錨桿鉆機變幅機構Solidworks三維模型

錨桿鉆機變幅機構Solidworks三維模型,鉆機,機構,Solidworks,三維,模型 中國礦業大學 2015 屆本科生畢業設計 第 23 頁 12lim14Nm50/mH；22lim14Nm50/mH 接觸壽命系數NZ 應力循環次數N由式：116060 1344.75 1(5 300 8)hNn jL 921/2.11 10/4.42NNu 則：查表 1NZ，2NZ：11NZ，21.05NZ 接觸安全系數HS：Hmin1S 則：H2H121450N/mm 許用彎曲應力F：xNFFFYYSlim 彎曲疲勞極限應力limF：2lim1lim21000/FFN mm 彎曲壽命系數NY：121NNYY 尺寸系數xY：1xY 彎曲強度最小安全系數FS：1.4FS 則：212lim111/1000 1 1/1.4714.2/FFFNxFY YSN mm （2）齒面接觸疲勞強度設計計算：確定齒輪精度等級，按311m)022.0013.0(nPnv估計齒寬中點分度圓上的圓周速度8mv m/s。查表取：組公差 8 級 小輪大端分度圓1d由式：213121()EHdHZZZKTZudu 齒寬系數d按齒輪相對軸承為對稱布置：d=0.4 小齒輪齒數1Z：1=32Z 大輪齒數2Z：212.19 3270.8=70Zi Z 實際傳動比u：70/322.1875u 傳動比誤差uu/在%5范圍內，滿足條件。中國礦業大學 2015 屆本科生畢業設計 第 24 頁 小輪轉矩 1T=228.31Nm 初定螺旋角0：0=15 使用系數:1AK 動載荷系數:1.2VK 齒向載荷分布系數:1.1K 齒間載荷分布系數:1.1K 載荷系數K:1 1.2 1.1 1.11.45AVKKKKK 彈性系數:2189.8/EZN mm 節點影響系數：2.43HZ 重合度系數Z:0.78Z 螺旋角系數Z：0coscos150.97Z 1d的值為：2312 1.45 427.72.521 189.8 2.43 0.78 0.97()0.42.521450d 94.1mm 齒輪法面模數nm:11cos/94.1 cos15/273.37nmdZ 圓整?。?nm 齒輪嚙合中心距為：12()/(2cos)4(3270)/(2cos16)213.1nam zzmm 取圓整得：213amm 分度圓螺旋角為：12arccos()/(2)arccos(2(3270)/2213)nm zza 16.34 小輪分度圓直徑1d為：11/cos4 32/cos16.34132ndm Zmm 中國礦業大學 2015 屆本科生畢業設計 第 25 頁 大輪分度圓直徑2d：22/cos4 70/cos16.34292.6ndm Zmm 圓周速度mv：1 1/600003.14 112.55 344.75/600002.03/mvd nm s 齒寬 10.4 112.5545dbdmm 大輪齒寬：245bbmm 小輪齒寬：12(510)50bbmm（3）齒根彎曲疲勞強度校核計算：由式211FaSaFFYYYmbdKT 當量齒數vZ：3311/cos32/cos 16.3428.14ZvZ 3322/cos70/cos 16.3470.86ZvZ 齒形系數F aY：小輪 12.55FaY；大輪 22.24F aY 應力修正系數SaY：小輪 11.61SaY；大輪 21.75SaY 嚙合角t：arctan(tan20/cos16.34)20.77t 端面模數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 重合度系數Y：0.250.75/0.250.75/1.620.71Y 許用彎曲應力F：1111 12FFaSanKTYY Y Ybd m 23447502.55 1.61 0.71 0.8950 112.224 中國礦業大學 2015 屆本科生畢業設計 第 26 頁 279.49/Nmm 222212FFaSanKTYYY Yb d m 23447502.24 1.75 0.71 0.8945 112.224 284.34/Nmm FF，齒根彎曲強度滿足要求。（4）齒輪其他主要尺寸計算 中心距：12()/(2cos)4(2768)/(2cos15)213nam zzmm 大輪分度圓直徑：22/cos2 48/cos16.34292.6ndm zmm 齒頂圓直徑 ad：112137aaddhmm 222283.52 4300.6aaddhmm 齒根圓直徑 fd：112112.52 1.25 4122.5ffddhmm 222283.52 1.25 4286.3ffddhmm 動力頭結構設計如圖 3.2 所示：圖 3.2 動力頭結構設計 3.2 進給裝置的參數設計與計算 在確定鉆頭鉆進的功率后，可以對進給裝置進行設計，進給裝置所需設計的參數主要有兩個，一個是給進推進力，主要是由馬達鏈輪裝置將馬達的扭矩轉化為作對在鉆桿上的鉆壓，這個鉆壓將將定鉆進的速度，將由第一部分的鉆進推進力計算得到；另外一個是鉆進的速度，設計要求鉆進的速度為 2m/min，這兩個參數定確定就可以對進給裝置的主要部分進行結構設計與選型了。鉆頭進給時的所需的推進力：中國礦業大學 2015 屆本科生畢業設計 第 27 頁 )sin()sin(1cos12TThQ（3.9）代入 3.1.2 中所計算的參數可得 Q=1919.74N。因此，進給裝置所需提供的進給力選型所需值為 Q=2000N。根據進給裝置所需的進給速度，鉆桿每分鐘鉆進的速度是 2m，如果進給馬達鏈輪的半徑為 RL，假設鏈輪半徑取 RL=50mm，進給馬達的轉速為 n r/min，則進給裝置鏈輪所需的轉速為：L2m/min6.37r/min220.05jjvnR （3.10）進給裝置所需的轉矩為：2000N0.05m100NmTFr （3.11）進給裝置所需的進給功率：2m/min1000N=333.4W60jjjv FP（3.12）查機械設計手冊，選用 BMT800 型減速液壓馬達。該液壓馬達的流量為 10L/min。3.3 變幅機構的設計與計算 本次設計的變幅機構如圖 2.13 所示，合理選擇液壓缸和合理設計油缸的行程，這里對調高油缸和俯仰油缸分別進行運動學分析和力學分析，因為調高級油缸（前級）和俯仰油缸（后級）使用相同型號的油缸，因為前級載荷比較大，所以只對前級進行載荷的近似計算。當前級滿足使用要求時，后級液壓缸的推力應足夠。ABFHbLtgLabHLha380210 xyfCFNcGabFtga 圖 3.3 調高油缸運動學與力學計算圖例 調高油缸的運動學與力學計算圖例如圖 3.3 所示。B 點高度與動臂 AB 與水平面之間夾角 之間的關系為：sin2700sinbabHL （3.13）