200米液压钻机变速箱的设计-机械毕业论文【答辩优秀】

I 目录 摘要 I Abstract V 第 1 章 绪论 6 1.1 选题的意义 4 1.2 钻机概述 5 1.2.1 钻机的功用 5 1.2.2 对钻机的要求 5 1.2.3 钻机的组成 5 1.2.4 钻机的分类和名称 6 1.3 本设计主要内容 7 第 2 章 钻机的总体设计 9 2.1 本设计钻机的应用场合 9 2.2 设计方案的确定 9 2.2.1 本设计钻机的特点 9 2.2.2 总体设计方案的确定 10 2.3 钻机的技术特性和要求 10 第 3 章 动力机的确定 12 3.1 输出功率计算 12 3.2 回转钻进及破碎岩石、土层所需功率 12 3.3 给进油缸所需功率的计算 14 3.3.1 给进油缸的基本参数 14 3.3.2 油缸工作压力的计算 14 3.3.3 油泵最大工作流量 计算 15 3.3.4 给进油缸功率计算 15 3.3.5 油泵满负荷工作时所需要的功率 15 3.4 动力机功率的确定 16 第 4 章 机械传动系统设计 18 4.1 主要参数的选择 18 4.1.1 回转器 18 II 4.1.2 绞车 18 4.1.3 变速箱 18 4.2 机械传动系统初步计算 18 4.2.1 立轴的转速 18 4.2.2 绞车的缠绳速度 20 第 5 章 变速箱的设计与计算 21 5.1 变速箱的结构特点及设计要求 21 5.1.1 结构特点 21 5.1.2 设计要求 21 5.2 齿轮副的强度计算与校核 22 5.2.1 变速箱内各齿轮主要参数确定 22 5.2.2.主要齿轮副的强度设计计算与校核 22 5.3 轴的强度计算与校核 28 5.3.1 轴的强度计算 29 5.3.2 轴的强度验算校核 33 第 6 章 回转器 35 6.1 回转器的机构特点 35 6.2 零部件的强度与寿命计算 35 6.2.1 弧齿锥齿轮副的参数设计 35 6.2.2 计算齿面接触疲劳强度 36 第 7 章 绞车 40 7.1 绞车的结构特点 40 7.2 主要参数的选择 40 7.2.1 绞车性能参数 40 7.2.2 绞车卷筒转速和提升速度计算 41 7.3 绞车所需功率 42 7.4 绞车齿轮副强度简单校核 43 7.4.1 按接触疲劳强度校核 43 7.4.2 按弯曲疲劳强度校核 44 第 8 章 液压系统的设计与计算 46 8.1 液压卡盘的设计与计算 46 8.2 给进油缸的设计 49 III 8.2.1 钻杆摩擦力的计算 49 8.2.2 油缸直径的计算 49 第 9 章 使用说明 50 9.1 概述 50 9.2 钻机分组情况 50 9.3 结构特征与工作原理 50 9.3.1 钻机结构 50 9.3.2 钻机的工作原理 52 9.4 操作程序 54 9.5 机器的保养与维护 55 9.6 故障原因及排除方法 57 9.7 钻机的安全注意事项 58 第 10 章 经济可行性分析 59 10.1 市场前景分析 59 10.2 经济效益分析 60 结论 61 致谢 62 参考文献 63 专题 64 附录 1 73 附录 2 82 附录 3 93 附录 4 94 附录 5 95 IV 摘要 随着我国地质勘探、工程建设和农田水利等事业的发展，对各种钻探设备提出了更多的要求。钻机作为钻探设备的重要工具之一，在这些工程中起了举足轻重的作用。为了适应当前各种勘探工作和工程建设项目对浅孔钻机的要求，本设计任务在 TXU-150 型钻机的基础之上进行了一些改进，设计出了钻探深度为 200 米的液压钻机。设计中根据钻机使用的环境和场合，运用比较和参照的方法，借鉴同类型钻机的设计参数，通过比较分析，重点对变速箱重新进行设计计算。在此基础之上运用绿色设计的理念，对不影响钻机性能的环节进行了优化。最后，设计 出的 200 米钻机理论上满足钻探深度为 200 米的设计要求，同时尽量节省了制造成本和生产时间。 关键字 地质勘探 钻机 变速箱 V Abstract With the high development of geology explore, engineering constructions, and farmland irrigation in our country ,various drilling equipments are put forward more requests.As one of the most important tools in explore manchines,drill machine having the prominent function in these engineering constructions.For adapting to various current explore works and engineering constructions,which gives drill manchines more new requests.This design mission started on the foundation of TXU-150 drill machine,and than carried on some improvements.As a result,a new liquid pressure drill manchine which can drill holes as deep as 200 metres was designed. According to the drill environment and situations of the machine usage,this design mission used of the comparison method, taked design parameter from the same kind type drill machines.Passed more analytical,I redesigned the