悬臂式掘进机截割臂结构设计

.3毕业设计背景钻机井下作业是一项投资巨大的风险性工程，钻机装备的优劣直接影响着钻进速度、操作人员的安全和经济效益。我国在煤矿矿用旋喷钻机的设计、制造方面已具备一定的实力，无论机型品种到系列化程度都基本满足了国内的需求，为国民经济建设做出了巨大贡献。立轴式矿用旋喷钻机在基本性能、技术水平上与国外基本接近，由于其维修方便，造价低，目前仍然是国内煤矿或地质钻探的主力设备。而在欧美市场的主流机型——全液压动力头式煤矿安全钻机，在国内的开发应用也具有一定的实力。目前机械立轴钻机机能满足各种钻进工艺方法的要求，并且能方便地对钻速进行调节。相比之下，全液压动力头式钻机是一种能较好满足以上要求的钻机，能更方便地施工不同倾角的钻孔；能更加容易地实现钻进参数监测和控制。机械立轴式钻机处理事故能力对比同样深度能力的动力头钻机的起拔力比立轴式钻机的小，因此动力头钻机处理孔内事故的能力比立轴式钻机弱。随着钻孔深度加大以及随着岩石可钻性变差，动力头钻机相对于立轴式钻机的优势在逐渐变小。针对矿井下空间小、探测难，钻孔效率低等问题展开研究。矿用旋喷钻机可对各种不同硬度的岩层进行钻孔，而以在煤层，软岩石及中硬岩石钻孔时效率最高。在矿井内部钻探时不需要井架。钻孔冲洗液为泥浆，清水或煤水。在地面钻探是也不需使用钻塔，只要有一定高度的三角架等可供提升使用就可以[1]。1.4综述1.4.1国外研究现状迄今为止，全球生产井下钻机的企业大多数被瑞典和美国占有，井下钻机质量小、占地面积小、钻机配备功率低，尤其是采用模块化设计后，其搬迁和安装也非常简便。近年来，瑞典、美国、英国、意大利、德国和加拿大等国的制造商专门设计了小井眼钻机并逐步形成系列[2]。意大利马塞伦蒂公司生产的机械式MR-2型反循环钻机是一种拖车装钻机。采用卷扬冲击方式，冲击钻进时由两台同步卷扬机提落钻头来完成。为确保两台卷扬机同步，配有补偿机构，采用泵吸反循环方式[3]。日本神户制钢生产的KPC-1200型冲击反循环钻机采用液压驱动方式，由液压马达通过传动装置分别带动提排渣管的卷筒卷扬机和冲击钻进用的双筒同步卷扬机，用离合器的离合进行冲击，通过自动控制装置可自动调节冲击行程和次数。排渣方式以回转反循环为主，冲击钻进时用套管跟进护壁。1.4.2国内研究现状国内技术现状：目前国内生产钻机厂商主要有上海探矿机械厂、山东探矿机械厂、黄海机械厂。上海探矿机械厂GPS系列产品以机械传动、重锤加压、砂石泵反循环排渣为主要特点占据半壁江山，曾研发冲击与回转一体化钻机未果。国产钻机存在的主要问题如下：1.现有钻机成孔直径小，一般都在1米以下。由于矿井井下要求的桩孔直径大都在1米以上，这极大的限制了钻机的使用范围。现有回转式反循环钻机多采用重锤加压，只适用于较软的土层，无法适用于岩层较复杂的地形。2.国产配套件的质量应进一步提高，如钻杆、钻具。遇到坚硬地层施工困难，容易发生断杆现象[4]。3.钻机结构较大，矿井下使用不便，使工作效率大大降低。1.4.3调研企业概况鸡西同达钻探机械厂办公室地址位于东北最大煤城、黑龙江省“四大煤城”之首鸡西，黑龙江省鸡西市鸡冠区南星街49号，于2000-04-18在鸡西工商局注册成立，在工厂发展壮大的17年里，该厂为客户提供最好的产品、健全的售后服务，该工厂主要经营人员培训，供应配件并保证质量，该工厂是鸡西库存图书公司行业内知名企业，他们奉行“诚信求实、致力服务、唯求满意”的企业宗旨，全力跟随客户需求，不断进行产品创新和服务改进。工厂与多家鸡西库存图书公司零售商和代理商建立了长期稳定的合作关系。