复合式多功能摊铺机大学本科毕业论文

摘 要摊铺机是一种复合式多功能摊铺机，为适应我国深基础和连续墙以及水利、纺织的发展与需要，结合大口径摊铺机灌注桩和地下连续墙施工的特点，为解决在复杂地层、硬岩中成孔而研制，特别卵石层、基石、漂石层能大幅度提高施工效率，在各种成孔方法中是比较经济有效的方法。摊铺机是集回转、冲击钻进工艺于一体的多功能复合型摊铺机，用转盘回转钻进时可用于第四世纪覆盖层，冲击钻进时可用于卵石、灰岩、花岗岩等硬岩地层。本摊铺机的特点是结构简单，紧凑，而且各种操作手柄布置合理，操作简单，便于使用与维护。关键词：摊铺机 变速箱 转盘IAbstractThetypesGCPS-20drillthemachineisakindofcompoundtypemulti-functiondrillthemachine,inordertoadapttheourcountrydevelopmentanddemandsofthedeepfoundationandconsecutionwallandmarinehydraulicengineering,thebridgeengineering,combinethebigcalibertodrillthemachinetoinfusetonotethestakeandthecharacteristicsofundergroundcontinuouswallconstruction,inordertosolvetobecometheborebutresearchtomanufactureincomplicatedgeologicstrata,hardrock,significantexaltationofabilityofspecialeggstonelayer,sill,thestonelayerconstructionefficiency,isamoreeconomicvalidmethodinvariouslybecometheboremethod.Drillthemachineistogathertheturn-overandpoundattodrillintothecraftintheintegralwholeofmulti-functionandcompoundtypedrillthemachine,canusedfortooverlaythelayerthefourthcenturywhileusingtoturnthedishturn-overtodrillinto,canusedforthehardrockgeologicstrataofeggstone,ashrock,granite...etc.whilepoundingattodrillinto.Drillthecharacteristicsofthemachineoriginallyisastructuresimple,tightlypacked,andvariousoperationhandhandlearrangereasonable,operateinbrief,easytousageandsupport.IIKeyword：Theimpactdrillinto BecomesoonboxDeceleratethemachine TurnthedishIII毕业论文（设计）原创性声明本人所呈交的毕业论文（设计）是我在导师的指导下进行的研究工作及取得的研究成果。据我所知，除文中已经注明引用的内容外，本论文（设计）不包含其他个人已经发表或撰写过的研究成果。对本论文（设计）的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中作了明确说明并表示谢意。作者签名： 日期：毕业论文（设计）授权使用说明本论文（设计）作者完全了解**学院有关保留、使用毕业论文（设计）的规定，学校有权保留论文（设计）并向相关部门送交论文（设计）的电子版和纸质版。有权将论文（设计）用于非赢利目的的少量复制并允许论文（设计）进入学校图书馆被查阅。学校可以公布论文（设计）的全部或部分内容。保密的论文（设计）在解密后适用本规定。作者签名： 指导教师签名：日期： 日期：IVV注意事项1.设计（论文）的内容包括：1）封面（按教务处制定的标准封面格式制作）2）原创性声明3）中文摘要（ 300字左右）、关键词4）外文摘要、关键词5）目次页（附件不统一编入）6）论文主体部分：引言（或绪论） 、正文、结论7）参考文献8）致谢9）附录（对论文支持必要时）2.论文字数要求：理工类设计（论文）正文字数不少于 1万字（不包括图纸、程序清单等），文科类论文正文字数不少于 1.2万字。3.附件包括：任务书、开题报告、外文译文、译文原文（复印件） 。4.文字、图表要求：1）文字通顺，语言流畅，书写字迹工整，打印字体及大小符合要求，无错别字，不准请他人代写2）工程设计类题目的图纸，要求部分用尺规绘制，部分用计算机绘制，所有图纸应符合国家技术标准规范。图表整洁，布局合理，文字注释必须使用工程字书写，不准用徒手画3）毕业论文须用 A4单面打印，论文 50页以上的双面打印VI4）图表应绘制于无格子的页面上5）软件工程类课题应有程序清单，并提供电子文档5.装订顺序1）设计（论文）2）附件：按照任务书、开题报告、外文译文、译文原文（复印件）次序装订3）其它VII目录IAbstractII111.111.211.312 22.122.1.122.1.222.1.322.1.422.1.522.232.34353.153.27495125.1125.2125.2.1125.2.2125.2.3135.2.4145.2.5155.2.6165.2.7165.317VIII5.3.1175.3.2175.4225.4.1225.4.2225.4.3255.5275.5.1275.5.2275.5.3285.6285.6.1285.6.2295.6.3295.6.4305.6.5336366.1366.2366.2.1366.2.3376.3426.3.1426.3.2436.3.3446.4446.4.1446.4.2456.4.3466.5467487.1487.248IX8518.1518.2518.3528.3.1528.3.2528.3.3528.3.4528.3.5528.3.6538.3.7538.3.8538.3.9538.3.10538.3.11538.3.12548.4549561058646566168274X第1章 绪 论1.1项目的研究意义随着国家基本建设的投入持续增长,尤其是像京沪高速铁路、奥运场馆等一批国家重点项目的陆续启动,将对摊铺机技术要求更高、摊铺机不仅要具有高效性、环保性，更要具有复合性。通常使用的摊铺机在工作时只有钻进，当遇到较为坚硬的岩石层，如卵石、灰岩、花岗岩等硬岩石地层，就不得不改变钻进方位，或另钻它孔，为解决此问题在老师的指导下我设计这台带有冲击钻的多功能复合型摊铺机，它可有效的解决上述问题。我相信这台摊铺机一定会有很广阔的市场前景!1.2国内外的科技现状随着全球经济的高速发展 ,各类和施工的数量激增 ,难度日益加大,质量要求越来越高,极大的推动了各类基础处理施工技术的发展 ,尤其是近 20年来,由于的大型化和高层化,各种处理范围广,效率高,污染少,成本低的深基础施工工法，如大型旋挖桩、地下连续墙、各种锚固、高压旋喷、深层搅拌等已成为基础施工的重要手段。