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回转式钻孔机的设计
说明书 87页35000字数+外文翻译+8张CAD图纸
输入轴.dwg
钻头.dwg
锥齿轮.dwg
从动链轮.dwg
减速箱.dwg
回转式钻孔机的设计说明书.doc
外文翻译--齿轮机构.doc
总装图.dwg
支架.dwg
目录.doc
管道.dwg
目录
一、绪论1
1.1打孔机简介与种类1
1.2打孔机得发展情况2
1.3.研究得背景与意义2
二、 总体设计方案确定及动力元件选择4
2.1总体设计的要求4
2.2机型与传动形式得选择5
2.2.1机型得选择5
2.2.2传动形式的选择5
2.3 打孔机的整体布局6
2.3.1打孔机得总体布局6
2.3.2打孔机的驱动和动力输入方式6
2.3.3打孔机整体参数确定6
2.4钻机的功能单元及实现方法9
2.4.1钻具9
2.4.2回转机构9
2.5 电动机的选型11
三、 减速装置设计11
3.1传动比确定及各级传动比分配11
3.2 运动参数及动力参数计算12
3.2.1 计算各轴转速12
3.2.2 计算各轴的功率12
3.2.2 计算各轴的功率13
3.3 齿轮传动的设计计算13
3.3.1 第一级齿轮传动副的设计计算13
3.3.2第二级齿轮传动副的设计计算16
3.3.3 三级齿轮传动副的设计计算20
3.4 传动轴的设计24
3.4.1第一传动轴的设计及计算24
3.4.2第二轴的结构设计及计算27
3.4.3三轴的结构设计及计算33
3.5减器箱体结构尺寸36
3.5.1结构尺寸36
3.5.2油标38
3.5.3通气罩38
3.5.4.螺塞39
四、链传动设计39
4.1链传动的特点39
4.2链的类型40
4.3链传动选择41
五、支架的设计47
5.1.机架设计准则47
5.2.支架的效核48
5.2.148
5.3梁的效核50
5.3.1梁的强度效核50
5.4传动轮的设计50
六、钻杆钻头的设计51
6.1钻杆在扩孔时的作用52
6.2扩孔器52
6.3转速的确定53
6.4钻进液量的确定53
6.5管线回拖工艺54
6.6导向钻进55
6.6.1钻孔回扩时钻进液的作用55
6.6.3泥浆的蓦本性能57
6.6.4泥浆处理剂58
6.7冲击回转钻进原理58
6.7.1冲击回转钻进碎岩特点58
6.7.2冲击回转钻进优点59
6.7.3冲击回转钻进时碎岩工具作用的应力分布59
七、钻头的设计63
7.1吹洗孔和排粉槽64
7.2钻头体硬度65
7.3钻头布齿65
7.4扩孔钻头67
7.5力学模型中的几个简化处理量69
7.6模型建立69
7.7小结73
八、底座的设计74
结束语76
参考文献76
翻译部分77
英文原文77
中文译文83
致 谢86
钻孔推进装置主要由支架和3根主动及从动轴轴组成。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根主动及从动轴由相应的支架支持（详见装配图），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。
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。
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。
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
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
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。
运转平稳，震动小，打孔时对钻杆的导向性好。
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。
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。
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；
D结构简单、制造容易、便于维修；
E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；
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!
