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机械毕业设计653非开挖水平定向钻机顶进回拖系统结构设计计算说明书
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机械毕业设计653非开挖水平定向钻机顶进回拖系统结构设计计算说明书,机械毕业设计论文
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毕业设计说明书 题目： 非开挖水平定向钻机顶进回拖系统结构设计 专业： 机械设计制造及其自动化 学号： 姓名： 指导教师： 完成日期： 2014.5.27 nts 非开挖水平定向钻机顶进回拖系统结构设计 摘要 ： 本文 通过分析 非开挖水平定向钻机顶进回拖系统 国内外研究现状，应用和具体的检测方法，经过查阅相关资料、讨论， 提出了一种利用齿轮齿条传动的解决方案，并详细设计了一种用于非开挖水平定向钻机顶进回拖系统结构，该系统能够正常、稳定的实现钻机动力头顶进回拖功能。该顶进回拖系统包括电机、联轴器、减速箱、齿轮齿条、动力头、导轨等核心部分， 通过 AutoCAD 出图，最终完成设计说明书的书写和外文翻译。 关键词 非开挖；水平定向钻机；顶进回拖；齿轮齿条 nts Horizontal Directional Drilling Promoting Mechanism Design Abstract:This thesis puts forward a solution using the gear rack driveby the analysis of trenchless horizontal directional drilling head back drag system research status at home and abroad, application and specific detection method, through access to relevant data, discussion, the main task is to design the feed machanism,the choose of Driving method,also design for fatigue strength like bolts and bood.Clarified the trenchless horizontal directional drilling using gear rack driving head back to the working principle of drag function， The feasibility of the scheme is verified by checking calculation， verify through checking the feasibility of scenarios and modeling using two-dimensional assembly drawings generated in AutoCAD, and parts diagram。 Key words: horizontally directional drilling; Jacking and pull back; rack and pinion nts 目 录 第一章绪论 . 1 1.1非开挖水平定向钻机常见的顶进回拖系统结构及发展现状 . 1 1.1.1 液压油缸进给方式 . 1 1.1.2 马达 -链条进给 方式 . 2 1.1.3 液压马达 -齿轮齿条进给式 . 2 1.2非开挖水平定向钻机国内外现状 . 3 1.2.1国外 HDD的现状 . 3 1.2.2国内 HDD的现状 . 4 1.3本论文研究的主要内容和特色 . 5 1.4本论文研究的意义及主要关键技术指标 . 6 1.4.1 意义 . 6 1.4.2 关键技术指标 . 6 第二章总体方案及动力头导轨设计计算 . 7 2.1 总体方案设计 . 7 2.1.1整体方案内容 . 7 2.1.2设计方案特点 . 8 2.2 动力头与导轨的设计计算 . 8 2.3电动机选型 . 9 2.3.1电动机选型设计计算 . 9 2.3.2 电动机型号及技术参数 . 10 第三章减速箱齿轮组设计计算 . 13 3.1减速箱齿轮组设计计算 . 13 3.1.1传动比分配 . 13 3.1.2 齿轮传动设计计算 . 13 3.1.3减速齿轮组结果汇总 . 15 3.2按齿根弯曲疲劳强度校核 . 17 3.2.1计算弯曲疲劳许用应力 . 17 3.2.2校核计算 . 17 第四章齿轮齿条设计计算与校核 . 19 4.1齿轮齿条设计计算 . 20 4.2 设计计算结果汇总 . 