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齿轮噪声的结构传动装置和变速箱 的 作用 齿轮组 （ 变速 箱）的噪音取决于 （ 齿轮啮合，轴承 运转等 等）和 箱体的绝热性能 和 配合形 式 。 当 然 箱体的轻微 振动可以预防或根据 改进 设计参数 。 噪音 的传播 可以 通过开展对大功率 传动 机 构 结构中 的 能 量 释放 过程 和 通过对外壳进行模态测试 了解 的 机械装置 这 是 令人兴奋 。在 对 模态测试结果和噪声测试结果 的对比中表明 噪声 的 识别可能性结构 来自 变速箱 的 选择 。 对 结果 的 比较和 分析获得 了导致 齿轮传动单元 全部光 谱的 创 造性 原因 的精确测定 。 关键词：变速箱 外壳 ，齿轮，振动，噪声，模态测试 1、 概述 ： 在齿轮传动 单元中 ， 噪 音 是 齿轮轮齿 的 啮合 和滚动轴承 产生 的 。 冲击声 ，滑动，滚动 等等。 安装有 弹性结构 的 机械零件 可以 通过它的整体结构 吸收 干扰的 能量 和传输 。 内 表面 这 种 能源的一部分 以 噪声的形式 排放到周围环境 中 。另一部分经过衰减 转化为热能。图 1显示了扰动结构，阻尼和噪声 排放 到 齿轮传动 单元 。这一进程的主要部分如下： 初级 声波直接造成齿轮网进入 齿轮单元的 内 部 。这些波穿透 外壳 壁 的 周围 环境。波能量的一部分被减速机的壁 所 抑制 。 该传动装置 的 弹性结构 零件（齿轮，轴， 外壳 等）吸收能量的主要干扰。 这种能量以波的形式移动在这些 装置中并且 它很大的 衰减 。 这部分的 外表面喷出的 次级声 波。 干扰 能量在 机体积振动 可激发创造 声波 的 自然能 。 该 外壳 的 任务 是双重的。它可以是 初级 和 次 级的 绝缘体 ， 同时 也是 高等 声波 的放大器。 贝尔格莱德 机械工程学院 。 所有 版权 都 认为，噪音的产生机制 在 变速箱外壳 方面的作用。这是文件 2的 一个延续 ，其中包含一个模 式结构的 数值分析和自然振动。该模态方式 激发的简历 通过调查激发 模态 振动。其他 论文呈现 数值预报的噪声（ 参考文献 1和 3） 的 可能性 ，以及通过 几何形状的齿轮对经过处理 10和 9优化降低变速箱 的 噪音。 变速箱 声 音 强 度 的服务 情况 的影响 已 被在参考文献 6证明了 。由于工作速度 的提升 ，影响声音强度 的加剧 ， 人开发出了一种 为使用变速箱动态仿真的 全球 性 动态模型 7，然后一个计算声强 的 程序 8，他们所显示的 变速箱噪声谱 在一变形方 壳一起 振动。在 那个 例 子中 ，然而， 对一般噪音 标准 影响 最大 的是轮 齿在 啮合 时产生的 频率 。此外， 试 ， 为 “ 沃尔沃 ”9和哈里斯等人 的 需要 在 11从事实出发观察 问题，该 外壳 是不是有足够的刚性 承载 啮合齿 的 影响 （ 传动时的 增 长 误差 ）。这当然导致 扰动 和噪声 分别地 加剧。在参考 文献 12中 ，通过使用 减少震动， 通过 对现有 外壳 简单形 状的优化 ， 考虑到四舍五入 对 上部 半径的影响。 本文的目的是确定噪声 经过外壳壁 所 的 发 出 结构 ，确 立 外 壳 壁 和 噪 声 发 出 之间的 关系 。图 1一般结构中的 干扰 能量转化过程 2、 通过系统结构 的 能量传送 干扰 能量 的 传递 从 齿啮合 地区到 外壳 壁是通过齿轮机构，轴和轴承（图 2）实现 的 。能源是 通过这些部分 的波动被分散的 。一个部分能源 很大 大的损失 是 通过连接被传送的 （ 接触 面） 。一 个值得注意的问题是 能源 在 通 过 齿轮 到 轴上 时损失了 大部分 。 这种 程度的减 轻 类似 于从 轴 到 轴承 或是 从轴承 到外壳壁 。 球轴承的接触 面 这是相当 于 增加了能源 的损失 。 所以，这 指 的 是从啮合到外壳表面传输的方式有 相 当大的联系 。 齿啮合中 声 的 功率 量 比例 可以被 定义 作为 扰动能源 通过系统结构 的传输因子 。 图 2 通过齿轮传动结构 的 能源传输 声音的功率（ 一 部分代表的一部分穿过墙壁来 的 内声能 。这种能量的传输 通过 弹性波穿过墙壁的厚度 实现 的 。声音 的衰减 是 和 声音的频率和墙的厚度成正比的 。另一部分声辐射 的 传输从齿轮到的 外壳 壁的表面 闭并以 弹性波 的 形式释放到环境中（ 这 两个部分的声功率 造成 辐射到周围环境的 外墙 的 弹性结构 中 声音 的 被迫波。声音 功率的 第三部分是自然的自由振动 的结 果 ， 也就是外壳壁（ 的弹性波 。