gear-box of the 200-metre drill machine as my key work. At this foundation on make use of the principle of green design, to not affected the function of the machine,it carry on optimal design.At the end of the work,the designed machine satisfy to drill holes of depth as 200 meters in theorety.At the same time, it save the manufacturing costs and producing time as could as possible. Key words geology explore drill machine gear-box VI 2 3 4 第 1 章 绪 论 1.1 选题的意义 本设计选择了 200 米钻机的变速箱设计，主要原因是当前我国地质勘探、工程建设和农田水利等事业正在逐渐完善，对各种钻探设备尤其是钻机提出了更多的要求。现在市场上流行的钻机中以钻探深度为百米左右 的液压钻机为主，这些钻机在承担各种生产建设项目中起到了至关重要的作用。但是，我们通过调查和了解发现，随着生产建设项目的扩大，市场对上钻探深度为几百米的液压钻机的需求量正在逐步上涨，尤其是钻探深度为 200 左右的钻机，市场前景更加乐观。变速箱是钻机中最重要的部分之一，通过对钻机变速箱的设计改进，就解决了钻机设计制造中的关键环节。所以，选择 200 米液压钻机变速箱的设计不仅对钻机这个生产行业有着重要的经济意义，同时间接推动了我国国民经济的发展，意义十分重大。 5 1.2 钻机概述 1.2.1 钻机的功用 钻 探是地质勘探工作的重要手段之一。钻机是实现该手段的主要设备。其基本功用是以机械动力带动钻头向地壳钻孔并采取岩矿心。钻机同时还是进行石油、天然气勘探及开采、水文水井钻探、工程地质钻探等工程的重要设备。 1.2.2 对钻机的要求 钻机的技术性能要保证在施工中能满足合理的工艺要求，以最优规程，达到预计的质量要求；维护保养简单容易；安装拆卸搬迁方便；利于快速钻进；钻进辅助时间短；钻孔施工周期短；体力劳动强度低等。概括起来说，是钻机要为多、快、好、省地完成钻探生产任务创造有利条件。 根据钻机的基本功 用，对钻机具体要求如下： 1.通过回转钻具等钻进方式将动力传给钻头，使钻头具有适合钻进规程需要的转速及调节范围，以便有效地破碎岩石； 2.能通过钻具向钻头传递足够的轴心压力，并有相当的调整范围，使钻头有效地切入或压碎岩石； 3.能调整和控制钻头给进速度，保证连续钻进； 4.能完成升降钻具的工作，并能随着钻具重量的变化而改变提升速度，以充分利用动力机的功率和缩短辅助时间； 5.能变换钻进角度和按一定技术经济指标旧响应深度的直径的钻孔，以满足钻孔设计的要求和提高钻进效率。 1.2.3 钻机的组成 目前常用的钻机由如下各部分组成： 1.机械传动系统 将输入的动力变速并分配到回转、升降机构。对与液压钻机还要有驱动油泵，以使液压系统工作的装置。 2.液压传动系统 利用油泵输出的压力油驱动马达、油缸等液动机，以使立轴回转和控制 6 给进机构、移动钻机、松紧卡盘等； 3.回转机构 回转钻具，以带动钻头破碎孔底岩石。 4.给进机构 调整破碎岩石所需要的轴心压力和控制给进速度。在出现孔内事故时，可以进行强力拔出。 5.升降机构 用于升降钻具（提取岩心和更换钻头）和进行起下套管等作业。 6.机架 支承上述各机构及系统，使之组装成一个整体，成为完整的机器。 1.2.4 钻机的分类和名称 随着钻探工程在国民经济各部门中的广泛应用，钻机类别和型号也在增多。为此将钻机实行科学分类和确定名称，对识别、评价和选择钻机是很有意义的。 1.分类 按用途分类 按用途不同，可将现行广泛使用的钻机分为三大类，即地质勘探用岩心钻机；石油钻探用钻机；专用钻机（水文水井钻机、物探钻 机、工程钻机等）； 按钻机标准钻进孔深分类 根据不同孔深范围，将各种不同钻进孔深的钻机分成三类或四类。 按三类分见表 1 1。 表 1 1 (m） 类别 浅孔钻机 中深孔钻机 深孔钻机 10 300 10 300 300 800 300 800 800 1200 1000 2000 按四类分类见表 1 2。 表 1 2 （ m） 浅孔钻机 次深孔钻 机 中深孔钻机 深空钻机 10 150 200 400 500 800 900 以上 7 按原来地质总局设备管理分类 钻机可分为六类，即浅孔钻机、岩心钻机、石油钻机、水文水井钻机、汽车钻机和砂矿钻机； 按装载方式分类 可以分为滑橇式、卡车式、拖车式； 按破碎岩石方式分类 可分为回转式、冲击式和冲击回转式； 按回转机构型式分类 可分为立轴式、转盘式、动力头式； 按进给机构分类 可以分为手轮（把）式、油压式、螺旋差动式、长油缸式、油马达 链轮式。 2.名称 钻机的名称是按照钻机综合特征及主要性能，以汉 字拼音字母及数字编排成的代号来表示的。通常把这种代号称为型号，并以铭牌指示在钻机上。 国产钻机名称一般有三部分组成： 首部为用途类别和结构特征代号，用汉语拼音中的一个字母表示。如“ X”是汉字“心”的拼音首字母，表示钻机用于岩心钻进。“ U”是汉字“油”的首字母，表示给进机构类型属于油压式。 中部为主要性能参数代号，用钻机标准钻进深度数字表示。如标准钻进深度为 200 米的钻机，中部代号为 200。 尾部为变型代号，可用汉语拼音字母中的一个字母或数字为代号。无尾部的是指首次产品。如是第二次修改后的产品，尾部代号为 2。 1.3 本设计主要内容 1.