1.4.4矿用旋喷钻机的技术特点矿用坑道钻机与传统的坑探法相比具有许多优点：1.施工速度快，可节省时间。2.耗资少。3.改善了现场劳动条件，减轻了环境因素对人体造成的伤害。4.便于控制复杂形态的矿体。1.4.5我国矿用旋喷钻机目前存在的问题1.产品质量需要提高。2.现在大多数钻机都是采用无级变速方式，缺少转速表。3.钻头的制造质量还不够稳定。4.国外的一些先进的技术不能与我们的产品更好的结合。1.4.6矿用旋喷钻机的发展趋势1.提高产品的质量与稳定性。2.钻机尽量采用各种有效的电力驱动和电子调控。3.钻机尽量采用拼装式设计，便于更新设计派生品。4.针对于极深的矿井，制造开发先进的快速钻掘设备和工艺。1.5结论针对国内外现状的研究对比，发现国内对井下钻机的研究尚处于起步阶段，跟发达国家有很大的差距。就此，本文介绍了一种能够在矿井下完成钻孔而设计的矿用旋喷钻机。分析了该类产品的国内外现状，讨论了产品市场的开发背景，对钻机的基本原理、结构设计以及各个子系统，如传动系统、钻杆升降系统的主要功能都作了详细介绍，对矿用旋喷钻机的设计将会大有用处。第二部分可行性论证报告2.1设计目的矿用旋喷钻机又称矿用旋喷钻具，是一种用来输送浆液，压缩空气和清水的介质，在高压的工作条件下，能够保证持续的动密性与静密性。本次课题的研究就是设计一种新型的矿用旋喷钻机，增加工作效率，提高产品的稳定性。2.2传动方案的确定方案一：带传动式变速箱设计如图2-1：图2-1带传动式变速设计方案一的工作原理：主要是带轮传动，将电机的转速通过皮带传动，带动Ⅰ轴转动，此时，Ⅰ轴上的齿轮转动，齿轮与齿轮产生啮合，并将动力传递到Ⅱ轴，Ⅱ轴上的齿轮和齿轮同时转动，用拨叉控制双齿轮，档拨叉向左移动时，齿轮与齿轮啮合，将转速传递到Ⅲ轴，Ⅲ轴上的齿轮与齿轮啮合，钻机开始工作；当Ⅲ轴上的齿轮与齿轮啮合时，带动绞车工作。该方案优点：带轮传动时，摩擦小；缺点：钻机长时间使用，容易发生带轮失效。方案二：齿轮传动式变速箱设计如图2-2:图2-2齿轮传动式变速设计方案二的工作原理：主要是齿轮传动，将电机和Ⅰ轴通过联轴器链接，当点击转动时，带动Ⅰ轴转动，此时，Ⅰ轴上的齿轮转动，齿轮与齿轮产生啮合，并将动力传递到Ⅱ轴，Ⅱ轴上的齿轮和齿轮同时转动，用拨叉控制双齿轮，当拨叉向左移动时，齿轮与齿轮啮合，将转速传递到Ⅲ轴，Ⅲ轴上的齿轮与齿轮啮合，钻机开始工作；当Ⅲ轴上的齿轮与齿轮啮合时，带动绞车工作。该方案优点：避免长时间使用中失效问题；缺点：钻机启动时噪音较大。2.3最终设计方案综上所述，考虑工作效率等问题，确定为第二套方案。目前，在我国直接为煤炭生产服务的钻机，百分之八十以上的机台在井下从事作业，完成抽放瓦斯、防火或灭火、探水、煤层注水、地质与工程等钻孔任务。根据工作条件的特殊性，要求矿用旋喷钻机应具备以下特点：1.外廓尺寸小，重量轻，易于解体，便于运输和井下搬运；2.支固拆固迅速而可靠，具有一定的能力，而且效率较高；3.坚固耐用，机组集中，维修方便。2.4总体设计确定钻机的设计方向是：1.机器的动力传递采用机械和液压传动相结合，即半液压式钻机；2.以液压卡紧为主，必要时也可以更换手动卡盘，不使钻机停车继续钻进；3.为了使钻机既适应高巷道（或巷上）又适应矮巷道内作业，应具备绞车提升装置；4.机器应具有反转，以便上卸钻杆和处理事故；5.在满足上述各项要求的同时，应使结构简单，操作方便，尽可能实现标准化、通用化。2.5结论将三个方案对比得出，方案一使用带传送进行变速，该方案不适合大功率长时间的工作，方案二齿轮传动式变速设计，这个设计方案相对稳定性高，传动比分配准确，安全性能好，适合大扭矩传动。