通过使用测量模态阻尼， 活跃能 模态可以 通过 有限元方法计算 得出 。在这种情况下，总动能等于 某些 干扰 的所有形式的 总 能 果这种干扰是由齿轮啮合 引起的 ，振动模态引起的 能量是 其中 q - 对模态形状 的数量 。 自然频率。可以 将 总功率传输因子（传递） 分为两部分： 壁振动能量。 传输因子的第一部分是振动功率 成比例的 ， d，另一个因素是 如果周围环境的物质密度 2 比 壁密度 小， 传递因子 小 。 该 外壳 壁是用 高密度 1 的 铸铁或钢 和高弹性波速 声学 空间 提出了较小密度 2 和波速度为空气 的 干扰功率 从 外壳传输 到周围环境 的 简化的公式 是 参考文献 14（图 2） 通过使用这个公式和密度与 钢 铁的 波 动 速度和空气 的关系 ，我们 可以 得到声功率和 壁 振动功率 之间的比值 。这 就 意味着一个非常小的 振动能量 是以声音能量 被传输的 ，即声功率传输。 3、 外壳壁 振动的模态 外壳壁被扰动产生自激 ， 这种扰动 通过轴承和轴，来 自于 齿啮合区， 以自然频率 振荡 的 2。 自然振荡 和弹性变形 的 波动 是复杂的。 主 体部分 激励 振荡的过程也是复杂的，以及对振动能 量 的 级 别决定的 ， 就是激发 能量 和 释放 能源 之间 所产生的 比。为 这种 原因 准确定义 导致某些方式 的震动 ， 可能的震荡形式及 自然振荡频率 ，通过 论首先做出定义， ，然后 通过 在变速箱 外壳 测试 模态完成。结果表明，只有一小部分 模型 在观察范围可达 3000 赫兹 下产生自激 的方式 。结果的分析，得到了 振荡 模态 和模态一致，则震荡模态 会被激发： 变形方向 ， 如在激发行为的最大点 发生变化并且， 如果相应模态形状 的 激励频率等于自然频率 。 然而，振荡模态形状也可以 被激励当 激励频率与自然频率 不一样 时 。 某些方式 的 复杂 机制激发 ，和 数值模态分析和 测试 模态齿轮传动 外壳的结果一样， 在 2，13有 详细的 对待 方式。 4、 振动 与噪音 测量与分析 在图 1中提出的变速箱已被用作测试 项目 。振动 和噪音 的 测量与分析已经 通过 执行 ， B&K。 传输单元 壁 的 模态测试已 通过 脉冲激励 的手段 被提出 - 模态锤（图 3） ，并 已通过 频谱分析仪分析 振动测量 措施 。一些选择结果 在 图 4 中 。 振动 已经 在 轴承 领域被提出 ， 通过 使用压电加速度计（图3） 冲击力（锤 模态 的 冲击 ）已应用于 外壳壁 正交在 壁 上。 图 3变速箱住房模态 测试 在图 4，列出相对振动反应在薄壁 区 域的 冲击 所造成的 影响（图 3）。 这种 反应 在 约 赫 的 高密集自然频率 时非常集中的 。对于轴承 领域的 影响（ 薄 壁区），该频率 响应 较低（反应 图 4b）。下一个响应图（ ）通过在 齿轮齿 上的响应 获得 的 。冲击能（干扰能） 必须 传播 经 齿轮机构，通过轴和轴承各地，然后它激发 外壳 壁 的 自然振动。一个非常高的水平干扰耗能 由于 非常低的水平的自然振动 引起的 ，但它得到高 数 值 的自然 频率的 响应 。 图 4外壳 模态 测试 的 频率响应 1）影响了 壳壁 顶 点， 2） 在 轴承 区域受到的 影响 ， 3）齿轮 的影响 . 能量传送 单 元 已 被 放入一 镗孔里 （图 5），使声压可以用于分析。麦克风已放在 变速箱 的 上面 ， 图 5 现场检测 变速箱驱动器已 通过 电动变速器 从 次 门相 室到其相邻镗孔 室 的旋转速度 的 手段实现 。 目前已进行了测量使用激励从 缺陷 齿轮 （图 6A） ，并已达到目的 。对于 精确 确定的 外壳 壁的影响， 当 上部（覆 盖）的 部分 已被 覆盖时实现 测量， （图 6B）及 它 已被关闭 的情况 （图 6c 中）。输入轴转速已被更改 在每分钟 140 到 1100 的范围内 。 180 下的两个角缺陷对已 由 驱动齿轮 弥补 ， 摆脱 哪一个是小，另一个是更大。一个 强烈的冲击在这些 齿的入口处 实现了 ， 并成为加强在齿 更大的缺陷。在这些 变速箱测试状态 的 照片。 图 6变速箱测试： 1）齿轮的缺陷， b）无盖 室 ，三）封闭的 室 态反应和 室 振动之间的相关性 该 室 模态响应 （图 7A） 已被 在 变速箱下部轴承 室的轴的 两个大洞外侧测 量 ，并已 通过 一个锤模式获得脉冲激励，这在方式 意味着 影响轴承的支持 点的影响 ，即点在实际操作轴承引入 的 干扰点 。通过 此响应结果与模态分析比 较 ， 通过 行 ，可以得出结论， 通信时 令人满意的 ， 除了 一定的偏差。 