毕业设计（论文）-CFG全液压长螺旋钻机液压系统设计.doc

湖南工业大学专科毕业设计（论文）（2011届）专科毕业设计（论文）题 目 名 称：CFG全液压长螺旋钻机 液压系统设计 学 院（部）： 机械工程学院 专 业： 机械设计与制造专业 学 生 姓 名： 班 级： 学号 指导教师姓名： 职称 讲师 最终评定成绩： 2011 年5 月1全套图纸加153893706摘 要近年来，CFG工法长螺旋钻机凭借其效率高，适应性广，施工环保等优势在桩基础领域获得了广泛的应用，成为很有发展潜力的一类桩工机械。但目前国内长螺旋钻机的生产厂家在钻机核心部位动力头均采用三环减速机加两台交流电机。其主要缺点是：钻具转速调节不便；启动扭矩小，对电网冲击大；质量大；难以向大功率发展。由于以上原因，长螺旋钻机的发展还存在很大的空间。本文就试图探讨使用全液压驱动长螺旋钻机的可操作性，分别从动力头液压系统，机身控制液压系统，泵站液压系统以及管路尺寸等方面进行了运动以及动力方面的分析计算，提出了一套液压驱动系统方案。关键词：CFG,长螺旋钻机，液压系统4全套图纸加153893706目录第一章 绪论51.1 长螺旋钻机简介51.2 CFG桩施工工艺简介51.3 两种动力头方案的比较6第二章 系统工况分析72.1 运动分析72.1.1 动力头临界转速的确定72.1.2 钻进速度的计算82.2 动力分析92.2.1 动力头阻力扭矩的计算92.2.2 拔钻力的计算132.2.4 行走缸的动力分析142.2.5 斜撑的动力分析152.2.6 回转装置的动力分析15第三章 液压系统设计183.1 动力头液压系统设计183.1.1 动力头扭矩调节系统设计183.1.2 动力头控制系统设计193.2 机身控制液压系统设计193.2.1 缸类机构液压系统设计193.2.2 回转类液压系统设计243.2.3 多路阀及其附件的说明263.3 泵站液压系统设计273.3.1 动力元件的设计283.3.2 辅助元件的设计303.4 管路尺寸的计算333.4.1 油管内径的计算333.4.2 金属管壁厚的计算343.4.3 软管规格的选择34第四章 液压系统性能的验算364.1 管路系统压力损失的验算364.1.1 沿程压力损失的计算364.1.2 管路局部压力损失的计算374.1.3 阀类元件局部压力损失384.1.4 管路系统压力损失汇总384.2 系统热量平衡验算394.2.1 系统发热功率的计算394.2.2 系统散热功率的计算404.2.3 冷却器的选择41第五章 设计总结42参考文献43致 谢44全套图纸加153893706第一章 绪论471.1长螺旋钻机简介长螺旋钻机主要由桩架与钻进系统两部分组成。桩架主要由力柱、斜撑、起架装置、底盘、行走机构、回转机构、卷扬机构、操纵室、液压系统及电气系统组成。钻进系统主要由动力头、钻具、滑动支架及固定支架 图1-1长螺旋钻机组成。桩架是主体部分主要起固定钻孔执行装置，钻进导向及行走移动，机身调平的功能。钻进系统主要起切土，输土，成孔的功能。钻进时由动力头电动机经过减速驱动输出轴旋转，带动钻具旋转切土。主卷扬经过动滑轮组用钢丝绳拉动力头与钻具组合，通过释放卷扬使动力头钻具组合在自重的作用下向下深入土层中。在两者的共同配合下，最终完成钻孔作业。螺旋钻孔机是钻孔灌注桩施工机械的主要机种，由于其具有连续输土，施工效率高的优点，所以在各种成孔灌注桩施工机械中，它被人们看好。这种机器最早是美国在1940年前后开发成功的，前苏联，德国其后也开始使用。我国的长螺旋钻孔机在20世纪70年代开始起步，但一直发展缓慢，随着我国经济的发展和人们环保意识的提高，最近几年才得到大规模的应用。由于其工作噪音小，对地基的破坏性小，在近几年才的到大规模的应用。由于其工作噪音小，对地基的破性小，在近年逐渐代替过去基础施工经常使用的柴油锤，从而适应大中城市对噪声地下基础的要求；另一方面CFG桩工方法的推广，也是促进长螺旋钻机发展的直接原因。1.2 CFG桩施工工艺简介图1-2CFG桩施工工艺示意图CFG桩工法是水泥，粉煤灰，碎石桩施工方法的英文缩写。使用长螺旋钻机进行这种桩基础的施工的方法一般被称为“长螺旋钻孔压灌超流桩工艺。”该工艺由长螺旋钻机、混泥土泵和强制式搅拌机组成。这种施工方法的要点和过程通常为：用一种大扭矩动力头带动的长螺旋中孔钻杆快速干钻，钻出的土除一部分被挤压输送出地面外其余部分输送到螺旋钻杆叶片上。土在上升时被挤压致密，与钻杆形成一个土柱，土柱与钻孔间隙仅几毫米，从而使钻孔时孔壁的土不至于坍塌。