机械毕业设计（论文）-移动式双臂平巷掘进凿岩车机构及驱动系统设计（全套图纸） .pdf

（2014 届）届） 本科毕业设计（论文）资料本科毕业设计（论文）资料 题题 目目 名名 称：称： 移动式双臂平巷掘进凿岩台车移动式双臂平巷掘进凿岩台车 工作机构及其驱动系统设计工作机构及其驱动系统设计 学学 院 （部） ：院 （部） ： 机械工程学院机械工程学院 专专 业：业： 机械工程及自动化机械工程及自动化 学学 生生 姓姓 名：名： 班班 级：级： 机工机工 1001 班班 学号学号 指导教师姓名：指导教师姓名： 职称职称 副教授副教授 最终评定成绩：最终评定成绩： 湖南工业大学教务处湖南工业大学教务处 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 2014 届届 本科毕业设计（论文）资料本科毕业设计（论文）资料 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 第一部分第一部分 本科毕业设计（论文）本科毕业设计（论文） 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 湖南工业大学本科毕业设计（论文） （2014 届）届） 本科毕业设计（论文）本科毕业设计（论文） 移动式双臂平巷掘进凿岩台车工作机构 及其驱动系统设计 学学 院（部） ：院（部） ： 机械工程学院机械工程学院 专专 业：业： 机械工程及自动化机械工程及自动化 学学 生生 姓姓 名：名： 班班 级：级： 机工机工 1001 学号学号 指导教师姓名：指导教师姓名： 职称职称 副教授副教授 最终评定成绩最终评定成绩 2014 年 5 月 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 湖南工业大学湖南工业大学 本科毕业论文（设计）本科毕业论文（设计） 诚信声明诚信声明 本人郑重声明：所呈交的毕业论文（设计） ，题目移动式双臂平巷 掘进凿岩台车机构及其驱动系统设计是本人在指导教师的指导下，进行 研究工作所取得的成果。对本文的研究作出重要贡献的个人和集体，均已 在文章以明确方式注明。除此之外，本论文（设计）不包含任何其他个人 或集体已经发表或撰写过的作品成果。 本人完全意识到本声明应承担的责 任。 作者签名： 日期： 年 月 日 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 摘要 本文主要设计的是移动式双臂平巷掘进凿岩台车，采用液压凿岩台车进行平巷掘 进钻孔。其中，我设计的台车采用摆动式支臂，台车支臂上装有液压自动平行机构， 它由平动油缸与推进器仰俯角油缸组成，两油缸内径相等，并使两油缸的活塞头腔接 通，活塞杆腔而也接通。推进器采用结构紧凑、外形尺寸小、动作平稳可靠的活塞式 风马达。总体上追求结构紧凑、合理，凿岩效率高，保证工作安全和有良好的劳动条 件，能真正提高劳动生产率，减轻工人劳动强度，保证安全生产。 移动式双臂平巷掘进巷凿岩台车驱动机构系统是由五个部分组成， 包括动力元件、 执行元件、控制元件、辅助元件和液压油。而其中重点主要有驱动方案的确定，液压 元件的选择，液压油路的整个工作原理的分析。 移动式双臂平巷掘进巷凿岩台车岩台车机构及其驱动机构系统设计是通过 autocad 绘制出台车二维的示意图、摆动油缸的装配图及零件图、推进器的转配图零 件图和驱动机构系统图。 关键词：摆动式支臂，液压自动平行机构，活塞式风马达，驱动系统 湖南工业大学本科毕业设计（论文） abstract this paper is designed movable arms entry driving jumbo, adopts hydraulic entry driving drilling jumbo. i design of car using oscillating arm, on the car arm is equipped with hydraulic automatic parallel mechanism, it is made up of translational cylinder with propeller yang depression angle cylinder, two oil cylinder diameter are equal, and makes the oil cylinder on the piston head cavity, cavity of the piston rod and also through. the propeller with compact structure, small dimension, smooth and reliable action of the piston