裝配圖工程鉆機 的 設 計(論文+DWG圖紙)
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摘 要
GCPS—20型鉆機是一種復合式多功能鉆機，為適應我國深基礎工程和連續(xù)墻以及水利工程、橋梁工程的發(fā)展與需要，結合大口徑鉆機灌注樁和地下連續(xù)墻施工的特點，為解決在復雜地層、硬巖中成孔而研制，特別卵石層、基石、漂石層能大幅度提高施工效率，在各種成孔方法中是比較經濟有效的方法。
鉆機是集回轉、沖擊鉆進工藝于一體的多功能復合型鉆機，用轉盤回轉鉆進時可用于第四世紀覆蓋層，沖擊鉆進時可用于卵石、灰?guī)r、花崗巖等硬巖地層。
本鉆機的特點是結構簡單，緊湊，而且各種操作手柄布置合理，操作簡單，便于使用與維護。
關鍵詞： 沖擊鉆進 變速箱 減速器 轉盤
Abstract
The types GCPS-20 drill the machine is a kind of compound type multi-function drill the machine, in order to adapt the our country development and demands of the deep foundation and consecution wall and marine hydraulic engineering, the bridge engineering, combine the big caliber to drill the machine to infuse to note the stake and the characteristics of underground continuous wall construction, in order to solve to become the bore but research to manufacture in complicated geologic strata, hard rock, significant exaltation of ability of special egg stone layer, sill, the stone layer construction efficiency, is a more economic valid method in variously become the bore method.
Drill the machine is to gather the turn-over and pound at to drill into the craft in the integral whole of multi-function and compound type drill the machine, can used for to overlay the layer the fourth century while using to turn the dish turn-over to drill into, can used for the hard rock geologic strata of egg stone, ash rock, granite...etc. while pounding at to drill into.
Drill the characteristics of the machine originally is a structure simple, tightly packed, and various operation hand handle arrange reasonable, operate in brief, easy to usage and support.
Keyword：The impact drill into Become soon box
Deceleratethe machine Turn the dish
VI
目 錄
摘 要……………………………………………………………………………I
Abstract ………………………………………………………………………II
第1章 緒論 ……………………………………………………………………1
1.1 項目的研究意…………………………………………………………1
1.2 國內外科技現(xiàn)狀………………………………………………………1
1.3 設計產品的用途和應用領域…………………………………………1
第2章 鉆機的總體設計 ………………………………………………………2
2.1 總體布局設計…………………………………………………………2
2.1.1 傳動系統(tǒng)………………………………………………………2
2.1.2 氣動系統(tǒng)………………………………………………………2
2.1.3 電氣系統(tǒng)………………………………………………………2
2.1.4 工具系統(tǒng)………………………………………………………2
2.1.5 各部件的功能…………………………………………………2
2.2 主要設計參數…………………………………………………………3
2.3 主要性能特點…………………………………………………………4
第3章 動力機確定 ……………………………………………………………5
3.1 按鉆頭鉆進所需功率計算……………………………………………5
3.2 按鉆機沖擊鉆進所需功率計算………………………………………7
第4章 帶輪選擇 ………………………………………………………………9
第5章 變速箱的設計及計算…………………………………………………12
5.1 變速箱的結構特點 …………………………………………………12
5.2 結構計算 ……………………………………………………………12
