道路地下打孔装置设计

1、摘要道路地下打孔机是用于地下钻孔的机器。它广泛用于地质侦探、矿产侦探、水文水井钻凿、工程建筑的基础施工、矿ft开采及其他各种用途的钻探生产中。目前，打孔机已发展成为品种众多、门类齐全的专业机械。设计钻机时，首先应保证设计的打孔机能高效、优质、安全、低耗完成打孔为前提，使 设计的钻机技术先进、经济合理，具有良好的经济技术指标。本次设计的打孔机，是针对小规模的打孔。综合考虑了所有相关问题，设计的一款地下打孔机。本文从理论到实践对水平定向道路地下打孔机设计技术及方法进行了系统的分析和研究，特点是针对当前的定向钻进施工过程中在应用方面存在的问题进行了较深入的分析，从工程实施的角度出发，着重论述了如何提

2、高定向钻机在地下管道铺设中的安全性和施工质量，即采用钻机铺设地下管线应以前期的资料收集、底层分析及地下管网探测为前提和基础，以定向轨迹的设计和计算为理论依据定向钻孔的施工是关键，个组件满足使用条件是重要保证。关键词：打孔机、钻头、钻杆目 录摘要1第一章引言11.1 打孔机简介11.1 打孔机得特点及设计要求1第二章总体设计方案确定及动力元件选择22.1 总体设计的要求22.2 机型与传动形式的选择22.2.1 机型的选择22.2.2 传动形式的选择32.3 打孔机的整体布局32.3.1 打孔机的总体布局32.3.2 打孔机的驱动和动力输入方式32.3.3 打孔机整体参数确定42.4 钻机的功能

3、单元及实现方法62.4.1 钻具62.4.2 回转机构62.5 电动机的选型7第三章减速装置设计83.1 传动比确定及各级传动比分配 83.2 运动参数及动力参数计算83.2.1 计算各轴转速83.2.2 计算各轴的功率83.2.3 计算各轴的扭矩93.3 齿轮传动的设计计算93.3.1 第一级齿轮传动副的设计计算93.3.2 第二级齿轮传动副的设计计算123.3.3 第三级齿轮传动副的设计计算153.4 传动轴的设计173.4.1 第一传动轴的设计及计算173.4.2 第二轴的结构设计及计算203.4.3 第三轴的结构设计及计算243.5 减速箱体结构尺寸263.5.1 结构尺寸26第四章链

4、传动设计274.1 链传动的特点274.2 链的类型 274.3 链传动选择27第五章支架的设计305.1 机架设计准则305.2 支架的校核305.3 梁的校核315.4 传动轮的设计32第六章钻杆钻头的设计336.1 钻杆在扩孔时的作用336.2 扩孔器336.3 转速的确定33结 论 34参考文献35第一章、引言1. 打孔机简介打孔机械广泛应用与桥梁建筑、道路施工等诸多领域。目前，打孔机械已发展成为品种众多、门类齐全的专业化机械。打孔机的发展也与其他机械发展一样经历了漫长的发展过程。打孔技术起源于我国。根据古书川盐纪要记载，我国早在 2200 多年前的秦代就开始利用钻探技术凿井取盐。早期

5、的打孔机是由人力驱动的简单冲击式机械，经长期不断演变、发展，成为现代具有机动动力驱动的各种冲击式钻机。随着社会生产的不断发展，这种打孔机已逐渐不能适应要求。l 9 世纪中期以后，出现了回转式的打孔机。回转式打孔机具有钻进效率高，能钻进各种倾角的钻孔；有利于多种钻探工艺和方法的使用等优点，因此发展很快，井迅速在钻探、穿孔领域中占据了主导地位。1.1 打孔机得特点及设计要求打孔机与其他机械育某些共同之处，但钻机具有独特的生产对象和使用条件因而形成自身的一些特点。其王耍特点反映在以下几方面：1. 打孔方法扣钻进工艺的多样性钻机生产采用的钻近方法扣钻近工艺昼多种多样的。就钻近方法而言，按破碎岩石的方式

