旋挖钻机液压系统设计毕业设计论文.doc

中国矿业大学成人教育学院毕业设计（论文）任务书函授站（点）成教本部 专业年级 机电2014秋专本-1（霍州二学历）学生姓名 张 咪 任务下达时期：2016年 1月6日设计（论文）日期：2016年1月6日至2016年5月20日设计（论文）题目：旋挖钻机液压系统设计设计（论文）专题题目：设计（论文）主要内容和要求：主要内容本次设计完成了旋挖钻机液压系统的设计及其结构设计，对现有旋挖钻机存在的问题，主要针对动力头马达易坏和变幅油缸开裂的问题进行了分析，并提出了相应的解决办法。主要从以下几方面介绍：（1）旋挖机介绍及国内外发展现状（2）旋挖机存在现有的问题及系统设计（3）液压原件的计算和选型（4）液压系统的结构设计 设计要求：独立完成上述设计内容，方案论证、计算、分析要正确，结论要合理，说明书条理要清楚，论述充分，文字通顺，符合专业技术要求，图纸完备、正确。指导教师签字：中国矿业大学成人教育学院毕业设计(论文)指导教师评阅书指导教师评语(包含基础理论及基本技能的掌握；独立解决实际问题的能力；研究内容的理论依据和技术方法；取得的主要成果及创新点；工作态度及工作量；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）；建议成绩： 指导教师签字： 年 月 日 中国矿业大学成人教育学院毕业设计(论文)答辩及综合成绩函授站(点) 成教本部 专业年级机电 机电2014秋专本-1（霍州二学历） 学生姓名 张咪 说明书 29 页 图纸 3 张 其它材料 答 辩 情 况提 出 问 题回 答 问 题正 确基本正确有一般性错误有原则性错误没有回答答辩委员会评语及建议成绩：答辩委员会主任签字： 年 月 日摘 要旋挖钻机是一种技术含量和机电液集成度高的大口径桩基础工程高端成孔装备，在桩基础工程中扮演着重要的角色。针对目前国内市场上大中型旋挖钻机占据主导地位的现状，为填补市场缺陷，本设计主要是设计一种适合小型旋挖钻机的液压系统。通过分析旋挖钻机的现有问题，提出了解决动力头马达易坏和变幅油缸联接座开裂等问题的相应办法，并对比了主卷扬的三种常见控制方案，从中提出了综合各自优点的新方案。本设计完成的主要内容包括分析旋挖钻机现有问题并提出解决办法，旋挖钻机液压系统的设计，液压元件计算选型和泵站设计。关键词: 旋挖钻机; 动力头马达; 变幅油缸; 控制方案; 泵站0ABSTRACT窗体顶端 Rotary drilling rig is a kind of high-tech and electro-hydraulic integration of high-end large diameter pile foundation engineering equipment into a hole, it plays an important role in the pile foundation engineering. For the current situation on the domestic market and medium-sized rotary drilling rig dominant, market imperfections to fill the hydraulic system is designed primarily for small to design a rotary drilling rig.Through analyzing the existing problems of the rotary drilling rig, the paper proposed the corresponding methods to solve the problems of the breaking of the power unit motor and the cracking of the connecting part of the luffing cylinder, compared three usual control schemes of the main winch, and raised a new control scheme which combined their advantages. The main content includes analyzing the existing problems of the rotary drilling rig and raising solutions, design of the hydraulic system of the rotary drilling rig, calculating and selecting