畢業(yè)設(shè)計 正反循環(huán)鉆機設(shè)計

1、摘要隨著我國基本建設(shè)的不斷加速，正反循環(huán)鉆機由于其成本低廉、市場需求旺盛、盈利能力強而受到很多企業(yè)追捧。4萬億基礎(chǔ)建設(shè)投資的逐步到位，其中公路、鐵路建設(shè)占大部分比例，這也為正反循環(huán)鉆機提供了廣闊的市場需求。 從國內(nèi)外的現(xiàn)狀來分析，正反循環(huán)鉆機在以下幾方面還存在著問題：第一，現(xiàn)有回轉(zhuǎn)式反循環(huán)鉆機成孔直徑小，一般都在1米以下。由于鐵路、公路、橋梁建設(shè)要求的樁孔直徑大都在1米以上，這極大的限制了正反循環(huán)鉆機的使用范圍。第二，現(xiàn)有回轉(zhuǎn)式反循環(huán)鉆機多采用重錘加壓，只適用于較軟的土層，無法適用于巖層較復(fù)雜的地形。針對以上幾方面問題，本文對正反循環(huán)鉆機的鉆進(jìn)性能做了改進(jìn)，主要包括以下兩反面內(nèi)容：第一，動力頭

2、采用漸開線行星齒輪傳動，在提高鉆進(jìn)性能（最大成孔直徑可達(dá)2m，最大鉆孔深度可達(dá)80m）的同時，保證了動力頭的緊湊性、對稱性，這有利于保證樁孔的垂直度。第二，采用了縱向進(jìn)給機構(gòu)，大大提高了鉆進(jìn)性能（可鉆進(jìn)f2級的巖土）。該機構(gòu)由帶小功率電機的卷揚機和滑輪組組成，可實現(xiàn)微速進(jìn)給、快速提升，大大提高了成孔質(zhì)量和成孔效率。另外，本鉆機采用全電力驅(qū)動，有利于實現(xiàn)速度控制。本文主要內(nèi)容包括正反循環(huán)鉆機的總體設(shè)計、動力頭的設(shè)計、起升/進(jìn)給機構(gòu)的設(shè)計以及配套設(shè)備的選型。1緒論1.1 引言正反循環(huán)樁孔鉆機是在傳統(tǒng)無循環(huán)成孔鉆機的基礎(chǔ)上發(fā)展起來的新機型。該機將傳統(tǒng)的無循環(huán)鉆進(jìn)工藝改成先進(jìn)的反循環(huán)鉆進(jìn)工藝，克服了無

3、循環(huán)鉆進(jìn)造成的孔底重復(fù)破碎的致命弱點，使鉆效提高數(shù)倍之多，給成孔鉆機注入了新的活力。同時該鉆機又保留了沖擊鉆機結(jié)構(gòu)簡單、可靠、操作維修方便的優(yōu)點。在目前灌注樁施工中取得較好的效果，使這種鉆機在巖土鉆掘的領(lǐng)域中占有重要的一席之地。沖擊反循環(huán)多采用泵吸反循環(huán)方式，也可采用氣舉反循環(huán)，前者配砂石泵，后者配空壓機。1.2 課題研究的意義及目的近幾年，隨著我國基本建設(shè)的不斷加速，反循環(huán)鉆機由于其成本低廉、市場需求旺盛、盈利能力強而受到很多企業(yè)追捧。正反循環(huán)樁孔鉆機是在傳統(tǒng)無循環(huán)成孔鉆機的基礎(chǔ)上發(fā)展起來的新機型。該機將傳統(tǒng)的無循環(huán)鉆進(jìn)工藝改成先進(jìn)的反循環(huán)鉆進(jìn)工藝，克服了無循環(huán)鉆進(jìn)造成的孔底重復(fù)破碎的致命弱

4、點，使鉆效提高數(shù)倍之多，給成孔鉆機注入了新的活力。該類鉆機主要適于砂土、粘性土、粉質(zhì)土等土層施工，在灌注樁基礎(chǔ)加固等多種地基基礎(chǔ)施工中得到廣泛應(yīng)用。 總之，我國基礎(chǔ)建設(shè)特別是高鐵建設(shè)為樁工機械行業(yè)提供了巨大的發(fā)展空間，也對樁工機械企業(yè)及其產(chǎn)品提出了更高的要求。對于旋挖鉆機的研究能夠促進(jìn)樁工機械行業(yè)的發(fā)展，為我國未來幾年的基礎(chǔ)建設(shè)提供了物質(zhì)保障。1.3國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及存在的問題 意大利馬塞倫蒂公司生產(chǎn)的機械式mr-2型反循環(huán)鉆機是一種拖車裝鉆機。采用卷揚沖擊方式，沖擊鉆進(jìn)時由兩臺同步卷揚機提落鉆頭來完成。為確保兩臺卷揚機同步，配有補償機構(gòu)，采用泵吸反循環(huán)方式。日本神戶制鋼生產(chǎn)的kpc-1200型