6、可分为冲击、回转、振动。复合式几种：采集用的破岩材料分为：钻粒钻进、硬合金钻进、金刚石钻进。超硬材料钻进；按是否取芯又分为取芯钻进和全面钻进，就钻进工艺而言按照冲洗液循环方式可分为正循环钻进，局部反循环钻进及全孔反循环钻进，全孔反循环钻进工艺又分为水力反循环，气举反循环按照取芯方法可分为常规提钻取芯、连续取芯、绳索取芯。对于某一种具体的钻机， 不可能实现所有的钻进方法和钻近工艺。这就产生了能实现不同钻进方法和钻进工艺的各种类型的钻进。2. 使用条件的复杂性钻进工作的区域广泛，从平原到ft区，从陆地到海洋，从地面到地下，从热带到寒带， 几乎地球上的每个地方都可能是钻进工作的地方。不同地区有不同的

7、环境、气候条件，这就带来了钻进使用条件的复杂性。加之钻进属露天作业机械，作业对象为岩石，一般使用易产生污染的泥浆作冲洗液，这进一步造成钻进工作条件的恶化。为适应这些条件，钻进必须满足一些特殊的要求。本论文设计所设计的钻孔机属于回转式钻孔机，主要可应用于短距离路面下方以及建筑物下方的非开挖管道铺设施工。整个设计由总体方案设计、机械传动系统布置、动力部件及连接件选型、钻管支架布置设计、钻管及钻头设计以及钻进土壤的排出装置设计组成，着重进行了传动系统中减速装置设计及较核计算。第二章、 总体设计方案确定及动力元件选择2.1 总体设计的要求打孔机是直接用于钻孔的机械，设计打孔机时，首先应以保证设计的打孔

8、机能高效、地质、安全、低耗完成钻孔为前提，使设计的打孔机技术先进、经济合理， 具有良好的经济技术指标。在进行具体设计时，应以满足下述的要求为依据。（1） 打孔机的性能及其参数应具有广泛的适应性，能根据不同地层，不同钻进方法及不同的钻头类型和结构实现合理的钻进规程参数。（2） 要配备必要的检测及指示仪表，以便及时掌控和控制打孔机的运转和孔内钻进情况。（3） 打孔机应能传递足够的动力，保证各工作机构正常工作的性能。（4） 应具有较强的孔处理孔内事故的能力和完成特种功能的性能。（5） 运转平稳，震动小，打孔时对钻杆的导向性好。（6） 自动化、机械化程度要高；钻进过程中最理想的是打孔机能根据孔内情况自

9、动调节和控制打孔参数；及时选择、调整和保持最优钻进工程。（7） 为提高打孔机生产可靠性，应设备必要的过载保护装置和互锁机构；重要机构要配备重复装置。（8） 打孔机还应满足机械设备的一般要求a 具有足够的强度、刚度和耐久性； b 传动效率高、能耗少；c 对使用环境条件使用性好，能在恶劣的环境下正常工作； 拆装方便、搬迁容易、便于维修；f 标准化、通用化、系列化程度高；d 结构简单、制造容易、便于维修； g 操作简便、劳动强度小；h 造型美观，对环境污染小，为文明生产创造条件!2.2 机型与传动形式得选择2.2.1 机型得选择打孔机是属于工程用的。工程钻探包括工程侦查和工程施工钻探，但不管是工程斟

10、查还是工程施工，其打开深度都不大，多数打孔机都在数十米以内。钻孔的施工周期很短，搬迁 频繁，工程斟查打孔直径多在 200mm 以内。工程施工打孔机在多少情况下为密集不知，而且是个场地狭窄，还要受到环保的限制，给施工带来一定的难度。为满足工程钻探的要求，工程钻机形成了如下的特点；（1） 打孔机类型繁多，由于工程钻探服务领域广泛。钻孔的类型多样，促进了工程机电多品种、多类型化。（2） 打孔方法和钻进工艺的多样性，打开方法和钻进工艺的多样性是为了适应钻进不同地层和不同类型工程孔的需要，工程打孔机可采用冲击、回转、振动、静压等钻进方法。2.2.2 传动形式的选择不同的传动方式，不仅会造成打孔机总体结构

