0465-大直径桩基础工程成孔钻具设计【全套11张CAD图+文献翻译+说明书】
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    第1章 前言 ………………………………………………………………… 1
    第2章 概述 ………………………………………………………………… 3
    第3章 设计中要考虑的问题和方案 ……………………………………… 4
    第4章 行星齿轮设计 ……………………………………………………… 8
    4.1行星齿轮的特点 ………………………………………………………… 8
    4.2行星齿轮的设计计算 …………………………………………………… 9
    4.3行星齿轮均载装置 ……………………………………………………… 18
    第5章 钻杆齿轮设计 ………………………………………………………20
    第6章 钻杆回转驱动齿轮设计…………………………………………… 22
    第7章 钻具的设计 ……………………………………………………… 24
    第8章 主钻头的设计 …………………………………………………… 27
    第9章 主轴的设计 …………………………………………………………29
    9.1主轴的结构设计 ………………………………………………………… 29
    9.2主轴的校核 ………………………………………………………… 30
    第10章 泥浆循环系统的设计 ……………………………………………32
    设计总结 ………………………………………………………………… 35
    参考文献 ……………………………………………………………………36
    致谢 …………………………………………………………………………37
    附录1…………………………………………………………………………38
    附录2…………………………………………………………………………45
    摘要
    本次毕业设计完成了大直径桩基础工程成孔钻具I型钻具总体设计。设计内容包括行星齿轮传动部分的设计、钻具的设计、主轴的设计以及泥浆循环系统的设计等几个主要部分。同时,本设计在AutoCAD的基础上,完成了该型钻具的总装图和绝大部分零件图的绘制。设计后的钻具配套功率小,既能够产生旋转运动又能产生冲击运动,且利用气举反循环排渣快速成孔。
    关键词:成孔钻具;行星运动;旋转冲击;气举反循环排渣

    ABSTRACT
    The graduate design presents the collectivity design of I type drill hole machine,which can make a big diameter stake of substructure .The design contents include the main parts of the following,which are the spread of the planet wheel gear,drill facility,the principal spindle and the slurry circle system.Besides, it has finished the assembly drawing of the drill machine and also most of its part drawings based on the AutoCAD.As a result,the drill machine with a small power which not only could circumgrate movement, but also could impact movement,and could aliminate the dregs with air anti circulate. So it can quick drill the hole.

    Keywords: hole drill machine;planet movement;circumgyrateimpact;aliminate the dregs with air anti circulate

    第1章 前言
    长期以来,桥梁、港口、码头、水工和工民建筑物的基础工程,在0.8米以上2.0米以下常规直径桩基础成孔施工中,广泛使用冲击钻和回旋钻两种基本钻型,以及泥浆护壁正循环排渣方法施工。随着国内外桩基础工程机械的研究开发,为了适应各种工程地质条件施工,提高成孔施工效率,降低设备投入量和适应大直径桩基成孔需要,目前在传统的冲击钻和回旋钻的基础上,已生产出了如:重型冲击钻、连杆冲击反循环钻、套管钻机、潜孔冲击锤、潜水回旋钻、回转斗钻、短螺旋钻和扩底钻头等施工机械设备,大部分产品实现了反循环排渣,明显地提高了成孔施工效率,一般岩层成孔直径可达到2.5米左右,进口设备成孔直径已可达6米。其中结构简单的国产重型冲击钻成孔直径也可达3.0米。但是仍然存在着种种不适应施工需要的问题,主要是:1、普通回旋成孔钻,对工程地质条件变化的适应性差,特别是不适应大砾石地质和无风化硬岩层成孔,地质适应范围受限。2、一般冲击钻虽然地质适应性好,但施工效率显低,同时大直径的重型冲击锤自旋性差,成孔失圆度大。3、设备和钻具通用和互换性差,即一种设备只能配套相应钻具。一种规格的钻具,只能适用于相应直径的成孔。4、国内大直径的钻具设备研发,少有研究采用新的运动原理和结构,一般只能采取加大直径,增加配套功率和扭矩,以及选用高硬刃具材料等办法,因而有趋向高功率配置和笨重方向发展的趋势,不仅固有的弱点问题没有解决,而且又更加大了施工设备投资,影响工程建设效益。如:湖南省道1804线周家店至常德公路改建工程,在柳叶湖大桥四根3.0米直径桩基础施工中,由于施工成本的原因,第一个枯水施工季节,没有进场大直径成孔设备,施工单位采取沉井明挖法施工失败。在第二个枯水施工季节,终于以60多万的价格,新购置到重型冲击钻机设备,开始进行返工施工。韶关产冲击锤重达13吨,配套设备均是个别设计生产,使用直径4.5公分钢丝绳。由于锤重绳粗,常规的设备匹配和连接方式,在这“重型”面前显得非常脆弱,出现了每两个工作班必须更换连接,每次需三小时,每15个工作班,损坏一次导轮或轴,每次更换需时间1—2天的情况,另外3—1# 桩基出现了严重的孔壁失圆现象,明显地影响了工程质量、进度和效率。5、适应桩基础沉井护壁不排水施工的设备缺乏。而不排水施工可避免发生沉井严重偏位、沉井滞留和井口沉陷以及下沉缓慢等诸多问题。
    各项工程基础的施工进度往往是影响整个项目建设工期的关键,其造价也是影响项目投资的主要不定因素。鉴于以上情况,为适应各类建筑工程材料、设计和施工技术的发展需要,如何从钻孔桩基础施工成孔设备着手,综合冲击钻和回旋钻两种基本钻型成孔原理的优点,研究开发出新型成孔钻具,以解决桩基工程施工,要求快速高效、稳定可靠、广泛适用和适应超大直径方向发展的问题,是长期以来国内外业内人士不乏探索的命题。

    第2章 概述
    在桩基工程施工中大量使用的冲击钻和回旋钻,它们工作状态的一个共同特点,是切削刀刃与孔壁和孔底保持整体的或线或面的接触,摩擦阻力大,切削相对速度低,能量分散,分布不合理,无效功耗大,效率低。如果单个刃具能实现如下图所示的平面单迹线星形运动,并同时具有径向旋削软散颗粒,轴向冲击破碎整体岩石的功能。则数个小直径的刃具也将会产生高效率的复合运动和作用,由若干连续点的运动,形成连续的曲线运动,若干曲线的运动,使施工面呈周边包络线为圆形的细密网状曲面,实现钻具逐层从上至下的整体成孔运动。
    本课题设计源于1984年以来一件孩童游戏工具,因其游戏时规则均匀的迹线运动(如右图所示),令人眼花的组合变化,激起了我的思考和对生产及生活现象的观察。
    星形运动的钻具主要由钻架、动力轴、齿轮组、钻杆、钻头组成。其特征在于钻架由外支架圈和斜支杆组成,动力轴是中空的圆管,位于钻架的中心轴线上,与支架用轴承连接,在外支架圈内,有齿轮组,齿轮组由一个中心齿轮、三个行星齿轮、齿轮圈和托盘组成,中心齿轮用键固定在动力轴上,大小相同的3个行星齿轮均匀分布在中心齿轮周围,行星齿轮与中心齿轮和齿轮圈上段的内齿同时啮合,齿轮圈与外支架圈固定在一起,齿轮圈内圆周的下段为光滑的圆柱面,与托盘外圆周动配合,托盘为一侧面光滑的圆盘,其上有3个与行星齿轮相对应的3个行星孔,行星孔内为齿轮圈,每一个行星轮外侧周边的下部用轴承均匀固定着3个或若干个钻杆,钻杆的下端安装有钻头刃具,钻杆的中部用键固定有被动转动齿轮,此转动齿轮与托盘上的行星孔的内齿相啮合,齿轮圈上部和下部都有内沿,上部内沿的表面和行星齿轮上沿的下表面接触,下部内沿的表面和行星齿轮下沿的上表面接触。

