xy6钻机毕业设计计算书

本科毕业设计（论文）

题 目 XY-6钻机回转器设计

学 院 机械工程学院 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 机113班 姓 名 指 导 教 师

XY-6钻机回转器设计

摘 要

XY-6型岩心工程钻机是在XY-5A型岩心钻机的基础上扬长避短设计的一种较大能力的新产品。该机主要适用于地质、冶金、煤炭、水文、工程等行业，是以金刚石和硬质合金钻进为主的岩芯钻探设备，也适用于工程地质勘探、浅层石油和天然气开采、矿山坑道通风、排水、水文水井钻进以及大口径基础桩工程施工等。XY-6型岩芯工程钻机亦可用于斜、直孔钻进，采用机械液压传动，立轴转速高，调速范围广。该机还配有水刹车，采用油浸湿式离合器，启动平稳，附有制动装置。其液压操作系统予留专用接口，可供配备液压拧管机时使用。钻机前后移车距离大，方便孔口作业。立轴通孔直径大，可满足多种钻探工艺要求。整机重量适中，解体性能好，便于运输搬迁。且本机结构简单、紧凑，各种操作手柄布置合理，操作简单，便于使用与维护。

钻机组成主要分为回转器、绞车、变速箱、机架、操作仪。在本次的设计中主要对回转器部分进行了分析创新设计，通过了结构合理性分析及各强度的校核验算。对钻机整体进行了设计，通过最后设计结果，满足了初定的设计要求。该项目的成功设计，有效满足了由于1000米钻机不能完成的钻探探测任务，为新型的探测做出了有力准备，填补了目前的空白。在设计中加入和优化设计理论和绿色设计理论，使得操作者减轻了劳动强度，考虑了油的各种泄露问题，对环境减轻甚至免去了污染，符合新型设计理论。

关键字：地质勘探 钻机 回转器 变速箱

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XY-6钻机回转器设计

Abstract

XY-6 core drilling rig is a kind of new products of great ability to exceed the design based on XY-5A core drill on the. This machine is mainly used in geology, metallurgy, coal, hydrological and engineering industry is to diamond and hard alloy drilling the core drilling equipment, can also be used in engineering geological exploration, shallow oil and gas mining, mines tunnel ventilation, drainage, hydrology and water well drilling, large diameter pile foundation engineering construction etc.. For xy-6 core drilling rig can be to for slant hole drilling, the mechanical hydraulic transmission, vertical shaft high speed, wide range of speed. The machine is also equipped with a water brake, the oil wet clutch, a smooth start, with a braking device. The hydraulic operating system for the special interface, can be used with hydraulic pipe screwing machine. Before and after the drill shift car distance, convenient opening operation. Vertical through-hole diameter, can meet the requirements of various drilling technology. The weight of the machine is moderate, the disintegration of the machine is good, so it is convenient for transportation and transportation.. And this machine structure is simple, compact, all kinds of operation handle is reasonable, simple operation, easy to use and maintenance.

The main composition of the rig consists of a rotary device, a winch, a gearbox, a rack, an operating instrument.. In the design of the main part of the rotary analysis of the innovative design, through the structure of the reasonableness of the analysis and the intensity of the checking calculation. The whole rig was designed by the final design, to meet the requirements of the initial design. The successful design of the project, effectively meet the drilling exploration mission due to the 1000 meter rig can not be completed, made a powerful preparation for the new exploration, and fill the gaps. In the design of join and optimization design theory and the theory of green design, allowing the operator to reduce the labor intensity, consider the kinds of oil leakage problem, alleviate the environmental or even eliminates the pollution, in line with the new design theory.

Key words： geological prospecting drilling machine rotary rig transmission

II

XY-6钻机回转器设计

目录

第1章 前言··············································································1 第2章 钻机的概述·····································································3 2.1钻机的功用·········································································3 2.2对钻机的要求······································································3 2.3钻机的组成·········································································3 2.4钻机的分类和名称································································4 第3章 钻机的总体设计 ······························································6 3.1设计钻机的应用场合·····························································6 3.2设计方案的确定···································································6 3.3钻机的技术特性和要求··························································7 第4章 机械传动系统设计························································ ····8 4.1主要参数的选择····································································8 4.2机械传动系统初步计算···························································9 第5章 变速箱的设计和计算·····························································15 5.1变速箱的结构特点及设计要求··················································15 5.2主要齿轮副的设计及强度校核··················································16 5.3轴的设计计算与强度校核························································21 第6章 传动箱的设计与计算··························································24 6.1传动箱的结构特点及设计要求··················································24 6.2传动箱的传动结构初步设计·····················································24 6.3主要齿轮副的设计计算及强度校核············································25 6.4传动箱内各齿轮主要参数的确定···············································34 6.5轴的设计计算及强度校核························································34 第7章 回转器的设计···································································40 7.1回转器的结构分析·································································40 7.2回转器锥齿轮副的设计···························································40 7.3立轴及导管的设计计算···························································45 参考文献·······················································································49 附：英文原文

英文翻译

毕业实习报告

XY-6钻机回转器设计

第1章 前言

1.1选题的意义

题目的选择，是通过毕业实习时的调查了解以及进一步学习，结合目前行业的形势，大家都知道社会的发展离不了能源的供应，针对在课前的调查中了解到目前在能源开采的紧张，需要一些专门化的设备，来解决实际问题。选择立轴式岩心钻机，主要是考虑到目前深度较大的岩心钻机存在的各种的问题，它们不能满足现实需求，对新型XY-6B钻机设计能够有效改善目前的问题。对它的设计成功，将有效改进目前的钻探工艺，取得较大的经济效益。

XY系列钻机经过几十年的发展和改进,已经积累了大量的使用经验和成熟的技术支持。选择设计XY-6钻机，可以借鉴XY系列钻机的设计经验，降低了设计难度，加快了设计周期，同时也降低了因为技术阻碍而产生的设计风险，从而最大限度地降低了设计成本，提高设计成功率。

1.2设计内容

1.XY-6B岩心钻机回转器的设计 2.主要技术参数：

（1）钻进深度： 1500m （2）钻孔直径：

①开孔直径 150 mm ②终孔直径 56 mm （3）立轴行程 500 mm （4）立轴内径 80 mm （5）钻杆直径 50 mm、60 mm （6）立轴空载下降速度 3.42r/min （7）立轴空载上升速度 2.28 r/min （8）立轴向上最大起重力 135 kN （9）立轴向下最大给尽力 90 kN （10）卷桶钢丝绳容量 140 mm

（11）钢丝绳规格 18.5 mm （6*37）

1.3设计方法

确定了设计题目，就得需要相应的设计方法，有了明确的设计方法理念才能完成预期的设计目标。有针对性的设计才能取得良好的效果，根据自己的调研情况，我们设计采用的方法是改进型创新设计，借鉴XY-4及XY-5岩心钻机的设计结论及设计理念，结合相关理论知识进行设计。主要理论知识来源于钻机的机构

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原理、钻机的钻进工艺、岩心钻石的理论研究以及机械设计相关知识。

1.4预期目标

每一项设计都有一个预期计划目的，本次设计的预期目标为，设计结果应满足设计要求，设计的钻机应较前期钻机有突出的设计优势。设计最终应满足钻进1500米的各项功能要求，对环境无污染或少污染，得到绿色设计要求，能有效减轻劳动者的劳动强度，及提高操作者的安全保证，得到优化设计的要求。并且能够取得较高的经济效益和社会效益。

