200米液壓鉆機變速箱的設計

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摘要 黨的十九大以來，在習近平新時代中國特色社會主義思想的指引下，對我國地質勘探、工程建設和農田水利等事業(yè)的發(fā)展，對各種鉆探設備提出了全新的更高的要求。鉆機作為最重要的勘探設備之一，在這些工程中起了彌足輕重的作用。為了適應未來各種勘探工作和工程建設項目對淺孔鉆機的全新要求，本設計任務以 TXU-150 型鉆機為基礎并加以改進，設計出了鉆探深度為 200 米的液壓鉆機。設計中根據(jù)鉆機使用的情境和工況，運用參考比較的方法，查詢同類型鉆機的設計參數(shù)，并分析比較，重點對變速箱進行重新設計并計算。在此基礎之上應時代要求，在低碳環(huán)保思想指引下在不影響鉆機性能的前提下以對各個環(huán)節(jié)進行了符合環(huán)保理念的優(yōu)化設計。最后，考慮到設備使用工況，在變速箱的設計中以保證正常生產生活之需要為前提，采用無離合器的設計，這樣一方面減小了設備的體積，減少消耗性元件使用，同時在降低生產成本之余對實際工程進度不造成任何實質影響。設計出的鉆機理論上滿足了鉆探深度為 200 米的設計要求， 同時盡量節(jié)省了制造成本和生產時間。 關鍵字: 鉆探工程;地質勘探;工程機械;機械設計 II Abstract Since the Nineteenth National Congress of the Communist Party of China, under the guidance of the Xi Jinping’s socialist ideology with Chinese characteristics in the new era , we have put forward renewed higher requirements for all kinds of drilling equipment for the development of geological exploration, engineering construction and irrigation and water conservancy in China. As one of the most important exploration equipment, rigs play a very important role in these projects. In order to adapt to the new requirements of shallow drilling rigs for various future exploration and engineering construction projects, this design task is based on the TXU-150 drilling rig and improved to design a hydraulic drilling rig with a drilling depth of 200 meters. According to the use of drilling rigs. The situation and conditions, the use of reference comparison method, query the same type of drilling rig design parameters, and analysis and comparison, focusing on the redesign of the transmission and calculation based on the requirements of the times, under the guidance of low-carbon environmental ideology Under the premise of not affecting the performance of the drilling rig, the optimization design corresponding to the concept of environmental protection was carried out for each link. Finally, with the consideration of the working condition，a Non-clutch design is adapted，minimizing the size，while sequentially lower the usage of unit，simultaneously， based on a fundamentally working need with no influence to the geological exploration. The newly designed drilling rig theoretically satisfies the design requirement of drilling depth of 2 0 0 m e t e r s , w h i l e m i n i m i z i n g m a n u f a c t u r i n g c o s t s a n d p r o d u c t i o n