的治疗:由于其特殊解剖结构, 以往保守治疗及各种静力重建手术疗效都不十分理想。国内曾多篇报道应用腘肌腱、髌腱、半肌腱等动力重建后交叉韧带, 均获得不同的疗效, 并优于静力重建术。我们选用了腓肠肌内侧头1/2动力重建后交叉韧带的方法。当足背屈时, 腓肠肌拉长, 当体重传递到小腿, 腓肠肌收缩, 并在胫骨后面产生一个肌肉支持, 从而动力性抑制股骨向前移位, 或者胫骨向后移位, 因此能较好地稳定膝关节。本组5例患者术后随访疗效满意。本手术有如下优点:⑴带骨块移植固定牢固, 外固定时间短, 能早期进行功能锻炼, 可以减轻或预防股四头肌粘连, 或关节囊粘连等并发症。⑵手术方法简单, 选用一个手术切口, 就能完成膝关节探查鸡肌腱重建术。⑶移位固定腓肠肌1/2内侧头, 不影响肢体功能。⑷因动力重建, 只要有腓肠肌收缩, 就能起到稳定关节的作用。

参考文献

[1]郭世拔, 著.临床骨科解剖学[M].天津科学技术出版社, 1989;829-831.

[2]赵尔弘, 路正义, 林鸿培.髌腱动力重建后交叉韧带远期疗效评价[J].中华骨科杂志, 1995, 8:548.

动力头设计 第8篇

关键词：导弹导引头,伺服机构,非线性动力学,角接触球轴承

0 引言

导弹飞行过程中会受到风、动力装置、结构误差、控制系统误差等各种干扰源的作用, 从而产生附加的扰动运动[1,2], 该扰动运动给导弹的精确制导带来两种不利影响:其一, 弹体与导引头之间的结合部耦合作用使得导引头陀螺装配结构将承受很大的干扰力和干扰力矩, 其变化频率超过导引头伺服机构的振动频率, 直接影响了陀螺仪等传感器的动态精度, 极端情况下陀螺仪直接损坏[3];其二, 弹体扰动所激发的结构振动信息将通过陀螺仪等敏感元件形成反馈信号, 通过执行机构产生控制力, 导致结构振动与控制回路耦合, 造成回路失稳[4]。因此, 导引头陀螺装配结构在各种扰动环境下的动力学特性是影响导弹制导精度、稳定性和可靠性的关键因素。工程上主要通过台架试验来保证导弹的制导精度、稳定性和可靠性[5,6], 但对影响陀螺装配结构动态特性的动力学模型和非线性行为并未进行深入研究[7,8,9]。

本文着重从机理上研究导引头装配结构的非线性动力学特性, 所建立的非线性动力学方程和数值求解算法为研究陀螺装配结构的非线性行为奠定了基础。

1 角接触球轴承的非线性刚度矩阵模型

1.1 载荷-形变方程

根据局部接触的Hertz理论, 角接触球轴承球滚道间点接触的负载F的变化可用如下公式表示[10]:

$F={\rm K}\delta {}^{\frac{3}{2}}$ (1)

其中, δ为内滚道任意一点的位移, K为接触刚度, 可表示为[11]

${\rm K}=[\frac{1}{(1/{\rm K}{}_{\text{i}\text{j}}){}^{2/3}+(1/{\rm K}{}_{\text{o}\text{j}}){}^{2/3}}]{}^{3/2}$ (2)

式中, Ki j、Ko j分别为滚珠与内滚道、外滚道的接触刚度。

假设:①角接触球轴承的外滚道固定, 并受到轴向力Fa、径向力Fr的作用;②内滚道上任意一点的位移δ相同。

以内滚道压力中心P为原点建立轴承坐标系Pxyz, x轴、y轴分别与轴承所受的轴向力、径向力重合。对处于任意角位置σ的滚珠A, 过其球心作一个辅助平面Q, 使其经过原点且平行于x轴, 如图1所示。