1.5钻机的市场形势

2014年4月25日，以摊铺机为主导产品的陕建机推出SDR280旋挖钻机，高调宣布正式切入旋挖式岩心钻机领域。虽然当前中国旋挖式岩心钻机市场受到宏观政策调控影响市场销量出现大幅下滑，仍然有不少企业纷纷进入钻机领域。由此可见，作为高附加值的旋挖钻机仍然得到了工程机械行业各企业的高度青睐。

钻机行业由于2003年青藏铁路工程以及北京奥运工程等的带动，市场认知度迅速提高，市场容量急剧扩大。市场需求的高涨吸引了国内大型工程机械企业的进入，三一、徐工、中联重科和山河智能等纷纷涉足，并迅速扩大了市场份额。2005年后，国内品牌钻机已基本替代了国外品牌。2006年以来，钻销量连年呈跨越式增长。特别是2010年，国内钻机制造企业多达30家，推出近200个型号产品，市场保有量达到近4000台，市场竞争空前激烈。从中国未来高铁及高速公路建设目标及方向来看，行业有关专家表示，未来3-5年内，中国钻机市场容量将突破6000台。

1.6钻机的发展趋势

为了满足日益增长的质量和效益要求，很多工业领域采用自动化控制技术。钻机行业也属机械行业之中，必然也会力求实现高度化的自动化控制技术。通过自动化控制技术、传感检测技术和液压驱动技术的结合，使各种钻井装备更智能化，性能更优良，如转盘的软扭矩控制、钻井泵软泵功能、扭矩的安全功能、泵同步功能等。我国的自动控制技术在钻机应用方面也取得了一些成果，如宝石机械和宏华的铁钻工、动力猫道及井架工程等机械化设备。智能钻井则是自动化控制技术在钻机系统中应用的高度体现。钻井自动化系统具备随着不确定环境、地面和井下数据变化实时调整司钻参数，并进行自动送钻。自动钻井技术不仅要求钻机系统具有基于计算机控制的适用性和交互式控制，同时具备数据信息的管理能力。国外关于该技术的研究较早，应用也较成熟。我国的学者和技术人员也做了大量研究工作，各钻井公司及单位在积累了大量经验后，开发了一些系统，但还未能实现与钻机的结合，不能达到智能化和自动化。但未来发展趋势势不可挡。

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第2章 钻机的概述

2.1钻机的功用

钻探是地质勘探工作的重要手段之一 。钻机是实现该手段的主要设备。其基本功用是以机械动力带动钻头向地壳钻孔并采取岩矿心。钻机同时还是进行石油、天然气勘探及开采、水文水井钻探、工程地质钻探等工程的重要设备。

2.2对钻机的要求

钻机的技术性能要保证在施工中能满足合理的施工要求，以最优规程，达到预计的质量要求：维护保养简单容易，安装拆卸搬迁方便，利于快速钻进，钻进辅助时间短，钻孔施工周期短，体力劳动强度低等。概括起来说，是钻机要为多、快、好、省地完成钻探生产任务创造有利条件。

根据钻机的基本功用，对钻机基本要求如下：

1. 通过回转钻具等钻进方式将动力传给钻头，使钻头具有适合钻进规程，需要的转速及调节范围，以便有效的破碎岩石；

2. 能通过钻具向钻头传递足够的轴心压力，并有相当的调速范围，使钻头有效的切入或压碎岩石。

3. 能调整和控制钻头给进速度，保证连续钻进。

4. 能完成升降钻具的工作，并能随着钻具重量的变化而改变提升速度，以充分利用动力机的功率和缩短辅助时间。

5．能变换钻进角度和按一定技术经济指标旧响应深度的直径的钻孔，以满足钻孔设计的要求和提高钻进效率。

2.3钻机的组成

目前常用的钻机由如下各部分组成： 1.机械传动系统

将输入的动力变速并分配到回转机构、升降机构。对于液压钻机还要有驱动油泵，使液压系统工作的装置。 2.液压传动系统

利用油泵输出的压力油驱动马达、油缸等液动机，以使立轴回转和控制给进机构、移动钻机、松紧卡盘、夹持器等。 3.回转机构

回转钻具，以带动钻头破碎孔底岩石。 4.给进机构

调整破碎岩石所需要的轴心压力和控制给进速度。在出现孔内事故时，可以进行强力起拔。

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5.升降机构

用于升降钻具（提取岩心和更换钻头）和进行起下套管等作业。 6.机架

支撑上述各机构及系统，使之组成一个整体，成为完整的机器。

2.4钻机的分类和名称

随着钻探工程在国民经济各部门中的广泛应用，钻机和型号也在增多。为此将钻机实行科学分类和确定名称，对识别、评价和选择钻机是很有意义的。 2.4.1分类 （1）按用途分类

按用途不同，可将现行广泛使用的钻机分为三大类，即地质勘探用岩心钻机；石油钻探用岩心钻机；专用钻机（水文水井用钻机、物探钻机、工程钻机等）。 （2）按钻机标准钻进孔深分类

根据不同孔深范围，将各种不同钻进孔深的钻机分成三类或四类。 按三类分见表2-1

表2-1 钻机的分类 类别 浅孔钻机 中孔钻机 深孔钻机 I II 按四类分见表2-2

表2-2 钻机的分类

浅孔钻机 10—150 次深孔钻机 200—400 中深孔钻机 500—800 深孔钻机 900以上 10—300 300—800 800—1200 10—300 300—800 1000—2000 （3）按原来地质总局设备管理分类

钻机可分为六类，浅孔钻机、岩心钻机、石油钻机、水文水井钻机、汽车钻机和砂矿钻机。 （4）按装载方式分类

可以分为滑撬式、卡车式、拖车式。 (5) 按破碎岩石方式分类

可分为回转式、冲击式和冲击回转式。 （6）按回转机构型式分类

可分为立轴式、转盘式、动力头式。 （7）按进给机构分类

可以分为手轮（把）式、油压式、螺旋差动式、长油缸式、油马达-链轮式。

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2.4.2名称

国产钻机名称一般由三部分组成：

首部为用途类别和结构特征代号，用汉语拼音中的一个字母表示。如“X”是汉字“心”的拼音首字母，表示钻机用于岩心钻进。“U”是汉字“油”的首字母，表示给进 机构类型属于油压式。

中部为主要性能参数代号，用钻机标准钻进深度数字表示。如标准钻进深度为1500m的钻机，中部代号为1500。

尾部为变型代号，可用汉语拼音字母中的一个字母或数字为代号。无尾部的是指首次产品。如是第二次修改后的产品，尾部代号为2。钻机的名称是按照钻机综合特征及主要性能，以汉字拼音字母及数字编排成的代号来表示的。通常把这种代号称为型号，并以名牌指示在钻机上。

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第3章 钻机的总体设计

3.1设计钻机的应用场合

1500米型岩心钻机主要用于钻探深度为1500米的各种角度的放水孔、地质

构造孔、灭火孔、抽放瓦斯孔及铁路、公路、桥梁、隧道、国防建设、工业民用建设、农田打井及地质勘探、工程爆破以及其它用途的各种工程孔。

该机可用于不同硬度的岩石中钻探任何角度的钻孔，而在煤层、软岩层、硬岩层中钻孔和农田打井时效率最高。整个机组油两部分组成，即1500米型钻机，泥浆机。钻机清洗液为泥浆或清水。在地面钻探不需要使用钻塔，只有一定高度的三角架可供提升使用就可以。

