課題設計打孔機設計說明書

1、目 錄摘要 1第一章 引言 11.1打孔機簡介 11.1打孔機得特點及設計要求 1第二章 總體設計方案確定及動力元件選擇 22.1總體設計的要求 22.2機型與傳動形式的選擇 2 2.2.1機型的選擇 2 2.2.2傳動形式的選擇 32.3打孔機的整體布局 3 2.3.1打孔機的總體布局. 3 2.3.2打孔機的驅動和動力輸入方式 3 2.3.3打孔機整體參數(shù)確定 42.4鉆機的功能單元及實現(xiàn)方法 6 2.4.1鉆具 6 2.4.2回轉機構 62.5電動機的選型 7第三章 減速裝置設計 83.1傳動比確定及各級傳動比分配 83.2運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 8 3.2.1計算各軸轉速 83.2.2

2、計算各軸的功率. 83.2.3 計算各軸的扭矩-93.3齒輪傳動的設計計算 9 3.3.1第一級齒輪傳動副的設計計算. 9 3.3.2第二級齒輪傳動副的設計計算. 12 3.3.3第三級齒輪傳動副的設計計算. 153.4傳動軸的設計 17 3.4.1第一傳動軸的設計及計算. 17 3.4.2第二軸的結構設計及計算. 20 3.4.3第三軸的結構設計及計算. 243.5減速箱體結構尺寸 26 3.5.1結構尺寸. 26 第四章 鏈傳動設計 274.1鏈傳動的特點 274.2鏈的類型 274.3鏈傳動選擇 27第五章 支架的設計 305.1機架設計準則 305.2支架的校核 305.3梁的校核 3

3、15.4傳動輪的設計 32第六章 鉆桿鉆頭的設計 336.1鉆桿在擴孔時的作用 336.2擴孔器 336.3轉速的確定 33結論 34參考文獻 35第一章、引言1打孔機簡介打孔機械廣泛應用與橋梁建筑、道路施工等諸多領域。目前，打孔機械已發(fā)展成為品種眾多、門類齊全的專業(yè)化機械。 打孔機的發(fā)展也與其他機械發(fā)展一樣經(jīng)歷了漫長的發(fā)展過程。 打孔技術起源于我國。根據(jù)古書川鹽紀要記載，我國早在2200多年前的秦代就開始利用鉆探技術鑿井取鹽。 早期的打孔機是由人力驅動的簡單沖擊式機械，經(jīng)長期不斷演變、發(fā)展，成為現(xiàn)代具有機動動力驅動的各種沖擊式鉆機。隨著社會生產的不斷發(fā)展，這種打孔機已逐漸不能適應要求。l 9

4、世紀中期以后，出現(xiàn)了回轉式的打孔機?；剞D式打孔機具有鉆進效率高，能鉆進各種傾角的鉆孔；有利于多種鉆探工藝和方法的使用等優(yōu)點，因此發(fā)展很快，井迅速在鉆探、穿孔領域中占據(jù)了主導地位。1.1打孔機得特點及設計要求 打孔機與其他機械育某些共同之處，但鉆機具有獨特的生產對象和使用條件因而形成自身的一些特點。其王耍特點反映在以下幾方面：1.打孔方法扣鉆進工藝的多樣性 鉆機生產采用的鉆近方法扣鉆近工藝晝多種多樣的。就鉆近方法而言，按破碎巖石的方式可分為沖擊、回轉、振動。復合式幾種：采集用的破巖材料分為：鉆粒鉆進、硬合金鉆進、金剛石鉆進。超硬材料鉆進；按是否取芯又分為取芯鉆進和全面鉆進，就鉆進工藝而言按照沖洗

5、液循環(huán)方式可分為正循環(huán)鉆進，局部反循環(huán)鉆進及全孔反循環(huán)鉆進，全孔反循環(huán)鉆進工藝又分為水力反循環(huán)，氣舉反循環(huán)按照取芯方法可分為常規(guī)提鉆取芯、連續(xù)取芯、繩索取芯。對于某一種具體的鉆機，不可能實現(xiàn)所有的鉆進方法和鉆近工藝。這就產生了能實現(xiàn)不同鉆進方法和鉆進工藝的各種類型的鉆進。 2.使用條件的復雜性 鉆進工作的區(qū)域廣泛，從平原到山區(qū)，從陸地到海洋，從地面到地下，從熱帶到寒帶， 幾乎地球上的每個地方都可能是鉆進工作的地方。不同地區(qū)有不同的環(huán)境、氣候條件，這就帶來了鉆進使用條件的復雜性。加之鉆進屬露天作業(yè)機械，作業(yè)對象為巖石，一般使用易產生污染的泥漿作沖洗液，這進一步造成鉆進工作條件的惡化。為適應這些條