22 nts 第五章轴的设计计算及校核 . 24 5.1轴的设计计算 . 24 5.2 轴的校核 . 26 5.3轴承的校核 . 27 第六章辅助部件的设计计算 . 29 6.1螺栓的设计 . 29 6.1.1螺栓的主要作用 . 29 6.1.2螺栓的设计计算及校核 . 29 6.2 润滑 . 31 总结 33 参考文献 . 34 翻译 35 nts 1 第一章 绪论 1.1 非开挖水平定向钻机常见的顶进回拖系统结构及发展现状 非开挖 水平定向钻机顶进回拖机构结构的不同，对进给回拖力的影响相当大，水平钻机中常用的回拖机构根据结构不同可分为液压油缸进给方式、马达 -链条回拖式、液压马达 -齿轮齿条回拖式；根据提供进给回拖速度与力的不同，结构可分为液压油缸倍速进给机构，马达 -链条倍力机构。 1.1.1 液压油缸进给方式 1、油缸直推式进给方式：该方式采用一个或多个油缸直接驱动动力头以实现进给回拖动作，其结构如下图 1.1所示。优点是传动最简单，无需任何其它中间传动原件，动力头滑架结构简单，便于加工；缺点是油缸形成略大于钻杆长度，在大载荷，长行程的工况下可能存在油缸压杆稳定性问题。 图 1.1液压油缸直推式进给机构示意图 2、油缸倍速机构：该方式使用油缸通过链轮，链条等中间传动原件驱动动力头，以实现进给回拖动作，其结构如下图 1.2所示。动力头的行程与进给回拖速度是油缸的 2倍，因而被称为倍速机构，该机构使得钻机轴向尺寸小于油缸直推进给方式，在同等进给行程下油缸压杆稳定性不如直推式敏感，钻机适应性更强，其缺点是油缸有效推力只利用了一半，传动环节较多，油缸拆卸不便。 nts 2 图 1.2液压油缸倍速进给机构示意图 1.1.2 马达 -链条进给方式 马达 -链条回拖式一般由一对低速大功率液压马达驱动一对减速器，由减速器驱动链轮链条，由链轮链条向动力头提供进给回拖力，其结构如下图 1.3所示。该机构回拖进给行程不受限制，能提供足够的进给力，工作速度快，工作平稳， 结构紧凑，成本适 中。但马达排量和体积都增大了。图 1-3液压马达 -链条进给机构示意图 1.1.3 液压马达 -齿轮齿条进给式 液压马达齿轮齿条回拖式：通过一组或多组液压马达驱动齿轮，与固定于机架的的齿条做相对运动来实现动力头的进给回拖动作 ,其结构如下图 1.4所示。这种结构承载能力强，不受进给长度限制，但液压马达布置在动力头或动力头托架上，因此动力头结构复杂，尺寸大，适用于大吨位的钻机。 nts 3 图 1.4 液压马达 -齿轮齿条进给机构示意图 1.2 非开挖水平定向钻机国内外现状 随着我国城市化建设的迅速发展 ， 非开挖技术的应用越来越广泛。非开挖行业作为一项新兴产业，在我国方兴未艾。水平定向钻机 (Horizontally Directional Driller，简称 HDD)是广泛使用的一种非开挖产品，主要用于供水、煤气、电力、电讯、天然气、石油等管线的铺设或更新。我国 HDD的产品开发尚处于小规模发展的阶段 ,预计未来几年将处于急速发展的上升时期。 1.2.1 国外 HDD 的现状 HDD起始于 20世纪 70年代末期，随着技术与装备的不断改进和完善， 80年代中期在发达国家才逐渐为人们认可和接受，得以迅速发展，并以其独特的技术 优势和广阔的市场前景得到了世界各国的重视。据了解，目前国外大约有 30多家 HDD制造商，典型生产厂家有 DITCH WITCH公司、威猛公司、凯斯公司等。 DITCH WITCH 公司生产的非开挖定向钻机具有先进的控制技术和良好的通讯设备 ， 技术性能先进、操作性能良好 ,目前生产的系列产品有 JT520、 JT920、 JT1720、JT2720、 JT4020、 JT7020。其中 JT2720/JT2720M、 JT4020/JT4020M 型定向钻是其在我国销售的主导产品。威猛公司的产品系列有： D711A 、 D1015A 、D1620A 、 D2426 、 D2440 、 D3344 、 D50100 、 D75100 、 D80120 、D100120 、 D200300 。美国 CASE 公司生产的 60 系列 5 种型号分别为 6010、6030、 6060、 6080、 60100，其中凯斯 6030型定向钻是其在我国销售的主导产品。nts 4 美国凯斯公司是发展水平定向钻较晚的公司，但生产的产品性能先进，尤其是在PLC 控制、自动更换钻杆等方面有其独特的先进性和优越性。另外还有美国的AUGERS 公司、 INGERSOLL-RAND 公司、德国的 FLOWTEX、 HUTTE 公 司、英国的POWERMOLE、 STEVE VICK 公司、瑞士的 TERRA 公司、加拿大的 UTILX 公司和意大利的 TECNIWELL公司等。 