经过综合考虑，方案二的传动方式可以满足要求，故选择方案二。第三部分设计计算3.1钻进电机的选择本机组的驱动装置采用三相交流异步电动机，该电机的重量轻，结构简单，使用维护方便。为了便于搬运和机构的布置，钻机和油泵各用一台电机单独驱动，而回转器与绞车共用一台电机联合驱动，因此电机总功率为：式中：—钻机的电机功率，；—钻机钻进时钻杆所需的功率，；设计公式为：（3-1）式中：—孔底破碎岩石所用的功率，；—钻头与孔底岩石摩擦消耗的功率，；—回转钻杆所用的功率，；—机械效率，0。85。1.孔底破碎岩石所需功率（3-2）式中：—立轴转速，;—钻头切削刃数，m=6;—钻进速度，;—岩石抗压强度，取2000、4000、8000、12000详见表3-1;—井底环状切削面积，取钻头直径，内孔直径表3-1不同土层的抗压强度岩石名称抗压强度δ（N/cm2）粘土、页岩、片状砂岩4000石灰岩、砂岩8000大理石、石灰岩10000坚硬的石灰岩、页岩12000黄铁况、磁铁矿14000煤20002.钻头和孔底摩擦所消耗的功率（3-3）式中：—孔底压力，取2000N、4000N、8000N、10000N、12000N;—钻具与岩石间的摩擦系数，取；—侧摩擦系数，取;—立轴转速，取;—钻头的外半径，；—钻头的内半径，；3.回转钻杆所需要的功率（3-4）当＞200时（3-5）式中：—硬质合金钻进取，；—钻杆直径，；—立轴转速，同前所述；—冲洗液比重，。将以上参数及立轴的不同转速分别带入式3-2、3-3、3-4、3-5和3-1中，所得的数据列入表3—2中。表3-2钻机各部分功率n20038020000。38050。446740000。76090。893980001。52191。7879100001。90242。2335120002。28282。680220000。52270。993240001。04551。986580002。09103。9730100002。61384。9660120003。13655。95953。41296。484520005。07789。322840006。140411。017580008。265614。4064100009。328416。09881200010。390817。7932通过以上计算可知，回转器满足最大钻速运转所需要的功率：故在选择电机时只要满足这个功率即可达到要求，故在文献［5］中选择Y180M-4型三相异步电动机其主要参数见表3-3。表3-3电动机的参数功率满载转速同步转速14701500上述电动机即可满足需求。3.2机械传动系统的设计计算3.2.1机械传动系统机械传动系统路线图如图3-1所示：图3-1机械传动系统简图回转其转速变化范围，取决于地质条件、钻头直径以及转进方法，该钻机采用硬质合金钻进，由原始数据可知，立轴转速范围在，所以本钻机采用高低两档变速，通过拨叉直接拨动滑移齿轮进行调速，一档速度为，此时钻机处于低速运转，适合煤的开采和岩石钻孔；二档速度为，此时钻机处于高速运转，适合沙石地的钻孔。3.2.2变速箱的结构特点变速箱分变速部分、分动部分以及操作部分、壳体组成，也是变速与分动部分合为一体的传动变速箱。其主要特点是：1.采用回归式的传动形式，箱体为扁平状，有利于降低钻机的高度。变速、分动相结合，减少零件数目，有效利用变速箱内部空间，节省材料；2.操纵机构采用了齿轮齿条拨叉机构，操纵省力，工作可靠，每个滑动齿轮单独控制，结构简单，维修方便。3.壳体是由铸铁制成，故有良好的工艺性。3.2.3传动比的分配该钻机的总传动比为：当变速箱处于低速挡位时，；根据传动比分配原则，，该钻机变速箱为两级传动，所以：，则，当变速箱处于高速挡位时，根据传动比分配原则，，该钻机变速箱为两级传动，所以：，则，3.2.4齿轮强度的计算1.