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机械毕业设计全套

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JX01-051@FDP-15非开挖导向钻机主机体设计,机械毕业设计全套

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1 第一章 绪 论 1.1 选题意义 目前越来越多的大规模交通、铁道、电力、地铁、水利等建设活动过程中都需要水平定向钻探技术，即非开挖施工技术。该技术与开挖施工技术相比，具有不影响交通、不破坏环境、施工周期短、社会效益显著等优点。可广泛应用于穿越公路、铁道、建筑物、河流，以及在闹市区、古迹保护区、农作物和植被保护区等条件下进行的供水、煤气、电力、电讯、石油、天然气等管线的铺设，更新和修复。 1.2 国内外概况 1900 年美国人采用顶管法成功地实现了非开挖铺设管线的技术突破。非开挖技术经历 60 年的发展， 先后只发明了螺旋钻进法和冲击矛法技术。1970 年美国加洲人率先使用“水平导向钻进法”穿过河流铺设第一条采用此技术的管道，成为创立“水平导向钻进法”的第一人。由于他经常到全美各地推广此技术。因此，“水平导向钻进法”成为非开挖施工所普遍采用的施工工艺。随着非开挖技术的不断成熟，人们又针对不同的管网情况， 1980年发明了“胀管法”（爆管法），此技术逐步推行开来，特别是自来水行业运用较多。 国内现状：非开挖铺设更换管道技术以其独特的优越性，已被人们逐步接受，特别是在大中城市，商业繁华地区普遍采用此项技术，我国香港特别行政区已运用很久。但内地还处在起步阶段 1.3 设计特点 所谓定向钻探，就是在钻探和钻井施工中，利用 土 层造斜规律，采用人工造斜手段，或者两种同时并用，使井孔按照设计的轨迹钻达预定目标的钻进方法。在钻探施工中，根据地质条件，合理采用定向钻进方法，不但能够提高工程量，节约施工费用，而且能够缩短施工时间，获得较好的技术经济效果。 而对钻孔深度 300 米左右的水平定向钻机需求量比较大，以往的 300米水平定向钻机，存在着机械式、笨重、使用不方便等缺点。鉴于以上原因，此次毕业设计 ， 我 的导师陈少云老师让我对 300 米水平 定向钻机 （ FDP-15D）nts 2 进行 研究 。经过调研，我觉得水平定向钻机是一种小型液压钻机，应有以下特点： 1. 经济耐用可靠、质优价廉； 2. 结构简单，易于加工制造； 3. 操作简单，维修方便； 4. 适用于 50 、 60mm 两种钻杆； 5. 钻进速度快，效率高； 6. 施工周期短、综合施工成本低、社会效益显著。 7. 随着水平定向钻探技术的发展，这种钻机应具有良好的发展空间。 nts 3 第 2 章 FDP-15D 钻机 总体方案的确定 2.1 具体方案的确定 经过 陈老师的细心指导和 长时间的搜集和查阅资料，我对钻机的整体结构和工作原理都有所了解。钻机的结构与其所采用的钻进工艺相关联。目前国内外都正在研制和应用全液压钻机。全液压钻机同传统钻机一样，都是用来完成钻进和升降钻具等基本工序，以实现采取岩心，达到探矿的目的。从结构上看，全液压钻机可以分为立轴式全液压钻机和动力头式全液压钻机。二者相比较，动力头式全液压钻机具有结构简单、重量轻、操作简便、可以实现无级调速、加压给进等优点，工作效率大大改善。并且动力头式全液压钻机也是钻机的发展方向之一。综合各方 因素，我选择设计水平定向动力头式全液压钻机。 具体方案如下： 1. 考虑到此钻机常用于户外作业，动力可选 柴油机 。 2. 钻机应用 螺纹 连接钻头 精简结构 ，节约时间，提高有效钻进速度。 3. 动力头 采用 单极 齿轮减速器 ，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。 4. 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。 2.2 技术特性 1. 最大钻进深度 m300 2. 导向 孔直径 76 3. 钻杆直径 50 60 4. 动力头转速 1 6 0 / 1 1 2 0 / m i nr nts 4 第 3 章 FDP-15D 钻机结构方案的确定 一台全液压钻机主要包括主机、动力设备和操纵台三个部分。 3.1 主机部分 水平定向全液压钻机的主机包括回转机构、给进机构等基本部件。 3.1.1 回转机构 全液压动力头式钻机的回转机构，就是移动式回转器，亦称为动力头。