课题设计打孔机设计说明书.doc

目 录摘要 1第一章 引言 11.1打孔机简介 11.1打孔机得特点及设计要求 1第二章 总体设计方案确定及动力元件选择 22.1总体设计的要求 22.2机型与传动形式的选择 2 2.2.1机型的选择 2 2.2.2传动形式的选择 32.3打孔机的整体布局 3 2.3.1打孔机的总体布局. 3 2.3.2打孔机的驱动和动力输入方式 3 2.3.3打孔机整体参数确定 42.4钻机的功能单元及实现方法 6 2.4.1钻具 6 2.4.2回转机构 62.5电动机的选型 7第三章 减速装置设计 83.1传动比确定及各级传动比分配 83.2运动参数及动力参数计算 8 3.2.1计算各轴转速 83.2.2计算各轴的功率. 83.2.3 计算各轴的扭矩-93.3齿轮传动的设计计算 9 3.3.1第一级齿轮传动副的设计计算. 9 3.3.2第二级齿轮传动副的设计计算. 12 3.3.3第三级齿轮传动副的设计计算. 153.4传动轴的设计 17 3.4.1第一传动轴的设计及计算. 17 3.4.2第二轴的结构设计及计算. 20 3.4.3第三轴的结构设计及计算. 243.5减速箱体结构尺寸 26 3.5.1结构尺寸. 26 第四章 链传动设计 274.1链传动的特点 274.2链的类型 274.3链传动选择 27第五章 支架的设计 305.1机架设计准则 305.2支架的校核 305.3梁的校核 315.4传动轮的设计 32第六章 钻杆钻头的设计 336.1钻杆在扩孔时的作用 336.2扩孔器 336.3转速的确定 33结论 34参考文献 35安徽科技学院课题设计第一章、引言1打孔机简介打孔机械广泛应用与桥梁建筑、道路施工等诸多领域。目前，打孔机械已发展成为品种众多、门类齐全的专业化机械。 打孔机的发展也与其他机械发展一样经历了漫长的发展过程。 打孔技术起源于我国。根据古书川盐纪要记载，我国早在2200多年前的秦代就开始利用钻探技术凿井取盐。 早期的打孔机是由人力驱动的简单冲击式机械，经长期不断演变、发展，成为现代具有机动动力驱动的各种冲击式钻机。随着社会生产的不断发展，这种打孔机已逐渐不能适应要求。l 9世纪中期以后，出现了回转式的打孔机。回转式打孔机具有钻进效率高，能钻进各种倾角的钻孔；有利于多种钻探工艺和方法的使用等优点，因此发展很快，井迅速在钻探、穿孔领域中占据了主导地位。1.1打孔机得特点及设计要求 打孔机与其他机械育某些共同之处，但钻机具有独特的生产对象和使用条件因而形成自身的一些特点。其王耍特点反映在以下几方面：1.打孔方法扣钻进工艺的多样性 钻机生产采用的钻近方法扣钻近工艺昼多种多样的。就钻近方法而言，按破碎岩石的方式可分为冲击、回转、振动。复合式几种：采集用的破岩材料分为：钻粒钻进、硬合金钻进、金刚石钻进。超硬材料钻进；按是否取芯又分为取芯钻进和全面钻进，就钻进工艺而言按照冲洗液循环方式可分为正循环钻进，局部反循环钻进及全孔反循环钻进，全孔反循环钻进工艺又分为水力反循环，气举反循环按照取芯方法可分为常规提钻取芯、连续取芯、绳索取芯。对于某一种具体的钻机，不可能实现所有的钻进方法和钻近工艺。这就产生了能实现不同钻进方法和钻进工艺的各种类型的钻进。 2.使用条件的复杂性 钻进工作的区域广泛，从平原到山区，从陆地到海洋，从地面到地下，从热带到寒带， 几乎地球上的每个地方都可能是钻进工作的地方。不同地区有不同的环境、气候条件，这就带来了钻进使用条件的复杂性。加之钻进属露天作业机械，作业对象为岩石，一般使用易产生污染的泥浆作冲洗液，这进一步造成钻进工作条件的恶化。为适应这些条件，钻进必须满足一些特殊的要求。本论文设计所设计的钻孔机属于回转式钻孔机，主要可应用于短距离路面下方以及建筑物下方的非开挖管道铺设施工。整个设计由总体方案设计、机械传动系统布置、动力部件及连接件选型、钻管支架布置设计、钻管及钻头设计以及钻进土壤的排出装置设计组成，着重进行了传动系统中减速装置设计及较核计算。 39 安徽科技学院课题设计第二章、 总体设计方案确定及动力元件选择2.1总体设计的要求 打孔机是直接用于钻孔的机械，设计打孔机时，首先应以保证设计的打孔机能高效、地质、安全、低耗完成钻孔为前提，使设计的打孔机技术先进、经济合理，具有良好的经济技术指标。