角接触球轴承在旋转过程中, 滚珠周期性地处于不同角度位置σ, 滚珠承担的接触载荷和发生的变形随之变化。在辅助平面Q内, 内滚道上任意一点的位移δ可用位移矢量表示为δ=δai+δrj+0k, 滚珠A与内外滚道接触线的方向矢量为

σ=sin ai+cos acos σj+cos asin σk (3)

式中, a为滚珠与外环之间的接触压力角。

则滚珠A接触线上的接触位移δσ可表示为[12]

δσ=max (0, δasin a+δrcos acos σ) (4)

式中, δa、δr分别为轴承内环在轴向、径向的位移。

显然, 当σ=0°且δr≥0 (或σ=180°且δr0) 时, 接触位移δσ达到最大值:

δmax=δasin a+sgn (δr) δrcos a (5)

将式 (5) 代入式 (4) , 则δσ可表示为

$\delta {}_{\sigma }=\delta {}_{\max }\max [0,1-\frac{(\mathrm{sgn}(\delta {}_{\text{r}})-\cos \sigma )}{2\epsilon }]$ (6)

$\epsilon =\frac{1}{2}[\mathrm{sgn}(\delta {}_{\text{r}})+\frac{\delta {}_{\text{a}}\tan a}{\delta {}_{\text{r}}}]$ (7)

根据Hertz理论, 任意角位置平面的滚珠的接触力Fσ及最大接触力Fmax分别为

由式 (4) 可得

$F{}_{\sigma }=F{}_{\max }\{\max [0,1-\frac{(\mathrm{sgn}(\delta {}_{\text{r}})-\cos \sigma )}{2\epsilon }]\}{}^{\frac{3}{2}}$ (9)

根据轴承内滚道静力学平衡条件, 有

将式 (9) 代入式 (10) , 有

令

记Z为角接触球轴承的滚珠数量, 则角接触球轴承的载荷-变形关系可表示为

1.2 刚度矩阵模型

将式 (4) 代入式 (8) , 得到任意角位置平面的滚珠的接触力:

$\begin{array}{l}F{}_{\sigma }={\rm K}(\delta {}_{\sigma }){}^{\frac{3}{2}}=\\ {\rm K}(\delta {}_{\text{a}}\sin a+\delta {}_{\text{r}}\cos a\cos \sigma )(\delta {}_{\sigma }){}^{\frac{1}{2}}=\\ {\rm K}\sin a(\delta {}_{\sigma }){}^{\frac{1}{2}}\delta {}_{\text{a}}+{\rm K}\delta {}_{\text{r}}\cos a\cos \sigma (\delta {}_{\sigma }){}^{\frac{1}{2}}(14)\end{array}$

将式 (14) 与式 (10) 结合, 得到式 (13) 的矩阵形式

式中, δ为位移矩阵;F为力矩阵;K为刚度矩阵。

且有

2 结构非线性动力学方程

导引头伺服机构的陀螺仪装配结构如图2所示, 由外框架、内框架和陀螺支架构成。内框架与外框架之间、陀螺支架和内框架之间均通过一对背靠背安装的角接触球轴承连接, α、β通道的速率陀螺仪均通过固定环固定于陀螺支架上。

假设陀螺仪装配结构的内外框架、陀螺支架、紧定轴均为刚体, 则图2所示的伺服机构装配结构可等效为图3所示的力学模型。为提高伺服机构结构刚度和消除装配间隙, 需要对两对角接触球轴承预紧, 并假设其预紧力分别为Fx0、Fy0。图3中, δia0表示轴承i在预紧力作用下发生的轴向变形。

重力为惯性力, 且相对扰动力为小量, 可忽略其影响, 分别以陀螺支架、内框架、外框架为对象建立振动微分方程。

陀螺支架:

内框架:

外框架:

式中, Fx、Fy分别为外框架受到的x方向、y方向的激振力;Fia、Fir (i=1, 2, 3, 4) 分别为轴承i的轴向载荷、径向载荷;m、mi、mg分别为外框架、内框架和陀螺支架的质量;x (xi、xg) 、y (yi、yg) 分别为外框架 (内框架、陀螺支架) 的x方向、y方向位移;$\ddot{x}(\ddot{x}{}_{\text{i}}‚\ddot{x}{}_{\text{g}})$、$\ddot{y}(\ddot{y}{}_{\text{i}},\ddot{y}{}_{\text{g}})$分别为外框架 (内框架、陀螺支架) x方向、y方向的加速度。

由角接触球轴承的矩阵刚度模型可计算各轴承的载荷-变形。轴承1的载荷-变形方程为

轴承2的载荷-变形方程为

轴承3的载荷-变形方程为

轴承4的载荷-变形方程为

将式 (21) ～式 (24) 代入式 (18) ～式 (20) , 得到陀螺结构谐振非线性振动微分方程:

$\begin{array}{l}m\ddot{x}+m{}_{\text{i}}\ddot{x}{}_{\text{i}}+m{}_{\text{g}}\ddot{x}{}_{\text{g}}=F{}_x\\ m{}_{\text{i}}\ddot{x}{}_{\text{i}}+m{}_{\text{g}}\ddot{x}{}_{\text{g}}={\rm K}{}_{1,11}\delta {}_{1\text{a}0}-{\rm K}{}_{2,11}\delta {}_{2\text{a}0}+\\ ({\rm K}{}_{1,11}+{\rm K}{}_{2,11})x-({\rm K}{}_{1,11}+{\rm K}{}_{2,11})x{}_{\text{i}}+\\ ({\rm K}{}_{1,12}-{\rm K}{}_{2,12})y+({\rm K}{}_{2,12}-{\rm K}{}_{1,12})y{}_{\text{i}}\\ m{}_{\text{g}}\ddot{x}{}_{\text{g}}={\rm K}{}_{3,12}\delta {}_{3\text{a}0}+{\rm K}{}_{4,12}\delta {}_{4\text{a}0}+\\ ({\rm K}{}_{3,22}+{\rm K}{}_{4,22})x{}_{\text{i}}-({\rm K}{}_{3,22}+{\rm K}{}_{4,22})x{}_{\text{g}}+\\ ({\rm K}{}_{4,12}-{\rm K}{}_{3,12})y{}_{\text{i}}+({\rm K}{}_{3,12}-{\rm K}{}_{4,12})y{}_{\text{g}}\\ m\ddot{y}+m{}_{\text{i}}\ddot{y}{}_{\text{i}}+m{}_{\text{g}}\ddot{y}{}_{\text{g}}=F{}_y\\ m{}_{\text{i}}\ddot{y}{}_{\text{i}}+m{}_{\text{g}}\ddot{y}{}_{\text{g}}={\rm K}{}_{1,12}\delta {}_{1\text{a}0}+{\rm K}{}_{2,12}\delta {}_{2\text{a}0}+\\ ({\rm K}{}_{1,12}-{\rm K}{}_{2,12})x+({\rm K}{}_{2,12}-{\rm K}{}_{1,12})x{}_{\text{i}}+\\ ({\rm K}{}_{1,22}+{\rm K}{}_{2,22})y-({\rm K}{}_{1,22}+{\rm K}{}_{2,22})y{}_{\text{i}}\\ m{}_{\text{g}}\ddot{y}{}_{\text{g}}={\rm K}{}_{4,11}\delta {}_{4\text{a}0}-{\rm K}{}_{3,11}\delta {}_{3\text{a}0}+({\rm K}{}_{4,12}-\\ {\rm K}{}_{3,12})x{}_{\text{i}}+({\rm K}{}_{3,12}-{\rm K}{}_{4,12})x{}_{\text{g}}+({\rm K}{}_{3,11}+\\ {\rm K}{}_{4,11})y{}_{\text{i}}-({\rm K}{}_{3,11}+{\rm K}{}_{4,11})y{}_{\text{g}}\end{array}\}(25)$

