钻机设计.doc

摘要随着我国基本建设的不断加速，正反循环钻机由于其成本低廉、市场需求旺盛、盈利能力强而受到很多企业追捧。4万亿基础建设投资的逐步到位，其中公路、铁路建设占大部分比例，这也为正反循环钻机提供了广阔的市场需求。 从国内外的现状来分析，正反循环钻机在以下几方面还存在着问题：第一，现有回转式反循环钻机成孔直径小，一般都在1米以下。由于铁路、公路、桥梁建设要求的桩孔直径大都在1米以上，这极大的限制了正反循环钻机的使用范围。第二，现有回转式反循环钻机多采用重锤加压，只适用于较软的土层，无法适用于岩层较复杂的地形。针对以上几方面问题，本文对正反循环钻机的钻进性能做了改进，主要包括以下两反面内容：第一，动力头采用渐开线行星齿轮传动，在提高钻进性能（最大成孔直径可达2m，最大钻孔深度可达80m）的同时，保证了动力头的紧凑性、对称性，这有利于保证桩孔的垂直度。第二，采用了纵向进给机构，大大提高了钻进性能（可钻进f2级的岩土）。该机构由带小功率电机的卷扬机和滑轮组组成，可实现微速进给、快速提升，大大提高了成孔质量和成孔效率。另外，本钻机采用全电力驱动，有利于实现速度控制。本文主要内容包括正反循环钻机的总体设计、动力头的设计、起升/进给机构的设计以及配套设备的选型。1绪论1.1 引言正反循环桩孔钻机是在传统无循环成孔钻机的基础上发展起来的新机型。该机将传统的无循环钻进工艺改成先进的反循环钻进工艺，克服了无循环钻进造成的孔底重复破碎的致命弱点，使钻效提高数倍之多，给成孔钻机注入了新的活力。同时该钻机又保留了冲击钻机结构简单、可靠、操作维修方便的优点。在目前灌注桩施工中取得较好的效果，使这种钻机在岩土钻掘的领域中占有重要的一席之地。冲击反循环多采用泵吸反循环方式，也可采用气举反循环，前者配砂石泵，后者配空压机。1.2 课题研究的意义及目的近几年，随着我国基本建设的不断加速，反循环钻机由于其成本低廉、市场需求旺盛、盈利能力强而受到很多企业追捧。正反循环桩孔钻机是在传统无循环成孔钻机的基础上发展起来的新机型。该机将传统的无循环钻进工艺改成先进的反循环钻进工艺，克服了无循环钻进造成的孔底重复破碎的致命弱点，使钻效提高数倍之多，给成孔钻机注入了新的活力。该类钻机主要适于砂土、粘性土、粉质土等土层施工，在灌注桩基础加固等多种地基基础施工中得到广泛应用。 总之，我国基础建设特别是高铁建设为桩工机械行业提供了巨大的发展空间，也对桩工机械企业及其产品提出了更高的要求。对于旋挖钻机的研究能够促进桩工机械行业的发展，为我国未来几年的基础建设提供了物质保障。1.3国内外研究现状及存在的问题 意大利马塞伦蒂公司生产的机械式MR-2型反循环钻机是一种拖车装钻机。采用卷扬冲击方式，冲击钻进时由两台同步卷扬机提落钻头来完成。为确保两台卷扬机同步，配有补偿机构，采用泵吸反循环方式。日本神户制钢生产的KPC-1200型冲击反循环钻机采用液压驱动方式，由液压马达通过传动装置分别带动提排渣管的卷筒卷扬机和冲击钻进用的双筒同步卷扬机，用离合器的离合进行冲击，通过自动控制装置可自动调节冲击行程和次数。排渣方式以气举反循环为主。冲击钻进时用套管跟进护壁。国内技术现状：目前国内生产循环钻机厂商主要有上海探矿机械厂、山东探矿机械厂、黄海机械厂。上海探矿机械厂GPS系列产品以机械传动、重锤加压、砂石泵反循环排渣为主要特点占据半壁江山，曾研发冲击与回转一体化钻机未果。国产循环钻机存在的主要问题如下： 现有回转式反循环钻机成孔直径小，一般都在1米以下。由于铁路、公路、桥梁建设要求的桩孔直径大都在1米以上，这极大的限制了正反循环钻机的使用范围。现有回转式反循环钻机多采用重锤加压，只适用于较软的土层，无法适用于岩层较复杂的地形。 产品模仿甚至抄袭现象严重，创新不足，缺少自己的特点，销售上只能拼价格。旋挖钻机对资金和技术的要求都非常高，有的企业不愿意在技术上投入，只看到眼前利益，这样的企业也许在市场高峰时能赚到钱，但不可能长久。 