the hydraulic components, and the design of pumping station. Keywords: rotary drilling rig; power unit motor; luffing cylinder; control scheme; pumping station0目 录1 绪论11.1旋挖钻机简介11.2旋挖钻机的优点21.3旋挖钻机的发展历史与国内研究现状31.4本论文的主要内容和意义52旋挖钻机液压系统分析与设计72.1旋挖钻机现有问题及其液压系统分析72.2旋挖钻机液压系统的设计73 液压元件计算和选型143.1执行元件的计算和选型143.2泵的计算和选型193.3阀类元件的选型203.4辅助元件及工作介质的选择213.5液压系统主要性能验算234 液压系统的结构设计254.1液压装置结构类型的确定254.2泵站的设计25结 束 语27参考文献28致 谢290中国矿业大学成人教育学院2017届毕业设计1 绪论1.1旋挖钻机简介旋挖钻机是用回转斗、短螺旋钻头或其它作业装置进行干、湿钻进，逐次取土、反复循环作业成孔的机械设备。该钻机采用无循环工艺施工钻孔灌注桩，该工艺方法具有钻进速度快、质量好、成孔深度深、噪声低等优点，广泛应用于铁路公路桥梁、高层建筑、水利工程和城市交通建设等桩基础工程的施工。旋挖钻机一般采用液压履带式伸缩底盘、伸缩式钻杆、自行起落可折叠钻桅带有垂直度自动检测调整、孔深数码显示等，整机操纵一般采用液压先导控制负荷传感，具有操作舒适、轻便等特点。主、副两个卷扬可适用于工地多种情况的需要。该类钻机配合不同钻具，适用于干式（短螺旋）或湿式（回转斗）及岩层（岩心钻）的成孔作业,还可配挂长螺旋钻、地下连续墙抓斗、振动桩锤等，实现多种功能，主要用于公路桥梁、市政建设、工业和民用建筑、地下连续墙水利、防渗护坡等基础施工。旋挖钻机的主要结构包括(如图1-1所示)：底盘机构旋挖钻机的底盘一般为液压驱动，刚性焊接式车架，轨距可调，履带自行式的结构。底盘主要包括车架和行走装置，行走装置主要由履带张紧装置、履带总成、驱动轮、导向轮、承重轮、托链轮及行走减速机等组成。上车部分由底架、回转台、发动机、驾驶室和配重等组成；桅杆部分由鹅头、上桅杆、中桅杆、下桅杆、主卷扬机、加压液压缸等部件组成，它是钻杆、动力头的安装支承部件及其工作进尺的导向；变幅机构由动臂、支撑杆、变幅液压缸、立桅液压缸等部件组成，通过液压缸的作用，可以使桅杆远离机体或靠近机体，改变桅杆的角度；可以调节桅杆的工作幅度和运输状态桅杆的高度；钻挖系统主要由钻杆、动力头和钻具组成。钻杆一般采用多节可伸缩式钻杆；钻具又分为旋挖钻斗、螺旋钻头、筒式钻头和扩底钻头等，在施工中一般根据地质报告反馈的地层选用不同的钻具；动力头由减速机、液压马达、减速齿轮箱、减振防护装置等组成；液压系统主要由液压系统回路、辅助液压系统回路、先导系统回路、动力头润滑系统和冷却系统等部分组成；电气系统其主要功能有发动机启动、熄火监测、发动机转速自动控制、桅杆角度监测、报警、钻孔深度监测、调整、故障监测、建议钻进参数、触摸屏显示系统和系统报警等。图1-1 旋挖钻机结构示意图1.2旋挖钻机的优点成孔速度快。比起传统的循环钻机或冲击钻机，旋挖钻机由于钻头直接从孔内提取岩土，故成孔速度快。施工现场环保、干净。旋挖钻机由钻头旋挖取土，钻杆将钻头提出孔外再卸土旋挖钻机的泥浆仅仅用来护壁，而不用于排渣，成孔所用泥浆基本上等于孔的体积，且泥浆经过沉淀和除砂还可以多次反复使用。旋挖钻机使用较少的泥浆，即可满足钻孔护壁的需要，因而施工现场整洁，对环境造成的污染小，同时降低了施工成本。行动方便，旋挖钻机具有履带底盘，可以自行走，钻进前对孔的定位非常准确、方便。适应地层能力强。旋挖钻机配有不同钻头，可用于对付沙层、土层、卵砾石、岩层等不同地质，不受地域限制。适用各种桩基工程。旋挖钻机除用于旋挖钻进外，经简单改装后，还可以用于长螺旋、地下连续墙等施工，适用范围极其广泛。机动性强，旋挖钻机能独立作业。钻机的安装、拆卸无需辅助设施来完成，且能适应复杂地形的工地。占用空间小，能靠墙操作。使用方便、维修简单。旋挖钻机的主要部件均为较为普遍的原产地部件厂家提供（如泵、发动机、马达、减速机等），可直接得到原产地厂家的售后服务支持。同时，设备结构简单，故障率低。孔口回填土对钻孔桩的影响少。旋挖钻机一般配备2米左右的孔口护筒（如孔口回填土较厚可加长），而且钻机本身可埋设护筒，这样也尽量避免了孔口回填土对钻孔桩的影响。孔口掉泥、产生的沉渣少，水下导管灌注混凝土，是一种非常成熟的灌桩工艺，可避免孔口掉泥、灌注过程中产生的沉渣带来的不利影响。1.3旋挖钻机的发展历史与国内研究现状1.3.1旋挖钻机的发展历史旋挖钻机是在回转斗钻机和全套管钻机的基础上发展起来的。