为便于数值求解, 将式 (25) 化为矩阵形式:

$\mathit{{\rm M}}{}_{\text{s}}\ddot{X}{}_{\text{s}}+\mathit{{\rm K}}{}_{\text{s}}\mathit{X}{}_{\text{s}}=\mathit{F}{}_{\text{s}}$ (26)

$\ddot{\mathit{X}}{}_{\text{s}}=[\begin{array}{cccccc}\ddot{x}& \ddot{x}{}_{\text{i}}& \ddot{x}{}_{\text{g}}& \ddot{y}& \ddot{y}{}_{\text{i}}& \ddot{y}{}_{\text{g}}\end{array}]{}^{\text{Τ}}$ (27)

$\mathit{X}{}_{\text{s}}=[\begin{array}{cccccc}x& x{}_{\text{i}}& x{}_{\text{g}}& y& y{}_{\text{i}}& y{}_{\text{g}}\end{array}]{}^{\text{Τ}}$ (28)

$\begin{array}{l}\mathit{{\rm K}}{}_{\text{s}}=[\begin{array}{ccc}0& 0& 0\\ -{\rm K}{}_{1,11}-{\rm K}{}_{2,11}& {\rm K}{}_{1,11}+{\rm K}{}_{2,11}& 0\\ 0& -{\rm K}{}_{3,22}+{\rm K}{}_{4,22}& {\rm K}{}_{3,22}+{\rm K}{}_{4,22}\\ 0& 0& 0\\ -{\rm K}{}_{1,12}+{\rm K}{}_{2,12}& {\rm K}{}_{1,12}{\rm K}{}_{2,12}& 0\\ 0& {\rm K}{}_{3,12}-{\rm K}{}_{4,12}& {\rm K}{}_{4,12}{\rm K}{}_{3,12}\end{array}\\ \begin{array}{ccc}0& 0& 0\\ {\rm K}{}_{2,12}-{\rm K}{}_{1,12}& -{\rm K}{}_{2,12}+{\rm K}{}_{1,12}& 0\\ 0& {\rm K}{}_{3,12}-{\rm K}{}_{4,12}& {\rm K}{}_{4,12}-{\rm K}{}_{3,12}\\ 0& 0& 0\\ -{\rm K}{}_{1,22}-{\rm K}{}_{2,22}& {\rm K}{}_{1,22}+{\rm K}{}_{2,22}& 0\\ 0& -{\rm K}{}_{3,11}-{\rm K}{}_{4,11}& {\rm K}{}_{3,11}+{\rm K}{}_{4,11}\end{array}](29)\end{array}$

式中, Ms、Ks和Fs分别为陀螺装配结构的质量矩阵、刚度矩阵和力矩阵;$\ddot{\mathit{X}}{}_{\text{s}}$、Xs分别为陀螺装配结构的加速度和位移矩阵。

刚度矩阵Ks依赖于陀螺装配结构的位移矩阵Xs, 因此, 陀螺装配结构动力学方程 (式 (26) ) 为二阶非线性微分方程组, 很难用解析方法直接求解。

3 数值求解方法与动力学特性研究

3.1 非线性微分方程组的Runge-Kutta求解

陀螺装配结构动力学方程 (式 (26) ) 为二阶非线性微分方程组, 借用二阶常微分方程的四阶Runge-Kutaa方法[13], 将其转化为

$\ddot{\mathit{X}}{}_{\text{s}}=\mathit{{\rm M}}{}_{\text{s}}^{-1}\mathit{F}{}_{\text{s}}-\mathit{{\rm M}}{}_{\text{s}}^{-1}\mathit{{\rm K}}{}_{\text{s}}\mathit{X}{}_{\text{s}}$ (32)