wind motor. on the whole, the pursuit of compact structure, reasonable, high drilling efficiency, security work and have good labor conditions, can really improve labor productivity, reduce labor intensity and ensure safe production. movable arms entry driving lane jumbo drive system is composed of five parts, including the power devices, actuators, control components, auxiliary components and hydraulic oil. the scheme of drive of that is focus on the main hydraulic components selection, the working principle of hydraulic circuit analysis. movable arms jumbo rock entry driving lane car body and its driving mechanism system design by autocad draw a 2 d sketch, swinging cylinder assembly drawing and part drawing, propeller assembly figure part drawing and the drive system. keywords: oscillating arm, hydraulic automatic parallel mechanism, the piston wind motor，drive system 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 目 录 第 1 章 绪 论 1 1.1 凿岩台车的发展 1 1.2 凿岩台车的研究现状 1 1.3 凿岩台车的发展趋势 2 1.4 本课题的意义及设计内容 3 第 2 章 移动式双臂平巷掘进凿岩台车工作机构 4 2.1 凿岩台车的设计依据 4 2.2 台车上安装凿岩机的台数确定 4 2.3 凿岩台车的工作尺寸 5 2.4 摆动式支臂摆角 8 2.4.1 支臂的外摆角 8 2.4.2 支臂的内摆角 9 2.5 推进器的设计 10 2.5.1 推进行程计算 10 2.5.2 推进力计算 11 2.5.3 推进器速度 11 2.6 推进器补偿机构设计 11 2.6.1 补偿长度的计算 11 2.6.2 补偿力的计算 12 2.7 支臂油缸设计 12 2.7.1 变幅油缸的设计 12 2.7.2 油缸推力的计算 13 2.7.3 支臂油缸的直径计算 15 2.8 回转油缸直径设计 15 2.9 液压平动机构设计 16 2.9.1 液压平动的基本原理 16 2.9.2 油缸行程变化的基本方程 16 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 2.9.3 求对称中心 18 2.10 主要零件强度计算 20 2.10.1 平行拉杆的稳定性计算 20 2.10.2 求临界力 21 2.10.3 支臂强度计算 21 第 3 章 工作机构驱动系统设计 26 3.1 各种方案的比较和液压系统的确定 26 3.2 液压系统的组成 27 3.3 油泵的选择 27 3.4 电机的选择 28 3.5 液压阀的选择 29 3.6 液压系统的性能验算 30 3.6.1 系统压力损失验算 30 3.6.2 系统总效率验算 31 3.6.3 系统发热升温验算 32 3.7 移动式双臂平巷掘进凿岩台车机构驱动系统分析 32 3.8 液压系统的工作原理 34 结论 36 参考文献 37 谢 词 38 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 1 第 1 章绪论 1.1 凿岩台车的发展 凿岩台车是从 70 年代发展起来的一种钻孔设备。 它是将一台或数台高效能的凿岩 机连同推进器一起安装在钻臂导轨上，并配以行走机构，使凿岩作业实现机械化。和 凿岩机相比，工效可以提高 24 倍，而且可以改善劳动条件，减轻工人的劳动强度。 【1】 为了充分发挥台车的作用,一般选用高效能的冲击器或凿岩机,并采用大推力的推进器 和大扭矩的回转机构,以提高凿岩速度并有效排除卡钎故障。目前,凿岩台车已广泛应 用于公路、铁路、水利、矿山和国防工程建设中,成为地下工程、矿山采掘、公路隧道、 铁路隧道施工中不可或缺的机械设备。