第二次世界大战之前，美国CALWELD(卡尔维尔特)首先研制出回转斗、短螺旋钻机。二十世纪五十年代，发过BENOTO（贝洛特）将全套管钻机应用于桩基基础施工，而后由欧洲各国将其组合并不断完善，发展成为今天的多功能组合模式。欧洲的旋挖钻机首先是意大利土力公司从美国引进安装在重载汽车上和履带式起重机上的钻机，其动力头固定，不能自行安装套管，因而难以适应硬质地层。1948年，意大利迈特公司首先研制成功旋挖钻机，之后于1960年德国维尔特和盖尔茨盖特公司同时开发了可动式动力头。接着1975年德国宝峨公司研制了配有伸缩钻杆的BG7型钻机。该钻机易于配置摇管装置，直接从底盘提供整机动力，而且配置可锁式钻杆能够实现加压钻进，钻孔扭矩大，可实现在紧密砂砾层和岩层的钻孔施工，由于以上优点，该型钻机得到了广大施工单位的广泛认可，极大地促进了旋挖钻机的发展。后来随着技术的不断的进步和钻机作业功能的扩大，旋挖钻机特别是配置可动式动力头的旋挖钻机逐渐成为混凝土灌注桩钻进成孔施工的主流机械设备。旋挖钻机在日本被称为土钻，最早于1960年从美国CALWELD公司引入。同年，加藤制作所开发了15-H型旋挖钻机。1965年，日立建机利用挖掘机研制出底盘装有液压加压装置的旋挖钻机。1974年，其又在液压履带式起重机底盘的基础上开发出了由液压马达驱动的钻机。到了80年代，住友建机开始与意大利土力公司合作开发旋挖钻机，另外1981年，日立建机开发了扩底钻头，极大地提高了单桩的承载力，随后日本车辆也开发了扩底钻头，使旋挖钻机进入了钻孔扩底灌注桩的施工领域。基于国情的不同，日本的旋挖钻机扭矩较于欧洲的同类产品要小。目前，旋挖钻机的研究与应用在国外已经非常成熟，国外生产旋挖钻机的厂家主要有：意大利土力、迈特、意马、神威；德国宝峨、利勃海尔、德尔马格、维尔特；西班牙拉马达；芬兰永腾；美国英格索兰；日本日立、住友、加藤；新加坡双木等。我国从上世界80年代初从日本引进过工作装置，配装在KH-125型履带式起重机上。1984年，天津探矿机械厂引进美国RDI公司的旋挖钻机并加以消化吸收。1987年，在北京展览馆首次展出了意大利土力公司产品，1988年北京城建机械厂根据土力公司的样机开发了1.5m直径的履带起重机附着式旋挖钻机。1994年郑州勘察机械厂引进英国BSP公司附着式旋挖钻机的生产技术，但没有形成批量生产。1992年，德国宝峨公司在北京设立了代表处，并于1995年在天津成立了独资子公司宝峨天津机械工程有限公司，组装适合中国市场的宝峨BG20型旋挖钻机。1998年宝峨又在上海成立了中德合资上海宝峨金泰工程机械股份有限公司，生产组装BG15型、BG24型旋挖钻机。1998年，徐工集团开始自主开发研制RD18型旋挖钻机，于2000年成功下线并投入批量生产。之后，旋挖钻机在中国开始进入了国产化的阶段，国内众多机械厂家都开始进军旋挖钻机行业，到最近几年，旋挖钻机在我国取得了快速发展。迄今为止，国内涌现出大量的旋挖钻机生产企业，主要有：徐工科技、三一重机、中联重科、湖南山河智能机械股份有限公司、北京经纬巨力、上海金泰、宇通重工、内蒙古北方重汽等二十多家。同时，也有不少研究所、高校在对旋挖钻机进行新产品、新技术的开发和研制，如：中南大学、北京建筑机械研究所、吉林大学、同济大学、长沙建筑机械研究所等。1.3.2国内研究现状目前，国内对旋挖钻机的研究主要集中在以下几个方面：1、 针对旋挖钻机钻杆的研究：吉林大学秦四成、董明鹤等人NR220型旋挖钻机桅杆结构分析及焊接工艺性为研究内容，结合NR220型旋挖钻机的实际工况，分析了桅杆断裂事故的产生原因，就如何防止桅杆断裂的方法进行了探讨；就桅杆在制造过程中发生的焊接变形现象进行了分析，找到了防止和矫正变形的一些行之有效的方法和措施，从而找到了提高桅杆结构件制造水平的方法和经验；最后，还对旋挖钻机桅杆拼焊工装的设计方法和基本原则进行了探讨。中国地质大学的王成彪、王文岳等人分析了中桅杆断裂和滑轮架失效的原因，并从有限元方法入手，采用有限元分析软件ANSYS求出了中桅杆在力偶矩作用下危险区域的应力分布情况，提出了中桅杆的结构改进措施，得出了中桅杆同一的简化力学模型和设计指导原则；计算出滑轮架在卷扬钢丝绳拉力作用下的应力集中及安全系数分布情况，提出了滑轮架的结构优化方案，得到了滑轮架的力学模型及设计原则。2、 针对旋挖钻机变幅机构的研究：吉林大学秦四成、何晓艳等人通过分析NR22型旋挖钻机钻挖支撑机构的原理和受力，完成了典型工况下NR22型旋挖钻机钻挖支撑机构中关键部件三角形连接架和悬臂的静力学分析；然后采用ANSYS软件，建立三角形连接架和悬臂有限元力学模型，通过数值模拟计算，揭示出三角形连接架和悬臂在各种典型工况下的应力和位移分布规律，为改进钻挖支撑机构结构形式和减轻自重提供了理论依据。