课题设计打孔机设计说明书

来源：好走旅游网

摘要………………………………………………………………………………………

第一章引言……………………………………………………………………………

打孔机简介…………………………………………………………………………… 1

打孔机得特点及设计要求……………………………………………………… 1 第二章整体设计方案肯定及动力元件选择……………………………………

整体设计的要求……………………………………………………………………… 2 机型与传动形式的选择……………………………………………………………… 2 机型的选择……………………………………………………………………… 2 传动形式的选择………………………………………………………………… 3 打孔机的整体布局…………………………………………………………………… 3 打孔机的整体布局…………………………………………………………….... 3 打孔机的驱动和动力输入方式………………………………………………… 3 打孔机整体参数肯定…………………………………………………………… 4 钻机的功能单元及实现方式………………………………………………………… 6 钻具……………………………………………………………………………… 6 回转机构………………………………………………………………………… 6 电动机的选型………………………………………………………………………… 7

第三章减速装置设计………………………………………………………………

传动比肯定及各级传动比分派……………………………………………………… 8 运动参数及动力参数计算…………………………………………………………… 8 I

计算各轴转速………………………………………………………………… 8 计算各轴的功率……………………………………………………………….. 8 计算各轴的扭矩------------------------------------------------------------------------9

齿轮传动的设计计算………………………………………………………………… 9 第一级齿轮传动副的设计计算……………………………………………….. 9 第二级齿轮传动副的设计计算……………………………………………….. 12 第三级齿轮传动副的设计计算……………………………………………….. 15 传动轴的设计………………………………………………………………………… 17 第一传动轴的设计及计算…………………………………………………….. 17 第二轴的结构设计及计算…………………………………………………….. 20 第三轴的结构设计及计算…………………………………………………….. 24 减速箱体结构尺寸…………………………………………………………………… 26 结构尺寸……………………………………………………………………….. 26 第四章链传动设计……………………………………………………… 27 链传动的特点………………………………………………………………………… 27 链的类型……………………………………………………………………………… 27 链传动选择…………………………………………………………………………… 27

第五章支架的设计………………………………………………………………… 30

机架设计准则………………………………………………………………………… 30 支架的校核…………………………………………………………………………… 30 梁的校核……………………………………………………………………………… 31 传动轮的设计………………………………………………………………………… 32

第六章钻杆钻头的设计…………………………………………………………… 33

钻杆在扩孔时的作用………………………………………………………………… 33 扩孔器………………………………………………………………………………… 33 转速的肯定…………………………………………………………………………… 33

结论………………………………………………………………………………………… 34 参考文献………………………………………………………………………………… 35

III

第一章、引言

1．打孔机简介

打孔机械普遍应用与桥梁建筑、道路施工等诸多领域。目前，打孔机械已发展成为品种众多、门类齐全的专业化机械。

打孔机的发展也与其他机械发展一样经历了漫长的发展进程。

打孔技术起源于我国。按照古书《川盐记要》记载，我国早在2200连年前的秦朝就开始利用钻探技术凿井取盐。

初期的打孔机是由人力驱动的简单冲击式机械，经长期不断演变、发展，成为现代具有机动动力驱动的各类冲击式钻机。随着社会生产的不断发展，这种打孔机已逐渐不能适应要求。l 9世纪中期以后，出现了回转式的打孔机。回转式打孔机具有钻进效率高，能钻进各类倾角的钻孔；有利于多种钻探工艺和方式的利用等长处，因此发展很快，井迅速在钻探、穿孔领域中占据了主导地位。打孔机得特点及设计要求

打孔机与其他机械育某些一路的地方，但钻机具有独特的生产对象和利用条件．因此形成自身的一些特点。其王耍特点反映在以下几方面： 1.打孔方式扣钻进工艺的多样性

钻机生产采用的钻近方式扣钻近工艺昼多种多样的。就钻近方式而言，按破碎岩石的方式可分为冲击、回转、振动。复合式几种：收集用的破岩材料分为：钻粒钻进、硬合金钻进、金刚石钻进。超硬材料钻进；按是不是取芯又分为取芯钻进和全面钻进，就钻进工艺而言依照冲洗液循环方式可分为正循环钻进，局部反循环钻进及全孔反循环钻进，全孔反循环钻进工艺又分为水力反循环，气举反循环‘依照取芯方式可分为常规提钻取芯、持续取芯、绳索取芯。对于某一种具体的钻机，不可能实现所有的钻进方式和钻近工艺。这就产生了能实现不同钻进方式和钻进工艺的各类类型的钻进。 2.利用条件的复杂性

钻进工作的区域普遍，从平原到山区，从陆地到海洋，从地面到地下，从热带到寒带，几乎地球上的每一个地方都可能是钻进工作的地方。不同地域有不同的环境、气候条件，这就带来了钻进利用条件的复杂性。加上钻进属露天作业机械，作业对象为岩石，一般利用易产生污染的泥浆作冲洗液，这进一步造成钻进工作条件的恶化。为适应这些条件，钻进必需知足一些特殊的要求。本论文设计所设计的钻孔机属于回转式钻孔机，主要可应用于短距离路面下方和建筑物下方的非开挖管道铺设施工。整个设计由整体方案设计、机械传动系统布置、动力部件及连接件选型、钻管支架布置设计、钻管及钻头设计和钻进土壤的排出装置设计组成，着重进行了传动系统中减速装置设计及较核计算。

第二章、整体设计方案肯定及动力元件选择

整体设计的要求

打孔机是直接用于钻孔的机械，设计打孔机时，首先应以保证设计的打孔性能高效、地质、安全、低耗完成钻孔为前提，使设计的打孔机技术先进、经济合理，具有良好的经济技术指标。在进行具体设计时，应以知足下述的要求为依据。（1）打孔机的性能及其参数应具有普遍的适应性，能按照不同地层，不同钻进方式及不同的钻头类型和结构实现合理的钻进规程参数。

（2）要配备必要的检测及指示仪表，以便及时掌控和控制打孔机的运转和孔内钻进情况。

（3）打孔机应能传递足够的动力，保证各工作机构正常工作的性能。（4）应具有较强的孔处置孔内事故的能力和完成特种功能的性能。（5）运转平稳，震动小，打孔时对钻杆的导向性好。

（6）自动化、机械化程度要高；钻进进程中最理想的是打孔性能按照孔内情况自动调节和控制打孔参数；及时选择、调整和维持最优钻进工程。

（7）为提高打孔机生产靠得住性，应设备必要的过载保护装置和互锁机构；重要机构要配备重复装置。

（8）打孔机还应知足机械设备的一般要求

a具有足够的强度、刚度和耐久性； b传动效率高、能耗少；

c对利用环境条件利用性好，能在恶劣的环境下正常工作；拆装方便、搬迁容易、便于维修；

f标准化、通用化、系列化程度高；d结构简单、制造容易、便于维修； g操作简便、劳动强度小；

h造型美观，对环境污染小，为文明生产创造条件!

