【JX180】大直径桩基础工程成孔钻具II型钻具总体设计[KT]【2A0】
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jx180
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型钻具
总体
整体
设计
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- 资源描述：
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【JX180】大直径桩基础工程成孔钻具II型钻具总体设计[KT]【2A0】,jx180,直径,桩基础,工程,成孔钻具,ii,型钻具,总体,整体,设计,kt,a0
- 内容简介：
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大直径桩基础工程成孔钻具 型钻具总体设计 7 第四章 零 件 设 计 转高速齿轮的设计 由前面可知，小齿轮转速 4r/，可以得出大齿轮的转速 6r/齿轮传递的转矩 52公斤 使用期限为 5年（每年以 300 工作日计），每日工作 16小时，进行设计。 现大、小齿轮材料用 40质处理 80，精度等级按级 8 解： 表的参数选取均出自机械设计手册中册） 计 算 项 目 计 算 公 式 及 数 据 说 明 按 接 触 强 度 初 定 主 要 尺 寸 工况系数 1 由表 8取 接触强度的齿向载荷分布系数 表 8得 试验齿轮的接触疲劳极限 15kg/ 00kg/图 8齿数比 u u= 初定小齿轮分度圆直径 d1 d 1 120图 8齿数 z 取 0 则 z2= 30=120 确定模数 m m=d1/20/30=4 m=5复算小齿轮分度圆直径 d1 d1= 30 150齿宽 b 取齿宽系数 R=0.9 b= 150=135形制 按 形制， =20， h* =1， c*=接 触 疲 劳 强 度 校 核 计 算 分度圆上的圆周力 t=2000T1/000 152/150=2026大直径桩基础工程成孔钻具 型钻具总体设计 8 分度圆圆周速度 v v=9100=150 64/19100=s 动载系数 v=1（ 7 级精度） 由表 8得 端面载荷分配系数 表 8e 由图 8接触强度的齿宽影响系数图 8节点区域系数 H=图 8弹性系数 E=kg/1/2 由表 8得 接触应力 H H=（ 1/2=齿 1 当量循环次数 =600 1 730 5 300 16 =109 109/2=108 见表 8触强度的寿命系数 见第 388页 润滑剂系数 择润滑油黏度 77厘池 表 8 图 8得 速度系数 v=图 8光洁度系数 择齿面光洁度为 6 图 8工作硬化系数 W=1 由表 8齿 轮 的 接 触 疲 劳 极 限 15 1 1 = 00 1 1 大直径桩基础工程成孔钻具 型钻具总体设计 9 =触强度的最小安全系数 （按失效概率为 1%） 由表 8接触强度的安全系数 H= H=触疲劳强度通过 弯曲疲劳强度校核计算 弯曲强度的齿向载荷分布系数 表 8弯曲强度的齿宽影响系 数图 8齿形系数 1= 1 C 由图 8得 刀盘直径影响系数 O=表 8弯曲应力 F Y0/66= 直齿 1,1 试验齿轮的弯曲疲劳极限 0kg/ 4kg/图 8弯曲强度的寿命系数 见第 394页 尺寸系数 X=图 8齿 轮 的 弯 曲 疲 劳 极 限 01 41大直径桩基础工程成孔钻具 型钻具总体设计 10 弯曲强度的最小安 全系数(按失效概率为 1%) 由表 8弯曲强度的安全系数 曲疲劳强度通过 计 算 项 目 计 算 公 式 及 数 据 小 齿 轮 大 齿 轮 齿顶高 ha ha*m=1 5=5mm ha*m=1 5=5高 h h=(2c*)m=(21+ 5=11根高 hf （ c*） m=5=6mm c*） m=5=6度圆直径 d d1= 30=150mm d2= 120=600顶圆直径 da =150+2 5 =160mm = 600+2 5 =610根圆 df =15038mm =60088心距 a a=m（ z1+ 39 226 33 重合度 端面重合度 a=线重合度 B=0 总重合度 r=面重合度 a=线重合度 B=0 总重合度 r=转低速齿轮的设计 根据桩孔直径为 1200根据刀盘的分布规律来确定刀盘的直径大小。 大直径桩基础工程成孔钻具 型钻具总体设计 11 令刀盘半径为 R，则（ 31/2+1） R=600得刀盘的半径 20刀盘的中心线即是自转轴的中心线，故可以知道自转轴和中心钻杆的距离为 380就是低速级齿轮的中心距 a=380前面可知，小齿轮转速 2r/，可以得出大齿轮的转速 6r/以大小齿轮的分度圆半径之和即为中心距，则有（ 2=380 则初步得到小齿轮的分度圆直径为 虑到齿轮在工作时所 承受的载荷较大，所以也相应增大其模数，选用 6小齿轮的齿数 z=42，大齿轮的齿数为 84，精确计算大小齿轮的直径为 d=52 d=504时的中心距为 a=378为钻孔直径的精度不需要很精确，故分度圆直径不矛盾。