5.2.1 初步選定 ……………………………………………………12
5.2.2 選定變速箱傳動公比 ………………………………………12
5.2.3 按彎曲強度確定齒輪模數 …………………………………13
5.2.4 按接觸強度確定齒輪分度圓直徑與中心距 ………………14
5.2.5 齒寬的確定 …………………………………………………15
5.2.6 齒輪齒數確定 ………………………………………………16
5.2.7 計算齒輪相關參數、確定齒輪 ……………………………16
5.3 錐齒輪計算 …………………………………………………………17
5.3.1 初步計算 ……………………………………………………17
5.3.2 幾何計算 ……………………………………………………17
5.4 齒輪校驗 ……………………………………………………………22
5.4.1 齒輪受力分析 ………………………………………………22
5.4.2 齒輪傳動齒面接觸疲勞強度校核 …………………………22
5.4.3 齒輪傳動齒根彎曲疲勞強度校核 …………………………25
5.5 變速箱軸的計算 ……………………………………………………27
5.5.1 一軸計算 ……………………………………………………27
5.5.2 二軸計算 ……………………………………………………27
5.5.3 三軸計算 ……………………………………………………28
5.6 軸的校驗 ……………………………………………………………28
5.6.1 按轉矩計算 …………………………………………………28
5.6.2 軸上受力分析 ………………………………………………29
5.6.3 求支反力 ……………………………………………………29
5.6.4 作彎矩和轉矩圖 ……………………………………………30
5.6.5 確定危險截面及安全系數校核計算 ………………………33
第6章 轉盤的計算……………………………………………………………36
6.1 轉盤輸出轉速 ………………………………………………………36
6.2 大、小錐齒輪計算 …………………………………………………36
6.2.1 初步計算 ……………………………………………………36
6.2.3 幾何計算 ……………………………………………………37
6.3 錐齒輪齒面接觸疲勞強度校驗 ……………………………………42
6.3.1 計算公式 ……………………………………………………42
6.3.2 許用接觸應力計算 …………………………………………43
6.3.3 齒面接觸強度校核結果 ……………………………………44
6.4 齒根抗彎疲勞強度校核 ……………………………………………44
6.4.1 計算公式 ……………………………………………………44
6.4.2 齒根許用彎曲應力計算 ……………………………………45
6.4.3 齒根彎曲強度校核結果 ……………………………………46
6.5 轉盤軸結構計算 ……………………………………………………46
第7章 鉆機其余部分零部件選擇 …………………………………………48
7.1 聯(lián)軸器的選用 ………………………………………………………48
7.2 減速器齒輪安排 ……………………………………………………48
第8章 鉆機的維護保養(yǎng) ……………………………………………………51
8.1 鉆機維護保養(yǎng)的重要性 ……………………………………………51
8.2 維護保養(yǎng)要求 ………………………………………………………51
8.3 主要部件保養(yǎng)項目 …………………………………………………52
8.3.1 轉盤 …………………………………………………………52
8.3.2 變速箱 ………………………………………………………52
8.3.3 減速器 ………………………………………………………52
8.3.4 主、副卷揚機 ………………………………………………52
8.3.5 水龍頭 ………………………………………………………52
8.3.6 鉆具 …………………………………………………………53
8.3.7 沖擊卷揚機 …………………………………………………53
8.3.8 氣路系統(tǒng) ……………………………………………………53
8.3.9 傳動鏈條 ……………………………………………………53
8.3.10 沖擊鋼絲繩…………………………………………………53
8.3.11 氣胎離合器…………………………………………………53
8.3.12 主離合器……………………………………………………54
8.4 安全操作注意事項 …………………………………………………54
第9章 經濟性分析……………………………………………………………56
第10章 專題 水平定向鉆機的結構探討 …………………………………58
結 論……………………………………………………………………………64
致 謝……………………………………………………………………………65
參考文獻 ………………………………………………………………………66
附錄1中文（譯文） …………………………………………………………68
附錄2英文（原文） …………………………………………………………74
第1章 緒 論
1.1 項目的研究意義
隨著國家基本建設的投入持續(xù)增長,尤其是像京滬高速鐵路、奧運場館等一批國家重點項目的陸續(xù)啟動,將對工程鉆機技術要求更高、鉆機不僅要具有高效性、環(huán)保性，更要具有復合性。通常使用的工程鉆機在工作時只有鉆進，當遇到較為堅硬的巖石層，如卵石、灰?guī)r、花崗巖等硬巖石地層，就不得不改變鉆進方位，或另鉆它孔，為解決此問題在老師的指導下我設計這臺帶有沖擊鉆的多功能復合型鉆機，它可有效的解決上述問題。我相信這臺鉆機一定會有很廣闊的市場前景!