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第89页中国矿业大学2008届毕业设计目录一、绪论11.1打孔机简介与种类11.2打孔机得发展情况21.3.研究得背景与意义2二、 总体设计方案确定及动力元件选择42.1总体设计的要求42.2机型与传动形式得选择52.2.1机型得选择52.2.2传动形式的选择52.3 打孔机的整体布局62.3.1打孔机得总体布局62.3.2打孔机的驱动和动力输入方式62.3.3打孔机整体参数确定62.4钻机的功能单元及实现方法92.4.1钻具92.4.2回转机构92.5 电动机的选型11三、 减速装置设计113.1传动比确定及各级传动比分配113.2 运动参数及动力参数计算123.2.1 计算各轴转速123.2.2 计算各轴的功率123.2.2 计算各轴的功率133.3 齿轮传动的设计计算133.3.1 第一级齿轮传动副的设计计算133.3.2第二级齿轮传动副的设计计算163.3.3 三级齿轮传动副的设计计算203.4 传动轴的设计243.4.1第一传动轴的设计及计算243.4.2第二轴的结构设计及计算273.4.3三轴的结构设计及计算333.5减器箱体结构尺寸363.5.1结构尺寸363.5.2油标383.5.3通气罩383.5.4.螺塞39四、链传动设计394.1链传动的特点394.2链的类型404.3链传动选择41五、支架的设计475.1.机架设计准则475.2.支架的效核485.2.1485.3梁的效核505.3.1梁的强度效核505.4传动轮的设计50六、钻杆钻头的设计516.1钻杆在扩孔时的作用526.2扩孔器526.3转速的确定536.4钻进液量的确定536.5管线回拖工艺546.6导向钻进556.6.1钻孔回扩时钻进液的作用556.6.3泥浆的蓦本性能576.6.4泥浆处理剂586.7冲击回转钻进原理586.7.1冲击回转钻进碎岩特点586.7.2冲击回转钻进优点596.7.3冲击回转钻进时碎岩工具作用的应力分布59七、钻头的设计637.1吹洗孔和排粉槽647.2钻头体硬度657.3钻头布齿657.4扩孔钻头677.5力学模型中的几个简化处理量697.6模型建立697.7小结73八、底座的设计74结束语76参考文献76翻译部分77英文原文77中文译文83致 谢86 一、绪论1.1打孔机简介与种类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。后来钻探技术流传到欧、美。而近代的钻探技术在欧、美发展迅速。 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。冲击式打孔机作为唯一曲钻探机械，在世界上一直沿用了相当长的历史时期。这种打孔机有如下缺点：效率低，只能钻垂直孔；打孔过程中不能及时排出岩屑、土壤等。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。 钻探技术虽然起源于我国，并在古代曾有一段兴盛时期但后来由于经历封建社会的漫长岁月一直停滞不前，到1949年解放时，我国仍没有自己的钻探穿孔机械制造业。旧中国遗留下来的各类钻探穿孔机也不足百台，新中国成立后，我国的钻探穿孔机械制造业从无到有、从小到大逐步得到涟勃发展。40多年来，我国的钻探机械发展过程大致可分为三个阶段。第一阶段为50代，是建国初期。新中国刚诞生时，百废待兴，为了尽快恢复相发展生产，一方面从国外引进了部分钻机及配套设备，另一方面积极筹建自己的钻探穿孔机械生产厂和研究设计队伍。 第二阶段为60年代，是自行设计和研制阶段。经过解放后十年的艰苦奋斗，到50年代末，我国已逐步走上自行设计和制造钻探穿孔机械的通路。在这一阶段，我国不仅可以生产钻探穿孔工具和辅助设备，同时，在引进液压钻机的基础上，通过仿制和研制出一批具有我国特点的钻机。第三阶段为70年代以后，是我国钻探穿孔机械蓬勃发展的时期。70年代以来，我国国民经济有了较大的发展，国家各项公路、桥梁建设迅速发展，各种钻探穿孔工作量大大增加。在这种形势下，我国的钻探穿孔机械制造业也得到迅猛的发展。现在，我国不仅可以成套生产各种钻深机械，而且有许多产品已形成具有我国特点的系列。产品的品种逐渐齐全、质量不断提高、性能也更加完善。某些产品已接近或达到国际先进水平，并开始进入国际市场。打孔机的分类很多，采用的钻进方法不同，钻机的结构和组成有较大的区别。按各种钻进方法不同钻孔机可分为以下几种：1、冲击式打孔机 通过钻头周期性的运动冲击破碎土壤、岩石。 2、回转式打孔机 通过钻头在孔底回转而破碎土壤、岩石的钻机称为回转式钻机，回转式钻机可以完成多种类型的钻孔，是目前数量最多的一种钻机。 3振动式打孔机 它是采用扳动器迫使钻具产生轴向周期性振动，依靠振动所产生的力使钻头吃入地层，实现钻进。振动式钻机适用于松软地层钻进。 4复合式打孔机 具备两种以上钻进方法的钻机视为复合式钻机。常用的有冲击回转复合式钻机及冲击回转振动静压复合式钻机。1.2打孔机得发展情况 早期得打孔机是由人力驱动得简单冲击式机械，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。冲击式打孔机作为唯一的钻探机械，在世界上一直沿用了相当长的历史时期，这种钻机钻孔有如下缺点：效率低；无法取出完整的岩芯；打孔过程中不能及时排出泥浆等。随着社会生产的不断发展，这种打孔机机已逐渐不能适应要求。19实际中期以后，出现了回转式打孔机。回转式打孔机具有钻进效率高；可取出完整的岩芯；能钻进各种倾角的钻机；有利于各种钻探工艺和方法的使用等优点，因此发展很快，并迅速在钻探领域占据了主导地位。 近年来，随着电子技术的飞速发展，打孔机自动化的进程也在加快。目前，俄、日、美等过已经研制出由电子计算机程序控制的全自动打孔机：另外，有不少国家正在研究新式钻岩技术，如电子束钻、爆炸钻、高压水射流钻、激光钻、火箭喷射钻、弹射钻等等。一旦这些心的钻岩方法研究成功，打孔机也将再次产生根本性的变故。由打孔机的发展过程可以看出。打孔机的发展取决于两个因素：（1）打孔方法和打孔工艺的发展；（2）冶金工业、机械制造和电子工业等科学技术的发展。1.3.研究得背景与意义3.1研究的背景、意义与内容 据国家统计局的资料显示，2000年，全国共有城市666个，其中100万人口以上的城市有34个，我国的城市人口达到4.5亿人，城市人口的增加，将使市政基础设施的增容改造工程量大幅度增加。近几年来，我国一直在重点建设陕北、西南、新疆等地的油、气输送管道，仅新疆库车一郡善输油管道一处就有3.68公里管线需穿越江河、公路、铁路。另外，我国的电信、燃气、供热、电力、有线电视等部每年都有大量的管线需要铺设。所有这一切，均为非开挖技术提供了广阔的用武空间，作为非开挖领域最具活力的定向钻进铺管技术，其前景更为可观。受施工设备和技术的限制，国内定向钻进铺管主要用于粘土、亚粘粉沙土、回填土等松软地层或含有少量卵砾的地层。由于施工设备远远不能满足现场需要，制、开发以及相应的工艺。每年都有不少施工单位因此而放弃施工任务，仅中国地质科学院勘探技术研究所就岩石定向钻进非开挖铺管一项一年就放弃工程量约400万元，尽管国外有可完成相应地层施工的设备，但价格奇高，单套设备300一500万元，一般施工单位根本无力承受。因此，开发符合中国国情的定向钻进铺管设备和工艺就成为中国钻掘工程技术人员的一项使命。科学技术部科研院所技术开发专项资金项目“西部地区复杂地层非开挖新工艺及新器具研究”(NCSTE一2001一JKZX一185在此背景下孕育而出。作为该课题的子项目一一岩层定向钻进非开挖技术，重点研究岩层中新钻具的研制、开发以及相应的工艺。3. 2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。而且随着钻探生产的发展，抖技的进步，会出现更多的钻探方法和钻进工艺。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。3.类型与结构的多样性 由于咱国家需要完成不同类型、不同目的的钻孔，加之钻进方法和钻进工艺的多样性，使用条件的复杂性，要求钻机有多种类型和不同的结构形式。根据不完全统计，目前世界上各种类型的钻机达上千之多，而且有很多类型差异很大。