MG100型锚杆钻机液压系统设计【石油】【9张CAD高清图纸及说明书】
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大庆石油学院本科生毕业设计（论文） 第1章 绪论1.1 选题的背景、意义及目的钻孔机械是地下水开采及基本建设基础施工必不可少的设备，钻机产品也随之进入快速发展的阶段。近年来，国内的许多厂家相继生产出各种形式的反循环钻机，应用于全国各地的桥梁、建筑、水利等工程施工过程中。但从现有的国产冲击反循环钻机的使用情况来看，仍存在一些问题需要认真讨论与分析，并在技术上作出相应的改进和提高，才能更有利于我国钻机制造业的发展，并进一步提高我国同类钻机的设计和制造水平。其中锚杆钻机是实现锚杆支护技术图1锚杆钻机的重要机械设备，随着锚杆支护技术的飞速发展，用于钻凿锚杆孔的锚杆钻机也得到了快速发展。展望它的发展，有助于不断促进锚杆钻机设备的技术进步，其更加适应现代支护技术的需要。以往钻机的设计研制过程,比较注重钻机本身的输出特性，一味通过追求尽可能大的转速和转矩来提高钻机的破岩钻进能力。但对于单体锚杆钻机来说,要求体积小、重量轻、因而不能无限止地提高转速、转矩和推力。只有最大限 度地提高钻机输出功。图12主臂伸缩式锚杆钻机课题来源：于北京建筑机械化研究院合作的国家十一五重点攻关项目率的利用率，即提高破岩钻削效率，才能在有限的输出功率下取得较高的钻进速度。现在气动、液压单体回转式锚杆钻机是一个时期的主流，综观国外锚杆钻机发展历程以及国内多方面实践,针对煤矿经济状况与煤岩、半煤岩巷道的具体特点，在具有压缩空气源的条件下，气动回转式锚杆钻机仍为首选产品，是产品生产与开发的主流。但如何解决压缩空气工作压力不足，合理选择压缩空气管网系统，正确确定空压机及其动力系统的技术参数,开发新型的提高压缩空气压力的机械设备，将成为进一步发挥该类钻机作用的关键。液压回转式锚杆钻机因其工作压力高、扭矩大、动力系统可不受外界影响，在一些场合下是合理的机型。一个时期内,液压锚杆钻机主要用于与掘进机配套,共用该液压泵站。经过一定时期以后，用户会根据锚杆支护的需要与具体条件，进行综合技术经济分析，在适宜的场所确定采用液压回转式锚杆钻机。由于液压锚杆钻机使用量的增加，矿物油介质的安全性问题会日益突出，开发难燃液锚杆钻机的问题将适时提到日程上来。今后回转式锚杆钻机的发展前途，将是如何扩大钻进岩石的范围、提高产品可靠性与减轻机重。电动锚杆钻机的动力单一，是人们理想的首选机型。但因目前技术水平所限,其支腿配套方式、扭矩-转速硬特性和电机防水耐潮性能差等，都不利于其更快地向前发展。在一定时期内，电动锚杆钻机产品仍会以“技术攻关为”基本特征。 高新技术的发展，有利于锚杆孔钻进技术的变革几十年来，锚杆孔钻进设备已有了一定的提高，随着知识经济的发展，锚杆钻机及其配套钻具会逐渐变革，预计在以下方面会引起产品的重大变化：1、结构参数的优化以及高科技新材料的应用，使单体锚杆钻机性能提高、重量减轻。采用了高新技术的岩石钻头将使回转式钻进方式扩大应用范围。2、微电子技术在不同动力、不同类型锚杆钻机上的应用，可能会使锚杆钻机发生某些根本性的变革，例如改变钻机特性、改善操作性能、提高可靠性等。国外已探讨计算机控制的锚杆孔钻进与锚杆安装的综合性自动化设备。凿岩机器人的成功应用必将有力地促进锚杆孔钻进设备的进步。3、锚杆孔钻进设备的发展，以锚杆支护技术与凿岩技术的发展为基础，锚杆支护新类型、新材料的出现会对锚杆钻机的结构参数、技术性能与功能提出新的要求。我国煤矿用锚杆钻孔设备存在的主要技术图13新型锚杆钻机 问题，虽然开发的品种多，但性能适宜且可靠性好的产品不多。 截止目前,我国已开发了40多种型号和不同类型的锚杆钻机，但适于井下使用且可靠性较好的只有34种产品。目前锚杆钻机技术发展状况有以下基本特点：1 单体气动回转式锚杆钻机是锚杆钻机产品的主流，在齿轮式、柱塞式和叶片式3种类型气动马达中，叶片马达式已基本淘汰，齿轮式马达与柱塞式马达在扭矩-转速特性、不同气压下的性能、噪声特性、机重、对润滑的要求与抗污染等方面各有优缺点，在不同使用条件下都有各自的市场。总的来说国产气动锚杆钻机的水平逐步提高，齿轮气动马达式已基本能代替进口产品，但玻璃钢支腿等部分的可靠性应进一步提高；柱塞马达式锚杆钻机尚处于小批量生产阶段,尚需进一步考核。2 电动锚杆钻机的输出特性较差，钻孔速度低，电机可靠性及防水性存在严重问题，尚无良好的推进方式。近期尚难大量用于井下锚杆支护。3 液压锚杆钻机输出的扭矩高于气动锚杆钻机，与掘进机配套是较优越的工作方式。但输出扭矩仍然偏低,液压系统容易发热。由于以矿物油为工作介质，在煤矿井下使用中存在安全隐患。 随着锚喷支护技术的推广和应用，作为锚喷施工工具的锚杆钻机的优劣直接影响着锚杆孔施工和生产效率，锚杆钻机按动力源分电动锚杆钻机、气动锚杆钻机和液压锚杆钻机。通过上述分析与研究，由于液压锚杆钻机具有扭矩大、钻削破岩性好等特点，从而得到推广应用，本课题所涉及的锚杆钻机液压系统设计是液压锚杆钻机的重要组成部分，它意在研究液压锚杆钻机的液压原理与辅助部分，总体方案包括主机和泵站的液压部分及接头与管路等。主机的液压部分主要由液压马达、操纵臂液缸、支腿液缸等组成，液压泵站主要由液压泵、溢流阀、油箱和滤油器等组成。液压马达和支腿作为钻机的执行元件，一个作旋转运动,输出扭矩；一个作直线运动，作为钻机工作时的支撑。通过对锚杆钻机液压系统设计，进而更好的推进液压锚杆钻机的推广应用。1.2国内外研究现状及分析地下凿岩和露天窜孔是矿山和岩石工程中的第一道生产工序。它直接影响劳动生产率的提高和生产成本的降低，因此对其设备水平的 提高，各方面都给予了高度重视。特别是近几年来，随着科学技术的飞速发展，国外凿岩（穿孔）设备已明显呈现以下发展趋势：一是设备向大型化发展；二是地下凿岩的液压化已成定局；三是自动化和智能化成度越来越高；四是维修性和可靠性日益提高；五是大型牙轮钻机上已广泛采用静态交流电机驱动变频调速。1.2.1 国外锚杆钻机技术发展状况目前国外应用较为普遍的单体锚杆钻机主要有风动和液压锚杆钻机两种。风动锚杆钻机有澳大利亚的克莱姆公司WOMBAT型，阿明克公司GO2PHER型和瑞典PRB-300型等;液压锚杆钻机有英国WISP型，澳大利亚PROBAM型等。特别是澳利亚在风动锚杆钻机方面一直保持着较为领先的技术和产品，主要有柱塞马达与齿轮马达2种，采用玻璃钢碳素纤维支腿，产品特点是重量轻，扭矩大，噪音低，耗气量小，机身矮等。新型锚机组的出现虽然只有10多年，这种一体化的锚杆支护技术在国外越来越受 图14多臂式锚杆钻机到重视，发展也很快，常采用性能优良，技术先进，操作维修方便，并且可以进行多孔钻进。