t i m e . Keywords: Drilling Engineering; Geological Exploration; Engineering Machinery; Mechanical Design 目錄 摘要 I Abstract II 第 1 章 緒論 1 1.1 選題的意義 1 1.2 鉆機概述 1 1.3 本設計主要內容 3 第 2 章 鉆機的總體設計 4 2.1 本設計鉆機的應用場合 4 2.2 設計方案的確定 4 2.3 鉆機的技術特性和要求 5 第 3 章 動力機的確定 7 3.1 輸出功率計算 7 3.2 回轉鉆進及破碎巖石、土層所需功率 7 3.3 給進油缸所需功率的計算 9 3.4 動力機功率的確定 10 第 4 章 機械傳動系統(tǒng)設計 13 4.1 主要參數(shù)的選擇 13 4.2 機械傳動系統(tǒng)初步計算 13 第 5 章 變速箱的設計與計算 16 5.1 變速箱的結構特點及設計要求 16 5.2 齒輪副的強度計算與校核 16 5.3 軸的強度計算與校核 22 第 6 章 絞車 28 6.1 絞車的結構特點 28 6.2 主要參數(shù)的選擇 28 6.3 絞車所需功率 30 6.4 絞車齒輪副強度簡單校核 30 第 7 章 經(jīng)濟可行性分析 34 7.1 市場前景分析 34 7.2 經(jīng)濟效益分析 34 結論 36 致謝 37 參考文獻 38 200 米液壓鉆機變速箱設計 第 1 章 緒 論 1.1 選題的意義 本設計選擇了 200 米鉆機的變速箱設計，主要原因是黨的十八大以來我國已進入新時代，新時代地質勘探、工程建設和農田水利等事業(yè)正在逐漸完善，站在全新的歷史起點上對各種鉆探設備尤其是鉆機提出了更多的新要求，賦予了新的使命，開啟了新征程?，F(xiàn)在市場上流行的鉆機中以鉆探深度為百米左右的液壓鉆機為主，這些鉆機在承擔各種生產建設項目中起到了至關重要的作用。但是，我們著眼新時代的新要求，通過市場調研發(fā)現(xiàn)，隨著國內外生產建設項目的擴大，一帶一路周邊國家基礎設施建設對上鉆探深度為幾百米的液壓鉆機的市場正在逐步擴大，尤其是鉆探深度為 200 米左右的鉆機，市場前景更加樂觀。變速箱是鉆機中最重要的部分之一，通過對鉆機變速箱的設計改進， 將解決鉆機設計制造中的關鍵環(huán)節(jié)。所以，選擇 200 米液壓鉆機變速箱的設計不僅對鉆機這個生產行業(yè)有著重要的經(jīng)濟意義，同時一代一路周邊國家經(jīng)濟將因此獲益，意義十分重大。 1.2 鉆機概述 1.2.1 鉆機的功用 鉆探是地質勘探工作的重要手段之一。鉆機是實現(xiàn)該手段的主要設備。其基本功用是以機械動力帶動鉆頭向地殼鉆孔并采取巖礦心。[1]鉆機同時還是進行石油、天然氣勘探及開采、水文水井鉆探、工程地質鉆探等工程的重要設備。[1] 1.2.2 對鉆機的要求 鉆機的技術性能要保證在施工中能滿足合理的工藝要求，以最優(yōu)規(guī)程，達到預計的質量要求；維護保養(yǎng)簡單容易；安裝拆卸搬遷方便；利于快速鉆進；鉆進輔助時間短； 鉆孔施工周期短；體力勞動強度低等。概括起來說，是鉆機要為多、快、好、省地完成鉆探生產任務創(chuàng)造有利條件。[2] 根據(jù)鉆機的基本功用，對鉆機具體要求如下： 1. 通過回轉鉆具等鉆進方式將動力傳給鉆頭，使鉆頭具有適合鉆進規(guī)程需要的轉速及調節(jié)范圍，以便有效地破碎巖石； 2. 能通過鉆具向鉆頭傳遞足夠的軸心壓力，并有相當?shù)恼{整范圍，使鉆頭有效地切入或壓碎巖石； 3. 能調整和控制鉆頭給進速度，保證連續(xù)鉆進； 4. 能完成升降鉆具的工作，并能隨著鉆具重量的變化而改變提升速度，以充分利用動力機的功率和縮短輔助時間； 5. 能變換鉆進角度和按一定技術經(jīng)濟指標舊響應深度的直徑的鉆孔，以滿足鉆孔設計的要求和提高鉆進效率。[3] 9 1.2.3 鉆機的組成 目前常用的鉆機由如下各部分組成： 1.機械傳動系統(tǒng) 將輸入的動力變速并分配到回轉、升降機構。對與液壓鉆機還要有驅動油泵，以使液壓系統(tǒng)工作的裝置。 2. 液壓傳動系統(tǒng) 利用油泵輸出的壓力油驅動馬達、油缸等液動機，以使立軸回轉和控制給進機構、移動鉆機、松緊卡盤等； 3. 回轉機構 回轉鉆具，以帶動鉆頭破碎孔底巖石。4.給進機構 調整破碎巖石所需要的軸心壓力和控制給進速度。在出現(xiàn)孔內事故時，可以進行強力拔出。 5.升降機構 用于升降鉆具（提取巖心和更換鉆頭）和進行起下套管等作業(yè)。6.機架 支承上述各機構及系統(tǒng)，使之組裝成一個整體，成為完整的機器。[4] 1.2.4 鉆機的分類和名稱 隨著鉆探工程在國民經(jīng)濟各部門中的廣泛應用，鉆機類別和型號也在增多。為此將鉆機實行科學分類和確定名稱，對識別、評價和選擇鉆機是很有意義的。 1. 分類 ⑴按用途分類 按用途不同，可將現(xiàn)行廣泛使用的鉆機分為三大類，即地質勘探用巖心鉆機；石油鉆探用鉆機；專用鉆機（水文水井鉆機、物探鉆機、工程鉆機等）； ⑵按鉆機標準鉆進孔深分類 根據(jù)不同孔深范圍，將各種不同鉆進孔深的鉆機分成三類或四類。按三類分見表 1—1。 