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畢業(yè)設計（論文）任務書 姓名： 任務下達日期： 年 月 日 設計（論文）開始日期： 年 月 日 設計（論文）完成日期： 年 月 日 一、設計（論文）題目： 200米鉆機設計 二、專題題目： 齒輪的工藝規(guī)程 三、設計的目的和意義： 地質(zhì)勘探是利用鉆探設備來探明地下地質(zhì)構(gòu)造、尋找地下油氣礦藏的一種有效的地球物理勘探方法。為有效進行探采，改進原有不足，對新型200米鉆機進行設計。設計的成功將有效改觀現(xiàn)有的鉆探設備，提高效率和改進鉆探工藝。 四、設計（論文）主要內(nèi)容： （1）200米液壓鉆機的總體設計包括個技術(shù)指標的確定；(2)回轉(zhuǎn)器的詳細設計包括個零件的設計強度較核；(3)進給油缸的設計計算；（4）液壓系統(tǒng)的設計計算 五、設計目標： 利用所學專業(yè)知識，熟悉掌握鉆機的結(jié)構(gòu)及工作原理，創(chuàng)新、改進傳統(tǒng)已有的鉆機，使其結(jié)構(gòu)組成達到最優(yōu)化、操作更加便捷、應用更加廣泛。得到預定的設計目標，具有強大的市場力。 六、進度計劃： （1） 1-3 周 畢業(yè)實習初步了解設計題目，上網(wǎng)、看書查找資料，收索相關(guān)資料，記錄要注意的細節(jié)。 （2） 4-6 周 鉆機整體傳統(tǒng)系統(tǒng)的計算；各軸的輸出輸入的設計計算；回轉(zhuǎn)器傳動計算；各齒輪立軸的設計較核計算。 （3）7-12 周 圖的繪制包括液壓卡盤總裝配圖；回轉(zhuǎn)器總裝圖；本體零件圖；鉆機總裝圖等。 （4）13-14周 軸的工藝編制；外文資料的翻譯。 （5）15周 CAD圖輸出、準備答辯 七、參考文獻資料： 1．甘永寧主編 幾何量公差與測量 上海：上?？茖W技術(shù)出版社 2001 2．李喜橋主編 加工工藝學 北京：北京航空航天出版社2003 3．孫德音主編 機械加工工藝基礎 北京：機械工藝出版社 2001 4．孫明主編 機械工程基礎（上中下） 黑龍江：黑龍江人民出版社 2000 5．濮良貴 紀名剛主編 機械設計 北京：高等教育出版社 2001 6．夏延棟主編 液壓傳動的密封與密封裝置 北京：機械工業(yè)出版社 1982 7．徐博滋 陳鐵鳴 韓永春編 帶傳動 北京：化學工業(yè)出版社 1980 8．洛陽軸承研究所編 滾動軸承產(chǎn)品樣本 北京：機械工業(yè)出版社 2000 9．地質(zhì)局《巖心鉆探知識》編寫組 巖心鉆探知識 北京：地質(zhì)出版社 1973 10．齒輪國家標準匯編 北京：中國標準出版社 1992 11．仙波正莊著 齒輪強度計算 姜永等譯 北京：化學工業(yè)出版社 1985 12．吳宗澤主編 機械零件習題集 北京：高等教育出版社 1987 13．陳隆德主編 互換性與測量技術(shù)基礎 大連理工大學出版社 1988 14．龔桂義編 機械設計課程設計指導書（2版）北京：高等教育出版社1990 15．李繼慶主編 機械設計 北京：高等教育出版社 1989 16．邱宣懷主編 機械設計 北京：高等教育出版社 1988 指 導 教 師： 院（系）主管領導： 年 月 日 目錄 摘 要 1 Abstract 2 第1章 緒 論 3 1.1 選題的意義 3 1.2 設計內(nèi)容 3 1.3 設計方法 4 1.4 預期目標 4 第2章 鉆機概述 5 2.1 鉆機的功用 5 2.2 對鉆機的要求 5 2.3 鉆機的組成 5 2.4 鉆機的分類和名稱 6 2.4.1分類 6 2.4.2名稱 7 第3章 鉆機的總體設計 8 3.1 本設計鉆機的應用場合 8 3.2設計方案的確定 8 3.2.1 本設計鉆機的特點 8 3.2.2 總體設計方案的確定 8 3.3 鉆機的技術(shù)特性和要求 9 第4章 動力機的確定 11 4.1 輸出功率計算 11 4.2 回轉(zhuǎn)鉆進及破碎巖石、土層所需功率 11 4.3 給進油缸所需功率的計算 13 4.3.1 給進油缸的基本參數(shù) 13 4.3.2 油缸工作壓力的計算 13 4.3.3 油泵最大工作流量計算 14 4.3.4 給進油缸功率計算 14 4.4 動力機功率的確定 14 第5章 機械傳動系統(tǒng)設計 15 5.1 主要參數(shù)的選擇 17 5.1.1 變速箱 17 5.1.2 絞車 17 5.1.3 回轉(zhuǎn)器 17 5.2 機械傳動系統(tǒng)初步計算 17 5.2.1 變速箱各檔傳動 18 5.2.2 絞車的纏繩速度 18 5.2.3 立軸的轉(zhuǎn)速 19 第6章 變速箱的設計與計算 21 6.1 變速箱的結(jié)構(gòu)特點及設計要求 21 6.1.1 結(jié)構(gòu)特點 21 6.1.2 設計要求 21 6.2 齒輪副的強度計算與校核 22 6.2.1 變速箱內(nèi)各齒輪主要參數(shù)確定 22 6.2.2 主要齒輪副的強度設計計算與校核 22 6.3 軸的強度計算與校核 28 6.3.1 軸的強度計算 29 6.3.2 軸的強度驗算校核 32 第7章 絞車 34 7.1 絞車的結(jié)構(gòu)特點 