    第3章 设计中要考虑的问题和方案
    1、采用弹簧蓄能,增强间歇锤的冲击破石能效。由于该机械间歇锤难能产生高频大幅的冲击运动,每次冲击破石也不在一固定点,而对于脆性的岩石面的破碎,也数首次的冲击破碎效果最佳,所以必须保证每次冲击的能量足够大。如采取加大锤重和行程的办法,则钻具空间有限,冲击频率会更降低,也与轻型化设计要求不相适应,仅自由落体能量是远远不够的。解决方案可采用加簧的蓄能锤,从而有效保证钻具的破石能力。
    2、解决冲击碎石功能的第二种方法。冲击碎石能量的输入、传递和转换的问题,这是一个涉及本钻具是否有实用价值的关键问题。为了提高刃具在大粒径砾石层和岩石层等特殊地质条件的成渣能力,加强刃具冲击碎石能量的输入、传递和转换,是解决问题的关键。为此还可采取“气动力冲击盘锤”的概念解决。即利用星动齿轮组以上钻架圈以内的空间,在上钻架圈设置“气动力缸”,在三个星形轮钻杆群上,再设置联体的“冲击动盘”,汽缸与动盘体间弹性且滑动约束。压缩空气驱动“气动缸”使“冲击动盘”往复连动,其能量通过“冲击动盘”向其下面的钻杆群传递和作用,以提高和强化冲击碎石的频率和能量,从而充分发挥刃具复合运动(扭掰撬削等效应)的作用,确保“星动钻具”适应硬岩地质条件的成孔能力。气动冲击的排气可作为气举排渣动力的利用和补充。
    3、为有利于成孔垂直度的控制,根据需要星形齿轮及托盘可采取适宜的圆锥形布置设计,但将会加大机械设计和加工的难度。另外,主轴(排渣管)的端头要求能安装绞削式刃具或小径牙轮中心钻头,以适应在不同地质条件下,有利于稳定成孔中心位置和控制钻进面均衡程度。
    4、配套采购标准部件,以减少设计和生产的工作量以及投入。如:Ⅱ型结构中的“万向传动结”,可采购汽车标准配件设计配套。
    5、增加泥渣拢耙功能和适配泥渣分离器以及排渣动力。能否及时的排空出渣,直接影响着钻具的安全稳定运行和成孔效率。所以需要在托板上以主动轴为圆心,分别围绕星形齿轮一侧,安装三条带状螺旋机构,以将渣土实时拢耙集中在中空轴孔中排出。对于反循环排渣,要求压缩机或泥浆泵功率相匹配,且及时和充分的分离泥渣,返回泥浆确保施工泥浆面高度。另外气升排渣除需解决气体密封问题外,还需在气道安装活门,解决意外停机时泥渣反流沉淀堵塞气管的问题。
    6、保证Ⅰ型结构的钻杆,具有一定的轴向弹性自由度。为保证间歇锤对钻杆的冲击能完全传递到刃具尖部,从而充分作用于岩石面,另外在刃具未触及到孔底面,而升举钻杆使螺旋间歇机构足以生效时,不使钻杆轴产生间歇运动的举力,都必须使钻杆在轴向向上方向,具有一定的弹性约束的自由度。
    7、合理布置Ⅰ型结构中刃具的数量和位置。理论上只需在星形轮周边均匀布满钻杆轴和刃具,就可获得最大、细密和均匀的网状迹线运动面积。但实际上是只要钻具固定圈与孔底摩擦产生的反向平衡扭矩能得到保证(后有祥述),则无论在星形轮面范围内,还是托板上空出的周边,都可以分布安装钻杆轴和刃具,从而加大星形运动产生的网状迹线密度。从模块化的概念出发,设计上可从密布置,在实际施工应用时,可根据不同配套设备和功率以及地质情况,留待现场决定安装的数量和位置。
    8、合理确定Ⅰ型结构中刃具的工作层面高度。安装在三个行星轮上的钻杆及刃具,如在松软地质层施工,以均衡的分布在3个不同的工作层面高度为宜,这样可以提高整体工作效率。但在大砾石和岩体层面破碎施工时,则宜使钻杆及刃具工作在两个层面高,以增加岩体破碎临空面,提高冲击破石效率。以上要求钻杆及刃具能方便更换或调整其工作高。
    9、合理确定Ⅰ型结构中刃具的形状和直径。要求刃具既能绞削软散颗粒,又能冲击破碎和侧挤破碎(对于孔壁边缘)岩石,同时又便于刃具随孔底地面高度变化而滑动过度(此是冲击破石功能的需要),宜使刃具呈圆锥状造型,不过锥侧面均匀布设三道刃口和数条齿槽,锥顶呈三菱锥形刃尖。另外必须保证每个星形轮,至少有一组刃具的最大绞削范围超出钻具固定圈5厘米左右,以使钻具顺利的整体钻进进尺。这需要在不与其它刃具和排渣管运动相扰的情况下,综合考虑确定其最大刃具直径。
    10、要求钻具适配性好。既能适配一般回旋钻机,也可适配潜水钻机。即既可设计为地面驱动,也可采用潜水变速电机一体化设计或液压马达驱动。
    11、有效保证钻具运行的反向平衡力矩。钻具切削运动必须的反向平衡力矩,对于有沉井护壁施工,即由与井壁联系的定位约束产生。对于无护壁施工,Ⅱ型钻具宜采用潜水一体化变速电机配套型,同时配套3—4组同步钢丝绳滑轮组控制升降并产生反向力偶。井口地面驱动Ⅰ型钻具则由固定圈底部,与孔底地面产生相对运动的摩擦阻力产生。潜水驱动Ⅰ型钻具则由地面约束力和孔底地面产生相对运动的摩擦阻力产生。当然也可以另辅助增设接触孔壁的单向连动自锁机构,以有效增加和确保钻具运行的超强反向平衡力矩。
    12、合理解决机械运动润滑的问题。任何事物都具有两面性,由于机构特性决定和为了简化结构,建立刃具星形运动的齿轮组等大部件,不可避免的只能在泥浆中润滑,这就需要齿轮组采用高锰类耐磨钢特性材料(履带、锷板和道岔类材料),有适应在泥浆砂石中工作的材质要求。以解决有关部件难以密封的滚动、滑动和齿轮摩擦的润滑以及锈蚀问题。另外还需加设防护罩和隔离板,以防异物影响和损坏机件运行。
    13、解决固定圈底承力土体控制切削的第二种方法。以上关于钻具固定圈下的土体,是考虑由星形轮上一组专用刃具随运动周期进行切削,其随星形运动周期切削的厚度、速度、超切尺度和间断长度,应控制与星形轮上刃具的切削平均进度及排渣效率相适应,亦即应与钻具的整体进尺速度控制相协调,而且还要保证有足够大的切削扭矩力。为了使钻具的刃具有进一步的功能性分工,现提出在托盘上每两星形齿轮间的三角区内,安装一从动齿轮与外齿圈啮合,带动其轴端有1—3个刀刃的刃具头产生间歇切削运动,以适当的间歇周期控制切削固定圈下的土体,通过保证土体承受钻具固定圈所需的压力动态平衡,从而保证钻具整体进尺的均衡性和稳定性。这样就可以充分发挥星形轮上刃具群在大面积切削中的功能性作用。
    有待进一步考证其机械运动原理的新颖性和适用范围。据有关业内人士的感觉判断,此机械运动的机构及原理具有独立、独创和实用性。目前的应用除适用于开发桩基钻具外,还可应用于开发土工“灌砂法密实度检测”取样机。其Ⅰ型机构原理还可应用于引进技术开发生产的异形大断面“地铁隧道盾构机”和“顶管掘进机”刀盘的新型化设计、改造和完善。由于其具有可临空施工的条件,因而更有利于采取其他措施(如电动),大大强化冲击碎石功能。主要是由对岩土体的磨削或压碎掘进,改为绞削和冲击破碎掘进。有望开发生产出掘进刀盘(控制系统除外)结构原理全新、工况条件合理、效率更高、易维护和适用于各类地质情况的新刀盘类型的机械。(也需要在托板上以主动轴为圆心,分别围绕星形齿轮一侧,安装三条带状螺旋机构,以将渣土拢耙集中在中空轴孔中排出,实现各单元独立排渣)
    综上所述,桩基础工程施工的效率,首先决定于成孔设备的效率,成孔设备的效率又主要决定于钻具的综合性能,而钻具的性能主要是体现对岩土的成渣和排渣能力两方面。本文提出的方案,就是综合解决钻具既具有冲击破碎和旋削岩土的成渣能力,也建立了钻具高效排渣的结构和性能条件,同时由于采用了星形运动以及模块化结构的方案,也使解决大(中)直径成孔钻具地质通用性、施工适用性、高效率、轻性化和小扭矩的设计问题成为了可能。其主要是采用了“星形运动”的机械原理,构思了全新的运动机构,使钻具具有了当前多种常规钻头的优势功能。即:一是钻具的刃具群既可单独径向转动,以旋削软散小颗粒岩土,又可轴向冲击运动,以破碎整体和孤立岩石,所以适应各种地质条件施工。二是特别适合气举反循环排渣施工,由于钻具对成渣具有实时拢耙功能,所以对于小于排渣管直径的成渣颗粒,可直接及时快净地气举排渣。三是钻具部件大部分采取开放式泥浆润滑,局部采取封闭油润滑,相对于美日德进口设备的钻具结构大大简化。四是钻具设计既可适用于3米以上至6米直径,甚至更大的直径,当然更可应用于中小直径钻具。五是钻具相对质量轻,对钻压无要求。刃具工作面小,因而摩阻力小,无效功耗小,功率因数高。与同直径常规钻具相比,需匹配的驱动扭矩小。六是可模块化设计和装配使用,在钻具直径不变时,通过现场调整刃具装配数量,可与不同设计扭矩的钻机匹配。七是可开发出两种钻具形式产品,分别适用于桩基泥浆护壁成孔和各种材质的套管护壁成孔或沉井密集开挖不排水施工。八是施工震动小,运动可靠,稳定高效。总之很适合与回旋系列钻机配套使用,特别是可进一步发掘回旋系列钻机的潜能和提升其综合性能。