表 1—1 鉆機標準鉆進孔深分類 a 表（m） 類別 淺孔鉆機 中深孔鉆機 深孔鉆機 Ⅰ 10—300 300—800 800—1200 Ⅱ 10—300 300—800 1000—2000 按四類分類見表 1—2 表 1—2 鉆機標準鉆進孔深分類 b 表 （m） 淺孔鉆機 次深孔鉆機 中深孔鉆機 深空鉆機10—150 200—400 500—800 900 以上 ⑶按原來地質總局設備管理分類 鉆機可分為六類，即淺孔鉆機、巖心鉆機、石油鉆機、水文水井鉆機、汽車鉆機和砂礦鉆機； ⑷按裝載方式分類 可以分為滑橇式、卡車式、拖車式； ⑸按破碎巖石方式分類 可分為回轉式、沖擊式和沖擊回轉式； ⑹按回轉機構型式分類 可分為立軸式、轉盤式、動力頭式； ⑺按進給機構分類 可以分為手輪（把）式、油壓式、螺旋差動式、長油缸式、油馬達—鏈輪式。[4] 2. 名稱 鉆機的名稱是按照鉆機綜合特征及主要性能，以漢字拼音字母及數(shù)字編排成的代號來表示的。通常把這種代號稱為型號，并以銘牌指示在鉆機上。 國產鉆機名稱一般有三部分組成： 首部為用途類別和結構特征代號，用漢語拼音中的一個字母表示。如“X”是漢字“心”的拼音首字母，表示鉆機用于巖心鉆進。“U”是漢字“油”的首字母，表示給進機構類型屬于油壓式。 中部為主要性能參數(shù)代號，用鉆機標準鉆進深度數(shù)字表示。如標準鉆進深度為 200 米的鉆機，中部代號為 200。 尾部為變型代號，可用漢語拼音字母中的一個字母或數(shù)字為代號。無尾部的是指首次產品。如是第二次修改后的產品，尾部代號為 2。[4] 1.3 本設計主要內容 本論文擬設計： 200 米液壓鉆機變速箱的設計 其主要技術參數(shù)：詳見表 1—3 表 1—3 200 米液壓鉆機變速箱主要技術參數(shù)表 鉆探深度 200m 立軸轉速 120、240、350、600r/min 開孔直徑 89mm 終孔直徑 60mm 鉆機角度 0—360o 第 2 章 鉆機的總體設計 2.1 本設計鉆機的應用場合 鉆探深度約 200 米的各種角度的排水孔、地質構造孔、滅火孔、氣體抽放孔及公路、鐵路、道橋、隧道、國防軍工、民用工業(yè)性建設、農林鉆井及地質勘探、工程破拆以及其它用途的各類工程鉆孔。 本機在鉆探任何角度不同硬度的巖石中的鉆孔工作有巨大應用，而在農業(yè)鉆井及煤層、軟硬巖石層中鉆孔效率相對更高。200 米鉆機、TBW—150/3.0 泥漿泵是本機組的兩大核心組件。泥漿或清水便可作為鉆機清洗液。故而在地面作業(yè)無需搭建鉆塔，只需可供提升一定高度的三角架使用即可。 本 200 米鉆機著眼于低碳理念配備可替換式電力驅動，適用于井上、井下作業(yè)，無電力供應的郊野場地作業(yè)則可更替為柴油機驅動。 2.2 設計方案的確定 2.2.1 本設計鉆機的特點 經(jīng)過對一帶一路沿線國家市場走訪了解到，目前相關市場基礎設施建設工程對可以滿足 200 米左右鉆孔深度的鉆機需求量激增，而市場在售的 200 米鉆機，則普遍存在著 勞動強度大、適應性差等缺點?；谏显V缺陷，以及中國制造 2025 的社會主義大國工業(yè) 的時代要求，本著中國工業(yè)人的初心，改進 200 米鉆機的使命自然而然地落在我們身上。經(jīng)幾次多方論證決定，鉆機應基本具有以下特點： 1. 經(jīng)濟環(huán)保、耐用可靠、質優(yōu)價廉； 2. 便于拆解搬運，易于重組； 3. 體積小，重量輕； 4. 操作簡單，維修方便； 5. 普適Φ42、Φ50mm 兩種鉆桿； 6. 普適合金鉆頭或金剛石鉆頭完成鉆進作業(yè)； 7. 鉆進速度快，效率高； 8. 動力為電機或柴油機。 2.2.2 總體設計方案的確定 通過市場調研及多方論證，參考實際工況，以普遍實用為著眼點，確定如下設計方 案： 1. 考慮到井下、井上和野外作業(yè)，動力可選電機或柴油機； 2. 考慮到有軟巖石、硬巖石的鉆進，除了正常的鉆進速度外，增加高速 600r/min； 3. 鉆機除配機動絞車外，增加了液壓卡盤減輕勞動強度，節(jié)約時間，提高有效鉆進速度； 4. 考慮到高轉速時，絞車工作速度不宜過高，所以增加了互鎖裝置，安全可靠； 5. 由于本機動力較為強勁，動力由 V 型帶傳動到變速箱的傳動軸上易造成傳動軸彎曲，所以增加了卸荷裝置； 6. 采用二級回歸式變速箱，減少變速箱體積，根據(jù)不同的地質條件，選用不同的鉆進速度； 7. 在滿足上述要求的同時，盡量結構簡單，操作方便，適于整體或解體搬運。盡量做到標準化, 通用化，系列化以便工廠批量性大規(guī)模生產。 2.3 鉆機的技術特性和要求 著眼鉆機的實際工作情況，基于我國現(xiàn)今工業(yè)生產水平，本 TXU—200 型鉆機的技術特性為： 1. 鉆進深度(使用Φ42 或Φ50 鉆桿) 200m 2. 鉆孔直徑 ⑴開孔直徑 89m ⑵終孔直徑 ≥60mm 3. 鉆孔傾斜角度 4. 立軸轉速 0～360° 120、240、350、600r/mm 5.立軸行程 500mm 6.最大液壓給進壓力 4 MPa 7.卡盤最大工作壓力（彈簧常閉式液壓卡盤） 6 MPa 8.立軸內孔直徑 52mm 9.油缸最大起拔力 28.5KN 10.油缸最大給進力 20KN 11.絞車提升速度 0.26、0.61、0.70m/s 12.絞車轉速 33、79、91r/min 13. 絞車提升負荷 ⑴0.70m/s 3.35KN ⑵0.61m/s 6.00KN ⑶0.26m/s 12KN 14. 卷筒 ⑴直徑 140mm ⑵寬度 100m ⑶鋼絲繩直徑 8.8mm ⑷容繩長度 32.8m 15. 