LXW80轮式底盘旋挖钻机设计【石油】【12张CAD图纸与说明书全套资料】
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12张CAD图纸与说明书全套资料
LXW80轮式底盘旋挖钻机设计【石油】【12张CAD图纸与说明书全套资料】
LXW80
轮式
底盘
钻机
设计
12
CAD
图纸
说明书
全套
资料
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【温馨提示】====设计包含CAD图纸 和 DOC文档，均可以在线预览，所见即所得，，dwg后缀的文件为CAD图，超高清，可编辑，无任何水印，，充值下载得到【资源目录】里展示的所有文件======课题带三维，则表示文件里包含三维源文件，由于三维组成零件数量较多，为保证预览的简洁性，店家将三维文件夹进行了打包。三维预览图，均为店主电脑打开软件进行截图的，保证能够打开，下载后解压即可。======详情可咨询QQ：414951605
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LXW80轮式旋挖钻机 课题来源 哈尔滨工程机械厂指导教师 赵伟民教授答辩人 程德考 旋挖钻机钻孔灌注桩钻进速度快 成孔深度深 质量好 噪声低等优点 被广泛应用于高层建筑 铁路公路桥梁 水利工程和城市交通建设等桩基础工程的施工 轮式旋挖钻机在城市改造 市政项目中显示了其快速灵敏的独特优势 概述 旋挖钻机的优势 1 成孔效率高 2 环保特点突出 3 灵活方便 4 效益高 前景随着铁路线等重点工程不断上马 旋挖钻机的市场需求量在节节攀升以及城市改造 这对于国内旋挖钻机生产企业来说 预示着非常好的市场前景 昭示着旋挖钻进技术在我国的巨大发展前景 针对国内现实国情 开发研制小型化 功能少 价格适宜的特种作业型机型 满足不同地域桩基特别时城区需求 为轮式旋挖钻机的提供广阔的应用前景和发展空间 总体设计方案 发动机功率133kw 2300rpm额定扭矩80kNm最大成孔直径600 1200mm最大成孔深度35m主卷扬最大拉力120kN 60m min 主卷扬最大速度76m min副卷扬最大拉力60kN副卷扬速度70m min动力头最大转速25rpm加压油缸推拉力100 100kN行驶速度0 70km h爬坡能力24 侧前后角5 5 7 90整机重量25t 带钻杆 旋挖钻机总体图 运输状态 工作状态 底盘的选择设计 底盘可分为专用底盘 履带液压底盘 履带起重机底盘 轮式起重机底盘 步履式底盘 汽车底盘等组成 汽车载式旋挖钻机提高机动性 主要在城区或要求快速施工的场合使用但有的也有运输方面的限制 履带式功率大 污染小 效率高 整机稳定性和适应性较好等优点 但其设计周期长 制造成本高等缺点 对比以上几种底盘选择自行设计更适合城区作业的专用轮式底盘 轮式旋挖钻机底盘的结构设计 外形尺寸 长宽高 5895 2496 1370 轴距1330 2000 接近角 离去角18 20 最小离地间隙500 最大允许质量30000 轮胎规格11 00R20 10 底盘支腿尺寸5535 5700 回转支承型号JB T2300 1999014 45 1250 底盘计算 本底盘参照国内外轮式起重机形式设计 但考虑到本机实际情况采用三桥的形式 以使上车重量合理分配到各个桥采用全液压驱动 发动机安装在上车 将四个马达安装在前桥与后桥 采用H型支腿 轮式底盘 旋挖钻机支撑结构的确定 目前旋挖钻机的钻挖支撑系统主要有三种形式 一种为平行四边形小三角结构 第二种为大三角结构 第三种虽然也是大三角支承结构 辅助起架油缸 整机也能放倒折叠 具有以上两种结构的优点 结合各种机构的利弊 结合设计要求选择第一种其特点变幅范围大 可整机放倒 折叠 降低运输高度和长度以适合其在城区运输 旋挖钻机桅杆的确定 桅杆属于细长空间杆件 根据不同需要 其结构形式主要可以分为3类 整体式桅杆 分段式桅杆和伸缩式桅杆 考虑各种形式的性价比及设计需要 选择分段式桅杆 