机型与传动形式得选择

机型得选择

打孔机是属于工程用的。工程钻探包括工程侦查和工程施工钻探，但无论是工程斟查仍是工程施工，其打开深度都不大，多数打孔机都在数十米之内。钻孔的施工周期很短，搬迁频繁，工程斟查打孔直径多在200mm之内。工程施工打孔机在多少情况下为密集不知，而且是个场地狭小，还要受到环保的限制，给施工带来必然的难度。

为知足工程钻探的要求，工程钻机形成了如下的特点；

（1）打孔机类型繁多，由于工程钻探服务领域普遍。钻孔的类型多样，增进了工程机电多品种、多类型化。

（2）打孔方式和钻进工艺的多样性，打开方式和钻进工艺的多样性是为了适应钻进不同地层和不同类型工程孔的需要，工程打孔机可采用冲击、回转、振动、静压等钻进方式。传动形式的选择

不同的传动方式，不仅会造成打孔机整体结构型式的不同，而更重如果关系到打孔机性能好坏、制造难易、本钱高低、利用及维修保养的方便程度。设计打孔机时，应按照各类传动方式的特点。

目前打孔机中利用的传动方式有机械传动、液压传动和气压传动。

机械传动具有结构简单；传动靠得住；传动效率高；易于加工和制造，本钱低；便于大功率传递长处。但具有体积和质量大；不便于远距离传动；布置不及液压和气压传动灵活；在传动中有较大的振动和冲击等问题。

在打孔机中，机械传动是最常常利用的传动方式，但纯机械传动式的打孔机已逐渐减少，目前，只有是在结构比较简单的轻便浅孔打孔机中应用。本次设计得道路地下打孔机，即可以采用此种传方式。

打孔机的整体布局

打孔机得整体布局

打孔机的整体布局是打孔机设计的重要内容，直接影响钻机的性能和质量。整体布局与各类部件的结构和传动系统的肯定是密切相关的。设计时，要对各部件的结构、传动方案、各部件间的相对位置关系、连接固定方式进行综合分析，进行多方案的对比，从当选择理想的整体布局方案。打孔机的驱动和动力输入方式打孔机的驱动方式：单独驱动

打孔机的输入方式：直线输入打孔机的输入轴和动力机的输出轴布置在一条直线上，二者之间常采用弹性或半弹性联轴器、法兰盘、液力变矩器的直接输入方式，此种输入方式传动效率高、轴及轴经受力条件好、结构紧凑。但过载保护和动力机的互换性较差，适用于单独驱动方式。

打孔机整体参数肯定

打孔钻机工作参数主要指钻具施予孔底得轴推(压)力、钻具得回转速度、扭矩和排渣风量等。合理的选择这些参数，不仅能取得最高的钻孔效率，还能延长钻具得利用寿命。按照生产或用经验公式来计算它得工作参数。轴推力

（1）合理得轴推力潜孔凿岩也主如果靠钻头得冲击能量来破碎岩（矿）石，钻头回转只是用来改换位置，避免重复破碎。因此，潜孔凿岩不能用很大的轴推力。轴推力过大，不仅易产生猛烈震动，还会加速硬质合金得磨损，使钻头过早损坏;轴推力过小，则钻头不能与岩（矿）石很好地接触，影响冲击能量得传递效率，乃至致使冲击器不能正常工作，低气型潜孔钻机得合理周推理可用以下经验公式计算：

PH=（30~35）DF （2---1）式中 PH-------合理得轴推力，N； D-------钻孔直径，cm；

f-------岩石普氏硬度系数，f=σD|10；式中 σD----抗压强度，10-1Mpa。

按照国内经验，低气压型潜孔钻机得轴推力又可按表2---1选取。

钻头名义直径D|mm 合理轴推力PH|KN 钻头名义直径D|mm 合理轴推力PH|KN 100 150 调节推力得计算

潜孔钻机钻孔时，钻进部份得自重施予孔底有一个力（向下钻时为正，向上钻时为负），它会影响合理轴推力得大小。同时，在钻进时钻杆与孔壁之间还有摩擦阻力，所以潜孔钻机必需设有调压机构，以便调节施予钻具上得作使劲。调压机构施予钻具上的调节推（压）力按下公式计算：

PT=PH-gMsinβ+gμMcosβ+R （2---2）式中 PT------施予钻具上得调节推（压）力，N； PH-----计算得合理轴推力。，N； M------钻进部件得质量，kg；

Β------孔向与水平面所成得夹角，（°）； μ------摩擦系数，一般取μ=；

R------冲击器钻头得反弹力，其值为活塞在每一工作循环中使气缸返回到初始位置所需的最小轴推力，N。

如向上钻孔时，则（2---2）式等号右边第二项为“+”号。

当PR为负值时，表明钻进部件自重施予孔底得轴推力大于PH，必需通过调压

4~6 6~10 200 250 10~14 14~20 -

机构进行减压钻进；反之，则需加压，进行加压钻进。当PR为零时，表明只靠钻进部件得自重力即可合理钻进，无需调压。钻具的回转速度

钻头每冲击一次，只能破碎必然范围得岩石。当钻具转速太高时，在两次凿痕之间，必将留下一部份未被冲击破碎的岩瘤，使回阻力增大，钻具震动加重，钻头磨损加速，因没有充分利用钻头得冲击能量，钻速降低。这个合理得转角与钻头直径、岩石性质、冲击能量、冲击频率、轴推力、钻头结构和硬质合金片得磨损程度等诸多因素有关，很难做出准确得计算，通常只能按照生产经验和实验方式肯定。