即使在有地下水的地层，因土桩与钻孔间隙小，钻孔速度快，钻孔内渗入积的水很少，因此孔内不会坍塌。在钻至设计标深的时候，就一边泵送超流态砼，一边提钻。砼输送泵通过高压管路与长螺旋钻杆相连，中空的螺旋钻杆用于传输砼在到孔内。钻杆底部的钻头上没有单向阀门，钻至设计深度后停止钻杆回转，把搅好的超流态砼通过泵管以175Kpa的压力压至钻头的底部，此时单向阀门打开，并同时开始提钻，随着钻杆土柱的上升，孔内砼压满，护住孔壁使之不至坍塌，如此完成了一次成桩过程。1.3两种动力头方案的比较电机驱动动力头的最主要缺点就是：钻具转速调节不方便，启动扭矩小，对电网冲击大；质量大；成本高（特别是三环减速机为专利技术产品，价格很高） 液压装置与电气装置相比：在同等体积下能产生更多的动力，在同等的功率下，液压装置的体积小，重量轻，结构紧凑；液压装置工作比较平稳，易于实现快速启动，制动和频繁的换向；能在较大的范围内实现无级调速；易于实现制动化，易于实现过载保护。由于液压传动的优点突出，在各种机械上得到了广泛的应用。如果长螺旋钻机的动力头采用液压驱动，与电机驱动动力头相比具有非常大的优势和潜力： 1液压驱动调速极为方便。 2液压驱动的启动扭矩大。3液压驱动对电网的冲击小。4液压驱动动力头质量轻。5价格相对低廉。6向大功率发展更方便。 基于以上几条关键性的对比，本文认为长螺旋钻机用CFG工法液压驱动动力头具有非常突出的实用意义和市场竞争优势。要想继续在激烈的市场竞争中生存发展，研究开发液压驱动动力头的工作势在必行。 第二章 系统工况分析 2.1运动分析2.1.1动力头临界转速的确定在钻进过程中，刀刃切削的土块沿着螺旋叶片向上滑动，同时由于螺旋钻的高速旋转，在离心力的作用下，土块在上升的同时又被甩到孔壁，并于孔壁发生摩擦，当螺旋钻杆的转速达到一定值时，这个摩擦力阻碍了土块颗粒随螺旋叶片一起转动，从而使土块相对于螺旋叶片向上运动，从而达到向上输土的目的。为便于计算，简化土块受力模型如图3-1所示： 图2-1 简化土块受力分析图图中N为叶片对土块的支撑；F1为土块与孔壁之间的摩擦力；F2为土块与叶片之间的摩擦合力；F3为土块沿孔壁旋转运动的离心力； F2可以表示如下：F2=K+fN其中，K为粘着系数； 为土块和叶片之间的摩擦系数； N为螺旋叶片对土块的压力。对于沙土，摩擦力是主要的，K可以忽略不计，则F2=fN，而对于滚动状态1= 0.20.36，对于滑动状态2=0.30.15，对于粘土，K=（611）KN/M。F3可表示如下： F3=r(R-r)/g其中G为土块的重力r为土块沿孔壁旋转的角速度；R为孔壁的半经；r为土块的滚动半径；g为重力加速度。F1可以表示如下： F1= 3F3= 3r(R-r)/g其中：3是土块相对于孔壁的滚动摩擦系数，经测定，沙土3=0.39；红土3=0.72；黏土3=0.52。而受力分析可知应有：F2=cos+Nsin= F1N=Gcos+3r(R-r)sin/g其中为螺旋叶片的螺旋角。即应有：F2=K+ 1Gcos+3r(R-r) sin/g所以 而对于干性松土，可不考虑粘性系数和土块半径，所以上式可改写为： 取g=9.8N/kg, =14.111,R=500mm,为安全起见，各参数均取较大的安全余量，计算中将土块沿螺旋叶片的运动视为滚动，取=0.2，而3则按照我国南方常见红土参数选取，取3=0.72。所以，代入数据得r=1.08rad/s 合10.34r/min。因此，当钻杆转速r时,有效摩擦力就足以阻止土块随螺旋叶片一起旋转,进而实现土块的自动上升,由于计算中采用了较大的安全余量,因此,即使实际转速略小于也能实现的排土.2.1.2钻进速度的计算钻孔过程,就是将所需钻孔直径同样大小的钻杆插入基础,同样利用螺旋叶片之间的空间将切削掉的土块排出的过程.下面首先,不考虑土块与叶片、孔壁间摩擦，土壤密度变化等因素的影响，仅从体积上计算钻杆旋转一周下钻的最大理论长度；设单位螺距叶片间空间体积为N,为单位螺距，叶片占芯管外围空间的体积比例，M为钻杆旋转一周需要排土的总体积，随着孔的钻进，它被分为两个部分，一部分存在螺旋叶片间的空间，体积为N,另一部分排除地表，其体积为U。则应有： M=N+U M=1.2/4 , N=(1.2-0.325)(1-)/4 , U=(1.2-0.325)(1-)(S-)/4,=12/600cos=12/600cos14.111= 2.06 S为钻杆螺距为600 mm。