1.2 國內外的科技現(xiàn)狀
隨著全球經濟的高速發(fā)展,各類建筑和工程施工的數量激增,工程難度日益加大,質量要求越來越高,極大的推動了各類基礎處理施工技術的發(fā)展,尤其是近 20 年來,由于建筑的大型化和高層化,各種處理范圍廣,效率高,污染少,成本低的深基礎施工工法，如大型旋挖樁、地下連續(xù)墻、各種錨固、高壓旋噴、深層攪拌等已成為基礎工程施工的重要手段。而現(xiàn)有國產基礎施工設備效率低下,污染嚴重,不能適應新施工技術的要求,施工企業(yè)一直在大量進口該類設備。加大開發(fā)適合我國國情的新型基礎工程施工鉆機的力度,滿足市場急需,替代進口,是該類設備制造業(yè)的首要任務。
1.3設計產品的用途和應用領域
這臺鉆機設計為散裝式轉盤沖擊、回轉復合式多功能鉆機，適用于基礎工程和連續(xù)墻以及水利工程、鉆鑿高層建筑、橋梁、港口基礎樁孔的鉆進，也用于大口徑水井及其他工程孔的鉆，主要用于第四世紀地層及其卵石、灰?guī)r、花崗巖、漂石層等硬巖地層。
主要應用于建筑工程、水利工程、橋梁工程、礦井鉆進等領域。
第2章 鉆機的總體設計
2.1 總體布局設計
鉆機由底座、傳動裝置、減速器（分動箱）、主副卷揚機、沖擊卷揚機、轉盤、鉆塔、氣動系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)、工具系統(tǒng)組成。
2.1.1傳動系統(tǒng)
電機的動力經皮帶傳至變速器，變速器為一進三出結構，一路輸出經齒輪傳至主副卷揚機；一路輸出至減速器，經由萬向軸傳至轉盤，供回轉鉆進；一路輸出經鏈輪傳動沖擊卷揚機，供沖擊提升。
2.1.2氣動系統(tǒng)
空壓機輸出壓力氣，由空氣包至氣控箱，分兩路經操縱閥控制，傳至沖擊卷揚機兩只氣胎離合器，完成沖擊提升及降落。
2.1.3電氣系統(tǒng)
控制電機啟動及關閉，為氣動系統(tǒng)提供電源控制，為操縱箱提供控制系統(tǒng)。
2.1.4工具系統(tǒng)
游動滑車、水龍頭、主動鉆桿、孔內鉆桿、加重塊、刮刀鉆頭、墊叉組成回轉鉆進工具系統(tǒng)。游動滑車、水龍頭、孔內鉆桿、沖擊排渣管、沖擊鉆頭、孔口導向工具、墊叉組成沖擊鉆進工具系統(tǒng)。
2.1.5各部件的功能
1． 轉盤 轉盤用于驅動主動鉆桿及鉆具回轉，轉盤系一級圓錐齒輪傳動機構，通過大錐齒、轉臺、大、小補心驅動鉆桿工作。
2． 減速器 減速器是進一步降低轉速、提高扭矩而設計的，有兩檔變速，由雙聯(lián)滑動齒輪實行。
3． 變速箱 變速箱為二軸一級變速箱，有三擋變速，由單、雙聯(lián)齒輪滑移實現(xiàn)變速。變速箱內有正、反轉裝置，由雙向牙嵌離合器實現(xiàn)，單向牙嵌離合器實現(xiàn)卷揚機離合。
4． 主、付卷揚機 主、付卷揚機均為行星式卷揚機，靠制動行星輪來實現(xiàn)鉆具的提升。
5． 底座 底座由滑臺、下座、油缸、孔口板組成，轉盤、卷揚機組固定于滑臺上，鉆塔固定于下座上，油缸一端固定于滑臺，另一端與孔口板相聯(lián)，油缸用于滑臺的后移和孔口板開合。
6． 鉆塔 鉆塔用于懸掛游動滑車、水龍頭和提升器等提升設備，結構形式為“n”型，鉆塔內設有導向槽和主動鉆桿后置懸掛裝置。導向槽用于水龍頭導向，懸掛裝置用于換接鉆桿時主動鉆桿不落地。鉆塔起落由油缸完成。
2.2 主要設計參數
1. 沖擊卷揚機
提升能力 （kN） 60
提升速度 （m/s） 0.4 .05 0.6
2. 沖擊行程 (m) 0.5—4
3. 沖擊次數 (1/min) 6—14
4. 沖錘質量 (kg) 3000—5000
5. 主、副卷揚機
提升能力 (單繩kN) 30
卷繩速度 (m) 0.45, 0.68, 1.13, 1.69
0.31, 0.46, 0.77, 1.15
6. 轉盤轉速 (r/min) 13, 17, 21, 26, 42, 52
7. 主機動力型號(功率) YD280S 55 KW (1480 r/min )
8. 鉆塔額定負載 ( kN) 180
