【正文】 。該設(shè)計的產(chǎn)品是一個新型號，能滿足200米鉆探的所有要求，彌補(bǔ)了原150米、100米、75米等不能滿足的鉆探缺陷。 市場可行性分析 一個產(chǎn)品開發(fā)出來沒有市場那將是一個廢品。結(jié)合工廠實際生產(chǎn)能力，包括工廠設(shè)備條件，技術(shù)條件和工人的操作技術(shù)能力，綜合給出了設(shè)計要求。 所以F2≥Q/f=32500/=65000(N) 碟型彈簧的軸向推力 此處省略 卡瓦對鉆桿的夾緊力卡瓦對鉆桿的夾緊力F2必須滿足下式： F2當(dāng)松開卡盤時，是依靠加入卡盤油缸中的壓力油克服碟型彈簧的彈力，并壓縮碟型彈簧，迫使活塞及移動套下移，由于移動套離開了卡瓦，主軸上的漲環(huán)的張力將卡瓦彈回到圓錐面外徑的位置，完成松開鉆桿的動作。 實現(xiàn)夾持器對鉆桿的夾緊動作。 實現(xiàn)鉆機(jī)鉆進(jìn)時給進(jìn)的動作。在上述的各種較核中，均較核的最危險的截面，所以在整體上更能滿足各項要求。對軸進(jìn)行校驗，扭轉(zhuǎn)校核：求出軸的抗扭截面系數(shù)由表154的計算公式有：扭矩則有 ＝305931/61915＝ 遠(yuǎn)小于＝30所以滿足扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度要求。計算C點所需的最小軸徑：該軸主要受扭矩，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計算：軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為：式中 —扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 單位為 T—軸所受的扭矩，單位為 —軸的扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)，單位為mm3 n—軸的轉(zhuǎn)速，單位為r/min —軸傳遞的功率，單位為kW ——計算截面處軸的直徑，單位為mm ——許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，單位為 由上可得軸的直徑對于空心軸則即空心軸的內(nèi)徑與外徑之比。當(dāng)軸交角＝90176。 軸徑的估算齒輪中點出分度圓上的切向力 齒寬中點處的徑向力主動論 從動輪 齒寬中點處的軸向力主動論 從動輪 注：當(dāng) 表示的徑向力指向目標(biāo)軸線方向，當(dāng)時相反。即齒輪按接觸疲勞強(qiáng)度校核滿足要求。m2344681170 1. 齒輪校核公式按接觸強(qiáng)度校核計算，計算接觸應(yīng)力： （8—2）許用應(yīng)力： （8—3） 式中 —節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖14327 ＝（機(jī)械設(shè)計手冊 四版三卷）；—彈性系數(shù) 由表141105 知＝；—接觸強(qiáng)度計算的重合度系數(shù) 由表14330 ＝；—接觸強(qiáng)度計算的螺旋角系數(shù) ＝＝；—接觸強(qiáng)度計算的錐齒輪系數(shù) ＝；—使用系數(shù) ＝；—動載系數(shù) ＝；—接觸強(qiáng)度計算的齒向載荷分布系數(shù) ＝；—接觸強(qiáng)度計算的齒向載荷分配系數(shù) ＝；—傳動比 ＝；—接觸強(qiáng)度計算的有效齒寬 ＝＝34mm；—小齒輪分度圓直徑 ＝120mm；—作用在錐齒輪中點端面分度圓上的名義切向力＝2000T1/＝2000ⅹ576/120＝9610 N；—試驗齒輪的接觸疲勞極限 ＝1200；—接觸疲勞的最小安全系數(shù) ＝；—潤滑劑系數(shù) 查圖14127 ＝；—速度系數(shù) ＝ 查圖14128 ＝；—粗糙度系數(shù) ＝；—溫度系數(shù) ＝。 零部件的強(qiáng)度與壽命計算Z10與Z11的主要參數(shù)見表8－2。齒寬系數(shù)終點模數(shù)中點法向模數(shù)齒寬中點螺旋角35176。