按照国内潜孔钻机得利用经验，钻具得合理转速可按表2---2选取，或用下列经验公式计算；

n1=（6500|D）~ （2---3）式中 n1----钻具得合理转数，r|min； D-----钻孔直径，mm。

表2---2回转转数与钻头直径得关系钻头直径D|mm 回转转n1| 100 150

钻具得回转扭矩

钻具得回转扭矩主要用来克服钻头与孔底岩石得摩擦阻力矩与剪切阻力矩、钻具与孔壁得摩擦阻力矩，和因裂隙等引发的夹钻阻力矩等。因此，钻具回转力矩得大小与孔径得大小、岩石性质、钻头形状、轴推力和回转速度的大小等因素有关。按照国内外生产实践得总结，回转扭矩与钻孔直径得关系可按表2---3肯定，也可按下列公式计算。

M=KMD2| (2---4)

式中 M-----------钻具得回转扭矩，； D-----------钻孔直径，mm；

KM--------力矩系数，KM=~，一般取KM=1

表2---3钻头直径与回转扭矩得关系

钻头直径D|mm 100 150 5

钻机的功能单元及实现方式

一般由钻具、回转供奉系统、推动机构、变幅机构和行走机构等组成。为了控制和操作这几个机构，设置了液压系统和操纵系统。钻具

潜孔钻具，主要由钻头、潜孔器和钻杆组成。

在钻孔作业中，冲击器得活塞不断将其冲击能量通过钻头施予孔底岩（矿）石，而整个钻具又随同钻机得回转机构一路转动，使直接破碎岩（矿）石的工具---钻头持续旋转、间歇冲击岩（矿）石。回转机构

回转机构是安装和支撑主支臂、使主支臂沿水平轴或垂直轴旋转、使推动器翻转得机构，通过回转运动，使钻壁和推动器的动作范围达到巷道达到巷道掘进所需得钻孔工作区得要求。

常见得回转机构有以下几种结构形式。（1）转柱；

（2）螺旋幅式翻转机构（3）齿轮齿条式回转机构

为了知足打孔工艺要求，提高钻孔精度，几乎所有现代钻车得钻壁都装设了自动平移机构，打孔机的平移机构是指当钻壁移动时，托架和推动器随机维持平行移位得一种机构，简称平移机构。

该钻孔装置设计结构简单，主要应用于土质成份的地下短距离钻孔施工。整个钻孔机设备主要由动力元件、减速装置、链传动装置、钻管推动装置、钻管及钻头等部件组成。其工作装置结构如图1-1，其中

1-电动机 2-联轴器 3-减速器 4-传动链 5-钻管 6-支架

钻孔推动装置主要由支架和3根主动轴及从动轴组成。电动机提供动力经减速器减速以后通过传动链带动钻孔推动装置的主动轴旋转，主动轴上布置了4个螺纹面轮毂，主动轴与2根从动轴一路夹紧钻管，主动轴回转带动钻管回转，通过螺旋面的作用推动钻管顶进，从而实现钻管钻进的目的。3根主动轴及从动轴由相应的支架支持，其中下面的两个支架可水平左右移动定位，上支架可垂直移动定位，通过支架的移动可控制夹紧顶进钻管的直径大小。该钻孔机设计的推动钻孔直径范围在100-300mm之间。

电动机的选型

由于该钻孔装置设计为多直径钻管顶进，随顶管直径不同，所需电机功率也有所区别。而此设备主要应用于土质成份地下钻孔施工，钻进阻力不会太大，所需动力元件功率也不需太大，一般功率电机都可知足。因此，此处电动机选型计算不详细涉及功率计算，而依据工作装置转速进行电机选型。

该钻孔机的设计是通过选用三相异步电机变极调速实现变速。异步电机的变极调速设备简单，运行靠得住，机械特性较硬，虽然只能实现几种固定的速度转变，但对于该钻孔机设备已能知足调速要求。

综合考虑钻管的顶进速度、功率要求选择电机型号为Y160M-4。异步电机转速表达式为

60f1nn(1s)(1s)1p

式中 n1 n1——同步转速；

f1——电源频率；

pp——电机极对数； ss——转差率。

第三章、减速装置设计

传动比肯定及各级传动比分派

首先设定钻管推动装置主动轴高转速为100r/min，取钻管推动装置主动轴链轮齿数Z1=21，取减速器输出端链轮齿数Z2=25。则可肯定减速器总传动比为

i总1420 Z1100Z2分派传动比所要考虑的原则:对锥-圆柱齿轮减速器，为使大齿轮尺寸不致过大，高速级按下式计算：

对二级齿轮减速器：（）i2

i1 、i2 ----高低速传动比

= 经计算得 i1= i2= 1.3ii12 运动参数及动力参数计算

计算各轴转

第1轴转速 n1 n=1846/ =1420r/min 第2轴转速 n2 n=n1420/=min 第3轴转速 n3 =n=min n——电动机转速，r/min；

i——从电动机到减速器输出轴的各级传动比。计算各轴的功率

第1轴功率 P1 P= P×η1×η21=11××= 第I2轴功率 P2 P= P1P×23=××= 第II3轴功率 P3= P2P×23=××=

式中 η11=，联轴器效率

η2=，轴承效率； η3=，齿轮效率。

计算各轴的扭矩

第1轴扭矩 T1=9550×P1P/n1n=9550×1420 = N·m 第I2轴扭矩 T2=9550×P2/n2n=9550×=·m

第II3轴扭矩 T3=9550×P3/n3n=9550×=·m

齿轮传动的设计计

第一级齿轮传动副的设计计算（一）选择齿轮材料，肯定许用应力

考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240～286HBS，取HBS1=260 HBS。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度2169～217HBS，取 HBS2 =210HBS。