34 7.2 主要參數(shù)的選擇 34 7.2.1 絞車性能參數(shù) 34 7.2.2 絞車卷筒轉(zhuǎn)速和提升速度計算 36 7.3 絞車所需功率 37 7.4 絞車齒輪副強度簡單校核 38 第8章 回轉(zhuǎn)器的設計 39 8.1 回轉(zhuǎn)器的結(jié)構(gòu)特點 41 8.2 回轉(zhuǎn)器的弧齒錐齒輪副設計 41 8.2.1 弧齒錐齒輪參數(shù)設計 41 8.2.2 零部件的強度與壽命計算 41 8.3 軸徑的估算 42 8.3.1齒輪受力分析 47 第9章 液壓系統(tǒng)的設計與計算 39 9.1 液壓卡盤的設計與計算 41 9.1.1 卡瓦對鉆桿的夾緊力 41 9.1.2 蝶型彈簧的軸向推力 41 9.1.3 蝶型彈簧的設計計算 41 9.1.4 蝶型彈簧的變形量計算 41 9.1.5 所需油壓的計算 41 9.1.6 卡瓦徑向伸縮量計算 41 9.1.7 缸體的強度計算 41 9.2 給進油缸的設計 42 9.3 夾持器 42 第10章 可行性及經(jīng)濟成本分析 47 10.1 可行性分析 52 10.1.1 設計可行性分析 53 10.1.2 市場可行性分析 53 10.2 經(jīng)濟性分析 53 第11章 使用說明 47 11.1 概述 52 11.2 鉆機分組情況 52 11.3 工作原理 52 11.3.1 鉆機的工作原理 53 11.3.2 立軸的給進運動 53 11.3.3 立軸的快速移動 53 11.4 操作程序 52 11.5 機器的保養(yǎng)與維護 52 11.6 故障原因及排除方法 52 11.7 鉆機的安全注意事項 52 結(jié)論 55 致謝 56 參考文獻 57 專題 58 附錄1 70 附錄2 77 附錄3 86 附錄4 94 緒 論 國內(nèi)外的科技現(xiàn)狀國內(nèi)：“六五”—“九五”期間，我國地質(zhì)調(diào)查工作中探礦工藝與設備獲得長足發(fā)展，在引進、消化、吸收的基礎上，研究開發(fā)了一大批新技術(shù)、新裝備，如：以繩索取心為主體的金剛石鉆探技術(shù)；液動沖擊回轉(zhuǎn)鉆探技術(shù)；受控定向鉆探技術(shù)（含對接井施工技術(shù)）；多工藝空氣鉆探技術(shù)（中心反循環(huán)連續(xù)取樣及空氣潛孔錘鉆探技術(shù)）；水力反循環(huán)連續(xù)取心鉆探技術(shù)；人造金剛石超硬復合材料及其鉆頭；低固相泥漿等鉆井液應用及護壁堵漏技術(shù)；XY系列、CD系列、全液壓等新型巖心鉆機及配套裝備；水文水井鉆探設備；短淺坑道機械化作業(yè)線等等。在這一領域，我省煤田地質(zhì)局在煤田地質(zhì)鉆探方面，成功地采用了受控定向鉆探技術(shù)，并完善了SMQ-1型取芯器，發(fā)展成3SMQ-2型取芯器；此外，還研制改進了煤層氣儲存監(jiān)測罐。地礦、煤田系統(tǒng)多工藝空氣鉆探技術(shù)的采用更加完善和成熟。 國外：傳統(tǒng)的地質(zhì)勘查工程技術(shù)與裝備已十分成熟。立軸式液壓鉆機仍然是主要機型，全液壓動力頭鉆機獲得廣泛應用，美國金剛石巖心鉆機制造商協(xié)會制定的DCDMA標準仍然占據(jù)鉆探管材和鉆具市場的主流，國際標準化組織（ISO）的TC82（礦業(yè)技術(shù)委員會）/SC6（金剛石鉆探設備分技術(shù)委員會）也制定了一些標準，可能成為今后的發(fā)展方向。 通過調(diào)研了解到，對鉆孔深度100米左右的鉆機需求量比較大，而目前的100米鉆機，存在著勞動強度大、適應性差等缺點。鑒于以上原因，我們決定開發(fā)100米鉆機。經(jīng)幾次方案討論決定，鉆機應具有以下特點： 1. 經(jīng)濟耐用可靠、質(zhì)優(yōu)價廉； 2. 便于解體搬運； 3. 體積小，重量輕； 4. 操作簡單，維修方便； 5. 適用于Φ42、Φ50mm兩種鉆桿； 6. 適用于合金鉆頭或金剛石鉆頭鉆進； 7. 鉆進速度快，效率高； 8. 動力為電機或柴油機。 第1章 總體設計 經(jīng)過調(diào)研和幾次方案論證，考慮到現(xiàn)場特點，從實用角度出發(fā)，確定方案如下： 1. 考慮到井下、井上和野外作業(yè)，動力可選電機或柴油機。 2. 考慮到有軟巖石、硬巖石的鉆進，除了正常的鉆進速度外，增加高速340r/min。 3. 鉆機除配機動絞車外，增加了液壓卡盤減輕勞動強度，節(jié)約時間，提高有效鉆進速度。 4. 考慮到高轉(zhuǎn)速時，絞車速度不能太快，所以增加了互鎖裝置，安全可靠。 5. 由于本機動力較大，動力由V型帶傳動到變速箱的傳動軸上易使傳動軸彎曲，所以增加了卸荷裝置。 6. 采用二級回歸式變速箱，減少變速箱體積，根據(jù)不同的地質(zhì)條件，選用不同的鉆進速度。 7. 設置壓帶輪，皮帶調(diào)整安全可靠。 8. 在滿足上述要求的同時，盡量結(jié)構(gòu)簡單，操作方便，適于整體或解體搬運。盡量做到標準化, 通用化，系列化。 第2章 鉆機技術(shù)特性 1. 鉆進深度 100m 2. 鉆孔直徑 1〕開孔直徑 89ｍ 2〕終孔直徑 60ｍｍ 3. 鉆孔傾斜角度 0～360° 4. 