国产配套件的质量应进一步提高，如钻杆、钻具。遇到坚硬地层施工困难，像郑西线的某些地层有大量卵石，国产钻机与国外钻机相比差距很明显，钻具问题需要主机厂与配套件厂联合攻关。 施工配套工艺工法研究不够。我国地域辽阔，在南方较软地区或在含有大量卵石地层，单一旋挖钻机成孔困难，需要一些其他设备配合才能施工。国外广泛使用套管式钻机配合施工，国内可采用振动桩锤沉拔大深度钢护筒配合施工。2 正反循环钻机总体设计2.1总体功能原理设计2.1.1 设计题目分析表2-1 设计题目分析与分析结果一览表分类层次目标系统类属基本功能基本约束基本难点一级分类桩机打桩打入或钻进性能1钻进性能2钻杆垂直度的调节3钻进深度、稳定性与行驶轮廓尺寸的矛盾二级分类回转成孔桩机回转成孔起升变幅钻进性能起重性能钻杆垂直度回转扭矩三级分类正反循环钻机泥浆护壁钻杆、动力头密封四级分类流动式正反循环钻机底盘支腿行驶性能行驶轮廓尺寸表2-2 难点分析与对策一览表难点钻进性能钻杆垂直度调节钻进深度与行驶轮廓尺寸的矛盾明确问题地质情况复杂；不同的建筑工程对桩孔深、孔径有着不同的要求。成孔的垂直度是影响成孔质量好坏的重要因素；如今，建筑工程对桩基质量要求越来越高XZ15钻机钻进最大深度为60m，要求钻架高度12m，影响车辆行驶长度；支腿宽度影响车辆行驶宽度。寻找线索增大动力头的扭矩；提高钻具的切削性能；电液比例伺服控制系统。自动垂直调平系统拆装式结构折叠式结构伸缩式结构对策提高动力头扭矩，加压进给自动垂直调平系统拆装式、伸缩式结构2.1.2 功能模块分析表2-3 功能模块划分与可能形态阵行向量缩减一览表行号功能模块行向量元素取舍说明1钻进回转振动冲击纵向加压优点：口径大缺点：无法钻进较硬的岩层2起升绳轮+绳筒续表行号功能模块行向量元素取舍说明3变幅伸缩摆臂（挠）摆臂（刚）限值带载伸缩加大伸缩载荷臂架受力不好4底盘履带式汽车式高速公路禁行越野性能有限5支腿蛙式X式H式折叠式辐射式跨距有限适应性差布置空间有限布置空间有限2.1.3 总体功能原理方案图2-1 总体功能原理图2.2总体技术任务拟定2.2.1非量化指标表2-4 本机的功能与构造非量化指标一览表（摘选）分功能与构造满足条件补充条件钻进动力头转速，纵向加压、调速，紧急制动起升升，停，制动变幅升，降，停防止载荷拖动支腿适应性强，易于调平防止非操纵动作底盘稳定性其他备选副卷扬机，泥浆泵或注水泵2.2.2 量化指标类比同类产品，按照国家标准，应当实现以下参数。表2-5 钻进作业能力参数最大钻孔直径Dmax 2m动力头最大扭矩Tmax 23.5kNm最大钻孔深度Lmax 80m最大回转速度nmax 15r/min最大推进力66KN最大推进速度10mm/min泥浆泵流量200m3h泥浆泵扬程26m每节钻杆长度2m每节钻杆重量100kg表2-6 起升作业能力参数最大提拉力66KN最大起升速度0.17m/s表2-7 行驶与通过性能参数行驶最高车速2km/h行驶自重20t总长7205mm总宽2985mm总高3740mm2.3总体驱动方案设计2.3.1功率估算1) 初始参数的选定 采用有钻杆回转钻进的钻机，其钻机的能力参数包括：钻进孔深、钻孔直径、钻杆直径和钻孔倾角。这些参数表明了钻机可以完成的钻孔结构，同时反映出钻机的钻进能力和使用的范围。 最大钻孔深度Lmax根据实际情况，结合市场需求，选取最大钻孔深度为80m。 最大钻孔直径Dmax根据实际情况，结合市场需求，选取最大钻孔直径为2m。 钻杆直径dZ与长度L钻杆直径大小与孔深、孔径、转速和传递功率大小有关。一般钻孔越深，直径越大，所用钻杆的直径也越大。如果钻孔直径大，而采用的钻杆直径小，钻杆在钻孔中的弯曲度增加，工作条件恶化，不仅影响钻进速度和质量，而且也容易引起孔内事故，特别是在高转速的情况下，更加容易导致以上情况的发生。因此，根据钻杆的转速高低，钻杆直径与钻孔直径应有合理的级配关系。