肯定接触应力H： H=

NHlim1

Smin查图表得小齿轮接触疲劳极限Hlim1=700 Mpa 大齿轮接触疲劳极限Hlim2=550Mpa

接触疲劳极限Hlim，接触强度寿命系数Zn 应力循环次数N ， N=60n×j×Ln 得ZN1=ZN2=1

取接触强度最小安全系数Smin=，则H1=7001/ =584pa，

H2=5501/=458Mpa 。

肯定许用弯曲应力F：F=

FlimSFminYNYX

弯曲疲劳极限 Flim，查资料取Flim1=540 Mpa，Flim2=420 Mpa

弯曲强度寿命系数YN，查资料取YN1= YN2=1

弯曲强度的尺寸系数，查资料（模数m=5mm）取YX=1 弯曲强度最小安全系数，取SFmin=

则F1=54011/=386 Mpa F2=4201/=300 Mpa (二)齿面接触疲劳强度设计、计算

确定齿轮传动精度品级，V77m/s，由资料参数表选取小轮大端公差组品级为7级。分度圆直径d1为：

22KTZu1Z2dm1HEd1() 12u[]1mHud3齿宽系数dm查资料，取dm=

小齿轮齿数Z1 取Z1=18 大齿轮齿数取Z iZ8321传动比误差 可用 u/u00.05KKK载荷系数 KAV

KA——利用系数。查资料取KA=1

VKV——动载系数。由推荐值～，取KK=

——齿向载荷散布系数。由推荐值～，取K=

KKK载荷系数 K 1.21.11.32 AV= 12Z=189.8N/mm 材料弹性系数ZE，查资料，取 E节点区域系数ZH ，查资料，取ZH2.5

30.5221故d 21.32694702.81189.82.512.8120.52.845887.34mm计算得d 1d/z87.34/184.85mm齿轮模数m， m，按标准圆整得m=5mm 1110

小轮大端分度圆直径d1 dm z51890mm11d1小轮平均分度圆直径dm1m11d21u圆周速度Vm Vdn/6000077.041420/600005.73m/s7m/smm1120 977.04mm0.5122.81齿宽b b取b d0.577.0438.52mm40mmdmm1（三）齿根弯曲强度校核计算

2KTdm11YY FFaSaF2bdmu11当量齿数ZV，

Z Zz/cos19.11Zu89.24v111V2V1齿形系数YFa，

小轮YFa1= 大轮YFa2=

应力修正系数YSa，

小轮YSa1= 大轮YSa2=

021.3269470.5故F 12.581.649.13N/mm1F1240905.8122021.3269470.5 12.11.947.49N/mmF2F2240905.8122齿根强度知足要求。（四）齿轮的主要尺寸参数

dmz583415 222222Rd/290415/2212.32 1d2ddm2cos99.42 a111a222ddm2cos418.36

第二级齿轮传动副的设计计算（一）选择齿轮材料，肯定许用应力

查资料选择，小齿轮40Cr调质大齿轮 45 正火许用接触应力H, H=

NHlim Smin接触疲劳极限Hlim，接触强度寿命系数Zn 应力循环次数N ， N1=60n1×j×Ln＝60××1×（15×12×365）＝×109 N2=N1/i＝＝×108 查资料知Zn1＝1，Zn2＝接触强度最小安全系数Smin＝1

22mm则H1＝700×1/1＝700N/m H2＝550×1＝577N/m

许用弯曲应力F， F=

FlimSFminYNYX

22其中Flim1=378N/m Flim2=294N/mmm

弯曲强度的尺寸系数Yx=1 弯曲强度最小安全系数SFmin＝

2则F1＝378×1×1/＝270N/m m2 F2＝294×1×1/＝210N/m m（二）齿面接触疲劳强度设计计算

肯定齿轮传动精度品级按V1＝（－）×n1×3P/n1 估取圆周速度Vt＝4m/s，参考相关资料，得

d13H2(E[])HZZZZ2KTu11 4du齿宽系数d，取d=

小轮齿数Z1，在推荐值20~40当选。 Z1=25 大轮齿数Z2=i×Z1=×25=，圆整为Z2=89 齿数比u=Z2/Z1=89/25=

传动比误差u/u=（）/= <，适合

KA-利用系数，查资料取KA=1

VKV-动载系数，由推荐值知K=

K-齿间载荷分派系数 KK= =

-齿间载荷散布系数 KA载荷系数K=KKVKK=

材料弹性系数ZE,取ZE= 重合度系数Z由推荐值知Z= 螺旋角系数Z=cos= 故d13H2(E[])HZZZZ2KTu11=

ud法面模数mn mn=d1 cos z1 =*cos12 25= 取标准mn=

中心距a a=mn（z1+z2）（2cos）=（25+89）（2 cos12） =

圆整取 a=204mm

m(z1z2)/(2a)分度圆螺旋角=arccos = 12.06o n分度圆直径 d1=/=

圆周速度 v=*d1*n1/60000= ms 齿宽b b=dd1*= 圆整为65mm。大轮齿宽b2=b=65mm

小轮齿宽b1=b2+（5~10）=70mm （三）齿根弯曲疲劳强度校核计算

2KT1YYYY FFaSaFbdm1当量齿数zv zv2zv1=z1cos3=25cos312.06 =

zv2=z2cos3=110cos312.06 =

齿形系数YFa. 小轮YFa1= 大轮YFa2= 应力修正系数YSa. 小轮YSa1= 大轮YSa2=

不变位时，端面啮合角a=arctan（tan20cos12.06o）=20.24o

o 端面模数m=mncos12.06o =。

重合度a=

[z(tantaana)ztantaana]tt1t12t2= 2*3.14重合度系数Y=+a= 螺旋角系数Y由推荐值为Y=

2KT1故YYYYF1Fa1Sa1

bdm11n =( 21.453013002.581.5980.5760.89)/(7089.6283.5)=Nmm2

2KT1 YYYYF2Fa2Sa2bdm21n =( 21.453013002.171.800.5760.89)/(6589.6283.5)=Nmm2

齿根弯曲强度知足

（四）齿根其他主要尺寸计算大轮分度圆直径d2=根圆直径d d df2f1mnz2cos=

3.5*89 = ocos12.06=d12hf=**=

=d22hf=**=

a1顶圆直径da d da2=d12ha=+2*=

=d22ha=+2*=

三级齿轮传动副的设计计算（一）选择齿轮材料，肯定许用应力

小齿轮40Cr调质大齿轮 45 正火许用接触应力H, H=

NHlim Smin接触强度寿命系数Zn 应力循环次数N，

N1=60n1×j×Ln＝60××1×（15×12×365）＝×108 N2=N1/i＝×108/＝×108 查资料知Zn1＝1，Zn2＝接触强度最小安全系数Smin＝1