设计题目： 200 米液压钻机变速箱的设计 主要技术参数：见表 1 1 表 1 1 钻探深度 200m 立轴转速 120、 240、 350、 600r/min 开孔直径 89mm 终孔直径 60mm 8 钻机角度 0 360 9 第 2 章 钻机的总体设计 2.1 本设计钻机的应用场合 200 米型钻机主要用于钻探深度为 200 米的各种角度的放水孔、地质构造孔、灭火孔、抽放瓦斯孔及铁路、公路、桥梁、隧道、国防建设、工业民用建设、农田打井及地质勘探、工程爆破以及其它用途的 各种工程孔。 该机可用于不同硬度的岩石中钻探任何角度的钻孔，而在煤层、软岩层、硬岩层中钻孔和农田打井时效率为最高。整个机组由两部分组成，即 200 米钻机、 TBW 150/3.0 泥浆泵。钻机冲洗液为泥浆或清水。在地面钻探不需要使用钻塔，只要有一定高度的三角架可供提升使用就可以。 本 200 米钻机配备动力为电动或柴油机，适用于井上、井下或野外没有电源的场地作业。 2.2 设计方案的确定 2.2.1 本设计钻机的特点 通过市场调研了解到，目前钻探工程对钻孔深度 200 米左右的钻机需求量日趋增加，而当前的 200 米钻机，存在着劳动强度大、适应性差等缺点。鉴于以上原因，我们决定改进 200 米钻机。经几次方案讨论决定，钻机应具有以下特点： 1. 经济耐用可靠、质优价廉； 2. 便于解体搬运； 3. 体积小，重量轻； 4. 操作简单，维修方便； 5. 适用于 42、 50mm 两种钻杆； 6. 适用于合金钻头或金刚石钻头钻进； 7. 钻进速度快，效率高； 8. 动力为电机或柴油机。 10 2.2.2 总体设计方案的确定 经过调研和几次方案论证，考虑到现场特点，从实用角度出发，确定方案如下： 1.考虑到井下、井上和野外作业，动力可选电机或柴油机； 2.考虑到有软岩石、 硬岩石的钻进，除了正常的钻进速度外，增加高速600r/min； 3.钻机除配机动绞车外，增加了液压卡盘减轻劳动强度，节约时间，提高有效钻进速度； 4.考虑到高转速时，绞车速度不能太快，所以增加了互锁装置，安全可靠； 5.由于本机动力较大，动力由 V 型带传动到变速箱的传动轴上易使传动轴弯曲，所以增加了卸荷装置； 6.采用二级回归式变速箱，减少变速箱体积，根据不同的地质条件，选用不同的钻进速度； 7.在满足上述要求的同时，尽量结构简单，操作方便，适于整体或解体搬运。尽量做到标准化 , 通用化，系列化。 2.3 钻 机的技术特性和要求 考虑到钻机的实际工作情况，根据我国当前生产技术和工艺水平，本TXU 200 型钻机的技术特性为： 1.钻进深度 (使用 42或 50钻杆 ) 200m 2.钻孔直径 开孔直径 89m 终孔直径 60mm 3.钻孔倾斜 角度 0 360 4.立轴转速 120、 240、 350、 600r/mm 5.立轴行程 500mm 6.最大液压给进压力 4 MPa 7.卡盘最大工作压力（弹簧常闭式液压卡盘） 6 MPa 8.立轴内孔直径 52mm 9.油缸最大起拔力 28.5KN 11 10.油缸最大给进力 20KN 11.绞车提升速度 0.26、 0.61、 0.70m/s 12.绞车转速 33、 79、 91r/min 13.绞车提升负荷 0.70m/s 3.35KN 0.61m/s 6.00KN 0.26m/s 12KN 14.卷筒 直径 140mm 宽度 100m 钢丝绳直径 8.8mm 容绳长度 32.8m 15.配备动力 电动机 型号 YB160L 4 电压 380/660V 功率 15KW 转速 1460r/min 12 第 3 章 动力机的确定 3.1 输出功率计算 根据现场需要，动力机的选择偏 大些，加大储备系数，这样可以提高钻进效率。 输出功率为0N 0 1.1 jNN （ 3 1） 式中： jN 钻机所需功率 (KW) hyj NNN 式中 : hN 回转钻及破坏岩石、土层所需功率 (KW) 效率 =0.9 yN 油泵所需功率 (KW) 3.2 回转钻进及破碎岩石、土层所需功率 回转钻进及破碎岩石、土层所需功率计算公式如下： hN=1 2 3N N N （ 3 2） 式中 : 1N 井底破碎岩石、土层所需功率 (KW) 1N = 343060000Am n h 式中 : m 钻头切削刃数 取 m=6 n 立轴转速（ r/min） r/min h 钻进速度 (cm/min) 当转速 130r/min、 250r/min 时 ,h=5cm/min 当转速 350r/min、 600r/min 时 ,h=1.5cm/min 岩石抗压强度 ,其值见表 3-1 A 井底环状面积，取钻头直径 D=7.7cm,内孔直径 d=5.9cm 2 2 2 2( ) ( 7 . 7 5 . 9 ) 1 9 . 344DdA cm2 13 2N 钻头与孔底摩擦所需功率 (KW) 2 ()1944800f e nN R r （ 3 3） 式中 : 孔底压力或岩石抗压强度； f 钻具与岩石直接的摩擦系数 f=0.5 e 侧摩擦系数 e=1.1 n 立轴转速 (r/min) R 钻头外圆半径 (cm) R=3.85cm r 钻头内孔半径 (cm) r=2.95cm 将立轴不同转速和不同孔底压力代入式（ 3 3）中 ,所得相应数值见 表 3 1。 3N 回转钻杆所需功率 (KW) 当 n 200r/min 时 1 1 2 1 . 3 33 0 . 9 2 1 0N d r L n 式中： L 孔深 (mm) ， 硬质合金钻进时，取 L 200000mm 金刚石钻进时，取 L 75000mm d 钻杆直径 (mm) 取 d =50mm n 立轴转速 (r/min) r 冲洗液比重 , r =1.15 将上述参数及立轴不同转速代入上式，所得值列表 3 2 中。 14 3.3 给进油缸所需功率的计算 3.3.1 给进油缸的基本参数 1. 给进油缸的基本参数 给进油缸的数量 n 2 油缸直径 D 55mm 活塞杆直径 d 30mm 活塞杆有效行程 L 500mm 油缸面积 1A 23.75cm2 活塞杆面积 2A 7cm2 有效面积 12A A A 16.76cm2 3.3.2 油缸工作压力的计算 钻机大水平孔时，油缸的最大推力为： mW C F 式中： W 油缸最大推力 (N) C 孔底最大压力 (N) C 13345N mF 钻杆与孔壁间的摩擦力 (N) mF q L f 式中： q 钻杆单位长度重量 (N/m) q 55.46N/m L 钻杆长度 (m) L 200m f 摩擦系数 f 0.35 5 5 . 