4.生产小批量性 打孔机相对交通运输、建筑、轻工业等机械生产的批量小，特别是一些特殊用途的打孔机生产数量更少，本毕业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。 二、 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；D结构简单、制造容易、便于维修；E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；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。工程钻探多遇地层基本为第四纪地层、人工填造地层及风化、半风化基岩层，一般较松软、破碎。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。考虑钻机用途、性能、使用、制造、维修等方面的要求和科学技术发展情况加以正确选择。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。合理的钻机工作参数与钻头直径、孔向、岩石坚固性、空气压力、冲击频率以及钻头结构形式等因素有关，至今而未掌握其规律。因此，只能根据生产或用经验公式来计算它得工作参数。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，潜孔凿岩不许愿很大得轴推力。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 （21）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f值的大小，普氏将所有得演示划分为10个等级，如2-1表所示。等级坚固性程度岩石f最坚固最坚固，最细致和有韧性的石英岩和玄武岩，其他各种最坚固得岩石20很坚固最坚固得花岗质岩石，石英斑岩，很坚硬花岗岩，硅质岩，比上一级较不坚固得石英岩，最坚固得砂岩和石灰岩15a坚 固花岗岩和花岗岩质岩石，很坚固得砂石和石灰岩，石英质矿脉，坚固得烁岩，极坚固得铁矿10坚 固坚固得石灰岩，不坚固的花岗岩，坚固得砂石，坚固得大理石和白云岩，黄铁矿8较坚固一般得砂岩和铁矿石6a较坚固砂质页岩页岩质砂岩5中 等坚固得黏土质岩石，不坚固的砂岩和石灰岩4a中 等各种页岩（不坚固得），致密得泥灰岩3较软弱较软弱的页岩，很软得石灰岩，岩盐，石膏，冻结的土壤，无烟煤，普通泥灰岩，破碎得砂岩，胶结烁石，石质土壤2a较软弱碎石质土壤，破碎的页岩，凝结成块的烁石和碎石，坚固得煤，硬化得粘土1.5软 弱致密得粘土，软弱得烟煤，坚固得冲击层，粘土质土壤1.0a软 弱轻砂质粘土，黄土，烁石0.8土质岩石腐植土，泥煤，轻砂质土壤，湿砂0.6松散型岩石砂，细烁石，松土，采下得煤0.5流沙类岩石流砂，沼泽土壤，含水黄土及其它含水土壤0.3根据国内经验，低气压型潜孔钻机得轴推力又可按表22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|KN10015046610200250101414调节推力得计算 潜孔钻机钻孔时，钻进部分（含钻具和回转供风机构）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（推力）。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 （22）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； g重力加速度，m|s。 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。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。钻具得最优转数应当根据钻头两次冲击之间既不留岩瘤，又不产生重复破碎来确定。然而，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（柱）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和参考国外资料，钻具得合理转速可按表23选取，或用下列经验公式计算； n1=（6500|D）0.780.95 （23）式中 n1钻具得合理转数，r|min； D钻孔直径，mm。 表23回转转数与钻头直径得关系钻头直径D|mm回转转数n1|(r.min-1)钻头直径D|mm回转转数n1|(r.min-1)100150304015252002501020815 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24确定，也可按下列公式计算。 M=KMD2|8.5 (24)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24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。随着炮孔的延伸，冲击器通过推进机构也不断地向孔底移动，所以有潜孔冲击器之称，有的书中把钻头也包括在潜孔冲击器内。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。在钻车中常用得平移机构，有机械式平移机构和液压平移机构两大类。属于机械式平移机构的有：箭式、平面四连杆式和空间四连杆等几种；属于液压平移机构得有：无平移引导缸式和有平移引导缸式等。箭式平移机构因外形尺寸较大，结构繁冗和凿岩盲区较大，故已被淘汰。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根主动及从动轴轴组成。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根主动及从动轴由相应的支架支持（详见装配图），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。钻孔机的钻管推进速度要依据土层的软硬程度不同而不同。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YG160L。异步电机转速表达式为式中 同步转速；电源频率； 电机极对数； 转差率。电源频率为50Hz，通过电机的变极接法，使极对数=2、4不等，从而实现电机的1500r/min和750r/min两种不同的同步转速，其中高速时输出转速为1420r/min。选择电机高转速时额定功率为11Kw。三、 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：0.25 对二级齿轮减速器： （1.31.4） ，高低速传动比。分配传动比如下：1.3=16.34=16.34 经计算得 =4.609=3.545 ， 减速器各级传动比。3.2 运动参数及动力参数计算3.2.1 计算各轴转速第轴转速 =n/ =1420r/min第轴转速 =/=1420/4.609=308.09r/min第轴转速 =/=308.09/3.545= r/minn电动机转速，r/min；，从电动机到减速器输出轴的各级传动比。3.2.2 计算各轴的功率第轴功率 = =110.990.99=10.78KW第轴功率 = =10.780.990.95=9.72KW第轴功率=9.720.990.95=9.14KW式中 =0.99，联轴器效率；=0.99，轴承效率；=0.95，齿轮效率。3.2.2 计算各轴的功率第轴扭矩 =9550/=955010.78/1420 =69.47 Nm第轴扭矩=9550/ =95509.72/308.09=301.30Nm第轴扭矩=9550/=95509.14/86.91=1004.34Nm3.3 齿轮传动的设计计算 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 接触强度寿命系数，应力循环系数N由下式决定： =60142011536512= =60308.0911536512=查图表得 =1。