而现有国产基础施工设备效率低下 ,污染严重,不能适应新施工技术的要求,施工企业一直在大量进口该类设备。 加大开发适合我国国情的新型基础施工摊铺机的力度,满足市场急需,替代进口,是该类设备制造业的首要任务。1.3设计产品的用途和应用领域这台摊铺机设计为散装式转盘冲击、回转复合式多功能摊铺机，适用于基础和连续墙以及水利、钻凿高层纺织、港口基础桩孔的钻进，也用于大口径水井及其他孔的钻，主要用于第四世纪地层及其卵石、灰岩、花岗岩、漂石层等硬岩地层。主要应用于水利、纺织、矿井钻进等领域。第2章 摊铺机的总体设计12.1 总体布局设计摊铺机由底座、传动装置、减速器（分动箱）、主副卷扬机、冲击卷扬机、转盘、钻塔、气动系统、电气系统、工具系统组成。2.1.1传动系统电机的动力经皮带传至变速器，变速器为一进三出结构，一路输出经齿轮传至主副卷扬机；一路输出至减速器，经由万向轴传至转盘，供回转钻进；一路输出经链轮传动冲击卷扬机，供冲击提升。2.1.2气动系统空压机输出压力气，由空气包至气控箱，分两路经操纵阀控制，传至冲击卷扬机两只气胎离合器，完成冲击提升及降落。2.1.3电气系统控制电机启动及关闭，为气动系统提供电源控制，为操纵箱提供控制系统。2.1.4工具系统游动滑车、水龙头、主动钻杆、孔内钻杆、加重块、刮刀钻头、垫叉组成回转钻进工具系统。游动滑车、水龙头、孔内钻杆、冲击排渣管、冲击钻头、孔口导向工具、垫叉组成冲击钻进工具系统。2.1.5各部件的功能1．转盘转盘用于驱动主动钻杆及钻具回转，转盘系一级圆锥齿轮传动机构，通过大锥齿、转台、大、小补心驱动钻杆工作。2．减速器减速器是进一步降低转速、提高扭矩而设计的，有两档变速，由双联滑动齿轮实行。3．变速箱变速箱为二轴一级变速箱，有三挡变速，由单、双联齿轮滑移实现变速。变速箱内有正、反转装置，由双向牙嵌离合器实现，单向牙嵌离合器实现卷扬机离合。4．主、付卷扬机 主、付卷扬机均为行星式卷扬机，靠制动行星轮来实现钻2具的提升。5．底座 底座由滑台、下座、油缸、孔口板组成，转盘、卷扬机组固定于滑台上，钻塔固定于下座上，油缸一端固定于滑台，另一端与孔口板相联，油缸用于滑台的后移和孔口板开合。6．钻塔 钻塔用于悬挂游动滑车、水龙头和提升器等提升设备，结构形式为“n”型，钻塔内设有导向槽和主动钻杆后置悬挂装置。导向槽用于水龙头导向，悬挂装置用于换接钻杆时主动钻杆不落地。钻塔起落由油缸完成。2.2 主要设计参数冲击卷扬机提升能力（kN）60提升速度（m/s）0.4.050.62.冲击行程(m)0.5—43.冲击次数(1/min)6—144.冲锤质量(kg)3000—5000主、副卷扬机提升能力(单绳kN)30卷绳速度(m)0.45,0.68,1.13,1.690.31,0.46,0.77,1.156.转盘转速(r/min)13,17,21,26,42,527.主机动力型号(功率)YD280S55KW(1480r/min)8.钻塔额定负载(kN)180空压机型号(排量，压力)UB300—5003.55m3/min,0.8MP）10.配备砂石泵型号（型号） 6BS(180m3/h)或8BS（340m3/h）外型尺寸（长X宽X高）10000X2400X1700重量主机重量（t）10.4全套设备总重（t）282.3主要性能特点3这台摊铺机的主要性能特点是：摊铺机是集回转、冲击钻进工艺于一体的多功能复合型摊铺机，用转盘回转钻进时可用于第四世纪覆盖层，冲击钻进时可用于卵石、灰岩、花岗岩等硬岩地层；最大钻孔直径为2000毫米；摊铺机为机械传动，机械、液压操动，操作方便、可靠；摊铺机转速范围广，有6档变速，适用于不同地层要求，利于提高钻进效率；整套设备安装在滑撬式底座上，对孔就位方便，机动性强液压操纵滑台平移让出孔口，孔口开阔，起下大直径钻具灵活、方便；钻塔上设有导向槽，有助于提高钻孔垂直度，降低超径系数。钻塔上有水龙头后置悬挂装置，主动钻杆不落地，减轻劳动强度，缩短辅助作业时间；主、付卷扬机均采用行星式卷扬机构，提生能力强，辅助水龙头后置悬挂装置，可实现塔上无人作业；钻进可采用加重块加压（根据不同地层选用）；排渣方式为泵吸反循环，排屑效率高，减少孔底重复破碎，钻进速度快；整机尺寸设计合理，便于汽车运输及安装；动力为电机；经济耐用、性能可靠。4第3章 动力机确定根据现场需要，动力机的选择偏大些，加大储备系数，这样可以提高钻进效率。3.1 按钻头所需功率计算设电机输出实际功率为N。N。＝1.2Nj式中：Nj—摊铺机所需功率KWNj＝（N＋N）/ηhy式中:N—回转钻进所需功率（KW）η—效率η=0.8hNy—油泵所需功率（KW）Nh=N1+N2+N3式中:N1—井底破碎岩石、土层所需功率 （KW）N 2—钻头与孔底摩擦所需功率 （KW）N 3—回转钻杆所需功率 （KW）Nh=N1+N2+N3的计算N1=4mnh3A/3060000其中：m---钻头切削刀数取m=4n---转盘转数钻进时nmin=26r/minh---转进速度试取h=0.8cm/minδ---岩石抗压强度其值见表3-1A---井底破碎环状面积A=(D2d2)/4(10020)/47850cm2N2=δ×f×e×n×(R+r)/1944800式中： f---钻具与岩石直间的摩擦系数 f=0.55e---侧摩擦系数 e=1.1R---钻头外圆半径 R=200cmr---钻头内孔半径 r=0cm3.N3=7.8 1011Ld2n1.7 (当n<200r/min时)式中： L---孔深 取L=8000mmd---钻杆直径 d=100mmγ---冲洗液比重 γ=1.5将上述参数及转盘的不同转速分别代入以上各式，所得值列表 3—2中。表3-1岩石名称抗压强度δ（N/cm2）大理石、石灰岩1000煤2000粘土、页岩、片状砂岩4000表3-2N(KW)或13r/min17r/min21r/minC(N/cm2)10005.836.236.57N1200011.6512.4613.14400023.3124.9326.2910000.370.480.59N220000.740.961.19640001.481.922.38N30.490.771.1010006.697.488.26N回200012.8814.1915.43400025.2827.6229.77N(KW)或26r/min4252r/minC(N/cm2)r/min10006.937.818.24N1200013.8215.5616.42400027.6337.1140.5510000.741.191.47N220001.472.382.9440002.944.765.88N31.593.595.1610009.2611.5914.87N回200016.8821.5326.52400032.1645.4651.593.2 当摊铺机进行冲击钻进时功率计算冲击卷扬机的提升能力为 60KN提升速度 V（m/s）0.4 0.5 0.6所需功率 P=FV7P(KW) 为24 30 36变速器的传递效率η=0.8所需电机的功率 p电=36KW=45KW0.8钻进时所需的最大功率为 51.59KW冲击时，转盘不工作，按钻进时选择电机 P=55KW。