5、沖擊反循環(huán)鉆機采用液壓驅(qū)動方式，由液壓馬達(dá)通過傳動裝置分別帶動提排渣管的卷筒卷揚機和沖擊鉆進(jìn)用的雙筒同步卷揚機，用離合器的離合進(jìn)行沖擊，通過自動控制裝置可自動調(diào)節(jié)沖擊行程和次數(shù)。排渣方式以氣舉反循環(huán)為主。沖擊鉆進(jìn)時用套管跟進(jìn)護(hù)壁。國內(nèi)技術(shù)現(xiàn)狀：目前國內(nèi)生產(chǎn)循環(huán)鉆機廠商主要有上海探礦機械廠、山東探礦機械廠、黃海機械廠。上海探礦機械廠gps系列產(chǎn)品以機械傳動、重錘加壓、砂石泵反循環(huán)排渣為主要特點占據(jù)半壁江山，曾研發(fā)沖擊與回轉(zhuǎn)一體化鉆機未果。國產(chǎn)循環(huán)鉆機存在的主要問題如下： 現(xiàn)有回轉(zhuǎn)式反循環(huán)鉆機成孔直徑小，一般都在1米以下。由于鐵路、公路、橋梁建設(shè)要求的樁孔直徑大都在1米以上，這極大的限制了正反循環(huán)

6、鉆機的使用范圍?，F(xiàn)有回轉(zhuǎn)式反循環(huán)鉆機多采用重錘加壓，只適用于較軟的土層，無法適用于巖層較復(fù)雜的地形。 產(chǎn)品模仿甚至抄襲現(xiàn)象嚴(yán)重，創(chuàng)新不足，缺少自己的特點，銷售上只能拼價格。旋挖鉆機對資金和技術(shù)的要求都非常高，有的企業(yè)不愿意在技術(shù)上投入，只看到眼前利益，這樣的企業(yè)也許在市場高峰時能賺到錢，但不可能長久。 國產(chǎn)配套件的質(zhì)量應(yīng)進(jìn)一步提高，如鉆桿、鉆具。遇到堅硬地層施工困難，像鄭西線的某些地層有大量卵石，國產(chǎn)鉆機與國外鉆機相比差距很明顯，鉆具問題需要主機廠與配套件廠聯(lián)合攻關(guān)。 施工配套工藝工法研究不夠。我國地域遼闊，在南方較軟地區(qū)或在含有大量卵石地層，單一旋挖鉆機成孔困難，需要一些其他設(shè)備配合才能施工

7、。國外廣泛使用套管式鉆機配合施工，國內(nèi)可采用振動樁錘沉拔大深度鋼護(hù)筒配合施工。2 正反循環(huán)鉆機總體設(shè)計2.1總體功能原理設(shè)計2.1.1 設(shè)計題目分析表2-1 設(shè)計題目分析與分析結(jié)果一覽表分類層次目標(biāo)系統(tǒng)類屬基本功能基本約束基本難點一級分類樁機打樁打入或鉆進(jìn)性能1鉆進(jìn)性能2鉆桿垂直度的調(diào)節(jié)3鉆進(jìn)深度、穩(wěn)定性與行駛輪廓尺寸的矛盾二級分類回轉(zhuǎn)成孔樁機回轉(zhuǎn)成孔起升變幅鉆進(jìn)性能起重性能鉆桿垂直度回轉(zhuǎn)扭矩三級分類正反循環(huán)鉆機泥漿護(hù)壁鉆桿、動力頭密封四級分類流動式正反循環(huán)鉆機底盤支腿行駛性能行駛輪廓尺寸表2-2 難點分析與對策一覽表難點鉆進(jìn)性能鉆桿垂直度調(diào)節(jié)鉆進(jìn)深度與行駛輪廓尺寸的矛盾明確問題地質(zhì)情況復(fù)雜；

8、不同的建筑工程對樁孔深、孔徑有著不同的要求。成孔的垂直度是影響成孔質(zhì)量好壞的重要因素；如今，建筑工程對樁基質(zhì)量要求越來越高xz15鉆機鉆進(jìn)最大深度為60m，要求鉆架高度12m，影響車輛行駛長度；支腿寬度影響車輛行駛寬度。尋找線索增大動力頭的扭矩；提高鉆具的切削性能；電液比例伺服控制系統(tǒng)。自動垂直調(diào)平系統(tǒng)拆裝式結(jié)構(gòu)折疊式結(jié)構(gòu)伸縮式結(jié)構(gòu)對策提高動力頭扭矩，加壓進(jìn)給自動垂直調(diào)平系統(tǒng)拆裝式、伸縮式結(jié)構(gòu)2.1.2 功能模塊分析表2-3 功能模塊劃分與可能形態(tài)陣行向量縮減一覽表行號功能模塊行向量元素取舍說明1鉆進(jìn)回轉(zhuǎn)振動沖擊縱向加壓優(yōu)點：口徑大缺點：無法鉆進(jìn)較硬的巖層2起升繩輪+繩筒續(xù)表行號功能模塊行向量