在进行具体设计时，应以满足下述的要求为依据。（1） 打孔机的性能及其参数应具有广泛的适应性，能根据不同地层，不同钻进方法及不同的钻头类型和结构实现合理的钻进规程参数。（2） 要配备必要的检测及指示仪表，以便及时掌控和控制打孔机的运转和孔内钻进情况。（3） 打孔机应能传递足够的动力，保证各工作机构正常工作的性能。（4） 应具有较强的孔处理孔内事故的能力和完成特种功能的性能。（5） 运转平稳，震动小，打孔时对钻杆的导向性好。（6） 自动化、机械化程度要高；钻进过程中最理想的是打孔机能根据孔内情况自动调节和控制打孔参数；及时选择、调整和保持最优钻进工程。（7） 为提高打孔机生产可靠性，应设备必要的过载保护装置和互锁机构；重要机构要配备重复装置。（8） 打孔机还应满足机械设备的一般要求a具有足够的强度、刚度和耐久性；b传动效率高、能耗少；c对使用环境条件使用性好，能在恶劣的环境下正常工作；拆装方便、搬迁容易、便于维修；f标准化、通用化、系列化程度高；d结构简单、制造容易、便于维修；g操作简便、劳动强度小；h造型美观，对环境污染小，为文明生产创造条件! 2.2机型与传动形式得选择2.2.1机型得选择 打孔机是属于工程用的。工程钻探包括工程侦查和工程施工钻探，但不管是工程斟查还是工程施工，其打开深度都不大，多数打孔机都在数十米以内。钻孔的施工周期很短，搬迁 频繁，工程斟查打孔直径多在200mm以内。工程施工打孔机在多少情况下为密集不知，而且是个场地狭窄，还要受到环保的限制，给施工带来一定的难度。为满足工程钻探的要求，工程钻机形成了如下的特点；（1） 打孔机类型繁多，由于工程钻探服务领域广泛。钻孔的类型多样，促进了工程机电多品种、多类型化。（2） 打孔方法和钻进工艺的多样性，打开方法和钻进工艺的多样性是为了适应钻进不同地层和不同类型工程孔的需要，工程打孔机可采用冲击、回转、振动、静压等钻进方法。2.2.2传动形式的选择 不同的传动方式，不仅会造成打孔机总体结构型式的差异，而更重要是关系到打孔机性能好坏、制造难易、成本高低、使用及维修保养的方便程度。设计打孔机时，应根据各种传动方式的特点。目前打孔机中使用的传动方式有机械传动、液压传动和气压传动。 机械传动具有结构简单；传动可靠；传动效率高；易于加工和制造，成本低；便于大功率传递优点。但具有体积和质量大；不便于远距离传动；布置不及液压和气压传动灵活；在传动中有较大的振动和冲击等问题。 在打孔机中，机械传动是最常用的传动方式，但纯机械传动式的打孔机已逐渐减少，目前，只有是在结构比较简单的轻便浅孔打孔机中应用。本次设计得道路地下打孔机，便可以采用此种传方式。2.3 打孔机的整体布局2.3.1打孔机得总体布局 打孔机的总体布局是打孔机设计的重要内容，直接影响钻机的性能和质量。总体布局与各种部件的结构和传动系统的确定是密切相关的。设计时，要对各部件的结构、传动方案、各部件间的相对位置关系、连接固定方式进行综合分析，进行多方案的对比，从中选择理想的总体布局方案。2.3.2打孔机的驱动和动力输入方式 打孔机的驱动方式：单独驱动 打孔机的输入方式：直线输入 打孔机的输入轴和动力机的输出轴布置在一条直线上，二者之间常采用弹性或半弹性联轴器、法兰盘、液力变矩器的直接输入方式，此种输入方式传动效率高、轴及轴承受力条件好、结构紧凑。但过载保护和动力机的互换性较差，适用于单独驱动方式。2.3.3打孔机整体参数确定 打孔钻机工作参数主要指钻具施予孔底得轴推(压)力、钻具得回转速度、扭矩和排渣风量等。合理的选择这些参数，不仅能获得最高的钻孔效率，还能延长钻具得使用寿命。根据生产或用经验公式来计算它得工作参数。2.3.3.1轴推力（1） 合理得轴推力 潜孔凿岩也主要是靠钻头得冲击能量来破碎岩（矿）石，钻头回转只是用来更换位置，避免重复破碎。因此，潜孔凿岩不能用很大的轴推力。