1500米型液压钻机配备动力为电动或柴油机，使用于井上、井下或野外没有电源的场地作业。

3.2设计方案的确定

通过市场调研了解到，目前钻探工程对钻孔深度1500米左右的钻机需求量日趋增加，而当前的1500米钻机，存在着劳动强度大、适应性差等缺点。鉴于以上原因，我们决定改进1500米钻机。经几次方案讨论决定，钻机应具有以下特点：

1. 经济耐用可靠、质优价廉； 2. 便于解体搬运； 3. 体积小，重量轻； 4. 操作简单，维修方便；

5. 适用于直径50、60mm两种钻杆； 6. 适用于合金钻头或金刚石钻头钻进； 7. 钻进速度快，效率高； 8. 动力为电动机或柴油机。

经过调研和几次方案讨论，考虑到现场特点，从实际角度出发，确定方案如下：

1. 考虑到井上、井下和野外作业，动力可以选用电机和柴油机； 2. 考虑到有软岩石、硬岩石的钻进，除了正常的钻进速度外，增加高速

1232r/min;

3. 钻机除配机动绞车外，增加了液压卡盘减轻劳动强度，节约时间，提高

有效钻进速度；

4. 考虑到高转速时，绞车速度不能太快，所以增加了互锁装置，安全可靠；

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5. 由于本机动力较大，动力由V型带传动到变速箱的传动轴上易使传动轴

弯曲，所以增加了卸载装置；

6. 采用二级回归式变速箱，减少变速箱体积，根据不同的地址条件，选用

不同的钻进速度；

7. 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。

3.3钻机的技术特性和要求

考虑到钻机的实际工作情况，根据我国当前生产技术和工艺水平，本1500米岩心钻机特性为：

1.钻进深度（使用直径50、60mm钻杆） 1500m 2.钻孔直径

（1）开孔直径 150mm （2）终孔直径 56mm 3.钻孔倾斜角 80?—90?4.—1232r/min

5.立轴行程 500 mm 6.最大液压给进压力 8MPa 7.卡盘最大工作压力（弹簧常闭式液压卡盘） 8.卷筒

（1）直径 350 mm （2）宽度 140 m

（3）钢丝绳直径 18.5mm(6*37) 9.配备动力 （1）电动机

①型号 Y250M ②电压 380/660V ③功率 55kW ④转速 1480r/min （2）柴油机

①型号 4135柴油机 ②功率 56kW ③转速 1500 r/min 10.外型尺寸（L*h*b） 3190*1795*2140 11.重量（不含柴油机） 3.5t

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立轴转速 85

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第4章 机械传动系统设计

机械传动系统的任务是传递与切断动力、变速变距、换向、分配动力、改变运动形式、实现柔性传动与过载保护。本机的机械传动系统包括回转器、卷扬机、油泵和转速表四个传动链。即：

回转器 动力机 离合器 变速箱 万向轴 传动箱

油泵 转速表 卷扬机 机械传动系统的总体结构布置见图4.1。

4.1 主要参数的选择

4.1.1变速箱

本机变速箱仍沿用XY系列变速箱结构，即四级跨轮带反转的变速机构。根据需要，变速箱共输出四个正转转速和一个反转转速。各档位分配的传动比分别为:i1?4.19、i2?2.14、i3?1.36、i4?1、i反?3.09。 4.1.2 传动箱

本机传动箱结构借鉴XY-5的传动箱结构。当传动经过传动箱时传动系统减

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XY-6钻机回转器设计

速，可同时或分别带动回转器、卷扬机。传动箱可对回转器实行两级变速。分动箱的传动比分别为：i高?0.84、i低?2.93。 4.1.3 回转器

参考国内外现有中型钻机的转速系列及XY-5的传动系统,本机采用了不规则的中间转速系列。立轴共有正转八种速度和反转两种速度，85 r/min、166 r/min、261 r/min、355 r/min、294 r/min适合合金钻头钻进，577 r/min、906 r/min、1232 r/min适合金刚石钻头钻进,见表5-1。 4.1.2 卷扬机

卷扬机又称升降机。本机升降机采用行星轮系传动机构，使卷筒能获得适合提升要求的缠绳速度。为防止长时间下钻而使升降机下降抱闸产生过高的温度，在升降机卷筒下降制圈一侧设置了水刹车。水刹车与卷筒间采用内外齿轮啮合传动。另外为了减轻钻机重量，不使动力机过大，绞车的缠绳速度不宜过高，基本上采用中低速，本机升降机速度为0.80m/s-6.08m/s。见表4-1。

表4-1 回转器、绞车设计速度

一档 二档 三档 四档 五档 六档 七档 八档 反档反转一转 二档 85 225 - 立轴转速r/min 166 261 355 294 577 906 1232 65 - - 缠绳 m/s 速度0.89 1.74 2.73 3.13 3.72 6.08 -

4.2 机械传动系统初步计算

4.2.1 变速箱各档传动

根据机械传动系统总体结构布置，可知变速箱档位分配如下：

1.正转一速档： Z1?Z7?Z10?Z6 传动比为： 2.正转

Z1?Z7?Z8?Z4

9

i1?Z7Z65147????4.19Z1Z102226二速档：

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传动比为： iZ7Z4512?Z?Z??35?2.14182238 3.正转

三速档：

Z1?Z7?Z9?Z5 传动比为：

7 i3?ZZ?Z5Z?51?27?1.36192246

4.正转四速档：

Z3左移直接与Z2啮合，此时传动比为i4?1 5.反转档速：

Z1?Z7?Z10?Z12?Z11?Z6 传动比为：

i?Z7?Z12?Z6?51?30?47反?3.09

Z1Z10Z11224623 变速时齿轮啮合关系如图5.2所示。

4.2.2 传动箱各档传动

传动箱分为低速档和高速档两个档速，分别为：

1.低速档：

Z15?Z21?Z16?Z18 传动比为：

iZ21Z186963

低?Z????2.9315Z162755 2.高速档：

Z13?Z23?Z16?Z18 传动比为：

iZZ3963高?23Z?18???0.8413Z1653554.2.3回转器各档传动

根据设计方案可知变速箱的几种传动如下所示：

1.回转

Z1?Z7?Z10?Z6?Z15?Z21?Z16?Z18?Z24?Z25

10

立轴的一速运动：

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回转器一档转速为：

? Z ?ZZ1 ?Z 10? Z22?26?27?55?27151624n?n?1500?r/min?85r/min1

Z7?Z6?Z21?Z18?Z2551?47?69?63?39

2.立轴的二速回转运动：

Z1?Z7?Z8?Z4?Z15?Z21?Z16?Z18?Z24?Z25

回转器二档转速为：

Z?Z?Z?Z?Z2422?38?27?55?27?n181516?1500?r/min?166r/min n 2 Z7?Z4?Z21?Z18?Z2551?35?69?63?39

3.立轴的三速回转运动：

Z1?Z7?Z9?Z5?Z15?Z21?Z16?Z18?Z24?Z25

n?nZ1?Z9?Z15?Z16?Z24?1500?22?46?27?55?27r/min?261r/min3Z7?Z5?Z21?Z18?Z2551?27?69?63?39回转