中南大学朱建新、谢嵩岳等人以旋挖钻机变幅机构的动力学特性研究和优化设计为目的，对旋挖钻机变幅机构的运动学和动力学进行建模，完成了理论基础研究，并引入虚拟样机技术对其进行仿真研究和优化设计，得出了对旋挖钻机变幅机构设计具有指导意义的理论依据和设计原则，为旋挖钻机变幅机构的动力学特性研究和优化设计提供了一套完整的理论和方法。3、 针对旋挖钻机钻杆的研究：吉林大学秦四成、叶远林等人基于CATLA和ANSYS软件，按照从实体造型到有限元分析的基本步骤，对钻杆进行了静强度和动态特性的有限元分析，得出了钻杆静应力、刚度、振动模态以至动应力的情况，找出了钻杆的薄弱部位，为钻杆的优化提供了依据。中国地质大学卜长根、张兴辉等人从有限元分析方法入手，利用有限元软件ANSYS对钻杆的强度、刚度进行了分析计算，求出了钻杆在压扭作用下的应力分布情况，找出了应力集中分布的位置，对钻杆的破坏形式进行了分析解释；并通过对钻杆两段采用不同的约束条件，分析比较了钻杆在不同约束条件、不同钻进深度条件下的临界载荷变化规律，完成了钻杆的稳定性分析。为生产厂家优化钻杆结构，改进设计，也为施工单位合理采用减压钻进规程提供了理论基础。4、针对旋挖钻机底盘的研究：吉林大学秦四成、叶远林等人基于CATIA和ANSYS软件，按照从实体造型到有限元分析的基本步骤，对履带伸缩底盘进行了应力、应变分析，找出了履带式底盘的薄弱环节和过剩部位，为优化底盘结构和改进设计提供了经验。5、旋挖钻机液压和控制系统的研究：吉林大学马文星、吴井泉等人以NR220型全液压旋挖钻机为对象，以完善功能，提高效率节约能源为目的，对旋挖钻机动力系统功率匹配控制进行了研究，提出了电子极限负荷控制技术，提高了旋挖钻机的节能型和对环境的适应性。中南大学何清华、柳波、鲁湖斌等人分析了旋挖钻机钻孔作业工艺、工况特点、系统工作原理及能量损失的原因，提出了基于转速感应模糊PID控制协调变量泵极限负荷控制的方法，实现了发动机与变量泵功率匹配的节能控制；采用负荷传感控制方法实现了上车回转过程的变量泵与负载功率匹配的节能控制，并验证了上述理论与方法的正确和有效性，为旋挖钻机的节能控制提供了一套完整的理论与方法。 吉林大学王同建、郭守山等人对具有负载敏感特性的旋挖钻机回转定位系统进行了研究，使用AMESim软件建立了液压系统回转系统的模型，重点对负载、泵转速变化等影响系统性能的因素进行仿真分析，讨论了不同工况对液压系统稳定性、可靠性、节能、提高效率的影响，为回转系统的优化提供了理论依据。1.4本论文的主要内容和意义如前文所述，目前国内对旋挖钻机的研究还处于起步阶段，且研究主要局限在对大中型旋挖钻机系统构件强度和动力学、变幅机构构件强度、桅杆有限元分析、整机稳定性及整机节能技术等方面，而对旋挖钻机起整机宏观控制的液压系统的改进与完善则较少。且就目前国内市场来看，由于“十一五”计划的全面实施，产生了大量大型的桩基工程，以至现在国内市场大中型旋挖钻机泛滥，占到总量的70%左右，而在未来更有市场潜力的用于房屋桩基等工程的小型旋挖钻机则比例非常的小，形成了市场供求的不平衡之态。因此综合以上两点，本文主要内容是对中小型的旋挖钻机（钻孔深度40m）液压系统的设计，分析现有液压系统的问题，设计出适合中小型旋挖钻机的液压系统，并完成结构设计。2旋挖钻机液压系统分析与设计2.1旋挖钻机现有问题及其液压系统分析经调查总结，现有的旋挖钻机普遍存在的问题主要有动力头马达易坏、变幅油缸联接座开裂、集成性不高以及成本高等四点。后文将主要对前两者进行分析，并提出相应的解决办法。目前市场上使用最多的机型是180200kNm旋挖钻机，根据任务书的要求，本次设计中也是针对200kNm的旋挖钻机，下面就先以180200kNm旋挖钻机液压系统为例对旋挖钻机液压系统进行说明分析。180200kNm旋挖钻机液压系统工作压力一般为3031.5MPa，最大流量为400450l/min。旋挖钻机液压系统（图2-1）一般采用A8VO斜轴式变量双泵附加3个辅助泵作为液压源，控制主要由M8和M4阀组成，执行元件包括A6V、A2F马达等元件。工作时，液压泵分别供油给M8主阀和M4辅助阀、伺服阀及油冷却系统。M8主阀分别控制变幅油缸、主卷扬马达、左右行走马达、动力头马达、副卷扬马达。M4阀作为辅助多路阀分别控制加压油缸、回转马达、履带伸缩油缸、立柱支腿油缸和左、右斜撑油缸。主阀和辅助阀分别由安装在司机室内坐椅两侧的先导阀控制。图2-1 旋挖钻机液压系统示意图另外，考虑旋挖钻机成孔效率高的特点，此次设计中，未有加入支腿油缸部分的设计。2.2旋挖钻机液压系统的设计2.2.1主阀和辅助阀控制部分设计主阀和辅助阀的配置，除M8阀和M4阀的组合外，德国林德公司有一种以三位十三通阀作为控制阀，并全部采用负荷敏感的原理配合主泵和副泵进行比例控制的方案，如图2-2所示。