TR280型旋挖钻机液压系统设计【含CAD图纸+文档】
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TR280
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摘要本次毕业论文设计结合国内外旋挖钻机发展现状，综合运用所学专业理论知识深入研究TR280型旋挖钻机的工况特点，建立力学模型，分析各执行机构的负载。对TR280型旋挖钻机的钻进工况、主卷扬机构工况、变幅机构工况、上车回转机构工况、下车行走工况均进行了具体分析，根据各执行机构工况要求对各执行机构液压回路原理功能设计分析。结合已有旋挖钻机一般设计经验，对TR280型旋挖钻机液压系统主要参数设计计算，设计TR280型旋挖钻机液压系统，并依此为基础探索大型旋挖钻机液压系统设计研究方法。通过本次毕业论文设计，对旋挖钻机的液压系统有了深入分析理解，对液压传动与控制专业理论知识综合运用有了扎实提高，为今后的工作学习奠定了良好的基础。关键词：旋挖钻机；液压；设计；工况分析；参数计算AbstractThis graduation design combines with development present situation of rotary drilling rig at home and abroad, the comprehensive use of the learning condition of knowledge in-depth study of TR280 type rotary drilling rig of professional theory, establish the mechanical model, analysis the load of each actuator. Type TR280 rotary drilling rig drilling condition, main hoisting mechanism, luffing mechanism, on the condition of working conditions, rotary mechanism off walking conditions were analyzed, based on the principle of hydraulic actuator loop design requirements of each actuator condition analysis. Combining with the existing rotary drilling rig design experience, design and calculation of the main parameters of hydraulic system of drilling rig digging on TR280 type rotary, the design of TR280 type rotary drilling rig hydraulic system, and then on the basis of large rotary drilling rig hydraulic system design methodology.Through this graduation design, hydraulic system of rotary drilling rig is analyzed deeply understanding of hydraulic transmission and control, comprehensive use of a professional theoretical knowledge and improve, has laid a good foundation for the future work of learning.Key words: The rotating drill ；Hydraulic ；Design；Working condition analysis；Parameter calculation目录前言11 国内外旋挖钻机发展状况及前景31.1 国外旋挖钻机发展状况31.2 国内旋挖钻机发展状况52 旋挖钻机结构组成与工作原理研究72.1 旋挖钻机主要结构整机布置72.1.1 行走装置72.1.2 回转平台82.1.3 变幅装置82.1.4 卷扬机构82.1.5 工作装置82.1.6 桅杆92.2 整机参数92.3液压系统设计要求93 旋挖钻机执行机构工况分析113.1钻进工况分析113.1.1 被动土压力产生的阻力矩113.1.2 滑移面上的摩擦力产生的阻力矩123.1.3 沿切削刀面的摩擦力产生的阻力矩143.1.4 切削刀侧面剪切土体的阻力产生的阻力矩153.1.5 切削刀背面切入土体的摩擦力产生的阻力矩163.1.6 钻斗与孔壁表面摩擦产生的阻力矩173.1.7 钻头钻杆回转的惯性阻力矩183.1.8 土体在钻斗内的回转阻力矩183.1.9 钻进速度分析203.2 卷扬机构工况分析203.2.1 主卷扬工况分析与计算203.3 变幅机构工况分析223.4 回转机回转机构工况分析233.4.1 回转阻力矩分析233.4.2 回转阻力矩计算233.5 行走装置的工况分析254 旋挖钻机液压工作原理设计274.1 液压系统简介274.2 主要液压回路设计274.2.1 泵控回路274.2.2 动力头回转回路284.2.3 加压回路284.2.4 主、副卷扬回路294.2.5 变幅回路314.2.6 上车回转回路314.2.7 行走回路325 液压系统参数计算与主要液压元件选型345.1 动力头马达参数计算345.2 主卷扬马达参数计算355.3 副卷扬马达参数计算355.4 上车回转马达参数计算365.5 行走马达参数计算375.6 液压缸的设计计算375.6.1 加压油缸设计计算385.6.2 动臂变幅油缸设计计算395.6.3 钻杆变幅油缸设计计算405.7 液压泵的流量压力计算415.7.1 系统工作压力的确定415.7.2 泵的流量确定415.8 主油管管径的确定425.9 油箱容量的确定435.10 主要液压元件选型436 液压系统验算446.1 系统功率损失验算456.2 系统温升验算457 技术和经济分析478 结论48致谢49参考文献50附录A51附录B61前言随着全球经济的高速发展，基本建设范围的持续拓宽，以人为本和保护环境的理念及至相关法津法规实施的不断强化，使桩基础特别是现浇混凝土灌注桩基础几乎取代了基他基础，得到了广泛的应用空间。旋挖钻机是一种专门的灌注桩成孔作业施工机械，广泛用于市政建设、公路和铁路桥梁、高层建筑等基础施工，配合不同的钻头，适应于适用粘土，粉土、砂土、淤泥质土、人工回填土及含有部分卵石、碎石的地层等各种地质的成孔作业，可以适应微风化岩层的施工，适用于我国大部分地区的土壤及地质条件。近年来，旋挖钻机作为钻孔灌注桩施工中一种较为先进的施工机械，因其适应桩径范围广、桩位定位准确、成孔质量好、自动化程度高、移动灵活方便等优点，特别是其具有高环保性和工作效率，在城市高层建筑基础及高速公路桥梁桩基施工中，显示出明显的优越性，其工作状态如图1所示。图1 旋挖钻机工作状态图Fig.1 Rotary drilling rig working state diagram青藏铁路、北京奥运等大型工程的建设，推动着我国基建对于旋挖钻机的需求进一步扩大，而我国各地高速公路、铁路、机场、城市地铁和高层建筑的建设发展，推动着我国旋挖钻机行业的进一步发展，特别是近年来，随着我国高铁，城市地铁等项目的进入“井喷式”发展的高速期，我国的基础设施建设正掀起了一个新的高潮，更是进一步推动我国旋挖钻机行业的高速发展。市场需求的高涨吸引了国内大型工程机械企业的争相进入，三一、徐工、中联重科和山河智能等纷纷涉足，并迅速抢占了市场份额。2005年后，国内品牌旋挖钻机已基本替代了国外品牌，2006年以来，旋挖钻销量更是连年呈现跨越式增长。据有关数据统计，国内旋挖钻销量在2009年达到1200台，2010年突破1700台， 2011年达到1800台左右。据初步统计，目前国内约50个品牌数百个型号旋挖钻机市场总量约为9000台，其中国产占90%左右，国外二手旋挖钻也有一定比例，约为5%。而作为目前国产旋挖钻机的关键部分液压系统仍然是制约旋挖钻机发展的瓶颈，液压系统成为制约国产旋挖钻机发展的重要因素之一，本文以国产某型旋挖钻机为基础，借鉴国外先进旋挖钻机液压系统设计理念，结合我国旋挖钻机液压技术发展现状，探索大型旋挖钻机液压系统的设计方法。1 国内外旋挖钻机发展状况及前景1.1 国外旋挖钻机发展状况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，第二次世界大战前，美国CALWELD首先研制出回转斗，短螺旋钻机。二十世纪五十年代，法国BENOTO将全套管钻机应用于桩基础施工，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。意大利土力公司首先从美国将安装在载重汽车上和附着在履带起重机上的钻机引入欧洲，动力头为固定式，不能自行安装套管，难以适应硬质土层施工，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。1975年德国宝峨公司研制了配有伸缩钻杆的BG7型钻机，该钻机直接从底盘提供动力，配置可锁式钻杆实现加压钻孔，钻孔扭矩增大，可实现在紧密砂砾和岩层的钻孔。日本于1960年从美国引进CALWELD旋挖钻机，同时加藤制作所开发了15-H型钻机。以后开发了可配套摇管装置和抓斗的钻机，1965年日立建机研制了利用挖掘机底盘装有液压加压装置的钻机，1974年开发了利用液压履带起重机底盘由液压马达驱动的钻机。1980年日立建机与土力公司合作开发了为提高单桩承载力和扩底灌注桩的施工领域。德国宝峨的加入和日立建机与住友建机的联盟进一步促进了旋挖钻机技术在日本的发展。日本的旋挖钻机扭矩比欧洲的同类产品小。目前国外的旋挖钻机主要生产厂家为：德国：BAUER、LIEBHERR、Delmag、WIRTH、MGF，意大利SoilMec、MAIT、CMV、CASAGRANDE、IMT、ENTEGO；西班牙：LLAMADA。日本：日车车辆、HITACHI、住友、加藤；芬兰：JUNTTAN、TAMROCK；美国：APE、Ingersoll-Rand；英国：BSP等。国外的旋挖钻机一般都设有摇管装置由2个或3个液压马达驱动的大扭矩动力头(可配套管连结器)。液压系统采用恒功变量自动控制、自锁互扣钻杆、先进的监控仪表(发动机和液压系统自动监测和报警系统、钻孔深度显示、钻桅自动测斜纠偏装置)。同时配有各种保险装置（如防止带负载起动和卷扬机超高限位等) 但各家公司的旋控钻机都有自己的技术特点。具体分析如下：德国宝峨公司其产品系列为BG12BG25：在天津设有一家独资企业宝峨公司钻机的立柱调整采用大三角形支撑结构。遮设计可以加大变幅油缸安装距，增大钻桅的稳定性。但他也使转台的设计变的复杂，且升高了运输时的整车高度。国外车型中也仅有BAUER公司一家使用此结构。另一个特点是主副卷扬都安装在钻桅上，节省了回转平台上的安装空间，便于转台的布置。这一结构使其整机外形较小，特别是回转平台与底盘显得小，外观上显得前重后轻。动力头可根据负荷自动调节回转速度，具有弹簧、液压两级减振以及大型钻机为达到套管设置深度的要求而增设的变矩器。MAlT公司目前已开发定型的大口径系列旋挖钻机中EB12、HR45、HR100、HR110为单一钻机功能设计HR 1 3 0、H R1 3060、HR 1 80、HR260、HR300-570、HR240800均为多功能设计，即该系列钻机在具有钻孔桩的功能外，通过更换不同的工作装置，还同时具有长螺旋(CFA)、地连墙、预制桩、切割桩、全套管等施工的性能。在最近几年研制的中、小口径系列旋挖钻机，BABYDRILL、MINIDRILL、MIDIDRILL主要适合于城市建筑物内部及铁道、交通等一些狭窄地段施工，直径为250800 mm桩径。该系列钻机也具有多功能性能，配置不同的工作装置可进行80 m钻深微型桩 L、斜孔、高压旋喷等施工。在MAlT公司系列旋挖钻机中，集国外钻机最大输出扭矩与最小机型为一身机型HR240800钻机，最大钻进扭矩为790 kN m，最大钻径3 m， 最大钻深110 m， 最小机型BABYDRILL钻机，最小钻径250 mm。MAIT公司采用自行设计的多功能底盘，稳定性好，重量轻，可配预留装置实现多功能，并具有上下车水平调整系统可进行倾斜调节。钻机的立柱采用平行连杆-角形支撑型式，液压系统为多泵独立回路，动力头配有套管钻进增扭装置。钻机的摩擦钻杆驱动键的宽度和厚度大，自锁式钻杆为短键嵌人式可保证快速加锁和解锁，而且钻杆的材料采用专利配方，同时配有钻杆支架，另外卷扬机客绳量大、单绳缠绕可达到绳速高、提升力恒定和减少磨损。除此以外，MAlT系列旋挖钻机设置了功率及扭矩输出分级系统，扭矩输出有3挡，即大扭矩低转数、低扭矩高转数和中扭矩中转数，功率输出有高、低2挡。用户可根据施工地质情况，设置不同的“扭矩转数”挡位和“功率”挡位，满足各种类型地质条件快速施工的需要，达到高效节能的目的。意马公司采用卡特彼勒履带底盘，钻杆配有导向滑轮架以防止钻孔偏斜，动力头装有油浴式润滑、冷却系统和清洗泵，液压系统主油路采用双路传递功率设计，整机液压系统为先导负反馈恒功率变量自动控制系统，主卷扬机具有钻杆触地自停和动力头随动装置以防止乱绳和损坏钢丝绳。NCB公司的钻机配自制底盘动力头采用恒功率控制和多功率传递的设计，整机液压系统为先导负反馈恒功率变量自动控制。自锁式钻丰千壁较厚，加焊有凹凸导向条以增加刚性和减少挠性变形，动力头有减振装量和清洗泵。卷扬机具有过载保护和限位保护装置，另外在长螺旋钻孔施工时，由电脑控制混凝土灌人量。CMV公司的钻机为了能在保证稳定性和垂直度的情况下改变工作半径以及穿越空中障碍物，采用平行连杆机构加三角形支撑型式，动力头可按土层自动调整扭矩和转速。