动力头是钻机的重要组成部分，主要由回转马达、减速器、水接头组成。它的功能有二：一是传递扭矩，以带动钻具旋转钻进或拧卸钻杆；二是动力头由给进机构带动，以传递向上或向下的轴向力及其运动，用来实现加减压给进。 本 全液压钻机通常采用 导向钻杆 ，其钻进工艺对 动力头的基本要求有下列几点： 1) 动力头的钻数和扭矩应是可调的， 最 好的方案是无级调 速 ，以适应钻进工艺的需要。 2) 转数调节范围应满足钻进工艺的需要。 3) 具有正反转的能力。 4) 回转平稳、振动少和噪音不大等。 动力头转速调节范围，取决于地质条件、钻头直径以及钻进方式。由于是全液压钻机可以实现无级调速，马达的调速范围在 8300r/min 之间完全满足钻机的要求。采用 导向钻杆 钻进时，要求高转速。国外的最高转速以达 2000 3000r/min；国内大致在 1000 1500r/min，而从处理事故和拧紧钻杆的要求，则需要低速档，一 般为 200 300r/min。本设计动力头的转速范围为 1 60、 1 120r/min。 本设计的动力头主要特点如下： 1. 油马达上装有安全阀，可自动进行过载安全保护。 2. 无液压卡盘，采用螺纹连接结构，使整体结构简单化。 3. 结构紧凑，节省原材料。 4. 壳体由铸铁制成，故有良好的工艺性。 动力头按照回转油马达的安装位置不同，可分为装有油马达的动力头（ A型）和不装油马达的动力头（ B 型）两类。 A 型动力头与 B 型动力头相比，nts 5 具有结构简单紧凑、工作可靠、重量轻和搬运方便等优点。目前，国内外全液压动力头式钻机的大多数均采 用 A 型动力头。本设计也采用 A 型动力头。 A 型动力头的工作原理（图 1-1）：油马达 2 经齿轮传动箱带动输出轴回转，从而使钻具回转。 654321图 1-1 钻机动力头原理示意图 1-底座 2-马达 3-联轴器 4-减速器 5-法兰盘 6-钻头 3.1.2 给进机构 给进机构是钻机的工作机构之一，它对钻机的技术性能、工作效率以及其应用范围有着极大的影响。全液压动力头式钻机给进机构的功用有二：一是用来保证钻头具有所需压力，一 是 实现进给；二是用来“倒 杆”。 一个完善的给进机构应满足下列要求： 1) 能调节钻头压力，浅孔时加压、深孔时减压，故要求给进机构具有加压和减压等机能，压力调定后就应保持恒定不便。 2) 给进速度是可以调节的，并应能无级调速，使钻头给进速度能与机械钻速相适应。 3) 给进行程应尽可能的长。 4) 结构简单、工作可靠、操作灵活安全。并应配备有仪表来观测钻头压力、进尺和钻速等。 目前，全液压动力头式钻机的给进机构有油缸液压给进机构和油马达 链条给进机构两种。大多数钻机采用油缸给进机构。 油缸给进机构又分为一般油缸给进机构和油缸 链条倍速给进机构两nts 6 种。一般油 缸给进机构是油缸的液压力或运动直接作用于动力头和钻具；油缸的行程和动力头的给进行程相等，故又称为非倍数油缸给进机构。油缸 链条倍速给进机构是动力头的给进行程等于活塞行程的两倍。本设计选用单油缸 链条给进机构。 单油缸 链条给进机构工作原理（图 1-2）：给进油缸缸体固定在机架上，活塞杆的前端与带有链轮的 连接 轴相连接。拖板向后移动。每根链条的一端都是绕过链轮之后固定在给进机架上，而另一端绕过链轮之后分别与拖板相连接，组成为一个封闭的倍增传动链 ， 拖板行程比活塞行程增大一倍。 图 1-2 给进机构示意图 1-动力头 2-液压油缸 3-链条 3.2 动力设备部分 全液压钻机的动力设备，包括动力机、油泵、油箱、过滤器、冷却器等。 3.2.1 动力机 驱动油泵的动力机，一般采用电动机或柴油机。在坑道钻探中，也有采nts 7 用风马达的。动力机的转数，一般为 14601800 转 /分，国外钻机有增高动力机转数的趋势，高达 24003600 转 /分。这样可以大大提高油泵排油量，或缩小油泵尺寸和重量，使动力机和油泵小型化。 动力机的功率是设计钻机的依据。钻机的功用主要是用来完成钻进工序。回 转钻进所需的功率包括破碎孔底岩石和回转钻具等所需功率，前者基本上不受孔深的影响；后者当转数不高时随孔深的变化也不大，当转数较高时随孔深增加而增大。 本设计采用 柴油机 作为动力机。 3.2.2 油泵 油泵是将动力机的机械能转换成液压能的一种装置，它是液压传动中的动力源。目前，每台全液压钻机的油泵站通常有两个油泵，一个为主油泵，它向回转马达供油；另一个为辅助油泵，它向给进机构供油。但有的钻机（如泰美克 250 型钻机）只有一个油泵，它向油马达及各油缸供油。 油泵类型的选择应能满足钻机工作的特点和要求。