所以 =537.3 mm 即在不考虑土块叶片、孔壁间的摩擦、土密度变化时，钻杆每旋转一周，最多钻进537.3 mm，而实际情况是摩擦客观存在，因此，当钻杆每转一周的钻进速度超过537.3 mm时必然会发生“堵钻”而不得不提钻清理。为了防止“堵钻”，提高工作效率，工程实践中采用慢速钻进的措施，使叶片间土屑占叶片间总空间的比例不超过0.35，因此，实际钻进速度不得超过0.35，即每钻杆每转一转的钻进深度不得超过188 mm，由设计要求知，钻杆转速范围为714/min,计算中钻杆的转速按正常钻进时的12r/min计，所以钻进的速度以2.256mm为宜。2.2动力分析2.2.1 动力头阻力扭矩的计算 动力头的扭矩主要用来克服钻杆在钻进过程中受到的孔壁、孔底的阻力以及输送钻屑，下面对三方面的阻力分别计算如下： 2.2.1.1、孔壁处阻力扭矩由设计要求，钻杆转速范围为714r/min,随着钻进深度的增加，钻杆转速逐渐减少，当钻杆转速小于临界转速10.34 r/min时，外层土壤的离心力而产生的有效摩擦力不足以克服各种阻力而将钻屑土块输出，钻屑土块将在螺旋叶片上堆积，叶片上土块的堆积后逐渐与孔壁接触，可以近似看作一个90斜坡与一个墙面接触。这个由钻屑土块形成的斜坡显然已经超过其极限坡度，土体丧失稳定，将发生滑坡或坍塌，由孔壁支撑住，在孔壁与土体之间产生主动力压力，我们可用朗金土压力理论来计算。 一个螺距沿圆周方向单位挡土墙长的朗金土压力： Ez=1/2gK0S=1.905KN/m其中K0为正常固结粘土的静止侧压力系数，一般在0.50.7范围内，计算中取0.6；为土块的密度，对于一般粘性土=(1.82.0)10kg/m; 砂土=（1.62.0）10kg/m; 腐值土=（1.51.7）10kg/m; 计算中取=1.810kg/m; S为螺旋钻的螺距，为600mm.则用于钻杆圆周上的孔壁摩擦力合力为：z=2R2Ez/S m=23.145951.9050.2530600=88.98KN 其中R2为钻杆的半径为595；L为钻杆的总长度为30；m 是携带土块的钻杆相对于孔壁的滑动摩擦系数，经测定，一般取0.150.35，粘土取最小值，沙土取大值，计算中按0.25计。因此克服孔壁摩擦所需要的转矩为T1=F2R2=2R2Ez/S mR2=23.145951.9050.2530600595=54.65KNm 2.2.1.2、孔底处阻力扭矩 钻头切土阻力可按下式计算： P0=P1+fyP2 式中P0刀刃单位长度的阻力； P1刀刃单位长度的切削阻力； P2钻具在刀刃单位长度上产生的压力； Fy钻头与土壤的滑动摩擦系数； 其中P=Kpv/c； P2=Q/2R2=29.75/20.595=25kN 各参数的意义及选取方法如下： 钻进速度；取推荐钻进速度2577/min，合0.04295m/s。 c钻杆转速；取正常钻进转速12r/min，合1.2566rad/s。 Kp 切削比阻力，其选取方法如下：表2-1切削比阻力K的取值土壤等级K5080100150200260400表2-2土壤等级划分沙，轻软质土，轻和中等温度的松散质土，种植土粘质土，中细沙，松散软粘土密实粘土质，中等粘土，重湿度或松散粘土，软泥炭含随石或卵石的粘土质，重的或很重的湿粘土，有少量杂质的石砾堆积物计算中按等级土壤性质来选取K，为安全起见取K=200KPa Q钻具轴向压力，其选取方法如下：对于轴向压力Q的取值，由于在钻直孔时，钻具的重力往往大于所需轴向压力，帮经常要采用减压钻进的方法。值应表示为能使钻刃具刃压入孔底土层的最小男向压力，值的大小取决于的抗压强度、钻刃的磨损程度及钻具和输土阻力等因素，整个过和，值是变化的，需要由过给机构来控制。一般计算可近似地用下式来出：（3050）R2 KN 其孔径大进取大值，此处计算应取大值，所以500.595 KN29.75KN通过以上分析，各参数的选取工作基本完成，为便于计算及后续计算查询现将上述各参数用计算结果汇总如下：表2-3动力阻力矩计算参数汇总KpcQyP1P2P02000.04291.256629.750.46.842516.84kPam/srad/skNkN/mkN/mkN/m所以，可以求出钻头切土的阻力扭矩为： T2=P02R2(R1+R2)/2 =16.8420.595（0.165+0.595）/2 =7.42 kN/m2.2.1.3、输出阻力扭矩为了便于计算，我们将螺旋叶片模型简化为一斜面，而钻杆的钻进近似看成该斜面一边向下运动，一边向前运动。向下运动的速度为钻杆的钻进速度=0.04295m/s,向前运动的速度按螺旋叶片中间部位在推荐转速时的速度计。