以利于在运输时减少运输长度 变幅机构的选择设计 采用平行四边形加三角形结构可以调节桅杆的工作幅度和运输状态桅杆的高度 使其运输高度低于3 5米 使其适合城市狭窄场地的施工 变幅角度范围在0 75 8 本机定在有利角度75 桅杆截面结构设计 凹箱形截面受扭应力云图凹箱形截面受扭位移云图 圆形箱形截面受扭应力云图圆形箱形截面受扭位移云图 通过对各种形式截面的抗弯和抗扭能力的分析比较 可以得出以下结论 大圆角箱形桅杆截面 具有矩形和圆形截面的混合特征 其抗扭刚度较大 抗弯能力强 具有良好的刚性和稳定性 重量轻 外形美观 但造价较高 不利布置加压油缸 直角箱形立柱截面 抗压弯能力较强 具有较好的刚性和稳定性 但在截面角接处易产生应力集中 其抗扭刚度较小 不利布置加压油缸 凹箱形立柱截面 其抗扭刚度小 抗压弯能力差 自重大 对布置加压油缸有利 圆形立柱截面的惯性半径最大 承载能力大 抗扭刚度也大 但抗压弯能力差 对加压油缸的布置不利 考虑到本设计的实际情况选用大圆角箱形桅杆截面 钻杆 六边形钻杆 该钻杆是根据以往典型圆柱型钻杆改进的新型六边形摩阻式钻杆该钻杆有着独特的六边形可以在转动时充当花键的作用省掉了以往圆柱型钻杆在内部焊花键 只需要在两端焊接加强板就可以 采用摩阻式钻杆不但可用于软地层 也可用于较硬地层施工 摩阻式钻杆制成4节 1 3节杆每节钢管长10米 钻孔深度可达35米左右 各种钻杆的受力分析 六边形是六点受力 而圆柱形为3点受力 四边形为四点受力 理论上为六变形的好 通过分析可证明六边形钻杆受力情况比以往的圆柱形与四边形受力情况好 主副卷扬机 卷扬机构主要由液压马达 内藏式卷扬减速器 卷扬筒 钢丝绳 压绳器 排绳器等组成 卷扬减速器内部自带片式摩擦片液压制动器 主要功能是停车制动 卷筒的设计 l 卷筒直径 7 卷筒的长度与绳偏折角卷筒长度主要是由容绳量大小来决定 容绳量为60米 卷绕2 5层 为正确地卷绕钢丝绳 要求偏折角 维持在允许的极限之内 如图3 1所示 绳的偏折角 不应小于 以防止钢丝绳在端部挡盘处堆积并确保它安全地进入下一层 绳的偏折角 不应大于 以防止钢丝绳从绳槽中脱出 且当卷绕几层时 确 偏折角计算 动力头的设计 动力头的结构组成 根据设定的参数要求最大转速为25rpm以及最大输出扭矩为10000N m选择德国力士乐公司液压减速机GFB26T2 其最大输出扭矩为12000N m 马达选用力士乐公司A2FE56 动力头选用两个马达和两个减速器 动力头的设计计算 滑轮架的设计分析 起吊附属物工况 起钻工况 提钻工况分析 钻桅在水平方向主要是风载 计算时取风压P 250Pa 方向按最不利风向的工况考虑 钻桅上节受自身重力 计算重力时取g 10m s2 将滑轮架传给钻桅上节的反作用力加载到钻桅上节顶面上 将钻桅上节的销轴孔和连接用螺栓孔定义为铰接约束 滑轮架上两个铰接处的反作用力大小如图4 6所示 图4 6滑轮架前铰接孔处反作用力滑轮架后铰接孔处反作用力 上桅杆的受力分析 计算时取风压P 250Pa 方向按最不利风向的工况考虑 钻桅上节受自身重力 计算重力时取g 10m s2 将滑轮架传给钻桅上节的反作用力加载到钻桅上节顶面上 将钻桅上节的销轴孔和连接用螺栓孔定义为铰接约束 下桅杆受力分析 下桅杆在提钻时 只是受本身的重力与风力的作用 风力与上桅杆采用同一个数值 由于材料选用Q345 计算重力时取g 10m s2利用SolidWorks软件加载其重力 将风载加在最危险受力面上 中桅杆受力分析 将上桅杆与下桅杆由受力分析所测得的反作用力加载在中桅杆相应的铰点与螺栓位置 另外钻桅中节还受自身重力 取g 10m s2 将钻桅上节传给钻桅中节的反作用力加载到钻桅中节顶面上 将钻桅下节传给钻桅中节的反作用力加载到钻桅中节底面上 将P 300Pa的风压加载到最危险的表面上 将100kN的加压油缸拉力反作用力加载到钻桅中节的加压油缸轴承座处 将钻桅中节的销轴孔和用螺栓孔连接定义为铰接约束 将钻桅中节与转板接触的表面定义为固定约束 中桅杆的材料为Q345 利用软件进行有限元分析 分析步骤 