11、型式的差异，而更重要是关系到打孔机性能好坏、制造难易、成本高低、使用及维修保养的方便程度。设计打孔机时，应根据各种传动方式的特点。目前打孔机中使用的传动方式有机械传动、液压传动和气压传动。机械传动具有结构简单；传动可靠；传动效率高；易于加工和制造，成本低； 便于大功率传递优点。但具有体积和质量大；不便于远距离传动；布置不及液压和气压传动灵活；在传动中有较大的振动和冲击等问题。在打孔机中，机械传动是最常用的传动方式，但纯机械传动式的打孔机已逐渐减少，目前，只有是在结构比较简单的轻便浅孔打孔机中应用。本次设计得道路地下打孔机，便可以采用此种传方式。2.3 打孔机的整体布局2.3.1 打孔机得总体布

12、局打孔机的总体布局是打孔机设计的重要内容，直接影响钻机的性能和质量。总体布局与各种部件的结构和传动系统的确定是密切相关的。设计时，要对各部件的结构、传动方案、各部件间的相对位置关系、连接固定方式进行综合分析， 进行多方案的对比，从中选择理想的总体布局方案。2.3.2 打孔机的驱动和动力输入方式打孔机的驱动方式：单独驱动打孔机的输入方式：直线输入打孔机的输入轴和动力机的输出轴布置在一条直线上，二者之间常采用弹性或半弹性联轴器、法兰盘、液力变矩器的直接输入方式，此种输入方式传动效率高、轴及轴承受力条件好、结构紧凑。但过载保护和动力机的互换性较差，适用于单独驱动方式。2.3.3 打孔机整体参数确定打

13、孔钻机工作参数主要指钻具施予孔底得轴推(压)力、钻具得回转速度、扭矩和排渣风量等。合理的选择这些参数，不仅能获得最高的钻孔效率，还能延长钻具得使用寿命。根据生产或用经验公式来计算它得工作参数。2.3.3.1 轴推力（1）合理得轴推力潜孔凿岩也主要是靠钻头得冲击能量来破碎岩（矿）石， 钻头回转只是用来更换位置，避免重复破碎。因此，潜孔凿岩不能用很大的轴推力。轴推力过大，不仅易产生剧烈震动，还会加速硬质合金得磨损，使钻头过早损坏;轴推力过小，则钻头不能与岩（矿）石很好地接触，影响冲击能量得传递效率，甚至导致冲击器不能正常工作，低气型潜孔钻机得合理周推理可用以下经验公式计算：P =（3035）D（2

14、-1）HF式中PH合理得轴推力，N；D钻孔直径，cm；f-岩石普氏硬度系数，f=|10；D式中抗压强度，10-1Mpa。D根据国内经验，低气压型潜孔钻机得轴推力又可按表 2-1 选取。钻头名义直径D mm合理轴推力 P |KN钻头名义直径D mm合理轴推力 P |KN|H|H10046200101415061025014202.3.3.2 调节推力得计算潜孔钻机钻孔时，钻进部分得自重施予孔底有一个力（向下钻时为正，向上钻时为负），它会影响合理轴推力得大小。同时，在钻进时钻杆与孔壁之间还有摩擦阻力，所以潜孔钻机必须设有调压机构，以便调节施予钻具上得作用力。调压机构施予钻具上的调节推（压）力按下公

15、式计算：P =P -gMsin +g Mcos +R（2 2）TH式中P施予钻具上得调节推（压）力，N；TP计算得合理轴推力。，N；HM钻进部件得质量，kg； 孔向与水平面所成得夹角，（°）； -摩擦系数，一般取 =0.25；R冲击器钻头得反弹力，其值为活塞在每一工作循环中使气缸返回到初始位置所需的最小轴推力，N。如向上钻孔时，则（22）式等号右边第二项为“+”号。当 P 为负值时，表明钻进部件自重施予孔底得轴推力大于P ，必须通过调压RH机构进行减压钻进；反之，则需加压，进行加压钻进。当 PR为零时，表明只靠钻进部件得自重力即可合理钻进，无需调压。2.3.3.3 钻具的回转速度钻头