为0=（R1+R2）/2=0.484,所以由速度合成可知，斜面的实际运动速度与水平面存在一定的夹角。设此夹角为，则应有： =arctan(/0)=5.071 所以斜面上的土块受到的下层土块的作用力方向与水平面的夹角也为,且与斜面运动方向相反，如图3-2所示。 图2-2 土块在螺旋叶片上的受力分析 由受力分析可知：F1=Fcos; F2=Fsin; F3=Fsin(-); F4=Fcos(-);其中F1与（R1+R2）/2的乘积即为输土的阻力扭矩； F4为输出的有效动力；而F2、F3因钻屑土块的松散性特征，在计算模型中无实际意义。考虑到土层分布的复杂性，以及转速的波动对钻屑输出的影响，为安全起见，叶片间钻屑土块的体积按叶片间总空间的0.35计，所以当钻杆全部钻进土层中时，叶片间土屑的总体积应为：V=(1.2-0.325)L(1-)0.35m/4=10.55m其中L为钻杆总长，值为30m；为单位螺距，叶片占芯管外围空间的体积比例，值为2.06，钻屑土块的密度按=1.810kg/m计，所以其总质量m应为18864kg。为减少设计难度，将土块在螺旋叶片上的受力模型简化，简化后模型如3-3所示： 图2-3 土块受力简化模型则应有 F4= F5+F6+其中F5=Gsin为土块重力沿螺旋叶片的下滑分量，为45.97kN G为土块的总重力为184.87 kN 为土块受到叶片的摩擦力53.8 kN m为土块与叶片之间的摩擦系数，取0.3 N=Gcos为土块对叶片的正压力为179.32 kNF6=KS0为土块对叶片的粘附力56.75kN K为土块对叶片的粘附系数，取7 kN/m S0为叶片对土块的接触面积约为32.43 m 为土层中粘土所占的比例为0.20.45，取0.25所以F4为156.52 kN， F=F4/cos(-)=158.4KN F1=Fcos=153.62KN 所以，输出阻力扭矩T3为： T3=F1(R1+R2)/2=58.38KNm 综上所述，动力头所要克服的总扭矩T0应为：T0+T1+T2+T3=54.65+7.62+58.38=120.65kNm)2.2.2拔钻力的计算拔钻的主要阻力有叶片间钻屑土块重力、大气负压力、钻具自重、拔钻摩擦力。现将上述个阻力分别计算如下：A、叶片间钻屑土块重力考虑到工程实际的复杂性，计算中为安全起见，按钻屑土块体积占叶片总空间的0.35计。由钻杆的结构参数知：叶片间空间的总体积为 V0=(1.2 -0.325 )/4L(1-)m=30.78m钻屑土块的密度按=1.810kg/m计，则拔钻时叶片间土块质量应为：m=0.35V0=0.3530.781.810=19.391t所以其重力为187.44 kNB、大气负压力拔钻时，在不考虑动力头旋转对大气负压的削弱的情况下，大气负压应为： F7=PA=114.23 kN 其中，P为标准大气压，值为0.101Mpa A=D/4为桩孔的截面积，即大气压的有效作用面积，值为1.13m C、钻具自重钻具的自重主要包括动力头的重量、钻杆的重量两部分，其中动力头的重量约为7吨，钻杆的重量包括芯管、叶片两部分，现计算如下：D、芯管的重量：经过机械设计手册的查询知：33015型钢管的理论重量值为114.67kg/m 所以整个芯管的重量应为114.67309.8=33.71kNE、叶片重量：由输出阻力扭矩计算中数据知：叶片的总面积 S0 约为52.6 m，且叶片的厚度为12mm，所以叶片的体积应为0.631m，其密度按7.910kg/m计，则其重量约为0.6317.9109.8=48.85 kN所以钻杆的总重量为82.56kN,钻具的总自重为151.2kN拔钻摩擦力由动力头扭矩校核的相关计算知：拔钻摩擦力 Fz=2R2EzLm/S=108.57kN其中EZ=1/2gk0S=1.905kN/m所以，综上所述，所需总的理论拔钻里为558.8kN。但由于大气负压力可通过拔钻时钻杆的旋转基本消除,FZ 也可因此而减弱，故实际所需的拔钻力只需约为444.6 kN。2.2.3.支腿缸的动力分析 由于支腿液压缸在起柱和拔钻过程中，由于单向液压锁的作用，均处于单向锁定状态，只有在机身行走过程中，支腿的支撑力由系统的压力来调节，因此计算中应以系统移动时的受力情况来选择支腿液压缸。现将行走机构收起时，前后支腿的静态受力分析如下：图2-4 支腿缸受力分析模型其中G1为机身的重力，为195.5KNG2为行走机构的重力，为80KNG3为配重的重力，为60KNG4为斜撑的重力，为27KNG5为起柱架的重力，为15KNG6为立柱及其附件（含额头，动力头，钻杆）的重力，位39.8KN。