11.2 国内旋挖钻机发展状况1984年天津探矿机械厂首次从美国RDI企业引起车载式旋挖钻机，1988年北京城建工程机械厂仿制土力企业1.5m直径附着式旋挖钻机，1994年郑州勘察机械厂引进英国BSP企业附着式旋挖钻机，1998年上海市金泰股份有限公司与宝峨合作组装bg15，1999年哈尔滨四海工程机械企业和徐州工程机械股份公司先后开发附着式旋挖钻机和独立式旋挖钻机，2001年经纬巨力第一台旋挖钻机试制成功，2003年后三一、山河智能等多家生产厂家的旋挖钻机陆续下线，产销两旺。目前，国内的旋挖钻机主要生产厂家为：湖南山河智能、湖南三一、徐工、中联重科、徐州东明、北京巨力、天津宝峨、石家庄煤机、连云港黄海、哈尔滨四海、内蒙古北方重汽、宇通重工、南车时代、山东鑫国、郑州勘察等。我国最近几年开发的旋挖钻机技术水平起点高，但品种少，还不能满足不断发展的基础施工市场的需要。目前国内旋挖钻机生产厂家一般是在参考国外同娄型产品技术的基础上开发设计的，有的甚至是引进国外技术生产。所选用关键件一般为进口件，技术水平基本上达到了国外同类产品的先进水平。但品种较少，基本上属于动力头扭矩在180220 kN m之间，最大钻孔直径2 m，最大钻深60 m的产品，有待进一步向两头发展，开发最大钻孔直径1 2 m和3m左右的旋挖钻机，以满足市场需要。国内主要生产产品的技术现状分析如下。徐工集团主要产品有RD15 RD18、RD22三种旋挖钻孔机，是国内较早专业生产大口径液压旋挖钻机的厂家。该系列钻机是在广泛吸收国外同类产品先进技术的基础上设计开发的商新技术产品，主要性能指标达到了当代国际同类产品的先进水平，液压件等美键零部件采用国际化配套，保证整机的可靠性。整机采用液压伸缩式履带底盘，自行起落折叠式钻桅、伸缩式自锁钻杆，采用国际先进的PLC智能控制技术，CAN总线控制系统+具有钻孔定位自动对正、钻桅垂直度自动控制、孔深自动检测显示、钻孔速度扭矩自适应系统、故障诊断等多种智能化功能。采用彩色屏翻屏显示，优化了界面，方便人工揉作，控制器、传感器等主要电气元件采用进口件，提高了产品可靠性。采用液压先导控制，操作方便舒适。该系列钻机采用进口CUMMINS系列发动机，RD22还采用了电喷发动机，最大扭矩250 kN m，最大成孔直径2500 mm，具有充足的功率储备，完全可以满足在中国高原地区的施工。徐工钻机目前主要采用进口钻杆，整机具有主副卷扬防过卷安全保护、变幅安全限位、驾驶室内先导控制切断等可靠的安全保护装置。操纵室视野开阔，装有冷暖空调并最犬限度地满足操作人员的舒适要求，整机外型美观大方，主要结构件采用高强度低台金结构钢焊接而成，机械强度高、刚度太，工作安全可靠。北京经纬巨力工程机械有限公司是香港中国基础工程有限公司(CFC)10O 投资控股企业。生产的产品主要有ZY120、ZY160、ZY200等机型，其产品主要元件采用进口件，包括钻杆在内的结构件均为自制件，功能及技术性能与国内外同类产品相似，动力头采用双速减速机及单级平行轴齿轮减速增扭，所选发动机功率较大，可在高原等恶劣条件下作业。河北石家庄煤矿机械公司最新推出的XZ一20旋挖钻机是该公司在引进芬兰永腾公司技术的基础上，采用技贸结合的方式生产的新产品。该机动力头、钻杆等均从永腾公司进口，制造成本较高，因此售价大大高于国内同类产品机型，市场竞争力有待提高。内蒙古北方重型汽车股份有限公司经过缜密的市场调研，与吉林大学联合研制了ZY-200型旋挖钻机，该机底盘选用卡特彼勒公司履带底盘，发动机选用美国cuMMfNs发动机，可以旋挖直径2 m，钻深60m的桩孔。天津宝峨公司是德国宝峨公司设在天津的一家独资企业。主要组装宝峨BG系列旋挖钻机和连续墙施工设备，并提供在中国所有宝峨公司产品的售后服务。主要机型为BG20旋挖钻机。该机最大的特点是动力头为双级扭矩输出，当小扭矩输出时，最大钻进速度可达到60 dmin，大大提高了施工效率。该机可配5种自锁式或摩擦式6键钻杆，长度范围为3058 m，发动机额定功率为145 kW，耗油量小，主要适合于在平原施工。三一重机主要产品是SR220C型，最大扭矩220 kNm，最大成孔直径2 000 mm。该机配置特点是底盘车体采用进口卡特彼勒可扩展底盘：动力头采用双马达双减速机结构，液压系统采用力士乐元件：整机结构布置与IMT公司机型类似。因该机采用进口底盘，成本较高。宇通重工新推出机型是YTR230。该机型配置基本和三一重工的SR220C相同，主参数也基本相同。这是该公司首次涉足旋挖钻机领域在技术上有待进一步完善。山河智能公司的SWDM20钻机和徐州东明公司TRM200钻机均采用自制底盘国产化钻杆，动力头为国内同一家公司生产，技术水平相差无几。12 旋挖钻机结构组成与工作原理研究2.1 旋挖钻机主要结构整机布置钻机主要结构由行走装置、回转平台、变幅装置、卷扬机构、工作装置 、桅杆构成。旋挖钻机总体布置应从保证其主要工作性能出发，它对钻机的性能、使用和制造等方面都将产生非常重要的影响。总体布置应满足功能、性能、结构、工艺和使用等方面要求。工作状态采用立式布置，旋挖钻机钻孔作业时孔的定位和卸土，钻机采用了上下车的回转形式，即通过回转支承使上车绕回转中心自由转动。三角形机构实现了钻桅的自动升降，工作需要移动位置或运输时，通过钻桅的支承油缸使钻桅收放到水平状态，传统钻机必须借助吊车来完成钻具的拆装，这样不但浪费时间而且也增加了施工的辅助费用，本钻机采用的平行四边形机构和三角形机构的变幅机构，使钻桅自行起落，在行走过程和运输时无需拆卸钻桅。这样布置的增加了钻机的稳定性和使用的安全性。图2-1为钻机的工作和运输状态。1. 钻具总成 2.动力头总成 3.钻桅总成 4.变幅机构总成5.卷扬总成 6.上车回转总成 7.行走总成图2-1 工作和运输状态图Fig.2-1 Work and transport state diagram2.1.1 行走装置TR280型钻机采用的是专用的履带底盘结构，主要功用是把发动机传到驱动轮上的驱动扭矩转变为钻机在地面上的行走移动，如图2-2所示，其结构主要由引导轮、托链轮、行走架、支重轮、驱动轮、履带、马达、减速机等组成，四轮一带均采用进口卡特比勒原装产品，具有可靠度高、刚性好、承载力大、稳定性好等特点。1.引导轮 2.拖链轮 3.行走架 4.支重轮 5.履带 6.驱动轮 7.马达减速机图2-2 行走装置图Fig.2-2 The walking device2.1.2 回转平台回转平台主要由回转减速机、回转马达、回转支承、发动机系统、液压系统、燃油液压油箱、机架等组成，其作用是承载工作体重量，并使之随回转平台按要求回转，且回转速度的快慢可以通过液压手柄的比例阀进行有效调节和控制。2.1.3 变幅装置TR280型钻机采用目前最流行的平行四边形机构，各部件之间采用销轴联接，拆装方便，联接可靠，可实现桅杆090自动无级调节，以适应工作和运输状态的快速转换以及钻孔位的快速找正。2.1.4 卷扬机构TR280型钻机布置主、副两个卷扬，主卷扬起提升钻杆、钻具上下运动的作用，其最大提升力约吨；副卷扬为施工起重辅助设备，用于起吊钢筋笼，下放套管等施工作业，最大提升力约吨。两卷扬均采用进口减速机和马达，其使用寿命和可靠性得到很大保证。主卷扬布置于桅杆下部，不仅有利于操作人员实时对主卷扬的工作状况进行监控，还能大大降低工作时桅杆承受的弯矩，从而使桅杆重量更轻、结构更合理、使用寿命更长，进而降低整机稳定性的设计难度。2.1.5 工作装置TR280型钻机的工作装置主要由动力头、钻杆、钻斗等组成，液压泵输出的高压液压油带动动力头上的个液压马达，经行星减速机和动力头齿轮箱两级减速后，以低速大扭矩的形式通过动力头键套传递给钻杆，钻杆带动钻斗旋转，此工作装置对摩阻式和机锁式两种钻杆均适用。动力头采用的减速机和马达均采用进口产品，钻杆和钻斗由国内钻具专业生产厂家进行定制生产。2.1.6 桅杆桅杆是工作装置的安装支撑部件，也是工作装置上下滑移的导向结构。TR280型钻机的桅杆根据盈利分析和疲劳测试，使用瑞典原装进口钢材特质的大截面箱型结构桅杆，不仅能有效防止开裂，还能满足最佳寿命的期望值。2.2 整机参数根据实际工况要求，结合已有旋挖转机产品性能，TR280型旋挖钻机的主要技术参数表见表2-1。表2-1主要技术参数表Tab.2-1 Main parameters design主要性能参数最大输出扭矩280 KNm最大钻孔直径2500 m最大钻孔深度85 m钻孔转速623 r/min主卷扬提升力240 KN副卷扬提升力110 KN主卷扬最大提升速度63 r/min最大加压力180 KN最大起拔力200 KN加压行程6000mm整机重量76.22T2.3液压系统设计要求由TR280型旋挖钻机实际工况特点可知，TR280型旋挖钻机与其他工程机械一样，要求液压系统和元件能耐冲击、耐振动、工作平稳可靠，使用寿命长，容积效率高，系统沿程和局部损失少，散热系统能保证在满载持续工况下油温或温升，配备良好的防尘、密封、过滤装置，液压元件和管路震动小、噪声低；液压系统与发动机在各种工况条件下有良好的功率匹配，使执行机构和发动机的工作点接近各自的最佳稳定工况，在作业循环中尽量充分利用发动机的功率。除此之外，液压系统还必须有如下要求：（1）对卷扬回路的要求由于提钻时，孔内对钻具产生巨大的吸附力，所以TR280型旋挖钻机主卷扬液压回路中液压马达必须具备足够的输出扭矩，满足最大提升力的要求，液压马达还必须具有良好的启动性能，以便克服静力矩和惯性力矩。卷扬马达必须满足提升速度的需，必须具有良好的调速性能，要求调速范围大，平稳且可靠，操作方便，微调性好。必须设置限速回路，防止重物超速下降。必须设置制动器，在提钻时，必须保证液压马达具有一定扭矩后，制动器才打开，避免钻杆在空中再次提升时产生滑降。为保证卷扬提升速度，有时需要双泵合流。(2) 对动力头回转回路的要求钻孔作业是通过动力头液压马达的旋转实现的，因此，动力头液压液压马达必须具有足够的驱动力矩，以克服钻孔阻力矩。此外，动力头还需要回转急停或快速抛土，为保证这些需求，需要动力头液压回路有相当灵敏的控制系统和缓冲装置，还需满足快速旋转要求。 （3）对上车回转液压回路的要求由于TR280型旋挖转机上车回转惯性负载大，启动制动频繁，所以，上回转回需要设置制动、缓冲补油和防反转回路，达到制动平稳，防止倾翻。（4）行走机构需要有完善的防滑坡限速、行走制动装置。（5）钻杆变幅调垂直回路需要有过载保护，防止倾翻。（6）为满足加压回路快压和慢压功能，需设置平衡阀。（7）在钻孔时，要求行走和回转平台必须不能动作，避免钻偏或扭断钻杆。（8）行走和回转回路必须能互锁，保证钻机平稳性。3 旋挖钻机执行机构工况分析3.1钻进工况分析旋挖钻机动力头驱动钻具钻进时，钻具在孔底掘削作业，在钻具自重和加压作用下一边回转切削土体，一边装载，钻杆和钻具及钻具装载的砖渣在泥浆内回转，所要克服的阻力矩包括切削刀具所受的阻力矩以及钻杆钻头的回转阻力矩，切削刀具所受的的土壤阻力主要有切削土体产生的阻力矩，包括：被动土压力产生的阻力矩； 滑移面上的摩擦力产生的阻力矩；沿切刀面的摩擦力产生的阻力矩；切削刀侧面的剪切土体的阻力产生的阻力矩；切削刀背面切入土体的摩擦力产生的阻力矩。而钻杆钻头回转的阻力矩主要包括：钻头与孔壁表面摩擦产生的阻力矩；钻头钻杆回转的惯性阻力矩；土体在钻斗内的回转阻力矩。3.1.1 被动土压力产生的阻力矩如图所示为切削刀所受的朗肯被动土压力F，将一小块土体取出，其所受的应力如图3-1所示，土体的破坏在与所决定的平面内产生，当增大到时，土体产生破坏，则 (3-1)图3-1朗肯土压力（左）、土体应力图（右）Fig.3-1 The Rankine soil pressure (left), soil stress (right)土体竖直方向所受应力由三部分组成：一部分为钻头上表面的覆土产生的重力，一部分为孔内灌入泥浆产生的重力，另一部分为旋挖钻机钻进时的轴向压力。假设钻斗内即将装满土，则垂直主应力为 (3-2)式中：H旋挖钻进深度（m）； l旋挖钻斗的高度（m）； 钻孔内泥浆的容重（）； 土壤的容重（）； T钻进的轴向压力（kn）； S轴向承压面积（）；则有 (3-3)所以任一把切削刀上的朗肯土压力为 (3-4)式中：切削刀的宽度（mm）； 切削刀的切削深度（m）。所以切削刀因朗肯土压力所受的阻力矩为 (3-5)式中：m切削刀的数量； 第i个切削刀的切削半径。3.1.2 滑移面上的摩擦力产生的阻力矩如图3-2所示，切削刀切削下来的土体将沿着与水平呈角度的滑移面滑移。滑移面上的摩擦力是土与土之间的摩擦，土体要克服主应力和在滑移面上产生的运动摩擦阻力的作用而上移。滑移面作用的正压力 (3-6)滑移面上的摩擦阻力为 (3-7)式中：土壤的内摩擦系数； 滑移面的长度，。将滑移面的摩擦阻力分解为水平分力和竖直分力，则有 (3-8) (3-9)则切削刀因为土壤滑移面摩擦阻力所受的阻力矩为 (3-10)图3-2土壤滑移面的摩擦阻力Fig.3-2 Soil sliding friction resistance3.1.3 沿切削刀面的摩擦力产生的阻力矩如图3-3所示切削刀切削下来的土体将沿着切削刀具的前角鞋面上移，进入钻斗容腔内。刀具前角斜面上土体要克服主应力和产生的运动摩擦阻力的作用。图3-3切削刀面的摩擦阻力Fig.3-3 The cutting surface friction resistance切削刀前角斜面作用的正应力为 (3-11)切削刀前角斜面上产生的摩擦阻力为 (3-12)式中：土壤与刀具的摩擦系数； 切削刀前角斜面入土的长度，； 切削刀具的切削角。将前角斜面上的摩擦阻力分解为水平分力和竖直分力，则有 (3-13) (3-14)切削刀因为土壤滑移面摩擦阻力所受的阻力矩为 (3-15)3.1.4 切削刀侧面剪切土体的阻力产生的阻力矩如图3-4所示切削刀切削土体时，切削刀面与土体发生剪切作用，阻碍切削刀的切入。图3-4 切削刀侧面剪切土体的阻力Fig.3-4 Cutting side shear resistance of the soil则侧刀面剪切土体面积为 (3-16)剪应力为 (3-17)对于砂土 (3-18)对于黏性土 (3-19) (3-20)式中： 切削刀的后角； 刀尖角。