9、元素取舍說明3變幅伸縮擺臂（撓）擺臂（剛）限值帶載伸縮加大伸縮載荷臂架受力不好4底盤履帶式汽車式高速公路禁行越野性能有限5支腿蛙式x式h式折疊式輻射式跨距有限適應(yīng)性差布置空間有限布置空間有限2.1.3 總體功能原理方案圖2-1 總體功能原理圖2.2總體技術(shù)任務(wù)擬定2.2.1非量化指標(biāo)表2-4 本機的功能與構(gòu)造非量化指標(biāo)一覽表（摘選）分功能與構(gòu)造滿足條件補充條件鉆進(jìn)動力頭轉(zhuǎn)速，縱向加壓、調(diào)速，緊急制動起升升，停，制動變幅升，降，停防止載荷拖動支腿適應(yīng)性強，易于調(diào)平防止非操縱動作底盤穩(wěn)定性其他備選副卷揚機，泥漿泵或注水泵2.2.2 量化指標(biāo)類比同類產(chǎn)品，按照國家標(biāo)準(zhǔn)，應(yīng)當(dāng)實現(xiàn)以下參數(shù)。表2-5 鉆

10、進(jìn)作業(yè)能力參數(shù)最大鉆孔直徑dmax 2m動力頭最大扭矩tmax 23.5knm最大鉆孔深度lmax 80m最大回轉(zhuǎn)速度nmax 15r/min最大推進(jìn)力66kn最大推進(jìn)速度10mm/min泥漿泵流量200m3h泥漿泵揚程26m每節(jié)鉆桿長度2m每節(jié)鉆桿重量100kg表2-6 起升作業(yè)能力參數(shù)最大提拉力66kn最大起升速度0.17m/s表2-7 行駛與通過性能參數(shù)行駛最高車速2km/h行駛自重20t總長7205mm總寬2985mm總高3740mm2.3總體驅(qū)動方案設(shè)計2.3.1功率估算1) 初始參數(shù)的選定 采用有鉆桿回轉(zhuǎn)鉆進(jìn)的鉆機，其鉆機的能力參數(shù)包括：鉆進(jìn)孔深、鉆孔直徑、鉆桿直徑和鉆孔傾角。這些

11、參數(shù)表明了鉆機可以完成的鉆孔結(jié)構(gòu)，同時反映出鉆機的鉆進(jìn)能力和使用的范圍。 最大鉆孔深度lmax根據(jù)實際情況，結(jié)合市場需求，選取最大鉆孔深度為80m。 最大鉆孔直徑dmax根據(jù)實際情況，結(jié)合市場需求，選取最大鉆孔直徑為2m。 鉆桿直徑dz與長度l鉆桿直徑大小與孔深、孔徑、轉(zhuǎn)速和傳遞功率大小有關(guān)。一般鉆孔越深，直徑越大，所用鉆桿的直徑也越大。如果鉆孔直徑大，而采用的鉆桿直徑小，鉆桿在鉆孔中的彎曲度增加，工作條件惡化，不僅影響鉆進(jìn)速度和質(zhì)量，而且也容易引起孔內(nèi)事故，特別是在高轉(zhuǎn)速的情況下，更加容易導(dǎo)致以上情況的發(fā)生。因此，根據(jù)鉆桿的轉(zhuǎn)速高低，鉆桿直徑與鉆孔直徑應(yīng)有合理的級配關(guān)系。目前，我國鉆桿直徑與

12、鉆孔直徑的級配關(guān)系大致如下表2-8（文獻(xiàn)1）所列。表2-8 鉆桿直徑與鉆孔直徑的級配關(guān)系鉆孔類別巖心探空水文孔水井孔工程樁孔鉆進(jìn)方法鋼粒鉆進(jìn)合金鉆進(jìn)金剛石鉆進(jìn)以合金為主以合金為主以合金為主級配(d/d)2.82.21.12.02.54610根據(jù)實際情況，d取1.5m，d/d取6.8，得dz = 1500/6.8 = 219.6mm。查文獻(xiàn)7表2-120選用無縫鋼管，其直徑為dz=219mm，壁厚=6mm 根據(jù)實際情況，取鉆桿長度l = 2000mm2) 功率估算 動力頭功率動力頭輸出軸所需的功率pz由鉆頭在孔底破碎巖石所消耗的功率pp，及回轉(zhuǎn)鉆桿所消耗的功率pg所組成。 pp=px+pm pp

13、孔底破碎巖石所需的功率 px鉆頭切削巖石所需的功率 pm鉆頭與孔底、孔壁摩擦所消耗的功率 切削巖石所需功率px鉆頭切削巖石所需的功率可根據(jù)切削原理推導(dǎo)出下面的計算公式： px(kw)=mmpahcm0.75nr/minfcm23104 單向壓縮情況下，巖石的抗壓強度極限(見參考文獻(xiàn)表1-10)；m鉆頭上硬質(zhì)合金的組數(shù)或刮刀數(shù)目；n鉆頭的轉(zhuǎn)速；f孔底碎巖面積；d、d鉆頭的外徑及內(nèi)徑；h每組合金或每片刮刀每轉(zhuǎn)的吃入深度，h=vmn ，v為平均鉆速。把巖石單軸抗壓強度極限的1/10作為巖石的堅固性系數(shù)，即f=/10，根據(jù)文獻(xiàn)3表2-9，結(jié)合市場需求，取f=2，即可以鉆入軟弱頁巖，很軟的石灰?guī)r，白堊，