目前，我国钻杆直径与钻孔直径的级配关系大致如下表2-8（文献1）所列。表2-8 钻杆直径与钻孔直径的级配关系钻孔类别岩心探空水文孔水井孔工程桩孔钻进方法钢粒钻进合金钻进金刚石钻进以合金为主以合金为主以合金为主级配(D/d)2.82.21.12.02.54610根据实际情况，D取1.5m，D/d取6.8，得dZ = 1500/6.8 = 219.6mm。查文献7表2-120选用无缝钢管，其直径为dZ=219mm，壁厚=6mm 根据实际情况，取钻杆长度L = 2000mm2) 功率估算 动力头功率动力头输出轴所需的功率Pz由钻头在孔底破碎岩石所消耗的功率Pp，及回转钻杆所消耗的功率Pg所组成。 Pp=Px+Pm Pp孔底破碎岩石所需的功率 Px钻头切削岩石所需的功率 Pm钻头与孔底、孔壁摩擦所消耗的功率 切削岩石所需功率Px钻头切削岩石所需的功率可根据切削原理推导出下面的计算公式： Px(Kw)=mMPahcm0.75nr/minFcm23104 单向压缩情况下，岩石的抗压强度极限(见参考文献表1-10)；m钻头上硬质合金的组数或刮刀数目；n钻头的转速；F孔底碎岩面积；D、d钻头的外径及内径；h每组合金或每片刮刀每转的吃入深度，h=vmn ，v为平均钻速。把岩石单轴抗压强度极限的1/10作为岩石的坚固性系数，即f=/10，根据文献3表2-9，结合市场需求，取f=2，即可以钻入软弱页岩，很软的石灰岩，白垩，盐岩，石膏，无烟煤，破碎的砂岩和石质土壤。则：=20MPa刮刀数目m取3；钻头钻速取15r/min；孔底碎岩面积F=422-1.52=1.1744104cm2；每片刮刀的吃入深度h=10mm/min315r/min=0.0222cm； Px(Kw)=320MPa0.0222cm0.7515r/min1.1744104cm23104=20.2629kW 钻头与孔底摩擦消耗功率Pm钻头与孔底摩擦所消耗的功率可采用下式计算： PmkW=fCkNnr/minR3cm-r3cm1432R2cm-r2cm 系数，决定于钻孔的弯曲度、钻杆的弯曲度及钻具质量，通常=1.11.3； f钻头与岩石的摩擦系数，见表； n钻头转速； C钻压； R钻头外半径； r钻头内半径表2-10 钻头与岩石的摩擦系数岩石名称花岗岩石英砂岩石灰岩泥质岩粘土摩擦系数0.30.40.350.50.250.550.20.30.120.2取1.3； 根据实际地质状况，取f = 0.2； 转头转速n = 15r/min； 钻压C = 20kN； R = 1m； r = 0.75m； PmkW=1.30.220kN15r/min13-0.753106cm3143212-0.752104cm2=7.1977kW 回转钻杆所需功率Pg回转钻杆所需功率与钻杆的直径、长度、钻秆的连接方式、钻杆的弯曲率、钻杆的回转速度、孔壁情况、孔内冲洗液类型、钻杆的受裁情况等因案有关。这些因素对研究回转钻杆所需功率带来较大的难度和复杂性。目前的研究是基于一定的条件下，考虑影响回转钻杆功率的主要因素，得出在一定范围内适用的经验公式。回转钻杆所需功率包括空转钻杆功率和钻进时，钻头承受一定的轴向载荷下，回转钻杆所附加的功率。费氏公式： PgkW=ckg/m3d2(m)L(m)n1.7(r/min)浦氏公式： PgkW=1.1510-8kg/m3L(m)n1.6(r/min) 泥浆的重度； L钻杆柱长度； d钻杆直径； n钻头转速； c系数，和斜井有关，直井时c=18.810-8。 