按齿面接触强度设计（1）由设计计算公式进行试运算：（3-6）用公式（3-6）来估算计算分度圆直径，式中：—小齿轮分度圆直径；—齿宽系数，查文献［16］得，=1；—材料的弹性影响系数，查文献［16］得，=189。8MPa—小齿轮传动转矩，式中：—输入功率，查文献［16］得，=18。5；—小齿轮转速，查文献［16］得，=1470。求得：=—小齿轮齿数，选小齿轮齿数为，则大齿轮齿数；—载荷系数，试选；—接触疲劳许用应力，式中：—解除疲劳寿命系数，查文献［16］得，、；—接触疲劳强度极限，查文献［16］得，、；—安全系数，查文献［16］得，=1。求得：；。求得：（2）计算圆周速度：（3）计算齿宽：（4）计算齿宽与齿宽之比：式中：—齿轮模数，（5）按实际载荷系数校正所得分度圆直径：=式中：—载荷系数，=，查文献［16］可知使用系数=1.25，动载系数=1.3，齿轮为直齿轮，故：==1，小齿轮为相对支承非对称布置，故：=1.492。求得:=1.25（6）计算模数:2.按齿根弯曲强度设计设计公式为：（3-7）用公式（3-7）来估算齿轮模数，（1）查文献［16］可知，大小齿轮弯曲疲劳强度极限，，；（2）查文献［16］可知弯曲疲劳寿命系数，；取弯曲疲劳安全系数，由以上数据可得：（3）计算载荷系数，；计算得：；（4）查文献［16］可知齿形系数；（5）查文献［16］可知应力校正系数；（6）计算大小齿轮的并加以比较：；；可见大齿轮数值较大。将以上数据带入（4-2）得：，就近取4对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲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，可取由弯曲强度计算所得的模数3.9，并就近圆整为标准值mm。3.几何尺寸计算（1）齿数的计算由，算出小齿轮齿数：。式中：—齿数比，=（2）分度圆直径的计算（3）中心距的计算（4）齿宽的计算，取，以上计算表明，弯曲强度满足要求，齿轮尺寸无需调整。由以上校核过程可知，该齿轮对满足强度要求，同时在该变速箱中，此齿轮对为最危险齿轮。故不对其它齿轮进行校核，也可以达到强度要求。通过以上步骤的计算可得其他齿轮数据，可见表3-4。表3-4齿轮的详细参数齿轮齿数模数齿宽变位系数材料硬度齿顶系数压力角17460040Cr26012034450045Cr28012050225040Cr260120180230045Cr28012058330040Cr260120115320045Cr280120542。518040Cr2601201352。525045Cr2801203.3传动轴直径的确定3.3.1轴的功率的确定确定各传动件的效率，安全起见，各功率均取较小值，见表3-5：表3-5各轴的功率项目轴联轴器轴承齿轮总功率I0.980.990.960.90288II0.990.960.9504III0.990.960.9504各轴的实际功率为：各轴的转速:3.3.2轴的设计及联轴器的选取初选轴的材料为45钢，经调质处理，由文献[18]表26。3-2取，则：2.初步选定联轴器和计算转矩联轴器是机械传动中常用的部件。它用来把两轴联接在一起，机器运转时两轴不能分离；只有在机器停车并将联接拆开后，两轴才能分离。凸缘联轴器是把两个带有凸缘的半联轴器联成一体，以传递运动和转矩。凸缘联轴器的材料可用灰铸铁或碳钢，重载时或圆周速度大于时应用铸钢或碳钢。