4 6 2 0 0 0 . 3 5 3 8 8 2 . 2mF N 故 1 3 3 4 5 3 8 8 2 . 2 1 7 2 2 7 . 2W N 油泵的工作压力 P 15 1 7 2 2 7 . 2 1 0 . 2 81 6 . 7 6WP A MPa 3.3.3 油泵最大工作流量计算 油缸回程时的最大容油量 : 11 2 3 . 7 5 5 0 1 . 1 8 7V A L L 油缸送进时的最大容油量 : 2 1 6 . 7 6 5 0 0 . 8 3 8V A L L 当选用立轴的钻进速度 v =0.05m/min=0.5dm/min 时 ,立轴送进时每分钟所需的油量为 : 2 2 0 . 1 6 7 6 0 . 5 0 . 1 6 6Q A v L/min 令活塞回程时间为 0.3min,则回程所需油量为 : 1 1 . 1 8 7 2 7 . 9 1 30 . 3Q L/min 3.3.4 给进油缸功率计算 根据以上的计算，可以得到给进油缸的功率： 1 0 2 7 . 8 8 0 . 1 6 6 0 . 0 2 86 0 1 0 2 6 0 1 0 2gy PQN KW 3.3.5 油泵满负荷工作时所需要的功率 根据上面的计算 ,选用 YBC 12/80 型齿轮油泵 (排油量 12L/min,额定压力8MPa,最大压力 12MPa)。油泵满负荷时所需功率是： 126 0 1 0 2yPQN (3 4) 式中 : P 额定压力 (N/cm2) P =800N/cm2 Q 额定流量 (L/min) Q =12L/min 1 机械效率 1=0.9 2 容积效率 2=0.71 16 将上述参数代入式（ 3 4）中可以得到： 8 0 0 1 2 2 . 4 56 0 1 0 2 0 . 9 0 . 7 1yN K W 上式油 泵排量在额定转速 1460r/min 时是 12L,在 995r/min 时是 8L。 3.4 动力机功率的确定 通过上述的计算说明，立轴钻进时给进所需功率很小，而且油泵满负荷工作时一般是立轴停止转动状态，液压卡盘松开时，必须停止钻进。所以参考表 3 1，本机选用 15KW 电机或柴油机，基本能满足表 3 1 中粗线以上各种工作状态。 表 3 1 各种类型岩层的抗压强度 （ N/cm2） 岩 石 名 称 抗 压 强 度 粘土、页岩、片状砂岩 4000 石灰岩、砂岩 8000 大理石、石灰岩 10000 坚硬的石灰岩、页岩 12000 黄铁况、磁铁矿 14000 煤 2000 表 3 2 电机功率选择计算 功率 N（ KW） 转速 r/min 抗压强度 (N/cm2) 120 240 350 600 N1 2000 0.21768 0.25887 0.11532 0.13195 4000 0.43537 0.51775 0.23064 0.26391 8000 0.87075 1.03550 0.46128 0.52782 10000 1.08844 1.29438 0.57660 0.65978 12000 1.30613 1.55326 0.69192 0.79173 14000 1.52382 1.81214 0.80724 0.92369 2000 0.46153 0.92307 1.34615 2.30769 4000 0.92307 1.84615 2.69230 4.61538 17 N2 8000 1.84615 3.69230 5.38461 9.23076 10000 2.30769 4.61538 6.73076 11.5384 12000 2.76923 5.53846 8.07692 13.8461 14000 3.23076 6.46153 9.42307 16.1538 N3 2.67 7.75 4.8 9.83 N 回转器 (N1+N2+N3) 2000 3.34922 8.93195 6.26147 12.2696 4000 4.02845 10.1139 7.72295 14.7093 8000 5.38691 12.4778 10.6459 19.5885 10000 6.06613 13.6597 12.1073 22.0282 12000 6.745364 14.84172 13.56885 24.46789 14000 7.424592 16.02368 15.03033 26.90754 N 油泵 0.028 0.028 0.028 0.028 N (N 油 +N回） 2000 3.377227 8.959954 6.289475 12.29765 4000 4.056455 10.14191 7.75095 14.7373 8000 5.41491 12.50582 10.6739 19.61659 10000 6.094137 13.68777 12.13538 22.05624 12000 6.773364 14.86972 13.59685 24.49589 14000 7.452592 16.05168 15.05833 26.93554 jN=N/0.9 8.280658 11.26879 13.4838 13.6640 0N=1.1jN 9.108724 12.39567 14.8321 15.0304 18 第 4 章 机械传动系统设计 4.1 主要参数的选择 4.1.1 回转器 立轴的转速，主要取决于地质条件、钻头直径及钻进方式，当使用直径为 75mm钻头时，采用硬质合金和钻粒，根据国内外的经验，立轴转速取 n 90 400r/min 比较适宜；采用金刚石钻头钻进时，立轴转速取 n 4001000r/min 比较适宜。本机选用 120 600r/min，即适合合金钻头钻进，由适合金刚石钻头钻进。 