护壁泥浆，需结合不同工程的不同地质情况而定，根据实际情况，取1.3kg/m3； 钻杆长度L = 100m； 钻杆直径d = 220mm； 钻头转速n = 15r/min； 成孔桩多为直井，c=18.810-8；按浦氏公式计算： PgkW=1.1510-81.5kg/m3100m1.51.6rmin=0.0033W按费氏公式计算： PgkW=18.810-81.5kg/m30.222m2100m1.51.7rmin=0.0272W 取Pg=0.0272W 动力头输出轴所需功率Pz综上所述，动力头输出轴所需的功率： Pz=Px+Pm+Pg=20.2629+7.1977+0.027210-3 =28.0606kW系统效率： D=0.990.980.990.98=0.9413 动力头输入轴所需功率： Pi= Pz=28.06060.9413=29.8105kW 起升功率 滑轮组末端最大张力S5（=1.02）： S5=-15-14Q=1.02-11.025-11.024120009.8 =24.4561kN 滚筒所需转矩T（滚筒直径Dg=0.5m）： T=S5Dg2=24.45610.52=6.1140kNm 起升功率（n = r/min）： Ps=Tn9550=6114.02595500.93=17.2kW 行驶功率 行驶阻力FR： FR=fcos+sinGS+KSv2 GS机器的使用重量，约为15t；f滚动阻力系数，其数值与行走机构类型、地面的力学特性有关，一般用试验测定，根据表1-11（文献2），取f = 0.10；K空气阻力系数，与机械的外形有关，有试验确定；履带式工程机械，由于其行驶速度较低，空气阻力较小，取K = 1；S机械正面投影面积，S = 2.63.6 = 9.36m2； v行驶速度，v = 2km/h；表2-11 常见工况下的滚动阻力系数机型路面土质轮胎式履带式混凝土0.0180.05冰结冰雪地0.0230.030.04砾石路0.029坚实土路0.0450.07松散土路0.0700.10泥泞地、沙地0.090.180.100.15 FR=0.10cos0+sin0159.8103+119.36 22=14777.44N 工作头功率Pt Pt=FRv3600=14777.4423600=8.2kW 系统功率x x=0.970.95=0.9215 行驶功率Px Px=Ptx=8.20.9215=8.8985kW 泥浆泵功率PB选用18.5kW，详见第7章 驱动液压泵所需功率 液压泵的工作压力pP 根据液压缸和液压马达的最大工作压力，系统压力pP=15MPa，详细计算见第7章液压系统的设计。 液压泵的流量qP液压泵的总效率P=0.8，液压泵流量qP=73.5L/min，详细计算见第7章液压系统的设计。 液压泵驱动功率PP PP=pPqP=1510673.510-3600.8=22.9688kW3) 钻机匹配动力机功率的确定钻机工作时，并非所有工况同时进行，所以钻机所需功率按钻机在各工况下所需功率的最大值计。钻机所需最大功率可能出现在提升、钻进或行驶三种工况下，故钻机所需的功率为： 提升时所需功率P1 P1=Ps=17.2kW 钻进时所需功率P2 P2= Pi+PB+Ps=29.8105+18.5+17.2=65.5105kW 行驶时所需功率P3 P3=Px=8.8985kW 动力机所需功率PD按各工况下所需功率的最大值计，则： PD=P2=65.5105kW2.3.2发动机选型选用BF-V142柴油发电机组，参数如下：频率：50Hz；主用功率：104kW；备用功率：114kW；尺寸：276011401830；柴油机：VOLVO TD520GE2.3.3总体驱动方案 可选驱动方案 内燃机机械驱动 内燃机电力驱动 内燃机液压驱动 内燃机液力机械驱动 确定驱动方案 钻进作业驱动方案 (内燃机)电力机械驱动 起升作业驱动方案 (内燃机)电力机械驱动 底盘驱动方案 (内燃机)电力液力机械驱动 总体驱动原理 总体驱动框图减速器回转盘动力头电动机滑轮组滚筒减速器卷扬机电动机变幅液压缸液压泵液压泵电动机电网或发电机液压泵电动机支腿液压缸底盘液压马达泥浆泵泥浆泵电动机驱动轮减速器真空泵真空泵电动机 总体驱动原理描述 该驱动方案的动力传动分钻进作业、卷扬提升和底盘驱动系统三部分，以及泥浆泵和真空泵辅助系统。所有的系统均由电动机来驱动。