液压卡盘设计 论文

目录

1 卡盘结构及原理 (2)

1.1 结构 (2)

1.2 原理 (3)

2 主要零件的制造要点 (4)

3 液压卡盘的设计要求 (4)

4 液压卡盘的结构 (5)

5 液压卡盘的工作原理 (5)

6 液压卡盘的工作原理 (6)

7 主要参数设计 (7)

7.1 液压卡盘承载力的确定 (7)

7.2 卡瓦对钻杆的夹紧力Q (8)

7. 3 蝶形弹簧的轴向推力F 的计算 (8)

7.4 设计蝶形弹簧 (10)

7.5 活塞行程S 的确定 (11)

7.6夹紧包角 (13)

7.7夹紧力与夹紧油压 (14)

7.8转动丝杆之驱动力矩 (16)

7.8.1 驱动活塞产生有压缩需要力矩 (16)

7.8.2丝杆与缸盖的止推摩擦力矩 (17)

8 液压控制系统的设计 (18)

9结束语 (19)

10参考文献 (20)

液压卡盘的设计与控制液压卡盘是钻机的一个主要部件，其功能是夹紧钻机上的钻杆，并向钻杆传递转矩和轴向力，驱动钻具实现回转和给进，完成加减压钻进。本文结构介绍液压卡盘的原理及制造要点。

1 卡盘结构及原理

1.1 结构

卡盘的结构如图1 所示，主要由活塞杆1、座板2、滚轮3、卡盘座4、销轴5、螺栓组件6、转动板7、压轮架8、连杆9、螺母10 和卡盘爪11 等组成（油缸部分没有画出）。连接方式为：座板和压轮架夹住滚轮，滚轮两端穿入转动板的孔中，活塞杆穿入座板和压轮架中心孔并由螺母锁紧，转动板的另外两个孔分别用螺栓组件与卡盘座和卡盘爪连接，连杆也分别用销轴与卡盘座和卡盘爪连接。从图1 中可以看出，当活塞杆在液压的作用下作轴向运动时，带动滚轮既沿卡盘轴向又沿卡盘径向远动，实际上滚轮是绕卡盘座的定点转动，也就是转动板在滚轮的带动下绕卡盘座的定点转动，卡盘爪在转动板的带动下同时又受连杆的限定既沿卡盘轴向又沿卡盘径向远动，保证卡盘爪

可靠撑住物体

1.2 原理

卡盘的工作原理如图2 所示：该机构是一个平行四杆机构，AD （卡盘座）静止，AB =DC，AD=BC，A、D两点为定点，当AB（转动板）绕A 点转动时，DC（连杆）在BC（卡盘爪）的带动下绕D 点

也就是在该平行四杆机构中，AB、DC 作转动，BC 作平动。只有BC 作平动，才能保证卡盘爪的径向运动，从而实现卡盘的功能。

2 主要零件的制造要点

该卡盘采用3 个卡盘爪，因三点定圆，所以能可靠撑住圆形内孔的物体，而且轮胎的中心与卡盘的中心重回。卡盘座上的A、D 两孔与卡盘中心的相对位置必须精确。卡盘爪上的两孔中心距BC 必须与AD 相等。连杆上的两孔中心距CD 必须与转动板上的两孔中心距AD 相等。座板的内孔中心线必须与端面垂直。压轮架分度精确，压轮平面与内孔垂直。总之，该卡盘各零件的尺寸公差和形位公差均不能超差，而且表面粗糙度要高，否则，动作不会灵活，如严重超差，卡盘可能无法使用。鉴于此，主要零件最好使用数控机床加工。