    第4章 行星齿轮设计
    4.1行星齿轮传动的特点:
    行星齿轮传动与普通齿轮传动相比较,它具有许多独特的优点。它的最显著的特点是:在传递动力时它可以进行功率分流;同时,其输入轴与输出轴具有同轴性,即输出轴与输入轴均设置在同一主轴线上。所以,行星齿轮传动现已被人们用来代替普通齿轮传动,而作为各种机械传动系统中的减速器,增速器和变速装置。尤其是对于那些要求体积小、质量小、结构紧凑和传动效率高的航空发动机、起重运输、石油化工和兵器等的齿轮传动装置以及需要差速器的汽车和坦克等车辆的齿轮传动装置,行星齿轮传动已得到了越来越广泛的应用。
    行星齿轮传动的主要特点如下:
    (1)体积小,质量小,结构紧凑,承载能力大 由于行星齿轮传动具有功率分流和各中心轮构成共轴线式的传动以及合理地应用内啮合齿轮副,因此可使其结构紧凑。再由于在中心轮的周围均匀地分布着数个行星轮来共同分担载荷,从而使得每个齿轮所承受的负荷较小,并允许这些齿轮采用较小的模数。此外,在结构上充分利用了内啮合承载能力大和内齿圈本身的可容积体积,从而有利于缩小其外廓尺寸,使其体积小,质量小,结构非常紧凑,且承载能力大。一般,行星齿轮传动的外廓尺寸和质量约为普通齿轮的1/2~1/5(即在承受相同的载荷条件下)。
    (2)传动效率高 由于行星齿轮传动结构的对称性,即它具有数个匀称分布的行星轮,使得作用于中心轮和转臂轴承中的反作用力能互相平衡,从而有利于达到提高传动效率的作用。在传动类型选择恰当、结构布置合理的情况下,其效率值可达0.97~0.99。
    (3)传动比较大,可以实现运动的合成与分解 只要适当选择行星齿轮传动的类型及配齿方案,便可以用少数几个齿轮而获得很大的传动比。在仅作为传递运动的行星齿轮传动中,其传动比可到几千。应该指出,行星齿轮传动在其传动比很大时,仍然可保持结构紧凑﹑质量小、体积小等许多优点。而且,它还可以实现运动的合成与分解以及实现各种变速的复杂的运动。
    (4)运动平稳、抗冲击和振动的能力较强 由于采用了数个结构相同的行星轮,均匀的分布于中心轮的周围,从而可使行星轮与转臂的惯性力相互平衡。同时,也使参与啮合的齿数增多,故行星齿轮传动的运动平稳,抵抗冲击和振动的能力较强,工作较可靠。
    总之,行星齿轮传动具有质量小、体积小、传动比大及效率高(类型选用得当)等优点。因此,行星齿轮传动现已广泛地应用于工程机械、矿山机械、冶金机械、起重运输机械、轻工机械、石油化工机械、机床、机器人、汽车、坦克、火炮、飞机、轮船、仪器和仪表等各方面。行星传动不仅适用于高转速、大功率,而且在低速大转矩的传动装置上也已获得了应用。它几乎可适用于一切功率和转速范围,故目前行星传动技术已成为世界各国机械传动发展的重点之一。
    行星齿轮传动的缺点是:材料优质、结构复杂、制造和安装较困难。但随着人们对行星传动技术进一步深入地了解和掌握以及对国外行星技术的引进和消化吸收,从而使其传动结构和均载方式都不断完善,同时生产工艺水平也不断提高。
    因此,对于行星齿轮传动的设计者,不仅应该了解其优点,而且应该在自己的设计工作中,充分发挥其优点,且把其缺点降低到最低限度,从而设计出性能优良的行星齿轮传动装置。
    4.2行星齿轮传动的设计计算:
    1.选取行星齿轮传动的传动类型和传动间图
    根据本设计方案选用的传动类型为2Z-X(A)型啮合。其传动简图为:

    2.进行行星齿轮传动的配齿计算
    配齿计算就是根据给定的传动比ip来确定行星齿轮传动中各轮的齿数。
    据2Z-X(A)型行星齿轮传动的传动比公式:


    式中p—行星齿轮传动的特性参数
    特性参数p与给定的传动比 有关,p值必须合理地选取。一般应选取p=3~8。
    由①式可得:

    由上式可知,当选定最小齿数 时,便容易求得内齿轮b的齿数 值。
    一般情况下,齿轮a的最少齿数的范围为14~18。
    据同心条件可求得行星轮c的齿数为:

    再考虑到其安装条件为:
    (整数)
    即 (整数)
    综合上述公式,则可知2Z-X(A)型传动的配齿比例关系式为:
    : : : = : : :
    最后,再按以下公式校核其邻接条件:

    式中: 、 _分别为行星轮c的齿顶圆半径和直径;
    _行星轮个数;
    _a、c齿轮副的中心距;
    _相邻两个行星轮中心之间的距离。
    根据给定的行星齿轮传动的传动比 的大小和中心轮a的齿数 及行星轮个数 ,由表(3-2)(2Z-X(A)型行星齿轮传动的配齿)可查的2Z-X(A)型行星齿轮的传动比及其各轮齿齿数。
    据表查得: =23, =34, =91, =5, =4.9565

    3.初步计算齿轮的主要参数
    齿轮材料和热处理选择:中心轮a、内齿圈b和行星轮c均采用20CrMnTi渗碳淬火,回火,齿面硬度56~62HRC,据图6-12和图6-27(均为《行星齿轮传动设计》,后同),取 =1400 和 =340 ,则加工精度为6级。
    按弯曲强度的初步计算公式计算齿轮的模数m为

    现已知 =23, =340 。中心齿轮名义转矩 ;取算式系数 =12.1;按表(6-7)取使用系数 =2;按表(6-4)取综合系数 =1.8;取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数 =1.1,由公式(7-12)可得 =1+1.5(-1)=1+1.5(1.1-1)=1.15;由图(6-22)查得齿形系数 =2.67;由表(6-6)查得齿宽系数 =0.6,则齿轮模数m为:

    取齿轮模数为12mm。
    4.啮合参数计算
    在两个啮合副a-c,b-c中,其标准中心距a为:
    = =12(23+34)/2=342mm
    = =12(91-34)/2=342mm
    由此可知,两个齿轮副的标准中心距相等,因此,该行星齿轮传动满足非变位的同心条件。
    5.几何尺寸计算
    (1) 模数m=12。
    (2) 压力角 =20°。
    (3) 分度圆直径:
    = =12x23=276
    = =12x91=1092
    = =12x34=408
    (4)齿顶高
    外啮合副a-c:
    = = =12
    内啮合副b-c:
    = =12
    (5)齿根高
    =
    (6)全齿高

    (7)齿顶圆直径



    (8)齿根圆直径

    = +2 =1092+2 15=1122

    (9)基圆直径

    (10)中心距a

    6.装配条件的验算
    (1) 邻接条件:

    432<2 342 =592.36
    即满足邻接条件。
    (2) 同心条件:

    满足同心条件。
    (3) 安装条件:

    所以,满足安装条件。
    7.传动效率的计算
    由表(5-1)查得效率计算公式:

    可见,该行星齿轮传动的效率很高,可满足要求。
    8.选取和计算载荷分布不均匀系数
    为了使行星轮间载荷分布均匀,以提高行星齿轮传动的承载能力。在本设计中,采用齿轮联轴器作为其均载机构。查表(7-1)得齿面接触强度的行星轮间载荷分布不均匀系数 ,则齿根弯曲强度的载荷分布不均匀系数 =1+1.5
    9.行星齿轮传动的结构设计
    根据2Z-X(A)型行星传动的工作特点、传递功率的大小和转速的高低等情况,对其进行具体的结构设计。首先应确定中心轮a的结构,因为它的直径d较大,所以中心轮a应该采用中心轮与输入轴分开的结构形式。
    内齿轮b采用小件分段装配式结构形式,已减小耐磨钢精密铸造件及模具尺寸,也有利于减少使用过程中的维护工作量和费用成本。
    行星轮c采用整体结构式的结构,它的齿宽应当加大,以便保证该行星轮c与中心轮a的啮合良好,同时还保证其与内齿轮b相啮合。在每个行星轮的内孔中,安装两个滚动轴承来支撑。
    转臂上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限公差 由公式(9-1)计算。现已知啮合中心距 (mm),则得: (mm)
    取 。
    各行星轮轴孔的孔距相对偏差 可按公式(9-2)计算,即:
    (3~5) =(3~4.5) =0.055~0.083 (mm)
    取 =0.070 。
    转臂的偏心误差 约孔距相对误差 的1/2,即:

    10.行星齿轮传动的强度验算
    针对2Z-X(A)型行星齿轮传动的工作特点,只需按其齿根弯曲应力的强度条件公式(6-72)进行校核计算,即 .
    首先,按公式(6-69)计算齿轮的齿根应力,即:

    其中,齿根应力的基本值 可按公式(6-70)计算,即:

    许用齿根应力 可按公式(6-71)计算,即:

    现将该传动按照两个齿轮副a-c、b-c分别验算如下:
    (1)a-c齿轮副
    ①名义切向力
    中心轮a的切向力 可按公式(6-3)计算;已知 , ,和 。则得:

    ②有关参数
    a. 使用系数
    使用系数 按中等冲击查表(6-7)得 =1.5。
    b. 动载荷系数
    先按公式(6-57)计算轮a相对于转臂的速度,即:

    其中,
    所以,
    已知中心轮a和行星轮c的精度为6级,即精度系数C=6;再按公式(6-58)计算动载荷系数 ,即:

    式中:B=0.25(C-5) =0.25(6-5) =0.25
    A=50+56(1-B)=50+56(1-0.25)=92
    则得:

    中心轮a与行星轮c的动载荷系数 。
    c. 齿向载荷分布系数
    齿向载荷分布系数 可按公式(6-60)计算,即:

    由图(6-7)(b)得:

    由图(6-8)得 ,代入上式,则得:

    d. 齿间载荷分配系数
    齿间载荷分配系数 由表(6-9)可查得:
    e. 行星齿间载荷分配系数
    行星齿间载荷分配系数 按公式(7-12)计算,即:

    已取 ,则得:
    f. 齿形系数
    齿形系数 由图(6-22)查得: , 。
    g. 应力修正系数
    应力修正系数 ,由图(6-24)查得: , 。
    h. 重合度系数
    重合度系数 可按公式(6-75)计算,即:

    i. 螺旋角系数
    螺旋角系数 由图(6-25)得:
    因行星轮c不仅与中心轮a啮合,且同时与内齿轮b相啮合,故取齿宽b=100。
    ③计算齿根弯曲应力
    按公式(6-69)计算齿根应力 ,即:

    =

    取弯曲应力
    ④计算许用齿根应力
    按公式(6-71)计算许用齿根应力 ,即:

    已知齿根弯曲疲劳极限 =340 。
    由表(6-11)查得最小安全系数 。
    式中各系数 、 、 、 和 取值如下:
    应力系数 ,按所给定的 区域图取 时,取 。
    寿命系数 按表(6-16)中的(4)式计算,即:
    式中应力循环次数 按表(6-13)中的相应公式计算,且可按每年工作300天,每天工作16h,即:
    则得
    齿根圆角敏感系数 按图(6-33)查得 。
    相对齿根表面状况系数 按表(6-18)中对应公式计算,即:

    取表面微观不平度 ,代入上式得:

    尺寸系数 按表(6-17)中对应的公式计算,即:

    代入公式(6-71)可得许用齿根应力为:

    因齿根应力 小于许用齿根应力 ,即 。所以,a-c齿轮副满足齿根弯曲强度条件。
    (2)b-c齿轮副
    在内啮合齿轮副b-c中只需校核内齿轮b的齿根弯曲强度,即仍按公式(6-69)计算其齿根弯曲应力 及按公式(6-71)计算许用齿根应力 。已知 , 。
    仿上,通过查表或采用相应的公式计算,可得到取值与外啮合不同的系数为 , , , , , , , , 和 。代入上式则得:

    =
    取 。

    = =399
    可见, ,故b-c齿轮副满足齿根弯曲强度条件。
    4.3行星齿轮系的均载装置
    行星轮系的特点之一是可采用多个行星轮来分担载荷。但实际上,由于制造和装配误差,以及工作时的变形等,往往会出现各行星轮受力极不均匀的现象,为了尽可能降低载荷分配不均现象,必须采用结构上的措施来保证载荷得到接近均匀的分配。为此,常把行星轮系中的某些构件作成可以浮动的。在轮系运转中,如各行星轮受力不均匀,这些构件能在一定的范围内自由浮动,以达到自动调节各行星轮载荷的目的,此即所谓“均载装置”。均载装置的类型很多,有使太阳轮浮动的,有使行星轮浮动的,有使行星架浮动的,也有使几个构件同时浮动的。对本钻具来说,三个行星轮各轴心在圆周上是均匀布置的,采用中心轮浮动,这样该均载机构就相当于一个万向联轴器,而实际上多用齿轮联轴器(双齿或单齿,见下图)。

    由于齿轮联轴器对中心轮在径向上的自动补偿作用,最终可使各啮合作用力相等,且组成等边三角形。这样就可使中心轮的体积小、质量小,结构简单,浮动灵活,与其连接的均载机构较容易制造,且便于安装。根据以上所述,采用中心轮浮动均载装置。
    第5章 钻杆齿轮设计

    依据本课题的设计要求,每个行星轮上的钻杆配置为3根,且要求钻杆有回转运动。
    通过以上行星传动的设计,我设计为:在每个行星轮上一定半径的圆上均匀布置钻杆,3根钻杆通过自身安装的齿轮,由中心轮来驱动钻杆产生回转运动。这就要用到行星齿轮的配齿。
    由表(3-2)可查得齿轮传动的传动比 即其各齿轮齿数。
    查得: , , 。
    由设计要求尺寸取模数m=5。
    压力角 。
    分度圆直径

    齿顶高

    齿根高

    全齿高

    齿顶圆直径

    齿根圆直径


    基圆直径


    中心距

    齿轮材料和热处理选择:均采用20CrMnTi,渗碳淬火,齿面硬度58~62HRC,据图(6-12)和(6-27),取 和 ,加工精度为6级。
    根据该齿轮组的工作特点,只需满足其齿根弯曲应力的强度条件公式:
    首先,按公式(6-69)计算齿轮的齿根应力,即:

    其中,齿根应力的基本值 可按公式(6-70)计算,即:

    许用齿根应力 可按公式(6-71)计算,即:

    仿上,通过查表或采用相应的公式计算,可得出各系数。
    齿根弯曲应力 ,即:


    取弯曲应力 。

    因齿根应力 小于许用齿根应力 ,即 。
    所以,齿轮副满足弯曲强度条件。






    第6章 钻杆回转驱动齿轮设计

    钻头在冲击破石的同时,如果还进行回转运动,就能更好的破石,提高钻具的成孔效率。
    在行星齿轮上,在一定半径的圆周上,均匀布置三根钻杆,每根钻杆在行星齿轮上表面有一个齿轮与其连接,这样三个齿轮与均匀布置在圆周上,在行星齿轮中央有一齿轮分别与三个齿轮啮合,通过该齿轮转动,带动钻杆作回转运动。而该齿轮的动力通过与其轴的上端大齿与中心齿轮啮合而得来。这样两个齿轮应作成双联齿轮。
    前面已算出下端小齿轮的各项参数,下面进行上端大齿轮的参数设计计算。已知中心距为342mm。
    太阳轮a的分度圆线速度 。
    则与其啮合的行星轮c的角速度 。
    设大齿轮半径 ,中心轮半径为 ,则 + =342(mm)。
    大齿轮分度圆的线速度 ,则与其啮合的中心轮角速度 。
    要使钻杆相对行星轮c产生转动则应该: 即 ,得 (mm)。
    通过该参数取大齿轮齿数 ,中心轮齿数 ,传动比 ,计算得中心距 ,可知应进行渐开线齿轮的变位修正。
    由以上可知为已知中心距的设计,已知参数如下: , , , , (mm)。
    则各项参数的计算如下:
    (1) 确定啮合角:


    (2) 确定变位系数和:

    =
    =-0.2873
    (3) 确定中心距变动系数:

    (1) 确定齿顶高降低系数:

    (3) 分配变位系数 、 ,并计算齿轮的几何尺寸:
    ①节圆直径:
    =440

    ②啮合角
    ③齿顶高


    ④齿根高


    ⑤齿顶圆直径


    ⑥齿根圆直径


    ⑦中心距

    ⑧中心距变动系数

    ⑨齿顶高变动系数


    第7章 钻具的设计

    本钻具适应于软散颗粒和岩石(中软岩)地质层成孔施工。
    潜孔钻进采用冲击旋转方式破碎岩石。冲击回旋钻孔时,作用在钻头上的冲击力(每个钻刃轴向冲击力) 时才能实现钻进。式中: 为岩石的极限抗压强度 , 为钻刃接触岩石的面积 。
    扇形面积S内的岩石破碎条件是减切力: 。式中: 为岩石的极限抗剪强度 , 为岩石受剪切的面积 。
    ,式中: 为钻刃上轴向冲击力 , 为钻刃的刃角 , 。
    查得中软岩的抗压强度为450~850 ,这里取 , 。 。