将上桅杆与下桅杆上各销轴与螺栓连接处的反作用力加载在中桅杆相应的连接处 利用软件进行实体网格 变形比例取真实比例 中桅杆由下部到顶部应力变化曲线 由分析可知钻桅在提钻工况时最大应力均小于Q345的许用应力 故桅杆的设计满足要求 整机稳定性分析 最大幅度关系 卸土工况 整机稳定度分析 稳定度是通过最不利倾覆线的垂直平面和通过整机重心与同一倾翻线的平面之间的夹角 夹角越大 稳定度越高 而本工程车辆的稳定度超过18 时就能达到所需稳定度 纵向工作工况稳定度图 横向工作工况稳定度图 在转场行驶工况下 利用SolidWorks软件测出此工况下整车的重心位置 取驱动桥后桥中心线为最不利倾覆线作图 得到整车的稳定度为36 83 转场工况 运输工况 液压系统设计 液压系统设计首先根据分析计算选出液压缸 与相关液压马达 根据工作情况 确定系统压力为25MPa 并设计处相应供油与回油流路 额定输出扭矩为80kN m 大小齿轮的齿数比为82 19 故每个减速机的输出扭矩为 80 19 82 2 9 23 kN m 根据减速机选型公式 T2K T2 K 6 1 式中 T2 输出扭矩 T2 9 23kN mT2K 已修正的输出扭矩K 系数根据工作级别和载荷级别 取工作级别为M5 载荷级别为重 查表FEM得K 1 1 将各值代入式5 1中 得T2K 10 15kN m 12000N m 故扭矩满足要求 选型合理 卷扬机的液压系统设计 由前面第3章卷扬机的设计依据设计参数主卷扬最大拉力120kN 所选择的马达为A2FE63重量115kg 主卷扬驱动元件选力士乐卷扬减速机CFT50W3 A6VE80 63W VAL 马达排量80cm3 压差30MPa 传动比84 2 输出扭矩32134N m 最大单绳拉力128536N 马达重量34kg 加压油缸的选型设计 考虑在钻进过程中的不同阻力 确定加压油缸的推拉力为100kN 结合卡键式钻杆的卡键布置情况和钻斗斗深 确定加压油缸行程为2000mm 根据力士乐样本 选用力士乐CDL1MT4 100 56 2000型液压缸 16MPa下 力士乐CDL1MT4 100 56型油缸的承载力 F100 16 106 3 14 100 10 3 2 4 125600 N 100kN所以 加压油缸选型合理 桅杆油缸的选型 动力头的设计马达选用德国力士乐公司A2FE56型号 液压减速机选用德国力士乐公司GFB26T2型好 其最大输出扭矩为12000N m 传动比为46 42 动力头选用两个马达和两个减速器 下车行走供油回路 在运输行驶时用三个泵同时给四个行走马达供油 以解决行走时需油流量大的问题 辅泵采用离合器与发动机连接 下车的行走马达采用四个双向变量马达 由四个三位四通U型换向阀 来实现车体的前进后退与转弯等各种工作情况 动力头供油回路 由于执行元件多需要的流量大 因此供油路采用两个泵供油 动力头传递扭矩大 采用双定量马达减速机驱动 两减速机的小齿轮和同一大齿轮啮合 故属于机械同步 采用一液控三位四通U型换向阀来实现两马达的串联与并联的切换 来适应各个工况 利用两马达并联工作时来满足小载高速反转提钻甩土的工况要求 利用两马达串联工作 来满足大载低速钻进的工况要求 主副卷扬机供油回路 主副卷扬机供油回路也采用两个主泵供油 主卷扬马达采用变量马达 可根据外载的大小自动调节转速的高低 具有一定的适应能力 由于制动油缸的作用 常态下主卷扬马达处于制动状态 当主油路来油时 高压油通过卸荷阀推开两位三通液控换向阀 制动油缸缩回 主卷扬开始工作 卸荷阀的应用还可以实现主卷扬马达的锁死 防止发生危险 双向平衡阀的应用 可以避免进入马达的压力高于马达的峰值压力损坏马达 副卷扬马达与主卷扬马达的执行油路近似 只是由于提升力小 安全级别底 采用了一个平衡阀 回转机构供油回路 回转马达也属于执行机构采用双泵供油 由于轮式旋挖钻机的上车回转与钻进具有独立性 对回转马达锁死级别要求较高 故采用单独控制的两位三通手动换向阀来实现制动与解锁的切换 采用卸荷阀避免进入马达的压力高于马达的峰值压力损坏马达 欢迎老师批评指正 谢谢 大庆石油学院毕业设计（论文）任务书题目 LXW80轮式底盘旋挖钻机设计专业 机自05-03班 学号 050401140328 姓名 程德考主要内容、基本要求、主要参考资料等：1、 主要内容轮式底盘旋挖钻机的总体设计；进行钻桅及其调整机构的设计；进行动力减速器的设计与动力特性分析；进行液压系统设计;进行整机稳定性分析。