应用范围广的锚杆钻机与采掘设备配套的锚机组。如乔伊公司生产的14CM10型采掘锚机组，2ED18型采锚机组，鲍拉特公司的E230型掘锚机组，郎艾道公司的RB1-50L型锚杆钻车等班工作效率已达120240根。1.2.2 国内锚杆钻机的研制状况我国煤矿专用锚杆钻机的研究始于20世纪70年代末,先后研制过机械支腿式锚杆钻机，钻车式锚杆钻机，支腿与导轨式液压锚杆钻机，支腿式气动锚杆钻机，非机械传动电动锚杆钻机，机载式锚杆钻机等锚杆钻机按结构不同有钻车式、机载式、单体式;按破岩原理不同有回转式、冲击式、冲击回转式、回转冲击式；按产品破岩机构动力不同有气动、电动、液动三大系列30多个品种。1.2.2.1 气动锚杆钻机气动锚杆钻机是以压缩气体为动力，按破岩方式不同可分为旋转冲击式和旋转式。气动旋转冲击式又称手持式气腿凿岩机，该类钻机采用气动冲击凿岩，钻孔速度快,特别适合在中硬岩石中钻孔、动力单一、重量轻、搬运方便、操作简单。其缺点是噪音大，工作环境较为艰苦，影响人的身心健康，在风压低时会影响钻孔效率。图15气动锚杆钻机气动旋转式锚杆钻机是20世纪80年代我国在引国外同类钻机的基础上开发研制成功的。主要由风马达，气腿和操纵臂组成。现有的机型有MFC系列，QMZ系列，M10C系列等。由于采用工程塑料等新型材料制成多级伸缩式气腿，重量更轻，操作移动方便，不仅能钻孔，换上附件还能安装树脂和水泥砂浆锚杆。不足之处是需要有一力的气源，压力较小时钻孔效率会降低。气动锚杆钻机特性分析气动锚杆钻机的切割机构由气动马达实现， 气动马达的机械输出具有明显的软特性 (图16)。推进机构由气缸完成，由于气体的可压缩性，其推力和推进速度也具有弹性输出的特点。它与气动马达的软特性一起，共同组成了回转机构和推进机构的弹性配合这与岩石钻孔特性极其相似，合理的选择两个机构 的输出参数，使其随着岩石钻进阻力的 图16 气动马达输出特性变化,钻机的转矩，转速和推进力!推进速度同时弹性配合地变化，即能自动保证较好的钻进效果。气动马达空转时转速最高,随钻进阻力增大、转速下降、气压增加、转矩增大。一般情况,在额定转矩和额定转速下工作,当岩石钻进阻力超过额定值时，气动马达转速变慢，推进气缸速度亦变慢，气体被压缩积蓄能量直至足于克服钻进阻力时，钻机继续正常工作。因此风动锚杆钻机又具有一定的过载能力，这比液压钻机和电动钻机具有更大的性能优势。1.2.2.2电动锚杆钻机电动锚杆钻机是由专用防爆电机驱动实现旋转切削的。其结构形式目前多为便携式。这类钻机采用电动机与液压油缸相结合的形式，电动机安装在液压油缸顶端，通过齿轮减速，带动钻孔主轴旋转。电动锚杆钻机的特点是动力源单一，不需要二次能量转换，因此能耗少，效率高，重量轻，钻孔速度快，可直接进入迎头作业，特别适用于煤巷和回采巷道的支护。其主要缺点是功率增大会受到电机重量的限制。电动锚杆钻机的性能分析 图17 异步电动机输出特性电动锚杆钻机的切割机构由电动机通过减速器驱动钻具回转。为使结构简单，重量轻，价格低，锚杆钻机一般采用鼠笼式异步电动机,因而其机械输出特性表现出明显的鼠笼电动机的特点(图1)。图中最大转矩Mmax与额定转矩Mn之比K为电动机的过载能力。对锚杆钻机来说，有两点是重要的:异步电动机的硬特性,即转速n随转矩M的增大下降不多(图17中AB段)，由于鼠笼式电动机转子自我闭合电路不能外接附加电阻改变机械特性，转子绕组的内电阻为一常量,这样,与岩石钻孔的相应特性差别较大。异步电动机的过载能力，一般K=116215，对于23kW隔爆型锚杆钻机用电动机，K在118左右。 电动锚杆钻机的钻进推力由井下静压水产生的压力提供。钻进时，在额定转矩范围内(图2中AD段),转速变化不大，输出功率基本稳定，有较好的钻进效果。但若超过D点后，钻机只能依靠其过载能力短时在DB段工作，若时间过长或岩石阻力超过对应的Mmax时，钻机即卡钻停止，这种频繁卡钻的现象时有发生，使回转机构产生早期损坏。 1.2.2.3液压锚杆钻机液压锚杆钻机是通过液压马达驱动旋转切削破岩的。通常都附带泵站，由泵站输送的液压油提供动力，带动液压马达转动。现多采用低速转动的结构，省去齿轮传动机构，直接带动钻机。液压锚杆钻机可分为单体型和手持型2种形式。单体钻机主要是MZ系列，由主机,操纵架和泵站三大部分组成。这种机型只能钻顶部锚杆孔，但钻孔平稳，一次推进行程长。不足的是重量较重，一般均在70kg以上，移动费力。 图18液压锚杆钻机手持式钻机主要有QYM系列，ZYX系列。这类钻机液压马达直接安装在推进油缸顶端，不需要减速装置，液压马达直接带动钻机主轴旋转。不仅可钻顶部孔，还可钻边帮孔和迎头炮孔。重量轻，操作简单方便，缺点是推进引程短，一般需要换钎杆。为改变液压锚杆钻机由于泵站重量大，移动不方便缺陷，目前泵站，液压锚杆钻机常与采掘机械或装岩机配套使用，结合在一起构成采掘装锚机组(机载锚杆钻机)。这是采掘机械化应用的发展趋势，实现了采掘与支护平行作业。目前中科院南京所研制的机载锚杆钻机可与中小型悬臂式掘进机如EHJ32，EBJ- 160HN等)配套，构成掘锚机组,掘出顶板即可及时支护，距迎头最小支护间距为0.2m，适用于岩石硬度f10的各种巷道。液压锚杆钻机的性能分析。由于液压锚杆钻机所用马达为定量马达，其输出转速由系统流量决定，转矩由系统压力决定。在实际钻孔中，转矩决定于外载荷，外载增加，系统压力增加，增加。当外载荷超过一定限度，系统压力超过额定值，溢流阀开启溢流,钻机停钻，因而液压马达的输出特性显示出随压力不同近似平行的斜线(图19)。显然液压马达同样具有硬特性。与岩石的钻孔特性相比，在产生的转矩足以破碎岩石，但速度不一定在最佳区段内，因此需在操作中进 图19 液压马达输出特行调整。液压马达输出转矩随压力增加的特性使钻机在使用过程中克服不同岩石的阻力作功这点有较大的适应性。 液压锚杆钻机的推进往往由同一泵站供液，推动力大小由推进液压缸的缸径和系统压力决定，而推进速度则由系统流量确定。理想的液压系统把回转机构的压力，流量和推进机构的压力，流量4个参数在一定范围内进行自动调节，使钻机在较合理的输出参数下工作，避免频繁的堵卡现象，但这种现象较为复杂。1.3 课题所涉及的内容在气动锚杆钻机一统市场的情况下，扭矩的增大受到气源压力、马达体积和重量的限制，而液压锚杆钻机由于有中、高压液压泵站的支持，扭矩的增大有更大的空间，再有优良钻杆的支持，硬煤层打孔的优越性凸现出来，因而液压锚杆钻机的应用将越来越广。该课题在此基础上进行的，所涉及的主要内容有：锚杆钻机的总体设计；锚杆钻机的液压系统原理分析与设计；锚杆钻机的液压系统的动力特性分析；锚杆钻机的液压系统的三维布管设计以及相关论文的撰写。