2.3.4液压系统方案2.4工作机构方案设计2.4.1钻进机构钻进机构由动力头、钻杆、钻头和纵向进给装置组成。动力头是由电动机、减速器和回转盘组成，其作用是提供回转扭矩，扭矩由钻杆传递给钻头，从而实现岩土的切削。钻杆每节2米，由螺纹连接而成。由于岩土的强度、硬度因地质而异，纵向进给装置可根据土质的不同来调节进给速度，从而达到最佳的钻进效果。纵向进给装置由卷扬机和滑轮组组成，它与起升装置有效的结合为一体，使钻机结构更加紧凑，且大大的降低了成本。钻进原理简图如下图所示。2.4.2起升机构起升机构是由卷扬机和滑轮组组成，起到对钻杆钻头的起升/进给作用。2.4.3变幅机构2.4.4行走机构 采用履带式底盘，液压驱动。2.5 安全方案设计 全自动力矩限制器，过载与过卷自动保护装置，钻进深度限位装置，其实我那个高度限位装置，支腿液压锁，弹性悬架锁死功能与调节功能。2.6 稳定性计算 P=930G2490=93010t2490=3.74t底盘与车上设备重5t，支腿展开面积为4900mm4300mm，满足稳定性要求2.7 总体图绘制3 动力头的设计3.1动力头的结构原理动力头是钻机主要的工作机构。它由电动机和减速器组成。动力头电动机高速旋转通过减速器后，回转盘通过其内部的套筒式主轴驱动钻杆旋转，实现钻杆钻孔的主运动。3.2电动机的选型3.2.1电动机输出功率的计算 动力头输出轴所需的功率：Pz=28.0606kW 传动装置总效率D动力头功率流如下图所示：由文献3表9-1以及文献4表3-1查得：挠性联轴器：1=0.99单级行星齿轮减速器：2=0.98单级圆柱齿轮减速器：3=0.98 D=0.990.980.990.98=0.9413动力头输入轴所需功率 Pi： Pi=PzD=28.06060.9413=29.8105kW电动机的额定功率P与电动机输出功率P之间有以下关系：PKP式中K为功率储备系数，取K=1.2则:P1.229.8105=35.7726kW选择动力头电动机功率为37kW，查文献3表16-2:选用Y250M-6型，额定功率37kW，满载转速980r/min。3.3减速器的设计3.3.1传动方案的拟定根据传动装置各部分的相对位置，综合考虑工作机的性能要求、工作条件和可靠性，以使结构简单、尺寸紧凑、加工方便、传动效率满足要求等，选择两级渐开线行星齿轮传动和展开式一级圆柱齿轮传动串联而成，机构传动方案简图如图3-1所示。1. 电动机 2.两级行星齿轮传动 3.单级圆柱直齿齿轮传动 4.钻杆图3-1 传动方案简图3.3.2运动和动力参数的计算2.3.2.1传动比的计算及分配(1) 电动机满载转速980r/min 工作机的转速为15r/min(2) 总传动比i=nn=98015=65.3(3) 传动比分配：行星齿轮减速器传动比为：i1=18.1 圆柱齿轮减速器传动比为：i2=3.6(4) 传动装置运动参数计算 轴1(行星齿轮传动输出轴) P1=P12=370.990.98=35.8974kWn1=ni1=98018.1=54.14r/min T1=9550P1n1=955035.897454.14=6336.787Nm 轴2(圆柱齿轮传动输入轴) P2= P11=35.89740.99=35.5384kWn2=n11=54.141=54.14r/min T2=9550P2n2=955035.538454.14=6273.414Nm 轴3(圆柱齿轮减速器输出轴) P3= P23=35.53840.98=34.8276kWn3=n2i2=54.143.6=15.03r/min T3=9550P3n3=955034.827615.03 =22129.313Nm 将以上数据列表轴号转速n(r/min)功率P(kW)转矩T(Nm)传动比i效率电机轴98037360.56118.113.60.97020.990.98轴154.1435.89746336.787轴254.1435.53846273.414轴315.0334.827622129.3133.3.3行星齿轮减速器的设计计算3.3.3.1传动比的计算及分配 计算总传动比总传动比i=18.1因为行星轮数目cs=3时，传动比范围只有iAHB=2.113.7，故选用NGW型两级行星齿轮传动。 