3 液压卡盘的设计要求

液压卡盘既要向钻杆传递扭矩和回转运动，又要向钻杆传递轴向运动和给进力。为了使钻机的工作可靠，设计液压卡盘时首先应保证卡瓦对钻杆具有足够的夹紧力，且夹紧后有自锁能力，使卡瓦夹紧主动钻杆后不出现轴向或周向的相对滑动；其次，夹紧面积要大，夹紧力分布要均匀，不致损伤主动钻杆表面；第三，应考虑各零部件相互拆装时的难易程度、易损件和卡瓦更换时的方便程度；第四，使用钻杆的直径规格不能太多，否则随卡瓦径向移动尺寸的增大，液压卡盘的外形尺寸也相应增加，如果采取更换卡瓦来满足不同直径的钻杆，液压卡盘就要经常拆装，将影响钻机的使用性能。因此，液压卡盘的设计既要保证夹紧可靠和拆装方便，又要尽量缩小其外形尺寸。

4 液压卡盘的结构

由于碟形弹簧具有结构紧凑、加压均匀以及独特的非线性特性等特点，座箱式钻机的液压卡盘采用碟形弹簧式结构，为液压松开常闭式。它由3 大部分组成，见图1。

1）夹紧动力装置。见图1蝶形弹簧2，其作用是产生轴向力和轴向运动

2）中间传动机构。见图1 空心轴1、卡套3、活塞4 等，其作用是改变作用力的大小和方向，即将轴向作用力改变为径向作用力，传递给夹紧元件，且具有增力作用。

3）夹紧元件。见图1 卡瓦6，其作用是将中间传动机构传递来的夹紧力施于钻杆，将其夹紧。

5 液压卡盘的工作原理

高压油从上部进入推动活塞移动，活塞带动推力轴承和卡套下

行，卡套压紧蝶形弹簧，由于卡套与卡瓦为斜面配合，因此卡套下行驱动卡瓦在卡套的“,”型槽内向外移动，松开钻杆。需要夹紧时，操作液压系统的卡盘控制阀，卸掉油压，在蝶形弹簧的弹力作用下，卡套上移，驱动卡瓦作径向收缩，卡紧钻杆。

6 液压卡盘的工作原理

卡盘安装在主轴上．随主轴转动．是一个液压—机械装置转动丝轩．推动有内螺纹的活塞(螺母)下移，将介质(黄油)挤出，产

生油压．使四个夹紧柱塞伸出，顶着活动爪．压紧被央体(单体液压支柱的底座或缸体)：开动电机，台上离合器．此时被夹体即髓卡盘转动．而支柱的缸体或手把则被夹紧在机身导轨上．它们之间便产生了相对转动，能很方便取(甚至自动退)出其联接钢丝．解体支柱之后．打开离台器或停下电机，反转丝轩，活塞上移．在回程弹簧作厢下括动爪退回复位。并将夹紧柱塞带回．黄油返回驱动缸(活塞下部)．完成一个工作循环

本装置采用液压传动，螺纹驱动自锁．即稳压因而夹紧力均匀、稳定，好调节。黄油相对其他液压油易密封．不流动．给制造与维护带来很大方便。但存在空气难以排尽．动作有滞后的问题．还需进一步研究与探讨用黄油做介喷。在液压传动上也是一个有益的偿试

7 主要参数设计

7.1 液压卡盘承载力的确定

液压卡盘的承载力一般根据正常钻进和强力起拔两种工况中的最大

载荷来确定。

最大载荷Pmax

强力起拔工况下, 液压卡盘负荷:

P b = αPmax ( 1)

式中: α—安全系数, 取1.25-1.6;

Pmax —给进油缸最大起拔力( 按系统最大压力计算)。

正常工况下, 液压卡盘的负荷:

式中: P z—作用于钻杆上的轴向力; 一般取最大加（减）压给进力；

Py—作用于钻杆上的圆周力。

式中: Mn—立轴最大输出扭矩; d—钻杆直径。

将求得的两个负荷P b、Pg 进行比较, 取其最大者作为最大工作载荷Pmax 。

7.2 卡瓦对钻杆的夹紧力Q

一般指液压卡盘在承受最大载荷P max 时, 所必需的夹紧力, 表示为:

式中: f—卡瓦与钻杆间的摩擦系数, 焊合金卡瓦一般取0. 5 左右为宜。

7. 3 蝶形弹簧的轴向推力F 的计算

蝶形弹簧的轴向推力是蝶形弹簧夹紧钻杆时,压缩蝶形弹簧时的轴向弹性力, 可作为设计蝶形弹簧的依据。

取隔离体分析: 卡圈受力分析见图3( a) , 卡瓦受力分析见图3( b)

图中: R —卡圈的反作用力, N ;

N—卡瓦作用于卡圈斜面上反力, N ;

T—保护套作用于卡瓦上的反力, N ;

Q—钻杆作用于卡瓦上的单位压力,Pa; (Q= εq) F1、f2—滑动摩擦系数f1= f2 = 0.15;

α—卡瓦、卡圈斜面半锥角, 一般取6―8°为

宜。

在X―Y 坐标系中各力的平衡条件为:

对卡圈:

εx = F - N sinα- f1N cosα= 0 ( 1)

εy = R - N cosα+ f1Nsinα= 0 ( 2)

对卡瓦:

εx = T-N sinα- Nf1cosα= 0 ( 3)

εy = Q+ Tf2 - Ncosα+ Nf1sinα= 0 ( 4)

整理为:

蝶形弹簧轴向推力: F= N ( sinα+ f1 cosα)

7.4 设计蝶形弹簧

先确定碟形弹簧的组合形式, 液压卡盘一般采用对合组合, 按碟的轴向推力F, 夹紧时的总变形量f z ( 按径向位移定) 及导杆直( 此文中为卡瓦座外圆直径) 等进行设计计算。主要计算步骤如下: ( 1) 选择碟簧系列及组合形式;

( 2) 计算碟簧压平时的载荷;

( 3) 计算夹紧时的载荷与压平时的载荷比, 即F／P c

( 4) 计算夹紧时单片碟簧的变形量f ;

( 5) 根据f z／f, 计算出对合组合的片数并圆整( fz夹紧时的总变形

量) ;

( 6) 通过以上计算分别计算出自由高度H z 和受F 载荷时的高度H 1 ( 7) 计算碟簧压平时危险点的应力, 应小于材料的屈服极限。

7.5 活塞行程S 的确定

活塞行程一般按如下经验公式确定

式中: S—活塞工作行程;

h0—单片碟形弹簧的极限变形量;

i—碟形弹簧片数;

a—对合碟形弹簧间的垫片厚度;

n—对合碟形弹簧的对数;

S1—碟形弹簧安装预压缩量( 一般取5―10mm 为宜, 深孔钻机取小值, 浅孔机钻取大值)

Pz—为作用在钻杆上的轴向力;

N—为卡瓦作用在钻杆上所必须的夹持力;

f—为卡瓦与钻杆的摩擦系数;

Py =2M∕d ( 2)

M—作用在钻杆上的扭矩, N m;

d—钻杆外径, m。

注意: 摩擦系数f 值与卡瓦齿实际所受到的单位压力有关。当单位压力大于120―200MPa 时, f为0.―2― 0.45; 单位压力为

10001500MPa 时, f 为0.9。高压下, 卡瓦齿吃入钻杆, 因此其摩擦系数大大增加, 在夹紧能力的计算中, 卡瓦与钻杆表面的摩擦系数一般取0.5。

以卡瓦为研究对象, 做受力分析:

式中: Nˊ—座板对卡瓦的支撑力;

Nˊˊ—卡圈对卡瓦的正压力;

fˊ—钢对钢平面摩擦系数;

卡瓦斜面角;

以卡圈为研究对象, 做受力分析:

式中: F—弹簧的预紧力。

由上述( 1) ( 2) ( 3) ( 4) ( 5) 公式推导得出:

根据上述公式, 我们不难看出, 卡瓦斜面角α是整个卡盘结构设计中的一个重要参数。α的大小取决于三方面因素: 第一, 减小时, 所需弹簧的预紧力F 也相应减小; 第二, 要保证卡盘松开时钻杆通过空间和卡盘夹紧时夹持余量, 卡瓦受液压活塞系统推动的轴向距离也要加大; 第三, 要考虑夹紧机构