图2-2 三位十三通阀组此方案由于主阀和辅助阀都是采用的三位十三通联阀，并全部应用负荷传感原理进行比例控制，可以很好的实现执行元件或者液压泵的压力补偿，有着节能，动作精度高的优点。但对比主流设计方案，稍显复杂，且考虑旋挖钻机虽然动作多，但是复合动作少（只有加压跟钻进等同时进行的动作），实际上不应用负荷传感原理，也可以很好的完成动作，因此本次设计依然采用主流的M8主阀，配以M4辅助阀作为控制阀组的方案。M8阀和A8VO主泵作为液压挖掘机双回路液压系统的标准配置被广泛应用，而将M8阀作为旋挖钻机主阀，配以M4阀作为辅助阀，也完全能满足旋挖钻机的工作及使用要求。本设计中，M8阀采用8联整体多路阀，控制原理为三位六通，比例控制。从主泵输出的液压油经、口（图2-1）进入该阀，当所有阀杆处于中位时，液压油通过阀内常通油道返回油箱。主阀可以单独控制一个执行元件，也可同时控制多个执行元件，完成多项复合动作，并可实现动力头、主卷扬阀内合流等功能，如图2-3所示。图2-3 M8阀控制原理图M8主阀除进油口设有安全阀外，各联还可根据执行元件的不同要求，配备过载阀和补油阀。M8阀主要油口都在阀体的正反面，总体安装和管路布置简便。M4阀采用5联多路换向阀，功能与M8阀基本相同。该阀的最大特点是与A10VO泵配合，按照负荷传感的原理进行比例控制，执行元件或液压泵的压力变化由各自的压力补偿阀进行调节，即使负载不同，流向执行元件的流量仍保持不变。2.2.2动力头马达液压回路设计动力头装置和主卷扬系统是旋挖钻机的主要工作装置。对动力头马达易坏的问题，分析认为，主要是由于动力头马达是驱动钻头直接与地层接触的部位，受到的负载及负载的变化量都较大。在钻进的过程中，容易遇到土壤从硬土层变为软土层，发生马达超速而产生吸空对马达造成损害；或是土壤从软土层变为硬土层或者操作手一次进尺太多等，发生难以钻进而造成马达被高压憋坏。解决这个问题，首先要以预防为主，严格按照旋挖钻机施工工法操作，开钻前要充分研究地质报告，掌握好地层的真实情况，合理选择钻具钻杆，经常维护液压系统等。在回路设计上，则采取增加补油阀以及缓冲阀的措施来缓解马达超速与遇到高压的问题。2.2.3主卷扬液压回路设计如前所述，主卷扬属于旋挖钻机的主要工作装置之一，在钻机工作过程中，主要完成提放钻杆以及钻进过程中的浮动， 其系统包括马达、减速机、主卷扬支架、钢丝绳、压绳器等部件，主要控制方式有3三种。1、 控制阀控制方式这是最常见的一种控制方式，也就是力士乐公司的BVD卷扬平衡阀控制，它将马达的补油功能、冲洗功能、提供减速机制动油源等功能集成为一体。图2-4 控制阀控制 这种方式的优点在于集成性高，将卷扬工作中的各种情况都考虑进去，功能很全面，缺点在于制动速度与开启制动器的压力建立之间存在矛盾。当阻尼孔3的孔径过小，能建立起开启制动器的压力，但是制动时回油慢，制动也就不迅速；当其孔径过大时，可以做到制动迅速，但开启制动器的压力则难以建立。所以容易出现卷扬突然转动，或者制动缓慢的情况。2、隔离阀控制方式这种方式是通过二位三通隔离阀2来隔离或者接通先导控制回路，如图2-5所示。图2-5 隔离阀控制其优点在于制动油源与高压油源分开，制动时回油速度快，制动迅速。缺点在于集成性不高，且功能没有控制阀控制方式全面。3、单向节流式平衡阀控制方式它通过改变换向阀控制平衡阀的开启、关闭时间，如图2-6所示。为打开制动器，换向阀上的两个油口必须与T连接。制动器外部开启时，换向阀中位是可以截止的。此控制方式主要用于大排量的马达系统，需要综合考虑整个液压系统的选型。图2-6 单向节流式平衡阀控制以上三种控制方式中，第三种节流式由于需要综合考虑整个系统的选型，太过繁琐，在此不予考虑。对比前两种，各有优缺点，且正好互补，因此本设计，考虑将其优点结合一起，将制动迅速与BVD阀的功能全面尽量结合起来。取消隔离阀控制方式中的伺服泵做制动油源，利用二位三通电磁换向阀来实现迅速制动，并利用二位二通电磁阀实现浮动功能。主卷扬要下放重物时，高压油从V2口进油，一路通过梭阀19，并通过减压阀39，节流阀38以及制动电磁阀，开启制动器；另一路通过单向阀37到达定量马达34，使马达开始工作。马达超速时，可经由S口吸油，通过单向阀13进行补油。下放至动力头工作位置时，可通过浮动阀换向至浮动状态，使钻杆和钻头在自重下自由下放。制动时，控制制动电磁阀36立即换向，制动器里的油液直接回到油箱，实现迅速制动。这样就大致实现了之前两种控制方式优点的结合。当然，没有完美的设计，这样的系统同样是存在自身问题的，需要日后继续完善。2.2.4副卷扬液压回路设计副卷扬负责提放钻具，与主卷扬的功能类似，但其负载的重量要比主卷扬小的多，相比之下，其回路设计有了主卷扬回路设计的经验，就要简单的多了，采用单向平衡阀与梭阀制动回路，可以满足要求，如图2-7所示。