数值和试验模态 响 应 的对比并 不是这 篇文章 的主题 - 在模态试验的 室 反应谱 对在同一测点的振动光谱（图 7， 在与齿轮啮合的缺陷，在 转数 n=500 / 分。振动频率 和两个频谱 基本 相同。因此，它 可以得出结论，变速箱 室的 震动是 自然振荡 的 结果 ，而振动 响 应 的强度 （图 7B 条） 与 模态测试 强度 大 致相同 （图 7A）。其中的差异目前仍然是其他 主题 ，更广泛 的 考虑。 图 7齿轮箱 室的振动光谱 ： 1）在模态测试， b）在齿轮啮合与缺损 第三个结论，可在振动频谱图 7的 基础上提出 ，是对 指激励频率。在激励频率为为 1600 / 分钟，及缺陷驱动 齿轮。该振动 频率的强度是主要的，但不是最重要 。 进入弹性结构取决于干扰 能源 的强度 。 轮箱 振动和噪音之间的相关性 接下来的实验 应确认的论点是：噪音 通过变速箱排放到周围环境是室 自然振荡的结果。为此，图 8给出了两个噪声 谱 ， 1指出轴的瑕疵 /损失，在 500 / 8A）及另 一 个 指封闭齿轮变速箱具有相同 齿轮 和相同的旋转 速度 （图 8通过比较这些频谱 ，及对比在图 7中 振动的频谱，可以得出结论如下： *开放式齿轮 已取得复杂噪音 的频谱。他们主要是初级声音 波和已出现较高的谐波由 齿的 缺陷 所 影响 *室壁以 自然频率振荡并发出声波 进 入周围 环境并 进入 自己 室的内部 。该 声压强表示成 m 8被测量在 封闭变速箱 距离上 。频率 水平 等于室 自然频率 强调在这个频谱 上 。这证实了上述论断 ，室的 自然 频率占 声音频谱 的支配地位。 此外，其隔 离室 应 造成 声压水平 降低，与 无 室 （图 8A）款 齿轮相对比 。然而，这并没有发生。噪音水平 得到了显着提高。在 室内 ，有一个相当大的开孔。外壳 已充当谐振器框。 该 传动轴的 角 速 度也速度显着影响的噪声排放水平。 速度的改变导致激励频率 ，吸收 干扰 能量变化和噪音的水平 对 外壳 的自然频率 的改变 。 5、 结论 对 发射机噪声结构 的识别方 法论 已经研制成功。 最初的假说已被证实 ，能量传输室的 自然振荡 模态结构 和噪声 发射 频谱的全面关系。 在 输电系统（齿轮，轴振动，轴承） 的齿啮合激励震荡中的 干扰 能源 ， 以及外壳 的自然振动。 外壳 壁作为 基层声音 主要 绝缘 体 ，为 次级 和 第三级 声波透射作为一个 传动装置 。这些声波可以详细的分离 通过对 该 频谱 结构的深入分析。 图 8 传输单元噪声频谱 1）开启变速箱 2）封闭变 参考文献 1J.: of 999. 2S., .: o.1,006. 3 J., a on 002. 4 V., 003. 5 ., C., On 006. 6.,.: 992. 7. 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B.:o.2,993. 8W.:of ,992. 9.,.:A of of 004. 10),999. 11 a 8- 000. 12.:of 999. 13.,.:of 006. 14.:in 995.(15.,.:at of 904005. 2007) 35, 105 105 of on on of of be or on of of is by of of of by of of in to of of of of to of of of of 1. In is by in in in of it a of in of is by of in of of as in of A is in of of in of a of it is of in of of is It be of of of in a of of of is a of 2, a of of is by of of of 1 3), of by of of 10 9. of on of in 6. to of a of 7, a of 8 on a in of In on of is by of in 9 11 by is on of to of in of 12, by EM of on of of by of of of at of by in in of 007, 007. 