立軸轉(zhuǎn)速 110、190、340ｒ/min 5. 立軸行程 400ｍｍ 6．最大液壓給進壓力 4MPa 7．卡盤最大工作壓力（彈簧常閉式液壓卡盤） 6MPa 8．立軸內(nèi)孔直徑 52ｍｍ 9．油缸最大起拔力 28.5KN 10．油缸最大給進力 20KN 11. 絞車提升速度 0.25、0.57、0.65m/s 12. 絞車轉(zhuǎn)速 28、50、78r/min 13．絞車提升負荷 ⑴．0.75m/s 3.35KN ⑵. 0.44m/s 6.00KN ⑶. 0.22m/s 12KN 14. 卷筒 ⑴ 直徑 140mm ⑵ 寬度 100m ⑶ 鋼絲繩直徑 8.8mm ⑷ 容繩長度 32.8m 15．配備動力 1． 電動機 ① 型號 YB160M－4 ② 電壓 380/660V ③ 功率 5.5KW ④ 轉(zhuǎn)速 1440r/min 2． 柴油機 ① 型號 S1100 ② 功率 5.5KW ③ 轉(zhuǎn)速 1500r/min 16．外型尺寸（L×h×b） 1370×685×1200mm 17．重量（不含柴油機） 750Kg 第3章 動力機的確定 本機組的驅(qū)動裝置采用交流感應電動機，因為這種動力機重量輕、結(jié)構(gòu)簡單、使用維護方便易實現(xiàn)防爆。 為了便于搬運和機場的布置，鉆機和水泵各用一臺電機單獨驅(qū)動，而回轉(zhuǎn)器與油泵共用一臺電機聯(lián)合驅(qū)動。 輸出功率為N。 N。＝1.2Nj 式中：Nj—鉆機所需功率 KW Nj＝（Nh＋Ny）/η 式中: Nh—回轉(zhuǎn)鉆進所需功率 KW η—效率 η=0.85 Ny—油泵所需功率 KW Nh=N1+N2+N3 式中: N1—井底破碎巖石、土層所需功率 KW N2—鉆頭與孔底摩擦所需功率 KW N3—回轉(zhuǎn)鉆桿所需功率 KW 3.1 回轉(zhuǎn)鉆進及破碎巖石、土層所需功率 KW Nh=N1+N2+N3 1. N1= 3-1 式中: m—鉆頭切削刃數(shù) 取m=6 n—立軸轉(zhuǎn)速 r/min h—鉆進速度 h=1.5cm/min. δ—巖石抗壓強度,其值見表3-1 A— 井底環(huán)狀面積，取鉆頭直徑D=7.3cm,內(nèi)孔直徑 d=5.8cm, A=π(D2–d2)/4=π(7.32–5.82)/4=15.43cm2 2. N2=δ×f×e×n(R+r)/1944800 3-2 式中: δ—孔底壓力或巖石抗壓強度. f—鉆具與巖石直接的摩擦系數(shù) f=0.3 e—側(cè)摩擦系數(shù) e=1.1 n—立軸轉(zhuǎn)速 R—鉆頭外圓半徑 R=3.65cm r—鉆頭內(nèi)孔半徑 r=2.91cm 將立軸不同轉(zhuǎn)速和不同空底壓力代入式3-2中,所得相應數(shù)值見表3-2。 3. N3=7.8×10－11×L×d×n1。7 (當n<200r/min時) 3-3-1 N3=0.92×10－11×d2×r×L×n1。33 (當n>200r/min時) 3-3-2 式中：L—孔深 ， 硬質(zhì)合金鉆進時，取L＝150000mm 金剛石鉆進時，取L＝75000mm d—鉆桿直徑 ，取d=42mm計算 n—立軸轉(zhuǎn)速， r—沖洗液比重。 r=1.15 將上述參數(shù)及立軸不同轉(zhuǎn)速代入上式，所得值列表3－2中。 3.2 給進油缸所需功率的計算 3.2.1. 給進油缸的基本參數(shù) 1）給進油缸的數(shù)量 n＝2 2）油缸直徑 D＝55mm 3）活塞桿直徑 d＝30mm 4）活塞桿有效行程 L＝400mm 5）油缸面積 A1＝23.76cm2 6）活塞桿面積 A2＝7cm2 7）有效面積 A＝A1－A2＝16.76cm2 3.2.2．油缸工作壓力的計算 鉆機大水平孔時，油缸的最大推力為： W＝C＋Fm 式中：W—油缸最大推力 C—孔底最大壓力 C＝10000N Fm—鉆桿與孔壁間的摩擦力 Fm＝q×L×f 式中：q—鉆桿單位長度重量 q＝45.6N/m L—鉆桿長度 L＝1050m f—摩擦系數(shù) f＝0.35 Fm＝45.6×1050×0.35=1675.8N W=10000+1675.8=11675.8N 油泵的工作壓力P P=W/A=11675.8/16.76=696.6N/cm2 3.2.3.油泵最大工作流量計算 油缸回程時的最大容油量: V1=A1×L=23.76×40=950.4mL=0.9504L 油缸送進時的最大容油量: V2=A×L=16.76×40=0.6704L 當選用立軸的鉆進速度V=0.06m/min=0.6dm/min時,立軸送進時每分鐘所需的油量為: Q=2AV=2×0.1676×0.6=0.2 令活塞回程時間為0.3min,則回程所需油量為: Q1=0,9504×2/0.3=6.336 3.2.4.給進油缸功率Ny Ny=PQ/60×102=696.6×0.2/60×102=0.023 3.2.5.根據(jù)上面的計算, 選用YBC—10/80型齒輪油泵(排油量10L/min,壓力800N/cm2 )。