器三档转速为：

11

XY-6钻机回转器设计

4.立轴的四速回转运动：

Z15?Z21?Z16?Z18?Z24?Z25

回转器四档转速为：

Z?Z?Z27?55?27151624n?n?1500?r/min?355r/min 4Z21?Z18?Z2569?63?39Z?Z?Z?Z?Z2422?26?53?55?27 n5?n1101316?1500?r/min?294r/minZ7?Z6?Z23?Z14?Z2551?47?39?63?395.立轴的五速回转运动：

Z1?Z7?Z8?Z4?Z13?Z23?Z16?Z18?Z24?Z25

Z1?Z7?Z10?Z6?Z13?Z回转器五档

转

Z?Z?Z?Z?Z2422?38?53?55?27速n6?n181316?1500?r/min?577r/minZ7?Z4?Z23?Z18?Z2551?35?39?63?39为：

6.立轴的六速回转运动：

回转器六档转速为： Z?Z?Z?Z?Z2422?46?53?55?27n7?n191316?1500?r/min?906 Z7?Z5?Z23?Z18?Z2551?27?39?63?397.立轴的七速回转运动：

Z1?Z7?Z9?Z5?Z13?Z23?Z16?Z18?Z24?Z25

回转器七档转速为：

8.

立轴Z1?Z7?Z10?Z12?Z11?Z6?Z15?Z21?Z16?Z18?Z24?Z25的八速回转运动：

Z13?Z23?Z16?Z18?Z24?Z25

回转器八档转速为：

n8?nZ13?Z16?Z2453?55?27 ?1500?r/min?1232r/minZ23?Z18?Z2539?63?39 9.立轴的反转一速回转运动：

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回转器反转I档转速为: Z1?Z10?Z11?Z13?Z16?Z2422?26?23?53?55?27n?n?1500?r/min反2 Z7?Z12?Z6?Z23?Z18?Z2551?30?47?39?45?30 ?225r/min 10.

立轴的反转二速回转运动：

回转器反转II档转速为: 4.2.4

Z1?Z7?Z10?Z6?Z15?Z21?Z16?Z18?Z24?Z25?Z行卷扬

机各档传动

升降机理论上也有八个正转速度和两个反转速度，但实际只使用其中的四个转速，下面分析这四个转速的传动。

1.卷扬机的一速回转运动：

绞车的一档缠绳速度为： 式中

v1?ZZπDZZZ?(n?1?10?15?16?24?ig)60000Z7Z6Z21Z18Z25D?D0?d?350?18.5?368.5

其中D0为卷筒直径，d为钢丝绳直径 ig为升降机行星轮系提升状态时的传动比： ig?Z30123??3.15Z2939 Z ? Z 7?Z8?Z4?Z15?Z21?Z16?Z18?Z24?Z25?Z行1 所以 v?πD?(n?Z1?Z10?Z15?Z16?Z24?i)1gZ7Z6Z21Z18Z25 6000014.5?Z?Z22?26?2722?5527 Z1??3Z.10??Z368??26?23?127)?55?(1500?m/s?27r/min11?Z1516?24n?n?1500?反1 ?47?69?63?39.15Z7?Z1260000?Z6?Z21?Z18?Z5151?30?473?69?45?3025 ?0.89m/s ?65r/min

2.卷扬机的二速回转运动：

Z1?Z7?Z10?Z12?Z11?Z6?Z13?Z23?Z16?Z18?Z24?Z25

13

XY-6钻机回转器设计

绞车的二档缠绳速度为： Z1?Z7?Z9?Z5?Z?ZZ16?Z18?Z24?Z25?Z行Z?Z21πDZ1Z15Z2481516v2??(n??????ig)

60000Z7Z4Z21Z18Z25

3.14?368.522?38?27?55?271 ??(1500??)m/s6000051?35?69?63?393.15

?1.74m/s

3.卷扬机的三速回转运动：

绞车的

Z15?Z21?Z16?Z18?Z24?Z25?Z行三档缠绳速度为：

ZπDZZZZ v3??(n?1?9?15?16?24?ig)60000Z7Z5Z21Z18Z25

3.14?368.522?46?27?55?271??(1500??)m/s

6000051?27?69?63?393.15

?2.73m/s

4.卷扬机的四速回转运动：

绞车的四档缠绳速度为：

ZπDZZZv4??(n?1?15?16?24?ig)60000Z7Z21Z18Z25

3.14?368.522?27?55?271 ??(1500??)m/s6000051?69?63?393.15

?3.13m/s

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XY-6钻机回转器设计

第5张 变速箱的设计和计算

5.1 变速箱的结构特点及设计要求

5.1.1 结构特点

变速箱的功用是变更回转器和卷扬机的转速及扭矩并可使回转器改变转向。变速箱由工作机构和操纵机构组成。箱体下部用四个螺栓固定在后机架上。其工作机构包括各轴及其上的变速齿轮和反转齿轮。变速操纵机构采用单手柄集中操纵方式，通过三套拨叉机构控制三个滑动齿轮变速。为防止跑挡和乱挡，采用钢球定位和互锁、销式互锁装置。

本机XY-6变速箱仍沿用XY-4、XY-5的变速箱结构，没有太大的变动。可输出四个正转速度和一个反转速度。变速箱与分动箱采用分开式，各有单独的箱体。二者之间采用可分离的内外花键轴相配合的动力传递方式。此种方式解体性好、维修时拆装方便、结构紧凑、传动平稳、传动效率高，但对两轴的同心度要求高。其结构布置如图5.1所示。

15

XY-6钻机回转器设计

5.1.2 设计要求

1.在校核零件强度时，假设电机的功率全部输入变速箱，然后再输入传动箱。 2.变速箱在不更换齿轮的情况下，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。 3.变速箱要有简便的操纵机构。

4.沿用XY系列变速箱的一些设计结论，以方便零件的制造，降低成本。

5.2 主要齿轮副的设计及强度校核 5.2.1 主要齿轮副的设计参数选择

由于本机变速箱结构沿用了XY系列的结构设计，所以根据使用经验及参照

XY-4及XY-5变速箱设计参数，再结合上一章所得到的传动分析结论，可直接选择本机变速箱齿轮副的主要设计参数，再进行强度校核。各齿轮的参数选择见表5-1。

表5-1 变速箱内各齿轮的主要设计参数

齿轮编号 Z1 Z2 齿数 Z 22 30 30

模数 m 4 4 4 齿宽 b 65 80 65 变位系数 0 1.0 0 材料 硬度 应力角 20° 20° 20° 备注 渗碳淬火 渗碳淬火 渗碳淬火 18CrMnTi HRC50-65 18CrMnTi HRC50-65 18CrMnTi HRC50-65 16

Z3

XY-6钻机回转器设计

Z4 35 27 47 51 38 46 26 23 30 4 4 4 4 4 4 4 4 4 85 65 70 60 85 90 75 50 60 0 0.4 0 0 0 0.6 0 0 18CrMnTi HRC50-65 18CrMnTi HRC50-65 18CrMnTi HRC50-65 18CrMnTi HRC50-65 18CrMnTi HRC50-65 18CrMnTi HRC50-65 18CrMnTi HRC50-65 18CrMnTi HRC50-65 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 渗碳淬火 渗碳淬火 渗碳淬火 渗碳淬火 渗碳淬火 渗碳淬火 渗碳淬火 渗碳淬火 渗碳淬火 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 -1.03 18CrMnTi HRC50-65 Z10 Z11 Z12 5.2.2 齿轮副Z1和Z7的强度校核 1. 齿轮副Z1和Z7各参数的确定