6、件，鉆進必須滿足一些特殊的要求。本論文設計所設計的鉆孔機屬于回轉式鉆孔機，主要可應用于短距離路面下方以及建筑物下方的非開挖管道鋪設施工。整個設計由總體方案設計、機械傳動系統(tǒng)布置、動力部件及連接件選型、鉆管支架布置設計、鉆管及鉆頭設計以及鉆進土壤的排出裝置設計組成，著重進行了傳動系統(tǒng)中減速裝置設計及較核計算。 第二章、 總體設計方案確定及動力元件選擇2.1總體設計的要求 打孔機是直接用于鉆孔的機械，設計打孔機時，首先應以保證設計的打孔機能高效、地質、安全、低耗完成鉆孔為前提，使設計的打孔機技術先進、經(jīng)濟合理，具有良好的經(jīng)濟技術指標。在進行具體設計時，應以滿足下述的要求為依據(jù)。（1） 打孔機的性能

7、及其參數(shù)應具有廣泛的適應性，能根據(jù)不同地層，不同鉆進方法及不同的鉆頭類型和結構實現(xiàn)合理的鉆進規(guī)程參數(shù)。（2） 要配備必要的檢測及指示儀表，以便及時掌控和控制打孔機的運轉和孔內鉆進情況。（3） 打孔機應能傳遞足夠的動力，保證各工作機構正常工作的性能。（4） 應具有較強的孔處理孔內事故的能力和完成特種功能的性能。（5） 運轉平穩(wěn)，震動小，打孔時對鉆桿的導向性好。（6） 自動化、機械化程度要高；鉆進過程中最理想的是打孔機能根據(jù)孔內情況自動調節(jié)和控制打孔參數(shù)；及時選擇、調整和保持最優(yōu)鉆進工程。（7） 為提高打孔機生產可靠性，應設備必要的過載保護裝置和互鎖機構；重要機構要配備重復裝置。（8） 打孔機還應

8、滿足機械設備的一般要求a具有足夠的強度、剛度和耐久性；b傳動效率高、能耗少；c對使用環(huán)境條件使用性好，能在惡劣的環(huán)境下正常工作；拆裝方便、搬遷容易、便于維修；f標準化、通用化、系列化程度高；d結構簡單、制造容易、便于維修；g操作簡便、勞動強度??；h造型美觀，對環(huán)境污染小，為文明生產創(chuàng)造條件! 2.2機型與傳動形式得選擇2.2.1機型得選擇 打孔機是屬于工程用的。工程鉆探包括工程偵查和工程施工鉆探，但不管是工程斟查還是工程施工，其打開深度都不大，多數(shù)打孔機都在數(shù)十米以內。鉆孔的施工周期很短，搬遷 頻繁，工程斟查打孔直徑多在200mm以內。工程施工打孔機在多少情況下為密集不知，而且是個場地狹窄，還

9、要受到環(huán)保的限制，給施工帶來一定的難度。為滿足工程鉆探的要求，工程鉆機形成了如下的特點；（1） 打孔機類型繁多，由于工程鉆探服務領域廣泛。鉆孔的類型多樣，促進了工程機電多品種、多類型化。（2） 打孔方法和鉆進工藝的多樣性，打開方法和鉆進工藝的多樣性是為了適應鉆進不同地層和不同類型工程孔的需要，工程打孔機可采用沖擊、回轉、振動、靜壓等鉆進方法。2.2.2傳動形式的選擇 不同的傳動方式，不僅會造成打孔機總體結構型式的差異，而更重要是關系到打孔機性能好壞、制造難易、成本高低、使用及維修保養(yǎng)的方便程度。設計打孔機時，應根據(jù)各種傳動方式的特點。目前打孔機中使用的傳動方式有機械傳動、液壓傳動和氣壓傳動。

10、機械傳動具有結構簡單；傳動可靠；傳動效率高；易于加工和制造，成本低；便于大功率傳遞優(yōu)點。但具有體積和質量大；不便于遠距離傳動；布置不及液壓和氣壓傳動靈活；在傳動中有較大的振動和沖擊等問題。 在打孔機中，機械傳動是最常用的傳動方式，但純機械傳動式的打孔機已逐漸減少，目前，只有是在結構比較簡單的輕便淺孔打孔機中應用。本次設計得道路地下打孔機，便可以采用此種傳方式。2.3 打孔機的整體布局2.3.1打孔機得總體布局 打孔機的總體布局是打孔機設計的重要內容，直接影響鉆機的性能和質量?？傮w布局與各種部件的結構和傳動系統(tǒng)的確定是密切相關的。設計時，要對各部件的結構、傳動方案、各部件間的相對位置關系、連接固

11、定方式進行綜合分析，進行多方案的對比，從中選擇理想的總體布局方案。2.3.2打孔機的驅動和動力輸入方式 打孔機的驅動方式：單獨驅動 打孔機的輸入方式：直線輸入 打孔機的輸入軸和動力機的輸出軸布置在一條直線上，二者之間常采用彈性或半彈性聯(lián)軸器、法蘭盤、液力變矩器的直接輸入方式，此種輸入方式傳動效率高、軸及軸承受力條件好、結構緊湊。但過載保護和動力機的互換性較差，適用于單獨驅動方式。2.3.3打孔機整體參數(shù)確定 打孔鉆機工作參數(shù)主要指鉆具施予孔底得軸推(壓)力、鉆具得回轉速度、扭矩和排渣風量等。合理的選擇這些參數(shù)，不僅能獲得最高的鉆孔效率，還能延長鉆具得使用壽命。根據(jù)生產或用經(jīng)驗公式來計算它得工作