16、每冲击一次，只能破碎一定范围得岩石。当钻具转速过高时，在两次凿痕之间，势必留下一部分未被冲击破碎的岩瘤，使回阻力增大，钻具震动加剧， 钻头磨损加快，因没有充分利用钻头得冲击能量，钻速降低。这个合理得转角与钻头直径、岩石性质、冲击能量、冲击频率、轴推力、钻头结构以及硬质合金片得磨损程度等诸多因素有关，很难做出准确得计算，通常只能根据生产经验和试验方法确定。根据国内潜孔钻机得使用经验，钻具得合理转速可按表 2-2 选取，或用下列经验公式计算；n =（6500|D）0.780.95（2-3）1式中n钻具得合理转数，r|min；1D钻孔直径，mm。表 2-2 回转转数与钻头直径得关系钻头直径 D|mm

17、回转转 n |(r.min-1)钻头直径 D|mm回转转数n |(r.min-1)100130402001102015015252508152.3.3.4 钻具得回转扭矩钻具得回转扭矩主要用来克服钻头与孔底岩石得摩擦阻力矩与剪切阻力矩、钻具与孔壁得摩擦阻力矩，以及因裂隙等引起的夹钻阻力矩等。因此，钻具回转力矩得大小与孔径得大小、岩石性质、钻头形状、轴推力和回转速度的大小等因素有关。根据国内外生产实践得总结，回转扭矩与钻孔直径得关系可按表 2 3确定，也可按下列公式计算。M=K D2|8.5(24)M式中M钻具得回转扭矩，N.m；D钻孔直径，mm；K -力矩系数，K =0.81.2，一般取 K

18、=1MMM表 2-3 钻头直径与回转扭矩得关系钻头直径 D|mm 100150回转扭矩 M|（N.m) 500100015003000钻头直径 D|mm 200250回转扭矩 M|（N.m) 35005500600090002.4 钻机的功能单元及实现方法一般由钻具、回转供奉系统、推进机构、变幅机构和行走机构等组成。为了控制和操作这几个机构，设置了液压系统和操纵系统。2.4.1 钻具潜孔钻具 ，主要由钻头、潜孔器和钻杆组成。在钻孔作业中，冲击器得活塞不断将其冲击能量通过钻头施予孔底岩（矿）石， 而整个钻具又随同钻机得回转机构一起转动，使直接破碎岩（矿）石的工具- 钻头连续旋转、间歇冲击岩（矿）

19、石。2.4.2 回转机构回转机构是安装和支撑主支臂、使主支臂沿水平轴或者垂直轴旋转、使推进器翻转得机构，通过回转运动，使钻壁和推进器的动作范围达到巷道达到巷道掘进所需得钻孔工作区得要求。常见得回转机构有以下几种结构形式。（1） 转柱；（2） 螺旋幅式翻转机构（3） 齿轮齿条式回转机构为了满足打孔工艺要求，提高钻孔精度，几乎所有现代钻车得钻壁都装设了自动平移机构，打孔机的平移机构是指当钻壁移动时，托架和推进器随机保持平行移位得一种机构，简称平移机构。该钻孔装置设计结构简单，主要应用于土质成分的地下短距离钻孔施工。 整个钻孔机设备主要由动力元件、减速装置、链传动装置、钻管推进装置、钻管及钻头等部件

20、组成。其工作装置结构如图 1-1，其中1-电动机2-联轴器3-减速器4-传动链5-钻管6-支架钻孔推进装置主要由支架和 3 根主动轴及从动轴组成。电动机提供动力经减速器减速之后通过传动链带动钻孔推进装置的主动轴旋转，主动轴上布置了 4 个螺纹面轮毂，主动轴与 2 根从动轴共同夹紧钻管，主动轴回转带动钻管回转，通过螺旋面的作用推进钻管顶进，从而实现钻管钻进的目的。3 根主动轴及从动轴由相应的支架支持，其中下面的两个支架可水平左右移动定位，上支架可垂直移动定位，通过支架的移动可控制夹紧顶进钻管的直径大小。该钻孔机设计的推进钻孔直径范围在 100-300mm 之间。2.5 电动机的选型由于该钻孔装置

