XY-6钻机回转器设计
2.求作用在齿轮上的力 轴2结构图如图5.2所示
轴2上齿轮Z7与1轴上的齿轮Z1啮合，为动力输入齿轮；齿轮Z10与3 轴上的齿轮Z6 啮合，将动力传递到输出轴。此工作状态下齿轮Z8和Z9不与 其他齿轮啮合，不受力。
由表6-1可知，齿轮Z7和Z10模数均为m?4mm，材料均为18CrMnTi， 硬 度都在50-65HRC范围内。Z7=51，Z10=26。所以他们的分度圆直径分别为： d7=4?51mm=204mm，d10=4?26mm=104mm。故齿轮Z7所受的力为：
2T2?8.86?105Ft1??N?8686.27Nd7204Fr1?Ft1tan??8686.27?tan20?N?3161.54NFn?Ft1/cos??8686.27/cos20?N?9243.74N
齿轮Z10所
受的力为：
2T2?8.86?105Ft2??N?17038.46N d10104
圆周力
方向如图5.3所示。
Fr2?Ft2tan??17038.46?tan20?N?6201.49NFn?Ft2/cos??17038.46/cos20?N?18131.95NFt、径向力Fr的
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3.轴承的选择
考虑到传动过程中操纵变速时，齿轮的啮合会产生一定的轴向力，故选择角接触球轴承。参考XY-5变速箱的设计，以及轴上齿轮的尺寸并结合轴的结构布置方式，选择轴承型号为7310，其尺寸为d?D?B?50?110?27mm。 4.按弯扭合成应力校核轴的强度
对轴做受力分析。参照前面给出的轴的结构布置图5.2，以及已经计算出的齿轮受力分析，做出轴的计算简图，如图5.3。由手册中查得轴承支点位置的参数，再根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，如图5.3所示。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的MH、MV及M的值列于下表，见表5-2。
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表5-2 截面B处的MH、MV及M的值 载荷 支反力F 水平面H 垂直面V FNH1?8652.56NFNH2?15632.45NFNV1?1694.2NFNV2?7832.65N 弯矩M MH?65463N?mmMV?78966.7N?mm 总弯矩M 扭矩T 2M?MH?MV?65463?78966.72N?mm?10257.63N?mm22T=656300N?mm 进行校核时，只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即危险截面C的强度。根据上表中的数据，以及扭转切应力为脉动循环，取??0.6，轴的计算应力 2M2?(?T)210257.632?(0.6?656300)?ca??MPa?32.5MPa3 W0.1?95前面已经
选定轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1【2】查得[?-1]=60MPa。所以
?ca?[??1]，故轴安全。
根据经验，轴2安全，则变速箱中另外两根轴亦满足设计要求。此处不再进行校核计算。
第6章 传动箱的设计与计算
6.1 传动箱的结构特点及设计要求
6.1.1结构特点
传动箱起分动和扩大变速作用，采用了立轴式钻机常用的立式四传动轴结构。驱动升降机的输出轴和驱动回转器的输出轴（回转器动力输入轴）共线水平布置，并采用两个外齿轮分动。该机为深孔高速金刚石钻机，要求有较多的速度档数，因此在传动箱内设置了扩大的二级变速机构，可以使回转器获得八个正转
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速度和两个反档速度。由于扩大二级变速齿轮设在共链部分，故升降机同样也可获得与回转器一样的速度档数。但实际用时，升降机一般只使用几个低速档。 6.1.2设计要求
（1）在校核零件强度时，假设电动机的功率的97%输入传动箱，然后再输入升降机和回转器；
（2）传动箱在不更换齿轮的情况下，可连续工作10000小时，纯机动时间每班16小时，可连续工作20个月；
（3）传动箱要能实现二级变速，并有简便的变速操纵机构。
6.2 传动箱的传动结构初步设计
根据传动箱的结构特点和设计要求，结合传动速度参数的规划，依照XY-5初步布置传动箱的结构，采用三根轴和三对主要齿轮副进行传动，三根轴采用相互平行的方式布置。其传动结构如图6.1所示。
6.3 主要齿轮副的设计计算及强度校核
根据对传动箱传动特点的分析并参照XY-5钻机实际工作过程中的实际传动效果，需要对三对主要传动齿轮副进行设计计算和强度校核，以确保钻机传动箱得到最优的设计。三对主要齿轮副分别是Z15和Z21、Z13和Z23、Z16和Z18。 6.3.1 齿轮副Z15和Z21的设计计算和强度校核 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）按图7.1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20°。 （2）带式输送机为一般工作机器，参考表10—6【2】，选用7级精度。
（3）材料选择。由表10-1【2】，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬
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度280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。 （4）选小齿轮齿数Z15=27，大齿轮齿数Z21=69。 2.按齿面接触疲劳强度设计
（1）由下式试计算小齿轮分度圆直径，即
d1t?32KHtT1u?1ZHZEZ?2?（?)?du[?H] 1） 确定公式中的各参数值 ①试选KHt=1.3。
②计算小齿轮传递的转矩。
T1?9550000P/n1
其中P为传到传动箱的功率，P=60?97%=58.2KW;
n?n?Z1?Z10?1500?22?26r/min?357.95r/min1Z7?Z651?47
所以 T1=9550000?58.2/357.95N?mm=1.55?106N?mm ③由表10-7【2】选取齿宽系数?d=1。 ④由图表10-20【2】查得区域系数ZH=2.5。
⑤由表10-5【2】查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。 ⑥由下式计算接触疲劳强度用重合度系数Z?： 由于
??a1?arccos[Z15cos?/(Z15?2ha)]?arccos[27?cos20?/(27?2?1)]?28.97???a2?arccos[Z21cos?/(Z21?2ha)]?arccos[69?cos20?/(69?2?1)]?24.05?Z??4???3
???[Z15(tan?a1?tan?)?Z21(tan?a2?tan?)]/2π? ?[27?(tan28.97?tan20?)?69?(tan24.05??tan20?)]/2π ?1.72 所以
4?1.72 Z???0.873
⑦计算接触疲劳许用应力??H?。
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