式 (32) 可视为二阶常微分方程拓展, 得到其四阶Runge-Kutaa迭代公式:

式中, h为时间步长;ti为第ti步的时间。

注意到式 (34) 中的刚度矩阵Ks, i (i=1, 2, 3, 4) 依赖于陀螺装配结构的位移矩阵Xs, 而载荷矩阵Fs为时间、刚度矩阵、位移矩阵的函数。各轴承的刚度矩阵及其对应的εi (i=1, 2, 3, 4) 的计算见式 (21) ～式 (24) 。

由式 (33) 和式 (34) 得到陀螺装配结构动力学方程的迭代算法, 具体算法流程如下:

(1) 初始位移Xs, i=0、初始速度$\dot{\mathit{X}}{}_{\text{s}‚i}=0$、仿真起始时间t=0, 定义时间步长h、仿真终止时间Δt。

(2) ①根据式 (34) 计算四阶位移矩阵:

$\begin{array}{l}\mathit{{\rm T}}\mathit{X}\mathit{S}{}_1=\mathit{X}{}_{\text{s},i}\\ \mathit{{\rm T}}\mathit{X}\mathit{S}{}_2=\mathit{X}{}_{\text{s},i}+\frac{h}{2}\dot{\mathit{X}}{}_{\text{s},i}\\ \mathit{{\rm T}}\mathit{X}\mathit{S}{}_3=\mathit{X}{}_{\text{s},i}+\frac{h}{2}\dot{\mathit{X}}{}_{\text{s},i}+\frac{h{}^2}{4}\mathit{S}{}_1\\ \mathit{{\rm T}}\mathit{X}\mathit{S}{}_4=\mathit{X}{}_{\text{s},i}+h\dot{\mathit{X}}{}_{\text{s},i}+\frac{h{}^2}{2}\mathit{S}{}_2\end{array}$

②根据式 (31) 计算四阶载荷矩阵Fs (ti) 、$\mathit{F}{}_{\text{s}}(t{}_i+\frac{h}{2})$、Fs (ti+h) ;③根据式 (31) ～式 (34) 和式 (16) 计算各轴承的刚度矩阵K1、K2、K3、K4;④将K1、K2、K3、K4代入式 (29) , 计算伺服机构的刚度矩阵Ks;⑤根据式 (34) , 依次计算S1、S2、S3、S4。

(3) 迭代, 将S1～S4代入式 (30) , 计算$\mathit{X}{}_{\text{s},i+1}‚\dot{\mathit{X}}{}_{\text{s},i+1}$, 再进行迭代:$\mathit{X}{}_{\text{s}}=\mathit{X}{}_{\text{s},i+1},\dot{\mathit{X}}{}_{\text{s}}=\dot{\mathit{X}}{}_{\text{s},i+1}$。

(4) t←t+h, 如果t<Δt, 转至步骤 (2) 。

3.2 装配结构谐振特性分析

图2所示的导引头伺服陀螺仪装配结构的外框架质量m=2.5kg, 内框架质量mi=3.5kg, 陀螺支架质量mg=1.5kg, x方向装配预紧力Fx0=40N, y方向装配预紧力Fy0=40N。

以下研究陀螺装配结构在线性扫频激励下的谐振特性。设弹体通过基座施加到导引头伺服机构外框架的谐振力为Fx、Fy, 有

式中, m′为陀螺装配结构的质量;θ为加速度A0与x轴的夹角;A0为加速度最大初始值;T为指数时间常数;sweep () 为线性扫频函数;t0、t1分别为扫频开始时间和终止时间;f0、f1分别为扫频开始时间和终止时间。