9, 36000 s106 35, , 2007 . of of Y N Y F Y N Y F F Y 35, , 2007 1072. F of of to is is by A of is A is at of to of is at to to It is at of of to a of on of to in be as a of of 2 . of ne of 1 a of is by is to of is to of in of 2. of in of of is a of of 3. 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At is a as a of of of in of of of of of 5. of of of of of in in of (m/N (m/s)/N 0 40 80 00m 300m 400m 00m 300m 400m 00m .6 m/00 o/a) b) 35, , 2007 111as as of黑龙江科技学院 毕业设计（论文）任务书 姓名： 闵艳芳 任务下达日期 设计（论文）开始日期：设计（论文） 完成日期： 一、设计（论文）题目： 100 米钻机变速箱设计 二、专题题目： 轴的机械加工工艺过程 三、设计的目的和意义： 针对传统钻探行业施工过程中设备搬迁困难、钻孔效率低以及无法倾斜钻探等问题，研制、改进新一代高效可倾式钻探设备则尤为必要 。 该矿用钻机改型过程中所面对的若干问题进行了较为详细研究，并对关键件加工过程出现的工艺文体进行分析和调整。因此，该设计对改装其他类型的钻机具有一定的知道意义 。 四、设计（论文）主要内容： 100 米钻机的总体设计、动力的确定、机械传动系统、变速箱的设计与计算，液压系统的设计与计算 。 五、设计目标： 研制、改进新一代实用的钻探设备 六、进度计划： 3 周 实习 、 查资料及进行钻机的结构计算 6 周 对钻机的各个部分进行设计计算 9 周 绘制钻机总装图、速箱组装图及零件图 011 周。完成专题部分 。 213 周 完成翻译部分 第 17 周准备答辩。 七、参考文献资料： 机械设计 第五版 北京 ： 高等教育出版社 1996 机械设计 北京：高等教育出版社， 1986 机械零件的结构 设计 北京 ： 机械工业出版社， 1987 版北京：高等教育出版社， 1997 指 导 教 师： 院（系）主管领导： 年 月 日 I 摘要 针对传统钻探行业施工过程中设备搬迁困难、钻孔效率低以及无法倾斜钻探等问题，研制、改进新一代高效可倾式钻探设备则显得尤为必要。该矿用钻机改型过程中所面对的若干问题进行了较为详细研究，并对关键件加工过程出现的工艺文体进行分析和调整。 通过调研了解到，对钻孔深度 100 米左右的钻机需求量比较大，而目前的 100 米钻机，存在着劳动强度大、适应性差等缺点。鉴于以上原因，我们决定开发 100 米钻机。经几次方案讨论决定，钻机应具有以下特点：经济耐用可靠、质优价廉；便于解体搬运；体积小，重量轻；操作简单，维修方便；适用于 42、 50种钻杆； 适用于合金钻头或金刚石钻头钻进；钻进速度快，效率高；动力为电机或柴油机。 关键词 :100 米 变速箱 钻机 in of as as is to so on to be to to In to on is to 00 00 in a In of we 00 se at is is is is is is 42, 50mm of is in or in to be is is or 100 录 摘要 . . 绪论 . 1 第 1 章 总体设计 . 2 第 2 章 钻机的主要技术特性 . 3 第 3 章 动力确定 . 5 回转钻进及破碎岩层 ,土层所需功率 . 5 进给油缸所需功率计算 . 6 进给油缸的基本参数 . 6 油缸工作压力计算 . 6 油泵最大工作流量计算 . 7 进给油缸功率 . 7 动力机功率的确定 . 7 第 4 章 机械传动系统设计 .要参数的选择 . 10 回转器 . 10 升降机 . 10 变速箱 . 10 机械传动系统 . 10 第 5 章 回转器 .结构特点 . 12 5. 2 零部件的强度与寿命计算 . 12 齿面按接触疲劳强度计算 . 13 弯曲 疲劳强度极限应力 . 13 第 6 章 变速箱的设计与计算 .变速箱的结构特点 . 15 零件的强度计算 . 15 齿轮的强度计 算 . 15 轴系零部件强度与寿命的校核计算 . 20 第 7 章 绞 车 . 结构特点 . 24 主要参数的选择 . 24 绞车所需功率 . 25 零部件的强度及寿命计算 . 25 第 8 章 液压系统的设计与计算 .液压卡盘的设计与计算 . 31 进给油缸的设计 . 33 第 9 章 钻机的使用说明书 .结 .谢 .考文献 .题 轴的机械加工工艺过程 .录 1 .录 2 . 