    比较冲击破碎的冲击力 与剪切破碎的剪切力 ,得到 > ,取 =900 作为潜孔钻机冲击器设计的依据。
    钻杆的施力装置
    由以上计算可知,岩石的破碎主要是钻杆轴向冲击力的大小决定。而对于脆性的岩石面的破碎,也数首次的冲击破碎效果最佳,所以必须保证每次冲击的能量足够大。
    根据以上要求,我查了很多相关资料,最后决定采用气动力冲击或液压力冲击。但根据本钻具采用气举升排渣,决定采用气动力冲击,这样就可以就地利用气源,减少了其配套设备,降低了生产成本。
    查得气动冲击有关的书籍,决定采用冲击汽缸来产生岩石破碎的冲击力。冲击汽缸是一种结构简单、体积小、耗气功率小,但能产生相当大的冲击力,能完成多种冲压的气动执行元件。在冲击汽缸中,采用快排型冲击汽缸。下页图为快排型冲击汽缸的结构图和工作原理图:
    它是在非快排型冲击汽缸下部增加了快排机构而成的。快排机构的作用是当活塞需要下冲时,能使活塞下腔以通流面积足够大的通道迅速与大气连通,相当于一快速排气阀,使活塞下腔背压迅速降至很低。快排型冲击汽缸工作过程见图b,接通气源,压缩空气经 由 输入快排活塞下腔,快排活塞上腔经 排气,快排活塞上移,封住冲击缸下腔排气孔 ;同时压缩空气经节流后经 输入冲击缸下腔, 排气,活塞和活塞杆上升,封住中盖5的喷气口;同时活塞杆上的挡块触动阀 的推杆6,发出信号使 动作,压缩空气经 由 输入蓄气腔,并使之充满,此时若给 一个气信号使之动作,则 进气, 排气,快排活塞3下移,迅速打开冲击缸下腔排气孔 ,冲击缸下腔背压迅速降至很低,活塞杆便可在最大压差下快速向下冲击。这种汽缸活塞下腔气体已经不像非快排型冲击汽缸那样被急剧压缩,使有效工作行程可以加长十几倍甚至几十倍,加速行程很大,故冲击能量远远大于非快排型冲击汽缸,冲击频率比非快排型提高约一倍。

    由于本设计主要为钻具设计,选择采用标准汽缸来进行组合,减少另外设计的生产的成本。
    破碎岩石的冲击力要求大于900 才能破碎岩石。由空气压缩机处提供的气压一般大于10Mpa,选用的标准汽缸的缸内径为80mm,汽缸的活塞杆外径为40mm,活塞的行程为500mm,现采用气压为10Mpa来进行计算:

    进行力的换算,相当于37680 ,大于岩石的抗压强度所要求的冲击力。可知,可以减小空气压力的大小来调节冲击力的大小,以适应不同的地质要求。
    汽缸往复冲击次数: 。
    耗气量:
    总共装有9个汽缸,则:
    第8章 主钻头的设计

    按本钻具的特点来分析,由于运动不能使径向力完全达到平衡,就可能使钻具工作时不稳定,影响工作效率,且中心处是刀具路径不能到达的地方。因此,应在中心处装一钻头来保持中心的稳定。根据这一要求,在主动轴端安装一个定型产品的小直径牙轮式中心钻,其与主轴采用装配式的连接方法,便于钻头的拆卸和维修方便。
    牙轮钻头的结构和工作原理为下图:

    牙轮钻头由三个牙爪及三个安装在牙轮轴颈上的牙轮组成。牙轮分两种型式。见下气,对轴承进行吹洗和冷却。从钻机送入的排渣压气通过喷嘴,形成了高速气流,喷入孔底表,三个牙爪焊成一体,在端部加工成锥螺纹,与钻杆联结。吹洗风道用于通入压缩空排渣。
    牙轮主要型式为:
    镶齿钻头 楔齿钻头
    适应中硬岩,硬岩;
    牙轮体表面镶硬质合金柱;
    三牙轮中心交于一点;
    无滑动破岩。 适应于表土,软岩;
    牙轮体表面齿为楔形;
    三牙轮中心不交于一点;
    有滑动破岩。
    牙轮钻头靠钻机的回转,加压机构施加在钻头上的回转力矩及轴压力破碎岩石。钻头的回转带动牙轮滚动,在轴压力静载荷及牙轮转动时的动载荷作用下,牙轮上的齿以压碎、冲击、减切等形式破碎岩石,岩渣由压风吹出孔口。
    对不同性质的岩石使用不同类型的钻头,是提高破岩效率的重要条件。
    大部分坚硬的岩石均具有脆性,应采用镶硬质合金柱的钻头,用纯滚动而无滑动的牙轮钻头钻进,牙轮借助于轴压力和冲击力的作用切入岩石,使之破碎。对于中硬具有塑性的岩石,为了提高破碎效果,牙轮除滚动外,同时应具有一定的滑动剪切岩石。在软岩中使用的铣齿牙轮钻头,应具有较大的滑动力切削岩石。
    钻头旋转时,牙轮还绕本身轴线旋转,则牙轮以一个齿着地或两个齿着地,牙轮中心随之上下运动,对岩石产生冲击作用。
    在钻进过程中,由于钻头不断被磨损,受到钻凿的岩石表面的几何形状也随之变化,因而影响到岩石破碎前的应力状态。
    本设计采用已定型的小径牙轮中心钻头。根据岩石的特性不同,选用不同的牙轮型式,以便于提高成孔效率。
    其主要参数的确定必须考虑到,岩石的坚硬性,孔的直径,深度及方向是设计钻机的主要依据,它们决定钻机的主要结构和机重,同时又影响其它参数的选择。在穿孔中,钻机、钻杆和钻头三者的互相影响,必须选择恰当,否则就不能顺利的实现钻进。
    轴压计算:当钻头对岩石的作用力大于岩石的临界抗压应力时,岩石才会迅速破碎。轴压越大,越容易达到体积破碎,钻进速度就越快。但轴压太高,会导致牙轮钻头容易损坏和迅速磨损,降级钻头的使用寿命,浪费能量,增加钻孔成本。轴压值根据下式: (130~150) ,式中:D—钻头直径cm。则轴压为 (130~150) (1950~2250)
    回转功率计算:牙轮钻头的回转扭矩采用下列经验公式计算:



    26.3
    回转速度:根据岩石性质的不同及操作需要,钻具钻速应能调整。穿硬岩、开孔及接、卸钻杆时宜用低速;钻软岩时,转速可以适当提高。这样可以提高钻进速度。当转速增加到一定值时,特别是在硬岩上钻孔时,会使钻机强烈振动,降低钻头寿命,致使钻进速度降低。钻具的回转速度应能在0~120 间无级变速。本钻具通过调节水下电机的变速器达到这一要求。

    第9章 主轴的设计

    轴的设计也和其它零件的设计相似,包括结构设计和工作能力计算两方面。轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求,合理地确定轴的结构形式和尺寸。轴的工作能力计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。
    由于主轴要完全处于水下的泥浆之中,在满足强度、刚度的情况下,要有一定的防腐蚀能力,这就要求合理的选择材料。轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数是用轧制圆钢和锻件,有的则直接用圆钢。合金钢比碳钢具有更高的机械性能和更好的淬火性能。因此,在传递大动力,并要求减小尺寸与质量,提高轴颈的耐磨性,以及处于高温或低温条件下工作的轴,常采用合金钢。选择的材料为40Cr调质钢。
    9.1主轴的结构设计
    轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。轴的结构主要取决于以下因素:轴在机器中的安装位置及形式;轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及和轴联接的方法;载荷的性质、大小、方向及分布情况;轴的加工工艺等。其主要考虑的问题如下:
    (一)定轴上零件的装配方案
    拟定轴上零件的装配方案是进行轴的结构设计的前提,它决定着轴的基本形式。由于钻具的外形特点为圆筒形,这样就存在三种装配方案:一种是零件在主轴从上到下进行装配;一种是零件在主轴上从下到上进行装配;还有一种是零件从主轴两端进行装配。分析可知,前两种装配方案对加工精度和装配工艺要求很高,且存在主轴在一个方向上存在过多阶梯的情况,影响轴的强度。最后一种装配方案能从主轴的两端分别进行装配,轴的径向尺寸变化不大,这对轴的结构将大大简化,提高了轴的强度。根据以上分析,选择零件从主轴上两端进行装配的方案。
    (二)轴上零件的定位
    为了防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动,轴上零件除了有游动或空转的要求者外,都必须进行轴向和周向定位,以保证其准确的工作位置。
    1.零件的轴向定位
    轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、圆螺母、轴端挡圈和轴承端盖来保证的。对钻具来说,其工作时受到的轴向力很大,且变化较大。这样安装其上的齿轮将用轴肩来进行定位。由资料得,定位轴肩的高度h=(0.07~0.1)d,其中d为与零件相配处轴径尺寸。对下端太阳轮的轴肩高度h=(0.07~0.1) 150=10.5~15mm,取12mm。上端中心传动齿轮处h=(0.07~0.1) 150=10.5~15mm,取12mm。其上装有三个滚动轴承,对于滚动轴承的定位,其定位轴肩高度必须低于轴承内圈端面的高度,以便拆卸方便。但考虑到对行星架中的滚动轴承,可以将其装配精度定位过渡配合,且离上轴端很近,不设立轴肩,用套筒来定位。套筒结构简单,定位可靠,最重要的是轴上不需开键槽、钻孔和切制螺纹,不影响轴的疲劳强度。虽然套筒与轴的配合较松,但轴的转速较低,只有60r/min,能满足设计要求。下端的最后固定部位采用焊接方法来实现。由于轴上轴向力变化较大,钻筒上盖出口用两个角接触球轴承来满足其要求,用轴端盖来定其轴向间隙和受力。其最上端用一个普通联轴器来实现轴的转动。
    2.零件的周向定位
    周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由手册查得平键截面b h=28 ,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;联轴器与轴的联结,选用的平键为28 16 200。滚动轴承与轴的定位是借过渡配合来保证的,其值径尺寸公差为m6。
    9.2主轴的校核
    进行轴的强度校核计算时,应根据轴的具体受载及应力情况,采用相应的计算方法,并恰当的选其许用应力。分析主轴的载荷分布情况可知,下端太阳轮的中间剖面的计算弯矩最大,是轴的危险截面。轴在工作是既承受弯矩又承受扭矩,则应按弯扭合成强度条件进行计算。
    进行校核时,通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面的强度。计算的数值如下:
    载荷 水平面H 垂直面V
    支反力R
    弯矩M mm
    mm, mm
    总弯矩扭矩T=96000
    计算弯矩可得:
    前已选定轴的材料为40Cr调质钢,查得[ ]=70Mpa,因此 [ ],故安全。