配備動力 ⑴電動機 ①型號 YB160L－4 ②電壓 380/660V ③功率 15KW ④轉速 1460r/min 第 3 章 動力機的確定 3.1 輸出功率計算 通過模擬分析現(xiàn)實工況需求，我們優(yōu)先考慮功率輸出較高，效率高，能耗較低，動力儲備充足，攻進效率的提升，有效縮短作業(yè)時間，環(huán)境友好低碳排放的動力單元。 功率輸出為 N0 式中：  N j —鉆機所需功率(KW) N0 = 1.1N j （3—1） N = Nh + Ny j h 式中: Nh —回轉鉆及粉碎巖石、破壞土層所需功率(KW) h— 效率 h=0.9 Ny —油泵所需功率(KW) 3.2 回旋攻進及粉碎巖石、土層所需功率 回旋攻進及粉碎巖石、土層功率需求計算公式如下： Nh = N1 + N2 + N3  （3—2） 式中: N1 —井底攻進巖土層功率需求(KW) N1 = · dA 3060000 式中: m—鉆頭切削刃數(shù) 取 m=6 n—立軸轉速（r/min） r/min h—鉆進速度(cm/min) 當轉速 130r/min、250r/min 時,h=5cm/min 當轉速 350r/min、600r/min 時,h=1.5cm/min δ—巖石抗壓強度,其值見表 3-1 A —井底環(huán)狀面積，取鉆頭直徑 D=7.7cm,內孔直徑 d=5.9cm p(D2 - d 2 ) p(7.72 - 5.92 ) A = = = 19.3 cm2 4 4 N2 —鉆頭與孔底摩擦所需功率(KW) N = d′ f ′ e ′ n (R + r) 2 1944800  （3—3） 式中: δ—孔底壓力或巖石抗壓強度； f —鉆具與巖石直接的摩擦系數(shù) f=0.5 e—側摩擦系數(shù) e=1.1 n —立軸轉速(r/min) R—鉆頭外圓半徑(cm) R=3.85cm r—鉆頭內孔半徑(cm) r=2.95cm 將立軸不同轉速和不同孔底壓力代入式（3—3）中,所得相應數(shù)值見表 3—1。 N3 —回轉鉆桿所需功率(KW) 當 n <200r/min 時 N3 = 7.8′10-11 ′ L ′ d ′ n1.7 當 n>200r/min 時 N3 = 0.92 ′10-11 ′ d 2 ′ r ′ L ′ n1.33 式中： L —孔深(mm) ， 硬質合金鉆進時，取 L ＝200000mm 金剛石鉆進時，取 L ＝75000mm d —鉆桿直徑(mm) 取 d =50mm n —立軸轉速(r/min) r —沖洗液比重, r =1.15 將上述參數(shù)及立軸不同轉速代入上式，所得計算值在表 3—2 中有所體現(xiàn)。 3.3 給進油缸所需功率的計算 3.3.1 給進油缸的基本參數(shù) 1. 給進油缸的基本參數(shù) ⑴給進油缸的數(shù)量 n ＝2 ⑵油缸直徑 D ＝55mm ⑶活塞桿直徑 d ＝30mm ⑷活塞桿有效行程 L ＝500mm ⑸油缸面積 ⑹活塞桿面積 ⑺有效面積 3.3.2 油缸工作壓力的計算 ⑴鉆機大水平孔時，油缸的最大推力為： W = C + Fm A1 ＝23.75cm2 A2 ＝7cm2 A = A1 - A2 ＝16.76cm2 式中： W —油缸最大推力(N) C —孔底最大壓力(N) C＝13345N Fm —鉆桿與孔壁間的摩擦力(N) Fm = q ′ L ′ f 式中： q —鉆桿單位長度重量(N/m) q ＝55.46N/m L —鉆桿長度(m) L ＝200m f —摩擦系數(shù) f ＝0.35 Fm = 55.46 ′ 200 ′ 0.35 = 3882.2 N 故 W = 13345 + 3882.2 = 17227.2 N ⑵油泵的工作壓力 P P = W A 3.3.3 油泵最大工作流量計算 ⑴油缸回程時的最大容油量: = 17227.2 = 10.28 MPa 16.76 V1 = A1 ′ L = 23.75′ 50 = 1.187 L ⑵油缸送進時的最大容油量: V2 = A′ L = 16.76 ′ 50 = 0.838 L ⑶當選用立軸的鉆進速度 v =0.05m/min=0.5dm/min 時,立軸送進時每分鐘所需的油量為: Q = 2 Av = 2 ′ 0.1676 ′ 0.5 = 0.166 L/min ⑷令活塞回程時間為 0.3min,則回程所需油量為: 19 Q1 3.3.4 給進油缸功率計算 = 1.187 ′ 2 = 7.913 L/min 0.3 根據(jù)以上的計算，可以得到給進油缸的功率： N = PQ = 1027.88′ 0.166 = 0.028 KW gy 60 ′102 60 ′102 3.3.5 油泵滿負荷工作時所需要的功率 根據(jù)上面的計算,選用YBC—12/80 型齒輪油泵(排油量 12L/min,額定壓力 8MPa,最大1 壓力 12MPa)。油泵滿負荷時所需功率是： Ny = PQ 60 ′102 ′h1 ′h2  (3—4) 式中: P —額定壓力(N/cm2) P =800N/cm2 Q —額定流量(L/min) Q =12L/min h1 —機械效率 h2 —容積效率 將上述參數(shù)代入式（3—4）中可以得到： h1 =0.9 h2 =0.71 Ny = 800 ′12 60 ′102 ′ 0.9  ′ 0.71  = 2.45KW 上式油泵排量在額定轉速 1460r/min 時是 12L,在 995r/min 時是 8L。 3.4 動力機功率的確定 基于上述各式計算結果，立軸攻進時給進功率需求較小，且油泵滿負荷工作時立軸一般處于停轉狀態(tài)，液壓卡盤未鎖緊，鉆進作業(yè)因此必須停止。