绪论 国内外的科技现状 国内： 六五 九五 期间，我国地质调查工作中探矿工艺与设备获得长足发展，在引进、消化、吸收的基础上，研究开发了一大批新技术、新装备，如：以绳索取心为主体的金刚石钻探技术；液动冲击回转钻探技术；受控定向钻探技术（含对接井施工技术）；多工艺空气钻探技术（中心反循环连续取样及空气潜孔锤钻探技术）；水力反循环连续取心钻探技术；人造金刚石超硬复合材料及其钻头；低固相泥浆等钻井液应用及护壁堵漏技术； 列、 列、全液压等新型岩心钻机及配套装备；水文水井钻探设备；短浅坑道机械化作业线等等。 在这一领域，我省煤田地质局在煤田地质钻探方面，成功地采用了受控定向钻探技术，并完善了取芯器，发展成 3取芯器；此外，还研制改进了煤层气储存监测罐。地矿、煤田系统多工艺空气钻探技术的采用更加完善和成熟。 国外： 传统的地质勘查工程技术与装备已十分成熟。立轴式液压钻机仍然是主要机型，全液压动力头钻机获得广泛应用，美国金刚石岩心钻机制造商协会制定的 准仍然占据钻探管材和钻具市场的主流，国际标准化组织（ 业技术委员会） /刚石钻探设备分技术委员会）也制定了一 些标准，可能成为今后的发展方向。 通过调研了解到，对钻孔深度 100 米左右的钻机需求量比较大，而目前的 100 米钻机，存在着劳动强度大、适应性差等缺点。鉴于以上原因，我们决定开发 100 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、 50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。 第 1 章 总体设计 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 340r/ 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. 设置压带轮，皮带调整安全可靠。 8. 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。 第 2 章 钻机技术特性 1. 钻进深度 100m 2. 钻孔直径 1开孔直径 89 2终孔直径 60 3. 钻孔倾斜角度 0 360 4. 立轴转速 110、 190、 340 /. 立轴行程 400 6最大液压给进压力 4卡盘最大工作压力（弹簧常闭式液压卡盘） 6立轴内孔直径 52 9油缸最大起拔力 0油缸最大给进力 201. 绞车提升速度 s 12. 绞车转速 28、 50、 78r/3绞车提升负荷 s . s . s 124. 卷筒 直径 140 宽度 100m 钢丝绳直径 容绳长度 5配备动力 电动机 型号 4 电压 380/660V 功率 转速 1440r/ 柴油机 型号 功率 转速 1500r/6外型尺寸（ Lhb） 137068512007重量（不含柴油机） 750 第 3 章 动力机的确定 本机组的驱动装置采用交流感应电动机，因为这种动力机重量轻、结构简单、使用维护方便易实现防爆。 为了便于搬运和机场的布置，钻机和水泵各用一台电机单独驱动，而回转器与油泵共用一台电机联合驱动。 输出功率为 N。 N。 中： 机所需功率 j（ 回转钻进所需功率 效率 =y油泵所需功率 h=2+中 : 底破碎岩石、土层所需功率 2钻头与孔底摩擦所需功率 3回转钻杆所需功率 回转钻进及破碎岩石、土层所需功率 h=2+. 060000 m 中 : m钻头切削刃数 取 m=6 n立轴转速 r/h钻进速度 h= 岩石抗压强度 ,其值见表 3 井底环状面积，取钻头直径 D=孔直径 d=A= (D24= (4=. fen(R+r)/1944800 3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=0.3 e侧摩擦系数 e=1.1 n立轴转速 R钻头外圆半径 R= r钻头内孔半径 r=立轴不同转速和不同空底压力代入式 3 ,所得相应数值见表 3 3. 0 11Ld7 (当 3中： L孔深 ， 硬质合金钻进时，取 L 150000刚石钻进时，取 L 75000mm d钻杆直径 ，取 d=42算 n立轴转速， r冲洗液比重。 r=上述参数及立轴不同转速代入上式，所得值列表 3 2 中。 