图2-7 副卷扬液压回路2.2.5左右行走马达液压回路行走马达液压回路设计方案中，依然有力士乐公司生产的行走BVD平衡阀可选择，但考虑旋挖钻机的实际工况，可以选择更为简单的方案，即采用双向平衡阀保证行走稳定，减缓液压冲击，配合之前用到的梭阀加减压阀实现制动器的开启，如图2-8所示。图2-8 行走马达液压回路2.2.6上车回转液压回路设计根据旋挖钻机的实际工况，在上车回转过程，除了要能制动迅速外，还要主保证回转的稳定，减少冲击，因此除了平衡阀之外，还应特别加上起缓解液压冲击的缓冲阀， 如图2-9所示。图2-9 上车回转液压回路2.2.7变幅油缸液压回路设计变幅机构是旋挖钻机的核心工作部件之一。目前，其主流结构形式是采用平行四边形调整机构加小三角形均载支撑架，其主要由动臂、两个连杆、三角架、两个动臂变幅油缸和两个桅杆变幅油缸等零部件组成。工作时，锁住钻桅变幅油缸，动臂变幅油缸伸缩，带动动臂和连杆绕各自在转台上的铰点转动，从而使三角架、钻桅变幅油缸、钻桅、动力头、钻杆以及钻具构成的整体产生平动，实现钻桅工作幅度的调节。而锁住动臂变幅油缸，钻桅变幅油缸伸缩使钻桅绕三角架和钻桅的铰接点转动，使得钻桅前后和左右倾斜角度能够调节，从而实现钻桅垂直度的调节。据前人研究，变幅油缸在伸缩过程中，负载的变化是比较大的。以SWDM-22机型为例，在变幅过程中，动臂变幅油缸所提供的举升力在初始状态时为643kN，而停止后为137kN，前后相差达5倍之多，其举升力变化曲线如图2-10。图2-10 动臂变幅油缸举升力曲线桅杆变幅油缸的举升力同样变化大，且两者举升力都会在油缸启动和制动时的液压冲击而产生突变。由此可知，变幅油缸不仅承担着变幅机构的变幅工作，而且要承担较大的负载变化，遭受液压冲击等，所以在回路设计中，使用了双向平衡阀来保证变幅的平稳。就动臂变幅油缸联接座开裂的问题，分析可知，变幅油缸本身承载的负载变化大，启动制动都要承受液压冲击，长时间工作，肯定容易出现问题。而就液压回路上来说，动臂变幅油缸是两缸并联，同步启动，而往往两个平衡阀不能精准的达到同时开启，同步精度不高，这样一个缸先动作，一个后动作，造成变幅的不平稳，而油缸本身承受的负载又大，因而会对油缸两端产生很大的液压冲击，次数一多就容易使油缸联接座开裂。对此提出的解决办法有1、合理设计液压缸的缓冲装置，提高液压缸的质量；2、选用精度更高的平衡阀，并做到按时更换平衡阀，保证液压缸的同步精度。3、使用较大的变幅角度，改善变幅机构的受力状态，增加可靠性。而在液压回路上，本设计暂时未能提出更好的解决办法，有待继续研究。2.2.8加压液压回路设计加压油缸的作用是提供推力，配合钻头，完成加压钻进，回路较为简单，采用单向平衡阀可满足要求。2.2.9履带展宽油缸液压回路设计 履带展宽油缸的作用是在改变履带的宽度，以使旋挖钻机更好的适应工作现场的地形，因此在履带宽度改变后要使在工作过程中处于锁闭的状态，这一点采用液压锁可以实现。3 液压元件计算和选型本次要求设计的是旋挖钻机液压系统，任务书给出的具体技术参数和要求如下：最大扭矩T=20tm，钻孔深度h=40m，动力头转速n=025r/min，液压系统工作压力Pmax=30Mpa,装机功率N电机160KW，主卷扬提升重量m-160KN，行走速度v行走=01公里/hr，回转速度v回转=03r/min。3.1执行元件的计算和选型3.1.1动臂变幅油缸的计算选型根据系统工作情况，选择活塞缸的类型为双作用式单活塞杆液压缸。1、液压缸主要参数的确定首先确定缸筒内径D，缸筒内径的计算公式为 （3-1）式中 主工作腔压力，Pa； 回油腔压力，Pa，高压系统时可忽略不计。 液压缸的最大负载力，N； 液压缸的机械效率，一般取0.900.97； 杆径比，高压时，取0.7。根据研究，可取动臂变幅油缸的最大负载为F=320kN，根据任务书参数，取。代入以上数据，求得D=123mm，参照GB2348-1993,选125mm内径的缸，即D=125mm。然后确定活塞杆的直径d，=87.5mm，参照GB2348-1993，取d=90mm。缸筒材料选用45钢。液压缸的行程为S=1000mm。计算油缸的最大流量，取活塞最大速度为=140mm/s，则2、活塞杆的强度校核 （3-2）式中 材料的许用应力，本材料45钢，为120MPa；F活塞杆受力，此处为320kN；d活塞杆直径。所以，计算得=50MPa，小于=120MPa，活塞杆强度校核通过。3、校核活塞杆的稳定性根据手册，利用验算法来验证活塞杆的弯曲稳定性LF=KS m （3-3）K为液压缸安装及导向系数，在查表后，取K=0.5；S为液压缸行程，1000mm。所以LF =0.5m,在对照19-221的活塞杆弯曲计算图，可以发现稳定性是可以保证的。