切削刀剪断土体时的阻力为 (3-21)切削刀侧面剪断土体时的阻力矩为 (3-22)3.1.5 切削刀背面切入土体的摩擦力产生的阻力矩如图3-5所示，作用在切削刀背面的法向反力是由水平反力所产生，水平反力在刀背面上形成的正压力为 (3-23)图3-5切削刀背面的摩擦阻力Fig.3-5 Cutting back friction resistance切削刀背面上产生的摩擦阻力为 (3-24)将切削刀背面上的摩擦阻力分解为水平分力和竖直分力，则有 (3-25) (3-26)切削刀切入的运动摩擦阻力矩为 (3-27)3.1.6 钻斗与孔壁表面摩擦产生的阻力矩钻斗在切削土的过程中，由于钻杆的稳定性因素的影响，与孔壁之间存在摩擦，由于摩擦力产生的摩擦阻力矩可以采用朗肯主动土压力理论来求解。图3-6 钻斗与孔壁作用力分析Fig.3-6 Drill pipe and hole wall force analysis根据极限平衡条件有 (3-28)式中：P钻抖的侧压； 主动土压力系数，由图3-6可知， (3-29)则作用在钻斗圆柱表面的回转摩擦阻力为 (3-30)这时作用在钻斗上的回转阻力矩为 (3-31)由于钻斗的扰动以及钻斗与孔壁之间存在一定的间隙用于泥浆的流动，可以视钻斗和孔壁是在混合摩擦的作用下，因此需要对上式进行修正。 (3-32) (3-33)式中：考虑到钻斗与孔壁存在一定的间隙时侧压修正系数，； 考虑到钻斗与孔壁混合摩擦时摩擦力修正系数，。3.1.7 钻头钻杆回转的惯性阻力矩动力头驱动钻杆需要消耗扭矩，按苏联瓦西里也夫经验公式经换算求得扭矩为 (3-34)式中：经验系数，一般取； 钻杆长度（m），按设计孔深计30m； 钻杆外径（cm），; 钻杆转速（r/min）。3.1.8 土体在钻斗内的回转阻力矩钻斗的装载机构为斗的内腔，钻斗一边靠切削刀切削土体，一边将切剩下来的土块装入斗内，并跟随钻斗的回转而回转。假设钻斗即将充满土，由图3-7所知，钻斗的斗容量为V为 (3-35)图3-7钻斗的回转阻力矩示意图Fig.3-7 Drill rotary resistance moment bucket figure钻斗圆柱体部分回转所消耗的阻力和阻力矩为 (3-36) (3-37)斗内土重为 (3-38)则土体作用在斗底面的正压力为 (3-39)钻斗斗底面上产生的摩擦阻力为 (3-40)故斗底圆锥体部分的阻力矩为 (3-41)因此旋挖钻机钻进的总阻力矩为 (3-42)令土壤容重，泥浆容重，土壤内聚力，土壤内摩擦角，钻进深度,土与钢板之间的摩擦系数，土壤内摩擦系数，钻斗直径，斗齿宽，压轴力，斗高，斗齿平均插入深度，钻斗转速，切削刀具的切削角，切削刀具的后角，切削刀具的刀尖角，切削刀数，。带入上述参数，可以算出： 则可得旋挖钻进阻力矩为所以TR280型旋挖钻机动力头钻进总阻力矩（TR280型旋挖钻机设计最大输出扭矩）。3.1.9 钻进速度分析旋挖钻机钻孔作业时，由液压泵供油驱动动力头马达，经减速机和驱动齿轮的两级减速后，以低速大扭矩的形式输出驱动钻具进行钻孔作业。钻具的钻孔速度根据TR280型的设计参数要求，钻孔速度为623r/min。3.2 卷扬机构工况分析旋挖钻机配置的主卷扬主要实现钻杆、钻头的提升下放，副卷扬完成施工过程中的某些辅助吊装作业，如吊装钻斗、钢筋笼等，作为旋挖钻机的辅助起重设备，由于副卷扬不直接参与施工的钻进过程，其负载小且较为稳定，根据TR280型旋挖钻机的设计主参数，副卷扬最大提升力为110kN，由一般设计经验，设定副卷扬的提升速度，因此，副卷扬机构工况不再具体分析。3.2.1 主卷扬工况分析与计算旋挖钻机主卷扬提升系统的受力分析简图如图3-8所示，系统的负载主要有：钻杆重量、钻斗（含满斗渣土）重量；提升时，泥浆、孔壁等对钻杆、钻斗上升的阻力、滑轮组摩擦力；卷扬突然启动与停止时，钻杆及钻斗（含满斗渣土）产生的惯性力。系统的负载全部依靠主卷扬提供的拉力F克服，但当施工为静浆护壁时，由于钻斗及部分钻杆位于泥浆液面以下，所以泥浆对系统提供一个与惯性负载作用方向相反的浮力，而当钻杆、钻斗提出泥浆液面时，不产生浮力。图3-8主卷扬提升系统受力分析简图Fig.3-8 Analysis of stress of hoisting system of main hoist令钻杆质质量、钻斗（含满斗渣土）质量为，泥浆密度则： (3-43) (3-44) (3-45) (3-46)由于卷扬机构滑轮组摩擦阻力与其他负载相比较小，可以忽略不计。此外，当主卷扬不受泥浆浮力作用时，主卷扬负载最大，即： (3-47) 带入参数，令，（2500mm截齿双底捞砂斗，带满斗土，2500mm为TR280型旋挖钻机最大施工孔径），（即在0.5s内钻杆、钻斗由加速到），主要考虑到抽吸压力、泥浆约束力，取，则计算得：所以主卷扬最大阻力（主卷扬设计最大提升力），所以主卷扬的设计最大提升力满足工作要求。根据设计任务书，TR280型旋挖钻机主卷扬的最大提升速度为63 r/min。3.3 变幅机构工况分析变幅机构由平行四边形机构和三角形机构两个部分构成，工作时，动臂变幅油缸和桅杆变幅油缸交替动作，平行四边形机构通过动臂变幅油缸的伸缩通过平行四边形机构使桅杆远离机体或靠近机体，桅杆变幅油缸的伸缩通过三角形机构作用改变桅杆的角度，以调节桅杆相对水平面的角度，以钻机平行四边形机构在支撑杆水平状态工作时为例进行力学分析，受力分析图如图3-9所示。图3-9 四边形机构受力分析图Fig.3-8 Force diagram of parallelogram mechanism把三角形，桅杆油缸，桅杆以及工作装置看为一体，设其重心为图示点，且重力方向垂直向下，变幅油缸对铰点作用力为，作用力方向与水平线夹角为，动臂对铰点作用力为，支撑杆对铰点作用力为。以动臂与变幅油缸公共铰点为受力分析点，可得下式： (3-48) (3-49) (3-50)令，带入计算得：所以动臂变幅油缸最大负载。根据旋挖钻机一般设计经验，结合整机稳定性等安全考虑，动臂液压缸的推进速度设定为。桅杆变幅油缸与动臂变幅油缸负载相近，不做区分分析，其推进速度设定为。3.4 回转机回转机构工况分析3.4.1 回转阻力矩分析旋挖钻机在回转时受到的阻力矩有回转摩擦阻力矩、回转风阻力矩、由于停机面倾斜所引起的回转坡度阻力矩、回转启动时的回转惯性阻力矩，因此，旋挖钻机的回转阻力矩可按下式计算： (3-51)式中：回转摩擦阻力矩； 回转风阻力矩； 由于停机面倾斜所引起的回转坡度阻力矩； 回转启动时的回转惯性阻力矩。旋挖转机工作时上车的回转角度为，惯性阻力矩是回转过程的主要阻力矩，其他则为次要阻力矩，此外，旋挖钻机在实际工作中由于风载产生的阻力矩相对较小，所以忽略风载对钻机回转的影响。3.4.2 回转阻力矩计算（1）回转惯性阻力矩： (3-52)式中：旋挖钻机回转角速度（r/min）； 钻斗内所盛物料的质量（Kg）； 物料中心道回转中心的距离（m）； 转台上各部件和工作装置对回转中心轴的转动惯量。（2）回转摩擦阻力矩： (3-53)式中：当量摩擦系数，见表3-1； 回转支撑的滚道中心直径（m）； 由于外载荷和M的作用，在滚动体上产生的法向压力绝对值总和（N）； 由于外载荷的作用，在滚动体上产生的法向压力绝对值的总和（N）；表3-1 当量摩擦系数表Tab.3-1 The equivalent friction coefficient table工况滚球式轴承交叉滚珠式轴承正常回转0.0080.01回转启动时0.0120.015（3）回转坡度阻力矩： (3-54)式中：停机工作面的斜角； 工作装置总重（N）； 转台上部（除工作装置外）自重（N）； 回转斗内物料重（N）； 物料重心到回转中心轴线的距离（m）； 工作装置重心到回转中心轴线的距离（m）； 转台上部（除工作装置外）重心到回转中心轴线的距离（m）。带入数据，令钻杆重量13.5T，动力头重量5T，桅杆重量8.7T，平行四边形机构重量3.3T，连接体重量2.1T，上车工作装置重量10.6T，整车重量76.223T，物料中心道回转中心的距离，回转支撑的滚道中心直径。经计算得：所以，上车回转最大阻力矩为。由于上车回转机构惯性大，回转行程小，其回转速度过大影响整机稳定性及安全，结合一般设计经验，其回转速度设定为。 3.5 行走装置的工况分析TR280型旋挖钻机行走部分设计上采用全液压履带行走装置，采用低速大扭矩液压马达经行走减速器驱动履带驱动轮行走，驱动轮为履带后轮。其行走装置运行时所发出的牵引力必须克服下列阻力：履带的内阻力、土壤变形等的运行阻力、坡度阻力和转弯阻力等。在这四种运行阻力中，以坡度阻力和转弯阻力最大，在旋挖钻机行走阻力中往往占到总阻力的2/3，尤其旋挖钻机的原地转弯阻力比机械式的绕一条履带转弯阻力更大，但转弯和爬坡不是同时进行的。因此旋挖钻机行走负载最大时发生在旋挖钻机爬坡运行或原地转弯时，即： (3-55)或 (3-56)式中：土壤变形对履带行走装置在运行时的阻力； 坡度阻力； 履带式运行装置转弯时所受的阻力； 履带运行的内阻力。旋挖钻机行走运行阻力的计算，有经验公式得： (3-57) (3-58) (3-59) (3-60)其中：运行比阻力，此值选取与道路种类有关，见表3-2； 旋挖钻机自重； 坡角，取； 履带与地面的旋转阻力系数，取。表3-2 运行阻力比值表Tab.3-2 The running resistance ratio table地面种类运行阻力比高级公路（沥青）0030.04中等公路（原石砌的）0.050.06坚实土路0.060.09野路0.090.12深砂、沼地、耕地0.100.15带入以下参数，令，计算得：则：所以TR280型旋挖钻机行走装置最大运行阻力牵引力计算原则是行走装置的牵引力应大于总阻力。据经验公式，对于旋挖钻机的行走牵引力T与机重G取如下比例关系，即： (3-61)式中：驱动轮的扭矩； 驱动轮的节圆半径； 履带牵引力。所以取（行走部最大运行阻力）。TR280型旋挖钻机整机设备惯性大，主要行走运输由其他运输设备完成，其行走机构主要用于施工现场部分工况需求的行走，其行走慢，行走工况时间短，因此设定其行走速度为。4 旋挖钻机液压工作原理设计4.1 液压系统简介液压系统作为旋挖钻机组要组成部分之一，决定着旋挖钻机的整机性能。根据一般工程机械液压系统设计经验， TR280型旋挖钻机液压系统在设计时采用斜轴式变量双泵作为主泵，控制主要由M7和M4阀组成，执行元件包括液压马达、液压缸等元件。工作时，液压泵分别供油给M7主阀和M4辅助阀、伺服阀及油冷却系统。M7主阀分别动力头回转马达、主卷扬马达、副卷扬马达、左右行走马达。M4阀作为辅助多路阀分别控制加压油缸、回转马达、变幅油缸、履带伸缩油缸。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。4.2 主要液压回路设计TR280型旋挖钻机液压系统由各主要机构液压回路组成，主要包括：泵控回路、动力头旋转回路、加压回路、主副卷扬回路、变幅回路、上车回转回路、行走回路。4.2.1 泵控回路TR280型旋挖钻机液压系统主泵在设计上采用力士乐A11VO型液压泵，具有负载敏感控制、恒功率（扭矩）控制、电气越权等功能，其液压原理图见图4-1。负载敏感控制系统的功率损耗较低，效率远高于常规液压系统，同时使整机液压系统具有良好的操作控制方式，简单可靠，并能以单泵供油，同时满足所需流量、压力不同的多个回路、多个执行元件的工作要求。恒功率控制使主泵根据负载的变化情况调整其输出流量，使泵的输出功率接近于负载所需要的功率，实现动力源和负载之间的功率适应和功率匹配，使发动机能工作在最佳工况下。电气越权能够在某些情况下，通过外部电信号作用于恒功率电磁阀，强制进行恒功率控制，降低恒功率控制点。图4-1 泵控回路Fig.4-1 Pump control circuit4.2.2 动力头回转回路动力头的主要功能是带动钻杆回转，是钻机完成钻孔工作的重要组成部分，在钻机进行钻孔作业时，负载扭矩直接传至动力头。钻机钻进时，为防止钻头钻进过程中因土壤从硬土层变为软土层，马达发生超速旋转产生吸空，在回路上设有补油阀。动力头液压回路原理图如图4-2所示，当泵给的高压油经过主阀至A口到马达进油口，并带动动力头旋转。高压油通过梭阀通往变量阀，并克服阀上弹簧力使变量阀切换至上位工作，高压油经过单向节流阀通往变量液压缸的无杆腔，改变马达排量，改变马达转速。当马达进油路压力过高时，溢流阀打开卸荷，防止马达过载。当动力头从硬土层突然进入软土层时，转速过快导致泵供油不足时，补油阀开启补油，防止马达吸空。马达的泄露通过L油口回油箱。图4-2动力头回转回路Fig.4-2 The power head of rotary loop 4.2.3 加压回路动力头加压回路的主要功用是提升或下放动力头，以及在动力头钻孔时通过动力头传递向下的压力，是钻机完成钻孔工作的重要执行部分之一。动力头加压回路液压原理如图4-3所示，由控制阀、平衡阀、液压缸组成。回路中平衡阀可防止由于重力作用而使得加压液压缸活塞杆自动伸出，液压缸无杆腔设有溢流阀可防止过载。图4-3加压回路Fig.4-3 Pressure loop4.2.4 主、副卷扬回路（1）主卷扬回路主卷扬的功能是提升或下放钻杆钻具，在其下放或提升作业时，主卷扬制动器必须打开，在某些特定情况时，主卷扬必须能处于浮动状态，这样加压油缸才能操作液压缸对钻杆进行加压。因此，主卷扬回路应具备浮动功能，安全保护作用，平稳启动、制动，低压开锁及补油功能，延时功能等功能。本次论文设计TR280型旋挖钻机主卷扬马达采用力士乐两档变量马达，其液压回路原理图图4-4所示。钻杆接近钻孔位置时，主控制阀工作在中位，浮动电磁阀得电，MA与MB处于连通状态，同时制动液压缸开锁，主卷扬进入浮动状态。在马达进油口、回油口均设置过载溢流阀，过载保护卷扬马达。卷扬马达内部自带的平衡阀实现液压缓冲，平稳启动、制动。通过油口S及设置的单向阀，主卷扬马达可以实现低压补油等。图4-4主卷扬回路Fig.4-4 Main hoist loop （2）副卷扬回路正常工况下，副卷扬的功能主要是在桩基工地上吊装钻具及其他重物，是旋挖钻机的辅助起重设备。其液压回路与主卷扬液压回路类似，只是不具备浮动功能，其回路原理图图4-5所示，主要由液压马达、缓冲阀、平衡阀、梭阀、制动液压缸组成。缓冲阀可防止副卷扬制动时重物的惯性过大对系统产生的液压冲击，平衡阀用于防止下放重物产生失速现象，梭阀用于回路压力降低时传递制动信号，产生制动。图4-5副卷扬回路Fig.4-5 Vice winch circuit4.2.5 变幅回路在旋挖钻机实际工作中，可以根据实际工况需要，先让变幅油缸动作后让钻杆油缸工作，或是先让钻杆油缸工作，后让变幅油缸工作，但是两组油缸必须互锁，不能同时工作。