所以參考表 3—1，本鉆機選用輸出功率為 15 KW 電機或柴油機，基本在電力供應充足的情況下以及條件較為苛刻的工作狀況下能最大限度的滿足表 3—2 中粗線以上各種工作狀態(tài)，并盡可能的對環(huán)境 保持友好產生最小限度的可吸入固體排放，氮氧化物，硫化物以及碳的氧化物等溫室氣體。 表 3—1 各種類型巖層的抗壓強度 （N/cm2） 巖 石 名 稱 抗 壓 強 度d 粘土、頁巖、片狀砂巖 4000 石灰?guī)r、砂巖 8000 大理石、石灰?guī)r 10000 堅硬的石灰?guī)r、頁巖 12000 黃鐵況、磁鐵礦 14000 煤 2000 表 3—2 電機功率選擇計算 功率 N（KW） 轉速 r/min 抗壓強度δ (N/cm2) 120 240 350 600 N1 2000 0.21768 0.25887 0.11532 0.13195 4000 0.43537 0.51775 0.23064 0.26391 8000 0.87075 1.03550 0.46128 0.52782 10000 1.08844 1.29438 0.57660 0.65978 12000 1.30613 1.55326 0.69192 0.79173 14000 1.52382 1.81214 0.80724 0.92369 N2 2000 0.46153 0.92307 1.34615 2.30769 4000 0.92307 1.84615 2.69230 4.61538 8000 1.84615 3.69230 5.38461 9.23076 10000 2.30769 4.61538 6.73076 11.5384 12000 2.76923 5.53846 8.07692 13.8461 14000 3.23076 6.46153 9.42307 16.1538 N3 2.67 7.75 4.8 9.83 N 回轉器(N1+N2+N3) 2000 3.34922 8.93195 6.26147 12.2696 4000 4.02845 10.1139 7.72295 14.7093 8000 5.38691 12.4778 10.6459 19.5885 10000 6.06613 13.6597 12.1073 22.0282 12000 6.745364 14.84172 13.56885 24.46789 14000 7.424592 16.02368 15.03033 26.90754 N 油泵 0.028 0.028 0.028 0.028 N (N 油+N 回） 2000 3.377227 8.959954 6.289475 12.29765 4000 4.056455 10.14191 7.75095 14.7373 8000 5.41491 12.50582 10.6739 19.61659 10000 6.094137 13.68777 12.13538 22.05624 12000 6.773364 14.86972 13.59685 24.49589 14000 7.452592 16.05168 15.05833 26.93554 N j =N/0.9 8.280658 11.26879 13.4838 13.6640 N0 =1.1 N j 9.108724 12.39567 14.8321 15.0304 第 4 章 機械傳動系統(tǒng)設計 4.1 主要參數(shù)的選擇 4.1.1 回轉器 地質條件、鉆頭直徑及鉆頭作業(yè)攻進方式等諸多因素均對于立軸工況產生影響，根據(jù)國內外實際生產作業(yè)的先進經(jīng)驗，當使用直徑為 75mm 硬質合金及鉆粒鉆頭時，選取n＝90～400r/min 的立軸轉速較為適宜；而換用金剛石鉆頭攻進時，立軸轉速取 n＝400～ 1000r/min 比較適宜。本機選用的轉速區(qū)間保證在 120～600r/min，即適合合金鉆頭鉆進的同時又滿足金剛石鉆頭鉆進需要。 4.1.2 絞車 為了減輕鉆機重量，不使動力機過大，絞車的纏繩速度不宜過高，基本上采用低速， 本機升降機速度為 0.26～0.70m/s。 卷筒纏繩速度為三種，見表 4—1 表 4—1 絞車卷筒纏繩速度 Ⅰ檔 Ⅱ檔 Ⅲ檔 Ⅳ檔 立軸轉速 r/min 120 240 350 600 纏繩速度 m/s 0.26 0.61 0.70 — 4.1.3 變速箱 參考國內外市面現(xiàn)存各類小型鉆機轉速系列變速箱設計思路，本機采用了不規(guī)則排列的中間轉速系列。 設計立軸采用四檔轉速區(qū)間，120、240、350r/min 三檔為適合合金鉆頭鉆進轉速， 600r/min 轉速為金剛石鉆頭鉆進檔位。 4.2 機械傳動系統(tǒng)初步計算 4.2.1 立軸的轉速 分析機械傳動部分動力傳導線路，立軸的轉速計算如下： I n = n ′ D1 ′ Z1 ′ Z3 ′ Z10 D2 Z2 Z4 Z11 式中: nI —立軸的第一檔轉速(r/min) n —電機轉速(r/min) n=1460r/min D1 —主動皮帶輪直徑(mm) D1=160mm D2 —大皮帶輪直徑(mm) D2=355mm Z1—Z11 傳動鏈中各齒輪的齒數(shù),Z1=25,Z2=31,Z3=19,Z4=40 Z10=20,Z11=39 故 nI = 1460 ′ 160 ′ 25 ′ 19 ′ 20 = 125.26 ? 