小齿轮传递的转矩 31 公斤 使用期限为 5 年（每年以 300工作日计），每日工作 16小时，进行设计。 现大、小齿轮材料用 40质处理 80，精度等级按级 8 解： 表的参数选取均出自机 械设计手册中册） 计 算 项 目 计 算 公 式 及 数 据 说 明 按 接 触 强 度 初 定 主 要 尺 寸 工况系数 1 由表 8取 接触强度的齿向载荷分布系数 表 8得 试验齿轮的接触疲劳极限 15kg/ 00kg/图 8齿数比 u u= 初定小齿轮分度圆直径 d1 d 1 图 8齿数 z 取 2 则 z2= 42=84 确定模数 m m=d1/20/30=6 m=6复算小齿轮分度圆直径 d1 d1= 42 252齿宽 b 取齿宽系数 R=0.6 b= 252=160直径桩基础工程成孔钻具 型钻具总体设计 12 齿形制 按 形制， =20， h* =1， c*=接 触 疲 劳 强 度 校 核 计 算 分度圆上的圆周力 t=2000T1/000 231/252=1833分度圆圆周速度 v v=9100=252 32/19100=s 动载系数 v=1（ 7 级精度） 由表 8得 端面载荷分配系数 表 8e 由图 8接触强度的齿宽影响系数图 8节点区域系数 H=图 8弹性系数 E=kg/1/2 由表 8得 接触应力 H H=（ 1/2=齿 1 当量循环次数 =600 1 730 5 300 16 =109 109/2=108 见表 8触强度的寿命系数 见第 388页 润滑剂系数 择润滑油黏度 77厘池 表 8 图 8得 速度系数 v=图 8光洁度系数 择齿面光洁度为 6 图 8工作硬化系数 W=1 由表 8齿 轮 的 接 触 疲 劳 极 限 大直径桩基础工程成孔钻具 型钻具总体设计 13 15 1 1 = 00 1 1 =触强度的最小安全系数 （按失效概率为 1%） 由表 8接触强度的安全系数 H= H=触疲劳强度通过 弯曲疲劳强度校核计算 弯曲强度的齿向载荷分布系数 表 8弯曲强度的齿宽影响系数图 8齿形系数 1= 1 C 由图 8得 刀盘直径影响系数 O=表 8弯曲应力 F Y0/. 466= 直齿 1,1 试验齿轮的弯曲疲劳极限 0kg/ 4kg/图 8弯曲强度的寿命系数 见第 394页 尺寸系数 X=图 8大直径桩基础工程成孔钻具 型钻具总体设计 14 齿 轮 的 弯 曲 疲 劳 极 限 013 41弯曲强度的最小安全系数(按失效概率为 1%) 由表 8弯曲强度的安全系数 曲疲劳强度通过 计 算 项 目 计 算 公 式 及 数 据 小 齿 轮 大 齿 轮 齿顶高 ha ha*m=1 6=6mm ha*m=1 6=6高 h h=(2c*)m=(21+ 6=根高 hf （ c*） m=6= c*） m=6=度圆直径 d d1= 42=252mm d2= 84=504顶圆直径 da =252+2 6 =264mm 504+2 6 =516根圆 df = =心距 a a=m（ z1+ 14 323 21 重合度 端面重合度 a=线重合度 B=0 端面重合度 a=线重合度 B=0 大直径桩基础工程成孔钻具 型钻具总体设计 15 总重合度 r=重合度 r=转齿轮的设计 由前面可知，公转小齿轮转速 4r/以得出大齿轮的转速8r/齿轮传递的转矩 52 公斤 使用期限为 5 年（每年以 300 工作日计），每日工作 16 小时，进行设计。 现大、小齿轮材料用 40质处理 80，精度等级按级 8 解： 表的参数选取均出自机械设计手册中册） 计 算 项 目 计 算 公 式 及 数 据 说 明 按 接 触 强 度 初 定 主 要 尺 寸 工况系数 1 由表 8取 接触强度的齿向载荷分布系数 表 8得 试验齿轮的接触疲劳极限 15kg/ 00kg/图 8齿数比 u u=初定小齿轮分度圆直径 d1 d 1 137图 8齿数 z 取 3 则 z2=33=117 确定模数 m m=d1/37/33= m=5复算小齿轮分度圆直径 d1 d1= 33 165齿宽 b 取齿宽系数 R=0.9 b= 165=148形制 按 形制， =20， h* =1， c*=接 触 疲 劳 强 度 校 核 计 算 分度圆上的圆周力 t=2000T1/000 152/165=1842分度圆圆周速度 v v=9100=165 64/19100=s 大直径桩基础工程成孔钻具 型钻具总体设计 16 动载系数 v=1（ 7 级精度） 由表 8得 端面载荷分配系数 表 8e 由图 8接触强度的齿宽影响系数图 8节点区域系数 H=图 8弹性系数 E=kg/1/2 由表 8得 接触应力 H H=（ 1/2=齿 1 当量循环次 数 =600 1 730 5 300 16 =109 109/2=108 见表 8触强度的寿命系数 见第 388页 润滑剂系数 择润滑油黏度 77厘池 表 8 图 8得 速度系数 v=图 8光洁度系数 择齿面光洁度为 6 图 8工作硬化系数 W=1 由表 8齿 轮 的 接 触 疲 劳 极 限 15 1 1 = 00 1 1 =直径桩基础工程成孔钻具 型钻具总体设计 17 接触强度的最小安全系数 （按失效概率为 1%） 由表 8接触强度的安全系数 H= H=触疲劳强度通过 弯曲疲劳强度校核计算 弯曲强度的齿 向载荷分布系数 表 8弯曲强度的齿宽影响系数图 8齿形系数 1= 1 C 由图 8得 刀盘直径影响系数 O=表 8弯曲应力 F Y0/. 