同时，为防止变幅机构在重力作用下而自动下放而成事故，必须在液压回路的进油、回油回路上设置平衡阀，平衡阀同时还可以防止下放过快而造成吸空的现象。其液压原理图如图4-6所示。 图4-6变幅回路图Fig.4-6 Amplitude circuit diagram4.2.6 上车回转回路 回转液压回路用于驱动旋挖钻机上车回转，本次论文设计的回转回路液压原理图如图4-7所示，回路由制动器、回转液压马达、平衡阀、两位三通阀、单向节流阀、补油单向阀组成。平衡阀用于吸收启动、停止时产生的液压冲击，当主阀油路切换至中位，平衡阀可锁紧回路，可防止上车在旋挖钻机钻进工况时回转。单向节流阀可实现制动延时，延长制动器寿命。图4-7上车回转回路Fig.4-7 Get on the rotary loop4.2.7 行走回路行走回路的功能是实现旋挖钻机短距离行走，整机转向，以及调整钻机位置等，是旋挖钻机的重要组成回路之一，在旋挖钻机钻孔工况时，行走回路需能锁定，防止钻偏和扭断钻杆。本次论文行走回路在设计上采用定量马达的行走回路，其液压原理图图4-8所示，马达的转速取决于泵的流量，在制动回路中设有开关阀和补油阀，控制马达制动器的开启和关闭，保护制动器，防止开启液压冲击，此外，行走回路中平衡阀内设有单向节流阀，实现阀的缓慢开启和快速归位。图4-8行走回路Fig.4-8 Walking circuits5 液压系统参数计算与主要液压元件选型5.1 动力头马达参数计算根据TR280型旋挖钻机的设计主参数，动力头最大输出扭矩，转速，根据一般旋挖钻机设计经验，设定动力头工作压力，双马达驱动，初选减速器减速比，齿轮传动减速比，则：其中：动力头液压马达最大转矩； 减速机的传动机械效率，齿轮传动机械效率，均取0.98。根据所求得的最大排量和工作压力，初选动力头马达力士乐A6VE250，最大排量为，相应减速机GFT50M2。由于本设计回路控制采用变量泵变量马达形式，在马达排量最大时，其转速最小，即时：则可以得到当动力头输出最大设计扭矩时的流量（正常调控范围内实际最小流量）：由于本设计的泵控回路采用恒功率控制，则可以得到系统最大输出流量与最小输出流量时的液压功率相等，即： (5-1)其中：泵的起调压力，设定； 泵的总效率，。带入数据计算得：得：5.2 主卷扬马达参数计算根据工况分析及设计主参数可知，本次论文设计的TR280型旋挖钻机的设计主参数可知主卷扬最大提升力，卷筒最外层直径，卷扬马达工作压力，初选减速机减速比，则：其中：、马达减速机的传动效率和卷筒的效率，分别取0.95和0.98； 马达的机械效率，取0.9。根据计算所得排量及工作压力，初选力士乐马达A6VM200，其最大排量为，设定排量范围为，相应减速机GFT17W3-A6VM55/63W-VZB。根据设计，其最大提升速度，可得马达的转速：和动力头马达一样，采用变量泵变量马达形式，所以，在泵的变量范围内，流量最大的时候即为转速最大，排量最小的时候，则：其中：马达的容积效率，取0.95。5.3 副卷扬马达参数计算根据上文工况分析及设计主参数，副卷扬最大提升力，卷筒最外层直径，卷扬马达工作压力，初选减速机减速比，则：其中：、马达减速机的传动效率和卷筒的效率，分别取0.95和0.98；马达的机械效率，取0.95。根据马达排量及工作压力，初选马达为力士乐A2FE80轴向柱塞定量马达，相应减速机为GFT36W3-A2FE，对其工作性能进行验算：所以，符合设计要求。根据设计，副卷扬提升速度，副卷扬卷筒最小直径，则可以计算出副卷扬回路最大流量：其中：马达的容积效率。5.4 上车回转马达参数计算根据上文工况分析可知本次论文设计的旋挖转机上车回转阻力矩，上车回转回路液压系统马达工作压力设定为，减速机减速，齿轮转动，则：其中：、马达减速机的传动效率和卷筒的效率，分别取0.95和0.98；马达的机械效率，取0.95。根据马达工作压力及排量，初选上车回转马达为力士乐A2FE63型斜轴式柱塞定量马达，排量为相应减速机为GFB36T3 1000型减速机，减速比。根据设计，设定上车回转最大转速，则马达的最大转速：则上车回转回路最大流量为：其中：马达的容积效率。5.5 行走马达参数计算行走马达提供的是牵引力，根据上文工况分析可知本次论文设计的旋挖转机行走部行走阻力，故设计行走牵引力，则单个行走马达提供的牵引力，行走部行走回路液压系统马达工作压力设定为，初选减速机减速比，则：根据马达工作压力及排量，初选上车回转马达为力士乐A2FE125型斜轴式柱塞定量马达，排量为相应减速机为GFT160T3 1000型减速机，减速比。根据设计，其行走速度，驱动轮链轮节距，链轮齿数，则：5.6 液压缸的设计计算旋挖钻机的工作液压缸缸径是由液压缸推力所决定的，设定液压泵到液压缸的压力损失，液压缸的回油背压，查液压缸设计手册得，初选液压缸的活塞杆直径与缸内径之比（D为工作腔内径，d为活塞杆直径）。5.6.1 加压油缸设计计算加压油缸主要作用是对动力头的加压与提拔。结合旋挖钻机一般设计设计经验，在本次论文中，设定加压时，工作压力，加压力，起拔时，工作压力，起拔拉力。则加压时：，查表圆整取标准值得：，对加压油缸加压力验算：所以加压力符合设计要求，对加压油缸提拔拉力验算：所以提拔拉力符合设计要求。根据已有旋挖钻机加压油缸设计要求，设定加压液压缸的提拔速度，则加压油缸所需流量：加压油缸行程根据设计主参数加压行程设定。由于加压液压缸行程，行程较长，需要进行弯曲稳定性校核。根据材料力学理论，当一根受压直杆的轴向载荷超过临界受压载荷时，即可能失去原有直线状态的平衡，即失稳，对于液压缸，其稳定性条件为： （5-2）其中：液压缸的最大负载； 液压缸的临界受压载荷； 稳定安全系数，取。液压缸临界受压载荷与活塞杆和缸体的材料、长度、刚度以及两端支撑状况等因素有关，加压液压缸不受偏心载荷作用，其可根据戈登兰金公式计算临界载荷，即： （5-3）其中：活塞杆的计算长度，取； 活塞杆横截面回转半径，取； 活塞杆横截面积； 端点安装形式系数，取； 材料强度实验值，取； 实验常数，查液压元件与系统表7-3得；带入数据，计算得：所以加油液压缸在大行程工作时满足稳定性要求，安全，符合设计要求。5.6.2 动臂变幅油缸设计计算动臂支撑起整个钻机变幅机构，起平行移动的作用，所以动臂液压缸推力较大，根据上文工况分析得,TR280型旋挖钻机的推力,初定动臂油缸工作压力，则：查表圆整取标准值得：，对动臂液压缸推力验算：所以液压缸推力符合设计要求。根据设计，动臂变幅油缸的推进速度，则单个动臂油缸的流量：则动臂液压缸所需总流量：5.6.3 钻杆变幅油缸设计计算钻杆变幅油缸与动臂油缸交替动作，是钻杆垂直或倾斜一定角度，工况受力与动臂油缸相近，所以在本论文中钻杆变幅油缸设计与动臂油缸采用统一设计主参数，即：，根据设计，钻杆变幅油缸推进速度略大于动臂油缸，其推进速度，则单个钻杆变幅油缸所需流量：则钻杆变幅油缸所需总流量：5.7 液压泵的流量压力计算TR280型旋挖钻机液压系统在设计上采用双泵双回路系统，液压系统采用双泵（一个主泵一个辅助泵）提供动力。5.7.1 系统工作压力的确定在上述设计计算中，各主要工作回路的工作压力设定为，考虑旋挖钻机正常工作时管路中有一定的压力损失，估算管路压力损失，则泵的工作压力：上述计算所得的压力是系统的理想状况，但实际工作中系统可能会在某一瞬间过载出现压力波动，使得系统压力在瞬时高于工作压力，此外，保持一定的压力储备量可以确保泵的安全，延长泵的使用寿命，因此本次论文所选择系统额定压力为。5.7.2 泵的流量确定（1）主泵流量的确定根据TR280型旋挖钻机工作特点可知，在钻进工况时系统所需流量最大，则泵的最大流量：其中：安全系数，取1.1。则根据计算所得主泵的压力和流量，选择液压泵为力士乐A11VO260（带辅助泵），查样本可知其额定压力为35PMa，排量为，额定转速，验算其最大流量：满足各执行机构工作要求。（2）辅助泵流量的确定根据上文计算，辅助泵的最大流量应为根据辅助泵的工作压力和流量，查样本选择辅助泵为力士乐A10V71，其额定压力28MPa，排量为，额定转速为，验算其最大工作流量：满足各执行机构工作要求。5.8 主油管管径的确定油管内径尺寸可根据系统油路的最大流量的和管路内液压油流速按下式进行初步计算，再结合实际情况综合选取。 (5-2)其中：管道内径（mm）； 流经管道的流量； 管道内允许的流速；取值见表5-1。表5-1管道内允许的流速Tab.5-1 Pipeline allows the flow velocity油液流经的管道允许流速m/s液压泵吸油管0.51.5，一般取1以下液压系统压油管1013（压力高，管道短或黏度小取大值）液压系统回油管1.52.5本次论文液压泵吸油管流速设定为，液压系统压油管长时（短）流速取（），液压系统回油管道流速取，则根据计算所得结果见表5-2：表5-2 主要油路油管参数表Tab.5-2 The main oil pipe parameter table通过的流量管道长度计算管径实际管径取值主泵M7499429.732M7动力头过渡块4991132.532过渡块动力头249.532125M7主卷扬323.4123.925M7副卷扬223.53.519.920M7左行走247622.925M7右行走247622.925副泵M41035.514.816M4动臂90.63.512.616M4钻杆65.9611.816M4加压76.31012.516M4回转103213.5165.9 油箱容量的确定油箱容量是指油面高度为油箱高度80%时油箱所储备油液的容积。油箱容量设计时，如果油箱有效容积过大，虽然散热性好，但外形尺寸变大，重量增加，不利于整机行走，如果油箱容积过小，则油温超过允许量，液压系统油温升过高，导致容积效率降低。所以根据一般经验，邮箱的容量一般取液压泵流量的0.51.5倍，本次论文取1，则邮箱容量为：5.10 主要液压元件选型旋挖钻机在各个工况中的功率不恒定，为了提高液压系统的能量利用率及工作效率，选择力士乐A11VO变量泵系统。主泵选择力士乐变量泵，主副阀选择均采用目前工程机械液压系统普遍使用的负载敏感式多路阀。本次论文仅对马达和减速机进行选型，泵阀选择不做详细说明。根据上文参数计算结果及液压系统设计要求，各主要液压元件选型如表5-1、5-2、5-3所示，主要液压元件均采用德国力士乐公司产品，以保证液压系统工作可靠性。表5-1 马达选型表Tab.5-1 Motor selection table名称型号排量工作压力动力头马达A6VE25025032主卷扬马达头A6VE20020032副卷扬马达A2FE808032上车回转马达A2FE636332行走部马达A2FE12512532表5-2 减速机选型表Tab.5-2 Reducer selection table名称型号减速比输出扭矩动力头减速机GFT50M226主卷扬减速机GFT 17 W3 2000/4000102.612500副卷扬减速机GFT 36 W3 2000/2/4000/210026000上车回转减速机GFB 36T3 100073.517500行走部减速机GFT 160 T3 1000161.8144694表5-3液压泵选型表Tab.5-3 Hydraulic pump selection table名称型号排量额定压力主泵A11VO260（带辅助泵）26035辅助泵A10V7171286 液压系统验算液压系统验算的目的在于对液压系统的设计质量做出正确的评价和判断。验算内容一般包括系统的压力损失、系统效率、系统功率损失系统温升等。其中系统功率损失与温升直接影响液压系统工作的好坏，所以，本次论文设计主要进行液压系统的功率损失和温升验算。6.1 系统功率损失验算液压系统发热主要是由泵及执行元件功率损失、溢流节流损失和阀及管道压力损失所造成系统发热发热功率H可按下式估算,热能的损耗总量约占泵组驱动功率的15%30%, 系统在钻进工况中的泵组驱动功率最大，所以，带入钻进工况泵组的驱动功率即可算出最大发热功率,即：6.2 系统温升验算旋挖钻机液压油温升过高，将导致油液的质量变坏，影响元件寿命和系统的效率，一般情况下，旋挖钻机的正常工作油温是，系统最高允许油温为，温升一般不超过。液压系统中产生的热量H, 由系统中各个散热面散发至空气中, 其中油箱是主要散热面。因为管道散热面积相对较小, 且与其身的压力损失产生的热量基本平衡, 故一般略去不计。油箱的散热量： (7-1)其中：油箱的散热表面积（）， 温升（）； 散热系数（），取。所以系统的最高温升为： (7-2)当六面体油箱长、宽、高比例为 且液面高度是油箱高度的0.8 倍时， 其散热面积的近似计算式为： (7-3)其中：油箱的有效容量。则可得：带入数据计算得： ，需要设计独立冷却回路冷却。本次论文设计的冷却回路采用独立冷却泵供油，电机驱动冷却风扇冷却，初选冷却器LOC2 011-4-D-C 60 12.0，冷却回路流量，冷却功率12KW，冷却泵型号CB-B60，工作压力2.5MPa,带入数据验算得：其中：，采用风扇冷却系数。由以上计算可知采用冷却风扇冷却后满足温升要求。7 技术和经济分析随着我国铁路、公路和高层建筑等基础设施建设的快速发展，桩基础尤其是大直径、大深度成孔的桩基工程量巨大，使得我国市场对于旋挖钻机的市场需求日益扩大。旋挖钻机是机电液高度集成、主要用于大直径深孔灌注桩成孔施工的高端设备，可以配置回转斗、短螺旋钻头等装置实现多功能作业，其地质适应性强、成孔质量好，激动灵活、操作便利、施工便利、节能环保。本文所研究设计的TR280型旋挖钻机全液压驱动，液压系统具有负荷敏感、恒功率控制、电气越权等突出功能，其液压系统与发动机在各种工况下有良好的功率匹配，各执行机构和发动机的工作点始终各自的最佳稳定工况，在作业循环中能够充分利用发动机的功率。动力头回路在设计是采用双泵合流，动力头马达采用双变量马达，满足动力头快速旋转和大扭矩输出的要求。主卷扬马达采用A6VE200马达，是主卷扬具有调速范围大，平稳可靠，操作方便等优点。行走和上车回转回路在设计上互锁，保证了整机工作的平稳性。主要液压元件均采用力士乐公司的产品，保证了整机的工作可靠性，其技术先进，操作便利，施工效安全，施工效率高等经济效益特点。8 结论本文在查阅了解和掌握国内外灌注桩施工方式中的旋挖钻进技术现状及发展趋势的基础上，借鉴国内为旋挖钻机液压系统设计先进理念，以现有技术为基础，结合灌注桩施工工艺和要求，对TR280型旋挖钻机的液压系统设计进行了研究分析。