其他相關(guān)參數(shù)如表8－1，8－2所示：表8－1名稱小弧錐齒Z10大弧錐齒Z11分錐角176?！踩禂?shù) 1～ 取＝；u—傳動比也為齒數(shù)比 u=20/39；T1—所受轉(zhuǎn)距；K —使用系數(shù) 取K＝。 回轉(zhuǎn)器的弧齒錐齒輪副設(shè)計 弧齒錐齒輪參數(shù)設(shè)計錐齒輪傳動的主要尺寸可用類比法或按傳動方式來確定。離開孔口采用開箱式，簡單可靠，減輕鉆機(jī)重量。其特點是：回轉(zhuǎn)器尺寸小、緊湊。第8章 回轉(zhuǎn)器的設(shè)計 回轉(zhuǎn)器的結(jié)構(gòu)特點 回轉(zhuǎn)器的結(jié)構(gòu)附錄圖5所示，是由本體、立軸、立軸導(dǎo)管、弧齒錐齒輪等組成。KHα表7—2序號參數(shù)名稱參數(shù)符號參數(shù)值1工況系數(shù)KA2動載系數(shù)KV13齒間載荷分配系數(shù)KHα4齒向載荷分配系數(shù)KHβ15節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH6彈系數(shù)ZE7重合度系數(shù)Zε8螺旋角系數(shù)Zβ19壽命系數(shù)ZN1，ZN2，10最小安全系數(shù)SHmin，SFmin1，11潤滑劑系數(shù)ZL112速度系數(shù)ZV13粗糙度系數(shù)ZR14齒面工作硬化系數(shù)ZW115尺寸系數(shù)ZX116傳動比U17齒寬B22mm根據(jù)軸的材料，查閱相關(guān)資料可得 載荷系數(shù)K= KA表7—1 齒輪Z1Z15的主要幾何參數(shù)齒輪齒數(shù)Z模數(shù)m變位系數(shù)Xn材料硬度HRCZ1418320CrMnTi5762Z1518320CrMnTi5762 絞車卷筒轉(zhuǎn)速和提升速度計算,各種轉(zhuǎn)速計算如下第Ⅰ檔: = =第Ⅱ檔: Ⅱ =第Ⅲ檔:Ⅲ =，即提升速度進(jìn)行了計算，現(xiàn)加上提升力總結(jié)于表7—1中。 主要參數(shù)的選擇 絞車性能參數(shù)根據(jù)GB1102－74標(biāo)準(zhǔn)，選定鋼絲繩直徑如下：外徑：=總斷面積：=總破斷力：=47300N抗拉強(qiáng)度：=1700Mpa繩型：繩637（纖維芯）卷筒內(nèi)徑：＝140mm卷筒外徑：＝243mm卷筒有效長度：L0＝100mm容繩長度：式中：——每層鋼絲繩圈數(shù) ＝11 ——每層纏繩長度之和，共6層，m 在絞車中，行星齒輪的外嚙合為重要齒輪副，只計算齒輪Z1Z15的幾何參數(shù)。在結(jié)構(gòu)上選擇常用的固定輪系的行星式傳動絞車，其特點是：結(jié)構(gòu)簡單而緊湊，傳動裝置兼起離合作用，并有過載保護(hù)作用；傳動功率大，效率高。⑴水平方向受力N N⑵垂直方向受力N N（3）當(dāng)量轉(zhuǎn)矩計算如下 軸徑的校核Z4齒根圓直徑計算：mmⅢ軸最小軸徑計算：Ⅲ=mm故 Ⅲ,滿足要求。軸的受力簡圖如圖6—1。= 2. 計算軸受到的支承反力由于軸的轉(zhuǎn)速處于最低時所受到的力和轉(zhuǎn)矩最大，所以以第一檔轉(zhuǎn)速時的受力情況為條件進(jìn)行計算。表6—3 Ⅲ軸的各檔轉(zhuǎn)速及其傳遞的功率、轉(zhuǎn)矩速度序號轉(zhuǎn)速（r/min）傳遞功率(KW)傳遞轉(zhuǎn)矩(N 已知條件：材料40Cr，調(diào)質(zhì)處理。 Ⅲ軸共有7種工作狀態(tài)，向回轉(zhuǎn)器傳遞4種狀態(tài)的動力，驅(qū)動絞車的3種轉(zhuǎn)速。 軸的強(qiáng)度計算與校核 在變速箱中共有三根軸，其中Ⅲ軸相對尺寸直徑小，長度大，所受到的力多。 主要齒輪副的強(qiáng)度設(shè)計計算與校核 現(xiàn)選擇變速箱中重要傳動軸Ⅲ軸上的ZZ4齒輪副為例進(jìn)行齒輪副的強(qiáng)度設(shè)計計算和校核。Z7472540Cr40—5020186。Z528425040Cr40—5020186。Z319430020CrMnTi57—6220186。