4.1.2 绞车 为了减轻钻机重量，不使动力机过大，绞车的缠绳速度不宜过高，基本上采用低速，本机升降机速度为 0.26 0.70m/s。 卷筒缠绳速度为三种，见表 4 1 表 4 1 绞车卷筒缠绳速度 4.1.3 变速箱 参考国内外现有小型钻机的转速系列，本机采用了不规则排列的中间转速系列。 立轴有四种转速， 120、 240、 350r/min 转速适合合金钻头钻进， 600r/min转速适合金刚石钻头钻进。 4.2 机械传动系统初步计算 4.2.1 立轴的转速 根据机械传动路线，立轴的转速计算如下： 档 档 档 档 立轴转速 r/min 120 240 350 600 缠绳速度 m/s 0.26 0.61 0.70 19 3 1 0112 2 4 1 1ZZDZnn D Z Z Z 式中 :n 立轴的第一档转速 (r/min) n 电机转速 (r/min) n=1460r/min 1D 主动皮带轮直径 (mm) D1=160mm 2D 大皮带轮直径 (mm) D2=355mm Z1 Z11 传动链中各齿轮的齿数 ,Z1=25,Z2=31,Z3=19,Z4=40 Z10=20,Z11=39 故 1 6 0 2 5 1 9 2 01 4 6 0 1 2 5 . 2 6 1 2 03 5 5 3 1 4 0 3 9n r/min 第二档、第三档和第四档转速分别计算如下： 第二档： n =5 1 0112 2 6 1 1ZZDZn D Z Z Z 式中 :Z5=28,Z6=31 故 n = 1 6 0 2 5 2 8 2 01 4 6 0 2 4 5 . 8 6 2 4 03 5 5 3 1 3 1 3 9 r/min 第三档： n =10112 1 14ZDZnD Z Z 内 式中 : Z4 内 =24 故 n = 1 6 0 2 5 2 014603 5 5 2 4 3 9 =351.5 350r/min 第四档： n =7 8 1 0112 2 8 1 16Z Z ZDZnD Z Z Z Z 内 式中 : Z7=46,Z8=21,Z6 内 =21 故 n = 1 6 0 2 5 4 7 2 1 2 01 4 6 0 6 0 9 . 1 6 0 0 / m i n3 5 5 3 1 2 1 2 1 3 1 r 考虑到皮带传动、齿轮传动、轴承等的效率，所以各档转速确定为 120、240、 350、 600r/min。 20 4.2.2 绞车的缠绳速度 第一档速度 : 3 9 1 31112 2 4 1 2 1 4()60000 Z Z ZDZD n D Z Z Z Z m/s 式中 :0 1 4 0 8 . 8 1 4 8 . 8D D d mm 式中 :0D=140mm 为卷筒直径 ,d =8.8mm 为钢丝绳直径。 故 1 1 4 8 . 8 1 6 0 2 5 1 8 3 3 1 8 1 8(1 4 6 0 )6 0 0 0 0 3 5 5 3 1 3 8 8 3 1 8 5 4 =0.28 /ms 同样方法可以得到 : 2 0.68 m/s 3 0.75 m/s (计算从略 ) 考虑到皮带、轴承、齿 轮等的效率，确定绞车提升速度分别为： 1U 0.26ms 2U=0.61m/s 3U=0.70m/s。 21 第 5 章 变速箱的设计与计算 5.1 变速箱的结构特点及设计要求 5.1.1 结构特点 变速箱的结构有变速部分、分动部分、操纵部分和箱体组成。本设计中变速部分和分动部分合为一整体，缩小了箱体的结构尺寸。其具体特点是： 1.采用了回归式的传动形式，箱体呈扁平状，有利于降低钻机的高度，齿轮 Z4即使移动齿轮又是结合子，因此结构紧凑； 2.变速、分动相结合，减少了零件的数目，有效利用变速箱内的空间； 3.操纵机构采用了齿轮齿条拨叉机构，操纵灵活可靠，每个移动齿轮单独控制，并有互锁装置，这种互锁装置安全可靠，结构简单； 4.增加了卸荷装置，减少了齿轮的受力。 5.1.2 设计要求 1.在校核零件强度时，假设电机的功率全部输入变速箱，然后再输入绞车和回转器； 2.变速箱在不更换齿轮的情况下，可 连续工作 10000 小时，纯机动时间每班 16 小时，可连续工作 20个月。 每种速度的工作时间分配情况见表 6 1。 表 5 1 变速箱四种速度工作时间分配情况 转速（ r/min） 占总工作时间百分率 工作时间 (h) 120 30% 3000 240 30% 3000 350 20% 2000 600 20% 2000 3.本设计零件的强度和寿命计算方法和数据是按机械设计手册（化学工业出版社）计算的。 22 5.2 齿轮副的强度计算与校核 5.2.1 变速箱内各齿轮主要参数确定 根据立轴转速的要求，前面已经初步选择各齿轮的齿数，由钻机的实际情况，变速箱内各齿轮的主要设计参数见表 6 2。 表 5 2 变速箱内齿轮的主要设计参数 齿轮编号 齿数 Z 模数 m 齿宽 b 变 位系数Xn 材料 硬度 RC 应力角 备注 Z1 25 4 40 1.0 40Cr 40 50 20 Z2 31 4 30 0.76 40Cr 40 50 20 Z3 19 4 30 0 20CrMnTi 57 62 20 Z4 40 4 30 0 40Cr 40 50 20 Z5 28 4 25 0 40Cr 40 50 20 Z6 31 4 25 0 40Cr 40 50 20 Z7 47 3.5 25 -1.03 40Cr 40 50 20 Z8 21 3.5 35 0.04 40Cr 40 50 20 5.2.2.主要齿轮副的强度设计计算与校核 现选择变速箱中重要传动轴 轴上的 Z3、 Z4齿轮副为例进行齿轮副的强度设计计算和校核。 1.按照齿面接触疲劳强度计算 初步计算 计算转矩3T 66331 3 . 9 6 89 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 2 5 1 3 6 9 . 85 3 0 . 6 7PT n Nmm 23 齿宽系数 查阅相关手册，取d=0.4 接触疲劳极限 查阅相关手册， Z3、 Z4两齿轮的接触疲劳极限分别为：lim3H=1080MPa lim4H=970MPa 初步计算的许用接触应力 3Hl i m 30 . 