钻机的工作原理钻机的传动系统如图所示，电机动力通过以下各传动链传到固定在立轴上的大弧齿锥齿轮上，从而使立轴带动钻具起产生旋转运动齿轮油泵输送出定的压力，方面用于打开液压卡盘，另方面通过油路控制阀使给进油缸产生往复运动，给进油缸带动钻具往复运动。至此，钻具即可旋转，又可给进，从而完成钻进任务。钻屑的排泄是通过与钻机配套的泥浆泵来完成。立轴的给进运动经低压油管将油箱中的机油吸入油泵，使其产生需用的压力，再经高压油管调压阀高压油管进入油缸中的活塞上部，推动活塞产生直线运动，活塞下部具有定的压力的机油经高压油管，进入调速阀，调整调速阀的回油量大小即可控制给进速度的快慢。当需要减压钻进时，也按此操作控制活塞的下部压力然后流经油管及操纵阀低压油管回到油箱。立轴的快速移动经油泵高压油管调压阀操纵阀高压油管调速阀高压油管，进入活塞的下部，推动活塞产生直线运动，活塞上部的机油经过高压油管操纵阀及低压油管回到油箱，当调速阀的流量调整为最大时，立轴得到快速移动。完成个进尺后，将卡盘控制阀打开，经油管松开液压卡盘，将操纵阀手柄位置板到上升位置，操纵调速阀将立轴快速上升，然后板动卡盘控制阀手柄，卡瓦自动卡紧钻杆。.操作程序所有钻探人员都应按下列操作程序进行操作，避免因操作不当而造成机器或人身事故。钻机在搬运过程中应避免碰撞，在分组搬运过程中，应将油管固定后方能进行。在工作场地安装时，应使用地脚螺栓将钻机固定于基台木上。无论钻任何角度的孔都应在基台木的上面打支柱。电源接通前首先仔细检查钻机各部分安装是否正确。并应用手搬动外部可转动部分看是否零活。电源接通后首先应验证立轴转动方向是否正确。需要变速或接通绞车时，必须关闭电机。在正式工作前应使机器空转分钟，此时油路系统应调整到零压。．每次打开回转器后，在需要重新合上进行工作时，都应检查回转器内是否掉进污物或其它碎屑如岩石铁屑等，防止损坏齿轮。回转器合上后定要把合箱螺母锁紧不许松动，在给进过程中也应经常检查。．钻进角度的调整是用转动回转器来完成的，在未转动以前应先松开四个螺母图后，扳动回转器使型螺栓在变速箱体前部的形槽内移动，给进角度按需要调整好以后，要重新将螺母锁紧。.机器的保养与维护正确的使用和保养机器是顺利完成钻孔任务的保障，每个操作者都应予以高度重视，对米钻机应按如下规定进行保养与维护。应在每班开始工作前，对机器各转动部分予以检查。看各运动部件是否灵活可靠。对外露的转动及滑动表面，应在每班开车前擦拭干净，并于其表面涂上层号机械油。每个操作过程中都应校核各部操作手把的位置的相互配合是否正确，不正确时应立即纠正。润滑及液压用油等应按表规定按期进行更换。除表规定外，其它转动或滑动部分应根据使用情况予以润滑。在每次拆装卡盘时，都应在装配前将螺纹部分擦拭干净并涂层机械油或黄干油。油泵用油油箱内的油需要保证清洁无杂质，应使用时运动粘度为的油质，如号机械油或号高速柴油等。当油箱内的油温超过时应适当停车冷却，待油温下降后再继续工作。当立轴下降与上升时油缸内的活塞不应进入死点，应在进入死点前处停车。表需润滑或者更换机油部分需润滑或更换机油的时间用油种类方法立轴每小班次号机械油油壶园弧伞齿轮每周次黄干油抹入导向杆每小班小号机械油抹入变速箱内的润滑连续运转小时更换次号机械油更换绞车油咀每班使用前次号机械油油枪或油壶油箱连续运转小时更换次号机械油更换所有滚动轴承每三个月更换次黄干油抹入卡盘每周次号机械油抹入.