120 r/min 355 31 40 39 第二檔、第三檔和第四檔轉速分別計算如下： Ⅱ 第二檔： n = n ′ D1 ′ Z1 ′ Z5 ′ Z10 式中:Z5=28,Z6=31 D2 Z2 Z6 Z11 故 n Ⅱ =1460 ′ 160 ′ 25 ′ 28 ′ 20 = 245.86 ? 240 r/min 355 31 31 39 第三檔： n 式中: Z4 內=24 = n ′ D1 ′ Ⅲ D2 Z1 Z4內 ′ Z10 Z11 故 n Ⅲ =1460 ′ 160 ′ 25 ′ 20 =351.5≈350r/min 355 24 39 Ⅳ 第四檔： n = n ′ D1 ′ Z1 ′ Z7 ′ Z8 ′ Z10 式中: Z7=46,Z8=21,Z6 內=21 D2 Z2 Z8 Z6內 Z11 故 n Ⅳ =1460 ′ 160 ′ 25 ′ 47 ′ 21 ′ 20 = 609.1 ? 600r / min 355 31 21 21 31 考慮到皮帶傳動、齒輪傳動、軸承等的效率，所以各檔轉速確定為 120、240、350、600r/min。 4.2.2 絞車的纏繩速度 第一檔速度: n1 = pD 60000 ′(n ′ D1 ′ Z1 ′ Z3 ′ Z9 ′ Z13 ) D2 Z2 Z4 Z12 Z14  m/s 式中: D = D0 + d = 140 + 8.8 = 148.8 mm 式中: D0 =140mm 為卷筒直徑, d =8.8mm 為鋼絲繩直徑。 故 n = p′148.8 ′(1460 ′ 160 ′ 25 ′ 18 ′ 33 ′ 18 ′ 18 ) =0.28 m / s 1 60000 355 31 38 83 18 54 同理計算，可以得到: n2 = 0.68 m/s  n3 = 0.75 m/s (計算從略) 考慮到皮帶、軸承、齒輪等的傳動效率損失，確定絞車提升速度分別為： U1 ＝0.26ms U2 =0.61m/s U3 =0.70m/s。 第 5 章 變速箱的設計與計算 5.1 變速箱的結構特點及設計要求 5.1.1 結構特點 變速模塊、分動模塊、操縱模塊和箱體結構為變速箱的組成分模塊。本設計革命性地將變速部分和分動部分二者合一，極大地減小了箱體占用空間。其具體特點是： 1. 采用了回歸式的傳動形式，扁平化的箱體設計語言，可大大降低鉆機的高度，齒輪 Z4 即使移動齒輪又是結合子，因此結構相對更為緊湊； 2. 變速、分動模塊相結合，減少了零件的數(shù)目，提升變速箱內的空間利用率； 3. 操縱機構則采用了較為傳統(tǒng)的齒輪齒條撥叉結構，操縱靈活而又可靠，成本較低的同時方便維修，便于工人上手，實現(xiàn)逐一單獨控制各齒輪，并設有互鎖裝置，保證了工作過程的安全可靠，結構簡單又利于后期保養(yǎng)維護，極大降低后續(xù)成本投入； 4. 增加了卸荷裝置，使齒輪的受力降低，提高齒輪使用壽命，延長使用壽命周期。 5.1.2 設計要求 1. 在校核零件強度時，假設動力單元輸出功率無任何耗損，全部輸入變速箱，然后同樣無損輸入絞車和回轉器； 2. 變速箱在不更換齒輪的情況下，保證 10000 小時工作時長，保證在純機動時間每 班 16 小時的工況下，可連續(xù)工作 20 個月。 每種速度的理論工作時間分配推演情況見表 5—1。 表 5—1 變速箱四種速度理論工作時間分配情況 轉速（r/min） 占總工作時間百分率 工作時間(h) 120 30% 3000 240 30% 3000 350 20% 2000 600 20% 2000 3. 本設計零件強度和壽命計算方法及引用數(shù)據(jù)是參考《機械設計手冊》（化學工業(yè)出版社）而定的。 5.2 齒輪副的強度計算與校核 5.2.1 變速箱內各齒輪主要參數(shù)確定 根據(jù)立軸轉速的要求，前文已初步完成對各齒輪齒數(shù)的確定，根據(jù)鉆機的實際使用工況，變速箱內各齒輪的具體設計參數(shù)祥見表 5—2。 表 5—2 變速箱內齒輪的主要設計參數(shù)變 位 齒數(shù) Z 模數(shù) m 齒寬 b 系數(shù) 材料 硬度 RC 應力角 Xn Z1 25 4 40 1.0 40Cr 40—50 20o Z2 31 4 30 0.76 40Cr 40—50 20o Z3 19 4 30 0 20CrMnTi 57—62 20o Z4 40 4 30 0 40Cr 40—50 20o Z5 28 4 25 0 40Cr 40—50 20o Z6 31 4 25 0 40Cr 40—50 20o Z7 47 3.5 25 -1.03 40Cr 40—50 20o Z8 21 3.5 35 0.04 40Cr 40—50 20o 齒輪 備 編號 注 5.2.2..主要齒輪副的強度設計計算與校核 現(xiàn)選擇變速箱中重要傳動軸Ⅲ軸上的 Z3、Z4 齒輪副為例進行齒輪副的強度設計計算和校核。 1. 