8第4章 带轮选择轴转速 793.8 r/min,电机转速 1480r/min,每天工作 16小时以上，p电=55KW设计功率pd=kAp电查：工况系数kA=1.6pd=1.6×55=88KW2.选定带型根据pd=88KWn1=1480r/min确定带型为C型dd=200～315mm3.传动比i=1480r/min=1.86793.84.小带轮直径dd1=355mm大带轮直径dd2=355i=661.88mm取dd2=630mm轴的实际转速(1)n1dd1(10.01)1480355n2=dd2==825.6r/min6306.带速V=dd1n1=3551480100060=27.5m/s601000初定轴间距9a0=1500 mm所需基准长度Ld=2a0+（dd+dd）+(dddd)22124a0021=2×1500+3.14(630355)427.52=4565.4mm21000查取 Ld=4500mm9. 实际轴间距LdLd0150045004565.4aa021467.32取a=1467.3mm小带轮包角a1=1800-dddd57.3=169.26021a单根V带基本额定功率由 dd1=200mm和n1=1480r/min 查得C型带 p1=14012KW考虑传动比的影响，额定功率的增量 P1 1.14KWV带的根数Z=pd(pp)kaklka——小带轮包角修正系数ka=0.96kl——带长修正系数kl=1.04Z=88=5.78(14.121.14)0.961.0410取Z=6根单根V带预紧力F500(2.51)pdmv20KaZVm——带的每米质量m=0.3kg.m1F0500(2.51)6880.327.520.9627.5=654.65N11第5章 变速箱的设计与计算5.1 变速箱的结构特点变速箱为二轴一级变速箱，有三挡变速，由单、双联齿轮滑移实现变速。变速箱内有正、反转装置，由双向牙嵌离合器实现，单向牙嵌离合器实现卷扬机离合。5.2 结构计算5.2.1初步选定转盘所需的转速为：10、15、24、30、33、65减速器有两挡减速，传动比为i135180.1334142i122180.05947142再由转盘转速可知，变速器的处定转速为1015243033650.059160250500i102由表可知变速箱输出转速(r/min):160、250、5005.2.2 选定变速箱公比：=1.26在变速箱中锥齿轮降速，二轴的转速为（ r/min）：12×1.26=630×1.26=315160 ×1.26=202确定一轴最高转速为： n1=630×1.26=793.8r/min确定一轴其余传动比为：i2=793.8=2.52=1.264315i3=793.8=3.9=1.2662025.2.3 按弯曲强度确定齿轮模数kTY 由公式 m 12.6mZ1 FP式中：k ——载荷系数，一般取k=1.2～2取k=1.5T1——小齿轮传递的额定转矩 N·M9550P=636.7r/minTNYFS——复合齿形系数取YFS=4.5m——齿宽系数取m=20Z1——小齿轮齿数试取Z1=19FP——许用弯曲应力HlimFP=SHminHlim——齿轮选用气体渗碳处理的许用应力13取Hlim=1300SHmin——接触强度计算的最小安全系数取SHmin=1.1FP= Hlim =1300/1.1=1181.8N/ mm2SHmin计算m12.631.5636.74.5=2.8720191181.8试取m=4mm5.2.4 按接触强度确定齿轮分度圆直径与中心距由公式KT1u1d176632得dHPu式中K——载荷系数取K=1.5;T1——小齿轮传递的额定转矩（ N.m）;u——齿数比u=3.9d——齿宽系数d=1.0526HP——许用接触应力HP=HlimSHminHlim——实验齿轮的接触疲劳极限应力（N/mm2）取Hlim=130014SHmin——接触强度计算的最小安全系数取SHmin=1.1HP=Hlim=1300=1181.8N/mm2SHmin1.1计算d176631.5636.73.91=766×0.0935=71.62mm1.05261181.823.9d1mZ1=4×19=76mm经计算，齿轮可用。5.2.5齿宽的确定由公式mdZ1已知m=20Z1=19dm=20=1.0526Z119b由公式 dd1式中b ——齿宽d1——齿轮分度圆直径d1 mZ1=4×19=76mmb dd1=1.0526×76=80mm155.2.6齿轮齿数确定传动比 齿数和s=951.26 42 532.51 27 683.9 19 765.2.7计算齿轮相关参数、确定各齿轮详见表中心距a1m(Z1Z2)=142.5mm2齿轮齿数模数分度齿顶齿根全齿齿顶齿根m圆直高ha高hf高h圆直圆直径d1径da径df194764598466Z1764304459312294Z227410845911698Z3684272459280262Z4424168459276158Z5534212459220202Z6165.3 锥齿轮计算5.3.1 初步计算由设计公式 de1 19513KT1得uHP载荷系数 K=1.5齿数比 u 1.26估算时的齿轮许用接触应力HPHlim1300N/mm21182N/mm2SH1.11.5636.7估算结果 de1 195131.2611822159.12mm5.3.2 几何计算（1）齿数 取 Z1=48 Z2 uZ1=1.26×48=60.48取Z2=60实际齿数比为uZ2=60=1.25Z148（2）分锥角1=arctanZ1=37.9°Z2172 1 90 37.9 52.1（3）大端模数mede1159.12=3.315mmZ148取me=5mm（4）分度圆直径d1=meZ1=5×48=240mmd2=meZ2=5×60=300mm（5）外锥距Red1=193.722sin1（6）齿宽系数取R=0.3b=dRe=58.116mm取b=55mm实际齿宽系数b55R=0.284Re193.727）中点模数mm=me（1-0.5R）=4.29mm中点分度圆直径 dm1=d1(1 0.5R)=205.9mmdm2 d2(1 0.5R)=257.4mm（8）切向变位系数 xt1=0 xt2=0高变位系数 x1=0 x2=018（9）顶隙ccme0.2×5=1mm(GB12369-1990)（10）大端齿顶高ha1(1x1)me5mmha2=5mm大端齿根高hf1(1cx1)me(10.20)56mmhf2(1cx2)me(10.20)56mm全齿高h=(2c)me=11mm齿根角hf1arctan61.77f1arctanRe193.72arctanhf261.77f2Rearctan193.72齿顶角a1=f2=1.77°a2f1=1.77°（11）顶锥角a11a137.91.7739.67a22a252.11.7753.87根锥角f11f137.91.7736.13f22f252.11.7750.33（12）大端齿顶圆直径dae1d12ha1cos1240250.789245.89mmdae2d22ha2cos2306.14mm（13）冠顶距19Ak1d2ha1sin12Ak2d1ha2sin12