取接触强度最小安全系数=1.2，则=7001/1.2=584 Mpa，=5501/1.2=458 Mpa。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，7，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 可用小轮转矩载荷系数 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/i 1.21/3.5453.43查资料知Zn11，Zn21.05接触强度最小安全系数1则7001/17005501.05/1577许用弯曲应力， = 其中=378=294弯曲疲劳极限，双向传动乘0.7弯曲强度寿命系数Yn， Yn1Yn21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，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，合适小轮转矩T1=301300 Nmm初定螺旋角= -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 = =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, =接触疲劳极限，接触强度寿命系数Zn 应力循环次数N，N1=60n1jLn6086.911（1512365） 3.43N2=N1/i 3.43/2.731.26查资料知Zn11，Zn21.05接触强度最小安全系数1则7001/17005501.05/1577许用弯曲应力， = 其中=378=294弯曲疲劳极限，双向传动乘0.7弯曲强度寿命系数Yn， Yn1Yn21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=0.003662.0 疲劳强度安全。3.5减器箱体结构尺寸3.5.1结构尺寸箱昨壁厚：二级传动：0.025a+18 取=8箱盖壁厚：二级传动：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为轴承外径轴承旁连接螺栓距离：S尽量靠近，d1和d2不可干涉3.5.2油标3.5.3通气罩3.5.4.螺塞四、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问的传动 中工作；(4)只限于平行袖传动， 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。将重点介绍滚于链传动的结构和一般设计问题， 套简链比滚子链结构简单，也己标准化，但套简易磨损，故只适用于低速（v0，则为造斜力;当只0，则为降斜力。7.7小结 定向钻进成败的关键是钻孔轨迹的走向是否与设计相符，尽管有导向仪可探知钻孔轨迹的走向，但想有效对钻孔轨迹进行控制，必须全面考虑影响钻孔轨迹的各种因素。由于影响钻孔轨迹的因素繁多，受认识能力的局限，尽管求解理论众多，但相当一部分只能用于定性分析，能用于定量分析的理论也往往带有很大的区域性和经验性，在漫漫的求索过程中，认为力是影响钻孔轨迹控制的本质原因的观点得到了普遍的认可。但要分析力在钻孔轨迹中的影响，就涉及到地层特性、岩石强度、钻头类型和钻具工况等多种因素，其中以地层作用力、钻具在井底的受力变形、钻头的不均匀切削(即各向差异破碎)为该理论的主要影响因素。因此，用力是影响钻孔轨迹控制的本质原因的理论来指导实践时，必须综合考虑:(1)通过下部钻具组合的受力变形分析，正确地计算钻具的造斜力:(2)通过地层力的分析，合理地确定地层造斜力和地层变方位力;(3)确定钻头结构造斜效果，考虑在钻压作用下，其各向之间的碎岩差异。所以，可算得P平面上的合力为:，Q平面上的合力为式中:一钻具造斜力;一地层造斜力;一钻头结构造斜力;一钻具变方位力;一地层变方位力。算出P、Q平面的合力后，结合力岩石的破碎模式，即可知道孔底岩石的破碎状况，描述钻孔的破碎轨迹，从而也就实现了钻孔轨迹的预测与控制。八、底座的设计 机座是钻机的一个重要组成部件，它的主要作用有以下几个方面： (1）将钻机的各个部件固定在机架上联接成为一个整体，井保证相互之间的正确位置关系以实现正常传动； (2)将钻机固定在基台木上； (3)承受钻机各部件的重力及作用于各部件上的外载，井将它们传给基础： （4）使钻机能在底座上前后移动，让开孔口，以满足钻进钻进工艺的要求3.对机座的要求 为较好地起列以上几点作用，保证钻机正常工作机座应能瞒足以下几点要求： ()底座相机架都应有足够的强度和刚度保证正常工作时变形量小，在特殊载荷(如强力起拔，下降钻具时突然制动等j作用下，不损坏，不发生永久变形以保证各部件间的相对正确位置关系： (2）机座的底郎尺寸及各部件安装后的重心高度巨考虑钻机运转时的稳定性，尤其是高速运转时的稳定性，以减少运转过程中钓振动， (3)滑动导轨与承沦面之间应有足够的耐磨性，以免因磨损面增加复杂的补偿调整和修理时间 (4）机架与底座之间的固紧装置应简单方便，牢固可靠; (5)要便于各部件的安装拆卸和检修; (6)制造容易材料消耗上，质量轻便于搬运。 机架相底座大都矛用一些板材和垒材焊接而成，设计和制造时，应注意机座的载荷特点和焊接结构的有关注意事项。应采用几何稳定的结构形式，以保证机座的整体刚度。否则构件刚度在大，在不大的外力作用下，由于结构本身不完善，也将发生整体形状的改变。 应根据机座的受力，布置构件和选择构件的形状，使其具有最大的抗弯和抗扭能力。 在构件直接接受载荷处，应焊接补强板或筋，以避免发生局部变形。 采用适当的焊接工艺，减少焊接时的内应力和变形。焊接后应采用回火处理工艺，消除内应力后在进行机械加工。 在设计机座型式时还应注意制造方便的原则，以获得高加工生产效率，能应用机械性能高的焊缝方法和工艺，最好能适应焊接的自动化过程。 为了节省刚才减少金属消耗，材料选择和焊缝设计是很重要的。一般来说，根据受力状态等情况，使用轧制材比用板材焊接经济；使用冷拔异性型材，由于材料布局合理，能适应受力状态更有突出的优点。设计中应力求所见制品中的焊缝数目，为此，应选择合理的结构和型材。因为一般说来焊着金属的体积愈小愈经济，故减少焊缝数目外，不应有过大的焊缝尺寸。可根据实际设计元件的尺寸，来选择所需机架的大小与要求。结束语 道路地下打孔机施工技术作为一种新兴的产业施工技术，非开挖施工技术及工程得到了迅猛的发展，非开挖施工企业及设备及从业人员越来越多，在当前的各大中城市的各类地下管道的建设中发挥着越来越重要的作用。一、本文所做的主要工作 本人结合当前非开挖技术及工程的发展现状，结合不同的应用实例，有针对性地对非开挖水平定向钻进施工技术及施工过程的各个关键环节进行了全面的归纳整理，同时做到了点面结合，对非开挖施工过程中容易被忽视的问题做了重点的分析和论述。特别地，本文通过对当前非开挖施工中存在的安全隐患及地下资源的管理和利用方面提出了自已的观点，突出强调了非开挖施工前期准备工作的重要性和非开挖第一手资料的记录的重要性及后期资料整理归档的重要性，并对己完成的非开挖工程的资料归档及整理工作提出了建设性的意见和建议。本文在论述非开挖施工技术的过程中，结合大量的应用实践经验，对非开挖定向轨迹设计进行定量的分析，对非开挖泥浆配制做了较详尽的说明，并利用大量的实例，强调按照施工工序进行施工的重要性。二、进一步的研究方向 非开挖施工的工程量已经成为国内各大中城市的市内地下管道文明施工程度的重要标志，非开挖施工方式已为广大市民及各级政府所重视。非开挖施工技术也将得到大力发展。我们还可以结合当前的非开挖形势，进一步探讨非开挖施工技术，研究非开挖提高非开挖施工精度及效率的新型施工设备，同时引入城市原有管道的修复技术等非开挖施工的新内容。使非开挖在施工过程中更加安全，高效。并完善非开挖工程的管理，提高非开挖施工企业和从业人员的总体水平，使得非开挖施工技术真正成为一项带来管道建设新时代的产业技术。参考文献1 唐大放,冯晓宁,杨现卿.机械设计工程学(). 徐州:中国矿业大学出版社,20012 唐大放,冯晓宁,杨现卿.机械设计工程学(). 徐州:中国矿业大学出版社,20013 成大先.机械设计手册.第一卷.第三版.北京:化学工业出版社,19984 成大先.机械设计手册.第二卷.