油泵滿負荷時所需功率是: Ny=PQ/60×102×η1×η2 式中:P—額定壓力 P=800N/cm2 Q—額定流量 Q=10L/min η1—機械效率 η1=0.9 η2—容積效率 η2=0.71 Ny=800×10/60×102×0.9×0.71=2.04KW 3.3動力機功率的確定 通過上述的計算說明，立軸鉆進時給進所需功率很小，而且油泵滿負荷工作時一般是立軸停止轉(zhuǎn)動狀態(tài)，液壓卡盤松開時，必須停止鉆進。所以參考表3—2本機選用5.5KW電機或柴油機，基本能滿足表3—2中粗線以上各種工作狀態(tài)。 表3—1 巖 石 名 稱 抗 壓 強 度 δ（N/cm2 ） 粘土、頁巖、片狀砂巖 4000 石灰?guī)r、砂巖 8000 大理石、石灰?guī)r 10000 堅硬的石灰?guī)r、頁巖 12000 黃鐵況、磁鐵礦 14000 煤 2000 N (kw) r/min N/cm2 110 190 340 N1 2000 0.0693 0.0794 0.0918 4000 0.1386 0.1589 0.1837 8000 0.2771 0.3177 0.3675 10000 0.3464 0.3971 0.4593 12000 0.4157 0.4765 0.5512 N2 2000 0.2443 0.4230 0.7569 4000 0.4898 0.8460 1.5138 8000 0.9795 1.6919 3.0277 10000 1.2244 2.1149 37846 12000 1.4693 2.5379 4.5346 N3 r/min N/cm2 1.0160 2.5728 2.2804 Nh 2000 1.3296 3.0752 3.1292 4000 1.6444 3.5769 3.9779 8000 2.2726 4.5824 5.6756 10000 2.5868 5.0848 6.5243 12000 2.9010 5.5879 7.3662 Ny r/min N/cm2 0.023 0.023 0.023 Nj=Nh/η 3.4129 3.6179 3.6814 N0=1.2Nj 4.0920 4.3415 4.4177 第4章 機械傳動系統(tǒng)設計 4.1 主要參數(shù)的選擇 4.1.1 回轉(zhuǎn)器 立軸的轉(zhuǎn)速，主要取決于地質(zhì)條件、鉆頭直徑及鉆進方式，當使用直徑為75mm鉆頭時，采用硬質(zhì)合金和鉆粒，根據(jù)國內(nèi)外的經(jīng)驗，立軸轉(zhuǎn)速取n＝90～400r/min比較適宜；采用金剛石鉆頭鉆進時，立軸轉(zhuǎn)速取n＝400～1000r/min比較適宜。本機選用110～340r/min，即適合合金鉆頭鉆進，由適合金剛石鉆頭鉆進。 4.1.2 升降機 為了減輕鉆機重量，不使動力機過大，絞車的纏繩速度不宜過高，基本上采用低速，本機升降機速度為0.22~0.66m/s。 4.1.3 變速箱 參考國內(nèi)外現(xiàn)有小型鉆機的轉(zhuǎn)速系列，本機采用了不規(guī)則排列的中間轉(zhuǎn)速系列。 （1） 立軸有三種轉(zhuǎn)速，110、190、340r/min轉(zhuǎn)速適合合金鉆 頭鉆進。 （2） 卷筒纏繩速度為三種，見表4—1 表4－1 Ⅰ檔 Ⅱ檔 Ⅲ檔 立軸轉(zhuǎn)速 r/min 110 190 340 纏繩速度 m/s 0.22 0.37 0.66 4.2 機械傳動系統(tǒng) 機械系統(tǒng)傳動路線見圖4－1 傳動計算如下： 1.立軸的轉(zhuǎn)速: nⅠ=n×D1/D2×Z1/Z2×Z3/Z4×Z10/Z11 式中: nⅠ—立軸的第一檔轉(zhuǎn)速 r/min n—電機轉(zhuǎn)速 n=1440r/min D1—主動皮帶輪直徑 D1=125mm D2—大皮帶輪直徑 D2=285mm Z1—Z11傳動鏈中各齒輪的齒數(shù),Z1=31,Z2=54,Z3=31,Z4=54 Z10=21,Z11=39 nⅠ=1440×125/285×31/54×31/54×21/39=112.1≈110r/min nⅡ=n×D1/D2×Z1/Z2×Z5/Z6×Z10/Z11 式中:Z5=42,Z6=43 nⅡ=1440×125/285×31/54×42/43×21/39=190.69≈190r/min nⅢ=n×D1/D2×Z1/Z4內(nèi)×Z10/ Z11 式中: Z4內(nèi)=31 nⅢ=1460×160/365×31/31×21/39=340.08≈340r/min 考慮到皮帶傳動、齒輪傳動、軸承等的效率，所以各檔轉(zhuǎn)速確定為110、190、340r/min。 2. 絞車的纏繩速度 V1=πD(n×D1/D2×Z1/Z2×Z3/Z4×Z9/Z12/Z13/Z14)/60000 m/s 式中:D=D0+d=140+8.8=148.8mm 式中:D0=140mm為卷筒直徑,d=8.8mm為鋼絲繩直徑。 V1=π×148.8(1460×160/365×25/31×18/38×33/83×18/18×18/54)/60000 =0.22m/s V2=0.44m/s V3=0.75m/s (計算從略) 考慮到皮帶、軸承、齒輪等的效率，確定絞車提升速度分別為： U1＝0.22m/s U2=0.44m/s U3=0.75m/s。 