14、鹽巖，石膏，無煙煤，破碎的砂巖和石質(zhì)土壤。則：=20mpa刮刀數(shù)目m取3；鉆頭鉆速取15r/min；孔底碎巖面積f=422-1.52=1.1744104cm2；每片刮刀的吃入深度h=10mm/min315r/min=0.0222cm； px(kw)=320mpa0.0222cm0.7515r/min1.1744104cm23104=20.2629kw 鉆頭與孔底摩擦消耗功率pm鉆頭與孔底摩擦所消耗的功率可采用下式計算： pmkw=fcknnr/minr3cm-r3cm1432r2cm-r2cm 系數(shù)，決定于鉆孔的彎曲度、鉆桿的彎曲度及鉆具質(zhì)量，通常=1.11.3； f鉆頭與巖石的摩擦系數(shù)，見表

15、； n鉆頭轉(zhuǎn)速； c鉆壓； r鉆頭外半徑； r鉆頭內(nèi)半徑表2-10 鉆頭與巖石的摩擦系數(shù)巖石名稱花崗巖石英砂巖石灰?guī)r泥質(zhì)巖粘土摩擦系數(shù)0.30.40.350.50.250.550.20.30.120.2取1.3； 根據(jù)實際地質(zhì)狀況，取f = 0.2； 轉(zhuǎn)頭轉(zhuǎn)速n = 15r/min； 鉆壓c = 20kn； r = 1m； r = 0.75m； pmkw=1.30.220kn15r/min13-0.753106cm3143212-0.752104cm2=7.1977kw 回轉(zhuǎn)鉆桿所需功率pg回轉(zhuǎn)鉆桿所需功率與鉆桿的直徑、長度、鉆稈的連接方式、鉆桿的彎曲率、鉆桿的回轉(zhuǎn)速度、孔壁情況、孔內(nèi)沖洗液類

16、型、鉆桿的受裁情況等因案有關(guān)。這些因素對研究回轉(zhuǎn)鉆桿所需功率帶來較大的難度和復(fù)雜性。目前的研究是基于一定的條件下，考慮影響回轉(zhuǎn)鉆桿功率的主要因素，得出在一定范圍內(nèi)適用的經(jīng)驗公式。回轉(zhuǎn)鉆桿所需功率包括空轉(zhuǎn)鉆桿功率和鉆進(jìn)時，鉆頭承受一定的軸向載荷下，回轉(zhuǎn)鉆桿所附加的功率。費氏公式： pgkw=ckg/m3d2(m)l(m)n1.7(r/min)浦氏公式： pgkw=1.1510-8kg/m3l(m)n1.6(r/min) 泥漿的重度； l鉆桿柱長度； d鉆桿直徑； n鉆頭轉(zhuǎn)速； c系數(shù)，和斜井有關(guān)，直井時c=18.810-8。 護(hù)壁泥漿，需結(jié)合不同工程的不同地質(zhì)情況而定，根據(jù)實際情況，取1.3kg

17、/m3； 鉆桿長度l = 100m； 鉆桿直徑d = 220mm； 鉆頭轉(zhuǎn)速n = 15r/min； 成孔樁多為直井，c=18.810-8；按浦氏公式計算： pgkw=1.1510-81.5kg/m3100m1.51.6rmin=0.0033w按費氏公式計算： pgkw=18.810-81.5kg/m30.222m2100m1.51.7rmin=0.0272w 取pg=0.0272w 動力頭輸出軸所需功率pz綜上所述，動力頭輸出軸所需的功率： pz=px+pm+pg=20.2629+7.1977+0.027210-3 =28.0606kw系統(tǒng)效率： d=0.990.980.990.98=0.9

18、413 動力頭輸入軸所需功率： pi= pz=28.06060.9413=29.8105kw 起升功率 滑輪組末端最大張力s5（=1.02）： s5=-15-14q=1.02-11.025-11.024120009.8 =24.4561kn 滾筒所需轉(zhuǎn)矩t（滾筒直徑dg=0.5m）： t=s5dg2=24.45610.52=6.1140knm 起升功率（n = r/min）： ps=tn9550=6114.02595500.93=17.2kw 行駛功率 行駛阻力fr： fr=fcos+sings+ksv2 gs機器的使用重量，約為15t；f滾動阻力系數(shù)，其數(shù)值與行走機構(gòu)類型、地面的力學(xué)特性有關(guān)

19、，一般用試驗測定，根據(jù)表1-11（文獻(xiàn)2），取f = 0.10；k空氣阻力系數(shù)，與機械的外形有關(guān)，有試驗確定；履帶式工程機械，由于其行駛速度較低，空氣阻力較小，取k = 1；s機械正面投影面積，s = 2.63.6 = 9.36m2； v行駛速度，v = 2km/h；表2-11 常見工況下的滾動阻力系數(shù)機型路面土質(zhì)輪胎式履帶式混凝土0.0180.05冰結(jié)冰雪地0.0230.030.04礫石路0.029堅實土路0.0450.07松散土路0.0700.10泥濘地、沙地0.090.180.100.15 fr=0.10cos0+sin0159.8103+119.36 22=14777.44n 工作頭功