第三版.北京:化学工业出版社,19985 成大先.机械设计手册.第三卷.第三版.北京:化学工业出版社,19986 成大先.机械设计手册.第五卷.第三版.北京:化学工业出版社,19987 中国矿业大学机械制图教材编写组.画法几何及机械制图. 徐州:中国矿业大学出版社,20028 Wang Desheng and Zhou Aiping.Design of Drive Systems about Belt Driving Frictional Transmission. Proceedings of The 4th International conference on Material Handling & Loistics Systems. Beijing China Railway Publishing House,20029 ISO 5048 Continuous Mechanical Handling Equipment-Belt Conveyer with Camying IdlersCalculation of Operating Power and Tensile Forces,198910 许高燕 徐润英:钻机设计.中国地质大学出版社. 199311 甘永立.几何量公差与检测.上海:上海科学技术出版社,200512 刘鸿文.简明材料力学.北京:高等教育出版社,1997翻译部分英文原文Gear mechanismsGear mechanisms are used for transmitting motion and power from one shaft to another by means of the positive contact of successively engaging teeth. In about 2,600B.C., Chinese are known to have used a chariot incorporating a complex series of gears like those illustrated in Fig.2.7. Aristotle, in the fourth century B .C .wrote of gears as if they were commonplace. In the fifteenth century A.D., Leonardo da Vinci designed a multitude of devices incorporating many kinds of gears. In comparison with belt and chain drives ,gear drives are more compact ,can operate at high speeds, and can be used where precise timing is desired. The transmission efficiency of gears is as high as 98 percent. On the other hand, gears are usually more costly and require more attention to lubrication, cleanliness, shaft alignment, etc., and usually operate in a closed case with provision for proper lubrication.Gear mechanisms can be divided into planar gear mechanisms and spatial gear mechanisms. Planar gear mechanisms are used to transmit motion and spatial gear mechanisms. Planar gear mechanisms are used to transmit motion and power between parallel shafts ,and spatial gear mechanisms between nonparallel shafts.Types of gears(1) Spur gears. The spur gear has a cylindrical pitch surface and has straight teeth parallel to its axis as shown in Fig. 2.8. They are used to transmit motion and power between parallel shafts. The tooth surfaces of spur gears contact on a straight line parallel to the axes of gears. This implies that tooth profiles go into and out of contact along the whole facewidth at the same time. This will therefore result in the sudden loading and sudden unloading on teeth as profiles go into and out of contact. As aresult, vibration and noise are produced.(2) Helical gears. These gears have their tooth elements at an angle or helix to the axis of the gear(Fig.2.9). The tooth surfaces of two engaging helical gears inn planar gear mechanisms contact on a straight line inclined to the axes of the gears. The length of the contact line changes gradually from zero to maximum and then from maximum to zero. The loading and unloading of the teeth become gradual and smooth. Helical gears may be used to transmit motion and power between parallel shaftsFig. 2.9(a)or shafts at an angle to each otherFig. 2.9(d). A herringbone gear Fig. 2.9(c) is equivalent to a right-hand and a left-hand helical gear placed side by side. Because of the angle of the tooth, helical gears create considerable side thrust on the shaft. A herringbone gear corrects this thrust by neutralizing it , allowing the use of a small thrust bearing instead of a large one and perhaps eliminating one altogether. Often a central groove is made around the gear for ease in machining.