整理水平定向钻机的方案设计Word格式文档下载.docx

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履带行走底盘、桅杆、吊车、动力头、夹持卸扣器、柴油发动机及其液压系统、泥浆泵、驾驶室、操作控制系统几大部分。

2.1履带行走底盘的选定

一般采用市场上现有的挖掘机底盘，采购来后，用钻机的液压系统带动，把液压系统用胶管连接好即可，手动操控阀安装在驾驶室内。

要求挖掘机底盘要足以承载钻机的重量，左右两边的履带行走马达主油路要由两个既可手动又可电动控制的换向阀分别控制，并分别与驾驶室内的左右两个手动控制阀相连。

手动控制阀可控制履带的前进或后退以及速度的快慢，左边阀与左行走马达相连，右边的阀与右行走马达相连，当单独操作一边的手动控制阀时，可实现钻机转向。

2.2桅杆

桅杆是钢结构件，动力头、夹持卸扣器、吊车、地锚都安装在其上部，而且要求能够前后移动和自由升降，从而调整与地平面的夹角以满足施工中不同的入土角度需要。

在施工中，桅杆的受力情况比较复杂，因此在设计中要求对其受力情况要进行仔细的计算，强度、刚度、旋转钻进时的扭矩力和动力头推进或回拖时的倾覆力矩都要进行校核计算。

桅杆上部焊有齿条，材料可选用42CrMo。

桅杆前部有施工时固定桅杆用的地锚，前部还安装有吊车，以方便装卸钻杆之用，也有把吊车安装在中部桅杆和柴油发动机之间的，那样容易造成设备超宽不便运输。

如本设计方案使用长9.8米φ127的石油钻杆，小吊车选用石家庄煤矿机械有限责任公司的3.2吨的车辆用小吊车。

桅杆前端安装有夹持卸扣器，夹持卸扣器要求能在整个桅杆上全程移动，防止动力头一端钻杆卸不开扣时，可将夹持卸扣器移到动力头部位卸扣。

桅杆前端和后端都要求设有限位装置，以防止夹持卸扣器从桅杆前端冲出和动力头从桅杆后部冲出落下发生危险。

桅杆的长度要求满足夹持卸扣器的安装尺寸，施工时钻杆的长度尺寸（10米），动力头的安装尺寸要求以及再留有1~1.5米的自由空间和缓冲距离，一般有14.5米长即可满足使用要求。

2.3动力头

动力头是钻机的主要工作部件，它是由低速大扭矩液压马达通过减速箱增大扭矩后，带动动力头齿轮箱上的花键轴，花键轴再通过装在轴上的小齿轮，将扭矩传递给主轴上的大齿轮，最后由大齿轮带动主轴将旋转扭矩传递出去，为钻机钻孔、扩孔时提供较大的工作扭矩，这些马达叫回转马达。

虽然各种钻机的动力头外部结构形式都不相同，但基本工作原理都是一样的。

设计中有用两台旋向相反的液压马达构成一组，分别装在小齿轮轴两端的结构形式的；

也有用三台同向的液压马达分别布置在以主轴为中心，基本上互成120°

夹角方向上的，这种结构优点是主轴运行平稳受力较好，缺点是结构复杂，制造成本高；

还有用旋向相反的各两台液压马达构成两组，分别装在两个小齿轮轴的两端来带动主轴旋转的，这两组液压马达一般布置在主轴的左上方和右上方各一组，以互不干涉、便于装卸和维修为准。