由于钻机的回转速 度有高有低，一般主油泵选用变量油泵，并且都用轴向柱塞式变量油泵，它能使液动机实现无级容积调速；辅助油泵多用齿轮油泵，也有选用轴向柱塞式变量油泵的。这时因为轴向柱塞式变量油泵具有 体积小、重量轻、调速方便、转速高、压力大等特点，它较适用于钻机的工作需要。但定量油泵价格比较便宜。 本设计采用双油泵，主油泵采用变量泵，辅助油泵采用定量油泵。 3.2.3 油箱 油箱是用来储油、散热、分离油中杂质和空气的装置。它的形状和尺寸要根据钻机的总体布置及散热的需要来决定。按一般机械要求，油箱的有效容积为油泵的每分钟流量的三倍 以上。但是，考虑野外工作条件的需要，钻机的油箱容积不能太大。而且多数钻机在油箱里装有冷却器，因此油液的发热大为改善。本钻机也采用这种结构。 3.3 操纵台部分 “集中手柄操纵” 这是全液压钻机的特点之一。钻机的所有控制阀、各种仪表等都集中装在操纵台的控制面板上。从油泵输出的压力油经高压橡胶管到各控制阀，操纵控制阀手把的各种不同位置，使压力油经阀板下的软nts 8 管分配给各个液动机，根据钻探工艺的需要来驱动油马达、给进油缸等，从而完成钻探各工序的动作。因此，操作台是钻机的操纵驱纽。 本钻机也采用“集中手 柄操纵”。 nts 9 第 4 章 动力机的确定 4.1 电动机功率的确定 本钻机的驱动装置采用 柴油 机，因为 钻机多在野外作业，柴油机无需外接能源 。本设计的液压系统由两个独立的支路组成，油泵 马达回路系统和油泵 油缸给进系统 ， 且两油泵共用一台电动机联合驱动，因此钻机的电动机的总功率为： 给回电 NNN 其中：电N 钻机的电动机总功率 KW 回N 回转钻杆及破碎岩石所需功率 KW 给N 给进油缸所需功率 KW 4.1.1 油泵 马达回转机构 1 基本参数的确定： 机械效率 85.0 液压传动效率 85.0 钻头外径 cmD 3.7 钻头内径 0d cm 泵驱回 NN 1N动马 N321NNN 动N其中： 1N 孔底破碎岩石所需的功率 KW 2N 钻头与孔底摩擦所消耗功率 KW nts 10 3N 回转钻杆所需的功率 KW 机械效率 取 85.0 1 液压马达 效率 取 0.851 井底破碎岩石所需功率 3 0 6 0 0 0 0AN 4 31 压nmhKW 其中： n 动力头转速 r/min m 钻头切削刃数 取 2 ( ) / 4 ( )m 钻 进 回 托 h 钻进速度 min/25.0 mh 压 岩石抗压强度 见表 4 1 表 4 1 岩石抗压强度 岩 石 名 称 抗压强度（ N/cm2） 硬 土 1800 4 )8.53.7(4 )(2222 dDA 其中： A 井底环状切削面积 D 钻头外径 取 cmD 3.7 d 钻头内径 取 0d cm 将动力头各种转数以及岩石的不同抗压强度压分别代入上式中所得 1N 的相应值见表 4 2 中。 钻头与孔底摩擦所需功率 2N nts 11 19 448 00N 2 rRnef 压其中：压 岩石抗压强度 f 钻具和岩石间摩擦系数 取 3.0f e 侧摩擦系数 取 1.1e n 动力头转速 R 钻头外半径 r 钻头内半径 将动力头的不同转数和不同孔底压力代入上式中， 2N 的相应值见 表 4 2。 回转钻杆所需功率3N33.12113 1092.0 nLdN KW 其中： L 孔深 取 300000L mm d 钻杆直径 60d mm n 动力头 转速 冲洗液的比重 取 15.1 将上述各参数及动力头的不同转速代入上式中所得3N值列 表 4 2 中 。 nts 12 表 4 2 功率计算表 功 率 (kw) n min)/(r压（ N/cm2） 30（回托） 60（回托） 120（钻进） 1N1N 1800 0.22 0.26 0.037 2 1800 0.71 1.43 0.278 3N 1800 3.15 7.92 19.95 动N1800 4.08 9.61 20.265 马N1800 5.1 12.0 25.33 2 马达的选择 马达转矩的确定 mNW NM 3010 其中： M 马达的转矩 0N 马达的输出功率，根据表 4 2 取得 KWN 70 W 马达输出轴的平均角速度 602 1nW 式中： 1n 马达转速 1 2nnn 动力头 转速 按 120 转最大功率计算， 将所求的值列于表 4 3。 nts 13 表 4 3 马达转矩 min)/(rn 120 min)/(1 rn 360 )/( slW 25.13 )( mNM 507.36 )(0 KWN 25.25 根据设计要求， 用两个马达分担功率， 需选用低速大扭矩马达。其主要根据转矩 M 来选择。