目前国外 HDD的产品大都具有以下几个技术特点：主轴驱动齿轮箱采用高强度钢体结构 , 传动扭矩大 ,性能可靠；全自动的钻杆装卸存取装置；大流量的泥浆供应系统和流量自动控制装置；先进的液压负载反馈，多种电气逻辑控制系统 ,，高质量的 PLC 电子电路系统确保长时间的可靠工作；高强度整体式 钻杆以及钻进和回拖钻具；快速锚固定位装置；先进的电子导向发射和接收系统。 总之，国外 HDD产品规格 齐全，自动化程度高，结构紧凑，地层适应性强，均为履带底盘驱动，机动性能好，设计体现以人为本的设计理念，功能齐全。回拖力50 700kN，扭矩 1 200 40 000Nm，性能指标覆盖范围大，功率匹配合理、可靠，技术水平含量高，尤其是在 PLC控制、自动更换钻杆等方面有其独特的先进性和优越性。目前国外 HDD的发展朝着大型化、微型化、硬岩作业、机械自动化（含自备式锚固系统、钻杆自动堆放与提取、钻杆连接自动润滑、防触电系统等自动化作业功能）、超深度导向监控等趋势发展。 1.2.2 国内 HDD 的现状 目前我国 HDD产 品整体的水平相对落后， HDD 的技术发展历程主要经历了 3个阶段。 第一阶段为技术引进期。即 80年代中期至 90年代中期，我国的 HDD 产业有了一定的基础和发展，建立了自己的设计、研制基地，并开发出一定数量和规格的HDD。 第二阶段为研发期。即 90年代中期以后，原地矿部、建设部、冶金部等一些相关单位，在一些小型 HDD的自主研发方面取得了一些突破和可喜的成绩，主要产品有中国地质科学院勘探技术研究所生产的 GBS-5、 GBS-8、 GBS-10 拖式非开挖定向钻机、 GBS-12、 GBS-20、 GBS-40自行走 非开挖定向钻机 。连云港黄海机械厂与首钢地质勘察院共同开发了 FDP-12、 FDP-15水平定向钻等 ,北京派普莱非开挖技术有限公司开发了 DDW80、 DDW100、 DDW180 水平定向钻 ,这两家生产的均是拖式非开挖钻机。这些水平定向钻整机技术性能尚无法与外国产品抗衡，但价格低廉，在国内占有一定的市场。虽然这一时期国内水平定向钻的产品已是液压控制 ,但其自动化程度较低 ,辅助工作时间较长 ， 工作效率低 ,且钻杆采用磨擦焊 结nts 5 构 ,焊缝处经常断裂 ,出现严重的施工质量事故，影响了施工单位的经济效益。 第三阶段为发展期与进口期，即 “ 十五 ” 期间国内大、中、小 HDD的系列产品有了很大发展。如中联重科、深圳钻通、廊坊诺地、北京土行孙、南京地龙、连云港黄海等公司，其钻机回拖力一般在 35t以内，控制系统为液控，自动化程度较低，生产效率低，人员劳动强度高，绝大部分型号为拖式。中联重科公司产品型号为 KSD15、 KSD25， 回拖力 15 25t。该公司的产品在国内硬岩施工工程中占有一定的地位。廊坊华元机电的产品型号为 HY-3000、 HY-2000、 HY-1300、 HY-800、 HY300、 HY250,回拖力在 25 300t。徐工科技 ZD1245/ZD1550/ZD2070 等水平定向钻产品是在参考国外多种同类产品的基础上，采用了机电液集成的 PLC控制、电液比例控制、防触电报警等世界一流技术，进行综合开发的系列产品。据调查，2002年度国内新增 HDD接近 200台，国产钻机的市场占有率已提高到 67%，其中新增大型钻机（回拖力大于 450kN） 11台 ,其中 6台为进口设备。 2001 2003年 ,国内新增加 HDD约 450台，目前国外公司的 HDD产品正大量涌入我国市 场 ， 主要有美国的凯斯公司、 DITCH WITCH公司、威猛公司等 ， 2003年 ， 我国进口 HDD约 128台。 1.3 本论文研究的主要内容和特色 本论文主要进行非开挖定向钻机顶进回拖系统结构设计计算，顶进 回拖机构结构的不同，对进给回拖力的影响相当大，水平钻机中常用的顶进回拖机构根据结构不同可分为液压油缸进给方式、马达 -链条回拖式、液压马达 -齿轮齿条顶进回拖式；根据提供进给回拖速度与力的不同，结构可分为液压油缸倍速进给机构，马达 -链条倍力机构。 图 1.5 齿轮齿条传动原理图 nts 6 通过采用如图 1.5所示的齿轮齿条的新型传动方式设计非开挖水平定向钻机的顶进回拖系统，改善水平定向钻机顶进回拖时的动态性能，优化结构。因为齿轮齿条结构简单，所能传递的功率高，技术成熟，成本低，可以得到广泛的应用。 1.4 本论文研究的意义及主要关键技术指标 1.4.1 意义 随着国家基础建设的投入持续增长，尤其是一批国家重点项目的陆续启动，将对工程钻机技术要求更高。钻机不仅要具有高效性、环保性。更要具有复杂性和安全性，通常使用的工程机械在使用时只具有钻进功能或者采用其他不合理的传动方式，且钻进力有限，当遇到坚硬的岩石，如卵石、 灰岩、花岗岩等硬岩石地层，就不得不改变钻进方位，或者另钻他孔，为了解决此问题，我在老师的指导下设计计算采用齿轮齿条传动的非开挖水平定向钻机顶进回拖机构，优化水平定向钻机性能。