由后支腿的转矩平衡知：G1（9300-6174）+G2（9300-3065）-G32200+（G4+G5）5032.5+G6（9300+300）=F1（1062+9300）所以，前支腿的支撑力为F1=297.8KN，每个前支腿缸的力应为148.9KN由前支腿的受力平衡知：G61065+G2（3065+1065）+G1（9300-6174+1065）+G3（2200+9300+1065）+（G4+G5）（9300-5032.5+1065）=F2（1065+9300）所以，后支腿的支撑力为218.4KN，每个后支腿缸的力应为109.2KN考虑到启动加速时的惯性载荷作用，为简化计算取较大的安全系数1.4，所以各缸应承受的力分别为前支腿缸208.5KN，后支腿缸152.9KN。2.2.4行走缸的动力分析机器在行走过程中，行走缸需要克服除行走机构外整个机器重力产生的摩擦力，以及运动时的惯性力。由支腿缸中数据知：除行走机构外螺旋钻其余部分重力约为484.7KN，合45.8T。A 摩擦力的计算由于行走机构采用7218C型角接触球轴承，滚动摩擦系数约为0.005，行走车轮与钢轨之间的滚动摩擦系数为0.05，所以行走机构总的摩擦系数为0.055，运动时的摩擦力F=26.66KN。B 惯性力的计算对于一般的行走机构，在启动和制动时加速度不可过大一般取a=0.51.5m/s,而对于小型机械取大值，重型机械取小值，在计算中取0.8m/ s。所以，启动或制动时的惯性力Fa=ma=36.64kN所以，在启动时液压缸要施加的力约为63.3kN,制动时由于换向阀的作用使液压缸琐定，并常通过缓冲机构来防止刚性冲击的发生，此时的液压缸压力非系统提供，故再次不再叙述。 2.2.5斜撑的动力分析根据设计要求，在起柱时，当立柱斜与水平面成81角时，需通过斜撑缸的伸缩来完成起柱的后续工作，由于在立柱与水平面成81角时，斜撑的总长度为27019mm,当起柱完成后斜撑的总长度为25709mm,所以液压缸活塞行程至少为27019-25709=1310mm,而斜撑缸承受的力最大的时候是当立柱与水平面成81角时，下面将此时的受力情况分析如下： 图2-5斜撑受力分析图 其中 G7 为立柱与鹅头的总重力为93.58kN F7 为斜撑对立柱的拉力； 解三角形知：=20 由关于立柱下铰支点的力矩平衡知：F724000sin=G717250cos81 所以，F7 =30.764KN 2.2.6回转装置的动力分析 液压回转在工作的过程中所要克服的阻力扭矩主要有回转支撑摩擦阻力矩和启动、制动惯性力矩，由于启动过程中液压回转所要克服的阻力较大，在此仅对回转支撑为是QW1600.50 型单排球式回转支撑。由样本资料知其滚道中心直径为1600， 因其载荷类型为轴向载荷，经查机械设计手册知其滚动摩擦系数应为0.005,所以其滚动摩擦阻力转矩 M1=NRh=1.8KNm。一、回转支撑摩擦阻力转矩 经查机械设计手册知其滚动摩擦系数f应为0.005所以其滚动摩擦阻力转矩M1=NfRh=1.8kNm二、启动制动惯性矩、转动惯量的近似计算 图2-6 机身个部分转动惯量计算示意图为便于计算，我们把螺旋钻机的各部分进行简化，将机身、邪撑、起柱架看作杆件，将配重、立柱及其附件（包括动力头、钻杆）看作质点，如图3-6所示。所以，各部分相对于回转支撑中心的转动惯量分别为a：a. 机身的转动惯量J1 、由于机身的重心与回转中心不重合，所以机身的转动惯量 可表示如下：J1=G1/g（r+/12） =195.5/9.8（6174-3650）/1000+（2200+9300+1065）/1000/12 =455.28Tmb.斜撑的转动惯量J4=G4/gr+(2200+9300+1065)/1000 /12=(9300-5032.5-3065)/1000+25.709sin(90-68.8)/12 =23.83Tmc.起柱架的转动惯量 图3-6机身回转装置的受J5=G5/gr+(sin68.8) /12 =15/9.8(9300-5032.5-3065)/10 +(10.018sin68.8) /12 =13.34Tm d立柱及其附件的转动惯量：J6= G3/gr=151.2/9.8（3650+300/）1000=240.72 Tme 配重的转动惯量： J=G3/gr=60/9.8（9300-3065+2200）/100=435.6Tm所以综上所述，整个螺旋钻机在绕回转中心转动时的转动惯量J=J1+J3+J4+J5+J6=1168.77Tm（2）启动角加速度的确定根据设计要求，机身回转的转速范围为00.5r/min，为满足设备应的平稳性，与快速性的双重要求，按0.6s加速到机身正常转动的0.3r/min来计算机身的角加速度.