12、參數(shù)。2.3.3.1軸推力（1） 合理得軸推力 潛孔鑿巖也主要是靠鉆頭得沖擊能量來破碎巖（礦）石，鉆頭回轉只是用來更換位置，避免重復破碎。因此，潛孔鑿巖不能用很大的軸推力。軸推力過大，不僅易產生劇烈震動，還會加速硬質合金得磨損，使鉆頭過早損壞;軸推力過小，則鉆頭不能與巖（礦）石很好地接觸，影響沖擊能量得傳遞效率，甚至導致沖擊器不能正常工作，低氣型潛孔鉆機得合理周推理可用以下經(jīng)驗公式計算： ph=（3035）df （2-1）式中 ph-合理得軸推力，n； d-鉆孔直徑，cm； f-巖石普氏硬度系數(shù)，f=d|10；式中 d-抗壓強度，10-1mpa。根據(jù)國內經(jīng)驗，低氣壓型潛孔鉆機得軸推力又可按表2

13、-1選取。鉆頭名義直徑d|mm合理軸推力ph|kn鉆頭名義直徑d|mm合理軸推力ph|kn10015046610200250101414202.3.3.2調節(jié)推力得計算 潛孔鉆機鉆孔時，鉆進部分得自重施予孔底有一個力（向下鉆時為正，向上鉆時為負），它會影響合理軸推力得大小。同時，在鉆進時鉆桿與孔壁之間還有摩擦阻力，所以潛孔鉆機必須設有調壓機構，以便調節(jié)施予鉆具上得作用力。調壓機構施予鉆具上的調節(jié)推（壓）力按下公式計算： pt=ph-gmsin+gmcos+r （2-2）式中 pt-施予鉆具上得調節(jié)推（壓）力，n； ph-計算得合理軸推力。，n； m-鉆進部件得質量，kg； -孔向與水平面所成得

14、夾角，（）； -摩擦系數(shù)，一般取=0.25； r-沖擊器鉆頭得反彈力，其值為活塞在每一工作循環(huán)中使氣缸返回到初始位置所需的最小軸推力，n。 如向上鉆孔時，則（2-2）式等號右邊第二項為“+”號。 當pr為負值時，表明鉆進部件自重施予孔底得軸推力大于ph，必須通過調壓機構進行減壓鉆進；反之，則需加壓，進行加壓鉆進。當pr為零時，表明只靠鉆進部件得自重力即可合理鉆進，無需調壓。2.3.3.3鉆具的回轉速度 鉆頭每沖擊一次，只能破碎一定范圍得巖石。當鉆具轉速過高時，在兩次鑿痕之間，勢必留下一部分未被沖擊破碎的巖瘤，使回阻力增大，鉆具震動加劇，鉆頭磨損加快，因沒有充分利用鉆頭得沖擊能量，鉆速降低。這個

15、合理得轉角與鉆頭直徑、巖石性質、沖擊能量、沖擊頻率、軸推力、鉆頭結構以及硬質合金片得磨損程度等諸多因素有關，很難做出準確得計算，通常只能根據(jù)生產經(jīng)驗和試驗方法確定。 根據(jù)國內潛孔鉆機得使用經(jīng)驗，鉆具得合理轉速可按表2-2選取，或用下列經(jīng)驗公式計算； n1=（6500|d）0.780.95 （2-3）式中 n1-鉆具得合理轉數(shù)，r|min； d-鉆孔直徑，mm。 表2-2回轉轉數(shù)與鉆頭直徑得關系鉆頭直徑d|mm回轉轉n1|(r.min-1)鉆頭直徑d|mm回轉轉數(shù)n1|(r.min-1)100150304015252002501020815 2.3.3.4鉆具得回轉扭矩 鉆具得回轉扭矩主要用來克

16、服鉆頭與孔底巖石得摩擦阻力矩與剪切阻力矩、鉆具與孔壁得摩擦阻力矩，以及因裂隙等引起的夾鉆阻力矩等。因此，鉆具回轉力矩得大小與孔徑得大小、巖石性質、鉆頭形狀、軸推力和回轉速度的大小等因素有關。根據(jù)國內外生產實踐得總結，回轉扭矩與鉆孔直徑得關系可按表2-3確定，也可按下列公式計算。 m=kmd2|8.5 (2-4)式中 m-鉆具得回轉扭矩，n.m； d-鉆孔直徑，mm； km-力矩系數(shù)，km=0.81.2，一般取km=1 表2-3鉆頭直徑與回轉扭矩得關系鉆頭直徑d|mm回轉扭矩m|（n.m)鉆頭直徑d|mm回轉扭矩m|（n.m)10015050010001500300020025035005500

17、600090002.4鉆機的功能單元及實現(xiàn)方法 一般由鉆具、回轉供奉系統(tǒng)、推進機構、變幅機構和行走機構等組成。為了控制和操作這幾個機構，設置了液壓系統(tǒng)和操縱系統(tǒng)。2.4.1鉆具 潛孔鉆具 ，主要由鉆頭、潛孔器和鉆桿組成。 在鉆孔作業(yè)中，沖擊器得活塞不斷將其沖擊能量通過鉆頭施予孔底巖（礦）石，而整個鉆具又隨同鉆機得回轉機構一起轉動，使直接破碎巖（礦）石的工具-鉆頭連續(xù)旋轉、間歇沖擊巖（礦）石。2.4.2回轉機構 回轉機構是安裝和支撐主支臂、使主支臂沿水平軸或者垂直軸旋轉、使推進器翻轉得機構，通過回轉運動，使鉆壁和推進器的動作范圍達到巷道達到巷道掘進所需得鉆孔工作區(qū)得要求。常見得回轉機構有以下幾種

