锚杆钻机变幅机构Solidworks三维模型

锚杆钻机变幅机构Solidworks三维模型,钻机,机构,Solidworks,三维,模型 中国矿业大学 2015 届本科生毕业设计 第 23 页 12lim14Nm50/mH；22lim14Nm50/mH 接触寿命系数NZ 应力循环次数N由式：116060 1344.75 1(5 300 8)hNn jL 921/2.11 10/4.42NNu 则：查表 1NZ，2NZ：11NZ，21.05NZ 接触安全系数HS：Hmin1S 则：H2H121450N/mm 许用弯曲应力F：xNFFFYYSlim 弯曲疲劳极限应力limF：2lim1lim21000/FFN mm 弯曲寿命系数NY：121NNYY 尺寸系数xY：1xY 弯曲强度最小安全系数FS：1.4FS 则：212lim111/1000 1 1/1.4714.2/FFFNxFY YSN mm （2）齿面接触疲劳强度设计计算：确定齿轮精度等级，按311m)022.0013.0(nPnv估计齿宽中点分度圆上的圆周速度8mv m/s。查表取：组公差 8 级 小轮大端分度圆1d由式：213121()EHdHZZZKTZudu 齿宽系数d按齿轮相对轴承为对称布置：d=0.4 小齿轮齿数1Z：1=32Z 大轮齿数2Z：212.19 3270.8=70Zi Z 实际传动比u：70/322.1875u 传动比误差uu/在%5范围内，满足条件。中国矿业大学 2015 届本科生毕业设计 第 24 页 小轮转矩 1T=228.31Nm 初定螺旋角0：0=15 使用系数:1AK 动载荷系数:1.2VK 齿向载荷分布系数:1.1K 齿间载荷分布系数:1.1K 载荷系数K:1 1.2 1.1 1.11.45AVKKKKK 弹性系数:2189.8/EZN mm 节点影响系数：2.43HZ 重合度系数Z:0.78Z 螺旋角系数Z：0coscos150.97Z 1d的值为：2312 1.45 427.72.521 189.8 2.43 0.78 0.97()0.42.521450d 94.1mm 齿轮法面模数nm:11cos/94.1 cos15/273.37nmdZ 圆整取：4nm 齿轮啮合中心距为：12()/(2cos)4(3270)/(2cos16)213.1nam zzmm 取圆整得：213amm 分度圆螺旋角为：12arccos()/(2)arccos(2(3270)/2213)nm zza 16.34 小轮分度圆直径1d为：11/cos4 32/cos16.34132ndm Zmm 中国矿业大学 2015 届本科生毕业设计 第 25 页 大轮分度圆直径2d：22/cos4 70/cos16.34292.6ndm Zmm 圆周速度mv：1 1/600003.14 112.55 344.75/600002.03/mvd nm s 齿宽 10.4 112.5545dbdmm 大轮齿宽：245bbmm 小轮齿宽：12(510)50bbmm（3）齿根弯曲疲劳强度校核计算：由式211FaSaFFYYYmbdKT 当量齿数vZ：3311/cos32/cos 16.3428.14ZvZ 3322/cos70/cos 16.3470.86ZvZ 齿形系数F aY：小轮 12.55FaY；大轮 22.24F aY 应力修正系数SaY：小轮 11.61SaY；大轮 21.75SaY 啮合角t：arctan(tan20/cos16.34)20.77t 端面模数tm：/cos16.344/cos16.344.17tnmm 重合度：11221(tantan)(tantan)2tatattZZ 14.1727cos20.7727(tan(arccos)tan20.77)24.1727244.1768cos20.7768(tan(arccos)tan20.77)4.176824 1.62 重合度系数Y：0.250.75/0.250.75/1.620.71Y 许用弯曲应力F：1111 12FFaSanKTYY Y Ybd m 23447502.55 1.61 0.71 0.8950 112.224 中国矿业大学 2015 届本科生毕业设计 第 26 页 279.49/Nmm 222212FFaSanKTYYY Yb d m 23447502.24 1.75 0.71 0.8945 112.224 284.34/Nmm FF，齿根弯曲强度满足要求。（4）齿轮其他主要尺寸计算 中心距：12()/(2cos)4(2768)/(2cos15)213nam zzmm 大轮分度圆直径：22/cos2 48/cos16.34292.6ndm zmm 齿顶圆直径 ad：112137aaddhmm 222283.52 4300.6aaddhmm 齿根圆直径 fd：112112.52 1.25 4122.5ffddhmm 222283.52 1.25 4286.3ffddhmm 动力头结构设计如图 3.2 所示：图 3.2 动力头结构设计 3.2 进给装置的参数设计与计算 在确定钻头钻进的功率后，可以对进给装置进行设计，进给装置所需设计的参数主要有两个，一个是给进推进力，主要是由马达链轮装置将马达的扭矩转化为作对在钻杆上的钻压，这个钻压将将定钻进的速度，将由第一部分的钻进推进力计算得到；另外一个是钻进的速度，设计要求钻进的速度为 2m/min，这两个参数定确定就可以对进给装置的主要部分进行结构设计与选型了。钻头进给时的所需的推进力：中国矿业大学 2015 届本科生毕业设计 第 27 页 )sin()sin(1cos12TThQ（3.9）代入 3.1.2 中所计算的参数可得 Q=1919.74N。因此，进给装置所需提供的进给力选型所需值为 Q=2000N。根据进给装置所需的进给速度，钻杆每分钟钻进的速度是 2m，如果进给马达链轮的半径为 RL，假设链轮半径取 RL=50mm，进给马达的转速为 n r/min，则进给装置链轮所需的转速为：L2m/min6.37r/min220.05jjvnR （3.10）进给装置所需的转矩为：2000N0.05m100NmTFr （3.11）进给装置所需的进给功率：2m/min1000N=333.4W60jjjv FP（3.12）查机械设计手册，选用 BMT800 型减速液压马达。该液压马达的流量为 10L/min。3.3 变幅机构的设计与计算 本次设计的变幅机构如图 2.13 所示，合理选择液压缸和合理设计油缸的行程，这里对调高油缸和俯仰油缸分别进行运动学分析和力学分析，因为调高级油缸（前级）和俯仰油缸（后级）使用相同型号的油缸，因为前级载荷比较大，所以只对前级进行载荷的近似计算。当前级满足使用要求时，后级液压缸的推力应足够。ABFHbLtgLabHLha380210 xyfCFNcGabFtga 图 3.3 调高油缸运动学与力学计算图例 调高油缸的运动学与力学计算图例如图 3.3 所示。B 点高度与动臂 AB 与水平面之间夹角 之间的关系为：sin2700sinbabHL （3.13）