取A0=10m/s2, θ=45o, t0=0, f0=0.1Hz, t1=1.024s, f1=500Hz, T取无穷大, 即振动加速度A无衰减。采用3.1节所述的Runge-Kutta算法求解伺服机构非线性振动微分方程, 研究陀螺支架的非线性动力学特性, 时间步长h=0.001, 迭代步数为1024。

陀螺支架加速度的时域和频域曲线分别如图4、图5所示, 由图5可以发现:①陀螺支架y方向的结构一阶谐振频率为28.32Hz, 要稍高于x方向的结构谐振频率 (24.1Hz) , 其他阶数的谐振频率具有相同的特点;②无论在x方向还是在y方向都存在与陀螺仪固有频率

(80Hz) 接近的谐振峰, 此结构谐振将影响陀螺仪的精度和可靠性;③由于角接触球轴承的接触刚度具有非线性和时变特点, 陀螺支架的振动在扫频范围 (0～500Hz) 均有分布。

由上述研究可以发现, 由于轴承接触刚度的非线性, 陀螺支架的谐振峰几乎分布在扫频的所有频率范围 (0～500Hz) , 试图从结构设计上来避免伺服机构的装配结构具有的与陀螺仪固有频率接近的谐振频率变得非常困难, 因此, 通过装配预紧力的调节、减振等措施来抑制谐振峰值成为一种有效的技术途径。

3.3 装配预紧力对谐振特性的影响

将伺服机构x方向和y方向的装配预紧力由40N调整至10N, 即Fx0=Fy0=10N, 得到陀螺支架的加速度响应的频谱曲线, 如图6所示。与图5的分析结果比较可以发现:①陀螺支架的x方向一阶谐振频率由24.1Hz下降至19.53Hz, y方向一阶谐振频率由28.32Hz下降至21.48Hz, 说明装配预紧力越小, 伺服机构的谐振频率越低;②装配预紧力减小后, 伺服机构会出现更多的谐振峰。

将伺服机构x方向和y方向的装配预紧力由40N调整至100N, 即Fx0=Fy0=100N, 得到陀螺支架的加速度响应的频谱曲线, 如图7所示。将之与图5和图6比较, 可以发现装配预紧力增加到100N后:①伺服机构的各阶谐振频率增加, 且谐振峰的数量减少;②装配预紧力增加后, 低频谐振的能量水平增加, 比如, 装配预紧力为10N时, 一阶谐振能量为98.06dB, 装配预紧力增加到100N时, 一阶谐振能量增加为109.5dB。

综合上述研究发现, 增加装配预紧力可以提高陀螺装配结构的谐振频率、减少谐振峰的出现频次, 从而改善装配结构的动力学特性。其带来的不利影响是会提高低阶谐振的能量水平, 但由于装配结构的低阶谐振频率要远低于陀螺仪的固有频率, 因此, 通过提高装配预紧力来提高结构的动力学特性是可行的。

4 结论

(1) 建立了表达角接触球轴承非线性刚度的二自度矩阵模型和陀螺装配结构六自由度非线性运动微分方程。

(2) 基于求解常微分程的Runge-Kutaa算法思想, 提出一种求解陀螺装配结构六自由度非线性运动微分方程的四阶Runge-Kutta算法。

(3) 由于角接触球轴承接触刚度的非线性, 陀螺支架的谐振峰几乎分布在扫频的所有频率范围 (0～500Hz) , 可通过装配预紧力的调节、减振等措施来抑制谐振峰值。

(4) 增大装配预紧力可以提高陀螺装配结构的谐振频率、减少谐振峰的出现频次, 从而改善装配结构的动力学特性。

动力头设计 第9篇

地面定向钻井技术是目前具有发展前景的瓦斯抽采技术, 现已在勘探中发挥着至关重要的作用。定向井具有钻距大、减少钻井数量、产气量高、抽采效率高等显著的优势。使用全液压车载动力头钻机进行施工, 能够有效地将在进行钻井时的问题加以解决, 而且能够将作业的质量提升到最优, 满足进行瓦斯抽采时的各项需要。