故障原因及排除方法故障现象故障原因排除方法突然停车齿轮打齿钻进压力过大更换齿轮减小钻进压力变速箱发热润滑不良润滑油不符合要求过载时间长定期换油按规定更换机油禁止长时间超负荷运转回转器本体发热园弧锥齿轮啮合不好齿轮及各轴承润滑不良本体与连接盘的联接螺钉松动。调整轴承衬套与本体之间的垫片厚度。.小于许用接触应力.所以满足要求，并且安全系数所以满足安全要求。即齿轮按接触疲劳强度校核满足要求。.弯曲疲劳强度校核计算计算齿根应力许用齿根应力强度条件式中使用系数.弯曲强度计算的齿向分布系数弯曲强度计算的齿向载荷分配系数弯曲强度计算的有效齿宽.锥齿轮系数中点法向模数.齿形螺旋角系数由图有.应力修正数由图有.最小安全系数.圆角敏感系数有有.表面状态系数由有.应力修正系数尺寸系数弯曲强度计算的重合度系数由式螺旋角系数..校验计算由上可知所以满足要求，在上面的校核中，接触疲劳是校核的小弧锥齿轮，弯曲强度校核的是大弧锥齿轮，即分别是最危险的齿轮，可知通过校核他们均满足各项强度要求，所以齿轮的强度满足要求。.轴径的估算齿轮受力分析齿轮中点出分度圆上的切向力齿宽中点处的径向力主动论从动轮齿宽中点处的轴向力主动论从动轮注当表示的径向力指向目标轴线方向，当时相反。当时，表示轴向力指向锥齿轮大端，当时相反。当轴交角时，大小相等，方向相反由上可知由上可知受力图分析，实际受力为轴线在竖直方向，为分析的方便将其旋转九十度分析，受力分析弯矩分析可知在点处所受弯矩最大，在点处所受的力也是最大，故点为危险截面。计算点所需的最小轴径该轴主要受扭矩，按扭转强度条件计算轴的扭转强度条件为式中扭转切应力单位为轴所受的扭矩，单位为轴的扭转截面系数，单位为轴的转速，单位为轴传递的功率，单位为计算截面处轴的直径，单位为许用扭转切应力，单位为由上可得轴的直径对于空心轴则即空心轴的内径与外径之比。由表机械设计，第七版查得带入数据有考虑实际设计情况取，需要装和的钻杆，故选取内径为。对轴进行校验，扭转校核求出轴的抗扭截面系数由表的计算公式有扭矩则有.远小于所以满足扭转强度要求。弯矩校核轴的弯扭合成强度条件为式中轴的计算应力，单位为轴所受的弯矩，单位为.轴所受的扭矩，单位为.许用弯曲应力折合系数取值为抗弯截面系数所受弯矩将上述值代入式有因远小于其弯曲疲劳极限，所以满足要求。在上述的各种较核中，均较核的最危险的截面，所以在整体上更能满足各项要求。第章液压系统的设计与计算钻机液压系统的作用实现液压卡盘的松卡钻杆动作。实现钻机钻进时给进的动作。实现强力起拔动作。实现夹持器对钻杆的夹紧动作。.液压卡盘的设计与计算卡盘的结构如附录图所示，其工作原理是夹紧钻杆依靠碟型弹簧安装时的预紧力，使移动套上移，移动套内孔为圆锥形，迫使主轴槽内的三块卡块同时向中心移动，完成卡紧动作。当松开卡盘时，是依靠加入卡盘油缸中的压力油克服碟型弹簧的弹力，并压缩碟型弹簧，迫使活塞及移动套下移，由于移动套离开了卡瓦，主轴上的涨环的张力将卡瓦弹回到圆锥面外径的位置，完成松开钻杆的动作。卡盘夹紧力的大小，取决于碟型弹簧的轴向推力，轴向推力越大，夹紧力就越大。卡瓦对钻杆的夹紧力卡瓦对钻杆的夹紧力必须满足下式•式中最大起拔力卡瓦与钻杆的摩擦系数.。所以.碟型弹簧的轴向推力图由图可知，弹簧对卡瓦的轴向推力为••式中卡瓦与钻杆间的法向推力卡瓦的斜角.当量摩擦角ˊ储备系数.所以..ˊ碟型弹簧计算设计根据设计要求和卡盘结构形式选取蝶型弹簧的有关参数如下所述，碟型弹簧的压平时的最大理论弹力式中压平时的碟形弹簧载荷计算值碟簧厚度碟形弹簧压平时变形量计算值，弹性模量，泊松比.