【正文】 鉆具與巖石直間的摩擦系數(shù) f= e側(cè)摩擦系數(shù) e= R鉆頭外圓半徑 R=200cm r鉆頭內(nèi)孔半徑 r=0cm3. N3= 　　　(當(dāng)n200r/min時(shí)) 式中： L孔深 取L=8000mm d鉆桿直徑 d=100mm γ沖洗液比重 γ=將上述參數(shù)及轉(zhuǎn)盤(pán)的不同轉(zhuǎn)速分別代入以上各式，所得值列表 3—2中。表 3 1巖 石 名 稱(chēng)抗 壓 強(qiáng) 度 δ（N/cm2）大理石、石灰?guī)r1000煤2000粘土、頁(yè)巖、片狀砂巖4000表 3 2N (KW)或C(N/cm2 )13r/min17 r/min21 r/minN1100020004000N2100020004000N3N回100020004000N (KW)或C(N/cm2 )26r/min42 r/min52r/minN1100020004000N2100020004000N3N回100020004000 當(dāng)攤鋪機(jī)進(jìn)行沖擊鉆進(jìn)時(shí)功率計(jì)算沖擊卷?yè)P(yáng)機(jī)的提升能力為 60KN提升速度 V（m/s） 所需功率 P=FV P (KW) 為 24 30 36變速器的傳遞效率η=所需電機(jī)的功率 ==45KW鉆進(jìn)時(shí)所需的最大功率為 KW沖擊時(shí)，轉(zhuǎn)盤(pán)不工作，按鉆進(jìn)時(shí)選擇電機(jī) P=55KW。第4章 帶輪選擇軸轉(zhuǎn)速 r/min ,電機(jī)轉(zhuǎn)速 1480 r/min, 每天工作16 小時(shí)以上，=55KW1. 設(shè)計(jì)功率 = 查：工況系數(shù)= =55=88KW2. 選定帶型 根據(jù)=88KW =1480 r/min確定帶型為 C型 =200～315mm3. 傳動(dòng)比 i==4. 小帶輪直徑 =355 mm 大帶輪直徑 =355i = mm 取 = 630 mm5. 軸的實(shí)際轉(zhuǎn)速 === r/min6. 帶速 V = = = m/s7. 初定軸間距 = 1500 mm8. 所需基準(zhǔn)長(zhǎng)度 = 2+（+）+ =21500 + = mm 查取 =4500 mm9. 實(shí)際軸間距 取 = mm10. 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(dòng)比的影響，額定功率的增量 12. V帶的根數(shù)Z = ——小帶輪包角修正系數(shù) = ——帶長(zhǎng)修正系數(shù) = = 取 Z= 6根13. 單根V帶預(yù)緊力 m ——帶的每米質(zhì)量 m= = N 第5章 變速箱的設(shè)計(jì)與計(jì)算 變速箱的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)變速箱為二軸一級(jí)變速箱，有三擋變速，由單、雙聯(lián)齒輪滑移實(shí)現(xiàn)變速。變速箱內(nèi)有正、反轉(zhuǎn)裝置，由雙向牙嵌離合器實(shí)現(xiàn)，單向牙嵌離合器實(shí)現(xiàn)卷?yè)P(yáng)機(jī)離合。 結(jié) 構(gòu) 計(jì) 算 初步選定轉(zhuǎn)盤(pán)所需的轉(zhuǎn)速為：12365減速器有兩擋減速，傳動(dòng)比為 再由轉(zhuǎn)盤(pán)轉(zhuǎn)速可知，變速器的處定轉(zhuǎn)速為101524303365160250500160250500由表可知變速箱輸出轉(zhuǎn)速 (r/min) :160、250、500 選定變速箱公比：=在變速箱中錐齒輪降速，二軸的轉(zhuǎn)速為（r/min） ： 500=630 250=315 160=202確定一軸最高轉(zhuǎn)速為：=630= r/min確定一軸其余傳動(dòng)比為： = = = = = = 按彎曲強(qiáng)度確定齒輪模數(shù) 由公式 式中： k ——載荷系數(shù)，一般取 k=～2 取 k= ——小齒輪傳遞的額定轉(zhuǎn)矩 NM = r/min ——復(fù)合齒形系數(shù) 取 = ——齒寬系數(shù) 取 =20 ——小齒輪齒數(shù) 試取 =19 ——許用彎曲應(yīng)力 = ——齒輪選用氣體滲碳處理的許用應(yīng)力取=1300 ——接觸強(qiáng)度計(jì)算的最小安全系數(shù) 取 = = = 1300/ = N/計(jì)算 = 試取 m = 4 mm 按接觸強(qiáng)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(shù) 取 K = 。 ——小齒輪傳遞的額定轉(zhuǎn)矩（Nm）。 u—— 齒數(shù)比 u= ——齒寬系數(shù) = ——許用接觸應(yīng)力 = —— 實(shí)驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力（N/） 取 = 1300 ——接觸強(qiáng)度計(jì)算的最小安全系數(shù) 取 = = = = N/計(jì)算= 766 = mm =419= 76 mm經(jīng)計(jì)算，齒輪可用。 