9. 空壓機型號( 排量，壓力) UB 300—500
（3.55 /min, 0.8 MP）
10. 配備砂石泵型號（型號） 6BS (180/h)
或8BS（340 /h）
11. 外型尺寸 （長X寬X高） 10000X2400X1700
12. 重量
主機重量 （t） 10.4
全套設備總重 （t） 28
2.3 主要性能特點
這臺鉆機的主要性能特點是：
1. 鉆機是集回轉、沖擊鉆進工藝于一體的多功能復合型鉆機，用轉盤回轉鉆進時可用于第四世紀覆蓋層，沖擊鉆進時可用于卵石、灰?guī)r、花崗巖等硬巖地層；
2. 最大鉆孔直徑為2000毫米；
3. 鉆機為機械傳動，機械、液壓操動，操作方便、可靠；
4. 鉆機轉速范圍廣，有6檔變速，適用于不同地層要求，利于提高鉆進效率；
5. 整套設備安裝在滑撬式底座上，對孔就位方便，機動性強
6. 液壓操縱滑臺平移讓出孔口，孔口開闊，起下大直徑鉆具靈活、方便；
7. 鉆塔上設有導向槽，有助于提高鉆孔垂直度，降低超徑系數。鉆塔上有水龍頭后置懸掛裝置，主動鉆桿不落地，減輕勞動強度，縮短輔助作業(yè)時間；
8. 主、付卷揚機均采用行星式卷揚機構，提生能力強，輔助水龍頭后置懸掛裝置，可實現(xiàn)塔上無人作業(yè)；
9. 鉆進可采用加重塊加壓（根據不同地層選用）；
10. 排渣方式為泵吸反循環(huán)，排屑效率高，減少孔底重復破碎，鉆進速度快；
11. 整機尺寸設計合理，便于汽車運輸及安裝；
12. 動力為電機；
13. 經濟耐用、性能可靠。
第3章 動力機確定
根據現(xiàn)場需要，動力機的選擇偏大些，加大儲備系數，這樣可以提高鉆進效率。
3.1 按鉆頭所需功率計算
設電機輸出實際功率為N。
N。＝1.2Nj
式中：Nj—鉆機所需功率 KW
Nj＝（Nh＋Ny）/η
式中: Nh—回轉鉆進所需功率 （KW） η—效率 η=0.8
Ny—油泵所需功率 （KW）
Nh=N1+N2+N3
式中: N1—井底破碎巖石、土層所需功率 （KW）
N2—鉆頭與孔底摩擦所需功率 （KW）
N3—回轉鉆桿所需功率 （KW）
1. Nh=N1+N2+N3的計算
N1=
其中： m---鉆頭切削刀數 取m=4
n---轉盤轉數 鉆進時 =26 r/min
h---轉進速度 試取h=0.8cm/min
δ---巖石抗壓強度 其值見表3-1
A---井底破碎環(huán)狀面積
A=
2. N 2=δ×f×e×n×(R+r)/1944800
式中： f---鉆具與巖石直間的摩擦系數 f=0.5
e---側摩擦系數 e=1.1
R---鉆頭外圓半徑 R=200cm
r---鉆頭內孔半徑 r=0cm
3. N3= (當n<200r/min時)
式中： L---孔深 取L=8000mm
d---鉆桿直徑 d=100mm
γ---沖洗液比重 γ=1.5
將上述參數及轉盤的不同轉速分別代入以上各式，所得值列表 3—2中。
表 3 - 1
巖 石 名 稱
抗 壓 強 度 δ（N/cm2）
大理石、石灰?guī)r
1000
煤
2000
粘土、頁巖、片狀砂巖
4000
表 3 - 2
N (KW)
或C(N/cm2 )
13r/min
17 r/min
21 r/min
N1
1000
5.83
6.23
6.57
2000
11.65
12.46
13.14
4000
23.31
24.93
26.29
N2
1000
0.37
0.48
0.59
2000
0.74
0.96
1.19
4000
1.48
1.92
2.38
N3
0.49
0.77
1.10
N回
1000
6.69
7.48
8.26
2000
12.88
14.19
15.43
4000
25.28
27.62
29.77
N (KW)
或C(N/cm2 )
26r/min
42 r/min
52r/min
N1
1000
6.93
7.81
8.24
2000
13.82
15.56
16.42
4000
27.63
37.11
40.55
N2
1000
0.74
1.19
1.47
2000
1.47
2.38
2.94