3005sin37.9mm 153.7mm22405sin52.1mm 115.05mm2（14）大端分度圆弧齿厚s1me22x1tanxt15220tan2004.71s2mes14.71mm（15）大端分度圆弦齿厚s1s11s124.7114.714.71mm6d1263002s2s21s224.716d22（16）当量齿数zv1 z1cos1z2zv2cos2

4860.84cos37.96097.67cos52.1当量齿轮分度圆直径dv1u211.2521dm1205262.5mmu1.25dv2u2dm21.252257.4402.2mm当量齿轮顶圆直径20dva1dv12ha262.525272.5mmdva2dv22ha402.1925412.2mm当量齿轮根圆直径dvb1dv1cos20(262.5cos20)mm246.67mmdvb2dv2cos20(402.2cos20)mm377.9mm当量齿轮传动中心距av1dv1dv21(262.5402.2)332.35mm22当量齿轮基圆齿距pvbmmcos3.144.29cos20mm12（17）啮合线长度gva1d2v1ad21vbd22vad22vbsainvvt21272.52246.672412.22377.92296.05sin202=143.38mm（18）端面重合度gva143.83vapvb11.3612.66（19）齿中部接触线长度2bva125511.361lbm31.17mmva11.36齿中部接触线的投影长度lbm lbm31.17mm215.4 齿轮校验经设计可知，齿轮Z1、Z2在较高的转速下工作，承受较大的载荷，在变速过程中又受较小的冲击，故校验齿轮 Z1、Z2。5.4.1齿轮的受力分析直齿轮端面分度圆上的额定圆周力Ft(N)2000T式中T——齿轮额定转矩NmFtdd——齿轮分度圆直径d=304mmT9550P955055KW2600.25Nmnmin202r/min额定圆周力Ft200T020002600.25d30417106N.95.4.2 齿轮传动齿面接触疲劳强度校核齿面接触疲劳强度条件(N/mm2)：HHP（1）由公式HZHZEZFtu1KAKVKHKH得：bdu1式中：ZH——节点区域系数取ZH=2.5ZE——材料弹性系数N/mm2取ZE=189.822——接触强度计算的重合度与螺旋角系数取Z=1b——齿宽（mm） b=80mmd1——小齿轮分度圆直径（mm）d1=76mmu——传动比u=3.9KA——使用系数 取 KA=1.35KV——动载系数k1Z1u2KV=1Ftk21001u2KAb式中k1、k2——齿轮精度系数7级精度k1=26.8k2=0.0193Z1——小齿轮齿数Z1=19——圆周速度=nr=0.5m/sKV=126.80.0193190.513.92684001003.921.3580=1.02取KV=1.02KH ——齿向载荷分布系数23KH1.170.18(b)20.12103bd1=1.170.18(80)20.121038076=1.379取KH=1.4KH ——齿间载荷分配系数 取KH =1.1计算应力H2.5189.8117106.93.911.351.021.41.180763.9=1403.09N/mm2（2）许用应力计算由公式HPHlimZNTZLVRZWZXSHmin式中HP——许用接触应力（N/mm2）——实验齿轮的接触疲劳极限应力 （N/mm2）Hlim=1300N/mm2HlimZNT——接触强度计算的寿命 取ZNT=1.2Z ——润滑油膜影响系数 取 Z =0.95LVR LVR24ZW——工作硬化系数 取 ZW=1.0ZX——接触强度计算的尺寸系数 取 ZX=0.963S ——接触强度最小安全系数 取 S =1.00Hmin Hmin计算许用应力HP13001.20.951.00.9631427.12N/mm21.0H1403.09N/mm2HP1427.12N/mm2故安全，可用。5.4.3 齿轮传动齿根弯曲疲劳强度校核计算强度条件FFP（1）由公式FFtKAKVKFKFYFSY得：bmn式中F——计算弯曲应力（N/mm2）mn——法面模数 （mm）KF——齿向载荷分布系数KF=KH=1.4KF——齿间载荷分配系数KF=KH=1.125YFS——复合齿形系数取YFS=4.5Y——抗弯强度计算的重合度与螺旋角系数Y=1.0计算弯曲疲劳强度F17106.91.351.11.21.14.51803.9（2）许用应力=483.65N/mm2FPFEYNTYrelYRrelTYXSFmin式中FP——许用弯曲应力（N/mm2）FE——齿轮材料的弯曲疲劳强度基本值（N/mm2）取FE=800YNT——抗弯强度计算的寿命系数取YNT=1.2——相对齿根圆角敏感性系数取Yre=0l.7YrelY——相对表面状况系数取YRrelTRrel=T1YX——抗弯强度计算的尺寸系数取YX=0.95SFmi——弯曲强度最小安全系数n取SFmin=1.0许用弯曲应力8001.20.70.952FP1.0638.N4mm/F=483.65N/mm2FP638.4N/mm226故安全，可用。5.5 变速箱轴的计算5T由公式 d 3 得：式中 d——轴的最小直径 mmT——轴传递的额定转矩 N mm——轴的许用转应力 MP轴的材料为 40Cr，查取 =40～52取 =405.5.1一轴由转速n793.8r/min功率P=55KW，确定轴的最小直径，T9550P效率9550550.98103Nmm648.461n793.8轴最小直径为d5648.4631034043.2mm8一轴为矩形花键轴传动，查手册取d=46mm矩形花键轴为：NdDB84650105.5.2 二轴由最低转速为 nmin 220r/min279550P效率9550550.962496.24103NmmT1n202轴最小直径为d352496.243104067.8mm3一轴为矩形花键轴传动，查手册取d=72mm矩形花键轴为：NdDB107278125.5.3 三轴在设计过程中二轴与三轴的转速相同，故两轴的最小轴径相等，三轴的最小轴径为d67.83mm5.6 轴的校核通过设计可知，变速箱三轴承受的转矩、弯矩最大，故校核三轴。轴的材料为40Cr，经调质处理，查得材料力学性能数据为：硬度 241 286HBS 抗拉强度 b 750 屈服点 s 550弯曲疲劳极限 1 350 扭转疲劳极限许用静应力 H 300 许用疲劳应力