22则H1＝700×1/1＝700N/m mm H2＝550×1＝577N/m许用弯曲应力F， F=

FlimSFminYNYX

22mm其中Flim1=378N/m Flim2=294N/m

弯曲强度尺寸系数Yx（设模数m小于5mm），Yx＝1 弯曲强度最小安全系数SFmin＝

2m则F1＝378×1×1/＝270N/m 2m F2＝294×1×1/＝210N/m

（二）齿面接触疲劳强度设计计算

肯定齿轮传动精度品级按V1＝（~）×n1×3P/n1 估取圆周速度Vt＝4m/s，

d13H2(E[])HZZZZ2KTu11 4du齿宽系数d，查资料得d=

小轮齿数Z1，在推荐值20~40当选。 Z1=25 大轮齿数Z2=i×Z1=×25=，圆整为Z2=68 齿数比u=Z2/Z1=68/25=

传动比误差u/u=（）/=<，适合

KA-利用系数，取KA=1

VKV-动载系数，由推荐值知K=

K-齿间载荷分派系数 KK= =

-齿间载荷散布系数 KA载荷系数K=KKVKK=

材料弹性系数ZE,取ZE= 节点区域系数ZHo（） Z0,xx012H=

重合度系数Z由推荐值知Z= 故d132H(E)[]HZZZ2KT11u=

ud齿轮模数m m=d1 z1== 取标准m=6 小轮分度圆直径d1 d1=mz1=6*25=150mm 圆周速度v=×d1×n1/60000= ms

标准中心距a a=m（z1+z2）2=6（25+68）2=279mm 齿宽b b=dd1=×150=120mm

大轮齿宽b2=b=120mm 小轮齿宽b1=b2+（5～10）=125mm （三）齿根弯曲疲劳强度校核计算

2KT1YYYY由式6-16  FFaSaFbdm1齿形系数YFa，小轮YFa1= 大轮YFa2= 应力修正系数YSa，小轮YSa1= 大轮YSa2=

[z(tanatana)ztanatana]tt1t12t2重合度a== 2*3.14重合度系数Y=+a=

2KT1YYYY故F1Fa1Sa1 bdm11n16

=( 2*1.45*1004340*2.62*1.59*2.21*1.776)/(125*150*6)=Nmm2

2KT1 YYYYF2Fa2Sa2bdm21n =( 2*1.45*1004340*2.21*1.776*2.62*1.59)/(120*150*6)=Nmm2

齿根弯曲强度知足。（四）齿根其他主要尺寸计算

大轮分度圆直径d2 d2=mz2=668=408mm 根圆直径d d d顶

da2f2f1=d12hf=150-2**6=135mm

=d22hf=408-2**6=393mm 径

da圆直 da1=

d12ha=150+2*6=162mm

=d22ha=408+2*6=520mm

传动轴的设计

第一传动轴的设计及计算

（一）计算作用在齿轮上的作使劲转矩T=9550P/N=1420=

3T/d270.8910/77.041803N 圆周力F=2 m1Ftansin1803tan20sin19.65220N 轴向力F

00at00Ftancos1803tan20cos19.65618N 径向力F rt（二）初步估算轴的直径

2735N/mm选取40Cr作为轴的材料，调质处置  b 2BS241~286N/mm539N/mm H s217

由式dA3P计算轴的最小直径并加大5%考虑键槽的影响。 n查资料知A取A=102 107~9810.333d1021.05 = min1420（三）轴的结构设计肯定轴的结构方式：

考虑到锥齿轮的制造装配等方面的因素，采用齿轮轴并采用悬臂式结构。肯定各轴段直径长度： JA40841250Nm1段联轴器为大体尺寸 T (GB501485)pJC4084

d=40mm D=130mm l=105mm L=84mm 第一段长度L 84282mm12段二段主如果锁紧螺母和轴承，选取d且符合轴承内径查45mm2GB/T297-1994暂选转动轴承32909 大体尺寸是 d=45 D=68，暂取L2=60mm

3段为便于装拆轴承内圈定位，d3d2且d d(1~3)mm3280mm，L d48mm33四段的尺寸必需知足下4段第列关系 d d(1~3)mm43 L2a L0.7d3 d3a 其中L为两轴承距离 a有轴承与锥齿轮的距离

45mm15mm,a30mm暂选L=95mm，d，L 。 44综合考虑减速箱的布置，肯定：

40mmd42mm35mm40mm，L，d，L 6556（四）绘制轴的弯矩图和扭矩图齿轮轴受力如图（a）所示， H水平面内受力如图(b)所示

Fa/L180360/951896N R H1t18

R R()aL/a1189(6095)/602794NH2H1H竖直面内受力如图（d）

TFd/222077.04/211624NmmaamRF(La)T/L976N V2ra RFaTL/137NV1ra' RF220NV2a水平面内弯矩图如（d）

MFa180360108180NmmHt垂直面内弯矩图如（e）

MFa6186037080NmmVBr MMT25456NmmVCVBa弯矩图，扭矩图见下图：

图3-1 轴的弯矩、扭矩图

合成弯矩见图（f）

2222MMM08.1837.08113.29Nm BHVB12222MMM25.456108.18112.36Nm CVCH（五）判定危险截面，求危险截面的当量弯矩按照MV 图，MH图及T图参照齿轮轴受力图，设B截面为危险截面，因该

轴单向旋转，扭转剪应力按脉动循环考虑。轴为40Cr，调质处置查资料，由

2222126/Nmm72/Nmm260N/mm得，，。 735N/mm0b1b1bb折算系数731b0.58 取0.6

1240b22当量弯矩M M(T)e B处当量弯矩

2222MM(T)113.29(0.670.89)136.42Nm eBB C处当量弯矩

2222MMT)112.36(0.670.89)131.67Nm ec(（六）验算危险截面强度

310M10136.4210eB3危险截面直径为d 25.7mm3721b因1段有一键槽，最小直径应为d 25.71.0527mm比较计算结果与结构设计B截面直径，知足强度要求。第二轴的结构设计及计算

（一）计算作用在锥齿轮上的作使劲对于锥齿轮：

69470Nmm 转矩T

2T/d269470/77.041769N 圆周力F t11m1Ftancos913N 径向力F r1t11Ftansin319N 轴向力F a1t1120

对于斜齿轮：

输出轴大齿轮分度圆直径d mz/cos3.525/cos12.0689.628mm2n2转矩T= T 301300Nmm2 圆周力F 2T/d7321Nt22m2 径向力F Ftan/cos2726Nr2t2n 轴向力F Ftan1598Na2t2（二）初步计算轴的直径及各段长度

选取45号钢作为轴的材料，调质处置，由式dA3P n计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响查资料取A=115