(3) Bevel gars. The teeth of a bevel gear are distributed on the frustum of a cone. The corresponding pitch cylinder in cylindrical gears becomes pitch cone. The dimensions of teeth on different transverse planes are different. For convenience, parameters and dimensions at the large end are taken to be standard values. Bevel gears are used to connect shafts which are not parallel to each other. Usually the shafts are 90 deg. to each other, but may be more or less than 90 deg. The two mating gears may have the same number of teeth for the purpose of changing direction of motion only, or they may have a different number of teeth for the purpose of changing both speed and direction. The tooth elements may be straight or spiral, so that we have plain and spiral bevel gears. Hypoid comes from the word hyperboloid and indicates the surface on which the tooth face lies. Hypoid gears are similar to bevel gears, but the two shafts do not intersect. The teeth are curved, and because of the nonintersection of the shafts, bearings can be placed on each side of each gear. The principal use of thid type of gear is in automobile rear ends for the purpose of lowering the drive shaft, and thus the car floor.(4) Worm and worm gears. Worm gear drives are used to transmit motion and ower between non-intersecting and non-parallel shafts, usually crossing at a right angle, especially where it is desired to obtain high gear reduction in a limited space. Worms are a kind of screw, usually right handed for convenience of cutting, or left handed it necessary. According to the enveloping type, worms can be divided into single and double enveloping. Worms are usually drivers to reduce the speed. If not self-locking, a worm gear can also be the driver in a so called back-driving mechanism to increase the speed. Two things characterize worm gearing (a) large velocity ratios, and (b) high sliding velocities. The latter means that heat generation and power transmission efficiency are of greater concern than with other types of gears.(5) Racks. A rack is a gear with an infinite radius, or a gear with its perimeter stretched out into a straight line. It is used to change reciprocating motion to rotary motion or vice versa. A lathe rack and pinion is good example of this mechanism.Geometry of gear toothThe basic requirement of gear-tooth geometry is the provision of angular velocity rations that are exactly constant. Of course, manufacturing inaccuracies and tooth deflections well cause slight deviations in velocity ratio; but acceptable tooth profiles are based on theoretical curves that meet this criterion.The action of a pair of gear teeth satisfying this requirement is termed conjugate gear-tooth action, and is illustrated in Fig. 2.12. The basic law of conjugate gear-tooth action states that as the gears rotate, the common normal to the surfaces at the point of contact must always intersect the line of centers at the same point P called the pitch point.The law of conjugate gear-tooth can be satisfied by various tooth shapes, but the only one of current importance is the involute, or, more precisely, the involute of the circle. (Its last important competitor was the cycloidal shape, used in the gears of Model T Ford transmissions.) An involute (of the circle) is the curve generated by any point on a taut thread as it unwinds from a circle, called the base circle. The generation of two involutes is shown in Fig. 2.13. The dotted lines show how these could correspond to the outer portion of the right sides of adjacent gear teeth. Correspondingly, involutes generated by unwinding a thread wrapped counterclockwise around the base