1.4本章小结本章通过对锚杆钻机的国内外发展状况的分析，了解了目前锚杆钻机的主要分类：气动锚杆钻机、电动锚杆钻机和液压锚杆钻机三种，同时分析了三种锚杆钻机的优缺点，通过上述分析选取液压锚杆钻机进行设计，进而确定了选题的目的、义和本课题所涉及的主要内容。 第2章 锚杆钻机总体方案的确定2.1 底盘钻机的底盘可分为固定式和车载式，由于锚杆钻机多用于空山巷道和建筑用的锚杆支护，一般是移动作业，所以采用车载式。车载式中有履带式和轮胎式等，轮胎式移动速度快，但由于自身的重量较大，因而对路面要求较高，适用于城市记录面附近作业。履带式虽然 移动速度较慢且对路面具有损坏，但越野性能较好，作业使用范围广，可图21底盘适用于野外及比较泥泞的巷道作业公路运输可采用汽车运输，解决了对路面的损坏问题，另外也可采用橡胶履带。通过上述对比及锚杆钻机的工作情况，底盘采用履带式。2.2 传动方式现在锚杆钻机的传动方式主要有气动式、电动式和液压式三种。其中气动式是以压气为动力，主要由风马达，气腿和操纵臂组成。由于采用工程塑料等新型材料制成多级伸缩式气腿，重量更轻，操作移动方便，不仅能钻孔，换上附件还能安装树脂和水泥砂浆锚杆，动力单一、重量轻、搬运方便、操作简单。不足之处是需要有一力的气源，压力较小时钻孔效率会降低；电动式是由专用防爆电机驱动实现旋转切削的，其结构形式目前多为便携式。这类钻机采用电动机与液压油缸相结合的形式，电动机安装在液压油缸顶端，通过齿轮减速，带动钻孔主轴旋转。其特点是动力源单一，不需要二次能量转换，因此能耗少、效率高、重量轻、钻孔速度快、可直接进入迎头作业,特别适用于煤巷和回采巷道的支护。其主要缺点是功率增大会受到电机重量的限制并且只适用有由图22液压传动锚杆钻机工业电网的地区，或是利用发电设备；液压式是通过液压马达驱动旋转切削破岩的。通常都附带泵站，由泵站输送的液压油提供动力，带动液压马达转动。现多采用低速转动的结构，省去齿轮传动机构，直接带动钻机。其马达为定量马达，其输出转速由系统流量决定，转矩由系统压力决定。在实际钻孔中，转矩决定于外载荷。外载增加，系统压力增加，转矩增加。当外载荷超过一定限度，系统压力超过额定值，溢流阀开启溢流，钻机停钻，可以实现过载保护。其推进往往由同一泵站供液，推动力大小由推进液压缸的缸径和系统压力决定，而推进速度则由系统流量确定，其缺点是泵站重量大，移动不方便。经过三种传动方式的分析及所选的课题内容采用液压式。2.3 钻进方式锚杆钻机的钻方式主要有旋转式、冲击式和冲击旋转式等，其中旋转式锚杆钻机具有效率高、结构简单、使用方便等特点,是目前广泛使用的钻孔机具型式。但在实际应用时,由于巷道围岩构造的复杂性，煤巷顶板常存在夹层等局部坚硬岩层，其硬度超过旋转式锚杆钻机的适应范围，致使旋转式锚杆钻机的使用受到限制，效率大大降低，这也是目前打锚杆孔遇到的难题。如何提高旋转式锚杆钻机的适应范围，以解决实际工作中存在的上述问题,是旋转式锚杆钻机进一步研究的内容之一，为此选择具有冲击功能的旋转式锚杆钻机的方案。其基本思路是:在现有旋转式锚杆钻机结构基础上，增加一个冲击机构,即图23三种冲击钻进方式所谓冲击旋转式锚杆钻机,在正常顶板条件下，该锚杆钻机仍以旋转方式打锚杆孔，以充分发挥旋转式钻机高效的特点，但同时根据需要，可以辅以冲击在旋转钻孔时超前冲击破岩,使孔底岩石产生微观裂隙，以使旋转钻孔更为有效。当遇到局部坚硬岩石时，以冲击钻孔为主，充分发挥冲击破岩的特点并辅以旋转切削，从而有效地解决不同围岩顶板条件下的锚杆支护问题。上图中为三种冲击旋转钻机方式，其中1为双层钻杆，外层在上部旋转，内层钻杆在下部冲击；2为单层钻杆，在上部同时实现冲击旋转；3为双层钻杆，外层在上部旋转，内层在上部冲击，图中3较为符合锚杆钻机的钻进工况要求，所以选取图中的钻进方式3，即在动力头部分同时实现冲击旋转钻进。2.4 主臂 主臂按结构可分为整体式和可伸缩式两种，整体式大多是柱形或箱形结构，而可伸缩式大多是箱形结构，整体式载荷分布均匀，能够承受较大的载荷，但底盘固定时钻机的作业范围小；可伸缩式虽然承受载荷能力没有整体式好，但底盘固定时钻机的作业范围大。 1 2 3 由于锚杆钻机的自身重量和工况要求的限制，所以应选取可伸缩式主臂它的总体为箱形结构，通过内置的液缸实现其两节主臂的伸缩，图中1为桅杆与主臂的连接部分，该部分与桅杆用的是回转支承连接的，通过其端侧的伸出部分与桅杆之间铰接一个油缸，通过油缸的运动来图24主臂实现桅杆绕主臂的转动。图中1和2之间是通过销轴铰结在一起的，桅杆连接部分1可以绕该销轴转动，同时这两部分是分别通过其上的铰点与一油缸的两个部分铰接，组成一个四连杆机构，通过油缸的动作来实现1绕销轴的转动，主臂的两部分都是箱形结构，其中3套在2的外侧，这两部分通过内置的液缸连接，通过该油缸的动作来实现主臂的伸缩，主臂的尾部又是通过销轴与底盘铰接，同时该主臂的下侧铰点也是通过油缸与底盘铰接的，通过该油缸与1和2之间的油缸的共同作用来实现变幅调节，进而适应不同的工况要求。2.5 夹紧机构在以往的实习及学习中我们都见过石油钻机上的夹紧机构，在石油钻机中该部分大多是半自动式的，即通过人力和机械共同作用来机械部分多采用气动形式。而锚杆钻机大多在矿用巷道或是护坡作业的钻孔，工况环境较为复杂，所以应采用全自动形式的。通过资料初步设计夹紧机构方案一：它的机构草图如图25：它的工作原理是通过油缸的动作来推动铰点O运动，进而推动连杆OD和OC分别绕其铰点C、D转动，连杆OD与DA，OC与CB又分别通过D,C铰接，而DA、CB上的铰点A、B均为固定铰点，所以连杆OD和OC的转动就分别推动了连杆DA、CB绕固定铰点转动，进而推动夹持部分的夹紧与松弛，从而实现了对钻杆的夹紧。虽然该机构可以实现对钻杆的夹紧功能，但无形中增加了一个放大机构，而且油图25夹具机构图图26三动力夹具图缸的布置在实际工作中易产生干涉现象，所以不是理想的夹紧机构。夹紧机构方案二：它的参照图如图26，从图中可以看出它由三部分组成，为了分析方便把它们分别定义为1、2、3，其中与桅杆连接的部分为1，中间部分为2，剩下的是3，而且1和2，2和3之间都铰接着油缸。该夹紧机构是通过限位马达的转动带动其摆动来时线夹紧与间歇的两工作位置的变换，工作时，限位马达将该机构旋转到工作位置之后，1与2之间的油缸动作，推动2的固定销轴绕1上的一小段圆弧槽移动，从而实现2的小角度摆动，然后2与3之间的油缸动作，推动3绕其与2之间铰接及销轴转动，通过这一系列的动作就实现了对钻杆的夹紧。其机构分析，分别确定两油缸的工作长度，它们的实际工作长度分别为37、70。