大直径桩基础工程成孔钻具-机械注塑模具毕业设计论文

大直径桩基础工程成孔钻具-机械注塑模具毕业设计论文内容摘要：

1092+2 15=1122 37 815240 82  hddfcfc (9)基圆直径 db 2 5 920c o s2 7 6c o s  dd aba 1 0 2 620c o s1 0 9 2c o s  dd bbb 38320c o s408c o s  dd cbc (10)中心距 a     34 240 827 621211  dda ca     3424081 0 9221212  dda cb (1)邻接条件 : nadpacacsin2 湖南工业大学 2020 届本科生毕业设计 4322 342 60sin = 即满足邻 接条件。 (2)同心条件 : 342aa bcac ‘‘ 满足同心条件。 (3)安装条件：  整数983 9123 n zzpba 所以，满足安装条件。 由表 (51)查得效率计算公式：  xbxabax pp 11     xnxmxx 1      xm  0xn 239123911  bax 可见，该行星齿轮传 动的效率很高，可满足要求。 kp 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（ 71）得齿面接触强度的行星轮间载荷分布不均匀系数 kHp， 则 齿 根 弯 曲 强 度 的 载 荷 分 布 不 均 匀 系 数kFp =1+    07 k Hp 根据 2ZX(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，也湖南工业大学 2020 届本科生毕业设计 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 fa由公式（ 91）计算。 现已知啮合中心距 34239。 a (mm),则得： 0 5 0 0 03 4 281 0 0 08 33 39。  afa(mm) 取 56fa m。 各行星轮轴孔的孔距相对偏差 1 可按公式（ 92）计算，即： 1 (3～ 5)100039。 a =(3～ )1000342 =～ (mm) 取 1 = mmm 70。 转臂的偏心误差 ex 约孔距相对误差 1 的 1/2，即： mex  3521  针对 2ZX(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（ 672）进行校核计算 ，即 FpF. 首先，按公式（ 669）计算齿轮的齿根应力，即： kkkkkFpFFVAFoF   其中，齿根应力的基本值 kFo 可按公式（ 670）计算，即： YYYYF SaFatFo bm   许用齿根应力 Fp可按公式（ 671）计算，即： YYYS YYXR r e lTr e lTF NTSTFFp  m i nlim 现将该传动按照两个齿轮副 ac、 bc 分别验算如下： (1)ac 齿轮副 ① 名义切向力 Ft 湖南工业大学 2020 届本科生毕业设计 中心轮 a的切向力 FF tcat  可按公式（ 63）计算；已知 mNT a  ， 3np，和 mmda 27639。 。 则得：  Ndn TF ap at 2 0 2 82763 0 0 02 0 0 0 39。   ② 有关参数 a. 使用系数 kA 使用系数 kA 按中等冲击查表（ 67）得 kA =。 b. 动载荷系数 kV 先按公式（ 657）计算轮 a 相对于转臂的速度，即：  191 0039。 nndv xaax  其中，  smpnn ax  所以，    smv x 1 00 0  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（ 658）计算动载荷系数 kV ，即： BxV vk AA 2 0 0 式中： B=(C5) =(65) = A=50+56(1B)=50+56()=92 则得： 32 0 092 92  kV 中心轮 a 与行星轮 c 的动载荷系数 kV。 c. 齿向载荷分布系数 kF 齿向载荷分布系数 kF可按公式（ 660）计算，即：   FbFk 11  由图（ 67）（ b）得： 1F 湖南工业大学 2020 届本科生毕业设计 45 39。 d aad 由图（ 68）得 b ，代入上式，则得：   kF d. 齿间载荷分配系数 kF 齿间载荷分配系数 kF 由表（ 69）可查得： kF e. 行星齿间载荷分配系数 kFp 行星齿间载荷分配系数 kFp按公式（ 712）计算，即：    kk HpFp 已取 kHp，则得：   07 kFp f. 齿形系数 YFa 齿形系数 YFa 由图（ 622）查得： YFa ， YFa。 g. 应力修正系数 YSa 应力修正系数 YSa ，由图（ 624）查得： YSa ， YSa。 h. 重合度系数 Y 重合度系数 Y 可按公式（ 675）计算，即：  acY i. 螺旋角系数 Y 螺旋角系数 Y由图（ 625）得： 1Y 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 F 按公式（ 669）计算齿根应力 F ，即： kkkkkYYYbmF FpFFVVF SaFat  111  =   mmN  22 mmNF  取弯曲应力  2110 mmNF  ④ 计算许用齿根应力 Fp 按公式（ 671）计算许用齿根应力 Fp，即： 湖南工业大学 2020 届本科生毕业设计 YYYYYS XR r e lTr e lTNTSTFFFp  m i nlim 已知齿根弯曲疲劳极限 limF =340 2mmN。 由表（ 611）查得最小安全系数 SF。 式中各系数 YST 、 YNT 、 YrelT 、 YRrelT 和 YX 取值如下： 应力系数 YST ，按所给定的 limF 区域图取 limF 时，取 2YST。 寿命系数 YNT 按表（ 616）中的（ 4）式计算，即：   NY LNT 式中应力循环次数 NL 按表（ 613）中的相应公式计算，且可按每年工作 300 天，每天工作 16h，即：     5 006060  tnnnNpxaL 则得 10396  YNT 齿根圆角敏感系数 YrelT 按图（ 633）查得 1YrelT。 相对齿根表面状况系数 YRrelT 按表（ 618）中对应公式计算，即：    RY zR r e lT 取表面微观不平度 mRz  ，代入上式得：   Y R r e lT 尺寸系数 YX 按表（ 617）中对应 的公式计算，即：  mY nX 代入公式（ 671）可得许用齿根应力为：   mmNFp  因齿根应力 2110 mmNF  小于许用齿根应力 237 8 mmNFp ，即 FpF。 所以， ac齿轮副满足齿根弯曲强度条件。 (2)bc齿轮副 在内啮合齿轮副 bc 中只需校核内齿轮 b 的齿根弯曲强度，即仍按公式（ 669）计算其齿根弯曲应力 2F 及按公式（ 671）计算许用齿根应力 Fp。 已知 912 zz b ，2lim 340 mmNF 。 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kV ， kF ， kF ， 1kFp ， YFa ， YSa ， Y ，湖南工业大学 2020 届本科生毕业设计 YNT ， Y relT 和 YX。 代入上式则得： kkkkkYYYYbmF FpFFVAF SaFat 222 222   =  3100 2028 mmN 取 2110 mmNF 。 YYYYYS XR r e lTr e lTNTSTFFFp  m i nlim = =399 2mmN 可见， 2FFp，故 bc 齿轮副满足齿根弯曲强度条件。 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 )。 湖南工业大学 2020 届本科生毕业设计 （ ）双齿联轴器 （ ）单齿联轴器 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。 湖南工业大学 2020 届本科生毕业设计 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（ 32）可查得齿轮传动的传动比 ip即其各齿轮齿数。 查得： 191z ， 232z ， ip。 由设计要求尺寸取模数 m=5。 压力角 20。 分度圆直径 d 9511  zd m ； 11522  zd m 齿顶高 ha 521  hhh aaa m 齿根高 hf     mmchhaf 全齿高 h  hhhfa 齿顶圆直径 da 105211  hdd aa ； 125222  hdd aa 齿根圆直径 df 11  hdd ff 2222  hdd ff 基圆直径 db o s95c o s11  dd b o s115c o s22  dd b 中心距 a     10 511 595212121  dda。