3d115min9.721.03 = 308.09肯定轴的结构方案：

右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位。齿轮和左轴承从轴的左端装入，齿轮右端靠轴肩定位。锥齿轮和左轴承之间用定位套筒定位，齿轮右端靠轴肩定位。

肯定各轴段直径和长度

1段按照GB/T297-1994，暂选转动轴承32009X2 。大体尺寸是但d=45 ， T=20，D=75， B=19 ，C=16 ，a16。轴承润滑的选择：

55 选择脂润滑。 dn45308.090.1410mmr/min110mmr/min12820mm综合考虑箱体的布置及对称要求，1段长度L 1段轴径d1=45mm 1dd(1~3)mm21 2段与3段的选择

dd(1~3)mm32(1~1.2)d 锥齿轮宽度L 3锥齿轮宽度为40mm，取L3=40-2=38mm。

为使套筒靠得住的压紧锥齿轮，并考虑对称，取L2=35mm

38mm48mm35mm50mm综上d L d L 322321

4段取齿轮左端定位高度h=5mm，轴肩直径d， L4=20mm。 55mm45段考虑对称布置及齿轮与箱体内壁距离要求，取L， 68mmd50mm556段 d L 48mm12mm667段 d L 45mm20mm77(三)轴的力学分析

左右轴承支反力若按精准计算，应距外端盖截面16mm，这样选得支撑跨距l=支反力作用点与齿轮作使劲点及两齿轮作使劲点之间的距离别离为 L L 。 55mmL93mm75mm312水平面内支撑点A的支反力：

T Fd31977.0423647.2Nmm1a1m1 TFd159877.04116243Nmm2a2m2FLTTF(LL)r2312r123 R HAL27265523647.2116243913(7555)  64N223水平面内支撑点B的支反力

FLTTF(LL)R1112r221R HBL9139323647.21162432726(7555) 1326.4N223水平面内剖面C-C处的弯矩：

MRLFd/264932346117461Nmm HCHA1r12水平面内剖面D-D处的弯矩：

MRL1326.455706532Nmm HDHB3水平面内剖面E-E处的弯矩

MRLFBT649323647.291312.5154834NmmHEHA1r11垂直面内支撑点A的支反力：

FL(LL)7321551769(7555)t23Ft123R5714N HAL223垂直面内支撑点B的支反力：

1769937321(7555)Ft1L1Ft2(L2L3) 223L4793N垂直平面内剖面C-C处的弯矩：

RHB M RL571493623612NmmVCHA1垂直平面内剖面D-D处的弯矩：

MRL479355256435NmmVDHB3MR(LB)FBVEHA1t1垂直平面内剖面E-E处的弯矩： 5714(9312.5)176912.5432611.5Nmm 剖面C－C处的合成弯矩：

2222MMM62361217461624123Nmm CVCHC 剖面D－D处的合成弯矩：

2222MMM256435706532753214Nmm DVDHD剖面E－E处的合成弯矩：

2222MMM56435154834301458Nmm EVEHE2判定危险截面，求取各截面的当量弯矩：按照MV图 MH图及T图并参照轴的受力图，判定C D E断面为危险截面。

因该轴单向旋转，轴为45号钢，调质处置。查资料得

2640N/mmb 按

b22102/Nmm60/Nmm值查相料得 则 0bb 折旧系数

601b0.585

0210b22 当量弯矩 M (T)eMC处当量弯矩：

2222 MM(T)624123(0.585301300)664376NmmeCCD处当量弯矩：

2222 MM(T)753214(0.585301300)741528NmmeDDE处当量弯矩：

2222 MM(T)301458(0.585301300)396543NmmeEE按弯扭合成强度校核轴的强度（中等精度）：对于C—C截面

310M10664.37610ec3 d47.1mm3601b对于D—D截面

310M10741.52810eD3 d 49.2mm3601b对于E—E截面

310M10396.54310eE3 d38.2mm3601b

对于C—C截面考虑到键槽的影响，最小直径dmm 38.21.0540.11d45mmd，其余截面类似。 c比较计算结果与结构设计，其它截面均知足强度要求。三轴的结构设计及计算

（一）计算作用在齿轮上的作使劲

对于斜齿轮：

2T/d4261.58N 圆周力F t11m12078.16N 径向力F r11658.66N 轴向力F a1 对于直齿轮：

9140Nmm转矩T= T 22T/d198.63N 圆周力F t22m281.26N 径向力F r2（二）初步计算轴的直径

选取45号钢作为轴的材料，调质处置，由式 dA324

P计算轴的最小直径，n -

并加大3%以考虑键槽的影响。查资料取A=115，

3d115min9.141.03= 86.91（三）轴的结构方案肯定

右轴承从轴的右端装入，靠轴套定位。齿轮从轴的右端装入，轴肩定位，左轴承从轴的左端装入，齿轮右端靠轴肩定位。

1段

按照dmin圆整取55mm，按照直齿小轮齿宽，并考虑倒角装配，选取长度L1=123mm。

2段为使直齿轮定位，轴肩高度h=c+（2~3）mm。d 且符合标准d2h2160mm密封内径d，综合考虑齿轮配对和箱体内的整体布局，取L2=90mm 23段为便于装拆轴承内圈，d3d2且符合标准轴承内径=65mm 转动轴承型号为32013 ，D=100mm T=23mm C=，取L3=T=23mm

d4~6)mm4段 d=70mm 为了便于安装调配取L4=。 43(d(4~6)mm5段 d=65mm 为了实现两斜齿轮的安装，斜齿轮宽度为5465mm，使斜齿轮靠得住的压紧，取L5=63mm。便于斜齿轮的定位和轴承安装，转动

轴承型号为32912，D=85mm，T=17mm。

6段综合考虑链轮配合及减速箱装配，取Dd6=60mm，TL6=。（四）计算弯矩和扭矩求轴承支反力如下：

H 水平面 RH1 =, RH2 =, V 垂直面 RV1 =, RV2 =。求齿宽中点处弯矩如下： H 水平面 MV 垂直面 MH1 =, M =, MH2 = =