参照液压缸的标准系列与产品，即表22.6-104，根据其重要参数选择重载液压缸，其型号为CD350A125/90-1000B10/02CGDMT。缸筒的连接型式为缸头以螺纹连接，缸底焊接，压力级为35MPa，活塞杆端型式为整体式活塞杆，安装方式为缸底衬套耳环，液压缸行程为1000mm。3.1.2加压油缸的计算选型1、 液压缸主要参数的确定查询同类型的旋挖钻机参数得，加压缸最大加压力为F=160kN。最大负载情况下，设计时，为有杆腔进油，工作压力为25MPa。利用公式（3-1）求得， D=136.6mm，参照GB2348-1993，取D=140mm。活塞杆径=98，参照GB2348-1993，取d=100mm。缸筒材料选用45，液压缸的行程为S=4000mm。计算油缸的最大流量，取活塞最大速度为=100mm/s，则2、 活塞杆的强度校核利用公式（3-2）求得=20MPa，远远小于=120MPa，活塞杆强度校核通过。3、 校核活塞杆的稳定性根据手册，利用验算法来验证活塞杆的弯曲稳定性。查表取K=0.5；S为液压刚行程，4000mm。利用公式（3-3）求得LF =2m,在对照活塞杆弯曲计算图，可以发现稳定性是可以保证的。参照液压缸的标准系列与产品，根据其重要参数选择重载液压缸。缸筒的连接型式为缸头以螺纹连接，缸底焊接，压力级为25MPa，活塞杆端型式为整体式活塞杆，安装方式为缸底衬套耳环，液压缸行程为4000mm。3.1.3履带展宽油缸的计算选型1、 液压缸主要参数的确定将履带展宽油缸的负载视为履带在伸缩过程中克服履带与地面摩擦所需的力。取履带与地面摩擦系数为f=0.7，旋挖钻机整机重量G=550kN。故最大负载为F=fG=0.7*550kN=375kN，两个油箱各自分担的负载为F=190kN。工作压力为25MPa。利用公式（3-1）求得D=104mm，参照GB2348-1993，取D=125mm。活塞杆直径=87.5，参照GB2348-1993，取d=90mm。缸筒材料选用45，液压缸的行程为S=400mm。计算油缸的最大流量，取活塞最大速度为=100mm/s，则2、 活塞杆的强度校核利用公式（3-2）求得=30MPa，远远小于=120MPa，活塞杆强度校核通过。3、 校核活塞杆的稳定性根据手册，利用验算法来验证活塞杆的弯曲稳定性。查表取K=0.5；S为液压刚行程，400mm。利用公式（3-3）求得LF =0.2m,在对照活塞杆弯曲计算图，可以发现稳定性是可以保证的。参照液压缸的标准系列与产品，根据其重要参数选择重载液压缸。缸筒的连接型式为缸头以螺纹连接，缸底焊接，压力级为25MPa，活塞杆端型式为整体式活塞杆，安装方式为缸底衬套耳环，液压缸行程为400mm。3.1.4桅杆变幅油缸的计算选型1、 液压缸主要参数的确定根据研究，可取桅杆变幅油缸的最大负载为F=350kN，根据任务书参数，取。利用公式（3-1）求得D=143，参照GB2348-1993，取D=160mm。活塞杆径=110，参照GB2348-1993，取d=110mm。缸筒材料选用45,液压缸的行程为S=2000mm。计算油缸的最大流量，取活塞最大速度为=100mm/s，则。2、 活塞杆的强度校核利用公式（3-2）求得=36.7MPa，远远小于=120MPa，活塞杆强度校核通过。3、 校核活塞杆的稳定性根据手册，利用验算法来验证活塞杆的弯曲稳定性。查表取K=0.5；S为液压刚行程，2000mm。利用公式（3-3）求得LF =1m,在对照活塞杆弯曲计算图，可以发现稳定性是可以保证的。参照液压缸的标准系列与产品，根据其重要参数选择重载液压缸，其型号为CD250A160/110-2000B10/02CGDMT。缸筒的连接型式为缸头用法兰连接，缸底焊接，压力级为25MPa，活塞杆端型式为整体式活塞杆，安装方式为缸底衬套耳环，液压缸行程为2000mm3.1.5动力头马达的计算选型主泵驱动动力头马达转动，通过减速机，传递大扭矩给动力头钻进。根据给出参数，动力头输出的最大扭矩为T=20tm，取减速比为i=100，则单个马达的最大输出扭矩为T=1000Nm，根据马达排量的计算公式， （3-4）式中 马达的排量，；T马达的输出转矩，N/m；P马达的工作压力，MPa；马达的机械效率。取=0.96，p=30MPa，求得单个马达需要的最大排量为V=218，T=1000Nm。参照力士乐的产品样本，选用轴向柱塞式变量马达A6VM，具体型号为EA6VM250HZ/63WLVZB010FEPB-K。根据系统的装机功率N电机160KW，可以算得动力头马达的最大流量为。3.1.6副卷扬马达的计算选型查询同类型旋挖钻机的参数得，副卷扬的最大提升力为F=60kN，卷扬的转动半径取r=200mm。故副卷扬的最大转矩为T=Fr=12kNm。