进油缸所需功率的计算 给 进油缸的基本参数 1）给进油缸的数量 n 2 2）油缸直径 D 55）活塞杆直径 d 30）活塞杆有效行程 L 400）油缸面积 ）活塞杆面积 7）有效面积 A 油缸工作压力的计算 钻机大水平孔时，油缸的最大推力为： W C 中： W油缸最大推力 C孔底最大压力 C 10000N 杆与孔壁间的摩擦力 q L f 式中： q钻杆单位长度重量 q m L钻杆长度 L 1050m f摩擦系数 f m 050=10000+泵的工作压力 P P=W/A= 油缸回程时的最大容油量 : 1L=0=缸送进时的最大容油量 : L=0=选用立轴的钻进速度 V=立轴送进时每分钟所需的油量为 : Q=2 活塞回程时间为 回程所需油量为 : ,95042/y Q/60102=0102= 选用 0/80 型齿轮油泵 ( 排油量 10L/压力800N/。油泵满负荷时所需功率是 : Q/60102 1 2 式中 :P额定压力 P=800N/额定流量 Q=10L/ 1机械效率 1= 2容积效率 2=y=80010/60102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 32 本机选用 机或柴油机，基本能满足表 32 中粗线以上各种工作状态。 表 31 岩 石 名 称 抗 压 强 度 （ N/ 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 N (r/，主要取决于地质条件、钻头直径及钻进方式，当使用直径为 75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/较适宜；采用金刚石钻头钻进时，立轴转速取 n 400 1000r/较适宜。本机选用 110 340r/适合合金钻头 钻进，由适合金刚石钻头钻进。 升降机 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 s。 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。 （ 1） 立轴有三种转速， 110、 190、 340r/速适合合金钻 头钻进。 （ 2） 卷筒缠绳速度为三种，见表 41 表 4 1 档 档 档 立轴转速 r/10 190 340 缠绳速度 m/s 机械传动系统 机械系统传动路线见图 4 1 传动计算如下： n =n2Z 1/ 3/ 10/中 : n 立轴的第一档转速 r/ n电机转速 n=1440r/1主动皮带轮直径 252大皮带轮直径 851动链中各齿轮的齿数 ,1,4,1,4 1,9 n =1440125/28531/5431/5421/39=110r/n =n2Z 1/ 5/ 10/中 :2,3 n =1440125/28531/5442/4321/39=190r/n =n2Z 1/ Z 10/ 中 : =31 n =1460160/36531/3121/39=340r/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 110、 190、 340r/ 2. 绞车的缠绳速度 D(n2Z 1/ 3/ 9/13/60000 m/s 式中 :D=D0+d=140+中 :40卷筒直径 ,d=钢丝 绳直径。 460160/36525/3118/3833/8318/1818/54)/60000 =s s 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： s s s。 第 5 章 回转器 构特点 回转器的结构如图 5 1 所示，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 500短钻进辅助时间。 零部件的强度与寿命计算 弧齿锥齿轮副的强度校核 : 主要参数见表 5 1。齿面硬度 距 R 锥角 10=28018 22, 11=6104128 表 5 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 1 22 2000 350 右 811 39 22 2000 350 左 8轮在各种转速下传递的功率、转速及转矩见表 5 2 表 5 2 功率 速 r/矩 n m 32 80 08 233 54 137 面按接触疲劳强度计算 （ 1）接触应力 H Z E 3 N/b I E弹性系数 N/轮运转中最小切向力 758N 用系数 v动载系数 齿间载荷分布系数 x尺寸系数 R表面状况系数 b有效齿宽 b=22mm 轮大端分圆直径 几何系数 I=以上各值代入上式 ,得 H=1197N/2)接触疲劳极限应力 Q N/ 触疲劳极限应力 1352 Zw作硬化系数 1 命系数 1 度系数 35211=1352 (3)安全系数 : H=1352/1197= 所以安全。 