2、 基本要求 设计机器总体、主要部件、主要零件、机器立体图、液压原理图等，折合0号图纸5张；设计计算书1.5万字；外文资料翻译3000汉字。3、 主要参考资料a、机械设计手册；b、相关专业机械书籍；c、相关专业机械文章、专利资料；d、相关生产机械厂家样本、图纸等。完成期限： 3月31日6月22日 指导教师签名： 专业负责人签名： 2009 年 3 月 13 日大庆石油学院学生开题报告表课题名称LXW80轮式旋挖钻机课题来源哈尔滨工程机械厂课题类型A指导教师姓名赵伟民学生姓名程德考学 号050401140328专 业机械设计制造及其自动化开题报告内容：（调研资料的准备，设计目的、要求、思路与预期成果；任务完成的阶段内容及时间安排；完成设计（论文）所具备的条件因素等。）1、资料准备（1）搜集了大量相关的期刊文章。（2）收集了大量专利。（3）查阅了各种相关的设计手册。2、设计目的随着国民经济的发展，城镇化进程还在加快。老城市改造和新城市建设中新增的桩基础工程将大幅度增加。目前,旋挖钻机的产品大都是200kNm级,成孔直径为2 m,钻孔深度为60 m,而据建筑施工单位的反馈,国内80%的桩基础成孔直径都在1.2 m以下,深度不超过40 m。因此,针对国内现实国情,开发研制小型化、功能少、价格适宜的特种作业的轮式旋挖钻机,满足不同地域桩基需求。3、要求轮式旋挖钻机的总体设计；主要零部件的设计与结构分析；液压系统的设计分析；进行整机稳定性分析。4、任务完成阶段内容及时间安排：3月31日4月13日 （2周）选挖钻机的总体设计；4月14日5月4日（3周）变幅机构的设计；5月5日5月25日（3周）卷扬设计与分析；5月26日6月1日（1周）液压系统设计；6月2日6月15日（2周）配重平衡机构的设计；6月16日6月22日（1周）论文写作与整理，准备答辩。5、预期成果 设计机器总体、主要部件、主要零件、机器立体图等.6、现有条件具有部分相关图纸资料和样本；具有相关三维设计与仿真软件；指导教师对该领域非常熟悉。 指导教师签名： 日期：1、课题来源：课题来源分为结合实际课题和自拟课题两种，结合实际课题中来源于科研课题的要填写确切基金项目、企事业单位项目，不能写横向、纵向课题等。2、课题类型：A工程设计；B科学实验；C软件开发；D理论研究；E应用研究。大庆石油学院毕业设计（论文）学生申请答辩表课 题 名 称LXW80轮式旋挖钻机设计申 请 理 由已完成设计任务学 生 签 名程德考日期大庆石油学院毕业设计（论文）指导教师评审表评审项目评分标准满分得分AC工作量工作态度（20分）按期圆满完成规定的任务，难易程度和工作量符合教学要求；工作努力，遵守纪律；工作作风严谨务实；善于与他人合作。基本上完成了任务书规定的任务，工作较努力，能遵守纪律。20解决问题能力（30分）文献检索达到专业要求篇数以上，译文翻译准确且内容贴近课题，译文字数3000字以上。文献检索达到专业要求篇数；译文基本准确，字数2000字以上。10设计、实验方案论证、收集资料、综合总结、计算机应用、社会调查及经济分析等解决实际问题能力强。有一定的设计、实验，计算机应用、经济分析、社会调查等能力。20设计（论文）质量（40分）内容符合撰写要求、规范，图纸标准整洁。内容70以上符合撰写要求。10理论与分析正确、论述条理清晰、文理通顺、数据详实，结论严谨。理论与分析基本正确、论述基本清晰、通顺。20理工类1.5万字，文管类1.2万字，外语类8000词，摘要300字左右；摘要、结论能确切地体现主要内容及成果。理工类1.2万字，文管类1万字，外语类6000词，摘要300字左右；摘要、结论基本上体现主要工作内容及成果。