轴推力过大，不仅易产生剧烈震动，还会加速硬质合金得磨损，使钻头过早损坏;轴推力过小，则钻头不能与岩（矿）石很好地接触，影响冲击能量得传递效率，甚至导致冲击器不能正常工作，低气型潜孔钻机得合理周推理可用以下经验公式计算： ph=（3035）df （2-1）式中 ph-合理得轴推力，n； d-钻孔直径，cm； f-岩石普氏硬度系数，f=d|10；式中 d-抗压强度，10-1mpa。根据国内经验，低气压型潜孔钻机得轴推力又可按表2-1选取。钻头名义直径d|mm合理轴推力ph|kn钻头名义直径d|mm合理轴推力ph|kn10015046610200250101414202.3.3.2调节推力得计算 潜孔钻机钻孔时，钻进部分得自重施予孔底有一个力（向下钻时为正，向上钻时为负），它会影响合理轴推力得大小。同时，在钻进时钻杆与孔壁之间还有摩擦阻力，所以潜孔钻机必须设有调压机构，以便调节施予钻具上得作用力。调压机构施予钻具上的调节推（压）力按下公式计算： pt=ph-gmsin+gmcos+r （2-2）式中 pt-施予钻具上得调节推（压）力，n； ph-计算得合理轴推力。，n； m-钻进部件得质量，kg； -孔向与水平面所成得夹角，（）； -摩擦系数，一般取=0.25； r-冲击器钻头得反弹力，其值为活塞在每一工作循环中使气缸返回到初始位置所需的最小轴推力，n。 如向上钻孔时，则（2-2）式等号右边第二项为“+”号。 当pr为负值时，表明钻进部件自重施予孔底得轴推力大于ph，必须通过调压机构进行减压钻进；反之，则需加压，进行加压钻进。当pr为零时，表明只靠钻进部件得自重力即可合理钻进，无需调压。2.3.3.3钻具的回转速度 钻头每冲击一次，只能破碎一定范围得岩石。当钻具转速过高时，在两次凿痕之间，势必留下一部分未被冲击破碎的岩瘤，使回阻力增大，钻具震动加剧，钻头磨损加快，因没有充分利用钻头得冲击能量，钻速降低。这个合理得转角与钻头直径、岩石性质、冲击能量、冲击频率、轴推力、钻头结构以及硬质合金片得磨损程度等诸多因素有关，很难做出准确得计算，通常只能根据生产经验和试验方法确定。 根据国内潜孔钻机得使用经验，钻具得合理转速可按表2-2选取，或用下列经验公式计算； n1=（6500|d）0.780.95 （2-3）式中 n1-钻具得合理转数，r|min； d-钻孔直径，mm。 表2-2回转转数与钻头直径得关系钻头直径d|mm回转转n1|(r.min-1)钻头直径d|mm回转转数n1|(r.min-1)100150304015252002501020815 2.3.3.4钻具得回转扭矩 钻具得回转扭矩主要用来克服钻头与孔底岩石得摩擦阻力矩与剪切阻力矩、钻具与孔壁得摩擦阻力矩，以及因裂隙等引起的夹钻阻力矩等。因此，钻具回转力矩得大小与孔径得大小、岩石性质、钻头形状、轴推力和回转速度的大小等因素有关。根据国内外生产实践得总结，回转扭矩与钻孔直径得关系可按表2-3确定，也可按下列公式计算。 m=kmd2|8.5 (2-4)式中 m-钻具得回转扭矩，n.m； d-钻孔直径，mm； km-力矩系数，km=0.81.2，一般取km=1 表2-3钻头直径与回转扭矩得关系钻头直径d|mm回转扭矩m|（n.m)钻头直径d|mm回转扭矩m|（n.m)10015050010001500300020025035005500600090002.4钻机的功能单元及实现方法 一般由钻具、回转供奉系统、推进机构、变幅机构和行走机构等组成。为了控制和操作这几个机构，设置了液压系统和操纵系统。2.4.1钻具 潜孔钻具 ，主要由钻头、潜孔器和钻杆组成。 在钻孔作业中，冲击器得活塞不断将其冲击能量通过钻头施予孔底岩（矿）石，而整个钻具又随同钻机得回转机构一起转动，使直接破碎岩（矿）石的工具-钻头连续旋转、间歇冲击岩（矿）石。2.4.2回转机构 回转机构是安装和支撑主支臂、使主支臂沿水平轴或者垂直轴旋转、使推进器翻转得机构，通过回转运动，使钻壁和推进器的动作范围达到巷道达到巷道掘进所需得钻孔工作区得要求。常见得回转机构有以下几种结构形式。（1） 转柱；（2） 螺旋幅式翻转机构（3）齿轮齿条式回转机构 为了满足打孔工艺要求，提高钻孔精度，几乎所有现代钻车得钻壁都装设了自动平移机构，打孔机的平移机构是指当钻壁移动时，托架和推进器随机保持平行移位得一种机构，简称平移机构。