传动比的分配分配原则是各级传动等强度和获得较小的外型尺寸，在NGW型两级行星齿轮传动中，用角标1表示高速级参数，2表示低速级参数。设高速级与低速级外啮合齿轮材料、齿面硬度相同，则Hlim1=Hlim2；取行星轮数目cs=3；齿面工作硬化系数ZW1=ZW2；低速级内齿轮分度圆直径db2与高速级内齿轮分度圆直径db1之比值以B表示，并取B=db2db1=1.2；取载荷不均匀系数KC1=KC2；取齿宽系数21=1.2。因为动载系数KV、接触强度计算的齿向载荷分布系数KH及接触强度计算的寿命系数ZN的三星乘积KV1KH1ZN2KV2KH2ZN1等于1.82.0，故取KV1KH1ZN2KV2KH2ZN1=1.9。所以A=cs12KC1KV1KH1ZN2ZW2Hlim22cs21KC2KV2KH2ZN1ZW1Hlim12=1.21.9=2.28E=AB3=2.281.23=3.94在使用文献8图6-9，查出NGW型两级行星齿轮传动的传动比分配i1=4.5，i2=ii1=18.14.5=4.03.3.3.2高速级配齿计算 配齿计算通常行星齿轮数目cs=3，过多会使其载荷均衡困难，过少又发挥不了行星齿轮传动的优点，由于i1=4.5距可能达到的传动比极限值较远，所以可不检验邻接条件。各齿轮数按传动比条件公式ia1c1b1za1cs=c进行配齿计算，计算中根据ia1c1b1并适当调整，使c等于整数，再求出za1应尽可能取质数，并使za1/cs整数。 则ia1c1b1za1cs=4.5za13=34所以za1=23 zb1=ccs-za1=343-23=79 zc1=12zb1-za1=1279-23=28 这些符合za1取质数，za1/cs整数，zb1/cs整数，且zb1/zc1及za1/zc1无公约数，c/cs整数的NGW型配齿要求。采用高变位，因ia1c1b1=4.54,所以太阳轮取正变位，行星轮和内齿轮取负变位，即即xa1=0.3，xc1=xb1=-0.3。如果ia1c1b1350,则取1=0.5。按接触强度初算中心距a公式：a=484u13KTAHlim2umm计算中心距 （内啮合用”-”表示）：a1=4841.22+132.4138.2150.6160021.22=60.330mm模数m=2aza1+zc1=260.33023+28=2.37，取模数m1=33.3.3.4计算A-C传动的实际中心距和啮合角AC实际中心距aAC1=m12za1+zc1=3223+28=76.5mm因是直齿轮高变位，则YAC1=a-aAC1m1=76.5-76.53=0cosAC=aAC1acos=cos20所以AC=203.3.3.5计算C-B传动的中心距和啮合角CB实际中心距：aCB1=m12zb1-zc1=3279-28=76.5mm因为中心距变动系数YCB1=a-aCB1m1=76.5-76.53=0，所以啮合角CB=20。3.3.3.6几何尺寸计算按高变位齿轮传动的几何计算A、C、B三轮的几何尺寸。 分度圆直径 da1=m1za=323=69mm dc1=m1zc=328=84mm db1=m1zb=379=237mm 齿顶高 haa1=ha*+xa1m1=1+0.33=3.9mm hac1=ha*+xc1m1=1-0.33=2.1mm hab1=ha*-ha*-xb1m1=1-0.16-(-0.3)3=3.42mm式中ha*=7.551-xb2zb=7.551+0.3279=0.16 齿根高 hfa1=ha*+c*-xa1m1=1+0.25-0.33=2.9mm hfc1=ha*+c*-xc1m1=1+0.25-(-0.3)3=4.7mm