9 0 . 9 1 0 8 0 9 7 2H MPa 4Hl i m 40 . 9 0 . 9 9 7 0H =873MPa dA值 查阅相关资料，取dA=88 初步计算小齿轮直径3d 3 333 22( 1 ) 2 7 8 7 3 5 . 4 ( 2 . 1 1 )8 8 7 2 . 5 6 0 . 7 9 7 2 2 . 1ddHTudAu mm 取3d=73mm 初步齿宽 b 3 0 . 4 7 6 3 0 . 4dbd mm 取 b =30mm 参数选取计算 圆周速度 v 3 3 . 1 4 7 3 5 3 0 . 6 7 2 . 0 36 0 1 0 0 0 6 0 0 0 0dnv m/s 使用系数AK 查阅相关资料，取AK=1.25 动载系数vK 查阅相关资料，取vK=1.15 齿间载荷分配系数HK 由相关资料，先求小齿轮切向力tF 24 332 2 2 5 1 3 6 9 . 8 6 6 1 4 . 9 973tTF d N 然后有 1 . 2 5 6 6 1 4 . 9 9 1 6 8 . 7 530AtKFb N/mm 100N/mm 同时 3434( ) ( )ZZzz 查阅相关资料得330.038Z ， 440.017Z 故 =19 0.038+40 0.017=1.40 从而可以得到重合度系数 z 4 4 1 . 4 0 0 . 9 333Z 由此可得 2211 1 . 1 60 . 9 3HK Z 齿向载荷分布系数HK 查阅相关资料得到： 2 2 333 1 0 . 6 ( ) ( ) 1 0H bbK A B C bdd 2 2 33 0 3 01 . 1 7 0 . 1 6 1 0 . 6 ( ) ( ) 0 . 6 1 1 0 3 07 6 7 6 =1.81 载荷系数 K 25 A v H HK K K K K =1.25 1.15 1.16 1.81 =3.02 载荷系数EZ 查阅相关资料，取 189.8EZ MPa1/2 节点区域系数HZ 查阅相关资料，取HZ=2.5 接触最小安全系数limHS 查阅相关资料，取limHS=1.05 总工作时间ht 按照 要求ht=10000h 11 应力循环次数 LN 查阅相关资料，估计 107 LN 109 336 0 6 0 1 5 3 0 . 6 7 1 0 0 0 0LhN n t =3.18 108 446 0 6 0 1 2 5 2 . 0 7 1 0 0 0 0LhN n t =1.51 108 12 接触寿命系数 NZ 查阅相关资料，取3 1.12NZ ， 4 1.14NZ 13 许用接触应力 H l i m 3 33l i m1 0 8 0 1 . 1 2 1 1 5 21 . 0 5HNH HZS MPa l i m 4 44l i m9 7 0 1 . 1 4 1 0 5 31 . 0 5HNH HZS MPa 26 校核验算 33 232 ( 1 )H E HK T uZ Z Zb d u =22 2 . 1 3 2 5 1 3 9 6 . 8 ( 2 . 1 1 1 )1 8 9 . 8 2 . 5 0 . 9 43 0 7 6 2 . 1 1 =1054.16MPa 44 242 ( 1 )H H HK T uZZZb d u =22 2 . 1 3 5 1 3 3 2 1 . 5 ( 2 . 1 1 1 )1 8 9 . 8 2 . 5 0 . 9 43 0 1 6 0 2 . 1 1 =715.5MPa 计算结果表明，33HH，44HH，接触疲劳强度合适。 2.按照齿根弯曲 疲劳强度验算 参数选取计算 重合度系数 Y 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 0 . 7 8 61 . 4 0Y 齿间载荷分配系数FK 查阅相关资料， 11 1 . 2 30 . 8 1FK Y 齿向载荷分布系数FK 27 查阅相关资料，要得到FK的值先要求 bh。 30( ) ( 4 . 7 6 4 . 2 6 )afbbh h h=3.32 从资料中可以查出，FK=1.43 载荷系数 K A V F FK K K K K =1.25 1.15 1.23 1.43 =2.53 齿形系数FY 查阅相关资料，取3 2.58FY ，4 2.35FY 应力修正系数SY 查阅相关资料，取3 1.64SY ，4 1.71SY 最小弯曲疲劳极限limF 查阅相关资料，取lim 3 550F MPa，lim 4 470F MPa 弯曲最小安全系数limFS 查阅相关资料，取lim 1.25FS 应力循环次数LN 查阅相关资料，取 83 2 .8 7 1 0LN ， 84 1 .3 6 1 0LN 弯曲寿命系数NY 查阅相关资料，取3 0.91NY ，4 0.95NY 11 尺寸系数XY 查阅相关资料，取 1.0XY 12 许用弯曲应力 F 28 l i m 3 33l i m5 5 0 0 . 9 1 1 . 0 1 . 2 5F N XF FYYS =400.4MPa l i m 4 44l i m4 7 0 0 . 9 5 1 . 0 1 . 2 5F N XF FYYS =357.2MPa 校核验算 33 3 332F F SKT Y Y Yb d m 2 2 . 5 3 2 5 1 3 6 9 . 8 2 . 5 8 1 . 6 4 0 . 8 13 0 7 6 4 =298.74MPa 4443332 . 3 5 1 . 7 12 9 8 . 7 4 2 . 5 8 1 . 6 4FSFF FSYYYY =283.72MPa 计算结果表明，33FF，44FF，弯曲疲劳强度合适。 由于传动中无严重过载，故不作静强度校核。 5.3 轴的强度计算与校核 在变速箱中共有三根轴，其中 轴相对尺寸直径小，长度大，所受到的力多。下面仅以该轴的强度寿命进行验算。 