对TR280型旋挖钻机主要执行机构进行了工况分析，通过对钻机动力头钻进工况、主卷扬提升工况、上车回转工况、下次行走工况、变幅机构变幅油缸变幅工况等进行了详细的分析研究，分析各部分负载特点，根据其负载及工作要求，设计各执行机构液压回路原理图，计算液压系统主参数，选择合理的液压元件，并提出TR280型旋挖钻机液压系统的设计方案，对TR280型旋挖钻机的工作与液压系统进行了一定的深入研究，取得了预期目标。本文所设计的TR280型旋挖钻机液压系统具有负荷敏感、恒功率控制、电气越权等特点，使钻机能在各种工况下自动适应负载特点，根据负载变化调整功率输出，使各部分执行机构和发动机始终工作在最佳功率匹配点，是发动机功率尽可能充分利用。在动力头回路上采用双变量马达驱动，满足动力头大扭矩输出的工作特点。但旋挖钻机是一个功能强大、结构复杂的机电液一体化高度集成的机械系统。限于本人能力所限，还有一些问题需要进一步详细探讨，研究工作还有待于进一步完善。本文主要对TR280型旋挖钻机的液压系统设计进行了研究分析，并没有对旋挖钻机的所有细节进行探讨，许多工作和问题需要进一步研究，如变幅机构动态建模分析等，都值得进一步的深入分析研究。致谢历时三个月之久的本次毕业设计论文写作，终于结束了。从最初的选题、写开题报告，到后来的初稿、定稿， 并不是一帆风顺的。在这期间，有很多人给我帮助，给我建议。首先，我要特别感谢我的毕业设计指导导师谢苗老师。从论文的选题、文献的收集、框架的设计、结构的布局到最终的论文定稿，谢老师都给了我详细的指导。在论文开始时我没能及时跟老师联系，讨论论文问题的时候，谢老师打电话提醒我，给我提出问题，让我及时改正。谢老师诲人不倦的精神，治学严谨的态度，让我钦佩。同时，还要感谢大学期间遇到的其他老师，谢谢你们让我在学到知识的同时，也学到了如何做人，你们的言传身教将让我一生受用。此外，还要感谢在完成毕业设计期间其他同学给我的帮助，孙威、杜之淳等同学都给了我很大的帮助。参考文献1 张忠海，陈以田，吴永成 旋挖钻机行业发展现状及技术特点 徐工研究院2 宋金虎 旋挖钻机行业分析 工程机械文摘 20093 何清华 旋挖钻机研究与设计 中南大学出版社 20124 李万莉 工程机械液压系统设计 同济大学出版社 20115 张利平 液压传动系统设计与使用 化学工业出版社 20116 文代明，朱建公，张俊俊 恒功率液压控制系统设计 西南科技大学制造学院7 沈锋，张立新 全液压旋挖钻机液压系统设计与分析 北京建筑机械化研究院8 黎起富，李均良 TR250D型旋挖钻机总体设计 北京南车时代重工机械有限责任公司9 张立娟 液压系统油液温升计算及冷却器选型 大连华锐股份有限公司液压装备厂10 李壮云 液压元件与系统 机械工业出版社 201211 雷天觉 液压工程手册 机械工业出版社 199012 濮良贵，纪明刚 机械设计 高等教育出版社 200013 石广远 大型旋挖钻机设计与研究 哈尔滨理工大学14 Eugeniusz Budny，Mirosaw chosta，Witold Gutkowski.Load-independent control of a hydraulic excavator.Automation in Construction，Volume 12，lssue3，May2003附录A用简单的仪器变量算法建立液压挖掘机模型Jun GU1, James TAYLOR2, Derek SEWARD2(1. School of Mechanical & Electronic Engineering, Soochow University, Suzhou, Jiangsu 215021, China;2.Engineering Department, Lancaster University, Lancaster, LA1 4YR, UK)摘要：本文提出了一种高度非线性的新的液压挖掘机系统建模的方法，而不是建立在通常做的从存在的问题的复杂的数学物理定律中液压系统建模，通过大量的不确定性导致低的可靠性和实用性。一种基于在挖掘机的收集的数据臂驱动实验，基于数据的挖掘机动态模型采用简化的精致的工具变量（SRIV）识别和估计算法建立了液压系统模型，所提出的基于数据模型的有效性，间接证明通过计算机模拟的性能和实际机床的运动控制的实验研究。关键词：液压挖掘机；非线性动力学；数据模型；简化的精致的工具变量算法1 引言民用和建筑行业目前部署了大量的手动控制设备，利用一系列的重型液压机械包括挖掘机，起重机，打桩机、平地机在施工过程中的完成各种各样的任务。上述研究领域的重要组成部分和控制系统的设计，越来越多采用半/全自动功能，作为提高效率、质量和安全的方法，控制系统的设计和动态模型作为一个有效的工具。一般来说，系统建模是一个控制系统的发展的第一步。在连续时间域，大部分的上述工作对控制设计是一个问题，然而，随着计算机的发展，有越来越多的数字控制设计的趋势，近年来，已经有一些应用的数字控制文件（TDC）的设计理念，在离散的时间进行控制系统的设计，数字控制文件的方法是基于简化的精致的工具变量（SRIV）的识别和估计算法的数据建模13，它已成功地应用于一系列困难的应用46。本文考虑了SRIV算法应用到兰开斯特大学计算机智能挖掘机系统建模（露西），图1所示，它正在开发与执行常见任务的最终目的完全自主地开挖79, 以前的工作 7 为露西所需的斗一个缓慢的运动保持准确的控制,这可以部分解释挖掘机用于控制器的动态模型并不是最合适和有效的, 相比之下，本研究利用SRIV算法构建了一个基于数据的动态模型的挖掘机，预计能够充分描述的挖掘机液压致动器和刚体系统的非线性动力学行为, 在这方面，利用SRIV的一个优点是，它在控制参数估计过程提供了一个精确的模型，可以改善关节的控制以保证顺畅，挖掘机的手臂更准确的运动。这个测试是在模拟和现场试验的。2 简体精致的工具变量（SRIV）算法简化的精致的工具变量（SRIV）算法来估计模型参数的控制。描述SRIV估计，最简单的传递函数（TF）模型可以以书面的形式在E（k）是一零的意思，序列不相关的随机变量序列的方差，这是介绍让任何不可测的随机输入，干扰和测量噪声的影响，可以输入你的系统（K）和“噪音”输出y（k）测量。公式的TF模型（1）是线性的参数和多项式，可以通过将方程转化为离散时间条件和求解y（k）的形式，。估计噪声方差的 可以从一个基于平方值的一个适当的归一化递归递归方程得到的创新序列 1，10 ，在参数估计的标准误差可以从协方差矩阵的对角元素P计算（K） 11 ，因此，该算法提供SRIV与模型参数的不确定性的估计12。3 路茜和问题的定义露西的平台是基于商业手动液压jcb801小型履带式挖掘机，它 由电液伺服阀，相关的传感器和计算机控制系统组成，以便在新的智能控制系统的开发，所有的动作都是液压驱动的，四个电位器固定在测量角度的接头（参阅编号标注在图1），机器人挖掘机的特定属性，决定它是一种直接驱动机械手液压执行器。液压驱动的机器人的行为是高度非线性的控制，轻阻尼动力学的液压作动器 13 和外部的不确定性，如土壤的相互作用过程中挖掘工具。对于这样一个系统，一个控制器的设计，受到液压致动器的行为限制。大多数的机器人控制的研究主要集中在非线性多变量动态的机械手 14 的刚体机构介绍，这是因为大多数机器人用于集中在制造业装备，通常被视为理想的线性电机转矩发生器。然而，这种类型的动力学是不具有高度非线性的可比性和液压致动器的复杂动力学。而作为一个纯粹的几何运动模型的基础上，动态模型捕捉的考虑，如力，加速度，惯性和摩擦，这些模型的目的是与关节力矩和外部势力对挖掘机关节的运动相关，提出的动态模型，用于模拟。给出了关节力矩和外部的力和力矩，使整机的运动可以预测。Vaha和Skibiniewski 15 提出了一个基于机器人的动力学建模的牛顿欧拉方法模型，劳伦斯 16 已用一种类似的配方模型的反铲挖掘机，已被修改为林业中的应用，萨拉塔 17 提出了轮式装载机的动力学的拉格朗日制定和机器视为一三连杆机械手，该模型捕获的二阶效应的向心力和科里奥利由于联动的质量和末端执行器的负载力，这些相关模型控制当斗正在通过自由空间相对于接触地面的主要轨迹，控制的液压致动器的设计通常的方法往往会导致液压运动控制系统不匹配，一个标准的方法 13 是基于一个模型，线性化的液压执行器的动态的工作点,这种方法经常给一个满意的结果。然而，挖掘机需要在设计过程中整个范围内操作的工作行为（即液压缸的整个长度）和它的性能可能会严重退化的不适当的线性化控制，更重要的是，在的情况下，液压致动器的非线性特性不能被忽略，非线性控制的方法可能更合适，然而，考虑到液压作动系统的要求，本文提出的基于数据的模型使用SRIV算法的控制器的设计方法，数据为基础的模型是预期的充分描述不遗漏任何因素可能影响运动的挖掘机液压致动器和刚体系统的非线性动力学行为，此外，它应尽可能地简单，设计复杂度降低而准确地描述系统的行为。4 挖掘机关节动力学模型4.1 数据采集实验 在这一部分中，作者设计了一个实验，得到用于获得用于下一段的挖掘机关节动力学模型的数据。因为本实验的目的是为了获得足够的正确的数据以确保获得的数据模型能够描述关节动力学尽可能真实，某些规则必须遵守，以保证实验的效度，如：实验应该激发所有的系统模式，可以激发模型时，在运动的全方位，对露西的关节臂，驱动的需求是从最小到最大和武器的举动在其整个运动范围，从完全打开完全关闭。除了上述规则，还应指出的是，本机的不同节点的交叉耦合，消除与丹麦丹佛斯的 PVG 32负载无关的比例阀控制的运动，运动斗，斗，驾驶室旋转，左行走，右行走， 推土，此外，在整个实验过程中，驱动露西液压压力保持恒定，约1:1107 Pa和采样时间为0.1秒，这是在网上的计算机的能力，在实践中很好的工作，在实验中，斗从全关位置完全与驱动要求最大负电压的最大正压，打开位置，在安全范围内。4.2 数据模型 从以上描述的实验获得的数据后，关节的动力学离散模型使用SRIV算法的实验数据估计。例如，图2显示了斗的响应，从最初的几乎完全关闭的位置，一系列的输入电压范围从100到1000（负电压缩放范围从0到到1000使手臂打开，而高达1000的正电压方向相反。输入绝对值大，意味着更快的运动。）。在每一种情况下，斗正比于输入电压的速度，直到它达到其最大伸出位置。数据叠表达清晰的痕迹，与较高的占较大的输入电压试验的斜率。图3显示斗关闭情况下的反应。类似的实验进行了动臂和斗。在共同与其他液压系统 18 ，它是明确的，斗的角度表现为一个积分，对于一个给定的输入信号的变化几乎是恒定的速率（见图2），这是一个模式识别运动使用R2和年轻的识别判据确定（YIC） 2 （R2T和评价指标主要有两个统计措施，为控制系统的设计。选择最合适的模型结构提供了一个指南），在每一种情况下，TF模型被发现是一阶形式如下：在这里，Y（k）代表the单斗挖泥机角度，U（k）和B是每一次实验输入电压和动作的参数估计，这是强调线性模型的重要（3）是基于一个时不变参数B和，因此，只适用于指定的输入电压。例如，在斗开的情况下，当u（k）=i200，然后SRIV算法确定B =i0:0073和R2T = 0:9978，即在数据的简单变异的99%（3）。事实上，如图4，模型的响应（固体径迹）密切相匹配的数据（点）的实验.此外，绘制B对输入电压的值，在图5，揭示了一个非线性关系是直截了当地表示一个非参数模型，第七阶多项式拟合MATLABC和显示在图5坚实的痕迹。它表明，B值之间的关系，对斗开口的情况下输入驱动要求。同样的，一个第六阶多项式拟合和显示在图固体径迹表明斗关的情况下，B值之间的关系，对输入驱动命令。因此，结合图5、6和等效多项式的斗的开启和关闭的实验，与TF模型（3），可以确定铲斗运动和任何指定的输入电压之间的动态关系，此外，类似的TF模型可以得到了动臂和铲斗开合试验，用统一的纯时间延迟的所有情况，在这种方式中，采用一个非线性的仿真模型开发露西。5 模拟和现场试验评价在测试中，一个数字比例积分（PIP） 9，12 控制系统开发，与上述数据模型使用SRIV它的参数估计算法，仿真是在MATLAB / simulinkc进行，露西现场实验，由于在挖掘过程中铲斗位置是根据由8建立关节的运动学关系和斗的角度决定，该斗的位置控制的关键取决于运动和斗角控制。测试在连续动作的控制器，并检查路径跟踪控制器的响应，路径跟踪实验，带动铲斗沿斜直线移动，保持桶沿规定的轨迹移动，曲线命令输入用于同时臂和铲斗控制，如图所示，有实际的角度和预期的角度之间的时间延迟，和实际位置曲线几乎重合的位置曲线的计算机模拟，这表明了系统的有效性的动态模型，用于对控制器的控制参数的获得。然而，很显然有振动时的动作跟踪期望角度的图7（a）显示。从研究发现，应该指出的是，大惯性负载因质量重，这将导致振动。通常，振动出现在以下情况：1） 繁荣改变其运动方向（例如从开启到关闭）；2） 从固定的任何运动；3） 任何大的变化的需求的驱动，即使它们是在同一方向；另一个因素，可以部分地解释了位置误差是延迟的反应从液压系统，液压系统的响应时间滞后的实时性要求。虽然拖延的现象已在模型建立阶段已经考虑到，并不是所有的时间去真正的系统的一个精确匹配，对挖掘机，大部分的反应不同的传动要求一次性延迟挖掘机的TF模型描述，并被显示在图7（b）顺利准确的跟踪性能，然而，对于运动更复杂。一些驱动需求的反应并不是一次性的延迟，并在输入命令的情况下改变运动方向，响应比一次性建议慢。为简单起见，统一时间延迟积分是的TF模型假设。这是不一定的在某些情况下臂控制的最合适的模型结构，在这方面，作者正在考虑，长时间延迟模型。6 结论 在电液伺服系统的非线性，深深的影响了系统的稳定性和控制性能，本文的贡献是数据模型，用来描述挖掘机臂的非线性动力学理论的发展，这些模型是基于实验获得的数据，和SRIV算法来估计模型参数的控制如果有足够的数据，非线性等非线性压力/流量的收益，在流体的体积变化，在液压致动器，等摩擦，可以在模型考中虑用这种方法。这些动态的TF模型已被广泛应用于实验，仿真和实验结果对挖掘机进行确认所提出的动态模型的有效性和所采用的技术，与传统的基于物理规律，如油体积的质量平衡方程的方法相比，运动部件的运动方程，通过小的限制湍流流动方程等等。在这里本文提供的提出一个快速和可靠的方式，不仅有利于液压挖掘机，而且任何其他高度非线性的动态系统，将提供机会，提高行业的机器利用率和吞吐量。