3866= 直齿 1,1 试验齿轮的弯曲疲劳极限 0kg/ 4kg/图 8弯曲强度的寿命系数 见第 394页 尺寸系数 X=图 8齿 轮 的 弯 曲 疲 劳 极 限 01m 41弯曲强度的最小安全系数 (按失效概率为 1%) 由表 8 型钻具总体设计 18 弯曲强度的安全系数 曲疲劳强度通过 计 算 项 目 计 算 公 式 及 数 据 小 齿 轮 大 齿 轮 齿顶高 ha ha*m=1 5=5mm ha*m=1 5=5高 h h=(2c*)m=(21+ 5=11根高 hf （ c*） m=5=6mm c*） m=5=6度圆直径 d d1= 33=165mm d2= 117=585顶圆直径 da =165+2 5 =175mm = 585+2 5 =595根圆 df =16553mm =58573心距 a a=m（ z1+ 37 230 07 重合度 端面重合度 a=线重合度 B=0 总重合度 r=面重合度 a=线重合度 B=0 总重合度 r=速轴的设计计算（各参数均出自机械设计第六版） 根据前面的已知条件，我们可以得到此轴上的功率 矩 按使用期限为 5年（每年以 300工作日计），每日工作 16小时，进行设计。 大直径桩基础工程成孔钻具 型钻具总体设计 19 解： 1. 0550000P1/550000 10/64=. 求作用在齿轮上的力： T1/d 1=2 1492187/150 =19895N F = 135 141N F =1141633 54 =1020N F =1141 54 =510N t/135/336N 3. 初步确定轴的最小直径 先按式（ 15步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 40质处理。根据表 15 7，于是得 0（ P3/1/3=97 （ 10/64） 1/3=52端的最小直径是用来安装联轴器的，为了使所选的轴直径 d - 与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 表 14虑到转矩变化较大，故取 143904=照计算转矩 标准 5014用 弹性柱销联轴器，公称转矩为 联轴器 的孔径 d =56取d - =56联轴器长度 L=142联轴器与轴配合的彀孔长度 07 4. 轴的结构设计 1） 拟定轴上零件的装配方案 根据安装的实际情况，齿轮采用轴肩来定位，且定位轴肩处于齿轮的下方。 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （ 1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求， - 轴段下端需制出一轴肩，故取 - 段的直径 d - =d - 上端用轴端挡圈定位 D=220应比孔彀长度稍短，取 L - =105 （ 2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向 力和轴向力的作用，故选用单列大直径桩基础工程成孔钻具 型钻具总体设计 20 圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d - =轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30213，其尺寸为d D T=65 120 d - =d - =65 （ 3） 取安装齿轮处的轴段 - 的直径 d - =70轮上端与上轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮彀的宽度为 135了使套筒端面能可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮彀宽度，故取 l - =131轮的下端采用轴肩定位，轴肩高度 h 大于 h=10轴环 处的直径 d - =90环宽度 据中心轴的尺寸，取 l - =240 （ 4） 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16端的轴承是采用透盖来定位的，所以l - = - 间的距离需要考虑到透盖和联轴器与箱体的距离的影响，取为 l - =50 （ 5） 公转小齿轮安装在轴肩的下端，故取 d - =70轮下端与下轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮彀的宽度为 144了使套筒端面能可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮彀宽度，故取 l - =140中心轴的尺寸，取 l - =232 3） 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按 d - 由手册查得平键截面 b h l=16 10 90 ，按 d - =65 手 册 查 得 平 键 截 面b h l=20 12 56。