增大钻机传递功率，克服较大阻力，它有效的解决了设定的问题。 1.4.2 关键技术指标 （ 1）通过合理的设计与布局确保装置具有良好的工作平稳性，既具有较低的震动频率，并能有效的控制噪声。 （ 2）合理的设计传动机构，以确保电机、齿轮、齿条、钻头之间所有的力与力矩的可靠传递，使装置具有良好的操纵稳定性的要求。 （ 3）便于布置，要考虑给齿轮齿条部分留出足够的空间。 （ 4）所有零部件应具有足够的强度与使用寿命。 （ 5）制造成本低。便于维修保养。 nts 7 第二章 总体方案及动力头导轨设计计算 2.1 总体方案设计 2.1.1 整体方案内容 本毕业设计拟采用齿轮齿条传动的形式传递动力，如图 2.1所示： 图 2.1 整体方案示意图 采用电动机驱动，经齿轮组减速、齿轮齿条传动，驱动非开挖定向钻机动力头顶进或者回拖。本方案主要包括四个部分：（ 1）电动机；（ 2）减速齿轮组；（ 3）齿轮齿条；（ 4）动力头。 电动机：通过设计计算整个系统所需 功率，通过查阅相关的机械设计手册，选定电动机型号，提供整个系统所需的动力； 减速齿轮组：电动机输出的转速较高，而动力头所需的钻进速度较低，则要求齿轮齿条传递的速度较低，通过减速齿轮组，既能传递较大的功率，又能将电机转速降低至所需的目标转速； 齿轮齿条：齿轮齿条传动是本设计的重点内容，它将电机的转动转化成齿条的直线位移，既水平定向钻机的动力头的顶进和回拖； 动力头：动力头是实现钻孔功能的核心部件，另行设计。 nts 8 2.1.2 设计方案特点 1、采用电机驱动 与传统的水平定向钻机相 比，传统顶进回拖系统多采用液压驱动，液压系统具有效率低、环境污染严重、容易发生火灾、易发生泄漏等缺点。本设计的电机驱动顶进回拖系统，采用电机驱动，既能满足所需功率需求，又具有通用性高、价格便宜、能源供应方便等优点，而且电机的动态特性优良、可调式性能好，采用电机驱动优化了整个水平定向钻机的能源装置。 2、采用齿轮齿条传动 齿轮齿条传动承载力大，传动精度高，可以无限长度对接延续、传动速度高，适合本设计的设计要求。而且齿轮齿条传动技术成熟、设计简单、已大批量生产，采用齿轮齿条传动大大简化了水平定向钻机顶进回拖系统结构，降低了生产制造成本。 2.2 动力头与导轨的设计计算 为了实现顶进回拖功能，动力头需在导轨上产生向前向后的位移，动力头与导轨之间存在摩擦，且精度要求较高；为了减小能量损失，动力头与导轨的接触采用滑动接触的方法；采用齿轮齿条传动，动力头存在倾覆力矩，为了防止倾覆力矩对非开挖水平钻机顶进回拖机构动力头的影响，接触结构需 要有防倾覆功能。 综合动力头与导轨的结构所需满足的精度高、速度较高、防倾覆的功能特点，采用如图 2.2所示的滑动导轨； 图 2.2 动力头与导轨接触结构示意图 nts 9 图中： M 为整个动力头与导轨接触结构的高度， M=80mm； W 为整个动力头与导轨接触结构的宽度， W=50； L 为整个动力头和导轨接触结构的长度， L=160mm； 根据齿条的长度，得导轨长度； 此结构形式的滑动导轨具有防倾覆的特点，有效的防止了齿轮齿条中倾覆力矩对动力头的影响；且传动平稳、精度高、承受载荷较大，满足本设计要求。 设计的滑动导轨 如下图 2.3所示： 图 2.3 导轨装配图 2.3 电动机选型 2.3.1 电动机选型设计计算 根据此设计要求，整个非开挖水平定向钻机顶进回拖系统结构设计参数如下表 2.1所示： 表 2.1 主要设计参数 项目 参数 最大推拉力 200KN 最大推拉速度 15m/min 入土角度 10 20 度 通过查阅相关文献，查的各机械传动和摩擦副的效率概略值如下表 2.2所示： nts 10 表 2-2 机械传动和摩擦副的效率概略值 机械传动和摩擦副 效率 十字滑块联轴器 0.98 深沟球轴承 0.99 圆柱齿轮传动 0.96 齿轮齿条传动 0.96 摩擦传动 0.90 根据此毕业设计的参数要求，整个非开挖定向钻机顶进回拖系统结构按照所给的最大参数进行设计计算： 非开挖水平定向钻机顶进回拖装置所需功率可以由公式（ 2-1）求得，即 (2-1) 式中： F 推拉力，； V 推拉速度，； 经计算得： 电动机所提供动力需经过各级传动然后驱动非开挖水平定向钻机动力头顶进回拖，通过查阅相关文献获得各级传动效率，可以根据公式（ 2-2）求得电动机所需提供功率： (2-2) 式中： 顶进回拖装置所需最大功率， P=50Kw； 电动机额定功率； 传动效率，由公式（ 2-3）得： （ 2-3） 通过上式可以求得电动机额定功率：； 2.3.2 电动机型号及技术参数 nts 11 查阅相关电动机选型手册，根据所需额定功率为选定电动机型号，考虑到要留有一定的功率余量，应选取额定功率大于 62.74Kw的电动机。