该钻孔装置设计结构简单，主要应用于土质成分的地下短距离钻孔施工。整个钻孔机设备主要由动力元件、减速装置、链传动装置、钻管推进装置、钻管及钻头等部件组成。其工作装置结构如图1-1，其中1-电动机 2-联轴器 3-减速器 4-传动链 5-钻管 6-支架钻孔推进装置主要由支架和3根主动轴及从动轴组成。电动机提供动力经减速器减速之后通过传动链带动钻孔推进装置的主动轴旋转，主动轴上布置了4个螺纹面轮毂，主动轴与2根从动轴共同夹紧钻管，主动轴回转带动钻管回转，通过螺旋面的作用推进钻管顶进，从而实现钻管钻进的目的。3根主动轴及从动轴由相应的支架支持，其中下面的两个支架可水平左右移动定位，上支架可垂直移动定位，通过支架的移动可控制夹紧顶进钻管的直径大小。该钻孔机设计的推进钻孔直径范围在100-300mm之间。2.5 电动机的选型由于该钻孔装置设计为多直径钻管顶进，随顶管直径不同，所需电机功率也有所区别。而此设备主要应用于土质成分地下钻孔施工，钻进阻力不会太大，所需动力元件功率也不需太大，一般功率电机均可满足。因此，此处电动机选型计算不详细涉及功率计算，而依据工作装置转速进行电机选型。该钻孔机的设计是通过选用三相异步电机变极调速实现变速。异步电机的变极调速设备简单，运行可靠，机械特性较硬，虽然只能实现几种固定的速度变化，但对于该钻孔机设备已能满足调速要求。综合考虑钻管的顶进速度、功率要求选择电机型号为y160m-4。异步电机转速表达式为式中 n1 同步转速；f1电源频率； p电机极对数； s转差率。第三章、 减速装置设计3.1传动比确定及各级传动比分配首先设定钻管推进装置主动轴高转速为100r/min，取钻管推进装置主动轴链轮齿数=21，取减速器输出端链轮齿数=25。则可确定减速器总传动比为 16.34分配传动比所要考虑的原则:对锥-圆柱齿轮减速器，为使大齿轮尺寸不致过大，高速级按下式计算：对二级齿轮减速器：（1.3-1.4）i2i1 、i2 -高低速传动比 =16.34 经计算得 i1=4.609 i2=3.5453.2 运动参数及动力参数计算3.2.1 计算各轴转第1轴转速 n1 =1846/1.3 =1420r/min第2轴转速 n2 =1420/4.609=308.09r/min第3轴转速 n3 =308.09/3.545=86.91r/minn电动机转速，r/min；i从电动机到减速器输出轴的各级传动比。3.2.2 计算各轴的功率第1轴功率 p1 = p12=110.990.99=10.78kw第2轴功率 p2 = p1=10.780.990.95=9.72kw第3轴功率 p3= p2=9.720.990.95=9.14kw式中 1=0.99，联轴器效率2=0.99，轴承效率；3=0.95，齿轮效率。3.2.3 计算各轴的扭矩第1轴扭矩 t1=9550p1/n1=955010.78/1420 =69.47 nm第2轴扭矩 t2=9550p2/n2=95509.72/308.0=301.30nm第3轴扭矩 t3=9550p3/n3=95509.14/86.91=1004.34nm3.3 齿轮传动的设计计 3.3.1 第一级齿轮传动副的设计计算（一）选择齿轮材料，确定许用应力 考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40cr调质，齿面硬度为240286hbs，取=260 hbs。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度2169217hbs，取 =210hbs。确定接触应力： =查图表得小齿轮接触疲劳极限=700 mpa大齿轮接触疲劳极限=550mpa接触疲劳极限，接触强度寿命系数zn 应力循环次数n ，n=60njln 得zn1=zn2=1取接触强度最小安全系数=1.2，则=7001/1.2 =584pa，=5501/1.2=458mpa 。