10创新（10分）有重大改进或有独立见解或有实用价值。某方面有见解或总结。10 是否同意参加答辩:总分 评语：指导教师签字： 日期： 注：评分等级系数分别为：1.0A0.85、0.85B0.7、0.7C0.4、0.4D0大庆石油学院毕业设计（论文）答辩评审表课题名称LXW80轮式旋挖钻机设计学生姓名程德考学号050401140328指导教师姓名赵伟民职称教授评审项目评分标准满分得分AC选题题型（5分）能体现专业培养目标和综合训练要求，难度份量适中。结合实际或有一定应用价值。基本体现专业培养目标，难度份量过大或过小。基本符合专业训练要求。5解决问题能力（10分）文献检索达到专业要求篇数以上，译文翻译准确且内容贴近课题，译文字数3000字以上。文献检索达到专业要求篇数，译文基本准确，字数2000字以上。5设计、实验方案论证、收集资料、综合总结、计算机应用、社会调查及经济分析等解决实际问题能力强。有一定的设计、实验，计算机应用、经济分析、社会调查等能力。5设计（论文）质量（35分）内容符合撰写要求、规范，图纸标准整洁。内容70以上符合撰写要求。5理论与分析正确、论述条理清晰、文理通顺、数据详实，结论严谨。理论与分析基本正确、论述基本清晰、通顺。10理工类1.5万字，文管类1.2万字，外语类8000词，摘要300字左右；摘要、结论能确切地体现主要内容及成果。理工类1.2万字，文管类1万字，外语类6000词，摘要300字左右；摘要、结论基本上体现主要工作内容及成果。10有重大改进或有独立见解或有实用价值的创新点。某方面有见解或总结。10答辩报告（25分）提纲整洁清楚，时间安排得当，条理清晰、技术用语准确、概念正确提纲、时间安排及报告内容基本符合要求，技术用语和概念基本正确。10方案设计合理、计算分析正确、论据充分，成果有应用价值及指导意义。方案设计基本合理，论据较充分，成果有一定意义。15回答问题（25分）能准确回答问题，条理清楚，有理有据。基本上能回答主要问题。25答辩总分毕业设计（论文）成绩及 评语结构分指导教师评分X%+评阅教师评分Y%+答辩总分Z成绩：评语：注1：评分等级系数分别为：1.0A0.85、0.85B0.7、0.7C0.4、0.4D0注2：X，Y，Z为结构分的权重系数，各单位按本专业毕业设计（论文）大纲执行。答辩小组负责人签字： 年 月 日答辩委员会负责人签字： 年 月 日大庆石油学院本科生毕业设计（论文）目 录第1章 概述11.1 引言11.2 旋挖钻机发展概况及国内外生产企业的情况11.3 旋挖钻机发展趋势31.4 本章小结4第2章 旋挖钻机结构设计52.1 LXW80轮式旋挖钻机方案的确定52.2 轮式旋挖钻机的结构设计92.3 本章小结15第3章 旋挖钻机的计算与分析163.1 动力头的设计计算163.2 起升机构的设计计算183.3 本章小结23第4章 主要零部件的分析244.1 滑轮架的分析计算244.2 桅杆的设计与分析264.3 本章小结33第5章 整机稳定性分析345.1 整机稳定性校核345.2 整机稳定度分析375.3 本章小结39第6章 液压系统回路原理设计406.1 主要执行元件的选取406.2主要回路的供油原理设计416.3 本章小结42结 论43参考文献44致 谢4549第1章 概述1.1 引言旋挖钻机属机电一体化设备，技术含量高，使用技术和设备保养要求严格,也是一种多功能、高效率的灌注桩成孔设备。其采用无循环工艺施工钻孔灌注桩，该工艺方法具有钻进速度快、成孔深度深、质量好、噪声低等优点。被广泛应用于高层建筑、铁路公路桥梁、水利工程和城市交通建设等桩基础工程的施工。随着国民经济的发展，城镇化进程还在加快。老城市改造和新城市建设中新增的桩基础工程将大幅度增加。目前,旋挖钻机的产品大都是200kNm级,成孔直径为2 m,钻孔深度为60 m,而据建筑施工单位的反馈,国内80%的桩基础成孔直径都在1.2 m以下,深度不超过40 m。因此,针对国内现实国情,开发研制小型化、功能少、价格适宜的特种作业型机型,满足不同地域桩基需求。