目前井下使用的凿岩台车类型很多，大体可以 按以下方法分类： (1)按其行走机构分：轨轮式、履带式和轮胎式。 (2)按其安装的支臂数分：有双机、三机和多机。每个支臂装有一台凿岩机。 (3)按其支臂的移动方式分：直角坐标式和极坐标式两种。 (4)按适应巷道断面及配用凿岩机重量分：台车支臂有轻型、中型、重型三种。 此外， 直角坐标式的台车支臂又有推进器可翻转、 支臂可旋转和支臂可伸缩灯形 式。推进器的推进方式有风马达丝杠、液压缸-钢丝绳和风马达-链条等结构。 【2】 1.2 凿岩台车的国内外研究现状 国外的液压凿岩台车技术日渐成熟,产品不断完善,品种规格都在不断齐全,使用 也越来越广泛。 现在,已有 20 多个国家的几十家公司能生产 50 多种不同型号的液压凿 岩台车。 而现在世界上凿岩台车生产厂家的核心竞争产品是全液压凿岩机,而凿岩台车 就是要发挥液压凿岩机的优越性。 凿岩台车在我国， 是从 20 世纪 60 年代起步,然后在 70 年代凿岩台车快速发展的,大概有 30 多种产品,在新产品测试、工艺试验以及产品 零部件的“三化”等方面做了大量工作。在 80 90 年代一共研制鉴定了 10 种型号的 全液压台车,其中有 8 种为掘进台车。 在自行研制、 生产和制造全液压凿岩台车的同时, 我国 80 年代以后还先后购进了瑞典阿特拉斯科普柯公司和芬兰坦姆洛克公司等五个 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 2 国家七家公司的全液压凿岩设备近 30 个型号 500 多台套,液压凿岩机 1 200 余台。南 京工程机械厂等 5 家企业先后从瑞典阿特拉斯科普柯等公司引进了 11 种液压台车、4 种液压凿岩机的制造技术。然后逐步形成了我国液压凿岩台车的产品系列和研制、使 用格局,这也标志着我国自行研制的全液压凿岩台车真正进入到了实用和成熟的阶段。 在 90 年代中期以后,我国对由电脑导向和全自动控制的凿岩机器人研制也取得了实质 性进展。在隧道凿岩机器人研究方面,北京科技大学于 1993 年完成了钻孔过程计算机 控制寻优的实验室研究。 而中南工业大学早在 1986 年就进行了学习再现式凿岩机器人 的实验室研究工作。近几年又完成了凿岩机器人运动学及动力学模型、孔序规划、车 体定位控制等一系列的研究。 这些成果不但在机构上有了创新,而且形成了有特色的自 成体系的理论研究和设计方法,填补了我国全液压自动化台车研究的空白。1998 年上 半年,凿岩机器人项目获准列入国家“863”计划,并进入实用化和产业化阶段。 1.3 凿岩台车的发展趋势 随着电液比例技术和自动化技术的快速发展和其与凿岩台车的结合,凿岩台车开 始从机械化向自动化、环保化、多样化的方面发展。 1.3.1 凿岩台车的全自动化发展趋势 凿岩台车的全自动化发展趋势是由于液压控制和电子技术的发展和应用的,凿岩 循环已经实现自动化,即自动开孔、防卡钎、自动停机、自动退钎、台车和钻臂自动移 位、定位以及控操作系统等。全自动化的台车也被称为凿岩机器人。这类凿岩机器人 主要用于隧道的开挖,所以又被称为隧道凿岩机器人。挪威、日本、法国、美国、英国、 德国、 芬兰、 瑞典及俄罗斯等国家的多家企业相继参与了全自动化凿岩机的研制工作。 特别是近年来,液压控制技术和计算机技术的发展更是促进了凿岩技术的进步,自 动化凿岩及自动凿岩台车也相继出现,并已达到实用化的程度。 1.3.2 凿岩台车的环保趋势 出于降低噪声和保护操作人员的健康以及改善工作环境的考虑,一般选用液压凿 岩机。 因为液压凿岩机噪声小,而且不会排出油雾和有害气体。 更重要的是与气动凿岩 机相比,液压凿岩机动力消耗少、能量利率高、凿岩效率高、没有排气噪声，这也是它 的诸多优点。 1.3.3 凿岩台车的多样化发展趋势 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 3 目前世界上各大公司液压凿岩台车的钻臂、推进器和操纵系统等主要部件都已实 现标准化和系列化。适用范围广,零件通用率高,可根据用户的不同要求组装成各种型 式的台车,实现了品种的多样化,同时缩短了产品设计周期,产品更新换代快。 国外大型台车有定型和非定型两类。定型台车的工作断面规格、钻臂及其布置、 凿岩机、推进器配套规格,钻臂安装基座构件型式、钻车底盘等均是定型的。当定型钻 车不能适应工程要求(主要是工作断面、 凿岩生产率和臂数不足)时,则采用专门设计的 非定型钻车。它的主要工作部件如钻臂、凿岩机、推进器等与定型钻车是通用的,不同 之处在于根据用户对掘进尺寸、形状、掘进速度等不同的要求选配钻臂数、钻臂在断 面的布置、安装基座构件型式、底盘型式、举升工作平面数量、液压系统等。 1.4 本课题的意义和设计内容 某大型地下金属矿山，为提高劳动生产率，减轻工人劳动强度，保证安全生产， 采用液压凿岩台车进行平巷掘进钻孔。