2.6装卸钻杆装置由于本课题所涉及的锚杆钻机的最大钻深为100米，所以在钻进过程中需要多根钻杆，因此装卸钻杆装置就是必不可少的了，通过资料参考阿特拉斯锚杆钻机所用的换钻装置进行设计，该装置如图：该装置为旋转式，即钻杆先装在如图2-7、2-8所示的换钻杆装置中，当一根钻杆钻进完成后，动力头提起，通过控制液压马达式装置旋转，当钻杆转到桅杆正对的位置后，钻杆通过滑槽滑道动力头下方，然后通过动力头的旋转及夹紧机构的共同作用来实现接钻杆。由于资料中对于马达旋转的介绍有限，具体运动的实现不是很清楚，通过老师的讲解及在机构设计手册的查找，最后将马达换成棘轮机构，即通过双作用油缸推动棘爪移动，从而实现棘轮的转动，棘轮式与换钻装置的转轴装配在一起的，棘轮的转动带动转轴旋转，从而实现换钻杆。棘轮机构是间歇机构，通过控制油缸的行程来控制图27换钻装置与车体连接图图28换钻装置每次旋转的角度，所以选取棘轮机构代替马达设计装卸钻杆装置。2.7 本章小结本章通过方案对比的方式分别对本课题中所涉及的锚杆钻机的履带、传动方式、钻进方式、主臂和夹紧机构进行了选型及设计，通过对各部分方案的设计、功能分析及所适应的工况要求的分析,最后选出既适应工况要求又力求经济、美观的最优方案。其中底盘考虑锚杆钻机的作业环境及工况要求选择履带式底盘，虽然履带式底盘移动速度较慢且对路面具有损坏，但它越野性能较好，作业使用范围广，可适用于野外及比较泥泞的巷道作业，为了解决了对路面的损坏问题，公路运输可采用汽车运输，另外也可采用橡胶履带；钻机的传动方式从气动式、电动式和液压式三种中选择液压式，它是通过液压马达驱动旋转切削破岩的。通常都附带泵站,由泵站输送的液压油提供动力，带动液压马达转动。现多采用低速转动的结构，省去齿轮传动机构，直接带动钻机。而且它输出的扭矩高于气动锚杆钻机,与掘进机配套是较优越的工作方式；钻机的钻方式主要从旋转式、冲击式和冲击旋转式中选择冲击旋转式的，因为锚杆钻机的工作环境较为复杂，一般用于矿用巷道和护坡的支护用钻孔，常遇到因巷道围岩构造和护坡环境的复杂性,存在着夹层等局部坚硬岩层，其硬度超过旋转式锚杆钻机的适应范围，致使旋转式锚杆钻机的使用受到限制，效率大大降低,这也是目前打锚杆孔遇到的难题。选择冲击旋转式的钻进方式可以很好的解决这个问题，当遇到局部坚硬岩石时，以冲击钻孔为主，充分发挥冲击破岩的特点并辅以旋转切削，从而有效地解决不同围岩顶板条件下的锚杆支护问题；主臂从整体式和可伸缩式两种中选择可伸缩式的箱形结构的主臂，该结构可以在底盘固定时钻机钻机实现较大的作业范围，式和锚杆钻机的作业要求；夹紧机构是锚杆钻机必不可少的组成部分，钻机要实现深孔钻进就避免不了要换钻杆，而换钻杆又避免不了要用到夹紧机构，因此要实现射孔钻进夹紧机构就是必不可少的，现在夹紧机构的形式很多，本章节中主要从两种夹紧机构的分析对比中选取的，其中一种是带有一个由港和四根连杆、三个可动铰点和两个固定铰点的放大机构。另一种是内部带有一个限位马达和两个油缸，外部是三部分有两个铰点铰接在一起并可分别绕其铰点转动的机构，该机构结构紧凑，油缸可以看作是内置式的，在钻机工作时可以在很大程度减少夹紧机构的各执行元件与地面或巷道边坡发生卡住或干涉现象，并且在实现对钻杆的夹紧过程中不需要力的放大，第一种在钻进过程中易发生卡住或干涉现象，不适合锚杆钻机的工况要求，所以选择第二种机构。本章只是对锚杆钻机的底盘、传动方式、钻进方式、主臂、夹紧机构的的机构进行了选择，而整机的工作部分如桅杆、动力头、高频冲击器、钻头、钻杆等还没有进行选择，将在后面的液压系统的设计中进一步进行设计和完善。第3章 钻机液压动力装置设计3.1 传动设计 钻机的动力装置采用液压传动，动力由马达传出通过齿轮传动到钻柱上，最终实现钻进。由于钻进方式采用冲击旋转式，即由马达带动内外层钻柱旋转，由高频冲击油缸带动内层钻柱振动，实现冲击碎岩的作用。首先通过参数选择齿轮及油缸并进行初步的校核。钻机的技术参数：钻孔直径 100200 mm；钻头转速 080r/min；钻头扭矩 900Nm；钻头行程 10000 mm；推力 5060 kN；冲击频率 20002200次/min；系统压力 25MPa；发动机 100kW；行走方式 履带式；重量 1200014000 kg3.1.1 齿轮的选择及校核一、设计参数 传递功率 P=11.31(kW) 传递转矩 T=900(Nm) 齿轮1转速 n1=120(r/min) 齿轮2转速 n2=80(r/min) 传动比 i=1.50原动机载荷特性 SF=中等振动工作机载荷特性 WF=强烈振动预定寿命 H=10000(小时)二、材料及热处理齿面啮合类型 GFace=硬齿面热处理质量级别 Q=ME齿轮1材料及热处理 Met1=20Cr齿轮1硬度取值范围 HBSP1=5662齿轮1硬度 HBS1=60齿轮2材料及热处理 Met2=40Cr齿轮2硬度取值范围 HBSP2=4855齿轮2硬度 HBS2=52齿轮精度为7级三、齿轮基本参数模数(法面模数) Mn=8齿轮1齿数 Z1=13齿轮1变位系数 X1=0.235齿轮1齿宽 B1=70(mm)齿轮1齿宽系数 d1=0.673齿轮2齿数 Z2=20齿轮2变位系数 X2=0.000齿轮2齿宽 B2=60(mm)齿轮2齿宽系数 d2=0.375总变位系数 Xsum=0.235标准中心距 A0=132.00000(mm)实际中心距 A=133.79222(mm)齿数比 U=1.53846齿轮1分度圆直径 d1=104.00000(mm)齿轮1齿顶圆直径 da1=123.58444(mm)齿轮1齿根圆直径 df1=87.76000(mm)齿轮1齿顶高 ha1=9.79222(mm)齿轮1齿根高 hf1=8.12000(mm)齿轮1全齿高 h1=17.91222(mm)齿轮1齿顶压力角 at1=37.741593(度)齿轮2分度圆直径 d2=160.