18、結構形式。（1） 轉柱；（2） 螺旋幅式翻轉機構（3）齒輪齒條式回轉機構 為了滿足打孔工藝要求，提高鉆孔精度，幾乎所有現(xiàn)代鉆車得鉆壁都裝設了自動平移機構，打孔機的平移機構是指當鉆壁移動時，托架和推進器隨機保持平行移位得一種機構，簡稱平移機構。該鉆孔裝置設計結構簡單，主要應用于土質成分的地下短距離鉆孔施工。整個鉆孔機設備主要由動力元件、減速裝置、鏈傳動裝置、鉆管推進裝置、鉆管及鉆頭等部件組成。其工作裝置結構如圖1-1，其中1-電動機 2-聯(lián)軸器 3-減速器 4-傳動鏈 5-鉆管 6-支架鉆孔推進裝置主要由支架和3根主動軸及從動軸組成。電動機提供動力經(jīng)減速器減速之后通過傳動鏈帶動鉆孔推進裝置的主動

19、軸旋轉，主動軸上布置了4個螺紋面輪轂，主動軸與2根從動軸共同夾緊鉆管，主動軸回轉帶動鉆管回轉，通過螺旋面的作用推進鉆管頂進，從而實現(xiàn)鉆管鉆進的目的。3根主動軸及從動軸由相應的支架支持，其中下面的兩個支架可水平左右移動定位，上支架可垂直移動定位，通過支架的移動可控制夾緊頂進鉆管的直徑大小。該鉆孔機設計的推進鉆孔直徑范圍在100-300mm之間。2.5 電動機的選型由于該鉆孔裝置設計為多直徑鉆管頂進，隨頂管直徑不同，所需電機功率也有所區(qū)別。而此設備主要應用于土質成分地下鉆孔施工，鉆進阻力不會太大，所需動力元件功率也不需太大，一般功率電機均可滿足。因此，此處電動機選型計算不詳細涉及功率計算，而依據(jù)工

20、作裝置轉速進行電機選型。該鉆孔機的設計是通過選用三相異步電機變極調速實現(xiàn)變速。異步電機的變極調速設備簡單，運行可靠，機械特性較硬，雖然只能實現(xiàn)幾種固定的速度變化，但對于該鉆孔機設備已能滿足調速要求。綜合考慮鉆管的頂進速度、功率要求選擇電機型號為y160m-4。異步電機轉速表達式為式中 n1 同步轉速；f1電源頻率； p電機極對數(shù)； s轉差率。第三章、 減速裝置設計3.1傳動比確定及各級傳動比分配首先設定鉆管推進裝置主動軸高轉速為100r/min，取鉆管推進裝置主動軸鏈輪齒數(shù)=21，取減速器輸出端鏈輪齒數(shù)=25。則可確定減速器總傳動比為 16.34分配傳動比所要考慮的原則:對錐-圓柱齒輪減速器，

21、為使大齒輪尺寸不致過大，高速級按下式計算：對二級齒輪減速器：（1.3-1.4）i2i1 、i2 -高低速傳動比 =16.34 經(jīng)計算得 i1=4.609 i2=3.5453.2 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算3.2.1 計算各軸轉第1軸轉速 n1 =1846/1.3 =1420r/min第2軸轉速 n2 =1420/4.609=308.09r/min第3軸轉速 n3 =308.09/3.545=86.91r/minn電動機轉速，r/min；i從電動機到減速器輸出軸的各級傳動比。3.2.2 計算各軸的功率第1軸功率 p1 = p12=110.990.99=10.78kw第2軸功率 p2 = p1=10.

22、780.990.95=9.72kw第3軸功率 p3= p2=9.720.990.95=9.14kw式中 1=0.99，聯(lián)軸器效率2=0.99，軸承效率；3=0.95，齒輪效率。3.2.3 計算各軸的扭矩第1軸扭矩 t1=9550p1/n1=955010.78/1420 =69.47 nm第2軸扭矩 t2=9550p2/n2=95509.72/308.0=301.30nm第3軸扭矩 t3=9550p3/n3=95509.14/86.91=1004.34nm3.3 齒輪傳動的設計計 3.3.1 第一級齒輪傳動副的設計計算（一）選擇齒輪材料，確定許用應力 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。

23、小齒輪選用40cr調質，齒面硬度為240286hbs，取=260 hbs。大齒輪選用45鋼，正火，齒面硬度2169217hbs，取 =210hbs。確定接觸應力： =查圖表得小齒輪接觸疲勞極限=700 mpa大齒輪接觸疲勞極限=550mpa接觸疲勞極限，接觸強度壽命系數(shù)zn 應力循環(huán)次數(shù)n ，n=60njln 得zn1=zn2=1取接觸強度最小安全系數(shù)=1.2，則=7001/1.2 =584pa，=5501/1.2=458mpa 。確定許用彎曲應力：= 彎曲疲勞極限 ，查資料取=540 mpa，=420 mpa 彎曲強度壽命系數(shù)，查資料取= =1彎曲強度的尺寸系數(shù)，查資料（模數(shù)m=5mm）取=