辅助因素包括排量、额定压力、转速范围等最终确定。 可选用 6 625TK 型 摆线 马达，其技术参数如下表 4 4。 表 4 4 马达技术参数 排量 最高 转速 最大输出转矩 最高工作压力 重量 390 /ml r 241 / minr 1380Nm 20Mpa 32.1kg 3 液压泵 的选择 液压泵的选择主要根据供油压力pp和最大供油量pq两个因素决定。 马马QNP 其中： P 马达的进油压力 马N 马达的输入功率 马Q 马达的实际输入流量 nts 14 Vnq 1Q马其中： q 马达排量 1n 马达的转速 V 容积效率 90.0V 将所求的值列于表 4 5。 表 4 5 马达及泵的流量 min)/(1 rn 120 240 min)/(LQ马 52 104 min)/(LQ泵 57.7 115.5 maxqkq p 即 马泵 QkQ 其中： k 考虑系统泄露修正系数，一般 3.11.1k 。这里取 1.1k 1pPPp 根据经验，对简单的系统 M pap 5.02.01 ，对于复杂系统M pap 5.15.01 。这里取 4.01 p 。 将所求的数值分别列于表 4 6。 nts 15 表 4-6 马达的进油压力 及 排量 压力 )(Mpan min)/(r压（ N/cm2） 120 240 P 1800 5.52 16.5 由表中的数值 ， 查液压元件手册可选： 柱塞泵 CCY14-1B,其技术参数如下表 4 7。 表 4 7 柱塞泵 的 技术参数 理论排量 最高压 力 额定转速 驱动功 率 容积效 率 重量 63 /mL r 31.5 aMP1500 / minr 26KW 91.0 kg85.7 4.1.2 油泵 油缸给进机构 1.给进油缸的基本参数 油缸数量 1 个 油缸直径 125D mm 活塞杆直径 90d mm 活塞有效行程 1200L mm 油缸面积 21 1 2 2 .7A cm活塞杆面积 22 6 3 .6A cm有效面积 212 5 9 . 1 1A A A c m 2.油泵工作压力的计算 钻机打水平孔时，油缸最大推力为 ： nts 16 摩FCW 式中： W 油缸最大推力 按设计要求 N 150KN 因此，油泵的工作压力 P 为： 2150000 2 4 4 4 . 9 8 / 2 4 . 45 9 . 1 1WP k g c m M p aA 3. 油泵最大工作流量计算 油缸回程时的最大容积油量： 11 1 . 2 3 1 2 1 4 . 7 2V A L L 油缸送进时的最大容积油量： 22 0 . 5 9 1 1 2 7 . 0 9V A L L 当选用动力头的速度 min/05.0 mv 时，动力头送进时每分钟所需油量为： m in/08.02 LvAQ 令活塞回程时间为 0.3min，则回程所需油量为： 11 5 . 3 8 8 / m i n0 . 3VQL 4. 给进油缸所需 的 功率给N22 256 0 1 0PQN K W 5 根据上面的计算， 查 液压元件手册 选用 MCY14-1B 型 柱塞泵 ，其技术参数如下 表 4 8。 表 4 8 型 柱塞泵 的 技术参数 排油量 额定压力 额定转速 驱动功率 容积效率 重量 25 /ml r 31.5 aMP1500 / minr 25KW 0.8 6.4kg nts 17 4.1.3 泥浆泵 考虑钻进润滑的需要 ,引进 HBW150/40 型泥浆泵，功率 7.5KW。 4.2 柴油机 的选择 柴油机 的功率 2 5 . 5 2 5 7 . 5 5 8N K W 柴 油 机由此，可查的此设计选用 R6105G36 型 柴油 机，其技术参数如下 表 4 9。 表 4 9 电机技术参数 额定功率 满载 转速 效率 85KW 2200 / minr 0.822 nts 18 第 5 章 机械传动系统设计 5.1 变速箱的设计 5.1.1 强度计算的依据 1) 在校核零件的强度时，假设 两液压马达全部功率输入动力头 ，然后再输入动 力 。 2) 动力头在连续工作情况下 ，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。 5.1.2 齿轮强度的计算 选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿轮。本设计的传动方案选用直齿圆柱齿轮。考 动力头 的工作环境较为恶劣，为增大齿轮使用寿命大小齿轮都选用硬齿面。根据表 5 2 选得大小齿轮的材料都为 40Cr，并且需要调质及表面淬火 ，齿面硬度为 4855HRC。精度等级选为 7 级。