由表5-1可知，齿轮Z1和Z7材料选用18CrMnTi钢，渗碳淬火，齿面硬度范围为HRC50-65，制造精度8-7-7-Dc。齿数分别为Z1?22、Z7?51，模数m=4。 2. 几何尺寸计算 （1） 计算分度圆直径

d1?Z1m?22?4mm?88mm d7?Z7m?51?4mm?204mm （2） 计算中心距

/2?(88?204)/2mm?146mm a?(d1?d7）（3） 计算齿轮宽度

b??dd1?0.7?88mm?61.6mm 取b1=65mm，b7?60mm。 3. 按齿面接触疲劳强度校核

由下式计算齿面接触疲劳强度，即

2KHT1u?1???ZHZEZ?H3 u?dd1

1）确定公式中的各参数值 ① 计算齿轮Z1传递的转矩。

P/n1 T1?9550000 其中P为传到变速箱的功率，n1?n?1500r/minP=60KW; 所

② 计算实际载荷系数KH

17

以

T1=9550000?60/1500N?mm=3.82?105N?mm

XY-6钻机回转器设计

由表10-2【2】查得使用系数KA?1；由于圆周速度

πd1n1π?88?1500v??m/s?6.91m/s 60?100060000

结合7级精度、由图10-8【2】查得动载系数Kv?1.13；齿轮的圆周力

Ft1?2T1/d1?2?3.82?105/88N?8681.82NKAFt1/b?1?8681.82/65N/mm?133.57N/mm?100N/mm 查表10-3【2】得齿间载荷分配系数KH??1.1；由表10-4【2】用插值法查得 7级精度、齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH??1.28 。 所以可以算的实际载荷系数

KH?KAKVKH?KH??1?1.13?1.28?1.1?1.59 ③ 由表10-7【2】选取齿宽系数?d=0.7。 ④ 由图10-20【2】查得区域系数ZH=2.5。

⑤ 由表10-5【2】查得材料的弹性影响系数ZE=196.8MPa1/2。 ⑥ 由下式计算接触疲劳强度用重合度系数Z?： 由于

Z??4???3? ?a1?arccos[Z1cos?/(Z1?2ha)]?arccos[22?cos20?/(22?2?1)]?30.53?? ??arccos[Zcos?/(Z?2h)]?arccos[51?cos20?/(51?2?1)]?25.28?a277a 所以

???[Z1(tan?a1?tan?)?Z7(tan?a2?tan?)]/2π? ?[22?(tan30.53?tan20?)?51?(tan25.28??tan20?)]/2π ?1.67 4?1.67Z??0.88? 3

2)由此可算得齿轮的齿面接触疲劳强度

?H?2KHT1u?1?ZHZEZ?3u?dd12?1.59?3.82?105（51/22)?1???2.5?196.8?0.8830.7?88（51/22）?826.6MPa18

XY-6钻机回转器设计

3)计算接触疲劳许用应力??H?

由图10-25d【2】查得两齿轮的接触疲劳极限分别为?Hlim1=1200MPa和

?Hlim2=1200MPa。由下式计算应力循环次数:

N1?60n1jLh?=60?1500?1?（2?8?300?10)=4.32?109 N2?N1/u?4.32?109（/51/22）?1.86?109

由图10-23【2】查取接触疲劳寿命系数KHN1= 0.90, KHN2=0.91。 取失效概率为1％、安全系数S=1、由下式得

[?H]1?[?H]2?KHN1?Hlim1SKHN2?Hlim2S?0.90?1200MPa?1080MPa10.91?1200?MPa?1092MPa1 取[?H]1和[?H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 [?H]?[?H]1?108M 。 0Pa5.2.3 齿轮副Z6和Z10的强度校核 1.几何尺寸

（1）计算分度圆直径

由于?H≤??H?，所以该齿轮副的接触疲劳强度满足要求。

d6?Z6m?47?4mm?188mm

d10?Z10m?26?4mm?104mm （2）计算中心距

/2?(188?104)/2mm?146mm a?(d6?d10）（3）计算齿轮宽度

b??dd10?0.7?104mm?72.8mm 取b10=75mm，b6?70mm。 2. 按齿面接触疲劳强度校核

由下式计算齿面接触疲劳强度，即

2KHT2u?1???ZHZEZ?H3 u?dd10

（1）确定公式中的各参数值 ①计算齿轮Z10传递的转矩。

P/n2 T2?9550000 其中P仍为传到变速箱的功率，P=60KW;

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XY-6钻机回转器设计

n2?nZ122?1500?r/min?647.06r/minZ751 所以 T2=9550000?60/647.06N?mm=88090.75N?mm ②计算实际载荷系数KH

由表10-2【2】查得使用系数KA?1；由于圆周速度

πd10n2π?104?647.06v??m/s?3.52m/s 60?100060000

结合7级精度、由图10-8【2】查得动载系数Kv?1.09；齿轮的圆周力

Ft1?2T2/d10?2?88090.75/104N?1694.05NKAFt1/b?1?1694.05/75N/mm?22.58N/mm?100N/mm 查表10-3【2】得齿间载荷分配系数KH??1.3；由表10-4【2】用插值法查得7级精度、齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH??1.32 。 所以可以算的实际载荷系数

KH?KAKVKH?KH??1?1.09?1.32?1.3?1.87 ③由表10-7【2】选取齿宽系数?d=0.7。

④由图10-20【2】查得区域系数ZH=2.5。

⑤由表10-5【2】查得材料的弹性影响系数ZE=196.8MPa1/2。 ⑥由下式计算接触疲劳强度用重合度系数Z?： 由于

? ?a1?arccos[Z10cos?/(Z10?2ha)]?arccos[26?cos20?/(26?2?1)]?29.24?? ??arccos[Zcos?/(Z?2h)]?arccos[47?cos20?/(47?2?1)]?25.67?a266aZ??4???3

???[Z10(tan?a1?tan?)?Z6(tan?a2?tan?)]/2π ? ?[26?(tan29.24?tan20?)?47?(tan25.67??tan20?)]/2π

?1.68 所以

4?1.68Z??0.88? 3

20

XY-6钻机回转器设计

（2)由此可算得齿轮的齿面接触疲劳强度

（3)计算接触疲劳许用应力??H?

由图10-25d【2】查得两齿轮的接触疲劳极限分别为?Hlim1=1200MPa和

?H?2KHT2u?1?ZHZEZ??dd103u2?1.87?88090.75（47/26)?1??2.5?196.8?0.8830.7?104（47/26）?349.03MPa??Hlim2=1200MPa。

由下式计算应力循环次数:

N1?60n2jLh?=60?647.06?1?（2?8?300?10)=1.86?109 N2?N1/u?1.86?109（/47/26）?1.03?109

由图10-23【2】查取接触疲劳寿命系数KHN1= 0.93,KHN2=0.97。 取失效概率为1％、安全系数S=1、由下式得

KHN1?Hlim10.93?1200

[?H]1??MPa?1116MPaS1

KHN2?Hlim20.97?1200 [?H]2??MPa?1164MPaS1

取[?H]1和[?H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

6Pa [?H]?[?H]1?111M 。

由于?H≤??H?，所以该齿轮副的接触疲劳强度满足要求。

5.3 轴的设计计算与强度校核

变速箱中共有四根轴，轴1为输入轴，轴4为输出轴，轴2、轴3为中间轴。变速箱总共要实现五种转速的输出（四个正转转速和一个反转转速），根据经验并经过对变速箱各工作状态的分析得知轴2在正转低速输出的工作状态时受力最大，故应对其进行强度校核。 1.求2轴上的功率P、转速n和转矩T 若认为电动机功率全部传递到二轴，则