20、率pt pt=frv3600=14777.4423600=8.2kw 系統(tǒng)功率x x=0.970.95=0.9215 行駛功率px px=ptx=8.20.9215=8.8985kw 泥漿泵功率pb選用18.5kw，詳見第7章 驅(qū)動液壓泵所需功率 液壓泵的工作壓力pp 根據(jù)液壓缸和液壓馬達(dá)的最大工作壓力，系統(tǒng)壓力pp=15mpa，詳細(xì)計算見第7章液壓系統(tǒng)的設(shè)計。 液壓泵的流量qp液壓泵的總效率p=0.8，液壓泵流量qp=73.5l/min，詳細(xì)計算見第7章液壓系統(tǒng)的設(shè)計。 液壓泵驅(qū)動功率pp pp=ppqp=1510673.510-3600.8=22.9688kw3) 鉆機匹配動力機功率的確定

21、鉆機工作時，并非所有工況同時進(jìn)行，所以鉆機所需功率按鉆機在各工況下所需功率的最大值計。鉆機所需最大功率可能出現(xiàn)在提升、鉆進(jìn)或行駛?cè)N工況下，故鉆機所需的功率為： 提升時所需功率p1 p1=ps=17.2kw 鉆進(jìn)時所需功率p2 p2= pi+pb+ps=29.8105+18.5+17.2=65.5105kw 行駛時所需功率p3 p3=px=8.8985kw 動力機所需功率pd按各工況下所需功率的最大值計，則： pd=p2=65.5105kw2.3.2發(fā)動機選型選用bf-v142柴油發(fā)電機組，參數(shù)如下：頻率：50hz；主用功率：104kw；備用功率：114kw；尺寸：276011401830；柴

22、油機：volvo td520ge2.3.3總體驅(qū)動方案 可選驅(qū)動方案 內(nèi)燃機機械驅(qū)動 內(nèi)燃機電力驅(qū)動 內(nèi)燃機液壓驅(qū)動 內(nèi)燃機液力機械驅(qū)動 確定驅(qū)動方案 鉆進(jìn)作業(yè)驅(qū)動方案 (內(nèi)燃機)電力機械驅(qū)動 起升作業(yè)驅(qū)動方案 (內(nèi)燃機)電力機械驅(qū)動 底盤驅(qū)動方案 (內(nèi)燃機)電力液力機械驅(qū)動 總體驅(qū)動原理 總體驅(qū)動框圖減速器回轉(zhuǎn)盤動力頭電動機滑輪組滾筒減速器卷揚機電動機變幅液壓缸液壓泵液壓泵電動機電網(wǎng)或發(fā)電機液壓泵電動機支腿液壓缸底盤液壓馬達(dá)泥漿泵泥漿泵電動機驅(qū)動輪減速器真空泵真空泵電動機 總體驅(qū)動原理描述 該驅(qū)動方案的動力傳動分鉆進(jìn)作業(yè)、卷揚提升和底盤驅(qū)動系統(tǒng)三部分，以及泥漿泵和真空泵輔助系統(tǒng)。所有的系統(tǒng)均

23、由電動機來驅(qū)動。2.3.4液壓系統(tǒng)方案2.4工作機構(gòu)方案設(shè)計2.4.1鉆進(jìn)機構(gòu)鉆進(jìn)機構(gòu)由動力頭、鉆桿、鉆頭和縱向進(jìn)給裝置組成。動力頭是由電動機、減速器和回轉(zhuǎn)盤組成，其作用是提供回轉(zhuǎn)扭矩，扭矩由鉆桿傳遞給鉆頭，從而實現(xiàn)巖土的切削。鉆桿每節(jié)2米，由螺紋連接而成。由于巖土的強度、硬度因地質(zhì)而異，縱向進(jìn)給裝置可根據(jù)土質(zhì)的不同來調(diào)節(jié)進(jìn)給速度，從而達(dá)到最佳的鉆進(jìn)效果。縱向進(jìn)給裝置由卷揚機和滑輪組組成，它與起升裝置有效的結(jié)合為一體，使鉆機結(jié)構(gòu)更加緊湊，且大大的降低了成本。鉆進(jìn)原理簡圖如下圖所示。2.4.2起升機構(gòu)起升機構(gòu)是由卷揚機和滑輪組組成，起到對鉆桿鉆頭的起升/進(jìn)給作用。2.4.3變幅機構(gòu)2.4.4行走

24、機構(gòu) 采用履帶式底盤，液壓驅(qū)動。2.5 安全方案設(shè)計 全自動力矩限制器，過載與過卷自動保護(hù)裝置，鉆進(jìn)深度限位裝置，其實我那個高度限位裝置，支腿液壓鎖，彈性懸架鎖死功能與調(diào)節(jié)功能。2.6 穩(wěn)定性計算 p=930g2490=93010t2490=3.74t底盤與車上設(shè)備重5t，支腿展開面積為4900mm4300mm，滿足穩(wěn)定性要求2.7 總體圖繪制3 動力頭的設(shè)計3.1動力頭的結(jié)構(gòu)原理動力頭是鉆機主要的工作機構(gòu)。它由電動機和減速器組成。動力頭電動機高速旋轉(zhuǎn)通過減速器后，回轉(zhuǎn)盤通過其內(nèi)部的套筒式主軸驅(qū)動鉆桿旋轉(zhuǎn)，實現(xiàn)鉆桿鉆孔的主運動。3.2電動機的選型3.2.1電動機輸出功率的計算 動力頭輸出軸所需