齿宽系数根据表 5 3 中的单级齿轮传动，两支承相对齿轮为对称布置，且两齿轮均为硬齿面。选择齿宽系数为 0.6。因为受载比较平稳、齿轮 为 硬齿面、支承为对称分布，故取 5.1K 。齿数选择时为了避免根切，对于标准直齿圆柱齿轮 17min Z ，开式齿轮传动中为保证齿根弯曲强度，常取 20171 Z ，闭式齿轮传动中常取 40171 Z ，本设计取 241 Z 。 变速箱内各齿轮主要参数及材料见表 5 4。 表 5-2 齿轮常用材料及其力学性能 材料 热处理方法 齿面硬度 许用接触应力 1H 许用弯曲应 1F 40Cr 调质后淬火 4855HRC 13951426 483518 nts 19 表 5-3 齿宽系数 齿轮相对于轴承的位置 齿面宽度 软齿面 硬齿面 对称布置 0.81.4 0.40.9 非对称布置 0.61.2 0.30.6 悬臂布置 0.30.4 0.20.25 表 5 4 齿号 齿数 模数 齿宽 材料 硬度 齿型角 螺旋角 精度 Z1 19 2.5 80 40Cr 4855HRC 200 00 7DC Z2 38 2.5 75 40Cr 4855HRC 200 00 7DC 1 确定许用接触疲劳应力 l i m1 1 3 2 6HHHM p aS 其中： limH 失效概率为 1时试验齿轮的接触 疲劳极限力 单位： Mpa 。由表 5 2 查得li m 1057H M p a HS 解除疲劳强度的最小安全系数， 1HS ，（失效概率为1）。 2 确定许用弯曲疲劳应力 FxFF S Y lim1 其中： limF 齿轮弯曲疲劳极限。由表 5 2 查得 MpaF 500lim nts 20 FS 齿轮弯曲疲劳强度安全系数。机 械齿轮失效率 1时 1FS XY 弯曲疲劳寿命系数。由于 m =5.5， 查 表得 0.99XY 。 M p aS YFxFF 5 0 0 lim1 大小齿轮的齿面硬度相同， 12 1057HH M p a M paFF 50021 3 小齿轮转矩的计算 161161 1055.91055.9 nNnpT 马1 m a x 9 9 4 . 6T N m4 按齿面接触疲劳强度计算 mm 其中：td1 小 齿轮的分度圆直径。 tK 载荷系数，取 5.1tK。 齿数比。 2 d 齿宽系数，取得 0.4d 。 1H 许用接触应力。 代入数值得： 3 211 .16.76 1 Hd tt TKdnts 21 531 21 . 5 9 . 9 4 6 1 0 2 17 6 . 6 8 9 . 40 . 8 1 0 5 7 2td m m 齿轮模数为：118 9 . 4 4 . 719dm m mz 5 按齿根弯曲疲劳强度计算 3 21m a x126.1 FdFSZYKTm其中：FsY 齿型系数，查表得 19.41 FsY， 99.32 FsY。 53 21 . 5 9 . 9 4 6 1 0 4 . 1 91 . 2 6 4 . 40 . 8 1 9 5 0 0m m m 6 接触疲劳强度 校核 1) 分度园上的圆周力 Ft 129 9 4 . 62 0 0 0 2 0 0 0 5 2 3 4 7 . 338tTFNd 2) 使用系数 25.1AK 3) 动载系数 4.1VK4) 齿向载荷分布系数 32.1HK5) 齿间载荷分布系数 6.1HK6) 节点区域系数 3.2HZ 7) 弹性系数 8.189EZ nts 22 8) 重合度系数 41.0Z9) 接触应力 231 1 0 0 . 6tH A V H H H H EF u NK K K K K Z Z Z Z mmd b u 10) 寿命系数 1NZ11) 安全系数 1lim HS ， 1lim FS 12) 润滑剂系数 86.0LZ 13) 速度系数 93.0VZ14) 粗糙度系数 98.0RZ 15) 硬化系数 92.0WZ16) 尺寸系数 1XZ 17) 许用接触应力 2l i m1111l i m /360 mmNS ZZZZZHHRVLNHHP 18) 接触强度判断 因为 HPH ， 所以校核通过。 7 弯曲疲劳强度校核 1) 齿向载荷分布系数 1K2) 应力修正系数 7.1saY3) 重合度系数 38.0Ynts 23 4) 齿根应力 F 211 4 2 9 . 1 /F t A V F F s aF K K K K Y Y Y N m m 5) 寿命系数 5.2NTY6) 相对齿根圆角敏感系数 95.0RELtY7) 相对齿根表面状态系数 06.1RELtRY8) 尺寸系数 1XY 9) 许用齿根应力 2I m 1m i n9 8 2 7 . 