24、1彎曲強度最小安全系數(shù)，取=1.4則=54011/1.4=386 mpa =4201/1.4=300 mpa(二)齒面接觸疲勞強度設計、計算 確定齒輪傳動精度等級，77，由資料參數(shù)表選取小輪大端公差組等級為7級。分度圓直徑為：齒寬系數(shù)查資料，取=0.5小齒輪齒數(shù) 取=18 大齒輪齒數(shù) 取傳動比誤差 可用載荷系數(shù) 使用系數(shù)。查資料取=1動載系數(shù)。由推薦值1.051.4，取=1.2齒向載荷分布系數(shù)。由推薦值1.01.2，取=1.1載荷系數(shù) = 材料彈性系數(shù)，查資料，取 節(jié)點區(qū)域系數(shù) ，查資料，取故計算得齒輪模數(shù)， ，按標準圓整得m=5mm小輪大端分度圓直徑 小輪平均分度圓直徑圓周速度齒寬 ?。ㄈ?/p>

25、齒根彎曲強度校核計算當量齒數(shù)， 齒形系數(shù)，小輪=2.58 大輪=2.10應力修正系數(shù)， 小輪=1.6 大輪=1.9故齒根強度滿足要求。（四）齒輪的主要尺寸參數(shù)3.3.2第二級齒輪傳動副的設計計算（一）選擇齒輪材料，確定許用應力查資料選擇，小齒輪40cr調質 大齒輪 45 正火許用接觸應力, =接觸疲勞極限，接觸強度壽命系數(shù)zn 應力循環(huán)次數(shù)n ，n1=60n1jln60308.091（1512365）1.21n2=n1/i1.21/3.5453.43查資料知zn11，zn21.05接觸強度最小安全系數(shù)1則7001/1700 5501.05/1577許用彎曲應力， = 其中=378 =294彎曲

26、強度的尺寸系數(shù)yx=1彎曲強度最小安全系數(shù)1.4則37811/1.4270 29411/1.4210（二）齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級按v1（0.0130.022）n1估取圓周速度vt4m/s，參考相關資料，得d1齒寬系數(shù)，取=0.8小輪齒數(shù)z1，在推薦值2040中選。 z1=25大輪齒數(shù)z2=iz1=3.54525=88.625，圓整為z2=89齒數(shù)比u=z2/z1=89/25=3.56傳動比誤差/u=（3.56-3.545）/3.545=0.0042 0.05，合適-使用系數(shù)，查資料取=1-動載系數(shù)，由推薦值知=1.2-齒間載荷分配系數(shù) =1.1-齒間載荷分布系數(shù) =1.1

27、載荷系數(shù)k=1.45材料彈性系數(shù),取=189.8重合度系數(shù)由推薦值知=0.78螺旋角系數(shù)=0.99故d1=81.52mm法面模數(shù) =d1 z1 =81.52*cos12 25=3.19 取標準=3.5中心距a a=（z1+z2）（2）=3.5（25+89）（2 cos12） =203.95mm 圓整取 a=204mm分度圓螺旋角=arccos = 分度圓直徑 d1=mzcos12.51=89.628mm圓周速度 v=3.14*d1*n160000=1.445 ms齒寬b b=0.8*81.52=65.216 圓整為65mm。大輪齒寬b2=b=65mm小輪齒寬b1=b2+（510）=70mm（三

28、）齒根彎曲疲勞強度校核計算當量齒數(shù) zv2= =26.73= =95.16齒形系數(shù). 小輪=2.58 大輪=2.17應力修正系數(shù). 小輪=1.598 大輪=1.80不變位時，端面嚙合角=arctan（）= 端面模數(shù)= =3.535mm。重合度=2.13重合度系數(shù)=0.25+0.75=0.602螺旋角系數(shù)由推薦值為=0.89故 =84.10 =86.71齒根彎曲強度滿足（四）齒根其他主要尺寸計算大輪分度圓直徑= =318.53mm根圓直徑 =89.628-2*1.25*3.5=80.878mm =318.53-2*1.25*3.5=309.78mm頂圓直徑 =89.628+2*3.5=96.62

29、8mm =318.53+2*3.5=325.53mm3.3.3 三級齒輪傳動副的設計計算（一）選擇齒輪材料，確定許用應力小齒輪40cr調質 大齒輪 45 正火許用接觸應力, =接觸強度壽命系數(shù)zn 應力循環(huán)次數(shù)n，n1=60n1jln6086.911（1512365）3.43n2=n1/i3.43/2.731.26查資料知zn11，zn21.05接觸強度最小安全系數(shù)1則7001/1700 5501.05/1577許用彎曲應力， = 其中=378 =294彎曲強度尺寸系數(shù)yx（設模數(shù)m小于5mm），yx1彎曲強度最小安全系數(shù)1.4則37811/1.4270 29411/1.4210（二）齒面接觸