表6—2 變速箱內(nèi)齒輪的主要設(shè)計參數(shù)齒輪編號齒數(shù)Z模數(shù)m齒寬b變 位系數(shù)Xn材料硬度RC應(yīng)力角備注Z12544040Cr40—5020186。 《機(jī)械設(shè)計手冊》（化學(xué)工業(yè)出版社）計算的。其具體特點是： ，箱體呈扁平狀，有利于降低鉆機(jī)的高度，齒輪Z4即使移動齒輪又是結(jié)合子，因此結(jié)構(gòu)緊湊； 、分動相結(jié)合，減少了零件的數(shù)目，有效利用變速箱內(nèi)的空間； ，操縱靈活可靠，每個移動齒輪單獨控制，并有互鎖裝置，這種互鎖裝置安全可靠，結(jié)構(gòu)簡單； ，減少了齒輪的受力。第6章 變速箱的設(shè)計與計算 變速箱的結(jié)構(gòu)特點及設(shè)計要求 結(jié)構(gòu)特點 變速箱的結(jié)構(gòu)有變速部分、分動部分、操縱部分和箱體組成。故 =同樣方法可以得到:m/s m/s (計算從略)考慮到皮帶、軸承、齒輪等的效率，確定絞車提升速度分別為：＝ =。本機(jī)選用120～600r/min，即適合合金鉆頭鉆進(jìn)，由適合金剛石鉆頭鉆進(jìn)。 絞車為了減輕鉆機(jī)重量，不使動力機(jī)過大，絞車的纏繩速度不宜過高，基本上采用低速，～。 表4—1 各種類型巖層的抗壓強(qiáng)度 （N/cm2）巖 石 名 稱抗 壓 強(qiáng) 度粘土、頁巖、片狀砂巖4000石灰?guī)r、砂巖8000大理石、石灰?guī)r10000堅硬的石灰?guī)r、頁巖12000黃鐵況、磁鐵礦14000煤2000 表4—2 電機(jī)功率選擇計算功率N（KW） 轉(zhuǎn)速r/min抗壓強(qiáng)度δ(N/cm2)120240350600N1200040008000100001200014000N2200040008000100001200014000N3N回轉(zhuǎn)器(N1+N2+N3)200040008000100001200014000N油泵N(N油+N回）200040008000100001200014000=N/=第5章 機(jī)械傳動系統(tǒng)設(shè)計 主要參數(shù)的選擇 變速箱參考國內(nèi)外現(xiàn)有小型鉆機(jī)的轉(zhuǎn)速系列，本機(jī)采用了不規(guī)則排列的中間轉(zhuǎn)速系列。 動力機(jī)功率的確定通過上述的計算說明，立軸鉆進(jìn)時給進(jìn)所需功率很小，而且油泵滿負(fù)荷工作時一般是立軸停止轉(zhuǎn)動狀態(tài)，液壓卡盤松開時，必須停止鉆進(jìn)。 給進(jìn)油缸所需功率的計算 給進(jìn)油缸的基本參數(shù)1. 給進(jìn)油缸的基本參數(shù) ⑴給進(jìn)油缸的數(shù)量 ＝2 ⑵油缸直徑 ＝60mm⑶活塞桿直徑 ＝30mm⑷活塞桿有效行程 ＝500mm⑸油缸面積 ＝2826mm2⑹活塞桿面積 ＝ ⑺有效面積 ＝ 油缸工作壓力的計算⑴鉆機(jī)鉆打水平孔時，油缸的最大推力為：式中：—油缸最大推力 —孔底最大壓力 C＝13345N —鉆桿與孔壁間的摩擦力式中：—鉆桿單位長度重量 ＝ —鉆桿長度 ＝200m —摩擦系數(shù) ＝N故 N⑵油泵的工作壓力 油泵最大工作流量計算⑴油缸回程時的最大容油量:L⑵油缸送進(jìn)時的最大容油量:L ⑶當(dāng)選用立軸的鉆進(jìn)速度=,立軸送進(jìn)時每分鐘所需的油量為:L/min⑷,則回程所需油量為:L/min 給進(jìn)油缸功率計算根據(jù)以上的計算，可以得到給進(jìn)油缸的功率：KW 油泵滿負(fù)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,最大壓力12MPa)。 —回轉(zhuǎn)鉆桿所需功率(KW)當(dāng)200r/min時當(dāng)n200r/min時 式中：—孔深 ， 硬質(zhì)合金鉆進(jìn)時，?。?00000mm 金剛石鉆進(jìn)時，?。?5000mm —鉆桿直徑 取=50mm —立軸轉(zhuǎn)速。4. 立軸轉(zhuǎn)速 12350、600r/mm5. 立軸行程