动力头的推进或回拖是由安装在动力头的前后左右四个角位置上的四台带减速箱的液压马达来实现的，这些马达叫动力头行走马达。

这四台液压马达要求从主轴方向看，左边两台旋向相同，右边两台旋向相同，而左右两边马达旋向正好相反。

动力头部件安装在桅杆的上方，桅杆的上方两侧都焊有齿条，而四台行走马达通过减速箱带动着小齿轮，小齿轮与桅杆上的齿条啮合，从而实现动力头的推进或回拖。

动力头的行走马达要求左右两侧各有一台带刹车系统，以实现动力头的随时刹车制动，安装时要左右对称安装。

下面我们以50吨钻机设计方案为例讨论一下动力头的设计计算过程：

推拉力要求为50吨，最大扭矩要求为21000N.m，主轴最高输出转速为n′=60转/分。

结构形式：

回转用两台旋向相反的一组液压马达，位置安装在齿轮箱输出轴的正上方。

推进或回拖用四台液压马达通过减速箱带动小齿轮与齿条啮合来实现。

初定动力头齿轮箱小齿轮齿数Z1=19齿，输出轴上大齿轮齿数Z2=42齿，齿轮箱传动比i=42/19。

液压系统的液压泵初定四联组合的高压齿轮泵，额定压力为P=25MPa，排量分别为q1=80ml/r；

q2=40ml/r；

q3=32ml/r；

q4=32ml/r。

柴油发动机的转速初定为na=2000rpm。

动力头回转用液压马达所联的减速箱选用传动比为i1=5.5的减速箱，回转液压系统由排量为q1和q2的两台泵供油，每台泵都可以单独卸荷。

推进或回拖（动力头行走）液压系统由一台排量为q3的泵供油。

排量为q2的液压泵可以在动力头回转液压系统和动力头行走液压系统之间通过换向阀来回切换，既可以给回转系统供油，也可以给行走系统供油。

现在我们可以计算回转液压马达的排量，从而来选定回转液压马达，设回转液压马达的排量为q′。

已知：

发动机转速na=2000rpm，取发动机效率ηa=0.9，泵的容积效率ηv=0.96，马达减速箱传动比i1=5.5，动力头齿轮箱传动比i=42/19。

所以：

查产品样本后，我们选定为宁波意宁公司的INM2—250型号的液压马达，其参数值如下：

排量q=251ml/r，额定压力P=25MPa，单位扭矩t1=39.2N.m/MPa。

下面验算一下所选的马达是否符合要求，回转马达的液压系统图见图一。

图一、回转马达液压系统

1、2是回转液压马达，它们的转向相反；

3是可让两个马达实现串联或并联的换向阀；

4是三位四通换向阀，可实现主轴正反转，反转在卸钻杆时使用。

2.3.1动力头主轴转速计算

a，当两马达串联时，主轴转速n1为：

n1=68rpm大于60rpm，满足设计要求。

b，当两马达并联时，通过单个马达的流量是串联时的一半，主轴转速n2为：

c，当排量为q2的泵切换到动力头行走系统，两马达串联时，主轴转速为n3：

d，当排量为q2的泵切换到动力头行走系统，两马达并联时，主轴转速为n4：

这样动力头的回转速度就有四档可供我们选择使用。

2.3.2动力头回转扭矩计算

已知：

回转马达所联减速箱的效率ηb=0.98，传动比i1=5.5；

动力头齿轮箱传动比i=z2/z1=42/19，效率取η=0.98；

液压马达的单位扭矩t1=39.2Nm/MPa，额定压力P=25MPa，取马达的进出油口压差为△P=23MPa（并联时压差，马达串联时取它的一半），因为液压系统内有沿程损失，所以压差不取25MPa的额定值。

N为马达的数量，N=2。

a，当马达并联时，动力头转速低，因为此时通过每个马达的流量是液压系统总流量的一半，但扭矩最大，因为此时马达上的压降最大，最大扭矩为T1：

T1=21055N.m大于21000N.m，满足设计要求。

b，当马达串联时，动力头转速比并联时高一倍，但每台马达的进出油口压差降为原来的一半，此时扭矩为T2：

这样动力头的扭矩就有高低两档可供我们选择使用。

2.3.3动力头的推进或回拖力计算

动力头行走马达的液压系统图见图二，图中1、2、4、5是动力头行走马达，其中1、2是一组，4、5是一组，分别装在桅杆的左右两侧，有一组马达自带刹车系统，阀3、6可使每组马达实现油路的串联、并联转换，阀7可实现动力头推进或回拖的转换，中位机能选用“Y”型是为了防止停车时行走马达受冲击而损坏。

图二、动力头行走马达液压系统

动力头的行走是由行走马达通过减速箱，带动与减速箱输出轴相连的小齿轮转动，小齿轮再与焊在桅杆上的齿条相啮合，从而实现动力头的推进或回拖。

我们初步选定：

行走马达为宁波意宁公司的INM1—100型马达，排量q=99ml/r，单位扭矩t2=15.4N.m/MPa，额定压力P=25MPa，马达的进出油口压差仍然取△P=23MPa。

减速箱选传动比为i2=29.25的两级行星齿轮减速箱，减速箱总效率取η1=0.96。

小齿轮和齿条的模数取m=12，小齿轮齿数取Z3=12齿，齿轮的变位系数取x=0.5，齿轮和齿条传递的效率取η2=0.98。

单台减速箱的最大输出扭矩为Tmax，此时四台行走马达全部并联，△P全部为23MPa。

假设齿轮与齿条啮合线到小齿轮中心的距离为L

所以，动力头的最大推进或回拖力为Fmax：

Fmax=51吨大于50吨，满足设计要求。

当每组马达内部油路串联时，推进或回拖力是最大力Fmax的一半。

2.3.4推进或回拖速度计算

通过排量为q2=40ml/r和排量为q3=32ml/r的两台齿轮油泵的组合供油，可实现高低两档四种推进或回拖速度。

q2=40ml/r，q3=32ml/r，泵容积效率ηv=0.96，柴油发动机转速na=2000rpm，发动机效率ηa=0.9，i2=29.25，行走马达排量q=99ml/r。