按照齒面接觸疲勞強度計算 ⑴初步計算 ①計算轉矩T3 3 T = 9.55′106 ′ P = 9.55′106 ′ 13.968 = 251369.8 N?mm n3 530.67 ②齒寬系數(shù) 查閱相關手冊，取jd =0.4 ③接觸疲勞極限 查閱相關手冊， Z3 、Z4 兩齒輪的接觸疲勞極限分別為： sH lim3 =1080MPa sH lim 4 =970MPa ④初步計算的許用接觸應力[sH 3 ]≈ 0.9 ′sH lim3 = 0.9 ′1080 = 972 MPa 4 [sH ]≈ 0.9 ′sH lim 4 = 0.9 ′ 970 =873MPa ⑤ Ad 值 查閱相關資料，取 Ad =88 ⑥初步計算小齒輪直徑 d3 T3 (u +1) 278735.4 ′(2.1+1) d H d3 3 Ad ′ 3 j[s ]2 u = 88′ 3 0.7 ′ 9722 ′ 2.1 = 72.56 mm 取 d3 =73mm ⑦初步齒寬b ⑵參數(shù)選取計算 ①圓周速度 v b =jd ′ d3 = 0.4 ′ 76 = 30.4 mm 取b =30mm v = pd3n = 3.14 ′ 73′ 530.67 = 2.03 m/s ②使用系數(shù) KA 60 ′1000 60000 查閱相關資料，取 KA =1.25 ③動載系數(shù) Kv 查閱相關資料，取 Kv =1.15 ④齒間載荷分配系數(shù) KHa 由相關資料，先求小齒輪切向力 Ft F = 2 ′T3 = 2 ′ 251369.8 = 6614.99 N d 3 t 73 然后有 KA Ft b = 1.25′ 6614.99 = 168.75 N/mm 30 e = ea3 >100N/mm ea4 同時 a Z3 ( z ) + Z4 ( z ) 3 4 查閱相關資料得ea3 = 0.038 ， Z3 ea4 = 0.017 Z4 故 ea=19×0.038+40×0.017=1.40 從而可以得到重合度系數(shù) ze Ze = = = 0.93 由此可得 KHa = 1 1 Z = e 2 0.932 = 1.16 ⑤齒向載荷分布系數(shù) KHb 查閱相關資料得到： K = A + B[1+ b 2 b  2 + C 10-3 b 0.6( Hb d ) ]( ) 3 d3 ⑥載荷系數(shù) K  =1.81 = 1.17 + 0.16[1+ 0.6(30)2 ](30)2 + 0.61′10-3 ′ 30 76 76 K = KA Kv KHa KHb ⑦載荷系數(shù) ZE =1.25×1.15×1.16×1.81 =3.02 E 查閱相關資料，取 Z = 189.8 MPa1/2 ⑧節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH 查閱相關資料，取 ZH =2.5 ⑨接觸最小安全系數(shù) SH lim 查閱相關資料，取 SH lim =1.05 ⑩總工作時間th ○11 應力循環(huán)次數(shù) NL ○12 接觸壽命系數(shù) ZN 按照要求th =10000h L 查閱相關資料，估計 107< N ≤109 NL3 = 60 gn3th = 60 ′1′ 530.67 ′10000 =3.18×108 NL 4 = 60 gn4th = 60 ′1′ 252.07 ′10000 =1.51×108 查閱相關資料，取 ZN 3 = 1.12 ， ○13 許用接觸應力[sH ] ZN 4 = 1.14 29 [sH 3 ] = sH lim3 S ZN 3 = 1080 ′1.12 = 1152 MPa 1.05 H lim [sH 4 ] = sH lim 4 S ZN 4 = 970 ′1.14 = 1053 MPa 1.05 ⑶校核驗算  s = Z Z Z H lim H 3 E H e =189.8′ 2.5′ 0.94 =1054.16MPa s = Z Z Z H 4 H H e =189.8′ 2.5′ 0.94 ′ =715.5MPa 計算結果表明，sH 3 < [sH 3 ] ，sH 4 < [sH 4 ] ，接觸疲勞強度合適。 2. 按照齒根彎曲疲勞強度驗算 ⑴參數(shù)選取計算 ①重合度系數(shù)Ye e Y = 0.25 + 0.75 = 0.25 + 0.75 = 0.786 ea 1.40 ②齒間載荷分配系數(shù) KFa 1 Y 查閱相關資料， KFa = = e 1 0.81 = 1.23 ③齒向載荷分布系數(shù) KFb 查閱相關資料，要得到 K 的值先要求 b 。 Fb h b = b = ? 30 =3.32 h (ha + hf ) (4.76 + 4.26) 從資料中可以查出， KFb =1.43 ④載荷系數(shù) K K = KA KV KFa KFb =1.25×1.15×1.23×1.43 =2.53 ⑤齒形系數(shù)YFa 查閱相關資料，取YFa3 = 2.58 ， YFa4 = 2.35 ⑥應力修正系數(shù)YSa 查閱相關資料，取YSa3 = 1.64 ， YSa4 = 1.71 ⑦最小彎曲疲勞極限sF lim 查閱相關資料，取sF lim3 = 550 MPa，sF lim 4 = 470 MPa ⑧彎曲最小安全系數(shù) SF lim 查閱相關資料，取 SF lim = 1.25 ⑨應力循環(huán)次數(shù) NL L3 L 4 查閱相關資料，取 N = 2.87 ′108 ， N = 1.36 ′108 ⑩彎曲壽命系數(shù)YN 查閱相關資料，取YN 3 = 0.91， YN 4 = 0.95 ○11 尺寸系數(shù)YX ○12 許用彎曲應力[sF ] 查閱相關資料，取YX = 1.0 [sF 3 [sF 4 ] = sF lim3 YN 3 YX SF lim ] = sF lim 4 YN 4 YX SF lim = 550 ′ 0.91′1.0 =400.4MPa 1.25 = 470 ′ 0.95′1.0 =357.2MPa 1.25 ⑵校核驗算  F 3 s = 2KT3  Y Y Y bd3m Fa3 Sa3 e = 2 ′ 2.53′ 251369.8 ′ 2.58′1.64 ′ 0.81 30 ′ 76 ′ 4 =298.74MPa s =s YFa4YSa4 = 298.74 ′ 2.35′1.71 F 4 F 3 Y Y 2.58′1.64 Fa3 Sa3 計算結果表明， =283.72MPa sF 3 < [sF 3 ] ，sF 4 < [sF 4 ] ，彎曲疲勞強度合適。 