参考文献1 P. C. Young. Recursive Estimation and Time Series Analysis (Communication and Control Engineering Series)M. Berlin: Springer-Verlag, 1984.2 P. C. Young. Simplified refined instrumental variable (SRIV) estimation and true digital control (TDC): a tutorial introductionC / Proceedings of the First European Control Conference. Grenoble, 1991.3 P. C. Young. The instrumental variable method: a practical approach to identification and system parameter estimationM / Identification and System Parameter Estimation. Oxford: Pergamon, 1985: 1 15.4 M. J. Lees, C. J. Taylor, P. C. Young, A. Chotai. Modelling and PIP control design for Open Top ChambersJ. Control Engineering Practice, 1998, 6(10): 1209 1216.5 L. Price, P. C. Young, D. Berckmans, K. Janssens, C. J. Taylor. Databased mechanistic modelling (DBM) and control of mass and energy transfer in agricultural buildingsM / Annual Reviews in Control, 1999, 23: 71 82.6 C. J. Taylor, P. C. Young, A. Chotai, A. R. Mcleod, A. R. Glasock. Modelling and Proportional-Integral-Plus control design for fFree air carbon dioxide enrichment systemsJ. Journal of Agricultural Engineering Research, 1999, 75(4): 365 374.7 D. W. Seward, S. Quayle. LUCIE-Lancaster university computerized intelligent excavatorJ. Circle Cellar: Computer Application Journal, 1997, 79: 67 73. 8 D.A. Bradley, D.W. Seward. The development, control and operation of an autonomous robotic excavatorJ. Journal of Intelligent and Robotic Systems, 1998, 21(1): 73 97.9 J. Gu, C. J. Taylor, D. W. Seward. Proportional-integral-plus control of an intelligent excavatorJ. Journal of Computer-Aided Civil and Infrastructure Engineering, 2004, 19(1): 16 27.10 P. C. Young, A. Chotai,W. Tych. Identification, estimation and control of continuous-time systems described by delta operator modelsM/ N. K. Sinha, G. P. Rao, eds. Identification of Continuous Time Systems. Dordrecht: Kluwer Academic Publishers, 1991: 363 418.11 P. C. Young, A. J.Jakeman. Refined instrumental variable methods of recursive time-series analysis, part 3: extensionJ. International Journal of Control, 1980, 31(4): 741 764.12 C. J. Taylor. Generalized proportional-integral-plus (PIP) controlD. Lancaster: Lancaster University, 1996.13 E. Merritt.Hydraulic Control SystemsM. New York: John Wiley, 1976. 14 J. Craig. Introduction to Robotics: Mechanics and ControlM. California, USA: Addison-Wesley, 1986.15 P. K. Vaha, M. J. Skibiniewski. Dynamic model of an excavatorJ. Journal of Aerospace Engineering, 1993, 6 (2): 148 158.16 P. D. Lawrence, S. E. Salcudean, N. Sepehri, D. Chan, S. Bachmanm, N. Parker, M. Zhu, R. Frenette. Coordinated and force-feedbackcontrol of hydraulic excavatorsC/Proceedings 4th International Sympsium on Experiment Robotics. Stanford, CA, 1995: 114 121.17 S. Sarata, K. Sato, S. Yuta. Motion control system for autonomous wheel loader operationC/Proceeding of the International Sympsium on Mine Mechanization and Automation. Golden, Colorado, USA, 1995: 155 165.18 R. Dixon, A. Chotai, P. C. Young, J. N. Scott. The automation of piling rig positioning utilising multivariable Proportional-Integral- Plus (PIP) ControlC /Proceedings 12th International Conferenceon Systems Engineering. Coventry UK: Coventry University, 1997: 附录BModelling of an hydraulic excavator using simplified refined instrumental variable (SRIV) algorithmJun GU1, James TAYLOR2, Derek SEWARD2(1. School of Mechanical & Electronic Engineering, Soochow University, Suzhou, Jiangsu 215021, China; 2.Engineering Department, Lancaster University, Lancaster, LA1 4YR, UK)Abstract: Instead of establishing mathematical hydraulic system models from physical laws usually done with the problems of complex modelling processes, low reliability and practicality caused by large uncertainties, a novel modeling method for a highly nonlinear system of a hydraulic excavator is presented. Based on the data collected in the excavators arms driving experiments, a data-based excavator dynamic model using Simplified Refined Instrumental Variable (SRIV) identification and estimation algorithms is established. The validity of the proposed data-based model is indirectly demonstrated by the performance of computer simulation and the real machine motion control experiments.Keywords: Hydraulic excavator; Nonlinear dynamics; Data based model; Simplified refined instrumental variable1 IntroductionThe civil and construction industries currently deploy a large amount of manually-controlled equipment for a wide variety of tasks within the construction process, utilising a range of heavy hydraulic machinery including cranes, excavators, piling rigs and graders. Semi/fully-automatic functions are now starting to be adopted as a means of improving efficiency, quality and safety. The essential part of the above research fields is to design and implement a control system. Generally, system modelling is the first step in the development of a control system, and the dynamic model serves as an effective tool in designing the control system.Much of the aforementioned work treats the control design as a problem in the continuous time domain; however, with increased computer power and decreased hardware cost, there is a growing trend toward digital control designs. In recent years, there have been a number of papers concerning the true digital control (TDC) design philosophy, in which the design of a control system is carried out overtly in discrete time. The TDC approach is based upon the simplified refined instrumental variable (SRIV) identification and estimation algorithms for data-based modelling 13. It has been successfully utilized in a range of difficult applications such as in 46.The present paper considers the application of the SRIV algorithm to a system modelling of the Lancaster University Computerised Intelligent Excavator (LUCIE), shown in Fig.1, which is being developed with the ultimate objective of executing common excavation tasks fully autonomously 79. Previous work 7 for LUCIE required a slow movementof the bucket to maintain accurate control. A reasonthat