30、疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級按v1（0.0130.022）n1估取圓周速度vt4m/s，d1齒寬系數(shù)，查資料得=0.8小輪齒數(shù)z1，在推薦值2040中選。 z1=25大輪齒數(shù)z2=iz1=2.7325=68.25，圓整為z2=68齒數(shù)比u=z2/z1=68/25=2.72傳動比誤差/u=（2.73-2.72）/2.73=0.003660.05，合適-使用系數(shù)，取=1-動載系數(shù)，由推薦值知=1.2-齒間載荷分配系數(shù) =1.1-齒間載荷分布系數(shù) =1.1載荷系數(shù)k=1.45材料彈性系數(shù),取=189.8節(jié)點區(qū)域系數(shù)（） =2.5重合度系數(shù)由推薦值知=0.87故d1=136.60mm齒輪模數(shù)m

31、 m=d1 z1=136.6025=5.464 取標準m=6小輪分度圓直徑 =mz1=6*25=150mm圓周速度v=3.14d1n160000=0.68 ms標準中心距a a=m（z1+z2）2=6（25+68）2=279mm 齒寬b b=0.8150=120mm大輪齒寬b2=b=120mm 小輪齒寬b1=b2+（510）=125mm（三）齒根彎曲疲勞強度校核計算由式6-16 齒形系數(shù)， 小輪=2.62 大輪=2.21應力修正系數(shù)， 小輪=1.59 大輪=1.776重合度=1.56重合度系數(shù)=0.25+0.75=0.731故 =423.31 =440.99齒根彎曲強度滿足。（四）齒根其他主要

32、尺寸計算大輪分度圓直徑 =408mm根圓直徑 =150-2*1.25*6=135mm =408-2*1.25*6=393mm頂圓直徑 =150+2*6=162mm =408+2*6=520mm3.4 傳動軸的設計3.4.1第一傳動軸的設計及計算（一）計算作用在齒輪上的作用力 轉矩t=9550p/n=955010.54/1420=70.89nm 圓周力= 徑向力 軸向力（二）初步估算軸的直徑選取作為軸的材料，調質處理 由式計算軸的最小直徑并加大5%考慮鍵槽的影響。查資料知取a=102 =21.8mm（三）軸的結構設計 確定軸的結構方式： 考慮到錐齒輪的制造裝配等方面的因素，采用齒輪軸并采用懸臂式

33、結構。確定各軸段直徑長度：1段 聯(lián)軸器為 基本尺寸 d=40mm d=130mm l=105mm l=84mm第一段長度2段 二段主要是鎖緊螺母和軸承，選取且符合軸承內徑 查gb/t297-1994暫選滾動軸承32909 基本尺寸是 d=45 d=68，暫取=60mm3段 為便于裝拆軸承內圈定位，且， 四段的尺寸必須滿足下4段 第列關系 其中l(wèi)為兩軸承距離 有軸承與錐齒輪的距離暫選l=95mm， 。 綜合考慮減速箱的布置，確定：，（四）繪制軸的彎矩圖和扭矩圖齒輪軸受力如圖（a）所示， h水平面內 受力如圖(b)所示 h豎直面內 受力如圖（d） 水平面內彎矩圖如（d）垂直面內彎矩圖如（e）彎矩圖

34、，扭矩圖見下圖：圖3-1 軸的彎矩、扭矩圖t=115.54nm合成彎矩見圖（f）（五）判定危險截面，求危險截面的當量彎矩根據(jù) 圖，圖及t圖參照齒輪軸受力圖，設b截面為危險截面，因該軸單向旋轉，扭轉剪應力按脈動循環(huán)考慮。軸為，調質處理查資料，由得 ， ，。 折算系數(shù) 取當量彎矩 b處當量彎矩 c處當量彎矩（六）驗算危險截面強度危險截面直徑為因1段有一鍵槽 ，最小直徑應為比較計算結果與結構設計b截面直徑，滿足強度要求。3.4.2第二軸的結構設計及計算（一）計算作用在錐齒輪上的作用力對于錐齒輪： 轉矩 圓周力 徑向力 軸向力 對于斜齒輪：輸出軸大齒輪分度圓直徑轉矩t= 圓周力 徑向力 軸向力（二）初

35、步計算軸的直徑及各段長度選取45號鋼作為軸的材料，調質處理，由式計算軸的最小直徑，并加大3%以考慮鍵槽的影響 查資料取a=115 =36.24mm確定軸的結構方案：右軸承從軸的右端裝入，靠軸肩定位。齒輪和左軸承從軸的左端裝入，齒輪右端靠軸肩定位。錐齒輪和左軸承之間用定位套筒定位，齒輪右端靠軸肩定位。確定各軸段直徑和長度1段 根據(jù)gb/t297-1994，暫選滾動軸承32009x2 。基本尺寸是但d=45 ， t=20，d=75， b=19 ，c=16 ，。軸承潤滑的選擇： 選擇脂潤滑。綜合考慮箱體的布置及對稱要求，1段長度 1段軸徑=45mm 2段與3段的選擇 錐齒輪寬度 錐齒輪寬度為40mm