1.2 旋挖钻机发展概况及国内外生产企业的情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公司首先研制出回转斗、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中（如图1.2所示），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。图1-2美国CALWELD回转斗钻机图1-3法国BENOTO全套管装置。意大利土力公司首先将安装在载重汽车上和附着在履带起重机上的钻机从美国引入欧州。但是，这种钻机的动力头为固定式，不能自行安装套管，难以适应硬质土层施工。1984年天津探矿机械厂首次从美国RDI公司引进车载式旋挖钻机；1988年北京城建工程机械厂仿制了土力公司1.5m直径的附着式旋挖钻机；1994年郑州勘察机械厂引进英国BSP公司附着式旋挖钻机； 2003年后，三一重机、山河智能等多家生产厂家的旋挖钻机陆续下线。但是，由于诸多原因，这一先进技术在我国的发展比较缓慢。直到20世纪90年代末期，我国旋挖钻机的拥有量也仅仅100台左右，而这为数不多的钻机由于运行成本高等原因也并未完全用于生产施工。最近几年，国家建设管理部门逐步意识到旋挖钻机的诸多优势，并制定了一些鼓励政策，这些政策对设计、监理和施工单位产生了层层影响。在这种大背景下，原有的成孔设备因其效率低下、噪音大、环保较差等原因将逐步被淘汰，而旋挖钻机凭借其明显优势高效、环保、安全等，已逐步成为大批重点工程业主的指定施工设备。此时，国外的旋挖钻机制造商纷纷看好中国这一巨大的市场，向中国宣传、销售其旋挖钻机。国内的一些企业也通过引进、消化、吸收国外技术，开始制造旋挖钻机。 图1-1美国回转斗钻机 图1-2法国全套管装置表1-1 国外旋挖钻机主要生产厂家及其产品如下德国 BAUER、LIEBHERR、DELMAG、WIRTH、MGF意大利 SOILMEC、MAIT、CMV、IMT、CASAGRANDE、ENTEGO日本 日本车辆、日立、住友、加藤芬兰 JUTTAN、TAMROCK美国 APE、Ingersoll-Rand西班牙 LLAMADA5据不完全统计，目前在国内市场上应用的旋挖钻机有十几个厂家的几十个型号产品。如德国利勃海尔、宝峨（如图1-4所示）、MGF，意大利意马、迈特（如图1-5所示）、天锐、土力、CMV，日本日立建机等；国内北京三一重机（如图1-6所示）、徐州徐工科技、北京经纬巨力、河北石家庄煤机、内蒙古北方重汽、河南宇通重工等。在这些旋挖钻机中，有整机从国外直接进口的，如意马的AF系列、天锐的TR5VE系列、土力的R系列等；有部件在国外制造后到国内组装的，如德国宝峨的BG系列；也有国内企业生产的，如北京三一重机的SR系列、北京经纬巨力的ZY系列等，但钻机的关键部件仍是从国外进口，以保证其良好的可靠性。图1-3宝峨钻机 图1-4迈特钻机图1-5三一钻机 图1-6徐工钻机表1-2 几种常见钻机技术性能参数钻机型号BG18R618HDNSR220XR220生产厂家宝峨土力MEC南车时代徐工最大输出转矩/kN/m176182220200最大钻孔深度/mm60666554最大加压力/kN1800180020002000最高工作转速(/r/min)36252722主卷扬最大拉力/kN160184200180发动机型号康明斯6CT-CCAT3306TAC-9康明斯M11-C330整机质量70656568目前可供选择的旋挖钻机范围非常广泛，钻孔直径通常在1.5m2.0m之间，而钻孔灌注桩的最常用的桩径一般为1.0m1.5m，考虑到安全储备系数，钻机对于这种桩径施工是非常适合的。同时，有些厂家生产的钻机钻孔直径非常大，小型的最大钻孔直径为1m，大型钻机孔径可达到3m。随着铁路线等重点工程不断上马，旋挖钻机的市场需求量在节节攀升，这对于国内旋挖钻机生产企业来说，预示着非常好的市场前景，昭示着旋挖钻进技术在我国的巨大发展前景。1.3 旋挖钻机发展趋势（1）由电动式向液压式方向发展（2）向多功能钻机方向发展钻机的多功能化，即钻机使用的是多用途模块式设计。