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径 da2=175.82444(mm)齿轮2齿根圆直径 df2=140.00000(mm)齿轮2齿顶高 ha2=7.91222(mm)齿轮2齿根高 hf2=10.00000(mm)齿轮2全齿高 h2=17.91222(mm)齿顶高系数 ha*=1.00顶隙系数 c*=0.25压力角 *=20(度)四、强度校核数据齿轮1接触强度极限应力 Hlim1=1395.0(MPa)齿轮1抗弯疲劳基本值 FE1=880.0(MPa)齿轮1接触疲劳强度许用值 H1=1450.0(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度许用值 F1=639.6(MPa)齿轮2接触强度极限应力 Hlim2=1302.7(MPa)齿轮2抗弯疲劳基本值 FE2=776.0(MPa)齿轮2接触疲劳强度许用值 H2=1354.0(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度许用值 F2=564.0(MPa)接触强度用安全系数 SHmin=1.2弯曲强度用安全系数 SFmin=2.0接触强度计算应力 H=1267.2(MPa)接触疲劳强度校核 HH=满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 F1=247.5(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 F2=248.6(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度校核 F1F1=满足齿轮2弯曲疲劳强度校核 F2F2=满足齿轮1复合齿形系数 Yfs1=4.36093齿轮1应力校正系数 Ysa1=1.59484齿轮2复合齿形系数 Yfs2=4.38000齿轮2应力校正系数 Ysa2=1.545863.1.2液压马达的选择经过查找和对比选择依顿系列马达，该系列马达结构紧凑、性能可靠，适合非公路运输车辆。最终选取该公司的盘配流马达4000系列中的无轴承马达（连续形式），采用带有3/4英寸对开发兰油口，它的主要参数：排量625 cm/r；(1.573L/s)最高转数151 r/min；扭矩970 Nm；压力115 bar；295 bar（峰值）；3.2液压冲击器设计如何提高旋转式锚杆钻机的适应范围，以解决实际工作中存在的上述问题，是旋转式锚杆钻机进一步研究的内容之一，为此,本文提出具有冲击功能的旋转式锚杆钻机，其基本思路是：在现有旋转式锚杆钻机结构基础上，增加一个冲击机构，即液压冲击器，构成所谓冲击旋转式锚杆钻机。在正常顶板条件下，该锚杆钻机仍以旋转方式打锚杆孔，以充分发挥旋转高效的特点，但同时根据需要，可以辅以冲击，在旋转钻孔时超前冲击破岩，使孔底岩石产生微观裂隙，以使旋转钻孔更为有效；当遇到局部坚硬岩石时，以冲击钻孔为主，充分发挥冲击破岩的特点，并辅以旋转切削，从而有效地解决不同围岩顶板条件下的打锚杆孔问题。通常，封闭的容积式液体传动称为液压传动，液压振动是输出振动频率为脉冲的液压传动的特殊形式。液压振动定义为：以液体为工作介质，将压力能转换活塞运动的动能，以输出振动的形式来进行能量传递的传动方式。液压振动产生的反方法有：直流液压、交流液压、自动配流、强制配流、自激振荡、液压射流。液压振动的能量输出有振动式和冲击式两种。3.2.1冲击旋转钻孔时的破岩理如图31所示，冲击旋转钻孔时，钻头上同时作用着两个方向的3个力，即旋转方向的径向力Pr，钻进方向的轴向静载荷Ps和冲击力Pd。其中Pr和Ps连续作用在钻头上,是由旋转破岩产生的，Pd间断的作用在钻头上，是由冲击机构产生的，间断时间由钻机的冲击频率决定。图31破岩机理上述3个力相辅相成地使钻头进行有效地冲击旋转破岩，一方面，冲击力P以每分钟上千次的频率作用在岩体上，使孔底的坚硬岩体产生微观裂纹和旋转切削时的超前破碎，以便旋转切削时,能在坚硬顶板条件下更为有效地快速钻孔，另一方面,静压力Ps的作用，又使冲击破岩更为有效。当静动载荷同时作用在钻头上时，每次冲击岩石破碎深度和体积比单纯的冲击要大的多。当冲击能量一定时，随预加静载荷Ps的增加,破碎穴体积也相应的增加，其原因一是预加静载荷使岩石内部形成预加应力，二是预压静载荷改善了冲击能量的传递条件，使能量的有效利用率增加。此外，冲击旋转钻孔是斜冲击破碎岩石，因而存在最优施力角(钻头与岩石表面成某一角度切入岩石，该角度称之谓施力角)，对于每一种岩石,当斜冲击破碎时，都有一个最优施力角,即钻头与岩石面成这一角度切入时，最容易使岩石破碎.由于冲击旋转钻孔时，各钻孔参数能根据岩石的最优施力角自动匹配，因而能以最优的施力角度切入岩石，对硬岩进行有效的破碎。3.2.2液压冲击器结构原理液压冲击器是以流体为传递能量介质的阀控油缸系统其工作过程服从流体运动和机械运动规律且受多种因素的影响与制约，运动规律十分复杂，需采用非线性数学模型进行分析。图32为液压冲击器的结构示意图，根据流体运动和机械运动理论，可以建立其数学模型。它主要由冲击机构、配油机构!高压蓄能器、回油蓄能器以及连接它们的油道构成。冲击机构由冲击活塞和缸体组成，配油机构由配油阀阀芯和阀体组成。活塞运动速度是不断变化的，因此，液压冲击器所需要的高压油流量和所排出的流量是不断变化的，而液压泵所提供的流量却可以认 图32配流式液压冲击器为是基本不变的，这样，蓄能器就始终处于排油或充油状态，其气腔体积不断变化，故液压冲击器高压腔、回油腔的压力始终是变化的活塞在一个运动周期内,配油阀阀芯往返运动各一次，而阀芯的运动引起液压冲击器内部油流方向的突变，这就不可避免地会产生液压冲击，从而使高压腔!回油腔的压力在有规律地变化的同时产生高频波动。所以，冲击活塞所受到的作用力是非常复杂的，其运动规律自然就十分复杂，完全按实际情况建立液压冲击器的数学模型就很困难，甚至是做不到的。既使是建立了这样的数学模型，求它的解也会遇到难以解决的数学难题。一个仿真模型应能尽量全面反映被仿真对象的实际物理过程，但要完全做到不失真是不可能的。为了分析和解决问题的方便，对实际系统中一些难以全面考虑而对分析结果影响不大的因素可作出一些适当的假设，这里假设：(1)、油液不可压缩且工作过程中温度处处一样；(2)、油液的粘度不受压力的影响；(3)、除蓄能器隔膜外冲击器所有元件均为绝对刚体；(4)、蓄能器隔膜变形时无任何抗力且质量为零；(5)、大部分情况下忽略油液的质量，该考虑时仅当作集中参数来处理；(6)、没有改变油泵的排量时,油泵的供油量恒定不变；(7)、油液中压力波的传递时间忽略不计。液压冲击器是由活塞、配流阀和蓄能器等组成的一个运动系统而活塞是动作的关键部件，因此探讨活塞运动规律、建立冲击器的理论模型是十分有意义的，这是设计液压振动的理论基础。3.2.2.1基本运动方程根据运动体的动力平衡、流量平衡(即液体连续性原理)及气体状态方程，可以列出描述冲击机构三大运动体联合运动的基本微分方程组，即液压冲击器的数学模型，主要由如下四组类型的物理方程式组成：1、活塞、阀芯、回油管油柱的动力平衡方程式活塞的动力平衡方程式：F(y)+F(y,)+F(p)+Mgcos+pA=F(,) , (31)式中 F(y)活塞的惯性力，N ： F(y,)活塞所受的摩擦阻力，N； F(p)密封处的滑动摩擦力, N；M活塞质量，kg；g重力加速度，m/s；活塞轴线与水平方向的夹角，度；p氮气室压力，Pa；A氮气室与活塞接触面面积，m，A3=； F(,)活塞的主动油压用力，N；y，y活塞运动的速度、加速度，m/s、m/s；，工作缸对应的压力差，Pa；活塞的有效作用面积，m。