第5章 回轉(zhuǎn)器 5.1 結(jié)構(gòu)特點 回轉(zhuǎn)器的結(jié)構(gòu)如圖5－1所示，是由本體、立軸、立軸導管、弧齒錐齒輪等組成。立軸上端裝有常閉式液壓卡盤。其特點是： 1、回轉(zhuǎn)器尺寸小、緊湊。 2、回轉(zhuǎn)器適用于各種角度的孔的鉆進。 3、離開孔口采用開箱式，簡單可靠，減輕鉆機重量。 4、立軸行程比過去小型鉆機大，為500mm，縮短鉆進輔助時間。 5.2 零部件的強度與壽命計算 弧齒錐齒輪副的強度校核: Z10與Z11的主要參數(shù)見表5－1。齒面硬度Z10為HRC52、Z11為HRC57，錐距R＝77.515m,節(jié)錐角δ10=28018’ 22”,δ11=61041’28” 表5-1 齒 號 齒 數(shù) 模數(shù) 變位 系數(shù) 齒寬 材料 齒頂系數(shù) 壓力角 螺旋角 旋向 精度 Z10 21 3.5 0 22 20CrMnTi 0.85 200 350 右 8DC Z11 39 3.5 0 22 20CrMnTi 0.85 200 350 左 8DC 齒輪在各種轉(zhuǎn)速下傳遞的功率、轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩見表5－2 表5－2 功率 KW 轉(zhuǎn)速 r/min 轉(zhuǎn)矩 n·m 5.17 632 80 5.07 208 233 5.07 354 137 5.2.1 齒面按接觸疲勞強度計算 （1）接觸應力бH＝Z·E· 1.5ftmaxKAKVKHβZR· 3 Ft1 N/mm2 b·d1·I Ftmax ZE—彈性系數(shù) ZE＝189.8 N/mm2 Ft1=Ftmax—小輪運轉(zhuǎn)中最小切向力 Ftmax=2758N KA—使用系數(shù) KA=1.25 Kv—動載系數(shù) KV1=KV2=1 KHβ—齒間載荷分布系數(shù) KHβ=1.2 Zx—尺寸系數(shù) Zx=1.0 ZR—表面狀況系數(shù) ZR=1 b—有效齒寬 b=22mm d1—小輪大端分圓直徑 d1=94.5mm I—幾何系數(shù) I=0.1 將以上各值代入上式,得бH=1197N/mm2 (2)接觸疲勞極限應力 б’HIin=бHIin·ZN·ZW/ZQ N/mm2 бHIin—接觸疲勞極限應力 бHIin＝1352 Zw—gz工作硬化系數(shù) Zw＝1 ZN—壽命系數(shù) ZN＝1 ZQ—溫度系數(shù) ZQ=1 б’HIin=1352×1×1=1352 (3)安全系數(shù): SH=б’HIin/бH=1352/1197=1.12>SHIin=1 所以安全。 5.2.2 彎曲疲勞強度極限應力 （1） 計算齒根彎曲應力 бF＝Ft·KA·KU·KFβ·YX/b·ms·J N/mm2 Ft—作用于大端分度圓上的切向力 Ft=2758N KA—使用系數(shù) KA =1.25 Kv—動載系數(shù) Kv=1 KFβ—載荷分布系數(shù) KFβ＝1.15 Yx—尺寸系數(shù) Yx＝1 ms—大端端面模數(shù) ms=4.5 J—幾何系數(shù) J＝0.18 бF＝141N/mm2 （2） 齒根彎曲疲勞極限應力 б’FIim＝бFIim· YN/YQ N/mm2 YQ—溫度系數(shù) YQ＝1 YN—壽命系數(shù) YN＝1 бFIim—齒根彎曲疲勞極限應力 б’FIim＝206.82N/mm2 （3） 安全系數(shù) SF＝б’FIim/бF＝206.82/141=1.46>SFmin=1 所以安全。 第6章 變速箱的設計與計算 6.1 變速箱的結(jié)構(gòu)特點 變速箱的結(jié)構(gòu)如圖6－1所示，它是由變速部分、分動部分及操縱部分和殼體等組成。也是變速部分和分動部分合為一體的傳動箱。其特點是： 1、采用了回歸式的傳動形式，箱體呈扁平狀，有利于降低鉆機的高度，齒輪Z4即是移動齒輪由是結(jié)合子，因此結(jié)構(gòu)緊湊。 2、變速、分動相結(jié)合，減少了零件數(shù)目，有效利用變速箱內(nèi)的空間。 3、操縱結(jié)構(gòu)采用了齒輪齒條撥叉機構(gòu)，操縱靈活可靠，每個移動齒輪單獨控制，并有互鎖裝置，這種互鎖裝置安全可靠，結(jié)構(gòu)簡單。 4、增加了卸荷裝置，減少了軸齒輪的受力狀況。 6.2 零件的強度計算 1、在校核零件的強度時，假設電機的功率全部輸入變速箱，然后再輸入絞車和回轉(zhuǎn)器。 2、變速箱在不更換齒輪的情況下，可連續(xù)工作10000小時，純機動時間每班16小時，可連續(xù)工作20個月。 每個速度的工作時間分配情況如下： 第一速（110r/min） 為40％即4000小時； 第二速（190r/min） 為40％即4000小時； 第三速（340r/min） 為20％即2000小時； 3、本機零部件的強度和壽命計算方法和數(shù)據(jù)是按《機械設計手冊》（冶金工業(yè)出版社）計算的。 