P?60kW

又 22n?1500?r/min?647.06r/min 51故

P60 T?9550000?9550000?N?mm?8.86?105N?mmn647.06

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XY-6钻机回转器设计

2.求作用在齿轮上的力 轴2结构图如图5.2所示

轴2上齿轮Z7与1轴上的齿轮Z1啮合，为动力输入齿轮；齿轮Z10与3 轴上的齿轮Z6 啮合，将动力传递到输出轴。此工作状态下齿轮Z8和Z9不与 其他齿轮啮合，不受力。

由表6-1可知，齿轮Z7和Z10模数均为m?4mm，材料均为18CrMnTi， 硬 度都在50-65HRC范围内。Z7=51，Z10=26。所以他们的分度圆直径分别为： d7=4?51mm=204mm，d10=4?26mm=104mm。故齿轮Z7所受的力为：

2T2?8.86?105Ft1??N?8686.27Nd7204Fr1?Ft1tan??8686.27?tan20?N?3161.54NFn?Ft1/cos??8686.27/cos20?N?9243.74N

齿轮Z10所

受的力为：

2T2?8.86?105Ft2??N?17038.46N d10104

圆周力

方向如图5.3所示。

Fr2?Ft2tan??17038.46?tan20?N?6201.49NFn?Ft2/cos??17038.46/cos20?N?18131.95NFt、径向力Fr的

22

XY-6钻机回转器设计

3.轴承的选择

考虑到传动过程中操纵变速时，齿轮的啮合会产生一定的轴向力，故选择角接触球轴承。参考XY-5变速箱的设计，以及轴上齿轮的尺寸并结合轴的结构布置方式，选择轴承型号为7310，其尺寸为d?D?B?50?110?27mm。 4.按弯扭合成应力校核轴的强度

对轴做受力分析。参照前面给出的轴的结构布置图5.2，以及已经计算出的齿轮受力分析，做出轴的计算简图，如图5.3。由手册中查得轴承支点位置的参数，再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，如图5.3所示。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的MH、MV及M的值列于下表，见表5-2。

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XY-6钻机回转器设计

表5-2 截面B处的MH、MV及M的值 载荷 支反力F 水平面H 垂直面V FNH1?8652.56NFNH2?15632.45NFNV1?1694.2NFNV2?7832.65N 弯矩M MH?65463N?mmMV?78966.7N?mm 总弯矩M 扭矩T 2M?MH?MV?65463?78966.72N?mm?10257.63N?mm22T=656300N?mm 进行校核时，只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即危险截面C的强度。根据上表中的数据，以及扭转切应力为脉动循环，取??0.6，轴的计算应力 2M2?(?T)210257.632?(0.6?656300)?ca??MPa?32.5MPa3 W0.1?95前面已经

选定轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1【2】查得[?-1]=60MPa。所以

?ca?[??1]，故轴安全。

根据经验，轴2安全，则变速箱中另外两根轴亦满足设计要求。此处不再进行校核计算。

第6章 传动箱的设计与计算

6.1 传动箱的结构特点及设计要求

6.1.1结构特点

传动箱起分动和扩大变速作用，采用了立轴式钻机常用的立式四传动轴结构。驱动升降机的输出轴和驱动回转器的输出轴（回转器动力输入轴）共线水平布置，并采用两个外齿轮分动。该机为深孔高速金刚石钻机，要求有较多的速度档数，因此在传动箱内设置了扩大的二级变速机构，可以使回转器获得八个正转

24

XY-6钻机回转器设计

速度和两个反档速度。由于扩大二级变速齿轮设在共链部分，故升降机同样也可获得与回转器一样的速度档数。但实际用时，升降机一般只使用几个低速档。 6.1.2设计要求

（1）在校核零件强度时，假设电动机的功率的97%输入传动箱，然后再输入升降机和回转器；

（2）传动箱在不更换齿轮的情况下，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；

（3）传动箱要能实现二级变速，并有简便的变速操纵机构。

6.2 传动箱的传动结构初步设计

根据传动箱的结构特点和设计要求，结合传动速度参数的规划，依照XY-5初步布置传动箱的结构，采用三根轴和三对主要齿轮副进行传动，三根轴采用相互平行的方式布置。其传动结构如图6.1所示。

6.3 主要齿轮副的设计计算及强度校核

根据对传动箱传动特点的分析并参照XY-5钻机实际工作过程中的实际传动效果，需要对三对主要传动齿轮副进行设计计算和强度校核，以确保钻机传动箱得到最优的设计。三对主要齿轮副分别是Z15和Z21、Z13和Z23、Z16和Z18。 6.3.1 齿轮副Z15和Z21的设计计算和强度校核 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按图7.1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20°。 （2）带式输送机为一般工作机器，参考表10—6【2】，选用7级精度。

（3）材料选择。由表10-1【2】，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬

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XY-6钻机回转器设计

度280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。 （4）选小齿轮齿数Z15=27，大齿轮齿数Z21=69。 2.按齿面接触疲劳强度设计

（1）由下式试计算小齿轮分度圆直径，即

d1t?32KHtT1u?1ZHZEZ?2?（?)?du[?H] 1） 确定公式中的各参数值 ①试选KHt=1.3。

②计算小齿轮传递的转矩。

T1?9550000P/n1

其中P为传到传动箱的功率，P=60?97%=58.2KW;

n?n?Z1?Z10?1500?22?26r/min?357.95r/min1Z7?Z651?47

所以 T1=9550000?58.2/357.95N?mm=1.55?106N?mm ③由表10-7【2】选取齿宽系数?d=1。 ④由图表10-20【2】查得区域系数ZH=2.5。

⑤由表10-5【2】查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。 ⑥由下式计算接触疲劳强度用重合度系数Z?： 由于

??a1?arccos[Z15cos?/(Z15?2ha)]?arccos[27?cos20?/(27?2?1)]?28.97???a2?arccos[Z21cos?/(Z21?2ha)]?arccos[69?cos20?/(69?2?1)]?24.05?Z??4???3

???[Z15(tan?a1?tan?)?Z21(tan?a2?tan?)]/2π? ?[27?(tan28.97?tan20?)?69?(tan24.05??tan20?)]/2π ?1.72 所以

4?1.72 Z???0.873

⑦计算接触疲劳许用应力??H?。

26

XY-6钻机回转器设计

由图10-25d【2】查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为?Hlim1=600MPa、

?Hllim2?550MPa。

由下式计算应力循环次数:

N1?60n1jLh?=60?357.95?1?（2?8?300?10)=1.03?109 N2?N1/u?1.03?109/(69/27)?4.03?108

由图10-23【2】查取接触疲劳寿命系数KHN1= 0.96, KHN2=0.98。 取失效概率为1％、安全系数S=1、由式（10-14）得

KHN1?Hlim10.96?600?MPa?576MPa [?H]1?S1 KHN2?Hlim20.98?550[?H]2??MPa?539MPaS1

9Pa [?H]?[?H]2?53M

取[?H]1和[?H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 2）试算小齿轮分度圆直径

d1t?32KHtT1u?1ZHZEZ?2?（?)?du[?H] 32?1.3?1.55?106（69/27）?12.5?189.8?0.872???（）mm1（69/27）539