阀芯的动力平衡方程式：F(y)+F(y,)+F( y,y,)=F(,) , (32)式中 F(y)阀芯的惯性力，N；F(y,)阀芯所受的粘性摩擦阻力，N；F( y,y,)阀的液动力(包括稳态液动力和瞬态液动力)，N；F(,)阀芯所受的主动油压作用力，N；y，y阀芯的运动速度、加速度，m/s、m/s；，配油阀的压力差，Pa；阀芯的有效作用面积，m。 回油管油柱的动力平衡方程式：F(y)+F(y)=F(A,) (33)式中 F(y)回油管油柱的惯性力，N；F(y)回油管油柱粘性摩擦力，N； F(A,)回油管油柱的主动油压作用力，N；y、y回油管油柱的速度、加速度，m/s、m/s；回油管油柱的压力差，Pa；A回油管油柱的有效作用面积，m。2、区段流量平衡方程工作缸进油侧(活塞!阀芯同时运动时)Q-Q( y，v)=Q( y)Q(V)+Q(y) (34)式(34)是高压蓄能器体积变化率的一阶微分方程，对时间进行积分，可得气室的体积变化量，即：=V-V=(Q-Q)T-Ay-Ay (35) 工作缸回油侧(活塞、阀芯同时运动时)Q1(y，v)+Q2(y)+Q4( y)=Q5(y)Q6(V) (36)同样可得：=V-V= Ay+ Ay+QT-Ay (37)式中 Q油泵的恒值供油量，m/s； Q1(y，v) 工作缸、控制阀的总泄漏油流量，m/s；Q2(y)、Q4 y)工作缸、控制阀液腔的进、排油流量，m/s ；Q(V)，Q6(V)高、低压蓄能器的进、排油流量，进油为负，排油为正，m/s ；Q5(y)回油管的排油量，m/s ；高压蓄能器的气室容积变化量,m；低压蓄能器的气室容积变化量，m。3、高、低压蓄能器和氮气室的气体状态方程高压蓄能器：pV=pV=C (常量) (38)低压蓄能器：pV=pV =C (常量) (39)氮气室： pV=pV =C (常量) (310)式中p, p, p分别为高、低压蓄能器及氮气室的初始充气压力，Pa；V, V,V分别为高、低压蓄能器及氮气室的初始充气容积，m。4、区段压力平衡方程活塞工作腔油压：p=pRVRyp (311)配油阀变压腔油压：p=pRy (312)式中p阀回油腔油压，Pa；p分别为蓄能器、工作缸进、排油道、阀液控油道所对应的阻力系数，I=18；p阀开口量变化所引起的附加压差，Pa。以上四组方程较全面地描述了冲击器内部的运动规律，方程中的各个量在冲击器的各种不同运动中有不同的计算表达式。3.2.2.2冲击器内腔直径及活塞杆直径的初算如图所示，为冲击器的活塞部分结构简图，该图中主要有进口压力P1、出口压力P2、外载荷Fw、冲击器内腔直径D、活塞杆直径d、活塞杆运动速度v，其中进口压力即为系统工作压力25MPa，出口压力即为系统背压0.5Mpa，外载荷包括工 图33冲击器活塞结构简图作载荷Fg、导轨摩擦载荷Ff、惯性载荷Fa，在系统中工作载荷即为冲击器的推力5060kN； 导轨摩擦载荷：Ff=(G+Fn) （313）式中G运动部件所受的重力，取10kN；Fn与导轨平行，即Fn=0；取摩擦系数，所以Ff=0.2010=2kN；惯性载荷：Fa=a （314）式中a为活塞杆运动的加速度，为了计算可以看作活塞在冲击过程中为匀加速运动，冲程s=10mm，冲击频率为20002200次/分，所以每完成一次冲击过程所需的时间t=1/s=60/2200=0.0272s，即完成每次冲程的时间为0.0136s，由s=at得，a=108.13m/s，所以Fa=即Fa=10.8kN。所以在活塞冲击的四个过程即冲击加速、制动、静止、回程加速中，它们的受力情况分别为：冲击加速Fw=Fg+Ff+Fa=72.8kN；制动Fw=Fg+Ff-Fa=51.2kN；静止Fw=Ff=2.0kN；回程加速Fw=Fg+Ff+Fa=72.8kN该结构图可看作是双作用液压缸，它的受力公式为：Fw=A(P1-P2) （315）式中：Fw为载荷，72.8 kN；A活塞有效作用面积，A=(D-d)；P1进油口压力，25MPa；P2油口压力，0.5MPa；所以A=Fw/(P1-P2)，代入数值求得：A=3615mm，取d=50mm，代入上述面积公式求得D=84.29mm，取D=86mm。3.2.2.3冲击器流量及储油量的计算冲击器活塞的实际作用面积：A=（D-d） （316）把数值代公式中，可以计算出：A=3834.36mm冲击器的流量：q=Av （317）由于活塞在冲击过程中的时间非常短，可以看作该过程为匀速运动，即v=s/=0.735m/s，所以，代入公式可知：流量q=Av=2.824L/s。图34冲击器内腔图如图34所示，冲击器内腔由三部分组成，直径为别为D=86mm、D1=90mm、D2=92mm，活塞杆直径d=50mm,长度分别由L1=36mm、L3=42mm、L6=28mm、L8=18mm；L4=38mm、L5=8mm和L2=12mm、L7=13mm组成，这三部分的容积分别为：V1=(D-d)(L1+L3+L6+L8)=0.374L； V2=(D1- d)(L4+L5)=0.2576L； V3=(D2- d)(L2+L7)=0.1491L；储油量V=V1+V2+V3=0.78L3.3本章小结本章通过对液压动力装置的分析与设计，初步了解了液压振动冲击器的几种形式及其工作原理，通过对它们优缺点的分析对液压冲击器进行选型设计，本课题中液压冲的选取应考虑其冲击频率与冲击功，最终选取配流式液压冲击器。并且对主要参数进行计算。第4章锚杆钻机的液压系统原理设计分析4.1总体液压原理图如图41所示： 图41 锚杆钻机液压原理图该原理图主要由四部分组成：动力源、液压控制元件液压执行元件和液压管线及其辅助部分。其中动力源主要是液压泵，其中包括双联泵、辅助泵及散热器所用的齿轮泵；液压控制元件有三块多路阀块组成，它们分别为六联多路阀（两块）、四联阀块（一个）；由于锚杆钻机在作业过程中是支腿先支出，调整平稳后，变幅和变角油缸共同调节使桅杆处于最佳工作位置，然后才开始钻进，在钻进过程中只有液压冲击器、动力头马达（两个）和加压马达四个元件在钻进过程中共同作用，所以多路阀块插装电磁阀以降低控制的复杂性，使液压原理进一步简化；液压执行元件由以下几部分组成，它们分别为动力头马达、冲击器、动力头加压马达、装卸钻杆油缸、主臂伸缩油缸（两个）、夹紧机构油缸（两个）、夹紧机构旋转马达、桅杆水平调整油缸即变角油缸（两个）、桅杆摆动油缸及变幅油缸以及支腿油缸（四个）；液压管线及其辅助部分主要有吸油和回油管线以及滤油器、散热器等。