4000
2.94
4.76
5.88
N3
1.59
3.59
5.16
N回
1000
9.26
11.59
14.87
2000
16.88
21.53
26.52
4000
32.16
45.46
51.59
3.2 當鉆機進行沖擊鉆進時功率計算
沖擊卷揚機的提升能力為 60KN
提升速度 V（m/s） 0.4 0.5 0.6
所需功率 P=FV
P (KW) 為 24 30 36
變速器的傳遞效率η=0.8
所需電機的功率 ==45KW
鉆進時所需的最大功率為 51.59 KW
沖擊時，轉盤不工作，按鉆進時選擇電機 P=55KW。
第4章 帶輪選擇
軸轉速 793.8 r/min ,電機轉速 1480 r/min, 每天工作16 小時以上，=55KW
1. 設計功率 =
查：工況系數=1.6
=1.6×55=88KW
2. 選定帶型
根據=88KW =1480 r/min
確定帶型為 C型 =200～315mm
3. 傳動比 i==1.86
4. 小帶輪直徑 =355 mm
大帶輪直徑 =355i =661.88 mm
取 = 630 mm
5. 軸的實際轉速
===825.6 r/min
6. 帶速
V = = = 27.5 m/s
7. 初定軸間距
= 1500 mm
8. 所需基準長度
= 2+（+）+
=2×1500 +
=4565.4 mm
查取 =4500 mm
9. 實際軸間距
取 =1467.3 mm
10. 小帶輪包角
= - =
11. 單根V帶基本額定功率
由 = 200 mm 和 =1480 r/min 查得C型帶 =14012 KW
考慮傳動比的影響，額定功率的增量
12. V帶的根數
Z =
——小帶輪包角修正系數 = 0.96
——帶長修正系數 = 1.04
= 5.78
取 Z= 6根
13. 單根V帶預緊力
m ——帶的每米質量 m= 0.3
= 654.65 N
第5章 變速箱的設計與計算
5.1 變速箱的結構特點
變速箱為二軸一級變速箱，有三擋變速，由單、雙聯(lián)齒輪滑移實現(xiàn)變速。變速箱內有正、反轉裝置，由雙向牙嵌離合器實現(xiàn)，單向牙嵌離合器實現(xiàn)卷揚機離合。
5.2 結 構 計 算
5.2.1 初步選定
轉盤所需的轉速為：10、15、24、30、33、65
減速器有兩擋減速，傳動比為
再由轉盤轉速可知，變速器的處定轉速為
10
15
24
30
33
65
0.059
160
250
500
0.13
160
250
500
由表可知變速箱輸出轉速 (r/min) :160、250、500
5.2.2 選定變速箱公比：
=1.26
在變速箱中錐齒輪降速，二軸的轉速為（r/min） ：
500×1.26=630
250×1.26=315
160×1.26=202
確定一軸最高轉速為：=630×1.26=793.8 r/min
確定一軸其余傳動比為： = = 2.52 =
= = 3.9 =
5.2.3 按彎曲強度確定齒輪模數
由公式
式中： k ——載荷系數，一般取 k=1.2～2
取 k=1.5
——小齒輪傳遞的額定轉矩 N·M
= 636.7 r/min
——復合齒形系數 取 =4.5
——齒寬系數 取 =20
——小齒輪齒數 試取 =19
——許用彎曲應力
=
——齒輪選用氣體滲碳處理的許用應力
取=1300
——接觸強度計算的最小安全系數
取 = 1.1
= = 1300/1.1 =1181.8 N/
計算 = 2.87
試取 m = 4 mm
5.2.4 按接觸強度確定齒輪分度圓直徑與中心距
由公式 得
式中 K——載荷系數 取 K = 1.5 ;
——小齒輪傳遞的額定轉矩（Nm）;
u—— 齒數比 u= 3.9
——齒寬系數 = 1.0526
——許用接觸應力 =
—— 實驗齒輪的接觸疲勞極限應力（N/）
取 = 1300
——接觸強度計算的最小安全系數
取 = 1.1
= = = 1181.8 N/
計算= 766×0.0935 = 71.62 mm
=4×19= 76 mm
經計算，齒輪可用。