曲疲劳强度极限应力 （ 1） 计算齿根弯曲应力 F YX/b J N/t 作用于大端分度圆上的切向力 758N 使用系数 v 动载系数 载荷分布系数 寸系数 1 端端面模数 几何系数 J F 141N/ 2） 齿根弯曲疲劳极限应力 Q N/Q温度系数 1 命系数 1 根弯曲疲劳极限应力 3） 安全系数 F 41= 所以安全。 第 6 章 变速箱的设计与计算 速箱的结构特点 变 速箱的结构如图 6 1 所示，它是由变速部分、分动部分及操纵部分和壳体等组成。也是变速部分和分动部分合为一体的传动箱。其特点是： 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 是移动齿轮由是结合子，因此结构紧凑。 2、变速、分动相结合，减少了零件数目，有效利用变速箱内的空间。 3、操纵结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，减少了轴齿轮的受力状况。 件的强度计算 1、在校核零 件的强度时，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。 每个速度的工作时间分配情况如下： 第一速（ 110r/ 为 40即 4000 小时； 第二速（ 190r/ 为 40即 4000 小时； 第三速（ 340r/ 为 20即 2000 小时； 3、本机零部件的强度和寿命计算方法和数据是按 机械设计手册 （冶金工业出版社）计算的。 轮强度计算 1、变速箱内 各齿轮主要参数及材料见表 6 1 表 6 1 齿数 模数 齿宽 变位系数材料 硬度 力角 备注 1 31 2 35 0000 54 2 22 0000 31 2 26 40 4000 4 2 26 0000 42 2 24 0000 43 2 24 0000 35 3 25 0 40000 26 3 26 0 40500 33 4 22 0 40500 7 3 26 0 45 4000 8 3 35 0700 8 3 20 0700 4 3 28 0200 2、 轮副的强度校核 1) 齿根弯曲疲劳强度验算 （ A） 计算齿轮的 弯曲疲劳极限应力 l i m l i m * * *F F b N X s Y式中 被校核齿轮的弯曲疲劳极限应力 实验齿轮的弯曲疲劳极限应力，由图 13 查得： l i m 3 l i m 4 400F b F b（ 弯曲寿命系数，因两齿轮的应力循环次数为： 3N= 410 *0*365=810 次 4N= 410 *0*210=810 次 由图 14 知3 尺寸系数3（图 15） 有效应力集中系数，有图 16 查知3以 300*1*1/70（ 400*1*1/12（ （ B） 比较弯曲强度 图 6 查得齿形系数3则有 370/91412/82 因此齿轮4 （ C） 计算弯曲工作应力4F4F=Y Y Y) （ 式中 计算圆周力，而K K其中 工作圆周力0003T/3d=2000*2=4273（ N） 工作状况系数，由表 7 查知 动载系数，因 为 00=1/100= 4 知 K 载荷分配系数， K =1/ Y ，当 =， Y =以K =1/ 载荷分布系数，因 d =b/ 3d =26/62=由表 5 查知 K= 273*1*1*N） Y 载荷作用位置数 Y= 螺旋角系数 Y=1 b 齿宽 b=26 (毫米 ) m 模数 m=2 (毫米 ) Y)=6*2(=195（ (d)计算齿轮的弯曲疲劳安全系数4F=412/195=靠 2）齿面接触疲劳强度验算 （ A）计算齿轮的接触疲劳极限应力Z式中 实验齿轮的接触疲劳极限应力，由 17 查知1100（ 寿 命 系 数 ， 由 图 18 查知3 4 硬化系数， 取 Z =1 所以 1100*348（ 1100*424 （ （ B）计算接触工作应力 H=Z Z31*u （ 式中 材料系数，由 9 查知 节点系数，由图 10 Z 重合度系数 Z =图 9 U 齿数比 U=43/4/31= H= 4 1 7 . 5 1 . 7 4 1*2 6 * 6 2 1 . 7 4=889（ （ C） 算安全系数H=1384/889= 安全可靠 3）短期过载强度校验计算 取最大短期尖峰载荷是额定工作载荷的 短期过载弯曲极限应力，根据表 12 知 18*8*45=810（ 最大的弯曲工作应力为 4F*K=195*34（ 短期过载弯曲强度安全系数 810/234=全） 短期过载接触极限应力，根据表 12 知 l i m 4 1 . 