    第10章 泥浆循环系统的设计
    转盘式钻机的出渣形式有反循环出渣方法与正循环出渣方法。对于直径较大的桩以及支承桩,绝大多数采用反循环出渣方法。
    对于正循环的施工原理。在钻孔的同时,泥浆泵将泥浆打入空心钻杆内,从钻头出浆口冲出的泥浆,由于密度与粘性较大,带动钻头切削下的泥屑、碎石,顺着孔向上浮起。溢出孔口后流入渣池。泥浆沉淀后,清泥浆重新被打入孔中。这样一边钻进一边出渣。正循环由于泥浆密度大、出渣时间长以及清基底较困难,除去小摩擦桩目前仍然采用此种型式,大桩及支承桩不再采用这种方式。
    泵吸反循环施工原理。先在桩位上插入比桩径大10%~15%的钢护筒,护筒的顶面标高至少应比最高地下水位高出2m。钻机水龙头出口与砂石泵由橡胶软管联在一起,同时与砂石泵组装在一起的还有真空泵。钻孔时,真空泵先启动,通过软管将孔内的泥浆吸出水龙头,顺着吸渣软管到达砂石泵内,砂石泵启动后,孔内的泥浆与钻渣从空心钻杆内被吸出,送入沉渣池,稀浆流入孔内,这样的循环方式称为泵吸反循环。泵吸反循环由于受到真空度的制约,一般的钻孔深度约为50m,深度大于50m的钻孔桩,则应采用气举反循环的方式排渣。
    气举反循环排渣的工作原理。在钻进过程中,空压机将高压空气通过钻杆中的空气通道送到钻头上部的风包并向钻杆内喷出。当气体与泥浆混合后,混合体的密度大大降低,从而迅速从钻杆中心孔中上升,使风包下部形成真空,于是便将钻渣吸上来,并随着气浆混合体从水龙头处排出。当钻孔深度超过50m,一般0.7MP风压的空压机产生的风压无法有效冲入钻杆,排渣能力下降,此时可改为使用中间风包出气。中间风包一般放在孔深40m处左右,比较几种排渣方法的排渣效率可知,采用气举反循环,孔深在80m处排渣的效率仍然良好,而泵吸反循环排渣,在孔深50m处就十分困难了。因此,施工中对浅孔往往采用泵吸反循环,而对深孔则采用气举反循环。
    泥浆循环系统的主要作用是利用泥浆作为载体进行排渣;另一个重要的作用是具有较好的护壁作用,可以减少甚至完全阻止孔内外的渗漏,因此又具有稳定水头的作用。施工中对泥浆的要求较高,泥浆的好坏对成孔的质量以及桩的质量都有重要的影响。泥浆一般有纯硼润土泥浆与硼润土黄泥混合泥浆。在泥浆中加入一定比例的纯碱(或碳酸氢纳)和纤维素(如CMC),可以大大地提升孔壁的稳定性。高质量的泥浆主要用于支承桩,对一般摩擦桩,则多采用混合泥浆或黄土泥浆。
    本钻具采用气举反循环排渣。选用空气压缩机要考虑两个指标:风量与风压。风量的大小决定排渣管内泥浆的上返速度,施工中推荐的上返速度为3~4m/s,按此速度计算的风量为Q=(2~2.4) ,式中,Q为风量;d为钻杆内径(m);v为上升速度(m/min)。按钻进深度选用空压机的风压可按下式计算: ,式中, 为空压机风压(MP); 为风包喷嘴到泥浆面的高度(m); 为泥浆与钻屑的混合程度(N/m ); 为空压机压力余量,取 ~1.4 。算得:Q=(2~2.4) 0.15 (0.9~1.08)(m /min);

    钻进参数及钻进注意事项
    1.减压钻进 大型钻机在钻岩时必须采取减压钻进。所谓减压钻进,就是滚齿刀与岩石的接触压力保持在一定的范围。一般情况下,一个12in滚齿刀的压力应不超过35KN,钻进时可根据地质情况取每个刀头承受20~30KN力为宜。只有对特别硬的岩石,才采用较高的钻压。在实际工作中,卷扬机进行减压钻进,刀盘压在岩石上的总压力约为300~400KN。若加大钻压,刀盘受到的切削阻力加大,钻进时的转矩与功率均相应增加,处理不当,钻机会被迫停止转动,这在工作中要引起重视。
    2.钻机转速 在钻进过程中,不同地层应采用不同的转速。粘土层中,为了克服泥包钻头,应采用高转速,钻头外缘的线速度可大于3~4m/s;在砂层和岩石层中钻进,则应采用低转速。操作者根据具体的地质情况选择合适的转速。
    3.泥浆循环量 采用气举反循环排渣,泥浆循环量按下式计算:
    Q=3600VS(m /h)
    V=1.76k
    式中,k为考虑返流中泥浆的上升速度应大于岩屑自重下沉速度而定的系数,k>1.2;g为重力加速度(m/s );D为拟定钻屑的直径(m); 是岩屑相对密度,计算中可取 =2.6; 为泥浆相对密度,计算时可取 =1.1;S为回流腔的截面积(m )。
    对本钻具,D=0.05m,k=1.3,则V=1.87m/s,S=0.0177m 的钻杆,排浆量为Q=120m /h。使用中泥浆的循环量宜定为600~1000m /h。泥浆储备量可按孔深所需泥浆的1.5~2倍考虑。
    4.钻进注意事项
    (1)钻孔开始时,孔内泥浆面的高度应至少比护筒外的水位高出2m。建议水位为2.5~3m左右。水位差也不宜过大,以防反渗流。钻孔时向孔内的供浆量必须大于从孔内排出的泥浆量。在钻进过程中,应有专人负责,保证孔内外水头差的高度,尽量减小水头过快的变化。
    (2)在正常钻进时,垂直的钻进速度可取每转钻进10~30mm。不要急于求成。钻进中卷扬机的钢丝绳应稍微带着些劲,不要完全放松让钻头完全自由下钻。随时注意出土情况,并以此决定下钻的快慢。在排土不太通畅时,可略提起钻杆,使被挤土逐渐松动而排出。
    (3)开始钻进,或通过软硬层交界处,为保持钻杆垂直,应采用慢进。在含砖瓦的填土层或含水量较大的软塑土层中钻进时,应尽量减少钻杆晃动,以免扩大孔径。
    (4)当发现阻力过大、钻进困难时,应及时提钻检查,查明原因并作处理后再继续钻进。否则可能产生桩孔严重倾斜、偏移或者损坏钻具。
    (5)在砂层中钻孔,孔底标高应高于地下水的标高。
    (6)钻进时,为了保证不堵吸渣口,应先开动空压机吸泥,让泥浆先循环流动。然后开动钻机,漫漫进给。停钻时,应先停钻,提升,然后停风。
    (7)钻进过程中,每班工作人员应坚守岗位,司机、记录员、技术人员要随时观察各种情况,如钻机工作是否正常,空压机、供浆量及排浆量是否正常等等,发现异常应及时处理。