5.2.5 齒寬的確定
由公式
已知 =20 = 19
= = 1.0526
由公式
式中 b ——齒寬
——齒輪分度圓直徑
=4×19= 76mm
= 1.0526×76 = 80 mm
5.2.6 齒輪齒數確定
傳動比
齒數和 s = 95
1.26
42
53
2.51
27
68
3.9
19
76
5.2.7 計算齒輪相關參數、確定各齒輪
詳見表
中心距 = 142.5 mm
齒輪
齒數
模數
分度圓直徑
齒頂高
齒根高
全齒高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
19
4
76
4
5
9
84
66
76
4
304
4
5
9
312
294
27
4
108
4
5
9
116
98
68
4
272
4
5
9
280
262
42
4
168
4
5
9
276
158
53
4
212
4
5
9
220
202
5.3 錐齒輪計算
5.3.1 初步計算
由設計公式 得
載荷系數 K= 1.5
齒數比 1.26
估算時的齒輪許用接觸應力
估算結果 mm
5.3.2 幾何計算
（1） 齒數 取 =48 =1.26×48=60.48
取 =60
實際齒數比為 = =1.25
（2） 分錐角 ==37.9°
（3） 大端模數 =3.315 mm
取 =5 mm
（4） 分度圓直徑
= =5×48=240 mm
= =5×60=300 mm
（5） 外錐距 = 193.72
（6） 齒寬系數 取 =0.3
b ==58.116 mm
取 b=55 mm
實際齒寬系數 =0.284
（7） 中點模數 =（1-0.5）=4.29 mm
中點分度圓直徑 ==205.9 mm
=257.4 mm
（8） 切向變位系數 =0 =0
高變位系數 =0 =0
（9） 頂隙 0.2×5 =1 mm (GB12369-1990)
（10） 大端齒頂高 mm =5 mm
大端齒根高 mm
mm
全齒高 h==11 mm
齒根角
齒頂角 ==1.77° = 1.77°
（11） 頂錐角
根錐角
（12） 大端齒頂圓直徑
mm
（13） 冠頂距
（14）大端分度圓弧齒厚
mm
（15） 大端分度圓弦齒厚
mm
（16） 當量齒數
當量齒輪分度圓直徑
當量齒輪頂圓直徑
mm
當量齒輪根圓直徑
當量齒輪傳動中心距
當量齒輪基圓齒距
（17） 嚙合線長度
=143.38 mm
（18） 端面重合度
（19） 齒中部接觸線長度
齒中部接觸線的投影長度
5.4 齒 輪 校 驗
經設計可知，齒輪、在較高的轉速下工作，承受較大的載荷，在變速過程中又受較小的沖擊，故校驗齒輪、。
5.4.1 齒輪的受力分析
直齒輪端面分度圓上的額定圓周力
式中 T——齒輪額定轉矩
d ——齒輪分度圓直徑 d=304mm
額定圓周力
5.4.2 齒輪傳動齒面接觸疲勞強度校核
齒面接觸疲勞強度條件：
（1）由公式 得：
式中：——節(jié)點區(qū)域系數 取=2.5
——材料彈性系數 取=189.8
——接觸強度計算的重合度與螺旋角系數
取=1
——齒寬（mm） b=80 mm
——小齒輪分度圓直徑（mm） =76 mm
——傳動比 =3.9
——使用系數 取 =1.35
——動載系數
=
式中 、—— 齒輪精度系數 7級精度
=26.8 =0.0193
——小齒輪齒數 =19
——圓周速度 =nr=0.5m/s
=
=1.02
取 = 1.02
——齒向載荷分布系數
=
=1.379
取 =1.4
——齒間載荷分配系數 取=1.1
計算應力
= 1403.09 N/
（2）許用應力計算
由公式
式中 ——許用接觸應力 （N/）
——實驗齒輪的接觸疲勞極限應力 （）
= 1300
——接觸強度計算的壽命 取=1.2
——潤滑油膜影響系數 取 =0.95
——工作硬化系數 取 =1.0
——接觸強度計算的尺寸系數 取 =0.963
——接觸強度最小安全系數 取 = 1.00
計算許用應力
故安全，可用。
5.4.3 齒輪傳動齒根彎曲疲勞強度校核計算
強度條件
（1） 由公式 得：