11

200194 2335.6.1 按转矩计算最小轴径为dminPA3nmin式中A——按定的系数取A=10028P——功率P=55KWnmi——最小转速nnnmi=202r/min计算得dmin10035564.8mm202dmin≥dmin故安全。5.6.2 轴上受力分析轴传递的转矩955P09550553N10mmT1n2022600.25圆柱齿轮圆周力Ft12T122600.2531093d27518.1N0式中d——三轴圆柱齿轮分度圆直径mm径向力Fr1Ft1tan6879N锥齿轮圆周力Ft22T122600.253103d24021.671KN0式中d——三轴锥齿轮分度圆直径mm径向力Fr2Ft2tancos21.67103tan20cos37.96224.2N轴向力FxFt2tansin21.63710tan20sin3N7.94845.45.6.3 求支反力1）在水平面内的支反力由M0得29Fr1aFr2(ab)FBH(abc)0Fr2(ab)Fr1a6224.2(59.5163.25)687959.51398.9NFBHbc)59.5163.25475.75(a点的支反力为：FAH Fr2 Fr1 FBH 744.1N（2）在垂直平面内的支反力由M0得Ft1aFt2(ab)FBV(abc)0FBVFt2(ab)Ft1a21670(59.5163.25)1890059.58520.46NA点(abc)59.5163.25475.75的支反力为：FAV Ft1 Ft2 FBV 32049.54N5.6.4 作弯矩和转矩图受力分析及转矩见图 5-1。30HFAHF=6879NFr1BHFr2=6224.2Ft1=18900NFt2=21670NF2HFBvAvMM1HFBHFAH31M2vM1vFAvFBvM2M1T（1）齿轮作用在水平面的弯矩图M1H FAH a744.1 59.5 4427N3.m9m532M2H FBH c1398.9 475.75 665N52m6.m68（2）齿轮作用在垂直平面内的弯矩图M1V FAVa 32049.5459.5 1906947.63NmmM2V FBV c8520.46 475.75 4053N60m8m.85（3）合成弯矩图M1M1H2M2666997.71Nmm2HM2M1V2M2V24054057.37Nmm（4）作转矩图T1 2481.N9m5.6.5 确定危险截面及安全系数校验计算（1）根据轴的结构尺寸及弯矩图、转矩图、截面H处的转矩、弯矩最大，且有花键槽引起的应力集中和轴肩处的应力，故H面处最危险，H面为危险截面。（2）安全系数校验计算由于变速器轴转动，弯矩引起对称循环的弯应力，转距引起的为脉动循环的切应力。弯曲应力幅为aM2W式中W——抗弯断面系数查得W=54.5cm2=54.5106ma4054.0610674.39106Pa74.39MPa54.5由于是对称循环弯曲应力，故平均应力为m=033根据式S1得：Kam式中 1——40Cr弯曲对称循环应力时的疲劳极限取1=350MPaK——正应力有效应力集中系数K=1.99——表面质量系数=0.92——尺寸系数查=0.643506计算101.39S1.9974.3961000.92 0.64切应力幅为T195505520212.70MPama20.2831062Wp式中Wp——抗扭断面系数Wp=0.2d3=0.2803=102.4×106m3根据式S1Km式中1——40Cr扭转疲劳极限1=200MPaK——切应力有效应力集中系数K=1.61——表面质量系数 =0.92——尺寸系数查=0.6434——平均应力折算系数=0.21计算S2001065.761.6112.71060.21127001060.920.64轴H截面的安全系数由公式SS1.395.761.35SS21.3925.762S2由表可知 S=1.3～1.5故S>S,该轴H截面是安全的。35第6章 转盘的计算6.1 转盘输出转速转盘输出转速（r/min）: 13、17、21、26、42、52输入转盘转速 (r/min): 65、85、105、130、210、260转盘用于驱动主动钻杆及钻具回转，转盘系一级圆锥齿轮传动机构，通过大锥齿、转台、大、小补心驱动钻杆工作。6.2 大、小 锥齿轮计算6.2.1 初步计算（1）按齿面接触强度计算由设计公式de119513KT1得uHP式中：载荷系数K=1.5齿数比u5转矩：T19550P955055n658080.77Nm估算时的齿轮许用接触应力Hlim130022HP1.1N/mm1182N/mmSH估算结果de11.58080.77234.44mm19513118225（2）按齿根抗弯强度计算36由式me323KTY1FS得：u2Z211FP式中K——载荷系数取K=1.5YFS——复合齿形系数取YFS=4.6Z1——小齿轮齿数Z1=18FP——齿轮许用弯曲应力FP=FESF式中FE——抗弯强度FE=600N/mm2SF——抗弯强度的安全系数SF=1.8FP=600333.33N/mm21.81.58080.774.6计算me32352114.9mm182333.33取me=16mm（3）齿轮齿数Z1de1=234.4414.6525me16取Z1=186.2.2 几何计算37（1）齿数Z1=18Z2uZ1=5×18=90（2）分锥角1=arctanZ1=11.3°Z2219011.378.7（3）大端模数 me 16mm（4）分度圆直径d1=meZ1=16×18=288mmd2=meZ2=16×90=1440mm（5）外锥距Red1=734.88mm2sin1（6）齿宽系数取R=0.3b=dRe=220.464mm取b=200mm实际齿宽系数b200RRe0.272734.88（7）中点模数mm=me（1-0.5R）=13.8mm中点分度圆直径dm1=d1(10.5R)=248.8mmdm2d2(10.5R)=1244.2mm38（8）切向变位系数xt1=0xt2=0高变位系数x1=0x2=0（9）顶隙ccme0.2×16=3.2mm(GB12369-1990)（10）大端齿顶高ha1(1x1)me16mmha2=16mm大端齿根高hf1(1cx1)me(10.20)1619.2mmhf2(1cx2)me(10.20)1619.2mm全齿高h=(2c)me=35.2mm齿根角hf1arctan19.21.497f1arctanRe734.88hf2arctan19.21.497f2arctanRe734.88齿顶角a1=f2=1.497°a2f1=1.497°（11）顶锥角a11a111.31.49712.797a22a2根锥角f11f1

78.7 1.77 80.4711.3 1.497 9.803f2 2 f2 78.7 1.497 77.203（12）大端齿顶圆直径dae1 d1 2ha1cos1 288 216 cos11.3 319.38mm39dae2 d2 2ha2cos2 1446.32mm（13）冠顶距Ak1d2ha1sin14402116sin11.3mm716.87mm2Ak2d1ha2sin228816sin78.7mm128.32mm22（14）大端分度圆弧齿厚s1me2x1tanxt11620tan20025.12mm22s2mes125.12mm（15）大端分度圆弦齿厚s1s1s1225.1225.12225.12mm1128826d126s2s2s2225.12126d2（16）当量齿数zv1z1cos1zv2z2cos2

1818.37cos11.390463.39cos78.7当量齿轮分度圆直径40dv1u21248.8521dm1253.73mmu5dv2u2dV152253.736343.25mm当量齿轮顶圆直径dva1dv12ha253.73216285.73mmdva2dv22ha6343.252166375.25mm当量齿轮根圆直径dvb1dvcos20(253.73cmoms20)mm238.431dvb2dv2cos20(6343.25mcoms20)mm5960.71当量齿轮传动中心距av1dv1dv21(253.736343.25)3298.49mm22当量齿轮基圆齿距pmcos3.1416cos20m4m7vbm（17）啮合线长度gva1d2va1d2vb1d2va2d2vb2avsinvt21222252v9b60.713298.2285.7v3a1238v.1b43637v2a5.25=1199.10-1128.15=70.95mm（18）端面重合度vagva70.951.50pvb47.21（19）齿中部接触线长度412bva122001.501lbm188.56mmva1.50齿中部接触线的投影长度lbm lbm188.5m6m6.3 锥齿轮齿面接触疲劳强度校核6.3.1 计算公式KAKVKHKHFtu21ZMBZHZEZLSZZKHdm1lbmuHP式中中点分度圆上的切向力2000T120008080.7764957.96NFt248.8dm1KA——使用系数KA=2.25KV——动载系数由7级精度和中点节线速度dm1n11.0579m/s取KV=1.1m100060KH——齿向载荷分布系数取KHe=1.2有效工作齿宽be0.8b5取KH=1.5KHe=1.8KH ——端面载荷系数Ft/be Ft/b 64957.96N/200 324.79N/mm 100N/mm42取KH=1ZH——节点区域系数ZH=2.5ZMB——中点区域系数ZMBtanvt2F12dva11dva2F2dvb1ZV1dvb21ZV2式中参数F1=2F221.5211.04ZMBtan2022285.73216375.251.04238.4315960.71118.37463.39=1.123ZE——弹性系数ZE=189.8N/mm2Z——螺旋角系数直齿轮Z=1ZK——锥齿轮系数ZK=0.8ZLS——载荷分配系数ZLS=1计算接触应力2.251.11.8164957.965211.1232.5189.8110.8248.8188.56 51044.5N/mm26.3.2 许用接触应力43HPHlimZNZLVRZXZWSHmin式中——实验齿轮的接触疲劳极限Hlim=1300N/mm2HlimZN——寿命系数ZN=1——润滑油影响系数=0.95ZLVRZLVRZW——工作硬化系数ZW=1ZX——尺寸系数ZX=1SHmi——最小安全系数nSHmi=1.1n许用接触应力值HP130010.95111127.1N/mm21.16.3.3 齿面接触强度校核结果H 1044.5N/mm2 HP 1127.1N/mm2；通过。6.4 齿根抗弯疲劳强度校核6.4.1 计算公式FKAKVKFKFFtYFSYYKYLSFPbmnm44式中 YFS——复合齿形系数YFS1 4.8 YFS2 4.83——重合度系数Y0.250.75/va0.250.75/1.520.74YK——锥齿轮系数1lbm2b12200YK1188.564blbm1=1.034200188.56YLS——载荷分配系数YLSZ2LS1齿根弯曲应力计算值2.251.051.864957.962F120013.84.80.75113N60m.m3/YFS24.82F2F1YFS1360.34.82361.8N/mm6.4.2 齿根许用弯曲应力FPFEYNTYrelTYRrelTYXSFmin式中FE——齿根弯曲疲劳强度基本值FE600Nmm/2YNT——寿命系数YNT=1Y——相对齿根圆角敏感系数Yre=1lrelT45Y——相对齿根表面状况系数Y=1RrelTRrelTYX——尺寸系数YX1YX21S——最小安全系数S=1.4FminFmin许用弯曲应力值FP6001111428.57N/mm21.46.4.3 齿根弯曲强度校核结果F1360.3N/mm2FP428.57N/mm2F2361.8N/mm2FP428.57N/mm2齿轮安全，可用。6.5 转盘轴结构计算选择轴的材料为 45钢，经调质处理，材料力学性能数据为：抗拉强度为 b 650MPa 屈服点 s 360MPa弯曲疲劳极限许用静应力