确定许用弯曲应力：= 弯曲疲劳极限 ，查资料取=540 mpa，=420 mpa 弯曲强度寿命系数，查资料取= =1弯曲强度的尺寸系数，查资料（模数m=5mm）取=1弯曲强度最小安全系数，取=1.4则=54011/1.4=386 mpa =4201/1.4=300 mpa(二)齿面接触疲劳强度设计、计算 确定齿轮传动精度等级，77，由资料参数表选取小轮大端公差组等级为7级。分度圆直径为：齿宽系数查资料，取=0.5小齿轮齿数 取=18 大齿轮齿数 取传动比误差 可用载荷系数 使用系数。查资料取=1动载系数。由推荐值1.051.4，取=1.2齿向载荷分布系数。由推荐值1.01.2，取=1.1载荷系数 = 材料弹性系数，查资料，取 节点区域系数 ，查资料，取故计算得齿轮模数， ，按标准圆整得m=5mm小轮大端分度圆直径 小轮平均分度圆直径圆周速度齿宽 取（三）齿根弯曲强度校核计算当量齿数， 齿形系数，小轮=2.58 大轮=2.10应力修正系数， 小轮=1.6 大轮=1.9故齿根强度满足要求。（四）齿轮的主要尺寸参数3.3.2第二级齿轮传动副的设计计算（一）选择齿轮材料，确定许用应力查资料选择，小齿轮40cr调质 大齿轮 45 正火许用接触应力, =接触疲劳极限，接触强度寿命系数zn 应力循环次数n ，n1=60n1jln60308.091（1512365）1.21n2=n1/i1.21/3.5453.43查资料知zn11，zn21.05接触强度最小安全系数1则7001/1700 5501.05/1577许用弯曲应力， = 其中=378 =294弯曲强度的尺寸系数yx=1弯曲强度最小安全系数1.4则37811/1.4270 29411/1.4210（二）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级按v1（0.0130.022）n1估取圆周速度vt4m/s，参考相关资料，得d1齿宽系数，取=0.8小轮齿数z1，在推荐值2040中选。 z1=25大轮齿数z2=iz1=3.54525=88.625，圆整为z2=89齿数比u=z2/z1=89/25=3.56传动比误差/u=（3.56-3.545）/3.545=0.0042 0.05，合适-使用系数，查资料取=1-动载系数，由推荐值知=1.2-齿间载荷分配系数 =1.1-齿间载荷分布系数 =1.1载荷系数k=1.45材料弹性系数,取=189.8重合度系数由推荐值知=0.78螺旋角系数=0.99故d1=81.52mm法面模数 =d1 z1 =81.52*cos12 25=3.19 取标准=3.5中心距a a=（z1+z2）（2）=3.5（25+89）（2 cos12） =203.95mm 圆整取 a=204mm分度圆螺旋角=arccos = 分度圆直径 d1=mzcos12.51=89.628mm圆周速度 v=3.14*d1*n160000=1.445 ms齿宽b b=0.8*81.52=65.216 圆整为65mm。大轮齿宽b2=b=65mm小轮齿宽b1=b2+（510）=70mm（三）齿根弯曲疲劳强度校核计算当量齿数 zv2= =26.73= =95.16齿形系数. 小轮=2.58 大轮=2.17应力修正系数. 小轮=1.598 大轮=1.80不变位时，端面啮合角=arctan（）= 端面模数= =3.535mm。重合度=2.13重合度系数=0.25+0.75=0.602螺旋角系数由推荐值为=0.89故 =84.10 =86.71齿根弯曲强度满足（四）齿根其他主要尺寸计算大轮分度圆直径= =318.53mm根圆直径 =89.628-2*1.25*3.5=80.878mm =318.53-2*1.25*3.5=309.78mm顶圆直径 =89.628+2*3.5=96.628mm =318.53+2*3.5=325.53mm3.3.3 三级齿轮传动副的设计计算（一）选择齿轮材料，确定许用应力小齿轮40cr调质 大齿轮 45 正火许用接触应力, =接触强度寿命系数zn 应力循环次数n，n1=60n1jln6086.911（1512365）3.43n2=n1/i3.43/2.731.26查资料知zn11，zn21.05接触强度最小安全系数1则7001/1700 5501.05/1577许用弯曲应力， = 其中=378 =294弯曲强度尺寸系数yx（设模数m小于5mm），yx1弯曲强度最小安全系数1.4则37811/1.4270 29411/1.4210（二）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级按v1（0.0130.022）n1估取圆周速度vt4m/s，d1齿宽系数，查资料得=0.8小轮齿数z1，在推荐值2040中选。 