式中 ——計算彎曲應力 （）
——法面模數 （mm）
——齒向載荷分布系數 = =1.4
——齒間載荷分配系數 = =1.1
——復合齒形系數 取= 4.5
——抗彎強度計算的重合度與螺旋角系數
=1.0
計算彎曲疲勞強度
= 483.65
（2） 許用應力
式中 ——許用彎曲應力 （）
——齒輪材料的彎曲疲勞強度基本值 （）
取 = 800
——抗彎強度計算的壽命系數 取 =1.2
——相對齒根圓角敏感性系數 取 =0.7
——相對表面狀況系數 取 = 1
——抗彎強度計算的尺寸系數 取 =0.95
——彎曲強度最小安全系數 取 =1.0
許用彎曲應力
故安全，可用。
5.5 變 速 箱 軸 的 計 算
由公式 得：
式中 ——軸的最小直徑 mm
——軸傳遞的額定轉矩
——軸的許用轉應力
軸的材料為 ，查取= 40～52
取=40
5.5.1 一軸
由轉速 功率 P=55KW，確定軸的最小直徑，
軸最小直徑為
一軸為矩形花鍵軸傳動，查手冊取d=46 mm
矩形花鍵軸為：
5.5.2 二軸
由最低轉速為
軸最小直徑為
一軸為矩形花鍵軸傳動，查手冊取d=72mm
矩形花鍵軸為：
5.5.3 三軸
在設計過程中二軸與三軸的轉速相同，故兩軸的最小軸徑相等， 三軸的最小軸徑為
5.6 軸 的 校 核
通過設計可知，變速箱三軸承受的轉矩、彎矩最大，故校核三軸。
軸的材料為，經調質處理，查得材料力學性能數據為：
硬度 抗拉強度 屈服點
彎曲疲勞極限 扭轉疲勞極限
許用靜應力 許用疲勞應力
5.6.1 按轉矩計算
最小軸徑為
式中 A——按定的系數 取 A= 100
P——功率 P=55 KW
——最小轉速 =202 r/min
計算得
≥ 故安全。
5.6.2 軸上受力分析
軸傳遞的轉矩
圓柱齒輪圓周力
式中 ——三軸圓柱齒輪分度圓直徑 mm
徑向力
錐齒輪圓周力
式中 ——三軸錐齒輪分度圓直徑 mm
徑向力
軸向力
5.6.3 求支反力
（1）在水平面內的支反力
由得
A點的支反力為：
（2） 在垂直平面內的支反力
由得
A點的支反力為：
5.6.4 作彎矩和轉矩圖
受力分析及轉矩見圖5-1。
（1）齒輪作用在水平面的彎矩圖
（2）齒輪作用在垂直平面內的彎矩圖
（3）合成彎矩圖
（4）作轉矩圖
5.6.5 確定危險截面及安全系數校驗計算
（1） 根據軸的結構尺寸及彎矩圖、轉矩圖、截面H處的轉矩、彎矩最大，且有花鍵槽引起的應力集中和軸肩處的應力，故H面處最危險，H面為危險截面。
（2） 安全系數校驗計算
由于變速器軸轉動，彎矩引起對稱循環(huán)的彎應力，轉距引起的為脈動
循環(huán)的切應力。
彎曲應力幅為
式中 ——抗彎斷面系數 查得W=54.5=54.5m
由于是對稱循環(huán)彎曲應力，故平均應力為 =0
根據式 得：
式中 ——40Cr彎曲對稱循環(huán)應力時的疲勞極限
取 = 350
——正應力有效應力集中系數 =1.99
——表面質量系數 =0.92
——尺寸系數 查=0.64
計算
切應力幅為
式中 ——抗扭斷面系數
===102.4×
根據式
式中 ——40Cr扭轉疲勞極限 =200
——切應力有效應力集中系數 =1.61
——表面質量系數 =0.92
——尺寸系數 查 =0.64
——平均應力折算系數 =0.21
計算
軸 H 截面的安全系數由公式
S
由表可知=1.3～1.5
故>,該軸H截面是安全的。
第6章 轉 盤 的 計 算
6.1 轉 盤 輸 出 轉 速
轉盤輸出轉速（r/min）: 13、17、21、26、42、52
輸入轉盤轉速 (r/min): 65、85、105、130、210、260
轉盤用于驅動主動鉆桿及鉆具回轉，轉盤系一級圓錐齒輪傳動機構，通過大錐齒、轉臺、大、小補心驅動鉆桿工作。
6.2 大、小 錐 齒 輪 計 算
6.2.1 初步計算
（1）按齒面接觸強度計算
由設計公式 得
式中： 載荷系數 K= 1.5
齒數比 5
轉矩：
估算時的齒輪許用接觸應力
估算結果
（2）按齒根抗彎強度計算
由式得：
式中 K——載荷系數 取 K=1.5