36、，取=40-2=38mm。為使套筒可靠的壓緊錐齒輪，并考慮對稱，取=35mm綜上 4段 取齒輪左端定位高度h=5mm，軸肩直徑， =20mm。5段 考慮對稱布置及齒輪與箱體內壁距離要求，取，6段 7段 (三)軸的力學分析左右軸承支反力若按精確計算，應距外端蓋截面16mm，這樣選得支撐跨距l(xiāng)=276.5mm支反力作用點與齒輪作用力點及兩齒輪作用力點之間的距離分別為 。水平面內支撐點a的支反力： 水平面內支撐點b的支反力水平面內剖面c-c處的彎矩：水平面內剖面d-d處的彎矩：水平面內剖面e-e處的彎矩垂直面內支撐點a的支反力：垂直面內支撐點b的支反力：垂直平面內剖面c-c處的彎矩： 垂直平面內剖面

37、d-d處的彎矩：垂直平面內剖面e-e處的彎矩： 剖面cc處的合成彎矩： 剖面dd處的合成彎矩：剖面ee處的合成彎矩：判定危險截面，求取各截面的當量彎矩：根據(jù)圖 圖及t圖并參照軸的受力圖，斷定c d e斷面為危險截面。因該軸單向旋轉，軸為45號鋼，調質處理。查資料得 按值查相料得 則 折舊系數(shù) 當量彎矩 c處當量彎矩： d處當量彎矩：e處當量彎矩：按彎扭合成強度校核軸的強度（中等精度）：對于cc截面對于dd截面 對于ee截面對于cc截面考慮到鍵槽的影響，最小直徑mm，其余截面類似。比較計算結果與結構設計，其它截面均滿足強度要求。3.4.3三軸的結構設計及計算 （一）計算作用在齒輪上的作用力對于斜

38、齒輪： 圓周力 徑向力 軸向力 對于直齒輪：轉矩t= 圓周力 徑向力（二）初步計算軸的直徑選取45號鋼作為軸的材料，調質處理，由式 計算軸的最小直徑，并加大3%以考慮鍵槽的影響。查資料取a=115，=51.46mm（三）軸的結構方案確定右軸承從軸的右端裝入，靠軸套定位。齒輪從軸的右端裝入，軸肩定位，左軸承從軸的左端裝入，齒輪右端靠軸肩定位。1段 根據(jù)圓整取55mm，根據(jù)直齒小輪齒寬，并考慮倒角裝配，選取長度l1=123mm。 2段 為使直齒輪定位，軸肩高度h=c+（23）mm。 且符合標準密封內徑，綜合考慮齒輪配對和箱體內的整體布局，取=90mm3段 為便于裝拆軸承內圈，且符合標準軸承內徑=6

39、5mm 滾動軸承型號為32013 ，d=100mm t=23mm c=17.5mm，取=t=23mm4段 =70mm 為了便于安裝調配取=125.5mm。5段 =65mm 為了實現(xiàn)兩斜齒輪的安裝，斜齒輪寬度為65mm，使斜齒輪可靠的壓緊，取=63mm。便于斜齒輪的定位以及軸承安裝，滾動軸承型號為32912，d=85mm，t=17mm。6段 綜合考慮鏈輪配合及減速箱裝配，取d=60mm，t=31.5mm。（四）計算彎矩和扭矩求軸承支反力如下：h 水平面 =-2365.7n, =-2938.1n,v 垂直面 =-1546.2n, =-1327.9n。 求齒寬中點處彎矩如下： h 水平面 =2341

40、7.1nmm, =-39654.2nmmv 垂直面 =-9846.7nmm, =-104528.1nmm合成彎矩m求解如下：m1=25326.1nmm。m2=105732.4nmm。扭矩 t為：t=1004340nmm。（五）按彎矩合成強度校核軸的強度 軸的材料為45號鋼，調質處理，查得查得材料許用應力則軸的計算應力為該軸滿足強度要求。3.5減器箱體結構尺寸3.5.1結構尺寸箱昨壁厚:0.025a+18 取=8箱蓋壁厚:0.02a+38 取1=8箱座上臂凸緣厚度 ：b=1.5d=1.58=12箱蓋凸緣厚度：b1=1.51=1.58=12箱座底凸緣厚度:b2=2.51=2.58=20地角螺釘直徑

41、:df=20地腳螺釘數(shù)目:a250:n=4軸承旁連接螺栓直徑:d1=0.75df=0.7520=16蓋與座連接栓直徑:d2=(0.50.6)df=10連接螺栓d2間距:l=15200軸承端蓋螺釘直徑:d3=10檢查孔蓋螺釘直徑：d4=8定位銷直徑:d=8d1d2d3至外箱壁距離:c1=22至凸緣邊緣距離:c2=20軸承旁凸臺半徑:r1=20凸臺高度:h根據(jù)低速級軸承底外徑確定，便于扳手操作為準外箱壁至軸承座端面距離：l1=50齒輪頂圓與內箱壁距離:1=10齒輪端面與內箱壁距離:2=0箱蓋肋厚:m1=6.8箱座肋厚:m2=6.8軸承端蓋外徑:d2=d+(55.5)d3 d為軸承外徑第四章、鏈傳動