6 /F i s T T i I r e l T X R r e l TFPFY Y Y Y Y N m mS 10) 弯曲强度 因为 FPF 1 ,所以弯曲强度校核通过。 8 具体参数的确定 由上述计算可见，本设计的齿轮传动接触疲劳强度较弱，故应以mmm 59.2 为 佳 。 查标准模数取得模数 5.5m mm 。 齿轮主要几何尺寸： 分度圆直径 11 5 . 5 1 9 1 0 4 . 5d m Z m m 22 5 . 5 3 8 2 0 9d m Z m m 齿顶高直径 *11 ( 2 ) 5 . 5 (1 9 2 ) 1 1 5 . 5aad m Z h m m *22 ( 2 ) 5 . 5 ( 3 8 2 ) 2 2 0aad m Z h m m nts 24 中心矩 12 1 5 6 . 7 52dda m m齿宽 2145bb d m m ， 故取2 45b mm， )102(21 bb 取mmb 461 。由于设计结构需要，改 b1 80mm， b2 75mm 5.1.3 轴的设计 1. 输出轴上功率 2P 、转速 2n 和转矩 2T 的初步确定 已知下列条件：材料 40Cr，调质处理，各齿轮分度圆直径为：1 1 0 4 .5d mm， 2 209d mm2262 1055.9 n PT 将计算结果输入表 5 5。 表 5 5 输出轴上功率 、 转速和转矩 2n （ r/min） 30 60 120 KWP2 6 12 25 5 mNT 2 1910 1910 2029.3 2. 求作用在齿轮上的力 因为是直齿圆柱齿轮传动 0 圆周力 32 m a x1 m a x22 0 2 9 . 3 1 02 2 9 7 0 8 . 1209tFF F Nd 径向力 2 6 9 1 . 7 2 0 3 5 3 3 . 4rtF F t g t g N nts 25 其中：max1F 小齿轮传递的转矩， mmN 。 max2F 大齿轮传递的转矩， mmN 。 2d 大齿轮的节圆直径，对标准齿轮即分度圆直径， mm 。 啮合角，对标准齿轮为 20 。 圆整后， 9710tFN3600rFN。方向如图 5 1 所示。 3. 初步估计轴的最小直径，选取连轴器。 初估轴径：安装联轴器处轴的直径 d - （图 5 1a）为周的最小直径。 d - =322nPA 其中：查得 A = 90 107 3 5 . 5 2 1 . 11 7 . 7 1 0 . 58 . 8 5 . 2 5d m md m md m m 为满足设计结构需求取 d - mm30 。 选取联轴器： 由于承受轴向力过大，所以采用单独设计的非标联轴器。 4 轴 的结构设计 1） 拟订轴上零件的装配方案 轴上的大部分零件包括：大圆柱齿轮、 档油环 、左端轴承和轴承端盖以及联轴器依次由左端装配，仅右端轴承和轴承端盖由右端装配。 2）根据轴向定位及固定要求，确定 轴 的各段直径和长度，见表 5 6。 3） 轴上零件的周向固定 齿轮采用 平键 定位，滚动轴承与轴则采用过渡配合 。 4） 定出轴肩处的圆角半径 r 的值 见图 6 1a，轴端倒角取 2 45。 nts 26 表 5 6 轴 的各段直径和长度 轴段位置 轴段直径和长度 )(mm 说明 d - = 7080 联轴器需要 L - =62.52 联轴器需要 d - =120 根据滚动轴承 32215，查手册 取 d - = 120 L - =81.5 初选圆锥滚子轴承 30224 d D T = 120 215 43.5 上 d - = 140 为满足 用轴承受大的轴向力设计 L - = 20 按齿轮宽度加轴套设计 d =75 初选圆锥滚子轴承 322 寸 d D T = 75 130 33.25 L =116.5 按照 轴承和轴套的宽度确定 d =70 结构考虑 L =109.5 结构考虑 5） 确定轴的需用应力 已知轴的材料，该轴无特殊要求，选用材料 35SiMn，调质处理。由于轴的尺寸较大，性能数据按毛坯直径 mm200 的选用，查手册得2/755 mmNB , 2/550 mmNs , 21 /350 mmN , nts 27 21 /755 mmN 。 需用应力 ， 查手册得 21 /215 mmN , 20 /120 mmN , 21 /70 mmN 6） 画轴的计算简图，计算支反力 由轴的结构简图（ 5 1），可确定出轴承支撑点跨距 mmL 382 ，mmL 483 ，悬臂 mmL 711 。由此可画出轴的受力简图，如图 6 1b 所示。 