1 270MPa 扭转疲劳极限 1 155MPa260MPa许用疲劳应力 1 180 207MPa轴的最小直径为46PdminA3nmin式中A——按定的系数取A=100P——功率P=55KWnmi——最小转速nnnmi=65r/min计算得dmin110355104.04mm65取最小轴径为 dmin 105mm轴的结构如图：47第7章 摊铺机其余部分零件的选择7.1 联轴器的选择减速器与转盘之间用万向节联轴器连接，由减速器输出的最小转速为65r/min，传递的功率为55KW，计算转矩为：9550P955055T658080.77Nmnmin联轴器的计算功率：TCTKnKhKKanT式中Kn——联轴器转速系数Kn=1.25Kh——轴承寿命系数35103Kh=1.8K——联轴器的轴间角系数K=1.5Ka——载荷性质系数Ka=1.3计算转矩TC8080.771.251.81.151.32KNm查取， 选择联轴器为：SWP200G型（JB/T32411991)7.2 减速器齿轮安排如表7.2——148齿数模数m246Z1326Z2216Z3356Z4206Z5306Z6表7.2——1降速比：i1351823442i222182.54742输入转速为（r/min）：167、261、519输出转速为（r/min）：65、85、105、130、210、260各轴转速为，如表 7.2——249输入转速 一轴r/min）