轴共有 7 种工作状态，向回转器传递 4 种状态的动力，驱动绞车的 3种转速。相比而言回转器 120r/min 的转速时该轴受扭矩最大，受力最大。 已知条件：材料 40Cr，调质处理。该轴的各档转 速及其传递的功率、转矩见表 5 3。 表 5 3 轴的各档转速及其传递的功率、转矩 29 速度序号 转速（ r/min） 传递功率 (KW) 传递转矩 (N m) 252.07 14.55 513.4 479.3 14.55 270.0 685.4 14.55 188.80 1187.7 14.14 105.7 轴上各齿轮的分度圆直径为： 8 73.5d mm,1 100d mm,4 160d mm,6 124d mm,8 73.5d mm 5.3.1 轴的强度计算 1.在各种转速下齿轮所受力计算 齿轮圆周力 2000t TF d，齿轮径向力 tanrtFF 档转速下： 3442000 2 0 0 0 5 1 3 . 4 6 4 1 7 . 5160tTF d N 44tanrtFF =6417.5 tan 20=2335.78N 同样可以计算出齿轮在其他各档转速下的受力： 档转速下：6 4354.8tF N，6 1585.0rF N 档转速下：1 3776tF N，1 1914.8rF N 档转速下：8 2876.2tF N，8 969.1rF N 2.计算轴受到的支承反力 由于轴的转速处于最低时所受到的力和转矩最大，所以以第一档转速时的受力情况为条件进行计算。 轴的长度较大，相对直径较小，尤其是 Z4与Z3 啮合处的花键轴，支承跨度大，容易产生弯曲变形，因此本次校核只在该花键轴上取截面，从而轴的受力可以简化。轴的受力简图如图 5 1。 30 图 5 1 传动轴的受力简图 如图 5 1，将轴受到的力简化为水平方向和垂直方向受力，下面分别从这两个方向分别列出方程计算支承反力。 水平方向受力 142140 00 ( 2 1 0 6 2 ) 6 2 0R t RXRtXF F FMFF 代入数据计算： 1 6 2 6 4 1 7 . 5 1 4 6 2 . 8272RF N 2 4 1 6 4 1 7 . 5 1 4 6 2 . 8 4 9 5 4 . 7R t RF F F N 垂直方向受力 1 4 2140 00 ( 2 1 0 6 2 ) 1 0 0 0R t RYRrYF F FMFF 代入数据计算： 1 6 2 2 3 3 5 . 7 8 5 3 2 . 4 2272RF N 31 2 4 1 2 3 3 5 . 7 8 5 3 2 . 4 2 1 8 0 3 . 3 6R r RF F F N 3.画轴 的弯矩图 轴的水平受力弯矩图和垂直受力弯矩图分别见图 5 2和图 5 3。 图 5 2 轴水平受力、弯矩图 图 5 3 轴垂直受力、弯矩图 通过以上计算，轴的合成弯矩为： 2 2 2 23 0 7 1 8 8 1 1 1 8 0 8 . 2 3 2 6 9 0 2 . 9 5XYM M M Nmm 32 合成弯矩图见图 5 4。 图 5 4 轴受到的合成弯矩图 4.轴的当量转矩和当量弯矩 钻机在运转时不可能完全均匀，且有扭转振动存在，故考虑到安全，常按脉动转矩计算。 许用应力值 轴的材料为 40Cr，查阅相关资料，取许用应力值0 110b MPa 同时取1 65b MPa。 应力校正系数 10 65 0 . 5 9 1 1 0bb 当量转矩计算如下： TT 44 6 4 1 7 . 5 1 6 0 51340022tFdT N mm 0 . 5 9 0 . 5 9 5 1 3 4 0 0 3 0 2 9 0 6TT N mm 当量弯矩计算： 选择在齿轮 Z4中间截面处 2 2 2 2( ) 3 2 6 9 0 2 . 9 5 3 0 2 9 0 6M M T 445665.33N mm 33 当量弯矩图如图 6 5所示。 图 5 5 当量弯矩图 5.3.2 轴的强度验算校核 1.校核轴径 Z4齿根圆直径计算： 44 2 ( ) 1 6 0 2 ( 1 0 . 2 5 ) 4 1 5 0fad d h c m mm 轴最小轴径计算： d = 331 4 4 5 6 6 5 . 3 3 9 0 . 5 60 . 1 0 . 1 6bM mm 故 d fd,满足要求。 2.应力校核 轴所受应力计算如下： bMW 式中： W 轴的抗弯截面系数 花键轴的抗弯截面系数计算如下： 34 42( ) ( )32d B z D d D dW D （ 5 1） 式中： d 花键内径 (mm) 取 42d mm； B 花键键宽 (mm) 取 8B mm D 花键外径 (mm) 取 46D mm z 花键的个数 取 z =8 故代入（ 6 1）式后得： 423 . 1 4 4 2 8 8 ( 4 6 4 2 ) ( 4 6 4 2 ) 7 9 8 4 . 53 2 4 6W N 所以，可以计算出轴所受应力： 4 4 5 6 6 5 . 3 3 5 5 . 8 17 9 8 4 . 5b MPa 显然，有1bb,通过校核。 35 第 6 章 回转器 6.1 回转器的机构特点 回转器的结构是由本体、立轴、立轴导管、弧齿锥齿轮等组成。立轴上端装有常闭式液压卡盘。其特点是： 1、回转器尺寸小、紧凑。 2、回转器适用于各种角度的孔的钻进。 3、离开孔口采用开箱式，简单可靠，减轻钻机重量。 4、立轴行程比过去小型钻机大，为 500mm，缩短钻进辅助时间。 6.2 零部件的强度与寿命计算 6.2.1 弧齿锥齿轮副的参数设计 锥齿轮传动的主要尺寸可用类比法或按传动方式来确定。对闭式传动可按齿面接触强度估算，对开式传动可按结构初步确 定，也可按弯曲强度估算，并用计算载荷验算。 设计中该传动采用垂直正交传动方式小弧锥齿大端直径的估算： 齿轮齿数设计为 Z10=20， Z11=39 齿面硬度 Z10 为 HRC57， Z11 为 HRC52 131 2 213 2983(1 0 . 