25、的功率：pz=28.0606kw 傳動裝置總效率d動力頭功率流如下圖所示：由文獻(xiàn)3表9-1以及文獻(xiàn)4表3-1查得：撓性聯(lián)軸器：1=0.99單級行星齒輪減速器：2=0.98單級圓柱齒輪減速器：3=0.98 d=0.990.980.990.98=0.9413動力頭輸入軸所需功率 pi： pi=pzd=28.06060.9413=29.8105kw電動機的額定功率p與電動機輸出功率p之間有以下關(guān)系：pkp式中k為功率儲備系數(shù)，取k=1.2則:p1.229.8105=35.7726kw選擇動力頭電動機功率為37kw，查文獻(xiàn)3表16-2:選用y250m-6型，額定功率37kw，滿載轉(zhuǎn)速980r/min。

26、3.3減速器的設(shè)計3.3.1傳動方案的擬定根據(jù)傳動裝置各部分的相對位置，綜合考慮工作機的性能要求、工作條件和可靠性，以使結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、加工方便、傳動效率滿足要求等，選擇兩級漸開線行星齒輪傳動和展開式一級圓柱齒輪傳動串聯(lián)而成，機構(gòu)傳動方案簡圖如圖3-1所示。1. 電動機 2.兩級行星齒輪傳動 3.單級圓柱直齒齒輪傳動 4.鉆桿圖3-1 傳動方案簡圖3.3.2運動和動力參數(shù)的計算2.3.2.1傳動比的計算及分配(1) 電動機滿載轉(zhuǎn)速980r/min 工作機的轉(zhuǎn)速為15r/min(2) 總傳動比i=nn=98015=65.3(3) 傳動比分配：行星齒輪減速器傳動比為：i1=18.1 圓柱齒輪減

27、速器傳動比為：i2=3.6(4) 傳動裝置運動參數(shù)計算 軸1(行星齒輪傳動輸出軸) p1=p12=370.990.98=35.8974kwn1=ni1=98018.1=54.14r/min t1=9550p1n1=955035.897454.14=6336.787nm 軸2(圓柱齒輪傳動輸入軸) p2= p11=35.89740.99=35.5384kwn2=n11=54.141=54.14r/min t2=9550p2n2=955035.538454.14=6273.414nm 軸3(圓柱齒輪減速器輸出軸) p3= p23=35.53840.98=34.8276kwn3=n2i2=54.14

28、3.6=15.03r/min t3=9550p3n3=955034.827615.03 =22129.313nm 將以上數(shù)據(jù)列表軸號轉(zhuǎn)速n(r/min)功率p(kw)轉(zhuǎn)矩t(nm)傳動比i效率電機軸98037360.56118.113.60.97020.990.98軸154.1435.89746336.787軸254.1435.53846273.414軸315.0334.827622129.3133.3.3行星齒輪減速器的設(shè)計計算3.3.3.1傳動比的計算及分配 計算總傳動比總傳動比i=18.1因為行星輪數(shù)目cs=3時，傳動比范圍只有iahb=2.113.7，故選用ngw型兩級行星齒輪傳動。

29、傳動比的分配分配原則是各級傳動等強度和獲得較小的外型尺寸，在ngw型兩級行星齒輪傳動中，用角標(biāo)1表示高速級參數(shù)，2表示低速級參數(shù)。設(shè)高速級與低速級外嚙合齒輪材料、齒面硬度相同，則hlim1=hlim2；取行星輪數(shù)目cs=3；齒面工作硬化系數(shù)zw1=zw2；低速級內(nèi)齒輪分度圓直徑db2與高速級內(nèi)齒輪分度圓直徑db1之比值以b表示，并取b=db2db1=1.2；取載荷不均勻系數(shù)kc1=kc2；取齒寬系數(shù)21=1.2。因為動載系數(shù)kv、接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù)kh及接觸強度計算的壽命系數(shù)zn的三星乘積kv1kh1zn2kv2kh2zn1等于1.82.0，故取kv1kh1zn2kv2kh2zn1

30、=1.9。所以a=cs12kc1kv1kh1zn2zw2hlim22cs21kc2kv2kh2zn1zw1hlim12=1.21.9=2.28e=ab3=2.281.23=3.94在使用文獻(xiàn)8圖6-9，查出ngw型兩級行星齒輪傳動的傳動比分配i1=4.5，i2=ii1=18.14.5=4.03.3.3.2高速級配齒計算 配齒計算通常行星齒輪數(shù)目cs=3，過多會使其載荷均衡困難，過少又發(fā)揮不了行星齒輪傳動的優(yōu)點，由于i1=4.5距可能達(dá)到的傳動比極限值較遠(yuǎn)，所以可不檢驗鄰接條件。各齒輪數(shù)按傳動比條件公式ia1c1b1za1cs=c進(jìn)行配齒計算，計算中根據(jù)ia1c1b1并適當(dāng)調(diào)整，使c等于整數(shù)，再