z1=25大轮齿数z2=iz1=2.7325=68.25，圆整为z2=68齿数比u=z2/z1=68/25=2.72传动比误差/u=（2.73-2.72）/2.73=0.003660.05，合适-使用系数，取=1-动载系数，由推荐值知=1.2-齿间载荷分配系数 =1.1-齿间载荷分布系数 =1.1载荷系数k=1.45材料弹性系数,取=189.8节点区域系数（） =2.5重合度系数由推荐值知=0.87故d1=136.60mm齿轮模数m m=d1 z1=136.6025=5.464 取标准m=6小轮分度圆直径 =mz1=6*25=150mm圆周速度v=3.14d1n160000=0.68 ms标准中心距a a=m（z1+z2）2=6（25+68）2=279mm 齿宽b b=0.8150=120mm大轮齿宽b2=b=120mm 小轮齿宽b1=b2+（510）=125mm（三）齿根弯曲疲劳强度校核计算由式6-16 齿形系数， 小轮=2.62 大轮=2.21应力修正系数， 小轮=1.59 大轮=1.776重合度=1.56重合度系数=0.25+0.75=0.731故 =423.31 =440.99齿根弯曲强度满足。（四）齿根其他主要尺寸计算大轮分度圆直径 =408mm根圆直径 =150-2*1.25*6=135mm =408-2*1.25*6=393mm顶圆直径 =150+2*6=162mm =408+2*6=520mm3.4 传动轴的设计3.4.1第一传动轴的设计及计算（一）计算作用在齿轮上的作用力 转矩t=9550p/n=955010.54/1420=70.89nm 圆周力= 径向力 轴向力（二）初步估算轴的直径选取作为轴的材料，调质处理 由式计算轴的最小直径并加大5%考虑键槽的影响。查资料知取a=102 =21.8mm（三）轴的结构设计 确定轴的结构方式： 考虑到锥齿轮的制造装配等方面的因素，采用齿轮轴并采用悬臂式结构。确定各轴段直径长度：1段 联轴器为 基本尺寸 d=40mm d=130mm l=105mm l=84mm第一段长度2段 二段主要是锁紧螺母和轴承，选取且符合轴承内径 查gb/t297-1994暂选滚动轴承32909 基本尺寸是 d=45 d=68，暂取=60mm3段 为便于装拆轴承内圈定位，且， 四段的尺寸必须满足下4段 第列关系 其中l为两轴承距离 有轴承与锥齿轮的距离暂选l=95mm， 。 综合考虑减速箱的布置，确定：，（四）绘制轴的弯矩图和扭矩图齿轮轴受力如图（a）所示， h水平面内 受力如图(b)所示 h竖直面内 受力如图（d） 水平面内弯矩图如（d）垂直面内弯矩图如（e）弯矩图，扭矩图见下图：图3-1 轴的弯矩、扭矩图t=115.54nm合成弯矩见图（f）（五）判定危险截面，求危险截面的当量弯矩根据 图，图及t图参照齿轮轴受力图，设b截面为危险截面，因该轴单向旋转，扭转剪应力按脉动循环考虑。轴为，调质处理查资料，由得 ， ，。 折算系数 取当量弯矩 b处当量弯矩 c处当量弯矩（六）验算危险截面强度危险截面直径为因1段有一键槽 ，最小直径应为比较计算结果与结构设计b截面直径，满足强度要求。3.4.2第二轴的结构设计及计算（一）计算作用在锥齿轮上的作用力对于锥齿轮： 转矩 圆周力 径向力 轴向力 对于斜齿轮：输出轴大齿轮分度圆直径转矩t= 圆周力 径向力 轴向力（二）初步计算轴的直径及各段长度选取45号钢作为轴的材料，调质处理，由式计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响 查资料取a=115 =36.24mm确定轴的结构方案：右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位。