5 )1636eR R H pHpKTduKTu 式中： Hp 设计齿轮的许用接触应力 Hp HLimHS 式中：HLim 接触疲劳应力 ( 2N/mm ) 取HLim 1200 2N/mm 36 HS 安全系数 1 1.2 取 HS 1.1 u 传动比或齿数比 u=2039=0.51 1T 所受转距 (N/mm) 由前一章计算得1 5 7 6 .2 6 N /m mT K 使用系数 取 K 1.5 故 1 3 21 . 5 5 7 6 . 2 61 6 3 6 1 1 9 . 0 6 m m12000 . 5 1 ( )1 . 1ed 取 e1d 120 mm 则有齿轮大端模数 em e1d /z=120/20=6 mm 其他相关参数如表 5 1， 5 2 所示 表 6 1 名称 小弧锥齿 Z10 大弧锥齿 Z11 分锥角 27.15 62.85 齿宽系数 0.3 0.3 终点模数 5.1 5.1 中点法向模数 4.178 4.178 齿宽中点螺旋角 35 35 6.2.2 计算齿面接触疲劳强度 Z10 与 Z11 的主要参数见表 5 2。齿面硬度 Z10 为 HRC52， Z11 为 HRC57，锥距 R 131.49mm,节锥角 10=279 35 , 11=6251 。 表 6-2 齿 号 齿 数 模数 变位 系数 齿宽 材料 齿顶系数 压力角 螺旋角 旋向 精度 Z10 20 6 0.29 40 20CrMnTi 0.85 20 35 右 8DC 37 Z11 39 6 0.29 40 20CrMnTi 0.85 20 35 左 8DC 齿轮在各种转速下传递的功率、转速及转矩见表 6 3 表 6 3 功率 KW 转速 r/min 转矩 n m 14.55 252 513.4 14.55 479.3 270.0 14.55 685.4 188.8 14.14 1187.7 105.7 1.校核公式 计算接触应力： 211A V H H m tH H E Km e HK K K K F uZ Z Z Zd b u (6 1) 许用应力： m i nH L i mH P L V R XHZ Z Z ZS （ 6 2） 查阅相关资料 ,将校核所涉及的其它参数列于表 6 4中。 表 6 4 参数名称 参数符号 参数值 节点区域系数 H 2.22 弹性系数 EZ 189.8 2/N mm 接触强度计算的重合度系数 Z 0.88 接触强度计算的螺旋角系数 Z 0.91 接触强度计算的锥齿轮系数 KZ 0.85 38 使用系数 AK 1.5 动载系数 VK 1.03 齿向载荷分布系数 HK 1.50 齿向载荷分配系数 HK 1.4 传动比 u 1.95 接触强度计算的有效齿宽 eHb 34mm 小齿轮分度圆直径 1md 120mm 锥齿轮中点端面分度圆上名义切向力 mtF 9610 N 试验齿轮的接触疲劳极限 HLim 1200 2/N mm 接触疲劳的最小安全系数 minHS 1.1 润滑剂系数 LZ 1.0 速度系数 VZ 1.0， 粗糙度系数 RZ 0.95 温度系数 XZ 1.0 2.校核验算： 将表 6 4 中的参数代入公式 6 1、 6 2 中得： 39 21 . 5 1 . 0 3 1 . 5 1 . 4 9 6 1 0 1 . 9 5 12 . 2 2 1 8 9 . 8 0 . 8 8 0 . 81 2 0 3 4 1 . 9 5H 869.3MPa 1200 1 1 0 . 9 5 11 . 1HP 1036.36MPa 显然HHP，并且安全系数 m i n1 0 3 6 . 3 6 1 . 28 6 9 . 3HPHHSS 所以满足安全要求。即齿轮按接触疲劳强度校核满足要求。 40 第 7 章 绞车 7.1 绞车的结构特点 本钻机考虑到井上、井下钻探作业，故设置了绞车，见附录 5。在井下矮巷道内钻孔时，绞车难以发挥作用，这时可将绞车拆除。设置绞车也给机器在井下短距离搬运提供自牵的方便。 在结构上选择常用的固定轮系的行星式传动绞车，其特点是： 1.结构简单而紧凑，传动装置兼起离合作用，并有过载保护作用； 2.传动功率大，效率高。 3.传动平稳，操纵灵活。 7.2 主要参数的选择 7.2.1 绞车性能参数 1.确定钢丝绳直径 d 根据 GB1102 74 标准，选定钢丝绳直径如下： 外径： d =8.8mm 总断面积： A =27.88mm2 总破断力：S=47300N 抗拉强度： =1700Mpa 绳型：绳 6 37（纤维芯） 2.钢丝绳的强度校核 绞车最大提升负荷： Q =12000N 最小安全系数： 4 5S 在正常情况下，最大起重时的安全系数为： 47300 3 . 4 912000SSSQ 41 在急刹车时，取 Q 2.5Q ，则安全系数 1.6SS Q 3.卷筒参数确定如下： 卷筒内径： D 140mm 卷筒外径： D 243mm 卷筒有效长度： L0 100mm 容绳长度： L n D 式中： n 每层钢丝绳圈数 n 11 D 每层缠绳长度之和，共 6 层， 3 . 1 4 0 . 1 4 1 1 4 . 8D D n m 4.绞车主要齿轮副的几何参数计算 在绞车中，行星齿轮的外啮合为重要齿轮副，只计算齿轮 Z14、 Z15的几何参数。它们的主要参数见表 7 1。 表 7 1 齿轮 Z14、 Z15的主要几何参数 齿轮 齿数 Z 模数 m 变位系数 Xn 材料 硬度 HRC Z14 18 3 0.15 20CrMnTi 57 62 Z15 18 3 0.15 20CrMnTi 57 62 7.2.2 绞车卷筒转速和提升速度计算 1.绞车共有 3 种转速 ,各种转速计算如下 : 第 档 : 3 9 1 31 1 1 402 2 4 1 2 1 4 1 5Z Z ZD Z Znn D Z Z Z Z Z = 1 6 0 2 5 1 9 3 3 1 8 1 814603 5 5 3 1 4 0 8 3 1 8 5 4 42 =33.4r/min 第 档 : n 5 9 1 31 1 1 402 2 6 1 2 1 4 1 5Z Z ZD Z Zn D Z Z Z Z Z 1 6 0 2 5 2 8 3