水平面支反力如图 6 1c 所示 NLL LFR tCH 1 3 3 96160 602 7 0 021 1 NRFR CHtAH 1 3 6 11 3 3 92 7 0 0 垂直 面支反力如图 6 1e 所示 NLL LFR rCV 4 9 66160 601 0 0 021 1 NRFR CVrAV 5 0 44 9 61 0 0 0 画轴的弯矩图和扭矩图 水平面弯矩图 HM （图 5 1d） 截面 B 处 NLRM AHBH 8 1 6 6 0601 3 6 11 垂直面弯矩图VM（图 5 1f） 截面 B 左边 NLRMAVBV 3 0 2 4 0605 0 411 截面 B 右边 NLRMCVBV 3 0 2 5 6614 9 622 nts 28 合成弯矩图（图 5 1g） 截面 B 左边 mmNMMM BVBHB 861423024080660 222121 截面 C 右边 mmNMMM BVBHB 8 6 1 483 0 2 568 0 6 60 222222 扭矩图（图 6 1h） 扭矩 mmNT 290700 水平面受力图DL =84CC轴结构图BAL =117L =82.5nts 29 f ) 垂 直 面 弯 矩 图g ) 合 成 弯 矩 图h ) 扭 矩 图图 5 1 轴的设计图 8）按弯扭合成应力校核轴的强度 从图 5 1g 可见截面 C 处弯矩最大，应校核该截面的强度。 截面 C 的当量弯矩 mmNTMM Ce 3.186946)29070058.0(2.80752)( 2222 其中： 58.01207001 bb 校核强度 WMeb 其中： W 轴的抗弯截面系数，对直径为 d 的 空 心轴 231.0 mmdW 233 9.16481.0 3.1 8 6 9 4 61.0 mmNdMWM eeb 校核结果： 21 /70 mmNb ，截面 C 的强度足够。 nts 30 5.2.4 滚动轴承的寿命计算 轴承的额定寿命与所受载和的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也越大，轴承的额定寿命也就越小。 PCnL th 6010 6 其中：hL 基本额定寿命，单位： r610 。 指数。求轴承 3 ，滚子轴承 3/10 。 在较高温度下工作的轴承，应该采用经过较高温度回火处理的高温轴承。由于在轴承样本中列出的基本额定动载荷值是对一般轴承而言的， 因此，如果要将该数值用 于高温轴承，需乘以温度系数 ft （见表 6 7），即 CfC tt 其中：tC 高温轴承的修正额定动载荷 C 轴承样本所列的同一型号轴承的基本额定动载荷 表 5 7 温度系数tf 轴承工作温度 / C 125 150 175 200 225 250 300 温度系数 0.95 0.90 0.85 0.80 0.75 0.70 0.60 所以轴承的寿命计算公式为： nPCfPCfnL tth1 6 66 76010 6 对于同时承受径向载荷 R 和轴向载荷 A 的轴承类型，寿命计算公式中的这个载荷 P 就是一个与实际作用的复合外载荷有同样效果的当量载荷。它的计算公式为： YAXRP 其中： X 径向载荷系数。其值见表 6 8。 nts 31 Y 轴向载荷系数。其值见表 6 8。 表 5 8 径向载荷系数 X 和轴向载荷系数 Y 轴承类 型 相对轴向载荷 A/C0 A / R e A / R e e 名称 代号 X Y X Y 圆锥滚子轴承 30000 1 0 0.4 （ Y） e 注： C0是轴承基本额定静载荷 表中括号内的系数 Y 和 e 的值应查轴承手册 ，对不同型号的轴承有不同的值。 但是，此公式只是一个理论值，实际上，轴承上的载荷由于机械的惯性、零件的不精确性及其他因素的影响，所以应对于当量动载荷乘上一个经验的载荷系数，其值见表 6 9。故实际计 算时，轴承的当量动载荷 P 应为：)( YAXRfP v 表 5 9 载荷系数vf载荷性质 vf 举例 无冲击或轻微冲击 1.0 1.2 电机、汽轮机、通风机、水泵等 中等冲击或中等微冲击 1.2 1.8 车辆、动力机械、起重机、造纸机、冶金机械、选矿机、卷扬机、机床等 强大冲击 1.8 3.0 破碎机、轧钢机、钻探机、震动筛等 查手册得 41.0e ， 5.1Y ， KNC 57.63 。 因为 : eFF ra ，所以当量动载荷 )4.0(arv YFFfP 1 . 1 ( 0 . 4 3 6 0 0 1 5 0 0 0 1 . 3 ) 2 6 3 3PN 1031 6 6 6 7 0 . 9 5 6 3 . 5 7 1 6 6 6 7 44182 6 . 