    设计总结
    本次设计的目的是为了系统地把大学中所学的专业知识连贯起来应用于实际当中,来解决生产实际问题,从而锻炼我们的分析问题和解决问题的能力,从而设计出满足要求的机械产品。
    本次设计圆满完成了大直径桩基础工程成孔钻具I型钻具总体设计。其主要内容包括齿轮传动部分设计、钻具的设计、主轴的设计以及泥浆循环系统的设计四个部分。
    第一部分齿轮传动部分设计特别是行星齿轮传动的设计是本次设计的关键。此部分是在机械传动学的基础上来进行设计的,确定了行星齿轮传动的传动类型,进行了齿轮的配齿计算,计算出了齿轮的主要参数和几何尺寸,进行了装配条件的验算,计算出传动的效率,并对其进行了结构设计和传动的强度验算。由于其均载装置太复杂,我只选定了其采用中心轮浮动的均载方案。
    第二部分钻具的设计也是本设计的关键部分,课题要求钻具既产生回转运动又产生轴向冲击运动。其回转运动由传动齿轮来提供,而轴向冲击运动,我参考流体推杆高能冲击锤的工作原理后,采用了冲击汽缸来进行轴向冲击运动。其冲击缓冲后的高压气体通过钻杆上的中心孔由小钻头排出,这就为排渣准备了气体来源。
    第三部分主轴的设计,该部分先拟订轴上零件的装配方案和零件的定位,既轴的结构设计,后对轴进行了强度校何。由于安装其上的齿轮尺寸较大,轴与齿轮都采用键联结。轴的下端与中心牙轮钻头的联结,采用将牙轮钻头的基座焊接在轴上,再将牙轮钻头用螺钉联结起来,这样便于牙轮钻头的拆卸和维修。
    第四部分泥浆循环系统的设计,该部分的设计是在已有泥浆循环系统的基础上进行选用和改进。由于本钻具要求的钻进深度超过50m,排渣方案选定为气举反循环排渣,这样钻具可以一边钻进一边排渣,提高了工作效率,降低了钻孔成本。
    本人在这次设计中最大的感受是:理论与实践必须相结合,只有将正确的理论应用于实践中,才能真正发挥理论的价值,才能更深刻地了解和掌握理论的真正内涵;要作到理论与实践相结合必须有一定的理认基础和丰富的实践经验,在这方面,我很欠缺,还在待于在日后的进一步学习和工作中来弥补和提高,此外,设计工作是一项繁重的工作,必须具有严谨细致的工作作风和顽强的决心和毅力。

    参考文献
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    附录1
    GEAR
    Spur and helical gears. A gear having tooth elements that are straight and parallel to its axis is known as a spur gear. A spur pair can be used to connect parallel shafts only. Parallel shafts, however, can also be connected by gears of another type, and a spur gear can be mated with a gear of a different type. (Fig.1.1).
    To prevent jamming as a result of thermal expansion, to aid lubrication, and to compensate for avoidable inaccuracies in manufacture, all power-transmitting, gears must have backlash. This means that on the gear, and vice versa. On instrument gears, backlash can eliminated by using a gear split down its middle, one half being rotatable relative to the other. A spring forces the split gear teeth to occupy the full width of the pinion space.
    Helical gears have certain advantages; for example, when connecting parallel shafts they have a higher loadcarrying than spur gears with the same tooth numbers and cut with the same cutter. Because of the overlapping action of the teeth, they are smoother in action and can operate at higher pitch-line to the axis of rotation, helical gears create an axial thrust. If used singly, this thrust must be absorbed in the same blank. Depending on the method of manufacture, the gear may be of the continuous-tooth herringbone variety or a double-helical gear with a space between the two halves to permit the cutting tool to run out. Double-helical gears are well suited for the efficient transmission of power at highspeeds.
    Helical gears can also be used to connect nonparallel, non-intersecting shafts at any angle to one another. Ninety degrees is the commonest angle at which such gears are used.
    Worm and bevel gears. In order to achieve line contact and improve the loadcarrying capacity of the crossed-axis helical gears, the gear can be made to curve partially around the pinion, in somewhat the same way that a nut envelops a screw. The result would be a cylindrical worm and gear.
    Worm gears provide the simplest means of obtaining large rations in a single pair. They are usually less efficient than parallel-shaft gears, however, because of an additional sliding movement along the teeth. Because of their similarity, the efficiency of a worm and gear depends on the same factors as the efficiency of a screw. Single-thread worms of large diameter have small lead angles and low efficiencies. Multiple-thread worms have larger lead angles and higher efficiencies(Fig.1.2)
    For transmitting rotary motion and torque around corners, bevel gears are commonly used. The connected shafts, whose axes would intersect if extended, are usually but not necessarily at right angles to one another.
    When adapted for shafts that do not intersect, spiral bevel gears are called hypoid gears. The pitch surfaces of these gears are not rolling cones, and the ratio of their mean diameters is not equal to the speed Consequently, the pinion may have few teeth and be made as large as necessary to carry the load.








    The profiles of the teeth on bevel gears are not involutes; they are of such a shape that the tools for the teeth are easier to make and maintain than involute cutting tools. Since bevel gears come in, as long as they are conjugate to one another they need not be conjugate to other gears with different both numbers.
    1 Early History of Gearing
    The earliest written descriptions of gears are said to have been made by Aristotle in the fourth century B.C. It has been pointed out that the passage attributed to Aristotle by some was actually from the writings of his school, in “Mechanical Problems of Aristotle”(Ca.280 B.C). In the passage in question, there was no mention of gear teeth on the parallel wheels, and they may just as well have been smooth wheels in frictional contact. Therefore, the attribution of gearing to Aristotle is, most likely, incorrect.
    The real beginning of gearing was probably with Archimedes who about 250 B.C. invented the endless screw turning a toothed wheel, which was used in engines of war. Archimedes also used gears to simu-early forms of wagon mileage indicators (odometer) and surveying instruments. These devices were probably “thought” experiments of Heron of Alexandria (ca. A.D.60), who wrote on the subjects of theoretical mechanics and the basic elements of mechanism. The oldest surviving relic containing gears is the Antikythera mechanism, so named because of the Greek island of that name near which the mechanism was discovered in a sunken ship in 1900. Professor Price of Yale University has written an authoritative account of this mechanism. The mechanism is not only the earliest relic of gearing, but it also is an extremely complex arrangement of epicyclic differential gearing. The mechanism is identified as a calendrical computing mechanism for the sun and moon, and has been dated to about 87 B.C.
    The art of gearing was carried through the European dark ages after the fall of Rome, appearing in Islamic instruments such as the geared astrolabes which were used to calculate the positions of the celestial bodies. Perhaps the art was relearned by the clock-and instrument-making artisans of fourteenth-century Europe, or perhaps some crystallizing ideas and mechanisms were imported from the East after the crusades of the eleventh through the thirteenth centuries.
    It appears that the English abbot of St.Alban’s monastery, born Richard of Wallingford, in A.D. 1330, reinvented the epicyclic gearing concept. He applied it to an astronomical clock, which he began to build at that time and which was completed after his death.
    A mechanical clock of a slightly later period was conceived by Giovanni de Dondi(1348-1364). Diagrams of this clock, which did not use differential gearing, appear in the sketchbooks of Leonardo da Vinci, who designed geared mechanisms himself. In 1967 two of da Vinci’s manuscripts, lost in the National Library in Madrid since 1830, were rediscovered. One of the manuscripts, written between 1493 and 1497 and known as “Codex Madrid I” , contains 382 pages with some 1600 sketches. Included among this display of Lenardo’s artistic skill and engineering ability are his studies of gearing. Among these are tooth profile designs and gearing arrangements that were centuries ahead of their “invention”.
    2 Beginning of Modern Gear Technology
    In the period 1450 to 1750, the mathematics of gear-tooth profiles and theories of geared mechanisms became established. Albrecht Durer is credited with discovering the epicycloidal shape(ca. 1525). Philip de la Hire is said to have worked out the analysis of epicycloids and recommended the involute curve for gear teeth (ca. 1694). Leonard Euler worked out the law of conjugate action(ca.1754). Gears deigned according to this law have a steady speed ratio.
    Since the industrial revolution in mid-nineteenth century, the art of gearing blossomed, and gear designs steadily became based on more scientific principles. In 1893 Wilfred Lewis published a formula for computing stress in gear teeth. This formula is in wide use today in gear design. In 1899 George B.Grant, the founder of five gear manufacturing companies, published “A Treatise on Gear Wheels” . New inventions led to new applications for gearing. For example, in the early part of this century (1910), parallel shaft gears were introduced to reduce the speed of the newly developed reaction steam turbine enough to turn the driving screws of ocean-going vessels. This application achieved an overall increase in efficiency of 25 percent in sea travel.
    The need for more accurate and quiet-running gears became obvious with the advent of the automobile. Although the hypoid gear was within our manufacturing capabilities by 1916, it was not used practically until 1926, when it was used in the Packard automobile. The hypoid gear made it possible to lower the drive shaft and gain more usable floor space. By 1937 almost all cars used hypoid-geared rear axles. Special lubricant antiwear additives were formulated in the 1920s which made it practical to use hypoid gearing. In 1931 Earle Buchingham, chairman of an American Society of Mechanical Engineers (ASME) research committee on gearing, published a milestone report on gear-tooth dynamic loading. This led to a better understanding of why faster-running gears sometimes could not carry as much load as slower-running gears.
    High-strength alloy steels for gearing were developed during the 1920s and 1930s . Nitriding and case-hardening was introduced in 1950. Extremely clean steels produced by vacuum melting processes introduced in1960 have proved effective in prolonging gear life.
    Since the early 1960s there has been increased use of industrial gas turbines for electric power generation. In the range of 1000 to 14000 hp, epicyclic gear systems have been used successfully. Pitch-line velocities are form 50 to 100m/s(10000 to 20000 ft/min). These gear sets must work reliably for 10000 to 30000 hp between overhaule.
    In 1976 bevel gears produced to drive a compressor test stand ran stand ran successfully for 235h at 2984kw and 200m/s. form all indications these gears could be used in an industrial application if needed. A reasonable maximum pitch-line velocity for commercial spiral-bevel gears with curved teeth is 60m/s.
    Gear system development methods have been advanced in which lightweight, highly loaded gears are used in aircraft applications. The problems of strength and dynamic loads, as well as resonant frequencies for such gearing, are now treatable with techniques such as finite-element analysis, siren and impulse testing for mode shapes, and application of damping treatments where required.