6.3齒輪強度計算 1、變速箱內(nèi)各齒輪主要參數(shù)及材料見表6－1 表6－1 齒數(shù) 模數(shù) 齒寬 變位系數(shù)Xn 材料 硬度RC 應力角 備注 Z1 31 2 35 1.0 40Cr 40-45 200 Z2 54 2 22 0.1 40Cr 40-45 200 Z3 31 2 26 1.0 40Cr 40-45 200 Z4 54 2 26 0.1 40Cr 40-50 200 Z5 42 2 24 0.1 40Cr 40-45 200 Z6 43 2 24 1.0 40Cr 40-45 200 Z7 35 3 25 0 40Cr 40-45 200 Z8 26 3 26 0 40Cr 45-50 200 Z9 33 4 22 0 40Cr 45-50 200 Z12 17 3 26 0 45 40-45 200 Z13 18 3 35 0.15 20CrMnTi 57-62 200 Z14 18 3 20 0.1 20CrMnTi 57-62 200 Z15 54 3 28 0.35 40Cr 200 2、Z3、Z4齒輪副的強度校核 1) 齒根彎曲疲勞強度驗算 （A） 計算齒輪的彎曲疲勞極限應力 式中——被校核齒輪的彎曲疲勞極限應力 ——實驗齒輪的彎曲疲勞極限應力，由圖F8——13查得： （Mpa） ——彎曲壽命系數(shù)，因兩齒輪的應力循環(huán)次數(shù)為： =*0.4*60*365=0.87*次 =*0.4*60*210=0.5*次 由圖F8——14知==1 ——尺寸系數(shù)==1（圖F8——15） ——有效應力集中系數(shù)，有圖F8——16查知=1.03，=0.97 所以 =**/=400*1*1/1.03=370（Mpa） =**/=400*1*1/0.97=412（Mpa） （B） 比較彎曲強度 圖F8——6查得齒形系數(shù)=1.94，=2.26 則有 /=370/1.94=191>/=412/2.26=182 因此齒輪彎曲強度弱。 （C） 計算彎曲工作應力 =/bm() （Mpa） 式中 ——計算圓周力，而= 其中 ——工作圓周力=2000/=2000*132.5/62=4273（N） ——工作狀況系數(shù)，由表F8——7查知=1.25 ——動載系數(shù)，因為V/100=1.18*31/100=0.37，由F8——4知=1 ——載荷分配系數(shù)，=1/，當=1.6時，=0.7，所以=1/0.7=1.43 ——載荷分布系數(shù)，因=b/=26/62=0.45,故由表F8——5查知=1.05 則 =4273*1*1*1.43*1.05=6417.5（N） ——載荷作用位置數(shù) =0.7 ——螺旋角系數(shù) =1 b ——齒寬 b=26 (毫米) m——模數(shù) m=2 (毫米) =/bm()=6417.5/26*2(2.26*0.7*1=195（Mpa） (d)計算齒輪的彎曲疲勞安全系數(shù) =/=412/195=2.11可靠 2）齒面接觸疲勞強度驗算 （A）計算齒輪的接觸疲勞極限應力 =** 式中 ——實驗齒輪的接觸疲勞極限應力，由F8——17查知 ==1100（Mpa） ——壽命系數(shù)，由圖F8——18查知=1.19， =1.22 ——硬化系數(shù)， 取=1 所以 =1100*1.19*1.03=1348（Mpa） =1100*1.22*1.03=1424 （Mpa） （B）計算接觸工作應力 =（Mpa） 式中 ——材料系數(shù)，由F8——9查知=189.8 ——節(jié)點系數(shù)，=2.27 由圖F8——10 ——重合度系數(shù) =0.9由圖F8——9 U——齒數(shù)比 U==54/31=1.74 則 =189.8*2.27*0.9=889（Mpa） （C） 算安全系數(shù) =/=1384/889=1.516 安全可靠 3）短期過載強度校驗計算 取最大短期尖峰載荷是額定工作載荷的1.5倍 短期過載彎曲極限應力，根據(jù)表F8——12知 =18*=18*45=810（Mpa） 最大的彎曲工作應力為 =*1.5/=195*1.5/1.25=234（Mpa） 短期過載彎曲強度安全系數(shù) =/=810/234=3.5（安全） 短期過載接觸極限應力，根據(jù)表F8——12知 =41，3*45=1859 （Mpa） 而最大接觸應力為 =889*=974（Mpa） 短期過載接觸強度的安全系數(shù)為 =1.9（安全） 3、其他齒輪對的強度校核 按上面的方法和步驟，對變速箱中的其他齒輪對可進行類似的計算，略。 6.4 軸系零件與部件的強度與壽命的校核計算 在變速箱中共有三根軸，其中Ⅲ軸負荷最大，而且相對尺寸直徑小、長度長。下面僅以該軸的強度壽命進行驗算。 Ⅲ軸共有七種工作狀態(tài)，向回轉(zhuǎn)器傳遞四種狀態(tài)的動力，驅(qū)動絞車三種狀態(tài)。相比而言回轉(zhuǎn)器的130r/min的轉(zhuǎn)速時該軸扭矩最大，受力最大。 1、Ⅲ軸的驅(qū)動校核 已知下列條件：材料40Cr，調(diào)質(zhì)T＝220-250，各齒輪分度圓直徑為：d4＝108、d6＝84、d8＝105. 該軸的四個轉(zhuǎn)速及傳遞的扭矩見表6-2 表6-2 轉(zhuǎn)速（r/min） 扭矩（N·m） 備 注 Ⅰ檔 210 221．7 Ⅱ檔 356 118．4 III檔 636 79．28 （A） 在各種轉(zhuǎn)速下齒輪受力支反力計算結(jié)果列表6－3中 （B） 軸的疲勞強度校核： 從表6－2中得知，校核軸的強度時，應取低轉(zhuǎn)速的受力狀態(tài)。