may partially explain this is that the dynamic modelof the excavator employed for the controller was not the most appropriate or effective. By contrast, the present research utilizes the SRIV algorithm to build a data-based dynamic model of the excavator, which is expected to be able to fully describe the nonlinear dynamical behaviour of the excavators hydraulic actuators and rigid body system. In this regard, one advantage of using SRIV is that it provides a rigorous model in the process of control parameters estimation, which may improve the joint control to ensure smoother, more accurate movement of the excavator arm. This is tested in both simulation and field tests.2 The simplified refined instrumental variable (SRIV) algorithmThe Simplified Refined Instrumental Variable (SRIV) algorithm 13 is usually employed to estimate the parameters of the control models. To describe the SRIV estimation, the simplest Transfer Function (TF) model can be written inthe formwhere e(k) is a zero mean, serially uncorrelated series of random variables with variance , which is introduced to allow for any unmeasurable stochastic inputs, disturbances or measurement noise that may affect the system between the input u(k) and the noise output y(k) measurement.The TF model shown in Eq.(1) is linear in the parameters of the A(z1) and B(z1) polynomials, as can be demonstrated by converting the equation into discrete time terms and solving for y(k) in the formwhereAn estimate of the noise variance can be obtained from a recursive equation based on the squared values of a suitably normalized recursive innovation sequence 1, 10. The standard errors on the parameter estimates can be calculated from the diagonal elements of the covariance matrix P (k) 11. Hence, the SRIV algorithm provides an estimate of the uncertainty associated with the model parameters 12.3 LUCIE and problem definitionThe platform of LUCIE is based on a commercial manual hydraulic JCB801 mini tracked excavator. It has been refitted with electro-hydraulic servo valves, associated sensors and a computer-control system, to allow for the development of the new intelligent control systems. All ofthe movements are hydraulically driven, four potentiometers are fixed on the joints for angle measurement (refer to the numbered annotation in Fig.1). A specific property of the robotic excavator is that it is a directly driven manipulator with hydraulic actuators. The behaviour of hydraulically driven manipulators is dominated by the highly nonlinear, lightly damped dynamics of hydraulic actuators 13 and outside uncertainties such as the soil-tool interaction during digging. The design of a controller for such a system is therefore very much influenced by the behaviour of hydraulic actuators. Most research on robot control focuses on the nonlinear multi-variable dynamics introduced by the rigid body mechanisms of a manipulator 14. This focus arises because most robots utilised in the manufacturing industry are equipped with electrical motors that can usually be regarded as ideal linear torque generators. However, this type of dynamics is not comparable with the highly nonlinear and complicated dynamics of a hydraulic actuator.While kinematic models act on a purely geometric basis, dynamic models capture considerations such as force, acceleration, in ertia and friction. The purpose of such models is to relate joint torques and external forces to the motions of the joints of the excavator. The forward dynamic model is used for simulation. It gives the joint torques and external forces and moments so that the motion of the entire machine can be predicted.Vaha and Skibiniewski 15 have proposed a model based on the Newton-Euler method of dynamical modelling for robot manipulators. Lawrence 16 has used a similar formulation to model an excavator backhoe that has been modified for forestry applications. Sarata 17 has proposed a Lagrangian formulation of wheel loader dynamics and the machine is modelled as a three-link manipulator. The mode captures the second-order effects of centripetal and Coriolis force due to the linkage mass and end effector load. These models are relevant chiefly for trajectory control when the bucket is moving through free space as opposed to contacting the terrain. The usual approach to control design for hydraulic actuators often leads to hydraulic motion system control mismatch. A standard approach 13 is based on a model that linearises hydraulic actuator dynamics around an operating point. This approach often gives a somewhat satisfactory result. However, an excavator needs to operate in the whole range of working action (i.e. the whole length of the hydraulic cylinder) and hence its performance may be severely degraded by inappropriate linearization during control design. Whats more, in the case where the nonlinear characteristics of a hydraulic actuator cannot be ignored, a nonlinear control approach may be more appropriate. However, considering the system requirements for a hydraulic actuator, a data-based model approach using SRIV algorithm for controller design is suggested in this paper. The data-based model developed here is expected to fully describe the nonlinear dynamical behaviour of the excavators hydraulic actuators and rigid body system without omitting any factors that may affect the motion. In addition, it should be kept as simple as possible so that design complexity is reduced while accurately describing the systems behaviour.4 Modelling for the excavator joint dynamics4.1 Data acquisition experimentIn this section, an experiment is designed to obtain data that are used to get the models of the excavator joint dynamics used in the next section. Because the aim of this experiment is to get enough correct data to ensure the databased models obtained are able to describe the joint dynamics as realistically as possible, some rules must be followed to guarantee the validity of the experiment, as follows. the experiment should excite all modes of the system that may be excited when the model is used, and over