a，设小齿轮每转使动力头行走的距离为S：

所以，当高速档双泵供油，马达1、2串联，4、5串联时，动力头的行走速度为V1：

b，当高速档双泵供油，马达1、2并联，4、5并联时，动力头的行走速度为V2：

c，当排量为q3的泵单独供油（低速档），马达1、2串联，4、5串联时，动力头的行走速度为V3：

d，当排量为q3的泵单独供油（低速档），马达1、2并联，4、5并联时，动力头的行走速度为V4：

这样通过两泵的不同组合就可以得到四种动力头的行进速度来满足施工的需要。

2.4夹持卸扣器

夹持卸扣器由第四台排量为q4=32ml/r的齿轮泵来驱动。

2.4.1确定卸扣扭矩

根据卸扣需要，为了保证钻杆安全卸开，卸扣扭矩一般设计成大于上扣扭矩的1.8倍，即卸扣扭矩安全系数k≥1.8。

因为动力头的最大回转扭矩为21000N.m，所以卸扣扭矩T为：

2.4.2确定钻机配套钻杆

根据钻机最大回拖力及最大回转扭矩，查钻杆样本资料可知，采用4′外加厚石油钻杆最为适宜，钻杆接头外径d=133mm。

2.4.3确定夹持卸扣器的夹紧油缸

根据最大卸扣扭矩的要求，我们选定夹紧油缸直径。

夹持卸扣器的夹持器的夹紧油缸和卸扣器的夹紧油缸完全相同，分别由一对油缸，在互成180°

角方向上对称布置。

液压系统的最高工作压力为P=25MPa=2500N/cm2；

加紧用钳牙板与钻杆间摩擦系数μ=0.8；

夹紧油缸截面积

；

卸扣时摩擦力的力臂

双缸产生的卸扣扭矩为37800N.m；

所以

（1）建设项目概况。

查油缸样本资料，圆整后选用直径为D=140mm的油缸作为夹紧油缸。

2.4.4确定卸扣器的卸扣油缸

（三）安全评价的内容和分类设计时根据实际安装位置，利用力矩平衡方程，在确保卸扣扭矩的前提下，确定油缸的缸径及行程。

2.5柴油发动机及其带动的液压系统

50吨钻机方案，我们选定为排量分别为q1=80ml/r；

q4=32ml/r的四联高压齿轮泵，我们用排量80ml/r的泵供动力头回转液压系统，用排量32ml/r的泵供动力头行走液压系统，而排量为40ml/r的泵可在动力头回转和动力头行走两个液压系统间切换，既满足了不同工况的需要，又充分利用了发动机的功率。

而另一台排量为32ml/r的泵，负责给夹持卸扣器的夹紧油缸、卸扣油缸、分离油缸、夹持卸扣器的全行程移动马达、液压吊车、钻臂升降油缸、驾驶室平移油缸、支腿油缸、履带行走马达供油，因为这些液压系统都不是同时工作的。

疾病成本法和人力资本法将环境污染引起人体健康的经济损失分为直接经济损失和间接经济损失两部分。

直接经济损失有：

预防和医疗费用、死亡丧葬费；

间接经济损失有：

影响劳动工时造成的损失（包括病人和非医务人员护理、陪住费）。

这种方法一般通常用在对环境有明显毒害作用的特大型项目。

钻机在扩大孔时输出功率最大，此时动力头转速高、扭矩大，回拖速度及回拖力处于合理偏高的状态，泥浆泵排量及输出压力也处于较高状态。

由于本设计方案中500L的泥浆泵站是独立外购设备，所以计算发动机功率时不考虑。

这样在计算发动机功率时，只计算80ml/r、40ml/r和一台32ml/r的泵即可，在这三台泵工作时另一台32ml/r的泵处于卸荷状态，可不考虑。

建设项目所处环境的敏感性质和敏感程度是确定建设项目环境影响评价类别的重要依据，环境影响评价文件应当就该项目对环境的影响做重点分析。

泵的额定压力P=25MPa，发动机转速na=2000rpm，三台泵总排量为q=80+40+32=152（ml/r），泵的总效率取η=0.9，发动机安全系数取s=1.2，液压系统起动时采用卸荷启动，所以发动机功率为N：

表四：

项目排污情况及环境措施简述。

查产品样本资料选定为国产康明斯6CTA8.3—C—230型柴油发动机，输出功率为172kW，转速为2000rpm。

2.6其它

专项规划中的指导性规划　环境影响篇章或说明泥浆泵系统如果选用的是液压马达带动的，也可以将泥浆泵装在钻机后部，由钻机液压系统供油，可以和夹持卸扣器用同一液压泵，但液压泵的压力流量要满足泥浆泵的工作需要，并且在计算柴油发动机功率时此泵功率也要计入，因为泥浆泵和动力头的回转、行走是同时工作的。

大纲要求吊车和驾驶室根据使用要求从市场上直接采购，此方案中吊车选用的是石家庄探矿机械厂的3.2吨车辆用液压吊车。

选用液压胶管的最高工作压力要大于等于液压系统最高工作压力的1.5倍，以免液压冲击造成胶管破裂。

定性评价方法有：

安全检查表、预先危险分析、故障类型和影响分析、作业条件危险性评价法、危险和可操作性研究等。

3结语

以上我们探讨了水平定向钻机方案设计的主要过程，在钻机的设计过程中，我们要根据具体的设计参数要求，来确定钻机的结构形式和液压系统。

要做到灵活运用，首先要搞清钻机各部件的工作原理和之间的相互关系，只有这样设计起来才能达到随心所欲、得心应手。

考试情况分析

第二节　安全预评价