circle would for the outer portions of the left sides of the teeth. Note that at every point, the involute is perpendicular to the taut thread, since the involute is a circular arc with everincreasing radius, and a radius is always perpendicular to its circular arc. It is important to note that an involute can be developed as far as desired outside the base circle, but an involute cannot exist inside its base circle.Let us now develop a mating pair of involute gear teeth in three steps: friction drive, belt drive, and finally, involute gear-tooth drive. Figure 2.14 shows two pitch circles. Imagine that they represent two cylinders pressed together. If slippage does not occur, rotation of one cylinder (pitch circle) will cause rotation of the other at an angular velocity ratio inversely proportional to their diameters. In any pair of mating gears, the smaller of the two is called the pinion and the larger one the gear. (The term “gear” is used in a general sense to indicate either of the members, and also in a specific sense to indicate the larger of the two.) Using subscripts p and g to denote pinion and gear, respectively.In order to transmit more torque than is possible with friction drive alone, we now add a belt drive running between pulleys representing the base circles, as in Fig 2.15. If the pinion is turned counterclockwise a few degrees, the belt will cause the gear to rotate in accordance with correct velocity ratio. In gear parlance, angle is called the pressure angle. From similar triangles, the base circles have the same ratio as the pitch; thus, the velocity ratio provided by the friction and belt drives are the same.In Fig. 2.16 the belt is cut at point c, and the two ends are used to generate involute profiles de and fg for the pinion and gear, respectively. It should now be clear why is called the pressure angle: neglecting sliding friction, the force of one involute tooth pushing against the other is always at an angle equal to the pressure angle. A comparison of Fig. 2.16 and Fig.2.12 shows that the involute profiles do indeed satisfy the fundamental law of conjugate gear-tooth action. Incidentally, the involute is the only geometric profile satisfying this law that maintains a constant pressure angle as the gears rotate. Note especially that conjugate involute action can take place only outside of both base circles.Nomenclature of spur gear The nomenclature of spur gear (Fig .2.17) is mostly applicable to all other type of gears.The diameter of each of the original rolling cylinders of two mating gears is called the pitch diameter, and the cylinders sectional outline is called the pitch circle. The pitch circles are tangent to each other at pitch point. The circle from which the involute is generated is called the base circle. The circle where the tops of the teeth lie is called the dedendum circle. Similarly, the circle where the roots of the teeth lie is called the dedendum circle. Between the addendum circle and the dedendum circle, there is an important circle which is called the reference circle. Parameters on the reference circle are standardized. The module m of a gear is introduced on the reference circle as a basic parameter, which is defined as m=p/. Sizes of the teeth and gear are proportional to the module m.The addendum is the radial distance from the reference circle to the addendum circle. The dedendum is the radial distance from the reference circle to the dedendum circle. Clearance is the difference between addendum and dedendum