下图即为钻机内部管线布置图 图4-2钻机内部管线布置图4.2 原理图的各部分原理分析及执行元件的选取4.2.1动力头部分4.2.1.1动力头马达如图所示，该图为动力头部分液压原理图，由平衡阀、变量马达和液压减速机组成。图中油口P1和P2与主油路换向阀相接，油口S与油箱连接，壳体泄油与马达变量油缸泄油均流入油箱。它的工作原理为：液压油通过换向阀流出后通过P1或P2口流入动力头平衡阀，流出后分流入动力头马达1和2中，因为这两个马达分别控制钻机的内外层钻杆同时钻进，该部分平衡阀的作用主要是过载保护，其原理为当动力头出现卡钻或其它故障引起管道内部压力过大，此时系统继续供油，如不及时泄出会有安全隐患。当压力达到溢流阀的挑顶压力后，溢流阀打开，液压油就通过溢流阀经S口泄油流回油箱。动力头马达为变量马达采用林得系列减速机对其进行调速，其调速过程为，油平衡法流出的高压油在马达进口处分流，大部分流入马达，而另图43动力头驱动马达 图4-4 动力头驱动马达原理图一部分在节流阀后继续分流，一路通过三通、溢流阀流入油箱；另一路经节流阀后继续分流，一路经减压阀形成马达变量油缸的动力油，此路液压油的通路为：控制油经减压阀后流经两位两通换向阀，该阀为电液共同控制、弹簧复位，其中液控为减速机内部控制，电磁控制为强制控制，即可实现人为控制。控制油从两位两通换向阀流出后经节流阀流入马达变量油缸，从而推动该油缸活塞的往复运动来实现对变量马达的控制，节流阀主要器系统稳定作用，防止流量的急剧变化而引起马达变量油缸活塞的快速运动，从而使马达转速剧烈变化，引起钻机的不稳定或钻头转矩的急剧变大或变小，损坏元件。主油路换向阀的另一位工作，动力头的控制过程与该位共中是相同的。由该钻机的转矩、系统压力、钻头转速及外形尺寸的限制最终选取依顿马达，具体型号为盘配流马达4000系列。4.2.1.2加压马达动力头在钻进过程中沿桅杆上下移动，从而实现钻机的钻进和装卸钻杆，为了有效地实现钻进和换钻杆，必须在动力头处施加可以往复运动的力，该力沿桅杆向下，是对动力头施加压力，有效地实现钻进；沿桅杆向上，式提升动力头，实现装卸钻杆。该力的实现可以有多种形式，可以通过起升油缸带动钢丝绳沿桅杆上部的滑轮的移动来实现；通过马达带动滚筒转动，滚筒转动带动钢丝绳沿桅杆上部的滑轮上下移动来实现；通过马达带动链轮转动，链轮的转动带动带动链沿桅杆上下移动来实现；通过马达与齿轮轴向连接，马达与齿轮同时转动，在齿条上移动来实现。该方式可以充分的体现齿轮传动的优点，即传动平稳、准确用容易实现控制，但其缺点是有噪音。通过多方因素的对比，最终选取马达马达带动齿轮、齿条啮合的方式。该部分马达应带有自动锁死功能，以防止在换钻杆过图45加压马达 图46加压马达原理图程中发生危险事故。如图所示，自动锁死功能是通过一个单作用油缸作用在变量马达上来实现的，同样安装安全阀起到过载保护的作用。它的原理为：通过换向阀流出的高压油通过P口流入平衡法块，在其内部分流，一路进入马达形成马达的动力油，另一路通过梭阀形成控制油进入单作用油缸，此路液压油克服油缸内弹簧的阻力使活塞杆缩回，即解除该变量马达的自锁，在马达动力油的作用下式马达旋转，实现动力头的加压或上提的功能，油路通过T时原理相同。4.2.2夹紧机构部分 图47夹紧机构 图48夹紧机构原理图为实现锚杆钻机的钻深在100米左右，必须用换钻杆的方式来实现，在换钻杆过程中夹紧机构是比可少的，在前面的二章的方案对比中已经选取了夹紧机构，它的液压原理图如图48，图中元件从左到右依次为：夹紧机构油缸1、夹紧机构油缸2、夹紧机构转动马达，与之相连的是多联换向阀，内部采用H型阀芯的电磁换向阀，旋转马达带有自锁功能，采用行程开关控制其旋转角度，实现动力头在工作位置和闲置位置的转动。它的工作原理为：油泵流出的液压油通过P1口流入多联换向阀，在该阀块内通过控制与马达相连的电磁换向阀使夹紧机构转到工作位置，该马达的自锁功能也是通过一个单作用油缸控制一个变量马达来实现的。它的具体实现过程为液压油在梭阀口处分流，一路为变量马达的动力油，流入变量马达；另一路通过梭阀形成马达控制油缸的动力油，克服弹簧阻力使单作用油缸活塞杆缩回，进而解除马达的自锁，在动力油的作用下马达转动。然后控制夹紧油缸换向阀，使夹紧油缸动作，实现夹紧功能。4.2.3双作用平衡阀 图49平衡阀原理图 图410平衡阀在本液压系统的很多部分都用到了平衡阀，图示为它的原理图，图中A和B为平衡阀的进口；P和T为平衡阀的出口。主要起到也压缩和过载保护的功能。液压锁功能：当系统停止对A、B口供油时，由外力作用使P、T口产生的压力低于图中溢流阀的挑顶压力，液压油就不会从P，T口流回，即起到液压锁的功能；过载保护功能：当外力过大或急剧变化使得P、T口压力急剧增大时，油液不能通过单向阀，当压力大于单向阀的调定压力时，平衡阀内部的溢流阀溢流，液压油通过A口或B口流回油箱，即起到了过载保护的功能。4.2.4支腿部分图4-11 支腿换向阀 图412支腿油缸及换向阀原理图锚杆钻机的作业环境大多为护外边坡和矿井巷道，这些地方的地理为真少是平坦的，因此要保证钻机的正常作业必须要利用支腿来实现钻机在钻进过程中车体的平稳，同样在支腿油缸上加平衡阀，该部分平衡阀的主要功能为液压锁紧功能。该部分的换向阀采用力士乐公司的差装多路阀，插装三位五通电磁换向阀，能够实现自动泄油功能，液压油通过P口流入多路阀，在阀块中各电磁阀均处于中位时，油液通过两位两通电磁换向阀的上位即通路经T口返回油箱；当电磁换向阀的上位或下位工作时进油路的一部分液压油通过梭阀作用于两位两通换向阀，使其下位工作，即自动泄油回路断开，保证该部分液压系统的正常工作，图中的两个溢流阀均起到过载保护的功能。4.3本章小结液压原理图是锚杆钻机液压系统必不可少的一部分，本章通过对锚杆钻机液压原理图的分析，介绍了钻机液压系统的主要执行元件：动力头马达、冲击器、动力头加压马达、装卸钻杆油缸、主臂伸缩油缸（两个）、夹紧机构油缸（两个）、夹紧机构旋转马达、桅杆水平调整油缸即变角油缸（两个）、桅杆摆动油缸及变幅油缸以及支腿油缸（四个）。具体介绍了动力头马达、加压马达、夹紧机构、双作用平衡阀及支腿多路阀的工作原理。第章液压系统配件计算与选取5.1动力头加压马达在前面的第3章中已经对动力头马达进行了选取，在此不再重复，下面进行动力头加压马达的计算与选取。1、马达转矩的计算由于动力头加压采用齿轮、齿条的传动形式，马达驱动齿轮转动，所以马达的转矩T计算公式为：TF 式中：F为加压力即推力50-60kN，取F=60kN; d为齿轮分度圆直径，d=210.5mmT=6010210.5100.5=6420.25Nm2、马达的选取由齿轮、齿条传动所需的转矩及系统工作压力25Mpa，最终选取林德公司的02系列马达，其型号为HMF105-02CO。