（3）大都采用电液比例伺服控制系统具有钻孔深度、钻桅垂直度自动化检测、荧屏显示，提高了定位钻孔精（4）机电一体化控制、智能化作业在钻桅控制、自动垂直调平、回转倒土控制、发动机的监控、钻孔深度量及车身工作状态动画显示及虚拟仪表显示、故障检测、报警及信息显示等方面逐步实现智能化控制。（5）安全保护。钻机的设计充分考虑驾驶人员的安全，并采取了一些措施：驾驶室前窗有FOPS（防坠物保护）；卷扬的高度限位；驾驶室内操作台安全控制；发机、液压等参数显示、报警等。（6）上、下车独特的水平调节系统。钻机的上车与下车的连接机构采用独特的设计形式，通过左右两个液缸，可进行上下车倾斜调节，当下车底盘倾斜时（施工场地为斜面时），上驾驶室仍为水平，此功能既保证了钻孔时的垂直度，又可使操作者在舒适的置长时间工作而不会感到疲倦。（7）动力头采用MCS系统套管钻进增扭装置增加套管钻进增扭系统，可减少摆管机的应用，大幅度降低使用成本1.4 本章小结综上所述,旋挖钻机及旋挖钻进技术具有一系列的优点,虽然其推广应用存在一些制约因素,但无论从我国目前的基础工程施工市场形势及要求、旋挖钻机生产规模、配套工具的生产、基础施工企业的体制等各方面来看,我国旋挖钻进技术全面、快速发展的时期已经到来。今后的几年内,将推动我国基础工程施工设备向机械化、自动化方向发展,同时将使我国基础工程施工技术迈上一个新台阶。第2章 旋挖钻机结构设计2.1 LXW80轮式旋挖钻机方案的确定根据旋挖钻机的底盘、支撑结构、桅杆及钻杆结构的不同大致可将旋挖钻机分为以下种类型。2.1.1根据旋挖钻机的底盘分类底盘由行走机构、履带张紧装置和左右梁组成;底盘可分为专用底盘、履带液压挖掘机底盘、履带起重机底盘、步履式底盘、汽车底盘等组成。汽车载式旋挖钻机提高机动性，主要在城区或要求快速施工的场合使用的，如MA仃、CMV、SOILMEC等但其效率与功率相对较低不适合挖直径与深度较大孔。履带式功率大、污染小、效率高、整机稳定性和适应性较好等优点。但其设计周期长，制造成本高等缺点。 车载式旋挖钻机 履带式旋挖钻机图图2-1按底盘分类2.1.2 根据旋挖钻机的支撑结构分类目前，从外观形式看旋挖钻机可主要分为独立式和起重机附着式两种。独立式旋挖钻机的钻挖支撑系统主要有三种形式，一种为平行四边形小三角结构，其特点是变幅范围大，可整机放倒、折叠，降低运输高度和长度。缺点是底盘前方重量偏重，稳定性稍差，不能承受超大扭矩。另一种为大三角结构，以BAUER为代表，其特点是结构简单，稳定性好，能承受大扭矩。缺点是运输时要拆开，费时，需要辅助起重设备。第三种以西班牙LLAMADA公司、意大利ENTEGO为代表，虽然也是大三角支承结构，由于装有辅助起架油缸，整机也能放倒折叠，具有以上两种结构的优点，结构新颖，经济实用。图2-2支撑结构国内旋挖钻机的支撑机构一般采用两级调整油缸，桅杆调整油缸和变幅调整油缸，配以平行四边形连杆机构等，使钻桅在一定范围内实现变幅。旋挖钻机的钻架采用平行四边形连杆机构+三角形的支撑结构，非常适合城市狭窄场地的施工。2.1.3 根据旋挖钻机的桅杆结构分类桅杆属于细长空间杆件，根据不同需要，其结构形式主要可以分为3类：整体式桅杆、分段式桅杆和伸缩式桅杆。箱型截面桅杆具有良好的刚性和稳定性,是动力头号和钻杆的附着体,无需拆卸的可折叠式结构,减少整机运输长度; 采用箱形结构，刚性好，重量轻。滑道多采用耐磨方形无缝管，便于传递大扭矩。 整体式桅杆 伸缩式桅杆 分段式桅杆图2-3按桅杆分类2.1.4 确定设计方案目前,旋挖钻机的产品大都是200kNm级,成孔直径为2 m,钻孔深度为60 m,而据建筑施工单位的反馈,国内80%的桩基础成孔直径都在1.2 m以内并且城区内使用情况较多。因此根据国内使用情况，根据不同结构类型的优缺点以及城区运输的限制，结构方案确定为：底盘采用轮式底盘自行设计，采用H型支腿，变幅机构采用平行四边形+三角形机构，由动臂、支撑杆、变幅油缸、立桅油缸等部件组成。分段可折叠式桅杆。