齿轮和左轴承从轴的左端装入，齿轮右端靠轴肩定位。锥齿轮和左轴承之间用定位套筒定位，齿轮右端靠轴肩定位。确定各轴段直径和长度1段 根据gb/t297-1994，暂选滚动轴承32009x2 。基本尺寸是但d=45 ， t=20，d=75， b=19 ，c=16 ，。轴承润滑的选择： 选择脂润滑。综合考虑箱体的布置及对称要求，1段长度 1段轴径=45mm 2段与3段的选择 锥齿轮宽度 锥齿轮宽度为40mm，取=40-2=38mm。为使套筒可靠的压紧锥齿轮，并考虑对称，取=35mm综上 4段 取齿轮左端定位高度h=5mm，轴肩直径， =20mm。5段 考虑对称布置及齿轮与箱体内壁距离要求，取，6段 7段 (三)轴的力学分析左右轴承支反力若按精确计算，应距外端盖截面16mm，这样选得支撑跨距l=276.5mm支反力作用点与齿轮作用力点及两齿轮作用力点之间的距离分别为 。水平面内支撑点a的支反力： 水平面内支撑点b的支反力水平面内剖面c-c处的弯矩：水平面内剖面d-d处的弯矩：水平面内剖面e-e处的弯矩垂直面内支撑点a的支反力：垂直面内支撑点b的支反力：垂直平面内剖面c-c处的弯矩： 垂直平面内剖面d-d处的弯矩：垂直平面内剖面e-e处的弯矩： 剖面cc处的合成弯矩： 剖面dd处的合成弯矩：剖面ee处的合成弯矩：判定危险截面，求取各截面的当量弯矩：根据图 图及t图并参照轴的受力图，断定c d e断面为危险截面。因该轴单向旋转，轴为45号钢，调质处理。查资料得 按值查相料得 则 折旧系数 当量弯矩 c处当量弯矩： d处当量弯矩：e处当量弯矩：按弯扭合成强度校核轴的强度（中等精度）：对于cc截面对于dd截面 对于ee截面对于cc截面考虑到键槽的影响，最小直径mm，其余截面类似。比较计算结果与结构设计，其它截面均满足强度要求。3.4.3三轴的结构设计及计算 （一）计算作用在齿轮上的作用力对于斜齿轮： 圆周力 径向力 轴向力 对于直齿轮：转矩t= 圆周力 径向力（二）初步计算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调质处理，由式 计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。查资料取a=115，=51.46mm（三）轴的结构方案确定右轴承从轴的右端装入，靠轴套定位。齿轮从轴的右端装入，轴肩定位，左轴承从轴的左端装入，齿轮右端靠轴肩定位。1段 根据圆整取55mm，根据直齿小轮齿宽，并考虑倒角装配，选取长度l1=123mm。 2段 为使直齿轮定位，轴肩高度h=c+（23）mm。 且符合标准密封内径，综合考虑齿轮配对和箱体内的整体布局，取=90mm3段 为便于装拆轴承内圈，且符合标准轴承内径=65mm 滚动轴承型号为32013 ，d=100mm t=23mm c=17.5mm，取=t=23mm4段 =70mm 为了便于安装调配取=125.5mm。5段 =65mm 为了实现两斜齿轮的安装，斜齿轮宽度为65mm，使斜齿轮可靠的压紧，取=63mm。便于斜齿轮的定位以及轴承安装，滚动轴承型号为32912，d=85mm，t=17mm。6段 综合考虑链轮配合及减速箱装配，取d=60mm，t=31.5mm。（四）计算弯矩和扭矩求轴承支反力如下：h 水平面 =-2365.7n, =-2938.1n,v 垂直面 =-1546.2n, =-1327.9n。 求齿宽中点处弯矩如下： h 水平面 =23417.1nmm, =-39654.2nmmv 垂直面 =-9846.7nmm, =-104528.1nmm合成弯矩m求解如下：m1=25326.1nmm。m2=105732.4nmm。扭矩 t为：t=1004340nmm。（五）按弯矩合成强度校核轴的强度 轴的材料为45号钢，调质处理，查得查得材料许用应力则轴的计算应力为该轴满足强度要求。