传动比

二 轴 三 轴转速（r/min） 传动比 转速（r/min）167 167

Z1Z2

1.33

127.5 85Z3 1.7Z4

97.5 65261 261

Z1Z2

1.33

195Z51301.5Z6Z3Z4

1.7

157.5105Z1 1.33

390 260519 519

Z2Z3Z4

1.7

315 210表7.2——250第8章 摊铺机的维护与保养8.1 摊铺机维护保养的重要性摊铺机的使用寿命在很大程度上取决于对它的维护保养，摊铺机的使用者必须全面的了解摊铺机的各种结构、作用原理、安全操作、维护保养等各方面的知识，认真的做好维护保养工作，不但能够延长摊铺机的使用寿命还能防止不必要的机械故障，提高摊铺机的工作效率和经济效益。8.2 维护保养的要求1.摊铺机各部表面和机台上，必须保清洁。2.对各轴承和摩擦副必须经常注意温升情况。轴承温升不大于40，最高温升不大于80。如超过比值应停车检查。谁时注意各齿轮副和传动件的运转响声，发现异常声响应立即停车检查。随时观察摊铺机各部件的运转情况，如发现不正常的振动、晃动、位移等现象应及时检查处理。如发现漏油、漏气、非正常漏水、及紧固件松动等现象，应及时检查和消除。经常检查三角皮带及链条的松紧程度和破裂，检查各防护罩的牢固程度，避免发生以外事故。气路系统操作时，要观察气压表是否正常，如有异常现象，应立即修理。按润滑要求及时进行润滑。在气温过低或过高时钻进，在复杂地层中钻进，可适当缩短期。摊铺机停止使用时，空压机及储气筒中空气应全部排空。本摊铺机用的润滑油、润滑脂如下：变速箱、减速器和转盘： 120号工业齿轮油（冬季用）90号工业齿轮油（夏季用）其他部位润滑油：润滑脂： 钙基润滑脂空压机： 非溶剂性油51气动三联件： 20号机油8.3 主要部件保养项目8.3.1 转盘经常检查转盘定位螺栓的松紧，确保转盘工作是稳定经常检查转盘内润滑油是否渗进泥等杂物，并及时清除。检查液面高底，保证正常润滑。定期检查推力轴承间隙大小，并加以调整，避免使转盘产生不必要的冲击和轴承摩损。8.3.2 变速箱变速箱用油必须干净，清洁定期观察箱内齿轮啮合情况，如影响手把定位，应更换相应的联接件，保证操作的准确性。把手的定位装置要保证弹簧具有一定的力量，避免因振动等原因使手把跳挡。8.3.3 减速器定期检查润滑油液面高低，确保良好的润滑。定期观察箱内齿轮啮合情况，磨损情况。经常检查与万向轴的联接。8.3.4 主副卷扬机适当调节制动带的松紧程度，保证松开时不与卷筒摩擦，制动时凸轮有自锁力。制动带厚度磨损至少小于3mm时必须更换，如遇制动力不够，经调节无效时，必须检查铜钉是否露或是否有油污，如有应排除。8.3.5 水龙头当密封处发现渗漏现象，应适当压紧密封圈。如压紧无效，应确保操52作的安全及管路的密封性。8.3.6 钻具钻杆、主动钻杆、导正器连接法兰处应涂油防腐，搬运时避免碰坏。钻杆、钻杆法兰处如有裂纹等影响强度的缺陷，不应下孔。对可疑杆件应经探伤后，再决定使用否。冲击钻头的切削刃如磨损需堆焊。排渣管用O形密封圈需经常检查，如损坏需更换并存有一定量的备件。8.3.7 冲击卷扬机检查卷扬与机架，机架与底座的连接螺栓的松紧，确保工作稳定。理顺钢丝绳，防止早期磨损。8.3.8 气路系统检查各处联接，防止松动。2.空压机储气筒使用完毕，打开泻水阀，消除积水；空压机油每5小时更换，并保证压缩机油位在指定范围内；三联件润华油应在上下红线范围内，工作时呈滴状流动，否则应予调整。8.3.9 传动链条保证链条适当张紧，松动太多需加以调整并经常加入钙基润滑脂。8.3.10冲击钢丝绳钢丝绳需经常除尘，保持清洁，并涂油润滑；检查绳端夹紧装置，不允许松动；检查钢丝绳的断丝、磨损、变形、锈蚀情况，必要时更换，以确保安全。8.3.11气胎离合器不许用油漆或其它油类摸气胎表面。雨天施工应搭蓬，防止进水引起打滑。摩擦片磨损3mm后必须更换。由于长期工作、疲劳、高温、龟裂等原因导致气胎老化而不能正常工作，必须更换气胎。53更换内气胎或摩擦片时，只须拆去两侧挡板及摩擦轮毂即可进行。8.3.12主离合器三角皮带轮支撑轴承处用黄油润滑，加油量不必太多，并注意周围油污的清理工作，防止油污进入摩擦片表面。为了使皮带轮能空载运转，摩擦片脱开的间隙应为1.5mm，并经常检查三个弹簧弹力大小，随时更换失去弹力的弹簧，以免发生摩擦片脱不开的现象。防止不必要的离合动作，尽量避免在重负荷下挂合离合器，严禁摩擦片在负载下长时间打滑。遇到发热、冒烟等情况，必须立即脱开检查。如传递力不足，应检查原因并处理。当发现摩擦片烧毁、老化、脆裂和磨损；铆钉松动和外露，应予更换。8.4 安全操作注意事项使用摊铺机前，应先熟悉摊铺机构造及操作要求。各防护罩都应固定在正确位置，并时常检查牢固程度。随时检查摊铺机和钻塔支承情况，防止因地沉引起的机械和钻塔的倾斜。随时检查摊铺机各部件固定情况，特别是主、副卷扬机及冲击卷扬机、冲击钻具死绳端固定情况发现异常，应立即采取措施。对各机件的异常响声、变形、发热、冒烟、漏水等不正常情况，必须查出原因及时清除，以防事故。经常检查各手把定位和换挡位置是否正确。操作手把时，不得违反以下原则：1）主、副卷扬机工作时，提升与刹车手把不得同时扳死。2）严禁冲击卷扬离合器手把与转盘离合器手把同时合上。3）换挡时必须先脱开离合器，使齿轮降速至将停时换挡，如换挡困难，可以让离合器稍接合，严禁高速运转时挂挡。4）钻进时如遇蹩钻情况，可停止给进或脱开主离合器手把，情况严重时，须停钻提升钻具。钻塔不允许作超负荷工作，如遇孔内事故等需要做超负荷提升，必须另行采取措施。54游动滑车的“U”行环上挡板的挡销，拉出时必须旋转90°使定位可靠，防止脱落。钻杆各法兰连接必须牢固，密封必须可靠。各手把、螺钉、螺母等禁止用锤击，垫叉、提引器、大小补芯，使用时要轻放以免损坏。冬季停工时，应将砂石泵、3PNL摊铺机泵、离心水泵、摊铺机管线中的存水放掉，以免冻裂机件。每日施工完毕，放尽空压机及储气筒中空气。电机高速、低速间切换时，必须脱开主离合器，待电机停转后方可按下高速或低速按钮，启动双速电机。严禁带负载启动，确保电机及电气线路的安全。55第9章 经济性分析目前，我国加大基础设施建设，奥运场所建设，开发大西部，大力整治大江大河等政策环境影响下，建设机械市场前景愈来愈广阔，需求量越来越大，摊铺机作为建设机械中维护地基的主要机械，市场需求亦相应的大量增加。这是本设计的主要产生原因之一。我所做的GCPS-20型摊铺机设计是在GPS-20型摊铺机的基础上改进的，专门用于建设施工的专门摊铺机。产品的价值的目的在于以最低的成本，可靠的实现产品必要的功能，从而达到用户满意，增加制造企业和用户的经济效益，将价值运用到摊铺机设计中，从分析产品的功能出发，然后分析产品的成本，进行功能与成本比较，从而判断产品的价值，使摊铺机动性价比更高。根据摊铺机的设计功能要求出发，摊铺机在工作过程中要求有六挡转速：13r/min、17r/min、21r/min、26r/min、42r/min、52r/min，原动机根据施工地点的不同选用电动机，也可用柴油机，保证其互换性，扩大原动机的使用范围，使摊铺机使用地点扩大，为保证六挡转速，尤其是从原动机到转盘降速比大的特点，采用变速器和减速器依次减速的同时进行变速，并可保证变速箱和减速箱的尺寸较小。此摊铺机主要用于深基础和连续墙以及水利、纺织的发展与需要，结合大口径摊铺机灌注桩和地下连续墙施工的特点，为解决在复杂地层、硬岩中成孔而研制，在设计中尽可能的简化结构，降低成本。本摊铺机每台可售价600000元，每台可获利税10000元左右，如果某企业每年生产100台，年利润可达100万元。由于该摊铺机的售价比较不高，一般用户都可承受得起。本摊铺机利用国内外先进技术和成功经验，结合我国国情和摊铺机的具体使用要求。力求简单和适用，采用纯机械系统尽可能地利用最少的液压元件来实现摊铺机所具备的各种动作。