——復合齒形系數 取= 4.6
——小齒輪齒數 =18
——齒輪許用彎曲應力
=
式中 ——抗彎強度=600
——抗彎強度的安全系數 =1.8
=
計算
取 =16 mm
（3）齒輪齒數 =
取 =18
6.2.2 幾何計算
（1） 齒數 =18
=5×18=90
（2） 分錐角 ==11.3°
（3） 大端模數
（4） 分度圓直徑
= =16×18=288 mm
= =16×90=1440 mm
（5） 外錐距 = 734.88 mm
（6） 齒寬系數 取 =0.3
b ==220.464 mm
取 b=200 mm
實際齒寬系數
（7） 中點模數 =（1-0.5）=13.8 mm
中點分度圓直徑 ==248.8 mm
=1244.2 mm
（8） 切向變位系數 =0 =0
高變位系數 =0 =0
（9） 頂隙 0.2×16 =3.2 mm (GB12369-1990)
（10）大端齒頂高 mm =16 mm
大端齒根高 mm
mm
全齒高 h==35.2 mm
齒根角
齒頂角 ==1.497° = 1.497°
（11） 頂錐角
根錐角
（12） 大端齒頂圓直徑
mm
（13） 冠頂距
（14）大端分度圓弧齒厚
（15） 大端分度圓弦齒厚
mm
（16） 當量齒數
當量齒輪分度圓直徑
當量齒輪頂圓直徑
當量齒輪根圓直徑
當量齒輪傳動中心距
當量齒輪基圓齒距
（17）嚙合線長度
= 1199.10 - 1128.15 = 70.95 mm
（18） 端面重合度
（19） 齒中部接觸線長度
齒中部接觸線的投影長度
6.3 錐齒輪齒面接觸疲勞強度校核
6.3.1 計算公式
式中 中點分度圓上的切向力
——使用系數 =2.25
——動載系數 由7級精度和中點節(jié)線速度
取=1.1
——齒向載荷分布系數 取 =1.2
有效工作齒寬 取 =1.5=1.8
——端面載荷系數
取 =1
——節(jié)點區(qū)域系數 =2.5
——中點區(qū)域系數
式中 參數=2
=1.123
——彈性系數 =189.8
——螺旋角系數 直齒輪 =1
——錐齒輪系數 =0.8
——載荷分配系數 =1
計算接觸應力
6.3.2 許用接觸應力
式中 ——實驗齒輪的接觸疲勞極限 =1300
——壽命系數 =1
——潤滑油影響系數 =0.95
——工作硬化系數 =1
——尺寸系數 =1
——最小安全系數 =1.1
許用接觸應力值
6.3.3 齒面接觸強度校核結果
；
通過。
6.4 齒根抗彎疲勞強度校核
6.4.1 計算公式
式中 ——復合齒形系數
——重合度系數
——錐齒輪系數
=1.03
——載荷分配系數
齒根彎曲應力計算值
6.4.2 齒根許用彎曲應力
式中 ——齒根彎曲疲勞強度基本值
——壽命系數 =1
——相對齒根圓角敏感系數 =1
——相對齒根表面狀況系數 =1
——尺寸系數
——最小安全系數 =1.4
許用彎曲應力值
6.4.3 齒根彎曲強度校核結果
齒輪安全，可用。
6.5 轉 盤 軸 結 構 計 算
選擇軸的材料為45鋼，經調質處理，材料力學性能數據為：
抗拉強度為 屈服點
彎曲疲勞極限 扭轉疲勞極限
許用靜應力
許用疲勞應力
軸的最小直徑為
式中 A——按定的系數 取 A= 100
P——功率 P=55 KW
——最小轉速 =65 r/min
計算得
取最小軸徑為
軸的結構如圖：
第7章 鉆機其余部分零件的選擇
7.1 聯(lián)軸器的選擇
減速器與轉盤之間用萬向節(jié)聯(lián)軸器連接，由減速器輸出的最小轉速為，傳遞的功率為55KW，計算轉矩為：
聯(lián)軸器的計算功率：
式中——聯(lián)軸器轉速系數 =1.25
——軸承壽命系數 =1.8
——聯(lián)軸器的軸間角系數 =1.5
——載荷性質系數 =1.3
計算轉矩
查取， 選擇聯(lián)軸器為：
7.2 減速器齒輪安排
如表7.2——1
齒數
模數 m
2 4
6
3 2
6
2 1
6
3 5
6
2 0
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