=148.71mm （2）调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度v。

πdnπ?148.71?357.951t1v??m/s?2.79m/s60?100060000

②齿宽b。

b??dd1t?1?148.71mm?148.71mm 2）计算实际载荷系数KH

①由表10-2【2】查得使用系数KA?1。

②根据v=2.79m/s、7级精度、由图10-8【2】查得动载系数Kv?1.12。 ③齿轮的圆周力。

Ft1?2T1/d1t?2?1.55?106/148.71N?2.08?104N

KAFt1/b?1?2.08?104/148.71N/mm?139.8N/mm?100N/mm

27

XY-6钻机回转器设计

查表10-3【2】得齿间载荷分配系数KH??1.1。

④由表10-4【2】用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时， 得齿向载荷分布系数KH??1.42。 由此，得到实际载荷系数

KH?KAKVKH?KH??1?1.12?1.42?1.1?1.75 3）由下式，计算实际载荷系数所得到的分度圆直径

K1.75 d1?d1t3H?148.71?3mm?150.2mmKHt1.3 及相应的齿轮模数

m?d1/Z15?150.2/27mm?5.12mm 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由下式计算模数，即

1)确定公式中的各参数值 ①试选KFt=1.3 。

②由下式计算弯曲疲劳强度用重合度系数。

aYSa ③计算Y[F ?F]mt?32KFtT1Y?YFaYSa?()2[?F]?dz15Y??0.25?0.75???0.25?0.75?0.6861.72 由图10-17【2】查得齿形系数YFa1?2.65、YFa2?2.23。 由图10-18【2】查得应力修正系数YSa1?1.58、YSa2?1.76。 由图10-24c【2】查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 ?Flim1?500MPa、?Flim2?380MPa。

由图10-22【2】查得弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.85、KFN2?0.88。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由下式可得

KFN1?Flim10.85?500?MPa?303.57MPaS1.4K?0.88?380[?F]2?FN2Flim2?MPa?238.86MPaS1.4YFa1YSa12.65?1.58??0.0138[?F]1303.57[?F]1?

YFa2YSa22.23?1.7628

??0.0164[?F]2238.86XY-6钻机回转器设计

aYSa 因为大齿轮的Y[F大于小齿轮，所以取 ?F] 2)试算模数

=

（2）调整齿轮模数

1）计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度v。

d1?mtZ15?3.96?27mm?106.92mm

πdnπ?150.2?357.95v?11?m/s?2.81m/s 6000060000 ②齿宽b。

b??dd1?0.8?106.92mm?85.54mm ③宽高比b/h。

??h?(2h?c)mt?(2?1?0.25)?3.96mm?8.91mm b/h?85.54/8.91?9.6

2）计算实际载荷系数KF。

①根据v=2.81m/s，7级精度，由图10-8【2】查得动载系数Kv?1.1。 ②由

3YFaYSaYFa2YSa2??0.0164[?F][?F]2

mt?32KFtT1Y?YFaYSa?()2[?]?dz15F2?1.3?1.55?106?0.686?0.0164mm1?272 =3.96mm

Ft1?2T1/d1?2?1.55?106/106.92N?2.9?104N

KAFt1/b?1?2.9?104/85.54N/mm?339.02N/mm?100N/mm

29

XY-6钻机回转器设计

查表10-3【2】得齿间载荷分配系数KF??1.1。

③由表10-4【2】用插值法查得KH??1.422，结合b/h=9.6查图10-13【2】，得KF??1.34。则载荷系数为KF?KAKVKF?KF??1?1.1?1.34?1.1?1.62。 3)由下式，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

K1.62 m?mt3F?3.96?3mm?4.42mmKFt1.3

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数4.42mm，并就近圆整为标准值 m?5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1?150.2mm，算出小齿轮齿数Z15?27 ，则大齿轮齿数由传动比和小齿轮齿数决定，故取大齿轮齿数Z21?69。

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4.几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径

d1?Z15m?27?5mm?135mm d?Zm?69?5mm?345mm

（2）计算中心距

a?(d1?d2）/2?(135?345)/2mm?240mm （3）计算齿轮宽度

b??dd1?0.7?135mm?94.5mm

考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略加宽（5-10）mm，即

221b1?b?（5~10）mm?94.5?（5~10）mm?99.5~104.5mm

取b1=100mm，而大齿轮齿宽等于设计齿宽，即b2?b?94.5mm。 6.3.2 齿轮副Z13和Z23的设计计算和强度校核

为了保证回转器和升降机能够得到预先选定的转速和缠绳速度，依照已经设计的传动箱尺寸，结合变速箱的输出功率和齿轮Z15和Z21的虑到生产工艺经济性，下面对齿轮副Z13和Z23进行基本的参数选择和强度校核。 1.齿轮副Z13和Z23各参数的确定

参考表10—6【2】，齿轮副Z13和Z23仍选用7级精度，由表10-1【2】，选择

30

XY-6钻机回转器设计

齿轮Z13材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS,齿轮Z23材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。由传动方案设计得出齿轮Z13齿数Z13=53，齿轮Z23齿数Z23=39。选择其模数m=5。 2. 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径

d1?Z13m?53?5mm?265mm

d2?Z23m?39?5mm?195mm （2）计算中心距

a?(d1?d2）/2?(265?195)/2mm?230mm （3）计算齿轮宽度

b??dd1?0.6?265mm?105mm 取b1=106mm，b2?b?105mm。 3. 按齿面接触疲劳强度校核 由下式计算齿面接触疲劳强度，即

2KHT1u?1???ZHZEZ?H3 u?dd1

1）确定公式中的各参数值 ①计算齿轮Z13传递的转矩。

P/n1 T1?9550000 其中P为传到传动箱的功率，P=60?97%=58.2KW;

Z?Z22?26n1?n?110?1500?r/min?357.95r/min

Z7?Z651?47

所以 T1=9550000?58.2/357.95N?mm=1.55?106N?mm ②计算实际载荷系数KH

由表10-2【2】查得使用系数KA?1；由于圆周速度

πd1n1π?265?357.95v??m/s?4.97m/s 60?100060000

结合7级精度、由图10-8【2】查得动载系数Kv?1.13；齿轮的圆周力

Ft1?2T1/d1?2?1.55?106/265N?3.1?104NKAFt1/b?1?3.1?104/105N/mm?295.2N/mm?100N/mm 查表10-3【2】得齿间载荷分配系数KH??1.1；由表10-4【2】用插值法

31

XY-6钻机回转器设计

查得7级精度、齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH??1.45。 所以可以算的实际载荷系数

KH?KAKVKH?KH??1?1.13?1.45?1.1?1.8 ③由表10-7【2】选取齿宽系数?d=0.7。 ④由图表10-20【2】查得区域系数ZH=2.5。

⑤由表10-5【2】查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。 ⑥由下式计算接触疲劳强度用重合度系数Z?： 由于

Z??4???3??a1?arccos[Z13cos?/(Z13?2ha)]?arccos[53?cos20?/(53?2?1)]?25.1???a2?arccos[Z23cos?/(Z23?2ha)]?arccos[39?cos20?/(39?2?1)]?26.64????[Z13(tan?a1?tan?)?Z23(tan?a2?tan?)]/2π

? ?[53?(tan25.1?tan20?)?39?(tan26.64??tan20?)]/2π

?1.73

所以

4?1.73Z??0.87? 3

2)由此可算得齿轮的齿面接触疲劳强度

?H?2KHT1u?1?ZHZEZ?3u?dd12?1.8?1.55?106（53/39)?1???2.5?189.8?0.8730.7?265（53/39) ?355.97MPa 3)计算接触疲劳许用应力??H?