碟簧外径.由表可查得上述值．可知，单片碟簧不能满足所受的力的要求，故采用复合组合，则单片碟簧的载荷.有由图可得.有碟型弹簧变形量计算б•式中碟型弹簧总变形量б片弹簧的变形量弹簧片数弹簧的选择中采用十片弹簧两个组进行复合放置，则五组弹簧预压变形最低为,最大为,移动套轴向移动范围只能在所需油压的计算根据碟型弹簧的特性曲线图所示，松开卡盘时所需油压力为，式中环状油缸面积油缸直径故同理可求出第二档第三档和第四档转速分别表示如下第二档Ⅱ式中,故Ⅱ第三档Ⅲ式中内故Ⅲ.第四档Ⅳ式中内故Ⅳ考虑到皮带传动齿轮传动轴承等的效率，所以各档转速确定为。第章变速箱的设计与计算.变速箱的结构特点及设计要求结构特点变速箱的结构有变速部分分动部分操纵部分和箱体组成。本设计中变速部分和分动部分合为整体，缩小了箱体的结构尺寸。其具体特点是.采用了回归式的传动形式，箱体呈扁平状，有利于降低钻机的高度，齿轮即使移动齿轮又是结合子，因此结构紧凑.变速分动相结合，减少了零件的数目，有效利用变速箱内的空间.操纵机构采用了齿轮齿条拨叉机构，操纵灵活可靠，每个移动齿轮单独控制，并有互锁装置，这种互锁装置安全可靠，结构简单.增加了卸荷装置，减少了齿轮的受力。设计要求.在校核零件强度时，假设电机的功率全部输入变速箱，然后再输入绞车和回转器.变速箱在不更换齿轮的情况下，可连续工作小时，纯机动时间每班小时，可连续工作个月。.本设计零件的强度和寿命计算方法和数据是按机械设计手册化学工业出版社计算的。.齿轮副的强度计算与校核变速箱内各齿轮主要参数确定根据立轴转速的要求，前面已经初步选择各齿轮的齿数，由钻机的实际情况，变速箱内各齿轮的主要设计参数见表。表变速箱内齿轮的主要设计参数齿轮编号齿数模数齿宽变位系数材料硬度应力角备注..主要齿轮副的强度设计计算与校核现选择变速箱中重要传动轴Ⅲ轴上的齿轮副为例进行齿轮副的强度设计计算和校核。.按照齿面接触疲劳强度计算参数名称符号值计算转矩齿宽系数.接触疲劳极限设计许用应力初定小齿轮直径初定齿宽圆周速度.使用系数.动载系数.齿间载荷分配系数.齿向载荷分布系数.载荷系数.弹性模量节点区域系数．接触最小安全系数．应力循环次数.接触寿命系数．许用接触应力校核验算计算结果表明，接触疲劳强度合适。.轴的强度计算与校核在变速箱中共有三根轴，其中Ⅲ轴相对尺寸直径小，长度大，所受到的力多。下面仅以该轴的强度寿命进行验算。Ⅲ轴共有种工作状态，向回转器传递种状态的动力，驱动绞车的种转速。相比而言回转器的转速时该轴受扭矩最大，受力最大。已知条件材料，调质处理。该轴的各档转速及其传递的功率转矩见表。表Ⅲ轴的各档转速及其传递的功率转矩速度序号转速传递功率传递转矩•Ⅰ.Ⅱ.Ⅲ.Ⅳ.轴上各齿轮的分度圆直径为轴的强度计算.在各种转速下齿轮所受力计算齿轮圆周力，齿轮径向力由分析可知在Ⅰ档转速下所受力为最大.计算轴受到的支承反力由于轴的转速处于最低时所受到的力和转矩最大，所以以第档转速时的受力情况为条件进行计算。Ⅲ轴的长度较大，相对直径较小，尤其是与啮合处的花键轴，支承跨度大，容易产生弯曲变形，因此本次校核只在该花键轴上取截面，从而轴的受力可以简化。轴的受力简图如图。图传动轴的受力简图如图，将轴受到的力简化为水平方向和垂直方向受力，下面分别从这两个方向分别列出方程计算支承反力。水平方向受力垂直方向受力当