的自锁性能要好, α不可过小。因此卡瓦斜面角α的选择, 要综合考虑尺寸空间和夹持力的平衡关系,因为不同厂家相同规格的钻杆接头

尺寸差别较大,在使用过程中钻杆磨损情况严重, 卡盘设计要为钻

杆通过时留有足够的夹持余量。综上分析, 卡瓦斜面角不宜取过小, 一般= 6―9α, 建议取大值。

通过以上的分析, 可以看出, 典型的中深孔岩心钻机所采用的是弹

簧夹紧液压松开常闭式卡盘; 立轴钻机多用一组大直径碟簧, 全液

压钻机为多组氮气弹簧、小直径碟簧或模具弹簧。无疑, 后者在安装和检修时简单方便, 以及满足卡盘夹持能力和大直径卡盘通径方面

优于大直径碟簧, 而孔口泥浆容易造成氮气弹簧的损坏也是一个现实。在设计计算中, 卡瓦接触面积, f 摩擦系数的设定, α的选定, 都会影响卡盘的夹持能力。当然, 卡盘油缸的加工精度, 卡盘外壳的动平衡检测, 卡盘多个内锥度的一致性, 也同样重要, 直接决定了

钻杆和立轴的同心度,回转的平稳性以及卡盘油缸的泄露和串油, 也

决定了卡盘运行的稳定性和安全性。

本文只是对于岩心钻机卡盘的各种结构型式和其适用主机进行了

汇总说明, 同时也会持续关

注各种卡盘在施工过程中的安全性、效率以及维修便利性, 以期对岩心钻机的卡盘设计提供更多

的思路。

7.6夹紧包角

夹紧包角．即夹紧时园形被夹体受力部分围心角之总和卡盘固定爪作为定心元件，设计园心角120 OI两恬动爪为加力元件．设计同心

角均为65。，由于活动爪，固定爪均按被夹体之圆弧设计，在理论上是能沿弧长全部接触的．B口夹紧包角为三爪园心角之和一250 接触长度接近周长之70％，且相对比较均匀．故不会夹坏被夹体．这是用其它方式夹紧的拆柱机所不能相比的．使用中已证明了这一点。

7.7夹紧力与夹紧油压

通过广泛的调查、试验和推算．卡盘经向夹紧，]达l50KN时．即使年久失修，锈蚀严重的单体液压支柱，卡盘也能夹住而不打滑我们即以此力作为液压卡盘夹紧力的额定值卡盘夹紧时受力分析(图2)

N一柱塞推力

ql、qr一活动爪，固定爪与被夹体之间单位弧长的应力。为了便于分析，我们认为卡爪与被央体格全长接触．格弧长各点嘘力相同，

并通过圆心．活动爪受力平{Ii．即两柱塞推力与被夹体对活动爪之接触反力之和为零．得方程：

解之得 q1=1.720N／R (1)

式中： R—被夹体园弧半径

65 一活动爪园心角。

再由被夹体与活动爪一起受力平衡在Y轴上台力为零．得方程：

解之得 q2=1.509N／R (2)

式中： 120 一固定爪园心角。

由于径向夹紧力之和额定埴为150KN

将(1)、(2)代人(3)，解得：

N=21．243(KN)

夹紧柱塞直径d=35mm，所以夹紧油压为：

P=4N／兀d2

= 4 × 21.243／3.142 × 352× l03

= 22(Mpa)

根据上述计算．一我们确定将22Mpa作为液压卡盘的额定工作油压。也是卡盘密封性能试验压力的计算依据。实验埴为1.25p，即试验压力为27.5Mpa。

通过进一步的受力分析可知．当三爪受力都集中在卡爪中部时，

额定油压值要升高13％，为了避免这种状况．我们在结构设计时以卡爪中部一小段不与被夹体接触．即不受力来解决：当三爪受力均在卡爪端部时，只需73％的额定压力即可达到额定夹紧力。当然．由于卡爪与被夹体存在弹性，而卡爪圆弧叉与被夹体接近(理论上相同)．故完全达到上述两种状况均是不可能的