    齿 轮
    李洪光(译)
    直齿轮和斜齿轮 轮齿是直的、而方向又与其轴平行的齿轮称作直齿轮。一对直齿轮只能用来连接平行轴。然而,平行轴也可以用其他形式的齿轮来连接,一个直齿轮可以同一个不同形式的齿轮互相啮合,如图1-1。
    为了避免由于热膨胀而出现的卡住现象;为了便于润滑和补偿制造中不可避免的误差,所有传递动力的齿轮必须具有侧向间隙。这就是说在互相啮合齿轮的节圆上,小齿轮的间隙宽度必须稍大于大齿轮的齿厚,反之亦然。在仪表齿轮上,可以利用从中间分开的拼合齿轮来消除侧向间隙,它的一半可相对于另一半转动。弹簧迫使拼和齿轮的齿占满小齿轮间隙的整个宽度。
    斜齿轮具有某些优点。例如:连接两平行轴时,斜齿轮比齿数相同、用相同刀具切削的直齿轮有较高的承载能力。由于轮齿的重迭作用,斜齿轮工作比较平稳、允许比直齿轮有更高的节线速度。节线速度是节圆的速度。由于轮齿与旋转轴倾斜,所以斜齿轮会产生轴向推力。如果单个使用,这一推力必须由轴承来承受。推力问题可以通过在同一坯见切削两组斜齿来克服。根据制造方法的不同,齿轮可以是连续人字形的,或者在两列斜齿之间留一间隙的双斜齿形的,以便切削刀具通过。双斜齿齿轮非常使用于高速高效的传递动力。
    斜齿轮也能用来连接既不平行也不相交的相互成任何角度的轴。最常用的角度为 。
    蜗轮蜗杆和伞齿轮
    为了使交叉轴斜齿轮获得线接触和提高承载能力,可以把大齿轮做成部分绕小齿轮弯曲,就象螺母套在螺杆上一样,结果就形成一个柱形蜗杆和蜗轮。蜗轮蜗杆提供了获得一对大速比齿轮的最简单的方法。然而,由于沿齿的附加滑动使蜗轮蜗杆的效率通常低于平行轴齿轮。同样,其效率还取决于影响螺纹效率的那些因素。大直径的单头蜗杆的导角很小,效率很低,而多头蜗杆的导角较大,效率也比较高,见图1-2。
    为了使传递的转动和扭矩能转一个角度,常常是用伞齿轮。所连的两跟轴,如果延长其轴线就会相交,它们通常互成 。
    两轴不相交的螺旋伞齿轮称作偏轴伞齿轮。这种齿轮的节面不是滚锥,它们的平均直径比不等于速比。因此,小齿轮的齿数较小,其大小能适应承载的需要。
    伞齿轮的齿廓不是渐开线形的。它们的形状使切齿刀具比渐开线刀具更易于制造和维修。由于伞齿轮是成对使用的,因此,只要它们能互相共轭,就不需要与齿数不同的其他齿轮共轭。

    图1直齿轮 图2螺蜗轮蜗杆船

    齿轮的早期发展史
    有关齿轮的最早的论著认为,齿轮是在公元前四世纪由Aristotle发明的。书中指出:齿轮是由Aristotle发明的这段文字实际上出自其母校的论著:“关于Aristotle的机械问题”(约公元前280年)。问题是在有关章节中,并没有体积在平行的轮子上有齿轮,而只是光华的轮子,靠摩擦接触。因此,认为齿轮是由发明的说法不见得是正确的。
    实际上,齿轮机构可能是在公元前约250年由Archimedes发明的,他发明了螺杆用以驱动一个带齿的轮子,这种轮子用于军用发动机。Archimedes也用齿轮来仿造天体比例仪。Archimedian螺旋机构一直用语测程计及高度和角度测量装置,这是早期使用的四轮马车里程计(里程表)和测量仪。这些装置被认为是埃及及亚力大实验装置,他写了关于理论力学及基本机械零件的论著。所查到的最早的齿轮的遗物是Antikythera机构,这是根据希腊岛屿的名字而命名的,因为这中机构是1900年在靠近Antikythera岛发现的沉船中出现的。yale大学的Price教授写了论述这一机构的权威专著。这一机构不仅是齿轮传动机构的最早遗物,也是极为复杂的行星齿轮传动机构,它也被认为是用于表示太阳和月亮运行的日历计算机构,并可追溯到公元前87年。在罗马衰败之后的萧条时期,齿轮传动技术传遍了整个欧洲并在穆斯林仪表中得到应用,如计算天体位置的齿轮观测仪。也许是这一技术又被14世纪欧洲的钟表仪器制造专家再次采用,也许是一些奇特的构思,在十一世纪至十三世纪的改举运行之后,这些机构又从东方引入。
    似乎是英国St.Alba的住持于1930年又发明了行星齿轮的构思,他将其用于天文钟表,并实施建造,但当他死后才竣工。
    稍后机械钟表是由Giovanni de Dondi设计的。根据Lenonardo da Vinci手稿,钟表设计图中并没有差动齿轮传动系统,而他自行设计了齿轮机构。1967年又发现了1830年在国立图书馆失窃的davinci的两本手稿,其中一本为“CodexMadridl”,是1493年至1497年间写的,共382页约1600幅图,展示Leonardo的艺术及工程才华的便是他对齿轮机构的研究,其中一些便是齿廓设计及齿轮传动机构设计,但这些机构早在几百年前就有了。
    现代齿轮技术的开端
    1450~1750年间,建立了轮齿廓形的数学表达式及齿轮传动机构的理论。
    Albrecht Du rer设计了外摆线齿形,Philip dela Hire对摆线齿轮作了分析,并推荐轮齿采用渐开线形状,Leonard Euler研究了相配合齿轮定律根据这一定律可以获得稳定的速比。
    由于19世纪中叶的工业革命,齿轮传动机构被广泛采用,齿轮设计也符合科学原理。1893年Wilfred Lewis发表了计算轮齿应力的公式,这一公式至今仍在齿轮设计中广泛应用。1899年George B.Grant这位五家齿轮公司的创始人发表了关于齿轮的专题论文。新的发明使得齿轮传动机构有了新的应用。例如在本世纪早期,将平行轴齿轮传动机构用于当时研制的反应式汽轮机降速,它足以带动远洋船的传动螺杆。这一应用使航海行程效率提高了25%。
    随着汽车的发明,则需要更精确且运行平稳的齿轮。虽然早在1916年就有能力制造直角交错轴双曲面齿轮,但直到1926年才开始用Packard汽车,它的应用能简短驱动轴并减少了所占空间。到1937年几乎所有的汽车都用直角交错轴双曲面齿轮为后桥。1930年左右研制了含抗磨损添加剂的特殊润滑剂并用于直角交错轴双曲面齿轮。1931年,美国机械工程师学会齿轮机构研究委员会主席Earle Buckingham发有一篇关于轮齿动态承载方面的具有里程碑意义的技术报告。这使人们更好地了解为什么转动较快地齿轮有时承载能力不如转动较慢地齿轮。
    二十世纪20至30年代期间研制了制造齿轮的高强度合金刚;30年代又将渗氮及表面硬化技术用以增加齿轮传动机构的表面强度;1950年应用感应淬火技术;1960年应用了由真空熔化工艺所炼的高度清洁钢材,这对于延长齿轮的使用寿命是很有效的。
    自本世纪六十年代初期以来,发电用的工业燃气轮机被广泛应用。由于成功地采用了行星齿轮机构,其功率达1000-14,000马力,节线速度为50-100m/s。在两次检修期间,齿轮组必须可靠工作10,000至30,000小时。
    1976年生产的用于驱动压缩机试验台的伞齿轮在功率为2984KW(4000马力),速度为200m/s(40,000ft/min)的工作环境下成功地运行了235小时。所有指标表明,如果需要,这些齿轮均可作为工业应用。作为商用的弧齿螺旋伞齿轮合理的最大节线速度为60m/s(12000ft/min)。
    已经提出了齿轮机构设计的新方法,所设计的质量轻,速度高,承载能力强的齿轮已用于航空工业。齿轮传动机构的强度,动载,以及谐振频率等问题现在可用有限元分析,对模型进行回声试验,阻压试验等技术来解决 ...
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