可知的理论值为： =0.32/600.6=0.523（rad/s）（3）由上述转动惯量与角加速度的确定可知，机身启动的惯性力矩应为： M1=J=0.5231168.77=61.2（KNm） 综上所述，回转在启动阶段所受到的阻力扭矩约为63 KNm 第三章 液压系统设计3.1 动力头液压系统设计为适应市场上工程机械节能的趋势，且满足工程实践中不同地层条件对动力头转矩大小的不同要求，在设计中采用多档动力驱动，即在钻进阻力较小时采用两个主液压传动装置驱动，随着转进深度的增加或遇到阻力大小的施工情况时，根据需要依次启动另外两个辅助液压传动装置，进行小转速大扭矩低速钻进，另外为实现动力头的开、停以及转向，还需要根据动力头系统的大流量特点设计专门的，大流量转向控制系统，因此动力头液压系统设计分扭矩调节系统与方向控制系统两部分进行。3.1.1 动力头扭矩调节系统设计3.1.1.1 方案分析根据设计要求，动力头控制系统主要完成控制动力头开始，正反向转动和过载溢流的功能。由于动力头液压系统属于中、高压大流量系统，普通换向阀、溢流阀的通流量均无法满足系统通流量的要求 ，而无法正常实现对动力头控制，为此设计中采用插装阀集成块来实现上述功能。与普通换向阀相比采用插装阀集成块有如下优点：同流面积大，内阻小，适宜大流量工作；阀芯动作灵敏，响应快；阀口采用锥面密封，泄露小；结构简单，工作可靠，标准化小程度高；便于液压系统集成化，减少了管道联接件及由管道引起得泄露噪声等故障，对于压大流量系统，集成化处理可以明显减少系统尺寸和重量。 由上述功能分析可知，插装阀集成块主要实现大流量三位四通换向阀以及大流量溢流阀得双重功能，通过理论分析可知，其液压原理如图4-2所示：图3-1 动力头控制系统原理图3.1.1.2 液压元件的选定 （1）插装阀的选定这种阀不仅能满足常用液压控制阀的各种动作要求，与普通液压阀相比，具有体积小、重量轻、功率损失小、动作速度快和易于集成等优点，特别适用于高压大流量液压系统的调节和控制。(2)快换接头的选定当管路中的某处需要经常拆装时，可以采用快换接头，根据设计要求选择不带单向阀的快换接头。3.1.2动力头控制系统设计 3.1.2.1 方案分析根据设计要求，动力头控制系统主要完成控制动力头开始，正反向转动和过载溢流的功能。由于动力头液压系统属于中、高压大流量系统，普通换向阀、溢流阀的通流量均无法满足系统通流量的要求 ，而无法正常实现对动力头控制，为此设计中采用插装阀集成块来实现上述功能。与普通换向阀相比采用插装阀集成块有如下优点：同流面积大，内阻小，适宜大流量工作；阀芯动作灵敏，响应快；阀口采用锥面密封，泄露小；结构简单，工作可靠，标准化小程度高；便于液压系统集成化，减少了管道联接件及由管道引起得泄露噪声等故障，对于压大流量系统，集成化处理可以明显减少系统尺寸和重量。由上述功能分析可知，插装阀集成块主要实现大流量三位四通换向阀以及大流量溢流阀得双重功能，通过理论分析可知，其液压原理如图4-2所示：3.1.2.2液压元件的选定（1） 插装阀的选定这种阀不仅能满足常用液压控制阀的各种动作要求，与普通液压阀相比，具有体积小、重量轻、功率损失小、动作速度快和易于集成等优点，特别适用于高压大流量液压系统的调节和控制。(2) 快换接头的选定当管路中的某处需要经常拆装时，可以采用快换接头，根据设计要求选择不带单向阀的快换接头3.2 机身控制液压系统设计3.2.1 缸类机构液压系统设计由设计的功能要求知：系统中缸类液压系统主要有支腿液压缸系统、行走缸液压系统、斜撑缸液压系统，为使产品具有较强的市场适用能力，便于零部件的修配，设计中采用常用工程液压缸。原理说明：换向阀1、2、3、4分别控制左右4个支腿液压缸，当换向阀处于中位时，4回路均不工作，液控单向阀保持压力，是支腿缸均处于静止状态，当换向阀上位工作时，压力油通过换向阀与4回路左侧的液控单向阀进入各液压缸无杆腔推动活塞杆伸出，进而推动支腿向前运动，此时液控单向阀可将多余的油液排除至油箱，当换向阀下位工作时，活塞杆向左退回，液压缸左腔排油量骤然增大，在支腿缸活塞退回时，控制压力油将液控单向阀打开，便可以顺利的将名称型号主要参数件数液压传动装置HY4-4000D31H总排量额定扭矩转速范围效率44015mL/r8051Nm0-80r/min0.9-0.91顺序阀X1-F6/16D-P1/P-1最高压力推荐流量调压范围420MPa10820Mpa液控单向阀WH16-50/6A额定压力额定流量控制压力范围125Mpa3001.225MPa左腔油液排除。 