表6－3 RCY RBY Ft6 Ft4 RAY C B Ft6 FR4 A RCX RBX RAX 125 94.5 115 60.5 270 395 續(xù)表6－3 Ⅰ檔 Ⅱ檔 Ⅲ檔 Ⅳ檔 Ft4 5362 Fr4 1952 Ft6 4 2594 Fr6 944 Ft1 3113 2450 Fr1 1133 892 Ft8 2450 Fr8 292 RAX 194 －174 RBX －883 1092 RCX －603 75 RAY 3680 724 RBY 720 1502 RCY 492 1027 RR 3684 745 RB 1139 1506 RC 778 1030 軸的扭矩圖如圖6－3所示，現(xiàn)計算Ⅰ－Ⅰ，Ⅱ－Ⅱ截面的安全系數(shù)。 截面Ⅰ-Ⅰ的彎矩： 水平彎矩：MxzⅠ=Fr4×100×10-3+RBX×170×10-3＝199N·m 垂直彎矩Ⅰ-Ⅰ：MYZⅠ=Ft4×100×10-3+RBY×9×10-3＝542N·m 合成彎矩：MⅠ＝ MxzⅠ2 + MYZⅠ2 ＝575N·m 截面Ⅱ-Ⅱ的彎矩： 水平彎矩：MxzⅡ＝RAX×605×10-3+194×60.5×10-3=11N·m 垂直彎矩：MYZⅡ＝RAY×60.5×10-3=223.6N·m 合成彎矩：MⅡ＝ MxzⅡ +MYZⅡ =223N·m 12 量截面扭矩T＝356.6N·m 下面是按當量彎矩計算Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ兩截面的安全系數(shù)。 水平受力圖： C B Ⅰ Ⅱ Frx A 180 47 Ⅰ Ⅱ 水平彎矩圖： 11 199 Fty 垂直受力圖： C B Ⅰ Ⅱ 垂直彎矩圖： 80 145 223 542 合成彎矩圖： 60 231 223 575 扭矩圖： 356 圖6－3 表6－4 名 稱 Ⅰ-Ⅰ截面 Ⅱ-Ⅱ截面 說 明 扭 矩 T（N·m） 356 356 彎 矩 M（N·m） 575 223 當量力矩 Ml 652 380 軸 經(jīng) d（mm） 36、42 36、42 工作應力 бm(Mpa) 131 76.92 w=4.94×10-6 疲勞極限 б-1(Mpa) 350 350 尺寸系數(shù) ε 0.77 0.77 表面質(zhì)量 β 0.85 0.85 有效應力 集中系數(shù) Kβ 1.57 1.57 安全系數(shù) S 2.29 3.91 許用安全系數(shù) 2.29 2.29 安 全 通過上述驗算Ⅲ軸通過,其它軸系從略。 第7章 絞車 7.1 結(jié)構(gòu)特點 本鉆機考慮到井上、井下鉆探作業(yè)，故設置了絞車，如圖7－1。在井下矮巷道內(nèi)鉆孔時，絞車難以發(fā)揮作用，這時可將絞車拆除。設置絞車也給機器在井下短距離搬運提供自牽的方便。 在結(jié)構(gòu)上選擇常用的固定輪系的NGW型行星式傳動絞車，其特點是： 1、結(jié)構(gòu)簡單而緊湊，傳動裝置兼起離合作用，并有過載保護作用。 2、在一定范圍內(nèi)，可實現(xiàn)無級調(diào)速和微動升降。 3、傳動功率大，效率高。 4、傳動平穩(wěn)，操縱靈活。 7.2 主要參數(shù)的選擇 1、確定鋼絲繩直徑d 根據(jù)GB1102－74標準，選定鋼絲繩直徑如下： 外 徑：d=8.8mm 總斷面積：A=27.88mm2 總破斷力：∑S=47300N 抗拉強度：б=1700Mpa 繩 型：繩6×37（纖維芯） 2、鋼絲繩的強度校核 絞車最大提升負荷：Q=12000N 最小安全系數(shù)：[S]=4~5 在正常情況下，最大起重時的安全系數(shù)為： S=∑S/Q=47300/12000=3.49≈[S] 在急剎車時，取Qˊ＝2.5Q，則安全系數(shù)Sˊ＝∑S/Qˊ＝1.6 3、卷筒參數(shù)確定如下： 卷筒內(nèi)徑：D＝140mm 卷筒外徑：Dˊ＝230mm 卷筒有效長度：L0＝100mm 容繩長度：L＝n·D∑ 式中：n—鋼絲繩圈數(shù) n＝11 D∑—每層纏繩長度之和，共五層， D∑＝π[5（D+d）+20d]＝32m。 4、絞車參數(shù) 提升速度 卷筒轉(zhuǎn)速 提升力 V1=0.22m/s n1=28r/min 12000N V2=0.44m/s n2=50r/min 6000N V3=0.75m/s n3=78r/min 3350N 7.3 絞車所需功率 1. 卷筒所受扭矩： MT＝0.5(D+d)Q=0.5(0.14+0.0088)12000 =893N·m 2.絞車軸所受扭矩: MZ=MT/2=298N·m 3.絞車軸所需功率: P=MZ·n1·I/9550=2.6KW 7.4 零部件的強度及壽命計算 （一）齒輪強度校核 對NGW型行星齒輪傳動，只校核外嚙合。即Z13與Z14。 Z13＝18、 m＝3、 X13=0.15、 材料為20CrMnTi、 HRC=57~62 Z14＝18、 m＝3、 X14=0.15、 材料為20CrMnTi、 HRC=57~62 бHIim=1500N/mm2 бFIim=450 N/mm2 傳遞扭矩：Mz＝298N·m 轉(zhuǎn) 速：nz=n1·i＝84r/min 按接觸強度校核： 1. 