hfb1=ha*+c*+xb1m1=1+0.25+(-0.3)3=2.9mm 齿高 ha1=haa1+hfa1=3.9+2.9=6.8mm hc1=hac1+hfc1=2.1+4.7=6.8mm hb1=hab1+hfb1=3.42+2.9=6.32mm 齿顶圆直径 daa1=da1+2haa1=69+23.9=76.8mm dac1=dc1+2hac1=84+22.1=88.2mm dab1=db1-2hab1=237-23.42=230.16mm 齿根圆直径dfa1=da1-2hfa1=69-22.9=63.2mmdfc1=dc1-2hfc1=84-24.7=74.6mmdfb1=db1+2hfb1=237+22.9=242.8mm3.3.3.7验算A-C传动的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度强度计算所用公式同定轴线齿轮传动，但确定KV和ZV所用的圆周速度用相对于行星架的圆周速度vH=da1n11-1i1100060ms则vH=699801-14.5100060=2.75m/sKV=1+0.093vHza1100=1+0.0932.7523100=1.06动载系数速度系数ZV由文献8表6-11查得ZV=0.964。 确定计算公式中的系数 使用系数kA=1齿间载荷分布系数kHkF弯曲强度计算时，kF=1+b-1F 接触强度计算时，kH=1+b-1H式中F及H齿轮相对于行星架的圆周速度vH及大齿轮齿面硬度HB2对kHkF的影响系数，查文献8表6-29选取F=0.8、H=0.8。b星轮数目对kHkF影响系数。对于圆柱直齿轮或人字齿轮行星传动，如果行星架刚性好，行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承，则使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计，b值可由文献8图6-10查取。d=aa1da1=0.576.569=0.554查文献8图6-10选取b=1.16 kF=1+1.16-10.8=1.13 kH=1+1.16-10.8=1.13齿间载荷分布系数kHkF：先求端面的重合度：a=12z1tana1-tan+z2tana2-tan其中：a1=cos-1da1cosdaa1=cos-1690.939776.8=32.4 a2=cos-1dc1cosdac1=cos-1840.939788.2=26.5则：a=1223tan32.4-tan20+28tan26.5-tan20 =12230.6346-0.3640+280.4986-0.3640 =1.59因为直齿的重合度=a，所以kH=kF=0.645=0.6451.59=1.026节点区域系数：zH=zH-0.00833-8式中zH=4.880.71-Y2，Y=xC+xAzA+zC=0所以zH=4.880.71-02-0.008330-8=2.53查文献5表6.4得弹性系数：ZE=189.8Nmm2接触强度计算的重合度系数：Z=4-a3=4-1.593=0.896接触强度计算的螺旋角系数：Z=cos=cos0=1接触强度计算的寿命系数ZN：因为当量循环次数Ne5107，则ZN=1。最小安全系数：取SHmin=1。润滑剂系数ZL：考虑用N46(30号)机械油作为润滑冷却剂，按文献8表6-10，取ZL=0.93。粗糙度系数ZR：按文献8表6-12，取ZR=0.94。齿面工作硬化系数：ZW=1。接触强度计算的尺寸系数：ZX=1。 