7.8转动丝杆之驱动力矩

象车睐卡盘要扳专用扳手才能夹紧一样，液压卡盘也是由转动丝杆产生油压来夹紧的．转动丝杆所需驱动力矩是卡盘叉一重要技术参数。

卡盘夹紧时．螺母(活塞)下移．丝杆向上压紧缸盖，转动丝杆．既要驱动螺母活塞产生油压．叉要克服丝杆与缸盖之间的止推摩擦力矩。

7.8.1 驱动活塞产生有压缩需要力矩

式中： P一驱动活塞产生的油压22M Pa；

d1一驱动活塞直径．40mm；

r0一螺旋平均半径；由于螺致为矩形28 ×4，故：r0=?（28-4／2）=13mm

λ- 平均螺旋升角

式中f一摩擦系数f=0.05～ 0.1代人各已知值．可算出

M1=35.6～ 52.7(N ·m)

7.8.2丝杆与缸盖的止推摩擦力矩

式中：rˊ—当量摩擦半径，接非跑计算．忽略缸盖与丝杆之径向间隙．则合计算．忽略缸盖与丝杆之径向间隙．则

代人已知数值，计算结果为

M2=19.9～ 39.8 (N ·m)

M 1+M2=55.5～ 92.5 N ·m

M1与M2均与摩擦系数关系很大．由于润滑好坏直接决定摩擦系数的大小，而卡盘的润滑条件叉不很好+故两力矩之和应取较大值，同时考虑其他因素影响．我们取M=100NM 作为控制值．即卡盘内产生22Mpa油压时．转动丝杆所需力矩不得大于100N ·m ．

经现场梗j试表明，当压力达22MPa油压时，传动丝杆所需要力矩不得大于100N*m，为70—110 N ·m，而丝杆驱动力矩达100 N ·m 左右时，卡盘一般情况下均能加紧而不打滑。这就证明了额定夹紧力的确定及额定油压。丝杆驱动力矩的计算结果是正确的

8 液压控制系统的设计

液压卡盘系统由液压泵站.、单向阀、电磁阀、输油管和节流阀等组成，如图所示。液压泵站独立于数控车床之外，不但避免了液压泵站震动和发热对机床精度的影响，而且便于系统的安装、调试和维护。有变量泵和电动机组成的泵电机组同轴度好、噪声低、效率高、安装方便。其工作原理为：泵电机通过进油口处得吸油滤油器，从邮箱中吸油，经出油口的单向阀控制油路供油。当电磁换向阀（二位四通）得电磁铁不得电时，压力油经节流阀及液压软管进入液压缸右腔，使推动活塞向左移动，实现卡盘松开。反之，电磁铁得电时，压力油经节流阀及液压软管进入液压缸左腔，使推动活塞向右移动，实现卡盘加紧。加紧和松开回路的回油汇合后，一起流回油箱

9结束语

液压卡盘的主要设计计算, 概括起来, 就是确定最大载荷, 根据最大载荷确定夹紧力, 根据夹紧力,计算碟形弹簧的轴向推力, 并按此轴向推力设计碟形弹簧。碟形弹簧的设计是液压卡盘的设计关键,在设计和制造上都不能出现问题, 否则液压卡盘不可靠。该碟形弹簧式液压卡盘零件较少，结构紧凑、简单，更换卡瓦和其他易损件比较方便。与油缸式卡盘结构相比，液压系统比较简单，使用的油管少，工作

性能稳定可靠。

10参考文献

【1】成大先. 机械设计手册( 第五版第3 卷) . 北京: 化学工

业出版社, 2008. 1.

【2】冯德强. 钻机设计. 北京: 中国地质大学出版社,1993. 【3】黄镊恺、郑文纬主编，《机械原理》(修订版) ，人民教育出版诖， 1981年

【4】成大先"机械设计手册［M］"北京：化学工业出版社，1994年【5】韩广德"中国煤炭工业钻探工程学［M］"北京：煤炭工业出版社，2000年