对该液压凿岩台车的基本要求是：结构紧凑、 合理，凿岩效率高，保证工作安全和有良好的劳动条件。 本设计的主要任务： 1）凿岩台车工作机构（包括：支臂及其回转机构、托架及推进器、推进器补偿机 构等）设计； 2）凿岩台车工作机构驱动系统设计； 3）设计计算说明书一份（不少于 1.2 万字，a4 纸打印） ； 4）设计图纸一套（折合不少于 3 张 a0 的图纸） ； 主要设计参数及设计要求如下： 1）巷道断面（高宽） （mm ）:25004000； 形状为拱形； 2）钻孔深度（mm） ：3800； 3）推进行程（mm） ：2000； 4）最大推进力（n） ：2156； 5）凿岩台车外形尺寸（长宽高） （mm） ：450012001500； 6）凿岩机及其配件的重量（n） ：980。 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 4 第 2 章移动式双臂平巷掘进凿岩台车的结构和工作原理 2.1 凿岩台车设计依据 设计台车时，应掌握下列情况，作为设计依据： 1，工作巷道规格（一般指高宽）及断面形状（梯形、拱形）是确定台车 轮廓尺寸、工作尺寸及变幅机构活动范围的依据，也是确定支臂数目的依据； 2，矿山岩石机械物理性质（岩石硬度、岩体节理情况等） ； 3，矿山轨路情况，轨距、轨型及轨路弯道半径等，在有架线电机车运行巷 道，台车还受架线高度的限制； 4，了解采掘工作组织，工作面炮眼布置规范，从而确定每一工作循环中的凿岩工 作时间。炮眼布置、特别是掏槽方式对台车支臂结构形式的选择影响很大； 5，每一掘进循环尺寸及炮眼深度，是设计推进机构的依据。对于坑内设备，要考 虑提升容器的容量和最大提升重量。若不能整机运输时，则各组成机构的最大重量和 尺寸，应不超出提升设备的能力为宜 3。 2.2 台车上安装凿岩机台数确定 台车上安装凿岩机的台数 n 可按下式确定 （台） （2.1） 式中 l 工作面所有炮眼的总深度（毫米） ； z 工作面炮眼的个数（个） ； h 每个炮眼平均深度（毫米） ； t 一个工作循环中，凿岩工序的延续时间（分） ； l 考虑了时间利用系数的单台凿岩机的生产率（毫米/分） 式中 s f sz=7 . 2（个） s 巷道断面面积（） 1045 . 2=s f 岩石系数 f =16 2 .34 10 16 107 . 2=z kl = （毫米/分） tl zh tl l n= 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 5 式中 v 凿岩机的实际凿岩速度（毫米/分） ； k 凿岩机的时间利用系数，k值与推进器行程有关系见表 2.1（岩石 硬度系数1610=f，采用液压支臂，凿岩速度300200=v毫米/分)。 由下表 2.1 可知 表 2.1 凿岩机时间利用系数和推进行程关系 推进行程（mm） 1000 1500 2000 2500 时间利用系数，k 0.5 0.6 0.7 0.8 (资源来源： 矿山机械 ，第 126 页) 取7 . 0=k 取300=v 毫米/分 取320=t 分钟代入（2.1）式 得： 93 . 1 210320 3800 2 . 34 = =n 取2=n (台) 2.3 摆动式支臂的的工作尺寸 平巷凿岩机台车的工作尺寸，对摆动式支臂而言，即为最高水平孔位，最低水平 控制孔位和工作宽度；如图 2.1 所示。 1)最高水平孔位h1， hhhh 3101 +=(mm） (2.2) 图 2.1 摆动支臂工作高度 式中)200100( 1 = h h ,这里)200100(为周边眼孔口至巷道周边的距离（毫 米） ； h3 支臂前端回转中心与钎杆中心线的垂直距离（毫米） ； 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 6 h0 支臂水平摆动轴至巷道底部板的距离（毫米） ； h1 支臂在最大仰角 a1位置时，其长度在巷道高度上的投影（毫米） ； 1 1 sin=l h c （mm） (2-3) lc 支臂的有效长度（毫米） ； a1 支臂的最大仰角（度） ，一般 =6040 1a 。 h0值与台车行走机构类型及巷道高度有关，为减少台车的运输高度，在巷道高度 较小时，取h h 2 1 0 ；当巷道较高时，取h h 2 1 0 = 。这时对于支臂长度已经确定的台 车，可以得到最大的工作高度。 取 mm h 300 3= mm lc 1800= 由任务书可知2500=h )(24001002500100 1 mmh h = alh c11 sin= （一般=6040 1a ） mm alh c 15581157) 2 3 64. 