由图10-25d【2】查得两齿轮的接触疲劳极限分别为?Hlim1=600MPa、和

?Hlim2=550MPa。

由下式计算应力循环次数:

N1?60n1jLh?=60?357.95?1?（2?8?300?10)=1.03?109 N2?N1/u?1.03?109（/53/39）?7.58?108

由图10-23【2】查取接触疲劳寿命系数KHN1= 0.96, KHN2=0.98。 取失效概率为1％、安全系数S=1、由式（10-14）得

32

XY-6钻机回转器设计

[?H]1?[?H]2?KHN1?Hlim1SKHN2?Hlim2S?0.96?600MPa?576MPa10.98?550?MPa?539MPa1 取[?H]1和[?H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[?H]?[?H]2?539MPa

由于?H≤??H?，所以该齿轮副的接触疲劳强度满足要求。 6.3.3 齿轮副Z16和Z18的设计计算和强度校核 1. 齿轮副Z16和Z18各参数的确定

参考表10—6【2】，齿轮副Z16和Z18仍选用7级精度，由表10-1【2】，选择齿轮Z13材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS,齿轮Z23材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。由传动方案设计得出齿轮Z16齿数Z16=55，齿轮Z18齿数Z18=63。选择其模数m=5。 2. 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径

d1?Z16m?55?5mm?275mm

d2?Z18m?63?5mm?315mm （2）计算中心距

a?(d1?d2）/2?(275?315)/2mm?295mm （3）计算齿轮宽度

b??dd1?0.6?275mm?135mm 取b1=138mm，b2?b?135mm。 3. 按齿面接触疲劳强度校核

由下式计算齿面接触疲劳强度，即

2KHT1u?1?H??ZHZEZ?3 u?dd1

1）确定公式中的各参数值 ①计算齿轮Z16?55传递的转矩。

P/n1 T1?9550000 其中P为传到传动箱的功率，P=60?97%=58.2KW;

Z1?Z10?Z15?Z1622?26?27?55n?n??1500?r/min?122.28r/min1 Z7?Z6?Z21?Z1851?47?69?63

所以 T1=9550000?58.2/122.28N?mm=4.55?106N?mm

33

XY-6钻机回转器设计

②计算实际载荷系数KH

由表10-2【2】查得使用系数KA?1；由于圆周速度

πd1n1π?275?122.28v??m/s?1.76m/s 60?100060000

结合7级精度、由图10-8【2】查得动载系数Kv?1.05；齿轮的圆周力

Ft1?2T1/d1?2?4.55?106/275N?3.3?104NKAFt1/b?1?3.3?104/135N/mm?245.1N/mm?100N/mm 查表10-3【2】得齿间载荷分配系数KH??1.1；由表10-4【2】用插值法查得7级精度、齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH??1.38。 所以可以算的实际载荷系数

KH?KAKVKH?KH??1?1.05?1.38?1.1?1.59 ③由表10-7【2】选取齿宽系数?d=0.6。 ④由图10-20【2】查得区域系数ZH=2.5。

⑤由表10-5【2】查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。 ⑥由下式计算接触疲劳强度用重合度系数Z?： 由于

Z??4???3? ?a1?arccos[Z16cos?/(Z16?2ha)]?arccos[55?cos20?/(55?2?1)]?24.9?? ??arccos[Zcos?/(Z?2h)]?arccos[63?cos20?/(63?2?1)]?24.4?a21818a ???[Z16(tan?a1?tan?)?Z18(tan?a2?tan?)]/2π? ?[55?(tan24.9?tan20?)?63?(tan24.4??tan20?)]/2π

?1.78 所以

4?1.78Z??0.86? 3

2)由此可算得齿轮的齿面接触疲劳强度

?H?2KHT1u?1?ZHZEZ?u?dd132?1.59?4.55?106（63/55)?1???2.5?189.8?0.860.6?2753（63/55）34

?530.38MPaXY-6钻机回转器设计

3)计算接触疲劳许用应力??H?

由图10-25d【2】查得两齿轮的接触疲劳极限分别为?Hlim1=600MPa和

?Hlim2=550MPa。由下式计算应力循环次数:

N1?60n1jLh?=60?122.28?1?（2?8?300?10)=3.52?108 N2?N1/u?3.52?108（/63/55）?3.07?108

由图10-23【2】查取接触疲劳寿命系数KHN1= 0.97, KHN2=0.99。 取失效概率为1％、安全系数S=1、由式（10-14）得

[?H]1?[?H]2?KHN1?Hlim1SKHN2?Hlim2S?0.97?600MPa?582MPa10.99?550?MPa?544.5MPa1 取[?H]1和[?H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 [?H]?[?H]2?54.4 5MPa 由于?H≤??H?，所以该齿轮副的接触疲劳强度满足要求。

6.4 传动箱内各齿轮主要参数确定

根据传动路线设计，以及主要齿轮副的设计计算，选择各齿轮的主要设计参数，见表6—1。

6.5 轴的设计计算与强度校核

在传动箱中共有三根轴，见图6.1。其中III轴是输出轴，直接把动力输送给升降机和回转器，所受的冲击力最严重，受力形式更复杂。III轴总共输出十

表6—1 传动箱内各齿轮的主要设计参数 齿轮编号 Z13 Z14 种转速，其中八个正转速度和两个反转速度。相比较而言，当回转器立轴转速为

齿数 Z 53 29 27 模数 m 5 5 5 齿宽 b 60 55 60 变位系数 0 1.0 0 材料 40Cr 40Cr 硬度 应力角 备注 调质 调质 280HBS 20° 280HBS 20° 20CrMnTi 230HBS 20° Z15

35

XY-6钻机回转器设计

Z16 Z17 Z18 Z19 55 32 63 32 32 69 31 39 5 5 5 5 5 5 5 5 55 65 60 50 50 65 55 65 0 0.4 0 0 -1.03 0 0.6 0

40Cr 45钢 40Cr 45钢 40Cr 45钢 280HBS 20° 240HBS 20° 280HBS 20° 240HBS 20° 280HBS 20° 240HBS 20° 调质 调质 调质 调质 20CrMnTi 230HBS 20° 20CrMnTi 230HBS 20° Z20 Z21 Z22 Z23 85r/min时，III轴所受到的扭矩最大，受力形式最严峻，故以下对III轴的设计计算及强度校核均以此种工作状态进行处理。 6.5.1 III轴的设计计算及强度校核 1.求III轴上的功率P、转速n和转矩T 若取总传递效率?=0.95，则

P?60?0.95kW?57kW 又

n?1500?22?26?27?55r/min?122.28r/min51?47?69?63 于是 P57T?9550000?9550000?N?mm?4.45?106N?mm n122.282.求作用在齿轮上的力 III轴结构图如图6.2所示

轴上齿轮Z18是直齿圆柱齿轮，为动力输入齿轮，齿轮Z24为圆弧锥齿轮，是动力输出齿轮。由齿轮设计可知齿轮Z18的模数为5mm，齿数为63，所以其分度圆直径为d1=5?63mm=315mm，故齿轮Z18所受到的力为

36

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