3.5减器箱体结构尺寸3.5.1结构尺寸箱昨壁厚:0.025a+18 取=8箱盖壁厚:0.02a+38 取1=8箱座上臂凸缘厚度 ：b=1.5d=1.58=12箱盖凸缘厚度：b1=1.51=1.58=12箱座底凸缘厚度:b2=2.51=2.58=20地角螺钉直径:df=20地脚螺钉数目:a250:n=4轴承旁连接螺栓直径:d1=0.75df=0.7520=16盖与座连接栓直径:d2=(0.50.6)df=10连接螺栓d2间距:l=15200轴承端盖螺钉直径:d3=10检查孔盖螺钉直径：d4=8定位销直径:d=8d1d2d3至外箱壁距离:c1=22至凸缘边缘距离:c2=20轴承旁凸台半径:r1=20凸台高度:h根据低速级轴承底外径确定，便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离：l1=50齿轮顶圆与内箱壁距离:1=10齿轮端面与内箱壁距离:2=0箱盖肋厚:m1=6.8箱座肋厚:m2=6.8轴承端盖外径:d2=d+(55.5)d3 d为轴承外径第四章、链传动设计4.1链传动的特点 与带传动及齿轮传动相比较链传动的优点是：(1)由于是啮合传动，没有打滑及弹性滑动 现象故平均传动比准确，工作可靠；(2）传动放率较高；(3）不需张紫，所以压轴力较小；（4）能 在环境温度较高多灰尘、温度较高及有脯蚀等恶劣条件下工作；（5）工况相同时，比帘传动结 构紧凑；(6）可根据需要选取链条长度，故传动的中心距适用范围较大。链传动的缺点是：(1）瞬 时传动比下恒定，传动不平稳；(2）工作时有噪声；（3）不宜在载荷变化很大和急速反向的传动中工作；(4)只限于平行轴传动。4.2链的类型 按工作性质不同,链分为传动链、起重链和曳引链。起重链和拽引链王要用在起电机械和运输仉械中，而在一般机械传动中，常用的是传动链,传动链按结构主要分为短节距精密澴子链,简称滚子链；短节距精密娄简链，饰称套筒链，齿形链，及成型链；目前，应用最广是滚子链，已经标准化。齿形链又称无声链，它传动平稳，振动和噪声均很小，但它比滚子链结构复杂，重量大，制造较堆，造价较高.故多用于高速或运动精嚏要求较高的传动装置中。4.3链传动选择 由于滚子链与链轮的啮合属非共轭啮合传动，故链轮齿形的设计有较大的灵活性。本次设计均采用滚子链传动。在gb/t1243-1997中，规定了最大和最小齿槽形状，见图4-1。 链轮齿形应满足下列需求：（1）保证链条能顺利进入和退出啮合；（2）受力均匀，不易拖链；（3）便于加工。2.链传动的设计计算1)选择链轮齿数,小链轮齿数,故取链速8-25m/s 查表得取大链轮齿数 2)确定链节数 初选中心距 则链节数为圆整3)确定链节距载荷系数 查表5.4 小链轮齿数系数 查表5.5 多排链条系数 查表5.6 链长系数 查表5-13 由式5-9：根据小链轮转速和查图5-12确定链条型号 12a单排链 4) 确定中心距5)验算链速v6)链轮参数计算 分度圆直径： 齿顶圆直径：齿根圆直径：轮毂厚度： 轮毂长度：轮毂直径： 分度圆直径： 齿顶圆直径：齿根圆直径：轮毂厚度： 轮毂长度：轮毂直径：第五章、支架的设计 在机器中支承或者容纳零、部件的零件称为机架。如支承贮罐的塔架、固定发动机的机架、容纳传动齿轮的减速器壳体、机床的床身等统称机架。而在本设计中，此机架用来支撑转动钻杆。不少机架都可以看成是由杆件组成的，但是并非把若干杆件随意组合起来就能称其为合理机架结构。5.1.机架设计准则（1）工况要求 任何机架的设计首先必须保证机器的特定工作要求。例如，保证机架上安装的零部件能顺利运转，机架的外形或内部结构不致有阻碍运动件通过的突起；设置执行某一工况所必须的平台；保证上下料的要求、人工操作的方便及安全等。（2）刚度要求 在必须保证特定外形条件下，对机架的主要要求是刚度。例如机床的零部件中，床身的刚度决定了机床的生产率和加工产品的精度；在齿轮减速器中，箱壳的刚度决定了齿轮的啮合性及运转性能。（3）强度要求 对于一般设备的机架，刚度达到要求，同时也能满足刚度的要求。但对于重载设备的强度要求必须引起足够的重视。（4）稳定性要求 独语细长的或薄壁的受压结构及受弯-压结构存在失稳问题；某些板壳结构也存在失稳问题或局部失稳问题。（5）散热的要求 防腐蚀及特定环境的要求；对于机密机械、仪表等热变形小的要求等。5.2.支架的效核 一般机架通过挠度效核，则强度