0(1800sin 11 = 取 mm h 1200 1= l h a c 1 1sin = 得： 11 1 1 1200 sin()sin42 1800 c h a l = 根据式 2.2，代入得mm h 900300-12002400 0 = 2)最低水平孔位h2，由图 2.1 可知 )mm( 3402hhhh += （2.4） 式中 h2 最低水平孔位， )(200100 2 毫米= h ； h4 支臂在最大俯角 1位置时，其长度在巷道高度上的投影 （毫米）； 14 sin=l hc 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 7 1 钻臂最大俯角（度）； 对于推进器不能翻转的支臂，在打底眼时如图 2.2 所示，要保证推进器前端不被 巷道底板抬起。 图 2.2 打底眼情况示意图 故应满足 301 5cos 300 cos 3005sin3800sin cos sin 1 3 1 2 1 3 1 2 = = = h l h l 由上式可知 1 3 1 2 cos sin h l （需要设计翻转机构） 式中 l 2 炮眼深度（毫米） ； 1 打底眼时，推进器向下倾斜的角度（度）一般为 510。显然 不能满足上式，所以必须要考虑使用推进器可翻转的机构。 图 2.3 推进器翻转打底眼情况示意图 h3 l2 1 r h3 h0 h2h4 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 8 对于推进器能翻转的支臂，在打底眼时，凿岩机翻转在下面，贴帮情况好。如图 2.3 所示 可得： ）（mm2-hh-h3402rh+= （2.5） alhc 14 sin= （2.6） 式中r 凿岩机中心至推进器回转轴线的距离（毫米） ；因为 h r 3 = 所以得到下式： 11 4 1 900100- 300 sin()sin16.2 1800 c h a l = 2.4 摆动式支臂摆角 2.4.1 支臂的外摆角 台车工作宽度b1 如图 2.4 所示 图中r 支臂在水平面内的回转中心与垂直面内回转的回转中心的垂直距离（毫 米） ； e 推进器水平回转中心（d 点）与支臂对称中心的垂直距离（毫米） ； b 对多支臂台车为最外侧两支臂水平回转中心距（毫米） 。 对单支臂台车0=b； b值与支臂机构及总体布局有关，工作时，应保证支臂不互相干扰。 k 推进器的水平回转中心（d 点）与钎杆中心线的垂直距离（毫米） 。 图 2.4 台车工作宽度计算示意图 r 2 d k c e l 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 9 由图 2.4 可知： )(2 1 kcb b += （mm） a earc 22 cossin+= a lcrr 1 cos+= （2.7） 得： a ealcrc 2 2 cossin)(+= （2.8） 故得 aab elcrb 221 cossin)(2+= （2.9） 式中 )mm(3800)200100(2 1 = b b b 巷道宽度（毫米） ； a2 支臂外摆角（度）； 2 b -)200100( 2 k b c= （2.10） 当支臂钻凿巷道角部炮眼时，在支臂上仰角为a1，外摆角为a2的情况下，其工作 宽度为 kelcrb aab += 221 cossin)(2 （2.11） 由此可知： ce r cer tg a + + = 222 1 2 2 （2.12） 取 e=220mm, r=220mm, b=300mm, k=110mm. 代入（2-7）得： mm1640=c 代入（2-5）得：mm1432=r 代入（2-10）得=23.46 2a 2.4.2 支臂的内摆角 如图 2.5 所示 由图可得以下关系式： 62 )cos(sin)( 2 2 bb ekr aalc =+ 解三角方程得： 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 10 () + + = + 26 - 2 26 2 2 2 1 2 bb ke lcr tg k bb e lcr a （2.13） 将已知的数代入（2.11）得： = 7 . 32 2a 图 2.5 确定支臂内摆角示意图 2.5 推进器的设计 推进器的主要参数有：推进行程、推进力、推进速度和伺服电机的选择。 2.5.1 推进行程计算 由任务书可知炮眼深度 3800mm，推进器行程 2000mm。 而钎杆长度的规格为：0.8, 1.2, 1.4, 1.6, 1.8, 2.4, 2.8 ,3.2 ,4.0, 4.8（m） 。 由图 2.6 可知 推进器装置的总长度。 图 2.6 推进器长度计算示意图 1023 4 b 2 b 6 k c b r 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 11 llll sl 3210 += （2.14） 取钎杆长度为 2.4（m） 上式中 s 推进器行程（毫米） ； l0 凿岩机长度（毫米） ；凿岩机尺寸长、宽、高（650534125） 。 