21、设计为多直径钻管顶进，随顶管直径不同，所需电机功率也有所区别。而此设备主要应用于土质成分地下钻孔施工，钻进阻力不会太大， 所需动力元件功率也不需太大，一般功率电机均可满足。因此，此处电动机选型计算不详细涉及功率计算，而依据工作装置转速进行电机选型。该钻孔机的设计是通过选用三相异步电机变极调速实现变速。异步电机的变极调速设备简单，运行可靠，机械特性较硬，虽然只能实现几种固定的速度变化，但对于该钻孔机设备已能满足调速要求。综合考虑钻管的顶进速度、功率要求选择电机型号为 Y160M-4。异步电机转速表达式为n = n (1- s) =60 f-1 (1s)1p式中n1n 同步转速；1f 电源频率；1

22、p p 电机极对数；s s 转差率。第三章、减速装置设计3.1 传动比确定及各级传动比分配首先设定钻管推进装置主动轴高转速为 100r/min，取钻管推进装置主动轴链轮齿数Z =21，取减速器输出端链轮齿数=25。则可确定减速器总传动比为1i=1420= 16.34Z1总100´ Z2分配传动比所要考虑的原则:对锥-圆柱齿轮减速器，为使大齿轮尺寸不致过大，高速级按下式计算：对二级齿轮减速器：（1.3-1.4）i2ii高低速传动比1 、 21.3´i ´i =16.34经计算得i=4.609i=3.54512123.2 运动参数及动力参数计算3.2.1 计算各轴转第

23、 1 轴转速n1n =1846/1.3=1420r/min第 2 轴转速n= n 1420/4.609=308.09r/min2第 3 轴转速n =308.09/3.545=86.91r/min3n电动机转速，r/min；i从电动机到减速器输出轴的各级传动比。3.2.2 计算各轴的功率第 1 轴功率PP = P××h =11×0.99×0.99=10.78KW1121第II 2 轴功率P2= P P ×h12´h =10.78×0.99×0.95=9.72KW3第III 3 轴功率P = P ×h

24、80;h =9.72×0.99×0.95=9.14KW3223式中 h =0.99，联轴器效率11=0.99，轴承效率；2=0.95，齿轮效率。33.2.3 计算各轴的扭矩1第轴扭矩T T =9550×P P /n n =9550×10.78/1420 =69.47 N·m1I11第II 2 轴扭矩T =9550×P /n =9550×9.72/308.0=301.30N·m222第III 3 轴扭矩 T=9550P×3/n =95509.14/86.91=1004.34Nm×·333

25、.3 齿轮传动的设计计3.3.1 第一级齿轮传动副的设计计算（一）选择齿轮材料，确定许用应力考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 240286HBS，取 HBS1=260 HBS。大齿轮选用 45 钢，正火，齿面硬度 2169217HBS，取 HBS2=210HBS。确定接触应力sH： sH= ZNs H lim1S查图表得小齿轮接触疲劳极限sH minH lim1=700 Mpa大齿轮接触疲劳极限sH lim2=550Mpa接触疲劳极限sH lim，接触强度寿命系数 Zn 应力循环次数 N ，N=60n×j×Ln得 Z =Z

26、=1N1N2取 接 触 强 度 最 小 安 全 系 数 S=584pa ，H min=1.2 ， 则 s =700 ´ 1/1.2H 1s=5501/1.2=458Mpa。H 2确定许用弯曲应力sF：sF= s F lim Y YSNXF min弯曲疲劳极限 sF lim，查资料取sF lim1=540 Mpa，sF lim 2=420 Mpa弯曲强度寿命系数，查资料取Y= Y=1N1N 2弯曲强度的尺寸系数，查资料（模数 m= £ 5mm）取=1弯曲强度最小安全系数，取SF min=1.4则s=540 ´1´1/1.4=386 MpasF1=420&#

27、180;1´/1.4=300 MpaF 2(二)齿面接触疲劳强度设计、计算确定齿轮传动精度等级， V 77 m / s ， 由资料参数表选取小轮大端公差组等级为 7 级。 分度圆直径 d 为：1æYö 32K Tu2 +1ZZd ³ ç1+dm÷Y1 ´u´ ( sHE )21èu2 +1 ødmH齿宽系数Y查资料，取Y=0.5dmdm小齿轮齿数Z1取Z =18大齿轮齿数取Z12= iZ1= 83传动比误差D=u / u0 £ 0.05可用载荷系数K= K K KbAVK使用系数。查资