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮彀与轴的配合为 H7/样，半联轴器与轴的配合为 H7/动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此出选轴的直径尺寸公差为 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15轴端倒角为 45，各轴肩处的圆角半径为 5求轴上的载荷 根据轴的结构图，作出轴的计算简图。对于圆锥滚子轴承，由手册查得a=此，作为简支梁的轴的支承跨距 3= 中 3= 从结构图上可以看出圆锥齿轮的中心处是轴的危险截面。现将计算出的截面处大直径桩基础工程成孔钻具 型钻具总体设计 21 的 R H 1R v 1水平面 H 垂直面 V 支反力 R 582N， 320N， 30N 弯矩 M 44973N 4910N， 7864N 总弯矩 矩 T 算弯矩 84617 2=145186 进行校核时，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面的强度。由上表可得 =184617/（ 703） =表 15 60 此 故安全。 1）判断危险截面 截面 、 等只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以这些截面无须校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 和 处过盈配合引起的应力集中较严重；从受载的情况来看，截面 面 应力集中不大，而且这里的轴径最大，故截面 面 和 显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只须校 核截面 左右两侧。 1） 截面 左侧 抗弯截面系数 W=453=17561扭截面系数 453=35123直径桩基础工程成孔钻具 型钻具总体设计 22 截面 左侧的弯矩 M=163183 （ 上的扭矩 面上的弯曲应力 b=M/W=102879/17561=面上的扭转切应力 T=T=143904/35123=的材料 为 45#，调质处理。由表 15得 B=640 75 55 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 附表 3取。因r/d=5=D/d=52/45=插值后可查得 由附图 3有效应力集中系数按式为 1+ 1） =1+=1+ 1） =1+=附图 3 =附图 3 = 轴按磨削加工，由附图 3 = =未经表面强化处理，即 q=1，则按式（ 3（ 3综合系数为 / +1/ +1/ ， =是，计算安全系数 式（ 15-（ 15得 a+ m） =275/（ 0） = = + m） =155/（ +） = /（ +） 1/2= 1/2=S=可知安全。 3）截面 右侧 抗弯截面系数 W=523=14060 扭截面系数 523=28120 面 左侧的弯矩 M=163183 （ 上的扭矩 直径桩基础工程成孔钻具 型钻具总体设计 23 截面上的弯曲应力 b=M/W=102879/14060=面上的扭转切应力 T=T=143904/28120=的材料为 45#，调质处理。由表 15得 B=640 75 55 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 附表 3取。因r/d=2= D/d=66/52=插值后可查得 由附图 3有效应力集中系数按式为 1+ 1） =1+=1+ 1） =1+=附图 3 =附图 3 = 轴按磨 削加工，由附图 3 = =未经表面强化处理，即 q=1，则按式（ 3（ 3综合系数为 / +1/ +1/ ， =是，计算安全系数 式（ 15-（ 15得 a+ m） =275/（ 0） = = + m） =155/（ +） = /（ +） 1/2= 1/2=S=可知安全。 因无大的瞬时过载，故可略去静强度校核。 心管的设计 根据经验，我们采用气举法来排渣。即是采用输入高压空气，来使泥沙通过空心钻杆排出。