l1 其他附加长度， 如推进马达外露部分、 钢绳- 活塞式推进器的活塞 杆的固定装置和接头的外露部分。 l2 挟钎器长度 l3 顶尖长度，一般为 150200mm 代数据代入（2.14）式得： mml3230= 2.5.2 推进力计算 推进器的推进力p 由凿岩机所要求的最优推力ry， （打上向倾斜炮眼时）凿岩机、 钎杆、 托盘的重力分力agsin， 托盘与滑架的摩擦力fagsin,考虑一定的备用量kb等 四部分组成。 即： )sinsin(fagagp rkyb +=（kg） （2.15） 式中 ry 凿岩机最优轴推力； g 凿岩机（包括托盘、钎杆）质量（公斤） ； a 炮眼最大向上倾斜角（度） ； f 凿岩机托盘与滑架的摩擦系数，钢对钢2 . 0=f； kb 备用系数， 3 . 11 . 1= kb 。 平巷掘进中，因炮眼倾角a很小（37） 。可取 rkyb p= )kg(220 8 . 9 2156 = ry 取 3 . 1= kb 2863 . 1220= rkyb p (kg) 2.5.3 推进器速度 目前凿岩机速度较低（小于 1000 毫米/分） ，多数在 500 毫米/分以下，同事退回凿 岩机的回程速度，以减少辅助时间，最大推进速度vmax为 24 米/分 取 分/300mmv = 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 12 2.6 推进器补偿机构设计 2.6.1 补偿长度设计 对平巷凿岩台车，由于推进器摆角很小。补偿长度lb 则 llb1 )6 . 13 . 1 (= （2.16） 式中l1 支臂变幅产生的最大推程值（毫米） ； l1的值可用图解法或者计算法求得，如图 2.7 所示。 () ()() aalalaaaal ro cc211 1 1 cos1cossc1+=+= () ()()+=7 .32cos-122042cos180042cos11800 1l 708 1=l 708 1=l 代入式（2-14）得： mm lb 1132902= 图 2.7 支臂、滑架变幅推程算示意 2.6.2 补偿力的设计计算 补偿力pb应能克服凿岩机的轴推力， 以及推进器和凿岩机分自重力和凿岩石给予 顶尖反作用力。 即 p p dt b gp+=1sin （2.15） abb a a c b c a a a b 1 0 01b1b1 c1c1 1 1 b b a 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 13 式中gt 推进器（包括凿岩机、钎杆、跑床）的重量（公斤） ； pd 顶尖顶紧岩面的力，取 50100（公斤） ； p 轴推力（公斤） ； 1 推进器的最大仰角（度） 。 ）（1005042sin120286+=pb )kg(466416= 2.7 支臂油缸设计 2.7.1 变幅油缸的设计 变幅油缸的设计就是根据变幅仰角变幅的要求和油缸所承受的负荷，确定油缸的 行程和油缸的直径。 变幅机构各种结构尺寸和铰接点的位置如图 2.8 所示 （1）支臂在水平位置时： = = rr h tg 12 1 1 (一般取 2030) 取=20 l h tg 2 1 = -180=a 图 2.8 变幅机构示意图 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 14 在rabc 中，依余弦定理 bc 为： mmbc766cosb2- cb 22 =+= （2）支臂最大仰角为a1时，油缸长度 bc为： mm abc 966)cos(b2- 1 22 cb =+= （3）支臂最大仰角为a1油缸长度bc mm abc 830)cos(b2- 1 22 cb =+= （4）油缸行程： mms bcbc 200766966 = 2.7.2 油缸推力 支臂油缸在支臂的仰俯角变幅时，只承受推进器、凿岩机和支臂的自身的重量。 当推进器和凿岩机处在最前端，支臂在最大的仰角时，此时的位置为最不利位置，如 图 2.9 图 各力点 a 点取力矩 hfrgrgrgrgm zzqqyyttbba += （2.18） 式中gb 支臂体（包括仰角缸及拉杆）重量（公斤） ； gt 推进器（不包括推进器、托盘及钎杆）重量（公斤） ； gy 凿岩机及托盘重量重量（公斤） ； gq 钎杆重量（公斤） ； rrrrqytb 、 相应重量对 a 点的力臂（厘米） ； fb 支臂油缸推力（公斤） ； hz 支臂油缸推力对 a 点的力臂（厘米） 。 由 0= m a 得 h rgrgrgrg f z qqyyttbb z + = （2.19） 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 15 abcab fz + = sin 35485 .1026083 .3012602 .1645734 .96 553. 