1 全液压车载动力头钻机的特点

1.1 钻机结构

1) 汽车底盘。汽车底盘对于钻机来讲是一个移动的载体, 为其提供动力, 所以汽车底盘要具备平稳、牢固、承载力强、马力强劲等优势。在对汽车底盘选择时, 要从汽车的外形、功率、性价比及售后各方面进行考虑分析, 选择最适合的汽车底盘进行使用[1]。

2) 操纵台与液压泵站。汽车的柴油机为液压泵站提供动力, 使用汽车的分动箱与液压泵进行连接。钻机在运行的过程中具有低速高扭的特点, 为了保证其拥有足够的动力, 要将分动箱与两台齿轮泵进行并联, 而且齿轮泵要高压而且流量大。因为回油管数量很多, 所以可以采用一盘多口的方法, 可以合理地对回油管路进行布局。为了使操作者明确钻进的情况, 要在桅杆边设置操作台。因为操作台上有很多的操作按钮及仪表, 车载钻机要对其进行合理的布局才能使工作顺利进行。液压管路也是在不影响钻机正常工作的情况下进行合理的设计, 经过精确的计算之后才进行安装。

3) 动力头。液压马达是动力头的主要部件, 因此要根据施工煤井的实际情况进行液压马达的选择。通常使用具有较宽调速范围、低速性能好、扭矩大、中心通径大等优点的液压马达。在桅杆导轨上安装动力头, 可以有效保证为干预动力头连接牢固而且能够使动力头在桅杆上灵活的上下运动。

4) 给进系统。两个立柱油缸和两条传动链相结合组成了钻机的给进系统。经过精确的计算之后, 要使立柱油缸以及传动链的行程在符合设计规定的前提下达到最长, 以钻和加减压作为设计的基础, 进行钻机的提升、给进能力, 再将调速范围拓宽[2]。

5) 拧卸系统。为了满足钻进中大扭矩宁卸扣的工作需要, 可以将拧卸系统安装在桅杆的下边, 这样能充分地发挥出拧卸系统操作简单、刚性较大的优势。为了配合各种直径钻具的卡爪的工作需要, 对拧卸系统进行设计时, 最大的通径可以达到60 cm。

6) 主、副卷扬机。液压马达为主、副卷扬机提供工作的动力, 可以依靠液压使其实现自锁与转动。例如1000型全液压车载式动力头钻机的主卷扬机最大的单绳提升力为4 t, 副卷扬机的最大单绳提升力可以达到2 t。

7) 桅杆。桅杆可以使用双液压油缸对其进行起降, 对型钢加辅板进行焊接形成桅杆。一般桅杆主要以矩形框架作为其结构, 在四角布置立柱, 使用横梁对其进行连接, 再用斜筋加固。这种结构可以使桅杆的强度以及承载力得到大幅度的提升, 而且便于工人对加减压机构进行安装, 桅杆也不容易变形。在桅杆顶端设置可以伸缩的悬臂, 以便安装钻具。

8) 车载设备。空压机和泡沫泵组成车载设备。空压机的结构为箱式结构、泡沫泵为液压马达提供动力。在进行泡沫泵及空压机的阀和管路的设计时, 要将便于操作以及合理布局作为其设计准则。要使用不容易损坏的钢管作为固定管路, 在容易拧卸的位置安装接头。要根据汽车底盘体积以及占地面积等各方面进行考虑, 对其进行布局。可以按照图1所示的位置对钻机的各结构进行布局[3]。