31、求出za1應(yīng)盡可能取質(zhì)數(shù)，并使za1/cs整數(shù)。 則ia1c1b1za1cs=4.5za13=34所以za1=23 zb1=ccs-za1=343-23=79 zc1=12zb1-za1=1279-23=28 這些符合za1取質(zhì)數(shù)，za1/cs整數(shù)，zb1/cs整數(shù)，且zb1/zc1及za1/zc1無公約數(shù)，c/cs整數(shù)的ngw型配齒要求。采用高變位，因ia1c1b1=4.54,所以太陽輪取正變位，行星輪和內(nèi)齒輪取負(fù)變位，即即xa1=0.3，xc1=xb1=-0.3。如果ia1c1b1350,則取1=0.5。按接觸強度初算中心距a公式：a=484u13ktahlim2umm計算中心距 （內(nèi)嚙合

32、用”-”表示）：a1=4841.22+132.4138.2150.6160021.22=60.330mm模數(shù)m=2aza1+zc1=260.33023+28=2.37，取模數(shù)m1=33.3.3.4計算a-c傳動的實際中心距和嚙合角ac實際中心距aac1=m12za1+zc1=3223+28=76.5mm因是直齒輪高變位，則yac1=a-aac1m1=76.5-76.53=0cosac=aac1acos=cos20所以ac=203.3.3.5計算c-b傳動的中心距和嚙合角cb實際中心距：acb1=m12zb1-zc1=3279-28=76.5mm因為中心距變動系數(shù)ycb1=a-acb1m1=76

33、.5-76.53=0，所以嚙合角cb=20。3.3.3.6幾何尺寸計算按高變位齒輪傳動的幾何計算a、c、b三輪的幾何尺寸。 分度圓直徑 da1=m1za=323=69mm dc1=m1zc=328=84mm db1=m1zb=379=237mm 齒頂高 haa1=ha*+xa1m1=1+0.33=3.9mm hac1=ha*+xc1m1=1-0.33=2.1mm hab1=ha*-ha*-xb1m1=1-0.16-(-0.3)3=3.42mm式中ha*=7.551-xb2zb=7.551+0.3279=0.16 齒根高 hfa1=ha*+c*-xa1m1=1+0.25-0.33=2.9mm h

34、fc1=ha*+c*-xc1m1=1+0.25-(-0.3)3=4.7mm hfb1=ha*+c*+xb1m1=1+0.25+(-0.3)3=2.9mm 齒高 ha1=haa1+hfa1=3.9+2.9=6.8mm hc1=hac1+hfc1=2.1+4.7=6.8mm hb1=hab1+hfb1=3.42+2.9=6.32mm 齒頂圓直徑 daa1=da1+2haa1=69+23.9=76.8mm dac1=dc1+2hac1=84+22.1=88.2mm dab1=db1-2hab1=237-23.42=230.16mm 齒根圓直徑dfa1=da1-2hfa1=69-22.9=63.2mm

35、dfc1=dc1-2hfc1=84-24.7=74.6mmdfb1=db1+2hfb1=237+22.9=242.8mm3.3.3.7驗算a-c傳動的接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度強度計算所用公式同定軸線齒輪傳動，但確定kv和zv所用的圓周速度用相對于行星架的圓周速度vh=da1n11-1i1100060ms則vh=699801-14.5100060=2.75m/skv=1+0.093vhza1100=1+0.0932.7523100=1.06動載系數(shù)速度系數(shù)zv由文獻(xiàn)8表6-11查得zv=0.964。 確定計算公式中的系數(shù) 使用系數(shù)ka=1齒間載荷分布系數(shù)khkf彎曲強度計算時，kf=1+b-1

36、f 接觸強度計算時，kh=1+b-1h式中f及h齒輪相對于行星架的圓周速度vh及大齒輪齒面硬度hb2對khkf的影響系數(shù)，查文獻(xiàn)8表6-29選取f=0.8、h=0.8。b星輪數(shù)目對khkf影響系數(shù)。對于圓柱直齒輪或人字齒輪行星傳動，如果行星架剛性好，行星輪對稱布置或者行星輪采用調(diào)位軸承，則使太陽輪和行星輪的軸線偏斜可以忽略不計，b值可由文獻(xiàn)8圖6-10查取。d=aa1da1=0.576.569=0.554查文獻(xiàn)8圖6-10選取b=1.16 kf=1+1.16-10.8=1.13 kh=1+1.16-10.8=1.13齒間載荷分布系數(shù)khkf：先求端面的重合度：a=12z1tana1-tan+z

37、2tana2-tan其中：a1=cos-1da1cosdaa1=cos-1690.939776.8=32.4 a2=cos-1dc1cosdac1=cos-1840.939788.2=26.5則：a=1223tan32.4-tan20+28tan26.5-tan20 =12230.6346-0.3640+280.4986-0.3640 =1.59因為直齒的重合度=a，所以kh=kf=0.645=0.6451.59=1.026節(jié)點區(qū)域系數(shù)：zh=zh-0.00833-8式中zh=4.880.71-y2，y=xc+xaza+zc=0所以zh=4.880.71-02-0.008330-8=2.53查