0364 372537954420698255237 + = 5 .1882= 图 2.9 变幅油缸受力分析示意图 在 2.9 图中rabc 中 abc ac bac bc = sinsin bc bacac abc = sin sin 553 . 0 1066 6 .131sin789sin sin= = = bc bacac abc 2.7.3 支臂油缸的直径 98. 6 559 . 0 .14. 3 5 .188244 = = kp d fz （cm） 因结构关系取mmd100= 式中 p 油缸工作压力（公斤/厘米） ； k 油缸效率（考虑阻力损失）8 . 09 . 0=k。 r r r b a gtgygq gb f c t y q b 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 16 2.8 回转油缸直径设计（以推进器回转油缸为例） 当推进器回转到 90的并要维持在此位置时，回转油缸受力最大。阻力矩为图示 各重量对 0 点的力矩之和。 rgrgrggmqyqyttbhbhz+ +=)( 2904115577871 .34+= 26946=（kg.mm） 式中： gg bh+ 回转机构和补偿油缸的重量（公斤） ； rbh+ 回转机构和补偿油缸的重量作用力臂（厘米） ； gr 推进装置重量（公斤） ； rr 推进装置重量作用力臂（厘米） ； g qy+ 凿岩机及钎杆重量（公斤） ； rqy+ 凿岩机及钎杆重量作用力臂（厘米） 。 （1）回转力矩 mmzh k = （2.20） k 负荷系数 取 k=1.41.6。 代入（2-17）式得： 4311337724= mh （2）回转油缸推力 )( 2 )( 2 00 = = tg k tg p d m d mzb 4 . 1032 )6 1 . 66(45 269465 . 12 = = tg p （kg） （3）回转油缸直径 15 . 5 5514 . 3 9 . 0 4 . 103444 = = = pk p d （cm） 因为结构关系取mmd80= 2.9 液压平动机构的设计 2.9.1 液压平动的基本原理 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 17 图 2.10 液压自动平动机构原理 图 2.10 表示液压平动机构的工作原理， 支臂油缸将大臂抬起， 使大臂绕 a 点逆时 转动角。在大臂转动的过程中，将后平动油缸 1 的 bc 边伸长，使后平动油缸 1 前腔的由挤到前平动油缸 2（即仰俯角油缸）的前腔，而前平动油缸后腔的油挤到后 平动油缸后腔，将前平动油缸 2 的 cb 边缩短，前平动油缸带动托架 a点相对于支臂 顺时针转动，如果能使=，那么托架在这两位置就平行 2.9.2 油缸行程变化的基本方程 在设计中，取两个油缸急活塞杆直径相等，且令两个平动油缸的安装尺寸（见图 2.10）c cbbc = = ，b caac = = ,将两平动油缸的长度变化绘成图 2.11， 图中：)( a a 点表示支臂（托架）回转中心；bc 和 ba 分别表示后平动油缸和前平动油缸对应的 角度和时的长度， 由 0逆时针转到 180一边表示后平动油缸的长度变化， 由 180 度逆转到 0一边表示前平动油缸的长度变化3。 假设大臂转动角，后平动油缸 c 点转到 c1 点，它是伸长的，伸长量的，伸长 a=bc1-bc；而前平动油缸的 c的点转到 c1点，它是缩短的，缩短量为 cbcba 1 = ,托架转过的角度为c。因为平动两油缸的直径是相等的，所以任 一瞬间都a=a。如果在任一瞬间a=a的情况选，都能使=，那么 任一瞬间托架都是平衡的3。 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 18 图 2.11 油缸运动简图 在rabc 与r cba 中，油缸长度 a(a)和（）有如下的关系： cos2 22 ba cb += （2.21） 22 cos2bb cb += （2.22） 令 m cb =+ 22 pbc =2 则有： cospma= （2.23） cospmb= （2.24） 为上式对式去一阶导数，则函数)(fa = 的变化率为： )sin(2 2 1 sin pm p d da = （2.26） 作函数)(fa =，)( ; f a =及 d da ， d da 的曲线如图 2.11 所示 由图可知，)(fa =和)( ; f a =，是两条完全重合的曲线。只不过当增大时， 是 减少的，反之亦然3。 保持托架平行移动的条件是：a=a = 由图可知，函数)(fa =和)( ; f a =的变化率不是常数（非线性的） ，不能使用曲 线的任意一段为工作段。