由于凸缘联轴器属于刚性联轴器，对所联两轴的相对位移缺乏补偿能力，故对两轴对中性的要求很高。当两轴有相对位移存在时，就会在机件内引起附加载荷，使工作情况恶化，这是它的主要缺点。但由于构造简单、成本低、可传递较大转矩，故当转速低、无冲击、轴的刚性大、对中性较好时亦常采用。由文献[19]表14-1，取查文献[19]附表F-4，选取型号为GYS5的凸缘联轴器，其公称转矩，轴孔直径，联轴器长度，联轴器与轴配合的毂孔长度，如图3-2所示。图3-2凸缘型联轴器3.键的选择与校核联轴器外键的选取由文献[19]表6-1，，取；。根据键的剪切强度公式（3-8）式中：—传递转矩，有；—键与轮毂的接触高度，；—许用压强，查文献［19］取。将上述数据带入公式（3-8）得故键满足需求。3.4各轴支承方式的选用I轴上有卸荷齿轮，I轴上的轴承只承担径向力，故采用深沟球轴承，I轴重左端轴承采用6307支撑。II轴经受力分析可知，只受径向力，故采用深沟球轴承，II轴左端轴承采用6007，右轴承采用6207。III轴采用三支承结构，前支承用圆锥滚子轴承且为主要支承，中、后支承采用球轴承为辅助支承。3.5主要零件的验算在变速箱中共有三根轴，其中Ⅲ轴负荷最大，而且相对尺寸直径小、长度长。下面仅以该轴的强度寿命进行验算。Ⅲ轴共有两种工作状态，向回转器传递两种状态的动力，相比而言回转器的200r/min的转速时该轴扭矩最大，受力最大。Ⅲ轴的驱动校核：已知下列条件：材料40Cr，调质，该轴的两个转速及传递的扭矩见表3-6：表3-6轴的转速扭矩转速（r/min）扭矩（N·m）备注Ⅰ档220221．7Ⅱ档380118．41.在各种转速下齿轮受力的计算结果列表3-6中。2.轴的疲劳强度校核：从图3-3中得知，校核轴的强度时，应取低转速的受力状态。图3-3轴的受力分析表3-7轴的各点的支撑力Ⅰ档Ⅱ档Ft45362Fr41952Ft642594Fr6944RAX194-174RBX-8831092RCX-60375RAY3680724RBY7201502RCY4921027轴的扭矩图如图3-3所示，现计算Ⅰ－Ⅰ，Ⅱ－Ⅱ截面的安全系数。截面Ⅰ-Ⅰ的弯矩：水平弯矩：=+=199垂直弯矩Ⅰ-Ⅰ：=+=542合成弯矩：截面Ⅱ-Ⅱ的弯矩：水平弯矩：垂直弯矩：合成弯矩：量截面扭矩下面是按当量弯矩计算Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ两截面的安全系数:水平受力图如图3-4所示。图3-4水平受力图水平弯矩图如图3-5所示。图3-5水平弯矩图垂直受力图如图3-6所示。图3-6垂直受力图垂直弯矩图如图3-7所示。图3-7垂直弯矩图合成弯矩图如图3-8所示。图3-8合成弯矩图表3-8轴的危险截面校核名称Ⅰ-Ⅰ截面Ⅱ-Ⅱ截面说明扭矩（）356356弯矩（）575223当量力矩652380工作应力13176。92疲劳极限350350尺寸系数0。770。77表面质量0。850。85有效应力集中系数1。571。57安全系数2。293。91许用安全系数2。292。29安全通过上述验算Ⅲ轴通过校核，其它轴系从略。3.6回转器的计算3.6.1回转器的结构特点本回转器本体、立轴、立轴导管、直齿锥齿轮对等组成。立轴的上端装有常闭式液压卡盘，下端装有液压夹持器，其特点为：1.回转器和给进机构连接紧凑；2.立轴开孔方式是采用开轴式，操作简单，减轻机组重量；3.本体和连接盘的连接是靠圆锥面定位。磨损后可行补偿，或调整螺栓进行调整。3.6.2零部件的设计计算与强度校核1.