由于傳動中無嚴重過載，故不作靜強度校核。 5.3 軸的強度計算與校核 在本變速箱設計中共有三根軸，其中Ⅲ軸相對尺寸直徑小，長度大，所受到的力更大，故而對其強度要求更高。下面僅以該軸的強度壽命進行驗算。 Ⅲ軸共有 7 種工作狀態(tài)，4 種工況為向回轉器傳輸動力，其余 3 種則是將動力傳于絞車。相對而言回轉器轉速在 120r/min 時該軸承載最大扭矩，受力荷載最強。 已知條件：材料 40Cr，調質處理。該軸的各檔轉速及其傳遞的功率、轉矩見表 5—3。表 5—3 Ⅲ軸的各檔轉速及其傳遞的功率、轉矩 速度序號 轉速（r/min） 傳遞功率(KW) 傳遞轉矩(N·m) Ⅰ 252.07 14.55 513.4 Ⅱ 479.3 14.55 270.0 Ⅲ 685.4 14.55 188.80 Ⅳ 1187.7 14.14 105.7 軸上各齒輪的分度圓直徑為： d8 = 73.5 mm, d1 = 100 mm, d4 = 160 mm, d6 = 124 mm, d8 = 73.5 mm 5.3.1 軸的強度計算 1. 在各種轉速下齒輪所受力計算 齒輪圓周力 F = 2000T ，齒輪徑向力 F = F tanα t d r t Ⅰ檔轉速下：  F = 2000T3 = 2000 ′ 513.4 = 6417.5 N d t 4 4 160 Fr 4 = Ft 4 tana=6417.5× tan 20o=2335.78N 同樣可以計算出齒輪在其他各檔轉速下的受力： Ⅱ檔轉速下： Ft 6 = 4354.8 N， Fr 6 = 1585.0 N Ⅲ檔轉速下： Ft1 = 3776 N， Fr1 = 1914.8 N Ⅳ檔轉速下： Ft 8 = 2876.2 N， Fr 8 = 969.1N 2.計算軸受到的支承反力 因軸所受到的力和轉矩最大的工況為此軸轉速處于最低時，所以受力以第一檔轉速時的受力情況為條件進行計算即可。Ⅲ軸的長度較大，相對直徑較小，尤其是 Z4 與 Z3 嚙合處的花鍵軸，支承跨度大，彎曲變形最難以避免，因此本次校核只在該花鍵軸上取截面，從而軸的受力可以簡化。軸的受力簡圖如圖 5—1。 圖 5—1 傳動軸的受力簡圖 如圖 5—1，將軸受到的力簡化為水平方向和垂直方向受力，下面分別從這兩個方向分別列出方程計算支承反力。 ⑴水平方向受力 SX = 0 FR1 ''- Ft 4 + FR 2 '' = 0 SM X = 0 代入數(shù)據(jù)計算： -FR1 ''′ (210 + 62) + 62Ft 4 = 0 200 米液壓鉆機變速箱設計 FR1 '' = 62 ′ 6417.5 = 1462.8 N 272 FR 2 '' = Ft 4 - FR1 '' = 6417.5 -1462.8 = 4954.7 N ⑵垂直方向受力 代入數(shù)據(jù)計算：  SY = 0 FR1 '- Ft 4 + FR 2 ' = 0 SMY = 0 -FR1 '′ (210 + 62) +100Fr 4 = 0 FR1 ' = 62 ′ 2335.78 = 532.42 N 272 3. 畫軸的彎矩圖 FR 2 ' = Fr 4 - FR1 ' = 2335.78 - 532.42 = 1803.36 N 軸的水平受力彎矩圖和垂直受力彎矩圖分別見圖 5—2 和圖 5—3。 圖 5—2 軸水平受力、彎矩圖 200 米液壓鉆機變速箱設計 圖 5—3 軸垂直受力、彎矩圖通過以上計算，軸的合成彎矩為： M = = = 326902.95 N·mm 合成彎矩圖見圖 5—4。 圖 5—4 軸受到的合成彎矩圖 4. 軸的當量轉矩和當量彎矩 鉆機在運轉時完全同質性受力可謂天方夜譚，且有扭轉振動的必然存在，故以安全為考慮前提，常按脈動轉矩計算。 ①許用應力值 軸的材料為 40Cr，查閱相關資料，取許用應力值[s0b ] = 110 MPa 同時取[s-1b ] = 65 MPa。 ②應力校正系數(shù)a  a= [s-1b ] =  65 = 0.59 [s0b ] 110 當量轉矩計算如下：  T ' =aT T = Ft 4 ′ d4 = 6417.5′160 = 513400 N·mm 2 2 當量彎矩計算： T ' = 0.59 ′T = 0.59 ′ 513400 = 302906 N·mm 選擇在齒輪 Z4 中間截面處 M = = = 445665.33N·mm 當量彎矩圖如圖 5—5 所示。 圖 5—5 當量彎矩圖 5.3.2 軸的強度驗算校核 1. 校核軸徑 Z4 齒根圓直徑計算： d f 4 = d4 - 2(h * + c* )m = 160 - 2 ′(1+ 0.25) ′ 4 = 150 mm a Ⅲ軸最小軸徑計算： d Ⅲ= = = 90.56 mm 故 d Ⅲ< d f ,滿足要求。 2. 應力校核 軸所受應力計算如下： 200 米液壓鉆機變速箱設計 s = M ' b W 式中：W——軸的抗彎截面系數(shù) 花鍵軸的抗彎截面系數(shù)計算如下： pd 4 + Bz(D - d )(D + d )2 W ?