V1V2合成弯矩M求解如下：M1=。M2=。扭矩 T为：T=1004340Nmm。（五）按弯矩合成强度校核轴的强度

2222 M25326.1(0.61004340)612549.6NmmM(T)ca1caM

22 M105732.4(0.61004340)631284.2Nmmca22轴的材料为45号钢，调质处置，查得 640N/mmb260/Nmm查得材料许用应力 1则轴的计算应力为

M631284.2ca2Mca233w0ca.1d0.1*606N 29.232mm该轴知足强度要求。

减器箱体结构尺寸

结构尺寸

箱昨壁厚:+1≥8 取δ=8 箱盖壁厚:+3≥8 取δ1=8 箱座上臂凸缘厚度：b==×8=12 箱盖凸缘厚度：b1=δ1=×8=12 箱座底凸缘厚度:b2=δ1=×8=20 地角螺钉直径:df=20 地脚螺钉数量:a≤250:n=4 轴承旁连接螺栓直径:d1==×20=16 盖与座连接栓直径:d2=~df=10 连接螺栓d2间距:L=15~200 轴承端盖螺钉直径:D3=10 检查孔盖螺钉直径：D4=8 定位销直径:D=8

D1d2d3至外箱壁距离:C1=22 至凸缘边缘距离:C2=20 轴承旁凸台半径:R1=20

凸台高度:H按照低速级轴承底外径肯定，便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离：L1=50 齿轮顶圆与内箱壁距离:△1=10 齿轮端面与内箱壁距离:△2=0 箱盖肋厚:M1= 箱座肋厚:M2=

轴承端盖外径:D2=D+(5~d3 D为轴承外径

第四章、链传动设计

链传动的特点

与带传动及齿轮传动相较较．链传动的长处是：(1)由于是啮合传动，没有打滑及弹性滑动现象．故平均传动比准确，工作靠得住；(2）传动放率较高；(3）不需张紫，所以压轴力较小；（4）能在环境温度较高．多尘埃、温度较高及有脯蚀等恶劣条件下工作；（5）工况相同时，比帘传动结构紧凑；(6）可按照需要选取链条长度，故传动的中心距适用范围较大。链传动的缺点是：(1）瞬时传动比下恒定，传动不平稳；(2）工作时有噪声；（3）不宜在载荷转变很大和急速反向的传动中工作；(4)只限于平行轴传动。

链的类型

按工作性质不同,链分为传动链、起重链和曳引链。起重链和拽引链王要用在起电机械和运输仉械中，而在一般机械传动中，常常利用的是传动链,传动链按结构主要分为短节距精密澴子链,简称滚子链；短节距精密娄简链，饰称套筒链，齿形链，及成型链；目前，应用最广是滚子链，已经标准化。齿形链又称无声链，它传动平稳，振动和噪声均很小，但它比滚子链结构复杂，重量大，制造较堆，造价较高.故多用于高速或运动精嚏要求较高的传动装置中。

链传动选择

由于滚子链与链轮的啮合属非共轭啮合传动，故链轮齿形的设计有较大的灵活性。本次设计均采用滚子链传动。在GB/T1243--1997中，规定了最大和最小齿槽形状，见图4-1。

链轮齿形应知足下列需求：（1）保证链条能顺利进入和退出啮合；（2）受力均匀，不易拖链；（3）便于加工。 2.链传动的设计计算 1)选择链轮齿数Z1,Z2

小链轮齿数Z1,故取链速8-25m/s 查表得取Z 120iZ22040大链轮齿数Z2 Z 2127

2)肯定链节数lp

lp2aZZPZZ02221(1)p2a2080P4020P40202 初选中心距a 则链节数为40p() 0P240P2110.25圆整lp110 3)肯定链节距

载荷系数KA 查表 KA1

小链轮齿数系数KZ 查表 K 1.16Z多排链条系数KM 查表 K 1.0M链长系数KL 查表5-13 K1 LKP10.37A0.36Kw由式5-9：P 0KKK1.021.01ZLM按照小链轮转速n1和P0查图5-12

肯定链条型号 12A单排链 P 19.05mm4)肯定中心距a

ZZZZZZp12122122a[(l)(l)8()]pp 422219.0520402040402022[(110)(110)8()] 4222760mmZnp201319.05110.08m/s5)验算链速vV 33601060106)链轮参数计算

p19.05 分度圆直径：d 121.8mm100180180sinsinZ20128

00180180 齿顶圆直径：d p(0.54cot)19.05(0.54cot)130.6mma1Z201齿根圆直径：d` dd121.811.91109.9mf1185d6.40.01121.8k轮毂厚度：h k0.01d61621.8mm轮毂长度：l 3h21.8365.4mmin1轮毂直径：dd2hh1k85221.8

128.6mmb0.95b0.9512.5711.9m f11p19.05 分度圆直径：d 242.8mm200180180sinsinZ40200180180 齿顶圆直径：d p(0.54cot)19.05(0.54cot)252.3mma2Z402dd242.811.91230.9m齿根圆直径：d f2246d6.40.01242.8k轮毂厚度：h k0.01d62616.5mm轮毂长度：l 3h16.5349.5mmind2h轮毂直径：dh2k246216.5

79mmb0.95b0.9512.5711.9mf22

第五章、支架的设计

在机械中支承或容纳零、部件的零件称为机架。如支承贮罐的塔架、固定发动机的机架、容纳传动齿轮的减速器壳体、机床的床身等统称机架。而在本设计中，此机架用来支撑转动钻杆。很多机架都可以看成是由杆件组成的，可是并非把若干杆件随意组合起来就可以称其为合理机架结构。

.机架设计准则

（1）工况要求

任何机架的设计首先必需保证机械的特定工作要求。例如，保证机架上安装的零部件能顺利运转，机架的外形或内部结构不致有阻碍运动件通过的突起；设置执行某一工况所必需的平台；保证上下料的要求、人工操作的方便及安全等。（2）刚度要求

在必需保证特定外形条件下，对机架的主要要求是刚度。例如机床的零部件中，床身的刚度决定了机床的生产率和加工产品的精度；在齿轮减速器中，箱壳的刚度决定了齿轮的啮合性及运转性能。（3）强度要求