选 取电动机型号为： Y系列三相异步电机 Y280S-4，其相关参数如下表 2.3所示： nts 12 表 2.3 电机技术参数 电机型号 额定功率（ kW） 满载转速（） 堵转转矩 最大转矩 质量（ kg） 额定转矩 额定转矩 Y280S-4 75 740 1.8 2.0 520 nts 13 第三章 减速箱齿轮组设计计算 3.1 减速箱齿轮组设计计算 3.1.1 传动比分配 通过查阅机械设计手册，得开式圆柱齿轮传动传动比；综合考虑非开挖水平定向钻机顶进回拖机构最大进给速度，根据公式（ 3.1）： (3.1) 式中： i 传动比； 电动机转速，； 齿轮齿条传动中齿轮转速；根据公式（ 3.2）； （ 3.2） 式中：； d 齿轮齿条组中齿轮分度圆直径； 取单级减速齿轮组传动比 i=3.6。 3.1.2 齿轮传动设计计算 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）根据运动简图的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动； 2）定向钻机为一般工作机械，速度不高，故选用 7级精度； 2）材料选择。因非开挖水平定向钻机速度不高，有粉尘，查阅相关手册小齿轮材料选择 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为240HBS，两者硬度差为 40HBS； 4）选小齿轮齿数1 17z ，大齿轮齿数为2 3 .6 1 7 6 1z ； 2、按齿面接触强度设计 （ 1）根据公式（ 3.3）按齿面接触疲劳强度进行设计计算： nts 14 21312 12 . 3 2 t EtdHKT Zudu （ 3.3） 式中： 1）试选载荷系数 1.3tK ； 2）计算小齿轮传动转矩 6 6159 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 7 5 0 . 9 8 0 . 9 97409 . 3 1 0IIPT N m mnN m m 。 3）查阅机械设计手册选取齿宽系数 0.6d ； 4）由机械设计手册查得材料弹性影响系数为 218.189 MPaZ E ； 5）由机械设计手册按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限MPaH 6001lim ，大齿轮接触疲劳强度极限 MPaH 5502lim ； 6）由机械设计式 10-13计算应力循环次数： 9116 0 6 0 7 4 0 1 ( 2 8 3 6 5 1 0 ) 2 . 5 9 3 1 0hN n j L 9 822 . 5 9 3 1 0 5 . 1 8 1 05N 7）由机械设计图 10-19取接触疲劳寿命系数 89.01 HNK， 93.02 HNK； 8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由机械设计手册式 10-12 得： MP aMP aSK HNH 53460089.01l i m11 MP aMP aSK HNH 5.51155093.02l i m22 （ 2）计算 1）由公式（ 3.3）计算小齿轮分度圆直径td1253111 . 3 9 . 3 1 0 4 . 6 1 8 9 . 82 . 3 21 3 . 6 5 4 09 2 . 4 ( 9 4 )ttd m mmm 取 整 数 值 d 2）计算圆周速度 v11 9 4 7 4 0 / 3 . 6 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m s m s nts 15 3）计算齿宽 b 、模数tm和齿宽与齿高之比 1 0 . 8 9 4 7 5 . 2dtb d m m m m ，齿宽取为 b=75mm； 1178 3 . 920ttdm m mz 2 . 2 5 2 . 2 5 3 . 9 8 . 7 7th m m m m m 7 5 . 4 4/ 8 . 6 08 . 7 7bh 4）计算载荷系数 由机械设计手册表 10-2 选取使用系数 1AK ；根据 3.64 /v m s ， 7 级精度，由机械设计手册图 10-8 查得 1.1vK； 直齿轮， 1HFKK由机械设计手册表 10-4 用插值法查得 7 级精度，小齿轮相对支承对称非对称布置时， 1.412HK 由 / 10.75bh ， 1.412HK ，根据机械设计 手册 10-13查得 1.34FK ；故根据式（ 3.4）求得载荷系数为： 1 1 . 1 1 1 . 4 1 2 1 . 5 5A v H HK K K K K （ 3.4） 5）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 3.5）得 3311 1 . 5 59 4 8 21 . 