这样，能够降低故障发生概率，提高能量利用56率和摊铺机的可靠性，降低工人劳动强度。该摊铺机的优点为：为适应野外各种钻探作业，该摊铺机可采用柴油机或电动机驱动；原动机、变速箱、传动箱分体式设计，便于拆卸、安装、移动和运输。由于该摊铺机结构简单无论是使用还是维修在费用方面都是十分经济的。在市场前景广阔和成本降低的措施下，本设计可以达到预期的目的，具有开发价值。57第10章 专 题水平定向摊铺机常用结构的探讨摘要：以水平定向摊铺机为背景，分析了水平定向摊铺机的主要结构，主要包括：底盘结构、发动机系统结构、动力头结构、钻杆装卸的结构、虎钳的结构、锚固装置的结构、导向系统、摊铺机系统的结构等。关键词：水平定向摊铺机、结构、设计、探讨；Abstract:Takedirectionalrigoflevelasthebackground,hasanalyzedthemainstructureofthedirectionalrigofcompetence,mainlyinclude:Chassisstructure,enginesystematicstructure,powerheadstructure,drillingrodstructure,structure,anchorfirmstructure,guidancesystem,mudstructureofsystem,etc.ofdeviceofviceofloadingandunloading.Keyword:Directionalrigoflevel,structure,design,discussion一、概述：水平定向摊铺机作为非开挖技术中最具活力的一项施工技术，具有导向准确、有利环保、效率高等特点。它能在一定曲率半径范围内绕开障碍物，能避免破坏管线经过地区的生态环境，施工速度快，效率高，穿越长度长，深度深。目前在国内已越来越多地应用于石油、天然气、电力、电信等领域。目前生产水平定向摊铺机的国内企业厂家有：河北廊坊勘探技术研究所、原地矿部中地装备集团技术中心、徐工集团、中联重科、上海隧道股份有限公司、中南冶金机械厂、宣化英格索兰公司、北京煤矿机械厂、山东探矿机械厂、重庆探58矿机械厂、石油物探局装备制造厂、河南畅通电信管道有限公司，以及部分高校科研院所，如清华大学、重庆大学（含原重庆大学）、同济大学、长春科技大学、煤炭科学研究院上海分院、中国地质大学、上海市政研究院、浙江大学等在研发水平定向摊铺机。徐工研究院在调查研究的基础上已开发出ＺＤ１２４５／ＺＤ１５５０／ＺＤ２０７０水平定向钻，ＺＤ１２４５／ＺＤ１５５０／ＺＤ２０７０整机主要有底盘、动力头、钻架、发动机系统、钻杆存取装置、钻杆润滑装置、虎钳、锚固装置、钻具、液压系统、电气系统及摊铺机系统等部件组成，结合目前的国内外水平定向摊铺机结构，对水平定向摊铺机主要结构设计进行探讨，有着十分重要的意义。二、主要结构１、底盘的结构水平定向摊铺机的底盘是指机体与行走机构相连接的部件，它把机体的重量传给行走机构，并缓和地面传给机体的冲击，保证水平定向摊铺机行驶的平顺性和工作的稳定性，底盘是水平定向摊铺机的骨架，用来安装所有的总成和部件，使整机成为一个整体。水平定向摊铺机底盘目前的结构一般为液压驱动，刚性连接式车架，底盘主要包括车架及行走装置，车架为框架焊接结构，上面有发动机、油水散热器、燃油及液压油箱、操纵装置等的安装支架；底盘的行走装置主要包括驱动轮、导向轮、支重轮、托链轮、履带总成、履带涨紧装置及行走减速机、纵梁等组成。行走装置中左、右纵梁分别整体焊接后，与中间整体框架式车架用高强度螺栓连接成为一个整体车架。底盘的车架后端设计时可两个蛙式支腿或两个垂直的支腿， 可有效降低支腿部分重量及简化结构，水平定向摊铺机工作时支腿支起，增强整车的稳定性。底盘的行走减速机目前一般选用进口的内藏式行星减速机（包括马达）或两点式变量马达减速机，行走时能够实现行走快慢双速，输出扭矩大、结构紧凑。底盘的行走装置主要包括履带张紧装置、橡胶履带总成、驱动轮、导向轮、支重轮及行走减速机等组成。底盘的橡胶履带有两种结构方式可选择，一可采用ＢＲＩＧＥＳＴＯＮＥ公司的整体式橡胶履带；二可采用ＢＥＲＣＯ公司的组合式橡胶履带的结构，二者相比前者结构简单，节距较小，车架高度较低，但后者强度高，可承受更大的载重量，损坏后可以更换，驱动轮、导向轮、支重轮、履带张紧装置都可直接配套。底盘的履带张紧装置由张紧油缸、张紧弹簧、导向轮、油杯等组成。履带张紧装置的作用是保持履带一定的张紧度。一般设计时优先选用整体式橡胶履带，若不能选到适合水平定向摊铺机重量的履带，则要选用ＢＥＲＣＯ公59司的橡胶履带。另外底盘的结构在设计前应协调知道以下几个方面的：（１）与发动机系统设计者和发动机罩设计者及其它相关人员协调相对安装结构布置形式尺寸及与车架的连接形式；（２）支腿布置尺寸具体结构应满足几何相容；无机构干涉现象；（３）进行车架结构强度计算并出具计算书；（４）如有问题请及时反馈，并与相关设计者协调等等。徐工研究院开发出ＺＤｌ２４５／ＺＤｌ５５０／ＺＤ２０７０水平定向钻采用的底盘的结构为：底盘为液压驱动，刚性连接式车架。２、发动机系统的结构水平定向摊铺机的发动机系统一般包括发动机、散热器，空滤器，消音器，燃油箱等。一般水平定向摊铺机设计时发动机选用国外的ＪｏｈｎＤｅｅｒｅ增压水冷发动机或选用美国康明斯公司的增压中冷发动机，为了适应不同用户的需求，也可选装国内的二汽东风的康明斯发动机及玉柴等厂的发动机。其水散热器、空滤器等附件选用国产配套件，燃油箱自制．发动机系统设计时应先知参数为：发动机型号及发动机参数：功率：ＫＷ（ＢＨＰ）：扭矩：Ｎ．ｍ（１ｂ．ｆｔ）和详细参数参考。由上来确定发动机选件及安装形式采用几点式安装；向液压系统设计者提供发动机取力口（ＰＴＯ）旋向及输出功率的资料；与散热系统设计者协调发动机风扇直径，速比及风量的数据；与电器设计者协调发动机电路连接方案；选定并安装联轴器；进排气附件安装；设计要求满足发动机工况并加装进气阻塞指示报警装置；具体安装形式和安装结构与相关设计者协调，如有问题请及时互相反馈等。徐工研究院开发出ＺＤｌ２４５／ＺＤｌ５５０／ＺＤ２０７０水平定向钻采用的发动机的结构为：国外的ＪｏｈｎＤｅｅｒｅ增压水冷发动机及玉柴的发动机等。３、动力头的结构水平定向钻的动力头的结构一般由一个高速马达驱动减速机，由减速机驱动动力头，由减速箱输出轴驱动钻杆转动，输出轴中空。动力头有以下功能：（１）驱动钻杆钻头回转；（２）承受钻进、回拖过程中产生的反力；（３）摊铺机进入钻杆的通道。目前国内水平定向钻的动力头的结构基本一样，不同点在于：.１、减速机的选型不一样：同吨位的水平定向钻选不到完全相同的减速机，所以各厂家的该减速机的减速比和性能参数有所变动。.２、动力头的减速比不一样：由于减速机传动比的改变，所以动力60头的减速比也有变动。目前，动力头的传动方式主要有链传动和齿轮传动；如ＣＡＳＥ摊铺机的动力头的传动方式为链传动；链传动的优点是结构简单，制造容易，缺点是传动平稳性差、寿命短、输出扭矩小。ＤＩＴＣＨＷＩＴＣＨ公司摊铺机的动力头的传动方式为齿轮传动；齿轮传动的优点是传动平稳、使用寿命长、输出扭矩大，缺点是制造要求精度高。另外动力头推拉装置是动力头回拉或进给运动的执行机构，一般由一对低速大扭矩马达驱动一对减速机，由减速机驱动链轮链条机构，由链轮链条机构向动力头提供进给力或回拉力。动力头推拉装置目前各厂家不同，如ＤＩＴＣＨＷＩＴＣＨ公司的链轮链条机构，该机构的优点是工作速度快，工作平稳，结构紧凑，成本适中。缺点是链轮链条受力较大；ＣＡＳＥ公司的链轮链条倍力机构，该机构的优点是链条受力是推拉力的一半，工作平稳，缺点是工作速度慢，结构尺寸大，成本高；国内廊坊双油缸机构，该机构的优点是回拖力大于钻进力，成本较低，缺点是结构尺寸太大，工作的平稳性差，使用寿命低，不能用于化要求高和自行走的机型上等。徐工研究院开发出ＺＤ１２４