因此满足平行条件只有两种可能3： 1 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 19 （1）函数曲线)(fa =和)( ; f a =为中心对称，如图 2.12 所示。点 a 为两重合 曲线 a 和 a的对称中心。 根据中心对称的性质， 在点 a 的两侧取增量并令a=a， 则横坐标对应的增量= 。根据曲线中心对称原理设计平动机构，只要找出对称 中心的横坐标g，并在其两侧对称布置两油缸的初始安装角，即可得到a=a时， = 3。 (2)函数曲线a和a为对称轴。如图 2.13 所示。g 为对称轴的横坐标。利用曲线 的轴对称性质，在对称轴两侧a=a时，= 3。 图 2.12 )(fa =及 d da 函数曲线图 图 2.13 )(fa =和)( ; f a =为轴对称图 2.9.3 求对称中心 曲线的对称中心必定是曲线的拐点（但拐点不一定都是对称中心，要判断其拐点 两侧的对称性） 。当曲线中心对称时，在拐点处的二阶导数为零，且二阶导数过拐点时 改变符号，取 a=f（）的二阶导数得： )cos(4 cos cos2 sin )cos( 2 2 2 1 2 2 pm pm p d a p pm d = （2.27） 令 0 2 2 = d a d 代入（2-18）式得： 0 cos 2sin2 cos2= pm p p 解方程得： p pm2m2 cos = （2.28） 将bcpm cb 2, 22 =+= （2-28）式代入得： 毫米 ) ） 1 （2） （1） 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 20 b c = cos 1 c b = cos 2 （2.29） 因为已给定 cb，只能取： b c =cos （2.30） 所以： b c gcos 1 = (g 表示拐点的横坐标） 由图 2.12 可知函数 d 2a/d2 在g点改变符号。由图 2.12 还可知，曲线)(fa = 和)( ; f a =，在=1800范围内只有一个拐点。若g=/2 时，曲线)(fa =在 拐点两侧是中心对称的，但是 c0，所以g/2，及=g 时（当以480=b毫米， 130=c毫米代入时， g =74.6)，曲线不是中心对称。 （1）两油缸初始安装角的确定 当 c/b 值很小时，将近/2，则曲线)(fa =和 )( ; f a =近似中心对称，机构平行误差较小。根据这一原理可设计有误差的液压平动 机构3。 确定 c/b 值，还要考虑油缸和支臂绞点布置和总体结构尺寸等因素。一般取 c/b=0.180.30，相应的g=7972。 为减少平行误差，应选去拐点附近的一段为工作线段。因为拐点附近，曲线两侧 对应点的变化率相差最小，并使掏槽孔（对直线掏槽而言）落在拐点附近3。对于直 角坐标支臂，支臂转角 12 = t ，两油缸对应的初始安装角分别为： 2 21 t g =; （2.31） 2 2 1 t g+ +=; （2.32） 对于极坐标支臂， 只利用其仰角部分， 为避免凿岩死区， 支臂预先向下倾斜约 10 的倾角。则两油缸的安装角应分别为： 2 21 t g =; （2.33） 2 2 1 t gt +=; （2.34） 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 21 2.10 主要零件强度计算 台车工作机构是在多种位置上工作的。在各个位置上工作时，工作机构的受力情 况各有差异，因此，首先要确定对某一零部件受力最不利的位置。如果不能准确地确 定某一位置为计算位置时，应对几个典型位置进行负荷计算，取其最大者作为计算负 荷。 2.10.1 平行拉杆的稳定性计算 当支臂处于最大仰角，凿岩机和推进器在最前方时，拉杆处于受压状态，且油缸 作用力臂最短。如图 2.14 所示。 图 2.14 支臂体受力示意图 求拉杆承受的最大压力 各力对 o 点取力矩： ph rgrgrgmqqyyry += 0 （2.35） 式中 ggg qyt 、及 rrrqyt 、r意义同前； p 仰俯角油缸的推力（公斤） ； h 仰俯角油缸的推力对 o 点的力臂（厘米） 。 aahcos0= a0 曲柄长度（厘米） ； a 支臂最大仰角（度） 。 令 0 0= m 求拉杆所承受的最大压力： 1 cos + = oa p rgrgrgq qyytt a p h o y q grgy gq 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 22 =1463.14(kg) 2.10.2 求临界力 拉杆惯性矩 )( 64 14.3 )( 64 4 .28 .3 444 2 4 1 = dd j 6 . 8=（cm） 注：拉杆最小断面为空心杆，外径 38 毫米，内