in mating gears. Clearance prevents binding caused by any possible eccentricity.The circular pitch p is the distance between corresponding side of neighboring teeth, measured along the reference circle. The base pitch is similar to the circular pitch is measured along the base circle instead of along the reference circle. It can easily be seen that the base radius equals the reference radius times the cosine of the pressure angle. Since, for a given angle, the ratio between any subtended arc and its radius is constant, it is also true that the base pitch equals the circular pitch times the cosine of the pressure angle. The pressure angle is the angle between the normal and the circumferential velocity of the point on a specific circle. The pressure angle on the reference circle is also standardized. It is most commonly 20(sometimes 15).The line of centers is a line passing through the centers of two mating gears. The center distance (measured along the line of centers) equals the sum of the pitch radii of pinion and gear.Tooth thickness is the width of the tooth, measured along the reference circle, is also referred to as tooth thickness. Width of space is the distance between facing side of adjacent teeth, measured along the reference circle. Tooth thickness plus width of space equals the circular pitch. Backlash is the width of space minus the tooth thickness. Face width measures tooth width in an axial direction.The face of the tooth is the active surface of the tooth outside the pitch cylinder. The flank of the tooth is the active surface inside the pitch cylinder. The fillet is the rounded corner at the base of the tooth. The working depth is the sum of the addendum of a gear and the addendum of its mating gear.In order to mate properly, gears running together must have: (a) the same module; (b) the same pressure angle; (c) the same addendum and dedendum. The last requirement is valid for standard gears only. Rolling-Contactbearings The rolling-contact bearing consists of niier and outer rings sepatated by a number of rolling elements in the form of balls ,which are held in separators or retainers, and roller bearings have mainly cyinndrical, conical , or barrelcage.The needles are retainde by integral flanges on the outer race, Bearigs with rolling contact have no skopstick effect,low statting torqeu and running friction,and unlike as in journal bearings. The coefficient of friction varies little with load or opeed.Probably the outstanding of a rolling-contant beating over a sliding bearing is its low statting friction.The srdinary sliding bearing starts from rest with practically metal to metal contact and has a high coefficient of friction as compared with that between rolling members.This teature is of particular important in the case of beatings whcch vust carry the same laode at test as when tunning,for example.less than one-thirtieth as much force is required to start a raliroad freight car equopped with roller beatings as with plain journal bearings.However.most journal bearing can only carry relatively light loads while starting and do not become heavily loaded until the speed is high enough for a hydrodynamic film to be built up.At this time the friction id that in the luvricant ,and in a properly designed journal bearing the viscous friction will be in the same order of magnitude ad that for a that for a rolling-conanct bearing.中文译文齿轮机构齿轮机构用来传递运动和动力，通过连续啮合轮齿的正确接触，从一根轴传动到另一根轴。大约公元前2600年，中国人就能够使用一
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