3 3 4 6 0thfCLhPn nts 32 所以轴承的最小寿命为 4418 小时。 5.3 链条选择 本钻机的进给动作主要靠链条来传动，查机械手册得下表： ISO 链号 板数组合 抗拉强度 KN LH1222 2 2 48.9 LH1223 2 3 48.9 LH1234 3 4 75.6 LH1244 4 4 97.9 LH1246 4 6 97.9 LH1266 6 6 146.8 LH1288 8 8 195.7 由于钻机回托时链条受力是 15KN，采用两根链条共同受力，古选 LH1246 链条。 nts 33 第 6 章 钻机液压系统的设计与计算 利用密闭容器内的液体的压力来进行能量转换、传递和分配的液压传动系统与其它传动方式相比具有许多优点和缺点。 优点： 同等体积下，液压装置能比电气 装置产生出更多的动力。 同等功率下，液压装置的体积小、质量小、结构紧凑。 液压装置工作比较平稳。由于质量小、惯性小、反应快，液压装置易于实现快速启动、制动和频繁的换向。 液压装置能在大范围内实现无级调速，还可在运行过程中进行调速。 液压传动易于实现自动化。 液压装置易于实现过载 保护。 液压元件的布置具有较大的机动性。 液压传动来实现直线运动远比用机械传动简单。 缺点： 液压传动不能保证严格的传动比。 液压传动在工作过程中常有较多的能量损失。 液压传动对油温变化比较敏感，它的工作稳定性易受到温度的影响，因此不宜在很高或很低的温度下工作。 液压元件在制造精度上的要求较高，造价较贵。 液压传动要求有单独的能源。 液压传动出现故障时不宜找出原因。 但总的来说，液压传动的优点是突出的，它的一些缺点有的现已大为改善；有的将随着科学技术的发展而进一步得到克服。液压传动的发展前景广大。 任何液压传动系统的设计，除了应符合其主机在动作循环和静、动态性等方面所提出的要求外，还必须满足结构简单，使用方便、工作安全可靠、效率高、寿命长、经济性好等条件。 6.1 液压系统的确定 6.1.1 形式的选择 按照液体流动的循环方式不同，液压系统可以分为开式循环系统和闭式循环系统两种。 nts 34 闭式循环系统结构紧凑，油路封闭，运动平稳。但是其结构复杂，散热条件差，为补偿油液泄露和进行油液更新及冷却必须设置完整的补油系统，油液过滤精度要求也较高。 开式循环系统结构简单，又也可以很好的在油缸中进行冷却和沉淀杂质，散热条件好。适用于多个液动机进行并联的情况；也适用于定量油泵、节流调速的液压系统。 所以，大多数全液压系统都采用开式循环系统。本设计也采用开式循环系统。 6.1.2 调速方案的选择 钻 机的回转速度、给进都有快有慢，必须根据钻进工艺的要求进行调整。液动机的调速方法主要有节流调速和容积调速。 节流调速是利用节流元件来控制通过流量 以 实现液动机速度调节的一种方法，它用于定量泵与定量液动机所组成的系统。根据节流元件在系统中的安装位置不同，可分为进油节流、回油路节流和旁路节流调速三种。从调速范围、低速稳定性及承受的载荷能力等方面来看，回油路调速性能最好，旁路调速最差。在钻机的给进液压系统中，主要是选用回油路节流调速方案。 容积调速是利 用改变油泵或油马达的每转排量来实现液动机速度调节的一种方法。它没有流量和压力的损耗、效率高、发热小，适用于大功率系统；但是变量油泵结构复杂、价格贵。在全液压钻机液压系统中多用容积调速系统。 本设计综合各方面的因素，采用回油路节流调速。 6.1.3 换向回路的选择 根据钻进工艺的要求，回转器应具有正反转能力，给进机构能实现直线往复运动。因此，液动机必须换向。液动机的启停和换向，一般采用换向阀，也有采用双向变量油泵的。当液压系统为单油泵 单液动机的闭式系统时，一般采用双向变量油泵来实现液动机 的换向。如果液动机单独控制时，通常采用一个换向阀来实现液动机的换向。本设计选用换向阀来实现液动机的换向。 nts 35 6.1.4 压力控制回路的选择 在全液压钻机的液压系统中，常采用的压力控制回路有：调压和限压回路、减压回路、背压平衡回路、顺序动作回路、缓冲制动回路、减压给进回路等。 调压 限压回路为钻机常用的一种回路，可调溢流阀安装在油泵的出口处，以调节和限制系统的压力。单向阀是用来防止事故停车时压力油产生反向冲击的。 减压回路用在多个液动机的复杂系统中，由于液动机的负载大小和工作要 求不同，因此它们要求的工作压力有时差别较大，为了保证系统的正常运行，对某些个别的支路将进行减压。 背压平衡回路是利用背压阀使油缸活塞具有一定的背压，从而使给进速度平稳，并可避免液压冲击。 本设计采用调压 限压回路和背压平衡回路。 6.