the full range of movement. For the joint arms of LUCIE, the drive-demand is from minimum to maximum and the arms move over their full motion range, from fully open to fully closed. Beyond the rules discussed above, it should also be noted that the cross coupling of different joints of the machine is eliminated with the employment of Danfoss PVG 32 loadindependent proportional valves which control the motion of the boom, dipper, bucket, cab slew, left track, right track, and dozer respectively. Additionally, during the whole experiment, the hydraulic pressure that drives LUCIE is kept constant, approximately 1:1 107 Pa and the sample time is chosen to be 0.1 second, which is within the capabilities of the on-line computer and is found to work well in practice. In the experiments, the boom, dipper and bucket are driven from the fully closed position to fully open position with the drive-demands from maximum negative voltage to maximum positive voltage, respectively, in the safe ranges.4.2 Data-based modelAfter getting the data from the experiments described above, the discrete-time models of the joint dynamics are estimated from the experimental data using the SRIV algorithm.For example, Fig.2 shows the response of the dipper, from an initial almost fully closed position, to a series of input voltages ranging from 100 to 1000 (A negative voltage scaled from 0 to 1000 causes the arm to open, whilst a positive voltage of up to 1000 reverses the direction. Large absolute value of input implies faster movement.). In each case, the dipper opens at a speed proportional to the input voltage until it reaches its maximum extended position. The data are stacked for clarity of presentation, with the slope of traces higher up the plot representing experiments with larger input voltages. Fig.3 shows the dipper closing case responses. Similar experiments are carried to the boom and bucket.In common with other hydraulic systems 18, it is clear that the dipper angle behaves as an integrator, with an almost constant rate of change for a given input signal (see Fig.2). This is confirmed by a model identification exercise utilising R2 T and Young Identification Criterion (YIC) 2 ( R2T and YIC are two main statistical measures to provide a guide to selecting the most suitable model structure for the control system design.), where the TF model in each case is found to be of the following first order form:Here, y(k) represents the dipper angle, u(k) is the inputvoltage and b is a numerator parameter estimated for each experiment in turn. It is important to stress that the linear model (3) is based on a time invariant parameter b and, therefore, only holds for a specified input voltage. For example, in the dipper opening case, when u(k) = 200 , then the SRIV algorithm determines that b = 0:0073 and R2T = 0:9978 , i.e. over 99% of the variation in the data is explained by the simple TF model (3). Indeed, as illustrated in Fig.4, the response of the model (solid trace) closely matches the data (dots) of the experiment.Furthermore, plotting the value of b against the input voltage, as in Fig.5, reveals a nonlinear relationship that is straightforwardly represented with a nonparametric model. A 7th-order polynomial is fitted using MATLABc and shown as the solid trace in Fig.5. It indicates the relationship between the values of b against the input drive-demands in the dipper opening case. Similarly, a 6th-order polynomial is fitted and shown as the solid trace in Fig.6 to indicate the relationship between the values of b against the input drivedemands in the dipper closing case.Therefore, by combining Figs. 5, 6 and the equivalent polynomials for the dipper opening and closing experiments, with the TF models (3), the dynamic relationship between dipper motion and any specified input voltage may be determined. Furthermore, similar TF models may be obtained for the opening and closing experiments of the boom and bucket, with unity pure time delays for all cases. In this manner, a nonlinear simulation model is developed for LUCIE.5 Simulation and field tests evaluationIn tests, a digital Proportional-Integral-Plus (PIP) 9, 12 control system is developed, with its parameters estimated from the above data-based model using SRIV algorithm. Simulation is carried out in MATLAB/SIMULINKc , andLUCIE is used in field experiments.Since in the digging process the bucket position is decided by the angle of the boom and dipper according to the kinematic relationship of joints established by 8, the key to the proposed bucket position control depends on the angle control of the boom and dipper.To test the controller in continuous action, and also to check the path tracking response of the controller, a path tracking experiment is conducted which drives the bucket to move along an oblique straight line. To keep the bucket moving along the set trajectory, a curve command input is applied to control the boom and dipper at the same time. As shown in Fig.7, there are time delays between the actual angles and the desired angles, and the curve of the real position almost coincides with the position curve in computer simulation. This indicates the validity of the system dynamic models utilised to obtain the control parameters for the controller.However, it is clear there is vibration when the boom tracks the desired angles as Fig.7(a) shows. From the research, it should be noted that the boom bears the largest inertial load because of its heavy weight, and this will cause the vibration. Usually, the vibration appears in the following situations:1) the boom changes its direction of motion (e.g. fromopening to closing);2) any movement from stationary;3) any big changes of drive-demand even if they are inthe same directionAnother factor that can partially explain the position error is the delayed responses from the hydraulic system. The response time of the hydraulic system lags behind the real time requirements. Although the delay phenomenon has been already considered in th
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