A-C传动接触疲劳强度验算计算接触应力：HAC=Ftd1bu+1ukAkVkHkHZHZEZZ=2000T1d120.6a1.22+11.2211.061.131.0262.53189.80.8961=2000360.566920.676.51.22+11.221.228943430.25382=1168.8Nmm2计算许用接触应力HP，按文献8式6-13：HP=HlimZNSHminZLZVZRZWZX及强度条件：HHP 则：SHminHZNZLZVZRZWZXHlim11168.810.930.9640.9411=1386.0Nmm2350,则取2=0.60。按接触强度初算中心距a公式：a=484u13KTAHlim2umm计算中心距 （内啮合用”-”表示）：a2=4840.93+134.0609.530.6160020.93=111.634mm模数m=2aza2+zc2=2111.63429+27=3.98取模数m2=4 3.3.4.3计算A-C传动的实际中心距和啮合角实际中心距：aAC2=m22za2+zc2=4229+27=112mm因是直齿轮高变位，则YAC2=a-aAC2m2=112-1124=0cosAC2=aAC2acos=cos20所以AC2=203.3.4.4计算C-B传动的中心距和啮合角CB实际中心距：aCB2=m22zb2-zc2=4283-27=112mm因为中心距变动系数YCB2=a-aCB2m2=112-1124=0，所以啮合角CB2=20。3.3.4.5几何尺寸计算按照高变位齿轮传动的几何计算 A、B、C三轮的几何尺寸。 分度圆直径 da2=m2za=429=116mm dc2=m2zc=427=108mm db2=m2zb=483=332mm 齿顶高 haa2=ha*+xa2m2=1+0.34=5.2mm hac2=ha*+xc2m2=1-0.34=2.8mm hab2=ha*-ha*-xb2m2=1-0.16-(-0.3)4=4.56mm式中ha*=7.551-xb2zb=7.551+0.3282=0.16 齿根高 hfa2=ha*+c*-xa2m2=1+0.25-0.34=3.8mm hfc2=ha*+c*-xc2m2=1+0.25-(-0.3)4=6.2mm hfb2=ha*+c*+xb2m2=1+0.25+(-0.3)4=3.8mm 齿高 ha2=haa2+hfa2=5.2+3.8=9mm hc2=hac2+hfc2=2.8+6.2=9mm hb2=hab2+hfb2=4.56+3.8=8.36mm 齿顶圆直径 daa2=da2+2haa2=116+25.2=126.4mm dac2=dc2+2hac2=108+22.8=113.6mm dab2=db2-2hab2=332-24.56=322.88mm 齿根圆直径dfa2=da2-2hfa2=116-23.8=108.4mmdfc2=dc2-2hfc2=108-26.2=95.6mmdfb2=db2+2hfb2=332+23.8=339.6mm3.3.4.6验算A-C传动的接触强度和弯曲强度强度计算所用公式同定轴线齿轮传动，但确定KV和ZV所用的圆周速度用相对于行星架的圆周速度vH2=da2n21-1i2100060ms则vH=1169801-14.0100060=4.46m/sKV=1+0.093vH2za2100=1+0.0934.4629100=1.12动载系数速度系数ZV由文献8表6-11查得ZV=0.973。 确定计算公式中的系数 使用系数kA=1齿间载荷分布系数kHkF弯曲强度计算时，kF=1+b-1F 接触强度计算时，kH=1+b-1H式中F及H齿轮相对于行星架的圆周速度vH及大齿轮齿面硬度HB2对kHkF的影响系数，查文献8表6-29选取F=0.9、H=0.9。b星轮数目对kHkF影响系数。对于圆柱直齿轮或人字齿轮行星传动，如果行星架刚性好，行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承，则使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计，b值可由文献8图6-