3ttKd d m m m mK （ 3.5） 6）计算模数 1182 4 . 120dm m m m mz 根据机械设计手册齿轮模数推荐表，综合计算结果分析，故齿轮模数。 3.1.3 减速齿轮组结果汇总 通过计算，减速齿轮组计算结果如下表 3.1 所示： 表 3.1 齿轮组计算结果汇总表 nts 16 序号 名称 代号 计算公式 计算结果 1 模数 m取标准值 4mm 2 分度圆压力角 取标准值 20 3 齿顶高系数 *ah 取标准值 * 1ah 4 径向间隙系数 *c 取标准值 * 0.25c 5 分度圆直径 d 11d mz22d mz1 4 1 7 6 8d m m m m 2 4 6 1 2 4 4d m m m m 6 中心距 a 156a mm 16 齿顶高 ahnts 17 17 齿根高 fh*12 ()f f ah h m h c *12 ()f f ah h m h c =5mm 3.2 按齿根弯曲疲劳强度校核 根据齿根弯曲疲劳强度校核公式（ 3.6）校核齿轮： （ 3.6） (3.7) 式中： 为载荷作用于齿顶时的应力校正系数，通过查机械设计手册表 10-5得 齿形系数，通过查机械设计手册表 10-5得，； K 载荷系数，； b 齿宽， b=75mm； 小齿轮圆周力，。 3.2.1 计算弯曲疲劳许用应力 1) 由机械设计手册查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ， 大齿轮弯 弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3802 ； 2） 由机械设计手册图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数 86.01 FNK， 9.02 FNK； 3） 计算弯曲强度许用应力 取弯曲疲劳安全系数 4.1S ，由机械设计手册式 10-12得： 111 0 . 8 6 5 0 0 3 0 7 . 1 41 . 4F N F EF K M P aS 222 0 . 9 3 8 0 2 4 4 . 2 91 . 4F N F EF K M P aS 取较小值，即。 3.2.2 校核计算 nts 18 将参数代入公式得： 故满足设计要求。 nts 19 第四章 齿轮齿条设计计算与校核 齿轮齿条传动是非开挖水平定向钻机顶进回拖系统结构的核心传动部件，将电动机输出的转矩转变成齿条的直线位移，实现电动机驱动的水平定向钻机的顶进回拖功能。齿轮齿条传动设计技术成熟、传动精度高、传递的功率大、速度较高、适宜大批量生产，能够满足本设计功能需求。 齿轮齿条设计计算参数如下表 4.1所示 : 表 4.1 齿轮齿条设计参数 名称 计算公式 参数 输入转速（ r/min） 205 最大推拉速度（ m/min） 20 输入转矩（） 输入功率（ kW） 69.15 齿轮齿条传动原理如下图 4.1所示： 图 4.1 齿轮齿条传动原理图 nts 20 其啮合线12NN与齿轮的基圆相切1N，由于齿条的基圆为无穷大，所以啮合线与齿条基圆的切点2N在无穷远处。 齿轮与齿条啮合时，不论是否标准安装（齿轮与齿条标准安装即为齿轮的分度圆与齿条的分度圆相切），其啮合角 恒等于齿轮分度圆压力角 ，也等于齿条的齿形角；齿轮的节圆也恒与分度圆重合。只是在非标准安装时，齿条的节线与分度线不再重合。 齿轮与齿条正确啮合条件是基圆齿距相等，齿条的基圆齿距是其两相邻齿廓同侧直线的垂直距离，即 c o s c o sbP P m 。 齿轮与齿条的实际啮合线为12BB，即齿条顶线及齿轮齿顶圆与啮合线12NN的交点2B及1B之间的长度。 4.1 齿轮齿条设计计算 齿轮齿条传动 , 齿轮作回转运动，齿条作直线运动，齿条可以看作一个齿数 无穷多的齿轮的一部分，这时齿轮的各圆均变为直线，作为齿廓曲线的渐开线也变为直线。齿条直线的速度 v 与齿轮分度圆直径 d 、转速 n 之间的关系为式（ 4.1）所示： v = ( / )60dn m m s （ 4.1） 式中 ： d 齿轮分度圆直径， mm； n 齿轮转速， minr ; V 齿条直线速度， v=20; 计算得齿轮齿条中齿轮分度圆直径 d=32mm，因为要留有一定余量，分度圆直径取 60mm。 1、按齿根弯曲强度设计 （ 1）、选定齿轮类型、精度等级、材料 1）根据运动简图的传动方案，选用直齿齿轮齿条传动； 2）定向钻机为一般工作机械，速度不高，故选用 7级精度； 3）材料选择。