38、文獻(xiàn)5表6.4得彈性系數(shù)：ze=189.8nmm2接觸強度計算的重合度系數(shù)：z=4-a3=4-1.593=0.896接觸強度計算的螺旋角系數(shù)：z=cos=cos0=1接觸強度計算的壽命系數(shù)zn：因為當(dāng)量循環(huán)次數(shù)ne5107，則zn=1。最小安全系數(shù)：取shmin=1。潤滑劑系數(shù)zl：考慮用n46(30號)機械油作為潤滑冷卻劑，按文獻(xiàn)8表6-10，取zl=0.93。粗糙度系數(shù)zr：按文獻(xiàn)8表6-12，取zr=0.94。齒面工作硬化系數(shù)：zw=1。接觸強度計算的尺寸系數(shù)：zx=1。 a-c傳動接觸疲勞強度驗算計算接觸應(yīng)力：hac=ftd1bu+1ukakvkhkhzhzezz=2000t1d120

39、.6a1.22+11.2211.061.131.0262.53189.80.8961=2000360.566920.676.51.22+11.221.228943430.25382=1168.8nmm2計算許用接觸應(yīng)力hp，按文獻(xiàn)8式6-13：hp=hlimznshminzlzvzrzwzx及強度條件：hhp 則：shminhznzlzvzrzwzxhlim11168.810.930.9640.9411=1386.0nmm2350,則取2=0.60。按接觸強度初算中心距a公式：a=484u13ktahlim2umm計算中心距 （內(nèi)嚙合用”-”表示）：a2=4840.93+134.0609.53

40、0.6160020.93=111.634mm模數(shù)m=2aza2+zc2=2111.63429+27=3.98取模數(shù)m2=4 3.3.4.3計算a-c傳動的實際中心距和嚙合角實際中心距：aac2=m22za2+zc2=4229+27=112mm因是直齒輪高變位，則yac2=a-aac2m2=112-1124=0cosac2=aac2acos=cos20所以ac2=203.3.4.4計算c-b傳動的中心距和嚙合角cb實際中心距：acb2=m22zb2-zc2=4283-27=112mm因為中心距變動系數(shù)ycb2=a-acb2m2=112-1124=0，所以嚙合角cb2=20。3.3.4.5幾何尺寸

41、計算按照高變位齒輪傳動的幾何計算 a、b、c三輪的幾何尺寸。 分度圓直徑 da2=m2za=429=116mm dc2=m2zc=427=108mm db2=m2zb=483=332mm 齒頂高 haa2=ha*+xa2m2=1+0.34=5.2mm hac2=ha*+xc2m2=1-0.34=2.8mm hab2=ha*-ha*-xb2m2=1-0.16-(-0.3)4=4.56mm式中ha*=7.551-xb2zb=7.551+0.3282=0.16 齒根高 hfa2=ha*+c*-xa2m2=1+0.25-0.34=3.8mm hfc2=ha*+c*-xc2m2=1+0.25-(-0.3

42、)4=6.2mm hfb2=ha*+c*+xb2m2=1+0.25+(-0.3)4=3.8mm 齒高 ha2=haa2+hfa2=5.2+3.8=9mm hc2=hac2+hfc2=2.8+6.2=9mm hb2=hab2+hfb2=4.56+3.8=8.36mm 齒頂圓直徑 daa2=da2+2haa2=116+25.2=126.4mm dac2=dc2+2hac2=108+22.8=113.6mm dab2=db2-2hab2=332-24.56=322.88mm 齒根圓直徑dfa2=da2-2hfa2=116-23.8=108.4mmdfc2=dc2-2hfc2=108-26.2=95.

43、6mmdfb2=db2+2hfb2=332+23.8=339.6mm3.3.4.6驗算a-c傳動的接觸強度和彎曲強度強度計算所用公式同定軸線齒輪傳動，但確定kv和zv所用的圓周速度用相對于行星架的圓周速度vh2=da2n21-1i2100060ms則vh=1169801-14.0100060=4.46m/skv=1+0.093vh2za2100=1+0.0934.4629100=1.12動載系數(shù)速度系數(shù)zv由文獻(xiàn)8表6-11查得zv=0.973。 確定計算公式中的系數(shù) 使用系數(shù)ka=1齒間載荷分布系數(shù)khkf彎曲強度計算時，kf=1+b-1f 接觸強度計算時，kh=1+b-1h式中f及h齒輪相對于行星架的圓周速度vh及大齒輪齒面硬度hb2對khkf的影響系數(shù)，查文獻(xiàn)8表6-29選取f=0.9、h=0.9。b星輪數(shù)目對khkf影響系數(shù)。對于圓柱直齒輪或人字齒輪行星傳動，如果行星架剛性好，行星輪對稱布置或者行星輪采用調(diào)位軸承，則使太陽輪和行星輪的軸線偏斜可以忽略不計，b值可由文獻(xiàn)8圖6-10