主要参数为流量105cm/r；(2.625L/s) 转速1500rpm；稳定压力25MPa；功率94kW；重量33kg5.2 主臂伸缩油缸1、油缸载荷计算由于该油缸内置于主臂内部，所以油缸的载荷主要是主臂两部分之间的摩擦力和主臂以前的部分的重力分量，经分析当主臂与地面的倾角为45时，载荷最大，其值为：F=mg+式中m为桅杆、主臂2及其连接部分的质量，3.95t； 摩擦系数，0.2；g 重力加速度，10m/s 代入数值求得F=47.4kN2、油缸的主要结构尺寸活塞直径D= （51）式中F 活塞外载荷，47.4kNP1系统压力25MPa P2系统背压0.5MPa 活塞直径与活塞杆直径的比，0.7代入数值求得D=156mm，活塞杆直径d=0.7156=109.2mm3、油缸的选取通过活塞直径、系统压力及推力选取YHG1型冶金设备标准液压缸，其型号为YHG1-G160，工作压力25MPa，法兰连接D=160mm，d=112mm，所以油缸容积V=L式中L为油缸工作长度，3500mm 代入数值求得V=35.8L5.3装卸钻杆油缸1、油缸载荷计算在第2章的方案对比中已经装卸钻杆机构进行了分析，它主要是通过液压缸活塞推动棘爪作往复运动，从而推动棘轮转动，实现装卸钻杆。该部分油缸的载荷主要是克服轴承的摩擦阻力，取其摩擦系数为0.2，所以F=mg （52）式中 m为钻杆的质量共十根，取4t F=0.2410=8kN2、油缸的主要结构尺寸活塞直径D= （53）式中F活塞外载荷， 8kNP1系统压力25MPa P2系统背压0.5MPa 活塞直径与活塞杆直径的比，0.7代入数值求得D=24.6mm，活塞杆直径d=0.724.6=17.22mm3、油缸的选取通过活塞直径、系统压力及推力选取YHG1型冶金设备标准液压缸，其型号为YHG1-G40，工作压力25MPa，法兰连接D=40mm，d=28mm，所以油缸容积V=L式中L为油缸工作长度25mm 代入数值求得V=0.017L5.4变幅油缸1.油缸载荷计算因为桅杆与主臂之间是用回转支承连接的，所以该油缸的载荷主要是摆动过程中桅杆重力的影响及克服回转支承的摩擦阻力，取其摩擦系数为0.2，所以载荷F=mgcos+，为桅杆与竖直方向的夹角，其范围在0到45之间，经分析当0时，F最大，F=mg，其中m=3.57t，所以F=35.7KN2、油缸的主要结构尺寸活塞直径：D= （54）式中F活塞外载荷，35.7kNP1系统压力25MPa P2系统背压0.5MPa 活塞直径与活塞杆直径的比，0.7代入数值求得D=116mm，活塞杆直径d=0.7116=81.2mm3、油缸的选取通过活塞直径、系统压力及推力选取YHG1型冶金设备标准液压缸，其型号为YHG1-G125，工作压力25Mpa，法兰连接D=125mm，d=87.5mm，所以油缸容积V=L式中L为油缸工作长度，1050mm 代入数值求得V=26.2L5.5 变角油缸1、油缸载荷计算该部分油缸主要承受的外载荷是桅杆、钻杆、主臂及其与桅杆连接部分的重力，即F=mg 其中m为上述各部分的重力和，测得m=6.99t,所以F=69.9KN2、油缸的主要结构尺寸由公式（54）得，活塞直径D=式中F活塞外载荷，69.9kNP1系统压力25MPa P2系统背压0.5MPa 活塞直径与活塞杆直径的比，0.7代入数值求得D=142mm，活塞杆直径d=0.7142=99.4mm3、油缸的选取通过活塞直径、系统压力及推力选取YHG1型冶金设备标准液压缸，其型号为YHG1-G145，工作压力25MPa，法兰连接D=145mm，d=101.5mm，所以油缸容积V=L式中L为油缸工作长度，960mm 代入数值求得V=8.08L5.6支腿油缸1、油缸载荷计算支腿油缸所受的载荷主要为钻机的总体重量，该重量由四个油缸共同承受，钻机的总体重量为钻机的重量加上钻杆的重量，即m14t+4t=18t，所以F=mgF=18x10=180KN2、油缸的主要结构尺寸活塞直径D=式中F活塞外载荷，180kNP1系统压力25MPa P2系统背压0.5MPa 活塞直径与活塞杆直径的比，0.7代入数值求得D=136mm，活塞杆直径d=0.7136=95.2mm3、油缸的选取通过活塞直径、系统压力及推力选取YHG1型冶金设备标准液压缸，其型号为YHG1-G140，工作压力25MPa，法兰连接D=140mm，d=98mm，所以油缸容积V=L式中L为油缸工作长度，500 mm 代入数值求得V=3.92L5.7泵的选取1、液压泵工作压力的确定PP+ （55）式中：P为液压执行元件的最高工作压力，在此可看作系统工作压力，25MPa；是泵到执行元件间总的管路损失，由于该系统比较复杂，其间各种阀件较多，取2MPa 所以液压泵的工作压力为P（25+2）MPa27MPa2、液压泵流量的确定 QK() （56） 式中 为系统最大流量； K为系统泄漏系数，取1.2由液压原理图及对工况要求的分析，系统的最大流量发生在钻机钻进过程中，在此过程中的最大流量由动力头马达、液压冲击器和加压马达共同确定。所以：+Q+Q+Q （57）式中、Q为动力头马达的排量；1.573L/sQ为冲击器的排量；2.824L/sQ为加压马达的排量2.625L/s所以1.5732+2.824+2.6258.595L/s(515.7L/min)主泵选取林德公司02系列开式变量泵，其型号为HPR105D-02R，排量583L/min输入转矩1404Nm 推力2000N拉力2000N重量107Kg辅助泵主要为支腿油缸供油，其对速度的要求不是很严格，同样选取林德公司02系列开式变量泵，其型号为HPR45-01R。5.8本章小结本章通过计算对液压系统中的主要元件进行了选择，由于对夹紧机构部分的油缸的载荷和马达的转矩的要求不是很严格，能满足其工作要求即可，所以分别其型号为YHG1-G80；YHG1-G70；林德公司HMF50-02。第6章整机稳定性分析整机在前支腿与地面接触的点形成一个倾翻点，对这点取矩研究它的稳定情况。若倾翻力矩与反倾翻力矩的比值小于1.3则整机是稳定的。由于机体在运行中地面不一定是平坦的，允许有2度的倾角，当处于这种状态时，整机的稳定性较差。整机的各部分到倾翻点O的距离如图所示。图6-16.1质量参数6.1.1车体密度 = 0.0078 克/立方毫米；质量 = 1.03e+007 克；体积 = 1.32e+009立方毫米；重心 : ( 毫米 ) X =188 ； Y =-572 ； Z =-1.13e+003 ；6.1
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