3H s =41， 3*45=1859 （ 而最大接触应力为 m a 5 =889* 974 （ 短期过载接触强度的安全系数为 a =全） 3、其他齿轮对的强度校核 按上面的方法和步骤，对变速箱中的其他齿轮对可进行 类似的计算，略。 系零件与部件的强度与寿命的校核计算 在变速箱中共有三根轴，其中 轴负荷最大，而且相对尺寸直径小、长度长。下面仅以该轴的强度寿命进行验算。 轴共有七种工作状态，向回转器传递四种状态的动力，驱动绞车三种状态。相比而言回转器的 130r/转速时该轴扭矩最大，受力最大。 1、轴的驱动校核 已知下列条件：材料 40质 T 220齿轮分度圆直径为： 108、 84、 105. 该轴的四个转速及传递的扭矩见表 6 6速（ r/ 扭矩（ N m） 备 注 档 210 221 7 档 356 118 4 636 79 28 （ A） 在各种转速下齿轮受力支反力计算结果列表 6 3 中 （ B） 轴的疲劳强度校核： 从表 6 2 中得知，校核轴的强度时，应取低转速的受力状态。表 6 3 B A 25 115 70 395 续表 6 3 档 档 档 档 362 952 2594 944 3113 2450 1133 892 2450 292 94 174 883 1092 603 75 680 724 20 1502 92 1027 684 745 139 1506 78 1030 轴的扭矩图如图 6 3 所示，现计算 ，截面的安全系数。 截面 -的弯矩： 水平弯矩： =00107010199N m 垂直弯矩 -： =001010542N m 合成弯矩： M 2 + 2 575N m 截面 -的弯矩： 水平弯矩： 05109401N m 垂直弯矩： 0m 合成弯矩： M + =223N m 12 量截面扭矩 T m 下面是按当量弯矩计算 -、 -两截面的安全系数。 水平受力图： C B A 180 47 水平弯矩图： 11 199 垂直受力图： C B 垂直弯矩图： 80 145 223 542 合成弯矩图： 60 231 223 575 扭矩图： 356 图 6 3 表 6 4 名 称 -截面 -截面 说 明 扭 矩 T（ N m） 356 356 弯 矩 M（ N m） 575 223 当量力矩 52 380 轴 经 d（ 36、 42 36、 42 工作应力 m(131 w=0劳极限 350 350 尺寸系数 表面质量 有效应力 集中系数 全系数 S 许 用 安 全 系数 安 全 通过上述验算 轴通过 ,其它轴系从略。 第 7 章 绞车 构特点 本钻机考虑到井上、井下钻探作业，故设置了绞车，如图 7 1。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、在一定范围内，可实现无级调速和微动升降。 3、传动功率大，效率高。 4、传动平稳，操纵灵活。 要参数的选择 1、确定钢丝绳直径 d 根据 74 标准，选定钢丝绳直径如下： 外 径： d=断面积： A=破断力： S=47300N 抗拉强度： =1700 型：绳 637（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： S=45 在正常情况下，最大起重时的安全系数为： S= S/Q=47300/12000=S 在急刹车时，取 安全系数 S/ 、卷筒参数确定如下： 卷筒内径： D 140筒外径： 230筒有效长度： 100 容绳长度： L n D 式中： n钢丝绳圈数 n 11 D 每层缠绳长度之和，共五层， D 5（ D+d） +20d 32m。 4、绞车参数 提升速度 卷筒转速 提升力 s 8r/ 12000N s 0r/ 6000N s 8r/ 3350N 车所需功率 1. 卷筒所受扭矩： +d)Q=2000 =893N m T/2=298N m P=I/9550=部件的强度及寿命计算 （一）齿轮强度校核 对 行星齿轮传动，只校核外啮合。即 18、 m 3、 材料为 20 762 18、 m 3、 材料为 20 762 500N/ 50 N/递扭矩： 298N m 转 速： nz=i 84r/接触强度校核： 1. 分度圆圆周力 000S . 工况系数 . 动载系数 4. 齿间载荷分配系数 . 齿向载荷分配系数 1 6. 节点区域系数 . 弹性系数 N/ 8. 重合度系数 . 螺旋角系数 1 10. 计算接触应力 H i+1 i Z 1239N/ 因为 H 978N/， 25 作压力（ D油缸内径 D m) p缸体材料许用拉压力 p= b/
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