钻杆空心直径通 常为 150于空心钻杆仅起到一个输出泥沙的作用，所以对其材料、壁厚尺寸等要求不是很高，现初步确定其材料为 45#钢 ,壁厚为 10此可知空心钻杆的外径为 170杆和中心自转轴之间是没有力的传递作用的，为了有利于安装，初步设定中心自转轴和空心钻杆间的间隙大小为 5中心自转轴的内径大直径桩基础工程成孔钻具 型钻具总体设计 24 为 180径需通过对其扭矩进行计算后才能确定。 心自转轴的设计计算 根据前面的设计计算可以得到中心自转轴的输入功率 0 速也由前面可知为 6r/中心自转轴为一空心轴，内径通过前面的设计可知为 d 内 =180 因为传递的力矩较大，所以中心自转轴的材料也选用 40质处理。按使用期限为 5年（每年以 300工作日计），每日工作 16小时，进行设计。 根据前面的已知条件，我们可以得到此轴上的功率 矩 550000P3/550000 6=T3/ 488840/108 （ =10650N F = Ft 0650 876N F =38766=3484N F =3876 1699N t/876/124N 5. 初步确定轴的最小直径 先按式（ 15步估算轴的最小直径。 根据表 15 7， =是得 0P3/1） 1/3=88为 80 则 d=180/40。轴端的最小直径是用来安装轴承的，为了使所选的轴直径 d - 与轴承的孔径相适应，故需要同时选取轴承的型号。查表选用97176 推力调心滚子轴承， d*D*T=240*400*210，即有 d - =240l - =210 。按每一级 5 6. 轴的结构设计 1） 轴上零件的装配方案 根据安装的实际情况，齿轮采用轴肩来定位，且定位轴 肩处于齿轮的下方。 2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （ 1）为了满足轴承的轴向定位要求， - 轴段下端需制出一轴肩，故取 -大直径桩基础工程成孔钻具 型钻具总体设计 25 段的直径 d - =245轮上端采用套筒来定位，轴承和齿轮间需要有一定的间隙，故取 l - =30 （ 2）取安装齿轮处的轴段 - 的直径 d - =250轮上端与上轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮彀的宽度为 131了使套筒端面能可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮彀宽度，故取 l - =127轮的下端采用轴肩定位，轴肩高度 h=10轴环处的直径 d - =270虑到轴承和公转齿轮的安装，取 l - =911 （ 3）取安装齿轮处的轴段 - 的直径 d - =250轮下端与轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮彀的宽度为 152了使套筒端面能可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮彀宽度，故取 l - =148 （ 4）轴段 - 是用来安装轴承的。故 d - =240虑到需要安装套筒，所以取 l - =230 轴上零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键联接。按 d - 由手册查得平键截面b h l=36 24 112 ，按 d - =245 手 册 查 得 平 键 截 面b h l=36 24 133。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮彀与轴的配合为 H7/动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此出选轴的直径尺寸公差为 参考表 15轴端倒角为 3 45，各轴肩处的圆角半径为 (由于此轴的受力还受到地对他的反作用 ,受力复杂 ,所以暂无法校核 .) 心公转轴的设计 设计中心自转轴和中心公转轴间的间隙也为 5中心公转轴的内径比中心自转轴的 最大直径大 10前面计算可知公转轴的输入功率 步确定轴的最小直径 先按式（ 15步估算轴的最小直径。 根据表 15 7， =是得 0P3/1） 1/3=88直径桩基础工程成孔钻具 型钻具总体设计 26 因为 80 则 d=180/40。轴端的最小直径是用来安装轴承的，为了使所选的轴直径 d - 与轴承的孔径相适应，故需要同时选取轴承的型号。查表选用 97176推力调心滚子轴承， d*D*T=240*400*210，即有 d - =240l - =210 。按每一级 5大进行设计， 转轴的设计计算 根据前面的已知条件，我们可以得到此轴上的功率 矩 按使用期限为 5年（每年以 300工作日计），每日工作 16小时，进行设计。 解： 1. 1=9550000P1/550000 2 =. 求作用在齿轮上的力： T1/d
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