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试运算：式中：—小齿轮分度圆直径；—齿宽系数，查文献［18］得，；—材料的弹性影响系数，查文献［18］得，；—齿轮传动转矩，；式中：—输入功率，根据之前计算的结果，；—齿轮转速，根据之前计算的结果，。求得：=—小齿轮齿数，选小齿轮齿数为，则大齿轮齿数；—载荷系数，试选；—接触疲劳许用应力，式中：—解除疲劳寿命系数，查文献［18］得，；—接触疲劳强度极限，查文献［18］得，；—安全系数，查文献［18］得，=1。求得：。求得：mm计算圆周速度：（1）计算齿宽b及模数：mm（2）计算纵向重合度：（3）按实际载荷系数校正所得分度圆直径：=式中：—载荷系数，=，查文献［18］可知使用系数=1。25，动载系数=1。3，齿轮为直齿轮，故：==1，小齿轮为相对支承非对称布置，故：=1。492。求得:=1。25（4）模数的计算:2.按齿根弯曲强度设计设计公式为：（3-9）用公式（3-9）来估算齿轮模数，（1）计算当量齿轮（2）查文献［18］可知，大小齿轮弯曲疲劳强度极限，，；（3）查文献［18］可知弯曲疲劳寿命系数；取弯曲疲劳安全系数，由以上数据可得：（4）计算载荷系数，；计算得：；（5）查文献［18］可知齿形系数；（6）查文献［18］可知应力校正系数；（7）计算大小齿轮的并加以比较：可见大齿轮数值较大。根据以上数据，确定齿轮模数：，就近取2mm由，算出小齿轮齿数，3.几何参数的计算（1）分度圆直径的计算（2）中心距的计算（3）齿宽的计算，取，（4）按圆整后的中心距修正螺旋角对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲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，可取由弯曲强度计算所得的模数1。02，并就近圆整为标准值，以上计算表明，弯曲强度满足要求，齿轮尺寸无需调整。3.7绞车的设计与计算3.7.1结构特点本钻机应用于勘探地质孔。且深度较大，在提升钻杆中工作难度大，故应设置绞车，方便提吊钻杆，换钻头等工序。在结构上选择了常用的固定轮系传动型的游星式齿轮传动绞车，其特点是：结构简单而紧凑，传动装置兼起离合作用，并有过载保护功能；1.在一定范围内可实现无级调速和微动升降；2.传动功率大，效率较高；3.传动平稳，且操作灵活。3.7.2主要配件参数的选择1.确定钢丝绳直径d根据文献[19]在GB1102-74，选定钢丝绳6(37)，钢丝绳参数如表3-9下：表3-9钢丝绳的基本数据外径：d=8。7mm总断面面积：A=227。88总破断拉力：抗拉强度：2.钢丝绳的强度校核绞车最大提升负荷取，最小安全系数，在正常情况下最大起重时的安全系数:在急刹车情况下，假设钢丝绳所受最大拉力是正常负荷的2。5倍时，则安全系数为：通过以上计算可知，该钢丝绳可以满足工作过程的需要，故可以使用该型号的钢丝绳。3.卷筒参数的确定由于在提吊过程中主要是对钻杆，因此卷筒所能缠绕的钢丝绳的长度应充分大于单根钻杆的长度，使其能满足工作需要。因此确定卷筒参数如下：表3-10卷筒的基本参数卷筒内经卷筒外径卷筒有效长度3.7.3绞车所需的功率计算绞车的驱动功率可由下式计算得：式中：—钢丝绳工作过程中所受的拉力，；—绞车的缠绳速度，；当时，时，；当时，时，。为了减轻钻机的整体重量，对绞车所受的功率加以限制，通过抱闸将功率控制在15～15。5以内。绞车中行星机构的设计计算及其强度校核该绞车中齿轮对的主要参数见表3-11。