28、料取 K=1AAK动载系数。由推荐值 1.051.4，取 KVV=1.2K齿向载荷分布系数。由推荐值 1.01.2，取 K=1.1bb载荷系数K= K K K= 1´1.2 ´1.1 = 1.32bAV材料弹性系数Z，查资料，取EZ=189.8N/mm2E节点区域系数Z，查资料，取Z= 2.5HH故d ³ æ1+30.5ö1ç÷2 ´1.32 ´ 69470 ´2.812 +æ 189.8 ´ 2.5 ö2è2.812 +ø0.52.8ç

29、;458÷èø计算得d1³ 87.34mm齿轮模数m ， m = d / z = 87.34 /18 = 4.85mm ，按标准圆整得 m=5mm11小轮大端分度圆直径d0.5ö1dm=z = 5´18 = 90mm11小轮平均分度圆直径d=d=90= 77.04mm1m1æYöæç1+dm1÷ç1+÷èu2 +1 øè2.812 +øpp圆周速度V=dn / 60000 =´ 77.04 ´1420 /

30、60000 = 5.73m / s £ 7m / smm1 1齿宽bb = Yddmm1= 0.5´ 77.04 = 38.52mm 取b = 40mm（三）齿根弯曲强度校核计算s2KTæYö2s =1 ç1+dm÷YY£1Fbd m èu2 +1 øFa SaF当量齿数Z，VZ= z / cosd= 19.11Z= Zu= 89.24v111V 2V 1齿形系数Y，Fa小轮YFa1应力修正系数Y=2.58大轮YFa 2，=2.10Sa小轮Y=1.6大轮Y=1.9Sa1s2 ´1.32 

31、0; 69470 æ0.5Sa 2ö2s故=ç1+÷ 2.58´1.6 = 49.13N / mm £ F140 ´ 90 ´ 5è2.82 +1 øF1s2 ´1.32 ´ 69470 æ0.5ö2s=ç1+÷ 2.1´1.9 = 47.49N / mm £ F 240 ´ 90 ´ 5è2.82 +1 øF 2齿根强度满足要求。（四）齿轮的主要尺寸参数dm=z= 5

32、0; 83 = 41522R =+ d 21d 2 / 2 =902 + 41522/ 2 = 212.32ddm=+ 2cosda111dddm=+ 2cosa 222= 99.42= 418.363.3.2 第二级齿轮传动副的设计计算（一）选择齿轮材料，确定许用应力查资料选择，小齿轮 40Cr 调质大齿轮 45 正火许用接触应力sH, sH= ZNs H limS接触疲劳极限sH limH min，接触强度寿命系数 Zn 应力循环次数 N ，N1=60n1×j×Ln60×308.09×1×（15×12×365）1.21&

33、#215;109N2=N1/i1.21/3.5453.43×108查资料知 Zn11，Zn21.05接触强度最小安全系数S1H min则s700×1/1700 N / mm2H 1s550×1.05/1577 N / mm2H 2许用弯曲应力sF， sF= s F lim Y YSNXF min其中s=378 N / mm2F lim1弯曲强度的尺寸系数 Yx=1弯曲强度最小安全系数SF min1.4s=294 N / mm2F lim 2则s378×1×1/1.4270 N / mm2F1s294×1×1/1.4210 N

34、 / mm2F 2（二）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级按 V1（0.0130.022）×n1× 3 P / n1估取圆周速度 Vt4m/s，参考相关资料，得d1 ³ 3ZZ sH ZZe b )22KTu+11(E H 4du齿宽系数fd ，取fd =0.8小轮齿数 Z1，在推荐值 2040 中选。 Z1=25大轮齿数 Z2=i×Z1=3.545×25=88.625，圆整为 Z2=89齿数比 u=Z2/Z1=89/25=3.56传动比误差Du /u=（3.56-3.545）/3.545=0.0042 <0.05，合适K-使用

35、系数，查资料取 K=1AAK-动载系数，由推荐值知 KVV=1.2K-齿间载荷分配系数 K=1.1aaK-齿间载荷分布系数 Kbb=1.1载荷系数 K= KKAVKK=1.45ab材料弹性系数ZE,取ZE=189.8重合度系数由推荐值知=0.78螺旋角系数Z=cos b =0.99b故 d1 ³ 3 ( ZE ZH ZZe b )22KTu1+1 =81.52mmHs yud法面模数mnm =d1 cos bz1n取标准mn=3.5=81.52*cos1225=3.19中心距 aa= mn（z1+z2） （2 cos b ）=3.5（25+89）（2 cos12）=203.95mm圆