查询力士乐的减速机资料，取减速比i=45，根据公式（3-4）求得马达需要的最大输出排量和转矩为V=58，T=267Nm参考力士乐的产品样本，选轴向柱塞定量马达A2FE，具体型号为A2FE63/61W-VAL100F。然后计算副卷扬马达的最大流量。 （3-5） （3-6）式中 n马达的转速； 副卷扬的最大提升速度； r副卷扬的转动半径。取副卷扬的最大提升速度为，r=200mm，将数据代入上两式，求得。3.1.7主卷扬马达的计算选型依据任务书所给参数，主卷扬的最大提升力为F=160kN，主卷扬的转动半径取r=300mm。故主卷扬的最大转矩为T=Fr=48kNm。查询力士乐的减速机资料，取减速比i=94.8，根据公式（3-4）求得马达需要的最大输出排量和转矩为V=110，T=506Nm。参考力士乐的产品样本，选轴向柱塞定量马达A2FM，具体型号为A2FM125/61W-VAB010D。然后计算主卷扬马达的最大流量。 （3-7） （3-8）式中 n马达的转速； 主卷扬的最大提升速度； r主卷扬的转动半径。取主卷扬的最大提升速度为，r=300mm，将数据代入上两式，求得。3.1.8行走马达的计算选型行走机械的行走速度公式为 （3-9）式中 v机器的行走速度； 行走马达的转速； 履带的动力半径； i总传动比。牵引力公式 （3-10）式中 F机器行驶的牵引力； T马达的输出转矩； 马达的机械效率。最大牵引力与附着质量及附着系数有关，整机重量为G=550kN，附着系数取0.7，则附着质量为，得出最大牵引力为F=336kN。查询力士乐的资料，选取传动比为i=130，马达的效率取=0.97，最大行走速度为v=1km/h。利用公式（3-4）、（3-9）、（3-10），求得马达需要的最大输出排量和转矩为V=342，T=1572Nm。最大转速为。参考力士乐的产品样本，选轴向柱塞定量马达A2FM，具体型号为A2FM355/60W-VZH010。根据公式（3-5），求得行走马达的最大流量为V=210。3.1.9回转马达的计算选型回转马达的最大回转速度为3r/min，回转直径取d=1240，滚动摩擦系数取f=0.05，上车重量以G=480kN计算。则旋挖钻机上车回转所需要的最大转矩为M=Fr=fGr=0.05*480*0.62=14880Nm。查询力士乐的减速机资料，取减速比i=100，根据公式（3-4）求得马达需要的最大输出排量为V=37.4。参考力士乐的产品样本，选轴向柱塞定量马达A2FM，具体型号为A2FM45/61W-VZB010D。根据公式（3-5），求得行走马达的最大流量为V=25。3.2泵的计算和选型3.2.1主泵的选型1、计算主泵的最大工作压力（Pa） （3-11）式中 液压缸或液压马达的最大工作压力，Pa； 系统进油路上的总压力损失可按经验估取：简单系统取；复杂系统取。根据任务书所给数据，=30MPa，本系统按复杂系统估取=1MPa，从而得到取。2、计算液压泵的最大流量对多个液压缸或液压马达同时动作的系统，液压泵的最大输出流量为 （3-12）式中 系统所需要流量； K系统的泄露系数，一般取1.11.3（大流量取小值，小流量取大值）； 同时动作的液压缸或液压马达的最大总流量，。根据之前的到的数据得，=400L/min，取K=1.1，则液压泵的最大流量为=440L/min。参照萨奥丹佛斯的产品样本，选择轴向柱塞变量泵，具体型号为90R180MDC5NN80S3F1H03NNN24，最大工作压力32MPa，最大流量为468L/min。对于原动机的选择，参考同类型产品的参数，并根据主泵的转速和任务书的要求，选择原动机为康明斯发动机QSB6.7-215。3.2.2辅助泵的选型根据以上主泵的选择方法，并参照相近的同类型产品（如SWDM-20）的参数，选择力士乐的轴向柱塞变量泵A10VO，具体型号为A10VO45DFR/52R-VSC11KO1，最大工作压力为26MPa，最大流量为110L/min。主泵和辅助泵都采用恒功率控制方案，这样能保证泵根据负载的需求而输出合适的流量大小。3.2.3伺服泵的选型伺服泵是用于控制先导阀操作系统，一般工作压力在4MPa即可。参照力士乐的产品样本，选择A4FO16/32RNSC12K01。3.3阀类元件的选型3.3.1主阀和辅助阀的选型根据之前的分析，主阀选择力士乐的M8阀，根据实际情况选择七联整体多路阀，具体型号为M8-18，通径为18mm，最大流量为2*230L/min。辅助阀选择力士乐的M4阀，具体型号为，5M4-15-2X/300J，为五联多路换向阀，第一联阀芯型号为T200M=J190-190H-H320H320，第二联至第五联阀芯型号均为S180M120E085-085H-H320H320,可通过最大流量达150L/min以上。3.3.2压力控制阀的选型 1、溢