表3-11齿轮详细参数齿轮齿数模数齿宽变位参数材料硬度齿顶系数压力角36340040Cr26012036325040Cr280120108325040Cr260120齿轮11、12的强度校核1.齿面接触疲劳强度计算初步计算转矩=接触疲劳极限，查文献［19］可知，初步计算的许用接触应力为值:查文献［19］表12。16可知，。初步计算小齿轮直径取初步齿宽，取2.校核计算圆周速度，估计其值，精度等级，查文献［19］可知，选齿轮精度8级齿数和模数，取，则使用系数，查文献［19］可知，动载系数，查文献［19］可知，齿间载荷分配系数，查文献［19］表12。10，求由文献［19］表12。10可知，则：cos=齿向载荷分布系数，由文献［19］表12。11可知：载荷系数，=查文献［19］可知:弹性系数，节点区域系数，接触最小安全系数，总工作时间，应力循环次数：由，接触寿命系数，查文献［19］可知，，；许用接触应力[]，由于，验算计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。3.确定传动主要尺寸实际分度圆直径，，，中心距，，4.齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数：齿间载荷分配系数，查文献［19］可知，齿向载荷分配系数，载荷系数，齿形系数，查文献［19］可知，，；应力修正系数，查文献［19］可知，，；弯曲疲劳强度极限，查文献［19］可知，；弯曲最小安全系数，查文献［19］可知，；应力循环次数，，（由上计算可得）；弯曲寿命系数，查文献［19］可知，，；尺寸系数，查文献［19］可知，。许用弯曲应力：，，验算：，以上计算过程表明，弯曲疲劳强度满足要求，齿轮尺寸无需调整。通过比较可知当该对齿轮满足强度要求时，则其它齿轮一定满足要求，故不对其它齿轮进行校核。同时可知在绞车中的其它零件也可以满足强度要求。3.8液压系统的设计计算3.8.1进给油缸的设计给进油缸的结构为双作用单活塞杆往复运动油缸，所起的作用是：完成钻孔过程中的给进运动；当卡钻及处理事故时，配合绞车起拔在钻杆。1.工作压力计算钻机工作角度：与水平成油缸最大推力：式中：—油缸最大推力，；—孔底最大推力，=12000；—钻杆与孔壁的摩擦力，；式中:—钻杆单位长度重量，；—钻杆长度，；—摩擦系数，=0。35则:油泵的工作压力为：2.油缸直径的计算根据所需油缸最大作用力以及液压系统的最大工作压力可求得油缸直径。(3-10)式中：—油缸计算直径；—油压系统的调整压力，取；—油缸最大起拔力，取。将上述数据带入公式（3-10）得：3.8.2液压卡盘的设计钻机液压系统的作用：实现液压卡盘的松卡钻杆动作；实现钻机钻进时给进的动作；实现强力起拔动作。动力头是座箱式钻机的核心部件，而液压卡盘又是动力头的关键部分，它能否把六方轴的扭矩和油缸的推力传递给钻杆，是钻机打孔的关键；因此，液压卡盘的设计好坏直接关系到整台钻机的性能和质量。该碟形弹簧式液压卡盘为常闭式结构，由碟簧产生的推力，通过楔面传力机构，最后传递给卡瓦夹紧钻杆。1.液压卡盘的设计要求液压卡盘既要向钻杆传递扭矩和回转运动，又要向钻杆传递轴向运动和给进力。为了使钻机的工作可靠，设计液压卡盘时首先应保证卡瓦对钻杆具有足够的夹紧力，且夹紧后有自锁能力，使卡瓦央紧主动钻杆后不出现轴向或周向的相对滑动；其次，夹紧面积要大，夹紧力分布要均匀。不致损伤主动钻杆表面；第三，应考虑各零部件相互拆装时的难易程度、易损件和卡瓦更换时的方便程度；第四，使用钻杆的直径规格不能太多，否则随卡瓦径向移动尺寸的增大，液压卡盘的外形尺寸也相应增加，如果采取更换卡瓦来满足不同直径的钻杆，液压卡盘就要经常拆装，将影响钻机的使用性能。