齒寬的確定 由公式 已知 =20 = 19 = = 由公式 式中 b ——齒寬 ——齒輪分度圓直徑 =419= 76mm = 76 = 80 mm 齒輪齒數(shù)確定傳動(dòng)比 齒數(shù)和 s = 95 425327 68 1976 計(jì)算齒輪相關(guān)參數(shù)、確定各齒輪詳見(jiàn)表 中心距 = mm齒輪齒數(shù)模數(shù) 分度圓直徑齒頂高齒根高全齒高齒頂圓直徑齒根圓直徑19476459846676430445931229427410845911698684272459280262424168459276158534212459220202 錐齒輪計(jì)算 初步計(jì)算 由設(shè)計(jì)公式 得 載荷系數(shù) K= 齒數(shù)比 估算時(shí)的齒輪許用接觸應(yīng)力 估算結(jié)果 mm 幾何計(jì)算（1） 齒數(shù) 取 =48 =48= 取 =60 實(shí)際齒數(shù)比為 = =（2） 分錐角 ==176。 （3） 大端模數(shù) = mm 取 =5 mm（4） 分度圓直徑 = =548=240 mm = =560=300 mm（5） 外錐距 = （6） 齒寬系數(shù) 取 = b == mm 取 b=55 mm 實(shí)際齒寬系數(shù) =（7） 中點(diǎn)模數(shù) =（）= mm 中點(diǎn)分度圓直徑 == mm = mm（8） 切向變位系數(shù) =0 =0 高變位系數(shù) =0 =0（9） 頂隙 5 =1 mm (GB123691990)（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 ==176。 = 176。（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(dāng)量齒數(shù) 當(dāng)量齒輪分度圓直徑 當(dāng)量齒輪頂圓直徑 mm當(dāng)量齒輪根圓直徑 當(dāng)量齒輪傳動(dòng)中心距 當(dāng)量齒輪基圓齒距 （17） 嚙合線(xiàn)長(zhǎng)度 = mm（18） 端面重合度 （19） 齒中部接觸線(xiàn)長(zhǎng)度 齒中部接觸線(xiàn)的投影長(zhǎng)度 齒 輪 校 驗(yàn)經(jīng)設(shè)計(jì)可知，齒輪、在較高的轉(zhuǎn)速下工作，承受較大的載荷，在變速過(guò)程中又受較小的沖擊，故校驗(yàn)齒輪、。 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(zhuǎn)矩 d ——齒輪分度圓直徑 d=304mm 額定圓周力 齒輪傳動(dòng)齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件： （1）由公式 得： 式中：——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 取= ——材料彈性系數(shù) 取= ——接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度與螺旋角系數(shù) 取=1 ——齒寬（mm） b=80 mm ——小齒輪分度圓直徑（mm） =76 mm ——傳動(dòng)比 = ——使用系數(shù) 取 = ——?jiǎng)虞d系數(shù) = 式中 、—— 齒輪精度系數(shù) 7級(jí)精度= =——小齒輪齒數(shù) =19 ——圓周速度 =nr== = 取 = ——齒向載荷分布系數(shù) = = 取 = ——齒間載荷分配系數(shù) 取= 計(jì)算應(yīng)力 = N/ （2）許用應(yīng)力計(jì)算由公式 式中 ——許用接觸應(yīng)力 （N/） ——實(shí)驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力 （） = 1300 ——接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命 取= ——潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) 取 = ——工作硬化系數(shù) 取 = ——接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù) 取 = ——接觸強(qiáng)度最小安全系數(shù) 取 = 計(jì)算許用應(yīng)力 故安全，可用。 齒輪傳動(dòng)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算 強(qiáng)度條件 （1） 由公式 得： 式中 ——計(jì)算彎曲應(yīng)力 （） ——法面模數(shù) （mm） ——齒向載荷分布系數(shù) = = ——齒間載荷分配系數(shù) = = ——復(fù)合齒形系數(shù) 取= ——抗彎強(qiáng)度計(jì)算的重合度與螺旋角系數(shù) =計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度 = （2） 許用應(yīng)力 式中 ——許用彎曲應(yīng)力 （） ——齒輪材料的彎曲疲勞強(qiáng)度基本值 （） 取 = 800 ——抗彎強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù) 取 = ——相對(duì)齒根圓角敏感性系數(shù) 取 = ——相對(duì)表面狀況系數(shù) 取 = 1 ——抗彎強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù) 取 = ——彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù) 取 =許用彎曲應(yīng)力