分度圓圓周力 Ft=1000MZ/CS·R1=5518.5N 2. 工況系數(shù) KA=1.25 3. 動載系數(shù) KV=1 4. 齒間載荷分配系數(shù) KHα=1.05 5. 齒向載荷分配系數(shù) KHβ=1 6. 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH=2.35 7. 彈性系數(shù) ZE=189.8 N/mm2 8. 重合度系數(shù) Zε=0.97 9. 螺旋角系數(shù) Zβ=1 10. 計算接觸應力 бH＝ Ft·i+1·KA·KV·KHβ·KHα ·ZH·ZE·Zε·Zβ db i 11.壽命系數(shù) ZN1=1.02 ZN2=1.11 12.最小安全系數(shù) SHmin=1 SFmin＝1.4 13.潤滑劑系數(shù) ZL=1 14.速度系數(shù) ZV=0.9 15.粗糙度系數(shù) ZR=0.9 16.齒面工作硬化系數(shù) ZW=1 17.尺寸系數(shù) ZX=1 18.許用接觸應力 бHP1＝·ZL1·ZV1·ZR1·ZW1·ZX1 ＝1239N/mm2 бHP2=1308.7N/mm2 19.接觸強度判斷 因為 бH＝978N/mm2<бHP1＝1239N/mm2,所以接觸強度校核通過。 按彎曲疲勞強度校核 1. 齒向載荷分布系數(shù) KFβ=1 2. 應力修正系數(shù) YSα1=1.62 YSα2=1.58 3. 重合度系數(shù) Yε=0.9 4. 螺旋角系數(shù) Yβ=1 5. 計算齒根應力бF бF1＝ ·KA·KV·KFβ·KFα·YFα1·YSα1·Yε·Yβ ＝263.5N/mm2 бF2=423 N/mm2 6. 壽命系數(shù) YNT=1 7. 相對齒根圓角敏感系數(shù) YδreIT=1 8. 相對齒根表面狀況系數(shù) YRreIT=1.04 9. 尺寸系數(shù) YX=1 10. 許用齒根應力 бFP1=бFP2 ＝ ·YδreIT1·YRreIT1·YX1 ＝668.6N/mm2 因為 бF1 =263.5N/mm2<бFP1＝668.6N/mm2; бF2=423 N/mm2<бFP2＝668.6N/mm2。 所以彎曲強度校核通過。 （二）絞車軸強度校核 絞車軸材料為20CrMnTi，бb＝1080N/mm2,δS＝835N/mm2, δ-1＝480N/mm2,HRC=57～62，輸入功率P＝2.6KW,小傳動齒輪 扭矩 T1=9550P/n1=9550×2.6/211=118N·m, 傳動齒輪分度圓圓周力 Ft=2000T1/d1=2000×118/4×33=1788N, 徑向力 Fr=tgα·Ft=651N。 1. 支反力 單位 N 作用點 水 平 面 垂 直 面 合 成 A RAX=322Ft/350 =1645 RAY=(125Q－332Fr)/350 =3668 RA= =4020 B RBX＝28Ft/350 ＝143 RBY=(225Q－28Fr)/350 =7662 RB= =7664 2. 彎矩 單位 N·m 作用點 水平面 垂直面 合成 C Mcx＝28RAX/1000 ＝46 MCY=28RAY/1000 ＝103 Mc= ＝113 D MDX＝125RBX/1000 =18 MDY＝125RBY/1000 ＝958 MD＝ ＝958 3. 危險截面的確定 選?、?、Ⅱ截面來考慮，因為該兩截面所受載荷較大，且一個有鍵槽，一個有應力較集中的地方。 4. 校核危險截面安全系數(shù) 計算內(nèi)容及公式 計算值或數(shù)據(jù) 截面Ⅰ 截面Ⅱ 扭矩T， N·m 298 298 彎矩M， N·m MⅠ=11×MD/176=60 MⅡ=81MD/176=441 截面模數(shù)Z， cm2 5.36 8.95 截面模數(shù)Zp, cm2 11.6 17.9 σ-1 N/mm2 480 480 ψτ, 0. 15 0.15 圓角處應力集中系數(shù) Kσ,Kτ, 圓角Kσ=3.1,槽處Kσ=2.26 圓角Kτ=1.81,槽處Kτ=2.22 圓角Kτ=1.8 圓角Kσ=3.1 表面粗糙度系數(shù)KR 1 1.2 絕對尺寸影響系數(shù) ετ，εσ ετ=0.81,εσ=0.77 ετ=0.78 εσ=0.73 λσ=(Kσ＋KR-1)/εσ 圓角λσ=4, 槽處λσ=3 配合處λσ=3.45 圓角λσ=4.52 配合λσ=2.5 λτ=(Kτ+KR-1)/ετ 圓角λτ=2.23, 槽處λτ=2.74 配合處λ=τ2.48 圓角λτ=2.3 配合處λ=τ2 安全系數(shù) σ-1 S= （λσM/Z）2+0.75[(λτ+ψτ)T/ZP]2 SⅠ=6 SⅡ=2.1 取許用安全系數(shù)[S]=1.8,表中計算S均大于[S],故軸的疲勞強度足夠。 Ⅰ Ⅱ 軸結(jié)構(gòu)草圖 Ⅰ Ⅱ RAY RAY 受力簡圖 Fr D B A C RAX Ft Q RBX 28 60 125 130 350 Ft 水平力 RAX RBX 水平彎矩圖 18N m 46N m 17 RAY Fr RBY 垂直力 Q 958N m 垂直彎矩圖