36、整取a=204mm分度圆螺旋角b b =arccos mn(z1+ z2) /(2a)= 12.06 o分度圆直径d1=mz /cos12.51=89.628mm圆周速度v=3.14*d1*n1 /60000=1.445 m s齿宽 bb=0.8*81.52=65.216 圆整为 65mm。大轮齿宽 b2=b=65mm小轮齿宽 b1=b2+（510）=70mm（三）齿根弯曲疲劳强度校核计算s2KT=1 YY Y Y£ s Fbd m1FaSa e bF当量齿数 zz = z= 25=26.73vv21 cos3 bcos312.06°z= z= 110=95.16v 22

37、cos3 bcos312.06°齿形系数YFa.小轮YFa1=2.58大轮YFa 2=2.17应力修正系数YSa.小轮YSa1=1.598大轮YSa 2=1.80不变位时，端面啮合角a =arctan（ tan2 0ocos12.06o）= 20.24 on端面模数= m=3.535mm。cos12.06oz (tanta - an a )+z(tanta- an a )重合度e =a1t1t2t 2t2*3.14 =2.13重合度系数Y =0.25+0.75e =0.602ea螺旋角系数Yb由推荐值为Yb=0.89故s=F12KT1b d m1 1nYYYFa1 Sa1eYb= (

38、2 ´1.45´ 301300´ 2.58´1.598´ 0.576´ 0.89) /(70´ 89.628´ 3.5)=84.10 Nmm2s2KT=1F 2b d m2 1nYYYFa 2 Sa 2eYb= (2 ´1.45´ 301300 ´ 2.17 ´1.80 ´ 0.576 ´0.89) /(65 ´89.628 ´ 3.5)=86.71 Nmm2齿根弯曲强度满足（四）齿根其他主要尺寸计算2大轮分度圆直径d = mnz2 c

39、osb = 3.5*89 cos12.06o=318.53mm根圆直径d= df 11- 2hf=89.628-2*1.25*3.5=80.878mmd= d- 2h =318.53-2*1.25*3.5=309.78mmf 22f顶圆直径dad= da11+ 2ha=89.628+2*3.5=96.628mmd= da 22+ 2ha=318.53+2*3.5=325.53mm3.3.3 三级齿轮传动副的设计计算（一）选择齿轮材料，确定许用应力小齿轮 40Cr 调质大齿轮 45 正火许用接触应力sH, sH= ZNs H limSH min接 触 强 度 寿 命 系 数 Zn 应 力 循 环

40、 次 数 N， N1=60n1×j×Ln60×86.91×1×（15×12×365）3.43×108N2=N1/i3.43×108 /2.731.26×108查资料知 Zn11，Zn21.05接触强度最小安全系数S1H min则s700×1/1700 N / mm2H 1s550×1.05/1577 N / mm2H 2许用弯曲应力sF， sF= s F lim Y YSNXF min其中s=378 N / mm2F lim1s=294 N / mm2F lim 2弯曲强度尺

41、寸系数 Yx（设模数 m 小于 5mm），Yx1弯曲强度最小安全系数SF min1.4则s378×1×1/1.4270 N / mm2F1s294×1×1/1.4210 N / mm2F 2（二）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级按 V1（0.0130.022）×n1× 3 P / n1估取圆周速度 Vt4m/s，d1 ³ 3ZZ sH ZZe b )22KTu+11(E H 4du齿宽系数fd ，查资料得fd =0.8小轮齿数 Z1，在推荐值 2040 中选。 Z1=25大轮齿数 Z2=i×Z1=2.7