1.2 全液压车载式动力头钻机具备的优势

1) 全液压动力头既充当回转器, 又可以作为水龙头进行使用, 还能发挥提引器的作用。传统的转盘钻机要三者都具备才能进行工作。

2) 给劲机构在对钻具进行升降的过程中可以发挥绞车的功能, 在钻进时可以有效地进行加减压, 这是转盘钻机做不到的。

3) 在进行钻进时可以使用多种方法, 例如回转、螺旋、跟管钻进法。

4) 全液压车载式动力头钻机在进行单根钻杆加接时时间不到1 min, 而转盘钻机需要浪费3~5 min的时间。

5) 可以实现机械化的操作, 塔上无人操作, 在下套管遇到难题时可以使用动力头进行压入。

6) 可以集中控制操作台, 用仪表显示钻机的参数, 将孔内的事故率大幅降低, 提升钻进质量。

7) 一般只需要2人进行操作, 转盘钻机则需要4~5人。

2 在瓦斯抽采钻井应用时的技术难点及解决办法

在进行施工时, 为了使直井段的质量得到保证, 要有相应的措施来保证防斜打直。在施工前进行钻机安装时, 要将钻机的井口与动力头还有定新盘保持在同一条直线上。在进行钻进时, 因为底层错综复杂, 对不同的岩石性底层要使用不同的参数进行钻进。钻机经过的底层十分复杂, 胶结松散容易出现渗漏的情况;要对泥浆进行合理配置, 使其具有高粘度、失水程度低等特点。

如果煤矿井所处的地理位置的底层较硬, 有着比较大的倾斜角, 不易形成具有良好性能的滤饼, 同时也是分别发生井斜。处于造斜段的井眼的曲率较大, 如果采用滑动的方式进行钻进, 会使井壁与钻柱之间产生较大的摩擦阻力, 钻柱会出现“自锁”的情况, 对给施加钻压增加难度, 使钻柱不能对钻压进行有效的传递。应该使用多划眼的方式, 使起钻的距离缩短。

在进行水平井和直井对穿的过程中, 只有直井的测试仪器与水平井的强磁接头之间存在50 m的距离时, 才能保证信号及数据的正常传递。因此在目标点50 m的距离内将垂深、井斜等进行精确地调整, 并且完全地瞄准设计的目标点。只有将这些因素的误差降到最低, 才能保证对穿的顺利进行。

在常规的情况下, 成井过程中使用的均为钢管管套, 但是在进行预抽瓦斯的过程中使用的钢管管套会出现采煤机无法将其切断的情况, 因此在此情况下不能使用钢管套。可以使用HDPE管代替钢管, 但是PE管又存在易断、易变性的弊端, 给下管套造成困难。因此可以根据施工的实际情况, 将两者结合进行使用, 以便获得有效的工作效果。如某煤矿地址分布较为复杂, 可以采用此种方法, 在底层煤层上方使用的钢管套, 在其下方使用的PE筛管进行下管。

在进行瓦斯抽采钻孔施工时, 要使瓦斯的出气量得到保证, 因此对于洗井提出了更高的要求。首先使用清水来代替井内的泥浆, 再对抽取出的钻井液成分进行分析, 将其提取出来之后在地面配置清洗液, 进行小型的试验, 浸泡8 h之后泥皮可以完全的溶解。最后再使用清水对清洗液进行反复地替换, 直到达到标准为止。

3 结语

全液压车载动力头钻机在钻井工作中发挥着不可替代的作用, 在底层复杂的情况下顺利地进行瓦斯抽放, 充分的将全液压顶驱动力头钻机的优势体现水平定向井的施工过程中, 有效的克服了在钻井时遇到的难题。使用全液压车载动力头钻机后能够成功的将水平连通井进行对穿, 这就使在特殊的煤层进行钻井成为了可能。不仅如此, 全液压钻井还能在进行煤矿救援时发挥重大的作用, 今后还会发挥出更大的作用。

参考文献

[1]李茂生, 闫相祯, 高德利.钻井液对钻柱横向振动固有频率的影响[J].石油大学学报:自然科学版, 2004, 28 (6) .

[2]蒋希文.钻井事故与复杂问题 (2版) [M].北京:石油工业出版社, 2006.