因此，液压卡盘的设计既要保证夹紧可靠和拆装方便，又要尽量缩小其外形尺寸。2.液压卡盘的工作原理其工作原理是夹紧钻杆依靠喋型弹簧安装时的预紧力，使移动套上移，移动套内孔为圆锥形，迫使主轴槽内的三块卡块同时向中心移动，完成卡紧动作。当松开卡盘时，是靠加入卡盘油缸中的压力油克服碟型弹簧的弹力，并压缩碟型弹簧，迫使活塞及移动套下移，由于移动套离开了卡瓦，主轴的两个涨环将卡瓦弹回到圆锥面外径的位置，完成松开钻杆的动作。高压油从上部进入推动活塞移动，活塞带动推力轴承和卡套下行，卡套压紧蝶形弹簧，由于卡套与卡瓦为斜面配合，因此卡套下行驱动卡瓦在卡套的‘T’型槽内向外移动，松开钻杆。需要夹紧时，操作液压系统的卡盘控制阀，卸掉油压，在蝶形弹簧的弹力作用下，卡套上移，驱动卡瓦作径向收缩，卡紧钻杆。3.液压卡盘的设计计算卡盘夹紧力的大小，取决于碟型弹簧的轴向推力，轴向推力越大，夹紧力就越大。(1)卡瓦对钻杆的夹紧力N。卡瓦对钻杆的夹紧力N必须满足下式：式中：—最大起拔力，—卡瓦与钻杆的摩擦系数，f=0。5。所以:N≥==120kN(2)碟型弹簧的轴向推力弹簧对卡瓦的轴向推力为：（3-11）式中：—卡瓦与钻杆间的法向推力；—卡瓦的斜角，；—当量摩擦角，；—储备系数，。将上述数据带入公式（3-11）得：(3)卡盘松开时所需油压的计算根据碟型弹簧的特性，松开卡盘时所需油压力为：(3-12)式中：—碟型弹簧的最大理论弹力，—环状油缸面积(3-13)式中：—油缸直径，—活塞杆直径，将上述数据及计算结果带入公式(8-3)、(8-2)得：(4)碟型弹簧总变形量的计算式中：—碟型弹簧总变形量，；—一片弹簧的变形量，；—弹簧片数，取n＝9。九片弹簧预压变形最低为38。7，最大为98。01，移动套轴向移动范围只能在△L=98。01-38。7=59。31。(5)卡瓦径向伸缩量计算式中：—卡瓦径向伸缩量；—卡瓦的斜角，取；(6)刚体强度的计算油缸壁厚为：(3-14)式中：—试验压力，；当时，＝；；—工作压力，；D—油缸内径，D＝0。32m；—缸体材料许用拉压力，（其中为材料抗拉强度），S—安全系数，S=3。5～5，取S=4。将上述数据带入公式（3-14）得：取t=8mm，所以强度足够。3.8.3进给油缸所需要的功率油缸的基本参数见表3-12。表3-12油缸的基本参数油缸数量2个油缸直径活塞杆直径活塞杆有效行程油缸面积活塞杆面积有效面积1.工作压力计算钻机工作角度：与水平成油缸最大推力：式中：—油缸最大推力；—孔底最大推力，=12000；—钻杆与孔壁的摩擦力，；式中:—钻杆单位长度重量，=60。5;—钻杆长度，=75—摩擦系数，=0。35则:油泵的工作压力为：2.油泵最大工作流量的计算油缸回程时的最大容量：油缸送进时的最大容油量：当选用钻进速度时，立轴每分钟消耗油量为：令活塞回程时间为，则回程油量为：3.进给油缸所需功率4.根据以上计算，查［5］选用CB—C型齿轮泵，其主要参数为:排量：额定压力：额定转速：油泵满载负荷时所需要的功率：式中：—额定压力，—额定流量，—机械效率，—容积效率，则：通过以上计算可知，油泵满负荷时所需的最大功率为， 故在选择时，只需要满足油泵的负载功率和油的额定转速即可达到要求，故在文献［5］中选择YB100L2-4型三相异步电动机，主要参数见表3-13。表3-13电机的主要参数功率转速3上述电动机即可满足需求。结论本文设计的矿用旋喷钻机具有一定的通用性，它可用于煤矿井下打瓦斯抽放孔、煤层注（探）水孔、通风孔、灭火注浆孔、电缆孔等工程钻孔，也可用于钻探地质勘探孔