对于一般设备的机架，刚度达到要求，同时也能知足刚度的要求。但对于重载设备的强度要求必需引发足够的重视。（4）稳定性要求

独语细长的或薄壁的受压结构及受弯-压结构存在失稳问题；某些板壳结构也存在失稳问题或局部失稳问题。（5）散热的要求

防侵蚀及特定环境的要求；对于机密机械、仪表等热变形小的要求等。

.支架的效核

一般机架通过挠度效核，则强度是不会有问题的。但为了设计选材方便，先都进行强度效核计算。

pjp/k

式中 p---------许用应力;

jp--------大体许用应力；

K-----------折减系数。

大体许用应力

(1)大体许用应力

塑性材料 jp=s/ns

脆性材料 jpb/nb

式中 ns、 nb按表

ns 轧、锻钢当量截面积 A=

lnnb 铸钢

/At)钢铸铁 (lt1t当量惯性矩 I=

(It1nt1n22l)

tl

1K=

abl 2  llhbI13K l SI22梁的强度效核

梁的强度计算主如果考考受弯时的正应力单项受弯时：

My≦p I31

双向受弯时：

MyMXy+x≤p IZIyI----横截面对中性轴的惯性矩；

式中 M----所计算截面的弯矩；

----横截面上的最大拉伸或紧缩正应力；

y----横截面上距中性轴最远的点，y表示与x的垂直方向；

p----许用应力。

F A若是梁上还有纵向拉、压力F，则还应增加一项应力：

传动轮的设计

在支架内布置的三个轮，用来给钻杆提供动力。上面的压紧轮用来为钻杆提供运动和动力同时压紧。

此轮的上方采用螺杆传动。可以按照不同的钻杆直径，调节它的径向位置，从而达到利用的目的。

如下图所示，是此支架的简图；其中 1 -------上侧压紧轮（可径向调节） 2 ------- 双侧压紧轮铰链 3 ------- 钻杆

4 ------- 双侧压紧轮（可轴向调节） 5 ------- 支架

考虑美观，而且知足条件的情况下个轮均取d=100mm 支架总图（简图）：

61324532

第六章、钻杆钻头的设计

定向钻进导向孔施工完成后，一般需要用扩孔器来扩大钻孔，以便安装成品管线。扩孔的主要目的是将钻孔孔径扩大，一般要扩大到所铺管线管径的倍，以使成品管线能顺利铺入地下，减少拉管时的工作量及阻力。对直径较小的管线，必需先进行多次的预扩孔施工，使钻孔直径逐渐增大，直至孔径达到能知足待铺管线的要求，最后将待铺管线拉入孔中。

扩孔时，要在出口坑处将导向施工时钻杆前端安装的钻头卸下，连接上扩器及旋转接头，在旋转接头的后部再接上钻杆，回拉钻杆进行扩孔施工。扩孔器所用的配套钻具有钻杆、扩孔器、旋转接头等。

钻杆在扩孔时的作用

钻杆是钻具的关键部件，它可以提供作用在扩孔器上的回拉力、回转扭矩及钻进泥浆。钻杆应具有高强度、高弹性、耐高压等大体特性。在扩孔时，钻杆经受较大的拉力和扭矩，同时钻杆是在弯曲和回转的状态下工作的，因此钻杆材料还必需有高的抗疲劳强度，特别是钻杆的连接部位，接头螺丝必需通过特殊的热处置及高精度加工，以提高其利用寿命并避免断杆等事故的发生。

扩孔器

扩孔器按照所需扩孔的土层不同，分为以下几种类型：

a.快速切削型扩孔器，主要适用于软土层（又分为：螺旋型扩孔器、翼状切割器、螺旋齿轮型扩孔器、凹槽状扩孔器等）。 b.牙轮式扩孔器。主要适用于硬岩钻进。

在扩孔进程中，有三个技术参数用于控制扩孔钻进，它们别离是回拖力、转速及钻进液量三个参数指标。

转速的肯定

回扩器的转速即指每分钟转数，在扩孔钻进时，回扩器的转速(n)与单个切削的转速之间的关系为

V=π*D*n/(1000*60)=D*n/5*10^5

D一一回扩器的直径，

v—直接反映了切削具转动的快慢， n—表示直径一按时钻头旋转的快慢。

结论

道路地下打孔机施工技术作为一种新兴的产业施工技术，非开挖施工技术及工程取得了迅猛的发展，非开挖施工企业及设备及从业人员愈来愈多，在当前的各大中城市的各类地下管道的建设中发挥着愈来愈重要的作用。一、本文所做的主要工作

本人结合当前非开挖技术及工程的发展现状，结合不同的应用实例，有针对性地对非开挖水平定向钻进施工技术及施工进程的各个关键环节进行了全面的归纳整理，同时做到了点面结合，对非开挖施工进程中容易被轻忽的问题做了重点的分析和论述。特别地，本文通过对当前非开挖施工中存在的安全隐患及地下资源的管理和利用方面提出了自已的观点，突出强调了非开挖施工前期准备工作的重要性和非开挖第一手资料的记录的重要性及后期资料整理归档的重要性，并对己完成的非开挖工程的资料归档及整理工作提出了建设性的意见和建议。本文在论述非开挖施工技术的进程中，结合大量的应用实践经验，对非开挖定向轨迹设计进行定量的分析，对非开挖泥浆配制做了较详尽的说明，并利用大量的实例，强调依照施工工序进行施工的重要性。二、进一步的研究方向

非开挖施工的工程量已经成为国内各大中城市的市内地下管道文明施工程度的重要标志，非开挖施工方式已为广大市民及各级政府所重视。非开挖施工技术也将取得大力发展。咱们还可以结合当前的非开挖形势，进一步探讨非开挖施工技术，研究非开挖提高非开挖施工精度及效率的新型施工设备，同时引入城市原有管道的修复技术等非开挖施工的新内容。使非开挖在施工进程中加倍安全，高效。并完善非开挖工程的管理，提高非开挖施工企业和从业人员的整体水平，使得非开挖施工技术真正成为一项带来管道建设新时期的产业技术。

参考文献

[1] 邱宣怀，机械设计第四版，北京：高等教育出版社，1997

[2] 黄靖远，高志，陈祝林，机械设计学第3版，北京：机械工业出版社，2006 [3] 刘鸿文，简明材料力学第2版，北京：高等教育出版社，2008

[4] 罗圣国，吴宗泽，机械设计课程设计手册，第3版，北京：高等教育出版社，2006 [5] 中国矿业大学机械制图教材编写组，画法几何及机械制图，徐州：中国矿业大学出版社，2002

[6] 许高燕，徐润英，钻机设计，中国地质大学出版社，1993 [7] 甘永立，几何量公差与检测，上海：上海科学技术出版社，2005

[8] 唐大放，冯晓宁，杨现卿，机械设计工程学，徐州：中国矿业大学出版社，2001

附CAD 装配图

因篇幅问题不能全部显示，请点此查看更多更全内容

查看全文