42、3×25=68.25，圆整为 Z2=68齿数比 u=Z2/Z1=68/25=2.72传动比误差Du /u=（2.73-2.72）/2.73=0.00366<0.05，合适K-使用系数，取 K=1AAK-动载系数，由推荐值知 K=1.2VVK-齿间载荷分配系数 K=1.1aaK-齿间载荷分布系数 Kbb=1.1载荷系数 K= KAKKK=1.45Vab材料弹性系数ZE,取ZE=189.8节点区域系数Z（ bH= 0o , x = x= 0 ）Z12H=2.5重合度系数由推荐值知=0.87故 d1 ³( ZE ZH Ze )22KT1u +1=136.60mm3Hs yu

43、d齿轮模数 mm=d1z1=136.60 25=5.464取标准 m=6小轮分度圆直径d1d =mz1=6*25=150mm1圆周速度 v=3.14×d1×n1 /60000=0.68 m s标准中心距 aa=m（z1+z2） 2=6（25+68） 2=279mm齿宽 bb=0.8×150=120mm大轮齿宽 b2=b=120mm小轮齿宽 b1=b2+（510）=125mm（三）齿根弯曲疲劳强度校核计算2s由式 6-16 s=KT YY Y Y£1Fbd m1FaS a e bF齿形系数YFa，小轮YFa1=2.62大轮YFa 2=2.21应力修正系数Y

44、Sa，小轮YSa1=1.59大轮YSa 2=1.776z (tana -tanat )+z æ tan a-tan at ö重合度e =1t12çt 2÷ 2*3.14 =1.56èøa重合度系数Ye=0.25+0.75ea=0.731故s=F12KT1b d m1 1nYYYYFa1 Sa1 e b= (2 *1.45*1004340 * 2.62 *1.59 * 2.21*1.776) /(1 25*150 * 6)=423.31 Ns2KTmm2=1F 2b d m2 1nYYYFa 2 Sa 2eYb= (2 *1.45*10

45、04340 * 2.21*1.776 * 2.62 *1.59) /(120 *150 *6)=440.99 Nmm2齿根弯曲强度满足。（四）齿根其他主要尺寸计算大轮分度圆直径dd = mz = 6 ´ 68 =408mm222根圆直径d= df 11- 2hf=150-2*1.25*6=135mmd= d- 2h =408-2*1.25*6=393mmf 22f顶圆直径dad=da11+ 2ha=150+2*6=162mmd= da 22+ 2ha=408+2*6=520mm3.4 传动轴的设计3.4.1 第一传动轴的设计及计算（一）计算作用在齿轮上的作用力转矩 T=9550 &#

46、180;P/N=9550´ 10.54/1420=70.89Nma d圆周力 F = 2T / d= 2 ´´70.89103 / 77.04 = 1803Nm1径向力 F= F tancos= 1803´ tan 200 cos19.650= 618Nrta d轴向力 Fat= F tansin= 1803´ tan 200 sin19.650= 220N（二）初步估算轴的直径选取40Cr作为轴的材料，调质处理 sb= 735N / mm2s= 539N / mm2sHBS = 241 286N / mm2由式d ³ A3 P 计算

47、轴的最小直径并加大 5%考虑键槽的影响。n查资料知 A = 107 98 取 A=10210.33d³ 1023min1420´1.05=21.8mm（三）轴的结构设计确定轴的结构方式：考虑到锥齿轮的制造装配等方面的因素，采用齿轮轴并采用悬臂式结构。确定各轴段直径长度：1段联轴器为JA408´4 (GB50148-5)JC408´4基本尺寸 Tp= 1250Nmd=40mmD=130mml=105mmL=84mm第一段长度 L1= 84 - 28=2mm2 段 二段主要是锁紧螺母和轴承，选取d= 45mm 且符合轴承内径查2GB/T297-1994 暂选

48、滚动轴承 32909基本尺寸是 d=45 D=68，暂取 L =60mm23 段 为便于装拆轴承内圈定位， d> d 且d323= d+ (1 3)mm2d= 48mm ， L33= 80mm四段的尺寸必须满足下 4 段 第列关系d= d- (1 3)mm43L ³ 2aL ³ 0.7dd³ a33其中 L 为两轴承距离a 有轴承与锥齿轮的距离暂选 L=95mm， d4= 45mm ， L4= 15mm, a = 30mm。综合考虑减速箱的布置，确定：d= 42mm ， L55= 35mm ， d6= 40mm ， L6= 40mm（四）绘制轴的弯矩图和扭矩