因非开挖水平定向钻机速度不高，有粉尘，查阅相关手册小nts 21 齿轮材料选择 40Cr（调质），硬度为 280HBS，齿条材料为 45钢（调质），硬度为240HBS，两者硬度差为 40HBS； 4）齿轮齿条中齿轮齿数； （ 2）根据弯曲强度的设计公式（ 4.2）设计齿轮 13 212 F a S adFYYKTmz （ 4.2） 式中： 1） 由机械设计手册查得小齿轮弯曲疲劳强度极限 MPaFE 5001 ， 大齿轮 弯曲疲劳强度极限 MPaFE 3802 ； 2） 由机械设计手册图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 86.01 FNK ，9.02 FNK ； 3） 计算弯曲强度许用应力 取弯曲疲劳安全系数 4.1S ，由机械设计手册式 10-12 得 111 0 . 8 6 5 0 0 3 0 7 . 1 41 . 4F N F EF K M P aS 222 0 . 9 3 8 0 2 4 4 . 2 91 . 4F N F EF K M P aS 取较小值，即； 4） 计算载荷系数，； 5）查取齿形系数，由机械设计手册表 10-5 查的 查取齿形系数得7244.21 FaY ， 1724.22 FaY ； 5） 查取应力校正系数查得 5689.11 SaY， 7976.12 SaY ；6） 计算大小齿轮的 FSaFaYY并加以比较： 01392.014.307 5689.17244.21 11 F SaFa YY 0 1 5 9 9.029.244 7976.11724.22 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大； nts 22 （ 3）计算 63 22 1 . 4 7 3 . 1 8 1 0 0 . 0 1 5 9 90 . 8 4 2 1 . 6 23 . 9 7mmm 根据计算值，通过查阅机械设计手册得标准模数 m=4。 可以算得齿轮齿数 15，为避免产生根切，取齿轮齿数为。 4.2 设计计算结果汇总 通过设计计算，齿轮齿条相关参数如下表 4.2 所示： 表 4.2 齿轮齿条设计计算结果汇总表 项目名称 计算公式及代号 设计计算结果 齿轮齿数 1z 17 模数 m 4mm 基本齿廓 压力角 20 齿顶高系数 *ah1 顶隙系数 *C 0.25 尺宽 齿轮 1b 40mm 齿条 2b 50mm 齿条长度 L 600mm 齿轮分度圆直径 1d 68mm 齿顶高 齿轮 *11aah h m 4mm 齿条 *22aah h m 4mm 齿根高 齿轮 *11()fah h c m 5mm 齿条 *21()fah h c m 5mm 齿高 齿轮 afh h h9mm nts 23 齿条 齿轮中心到齿条中心距 12da60mm 齿距 pm 12.56mm 齿条齿数 2 0.5nLzp12 nts 24 第五章 轴的设计计算及校核 轴是组成机器的主要零件之一，一切做回转运动的传动零件，都必须安装在轴上才能进行运动及动力的传递。因此，轴的主要功用是支承回转零件及传递运动和动力。 5.1 轴的设计计算 1、计算轴上的功率 P、转速 n、和转矩 T 2、求作用在齿轮上的力 3、选取轴的材料为 45钢，调制处理。根据机械设计手册表 15-3取0 110A 。根据下式初步估算轴的最小直径： 33m i n 0 6 9 . 8 51 1 0 4 6 . 8205Pd A m m m mn 轴的最小直径显然是安装齿轮齿条中齿轮处的直径 IIId ，与齿轮的孔径相适应，根据齿轮的分度圆直径为 68mm,取 47I IId mm ；然后根据齿宽 40mm,根据装配关系，取 34I IIl mm ； 4、轴的结构设计 （ 1）拟定轴上零件装配方案 本设计中非开挖水平定向钻机顶进回拖机构中主轴的结构与装配如下图5.1所示： nts 25 图 5.1 轴的结构与装配 （ 2） 确定轴向定位和各段轴的直径和长度 1）为了满足齿轮齿条中齿轮的轴向定位要求， I-II轴段右端需制出一轴肩，故取 II-III 段的直径 50II IIId mm ，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径选择挡圈直径为 D=55mm（ GB 891-86）。由于齿轮与轴配合的毂孔长度为 L=40mm，为了保证轴端挡圈只 压在齿轮上而不压在轴的端面上，故 I-II 段长度比 b 略短，现取 34I IIl mm ，取 45II IIIl mm ； 2） 初步选择滚动轴承。因为轴承受到径向力的作用，故选用深沟球轴承， 参照工作要求并根据 49II IIId mm ，初步选择 6011（ GB/T 297-1994），其基本尺寸为 5 5 9 0 1 8d D B m m m m m m ，故 55III IV V III V IIIId d m m，取42III IVl mm 。右端轴承采用轴肩定位。由手册查得其安装尺寸 62ad mm ，故取 60VI VIId mm ； 3） 取安装齿轮处的直径为 70IV Vd mm 齿轮的左端与左轴承之间采用套筒 定位。