32支腿液压缸系统图3.2.1.1液压缸主要尺寸的确定液压缸设计中，常初步取回油压力p2=0，这时式子可以简化为经查液压设计手册，D为180mm表3-1 动力头扭矩自动调节系统所需元件清单b.缸的长度：由于行走机构下表面上下0.5mm左右的空间内运动，考虑到因地面不平而进行机身调平的需要，将活塞杆的最大行程定为1200mm。c.直径得确定：由于活塞杆得受力较为复杂，为安全起见选用加大直径得活塞杆，前支腿缸货代感直径选为125mm，后支腿缸活塞杆直径选为115mm。B. 单向液压锁得选择液控单向阀在系统中主要起单向锁定的作用，用于各支腿缸在伸出时得需求流量均不过100L/min,因此为提高各部件得互换性，四个支腿均选用通流量为100L/min，因此为提高各部件得互换性，四个支腿均选用通流量为100L/min的DFY-L20H1-Y1型液控单向阀。表3-2支腿缸液压系统所需元件清单名称型号主要参数件数前支腿缸160/1251200活塞直径/mm活塞杆直径/mm最大行程/mm16012512002后支腿缸140/1151200活塞直径活塞杆直径最大行程2140mm115mm1200mm液控单向阀DFY-L20H1-Y1公称流量(L/min)控制压力(MPa)压力损失（Mpa）4100大于1.6正：0.04；反0.43.2.1.2行走机构液压系统设计（1）原理说明换向阀5、6分别控制左、右两个行走缸，当换向阀处于中位时两回路均不工作，液压缸均处于静止状态；当换向阀上位工作时，压力油通过换向阀与两回路左侧单向顺序阀进入各液压缸无杆腔，同时通过控制油路打开回路右侧的单向顺序阀，推动活塞杆伸出，进而推动机身向前运动，为防止停车或反向过程中产生单缸琐定或超压，设计中将两阀的中位机能由以前机型的O型改为Y型；在机身行走需把各液压缸复位或要反向运动时，将换向阀调至下位工作，压力油进入各液压缸的有杆腔，从而实现行走缸得复位。单向顺序阀得引入可以有效防止行走缸失速的发生。如右图所示： 3-3行走机构液压原理图（2） 单向锁定及超压现象的说明 改进前进走缸液压系统及结构原理如图4-4所示，3-4单缸锁定及超压现象说明 由于换向阀均采用O型中位机能，当换向阀5、6换向不一致时，在换向时间间隔内，将会有一缸受力产生运动，而另一缸因换向阀在O型中位，而被锁定。而由此产生的位移除小部分通过两船相对与地面得滑动消除外，其余大部分均由机身得变形承担，这将会在机身连接件、焊缝处产生加大的变形应力，而反复的变形承担，这将会在机身连接件、焊缝处产生加大的变形应力，而反复得变形积累到一定程度，势必造成疲劳破坏。另外，由于机身惯性较大，在停车瞬间，行走缸将会有一端吸空，另一端则因无法顺利排油而产生超压。（3）液压元件的选定A液压缸的选定a.缸径的确定：由行走钢的受力分析知：在行走启动过程中平均每缸要施加的力为31.65KN，由于行走缸受到的力较小，计算中系统的 压力选用较小值3Mpa。所以两缸缸径的理论值应为115.9mm。由常见液压缸的技术规格，选两行走的缸径为125mm，较理论值大，更有利于提高机身运动的平稳性。b. 活塞行程的确定：由设计要求知：机身的行走步长为1100mm，因此活塞杆的最大行程相应取为1100mm,c.活塞杆直径的确定：活塞杆的受力较小，因此活塞杆直径不太大，取推荐值中的中间值70mm即可。B.单向顺序阀的选定为便于油路的顺利回流，选用的单向顺序阀应有较大的通流量，且为了充分吸收因超压产生的能量，选用调压范围较大的XL63型单向顺序阀。表3-4行走系统所需元件清单名称型号主要参数件数行走缸125/701100活塞直径活塞杆直径最大行程2125mm70mm1100mm单项顺序阀XL-63最高使用力推荐流量调压范围420Mpa63mL/min0.56.3MPa3.2.1.3 斜撑液压系统设计（1）原理说明图3-5 斜撑液压系统原理图当换向阀7、8上位工作时，两双向液压锁右侧液控单向阀打开从而使两斜撑缸有杆腔油液回流至油箱，实现活塞杆的伸出动作以便将活塞杆与铰座铰接；当换向阀7、8的下位工作时，两双向液压锁左侧液控单向阀 打开从而使两斜撑缸无杆腔油液回流至油箱，实现活塞杆的缩进动作，进而拉动立柱完成后续起柱工作；立柱工作完成后换向阀7、8回复中位工作，并通过双向液压锁将两斜撑锁定从而保持立柱与机身主体的相对位置不变，进而保证立柱在钻进过程中始终处于竖立状态。 