42、設計4.1鏈傳動的特點 與帶傳動及齒輪傳動相比較鏈傳動的優(yōu)點是：(1)由于是嚙合傳動，沒有打滑及彈性滑動 現(xiàn)象故平均傳動比準確，工作可靠；(2）傳動放率較高；(3）不需張紫，所以壓軸力較?。唬?）能 在環(huán)境溫度較高多灰塵、溫度較高及有脯蝕等惡劣條件下工作；（5）工況相同時，比簾傳動結 構緊湊；(6）可根據(jù)需要選取鏈條長度，故傳動的中心距適用范圍較大。鏈傳動的缺點是：(1）瞬 時傳動比下恒定，傳動不平穩(wěn)；(2）工作時有噪聲；（3）不宜在載荷變化很大和急速反向的傳動中工作；(4)只限于平行軸傳動。4.2鏈的類型 按工作性質不同,鏈分為傳動鏈、起重鏈和曳引鏈。起重鏈和拽引鏈王要用在起電機械和運輸仉械

43、中，而在一般機械傳動中，常用的是傳動鏈,傳動鏈按結構主要分為短節(jié)距精密澴子鏈,簡稱滾子鏈；短節(jié)距精密婁簡鏈，飾稱套筒鏈，齒形鏈，及成型鏈；目前，應用最廣是滾子鏈，已經(jīng)標準化。齒形鏈又稱無聲鏈，它傳動平穩(wěn)，振動和噪聲均很小，但它比滾子鏈結構復雜，重量大，制造較堆，造價較高.故多用于高速或運動精嚏要求較高的傳動裝置中。4.3鏈傳動選擇 由于滾子鏈與鏈輪的嚙合屬非共軛嚙合傳動，故鏈輪齒形的設計有較大的靈活性。本次設計均采用滾子鏈傳動。在gb/t1243-1997中，規(guī)定了最大和最小齒槽形狀，見圖4-1。 鏈輪齒形應滿足下列需求：（1）保證鏈條能順利進入和退出嚙合；（2）受力均勻，不易拖鏈；（3）便于

44、加工。2.鏈傳動的設計計算1)選擇鏈輪齒數(shù),小鏈輪齒數(shù),故取鏈速8-25m/s 查表得取大鏈輪齒數(shù) 2)確定鏈節(jié)數(shù) 初選中心距 則鏈節(jié)數(shù)為圓整3)確定鏈節(jié)距載荷系數(shù) 查表5.4 小鏈輪齒數(shù)系數(shù) 查表5.5 多排鏈條系數(shù) 查表5.6 鏈長系數(shù) 查表5-13 由式5-9：根據(jù)小鏈輪轉速和查圖5-12確定鏈條型號 12a單排鏈 4) 確定中心距5)驗算鏈速v6)鏈輪參數(shù)計算 分度圓直徑： 齒頂圓直徑：齒根圓直徑：輪轂厚度： 輪轂長度：輪轂直徑： 分度圓直徑： 齒頂圓直徑：齒根圓直徑：輪轂厚度： 輪轂長度：輪轂直徑：第五章、支架的設計 在機器中支承或者容納零、部件的零件稱為機架。如支承貯罐的塔架、固定

45、發(fā)動機的機架、容納傳動齒輪的減速器殼體、機床的床身等統(tǒng)稱機架。而在本設計中，此機架用來支撐轉動鉆桿。不少機架都可以看成是由桿件組成的，但是并非把若干桿件隨意組合起來就能稱其為合理機架結構。5.1.機架設計準則（1）工況要求 任何機架的設計首先必須保證機器的特定工作要求。例如，保證機架上安裝的零部件能順利運轉，機架的外形或內部結構不致有阻礙運動件通過的突起；設置執(zhí)行某一工況所必須的平臺；保證上下料的要求、人工操作的方便及安全等。（2）剛度要求 在必須保證特定外形條件下，對機架的主要要求是剛度。例如機床的零部件中，床身的剛度決定了機床的生產率和加工產品的精度；在齒輪減速器中，箱殼的剛度決定了齒輪的

46、嚙合性及運轉性能。（3）強度要求 對于一般設備的機架，剛度達到要求，同時也能滿足剛度的要求。但對于重載設備的強度要求必須引起足夠的重視。（4）穩(wěn)定性要求 獨語細長的或薄壁的受壓結構及受彎-壓結構存在失穩(wěn)問題；某些板殼結構也存在失穩(wěn)問題或局部失穩(wěn)問題。（5）散熱的要求 防腐蝕及特定環(huán)境的要求；對于機密機械、儀表等熱變形小的要求等。5.2.支架的效核 一般機架通過撓度效核，則強度是不會有問題的。但為了設計選材方便，先都進行強度效核計算。式中 -許用應力;-基本許用應力；k-折減系數(shù)。5.2.1基本許用應力(1)基本許用應力塑性材料 =脆性材料 式中 、 按表軋、鍛鋼鑄 鋼鋼鑄鐵1.2-1.51.5-2.02.0-2.53.5當量截面積 a=當量慣性矩 i= k= 5.3梁的強度效核梁的強度計算主要是考考受彎時的正應力單項受彎時：雙向受彎時：+式中 m-所