已知齿轮宽度为 70mm，故取 64IV Vl mm ； 4） 取齿轮距箱体内壁之间距离为 20mm，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动 轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取为 5mm，已知轴承宽度 18T mm ，大齿轮轮毂长2 70B mm，则 42III IVl mm 5） 齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取 h=10，则；轴环宽度，故 ; nts 26 6） 根据总体尺寸，； 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 （ 3）轴上零件周向定位 输出齿轮与轴的连接采用平键，按 47I IId mm 由手册查取并选择平键长度为 25mm，即选用平键为 1 4 9 2 5b h l m m m m m m ； 输入齿轮的平键型号为 2 0 1 2 5 0b h l m m m m m m 滚动轴承的周向定位是靠过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 6m 。 (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为 2 45，各轴肩处的圆角半径如图所示。 5.2 轴的校核 首先根据轴的装配结构图做出轴的计算简图。在确定轴承指点位置时。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图如图 5.2 所示： 图 5.2 轴的弯矩图和扭矩图 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出轴的危险截面。现将计算出的危险截面的 HM 、VM及 M 的值如表 5.1所示： nts 27 表 5.1 危险截面的 HM 、VM及 M 值 载荷 垂直面 V 水平面 H 支反力 F 1 3 0 6 8 .5 2NVFN2 2 2 8 9 .9 4NVFN1 8 4 3 0 .6 7NHFN2 6 2 9 1 .5 5NH 弯矩 M 1 9 6 9 3 4 . 8 4VM N m m 5 4 1 0 7 3 . 0 4HM N m m 总弯矩 5 7 5 7 9 7 . 7 0M N m m 扭矩 T 63 . 1 8 1 0T N m m 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据机械设计手册中的公式和数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取 6.0 ，轴的计算应力为： 222223()5 7 5 7 9 7 . 7 0 ( 0 . 6 3 1 8 0 0 0 0 )5 4 . 10 . 1 7 0IcaM a TWM P a M P a前面选择轴的材料为 45钢，调制处理，由机械设计手册查得 MPa60 1 。因此， 1 ca，故安全。 5.3 轴承的校核 根据设计要求，采用深沟球轴承 6011，只承受径向力。根据公式（ 5.1）校核轴承使用寿命： pCfnL th 60106 （ 5.1） 式中：tf 温度系数，取 1tf；基本额定动载荷 C=75200N， 对于滚子轴承310； nts 28 C 基本额定动载荷，通过查阅机械设计手册，得 C=30.2kN; P 当量动载荷，因为是深沟球轴承，只承受径向力， P取两个轴承中载荷较大者，得 P=3068.52N； 代入公式计算得： 1063 31 0 1 3 0 . 2 1 0 1 6 6 0 9 4 ( )6 0 2 0 5 3 0 6 8 . 5 2hLh 满足设计要求。 nts 29 第六章 辅助部件的设计计算 6.1 螺栓的设计 6.1.1 螺栓的主要作用 钻机螺栓主要作用有： （ 1）、 连接机架 ,并起固定整个结构； （ 2）、 主轴分别由三个个螺栓固定，由套筒进行定位安装； 采用普通螺栓时，靠联接预紧后在接合面间产生的摩擦力矩来抵抗转矩 T，假设各螺栓的预紧程度相同，即各螺栓的预紧力均为0F，则各螺栓联接处产生的摩擦力均相等，并假设此摩擦力集中今后作用在螺栓中心处。为阻止接合面发生相对转对，各摩擦力应与各该螺栓的轴线到螺栓组对称中心 O的连线相垂直。根据作用在箱体上的力矩平衡及联接强度的重要条件，应有 rzTKF n0（ 6-1） 式中nK 可靠性系数，取nK=1.2 联接摩擦副的摩擦因数，查 2表 5-1-52得 =0.15； r 转矩作用半径； z 螺栓个数。 6.1
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