在以往的设计中，换向阀均采用的是O型中位机能三位四通换向阀，在换向至中位时由于单向阀的控制油路被封闭，而不能实现立即关闭，直到换向阀内泄后才能使液控单向阀关闭，进而实现液压缸的双向锁定，其锁定精度低。为保证双向液压锁可靠地锁紧，将换向阀的中位机能改为Y型，这样换向阀处于中位时，液压锁的控制油路均与油箱相连，液控单向阀能够在换向阀换向瞬间实现立即关闭，从而实现双向液压锁的高精度锁紧。(2)液压远件的选定A斜撑缸的选用 a. 缸径的确定：由斜撑缸的受力分析知：在起柱过程中平均没刚要施加的力为15.41kN,由于斜撑受到的力较小，计算中系统的压力选用较小值3Mpa。所以两缸缸径的理论值应为115.9mm。由常见液压缸的技术规格，选两行走的缸径为125mm，更有利于提高机身运动的平稳性。 b. 活塞行程的确定：由设计要求知：机身行走步长为1100mm，因此活塞杆的最大行程应取为1100mm。c. 活塞杆直径的确定：由于活塞杆的受力较小，因此活塞杆直径不必太大，取推荐的值中的中间值70mm即可。B. 液压锁的选定 因为起柱过程要求斜撑缸的缩进速度不能很大，斜撑缸的流量应控制在10L/min,因此双向液压锁的额定流量可选择较小，通流量为25L/min的SO-E6L型双向液压锁即可满足要求。表3-5斜撑缸系统所需元件清单名称型号主要参数件数斜撑缸125/90/1400活塞直径活塞杆直径最大行程2125mm90mm1400mm双向液压锁SO-E6L额定流量额定压力225mL/min16Mpa3.2.2回转类液压系统设计 由设计的功能要求知系统中主要有机身回转装置和液压卷扬两个回转类液压系统，下面根据功能要求对两个系统分别进行设计。机身回转液压系统设计 原理说明 在Y型换向阀中位工作时，回转的A、B油路均与油箱相连，此时制动装置复位将液压传动装置锁紧，防止因液压泄露等原因造成的回转停车不稳定现象发生；当换向阀9上位工作时，A路接压力油，B路接油箱，在压力的作用下，梭阀的钢球右移从而制动油路与压力油相连，进而使制动装置开启，而右边的单向顺序阀因外控口有压力而开启，从而使回路畅通，此外单向顺序阀还起到防止回转失速的作用，当回转因机身不平而导致失速时，液压马达相当于一液压泵，此时A口无压力，单向顺序阀将产生较大背压，而防止失速的发生；当换向阀9下位工作时，A接油箱，B接压力油，其工作情况与上位工作时相似。而两溢流阀主要是为吸收刹车时液压油的能量，防止液压回转装置产生无油可吸而吸空，另一侧液压油无处可排而超压。 图3-6 回转液压系统原理图 （1） 液压元件的选定由机身回转力学分析知：回转在启动阶段所受到的阻力扭矩约为63KNm,而液压回转装置与回转支撑之间的传动比为10，且齿轮的传动效率约为0.95，所以液压回转装置应提供的扭矩应大于6.63kNm，经查常用液压回转装置参数知HYH4A系列的参数较为合适，而为满足节能要求额定扭矩为8kNm的HYH4A-8000D120221H型液压回转装置即可满足动力要求，并有一定的裕度。表3-6 机身回转液压系统所需元件清单名称型号主要参数件数液压回转装置HYH4A-8000D120221H扭矩转速范围额定压力总排量18000Nm0-58r/min20MPa3267mL/r二、卷扬的液压系统设计（1）原理说明在Y型卷扬换向阀中位工作时，卷扬的A、B油路均与油箱相连，此时制动装置复位将液压传动装置锁紧，防止因液压泄露等原因造成的卷扬停车不稳想象发生；当卷扬换向阀上位工作时，A路接压力油，B路接油箱，在压力的作用下，梭阀得钢球右移从而制动油路与压力油相连，进而使制动装置开启，从而实现回转装置的顺利回流，此外单向顺序阀还起到防止卷扬失速的作用，当失速发生时，卷扬马达相当于一泵，此时A口为低压，单向顺序阀外控口无压力，而产生较大的回油背压；当卷扬换向阀下位工作时，A接油箱，B接压力油，在压力的作用下梭阀的钢球左移，从而也使制动油路与压力油相连，进而使制动装置开启，实现卷扬的反方向转动，而带动负载做功。 图3-7 卷扬液压系统原理湖南工业大学专科毕业设计（论文）（2）液压元件的选定 由拔钻力的计算知，实际所需得拔钻力只需约为444.6kN，又因为卷扬通过一由四个动滑轮和四个定滑轮得滑轮组（8根钢丝绳）进行增力拔钻，有考虑到滑轮