钻杆自行设计，动力头采用双马达双减速机，钻头可配短螺旋钻钻头、回转斗钻头、岩心钻钻头。由SolidWorks建立三维模型如下：图2-4 LXW80旋挖钻机主要结构图LXW80轮式旋挖钻机初步总体设计方案发动机功率 133kw2300rpm额定扭矩 80kNm最大成孔直径 600-1200mm最大成孔深度 35m主卷扬最大拉力 120kN（60m/min）主卷扬最大速度 76m/min副卷扬最大拉力 60kN副卷扬速度 70m/min动力头最大转速 25rpm加压油缸推拉力 100/100kN行驶速度 0-70km/h爬坡能力 24侧前后角 5/5/7/90整机重量 25t（带钻杆）2.2 轮式旋挖钻机的结构设计2.2.1 底盘采用类似轮式起重机底盘的结构，使其适应城区或要求快速施工的场合。底盘是支承、安装各部件，形成机车的整体造型，并接受发动机的动力，使机车产生运动。底盘由传动系、行驶系、转向系和制动系四部分及H型支腿组成。传动系由离合器、变速器、万向传动装且.主减速器、差速器和半轴等组成。行驶系由汽车的车架、车桥车轮和悬架等组成。转向操纵机构主要由转向盘、转向轴、转向管柱等组成。制动系统采用伺服制动系统。发动机装在上车，采用全液压传动，车架采用整体式箱形梁。轮式旋挖钻机工作时重力很大，轮胎不能承受。因此需要用支腿来支撑。支腿有以下五种形式：（1）蛙式支腿这种支腿的活动支腿铰接在固定支腿上，其展开动作由液压缸完成。特点是结构简单、重量较轻，但支腿跨度不大。（2）H型支腿这种支腿有两个液压缸。活动支腿伸出后，工作时垂直支腿撑地，形如H而得名。特点是支腿跨距较大，对场地适应性较好。（3）X型支腿这种支腿工作时，支腿呈X型，离地间隙小，在撑脚着地的过程中有水平位移发生，当其为小幅度时，重物活动的空间比H型支腿的要大，因此常和H型支腿混合使用，形成前H、后X的型式。（4）辐射式支腿以转台的回转中心为中心，从车架的盆形架向下呈辐射状向外伸出4个支腿。特点是稳定性好。在起重作业时，全部载荷不经过车架而是直接作用在支腿上。因此，可减轻车架自重并降低整机重心高度，保护底盘不受损坏。主要应用在一些特大型的起重机上。（5）摆动支腿摆动支腿也叫铰接式支腿，这种支腿在起重作业时，支腿在液压缸的作用下能摆动到与车架纵向轴线相垂直的位置上；非工作状态时，可平行地固定在车架的两侧。特点是重量轻，但由于受空间大小的限制，支腿不能太长，所以横向支撑的距离较小。比较五种支腿，结合旋挖钻机的回转工况，对整机稳定性要求较高，故选择跨距较大的H型支腿。底盘参数外形尺寸（长宽高）589524961370轴距 1330、2000接近角/离去角 18/20最小离地间隙 500最大允许质量 30000轮胎规格 11.00R20/10底盘支腿尺寸 55355700回转支承型号 JB/T2300-1999 014.45.1250. 图2-5 LXW80轮式旋挖钻机底盘下车工作原理：安装在上车的发动机与液压泵相连，动力通过液压传动到下车的液压马达，再由液压马达将动力传到底盘的传动系统，由离合器、变速器、万向传动装置、.主减速器、差速器和半轴等实现减速、变速、倒车、中断动力、轮间差速和轴间差速等功能。再由行驶系接受传动系的动力，通过驱动轮与路面的作用产生牵引力，使机车正常行驶。2.2.2 变幅机构变幅机构是旋挖钻机一个非常重要的装置，在整个旋挖钻机中起到支撑，调节桅杆的工作幅度或运输状态，调节桅杆相对地面的角度，快速平动调整对准孔位，连接桅杆和底盘使整机合理布置，起承上启下的均载作用，其机构对整机的布局和操纵稳定性影响较大。考虑到本旋挖钻机的实际情况，以及对比国内外各种旋挖钻机采用的变幅机构的优缺点，LXW80轮式旋挖钻机变幅机构采用平行四边形+三角形机构，由大臂、撑杆、变幅油缸、桅杆油缸等部件组成，通过液压油缸的作用，可以使桅杆远离或靠近机体，改变桅杆的角度，使其机动灵活、施工效率高。也可以调节桅杆的工作幅度和运输状态桅杆的高度。使其运输高度低于3.5米，使其适合城市狭窄场地的施工。变幅角度范围在075.8，本机定在有利角度75。图2-6 变幅机构变幅机构工作原理：变幅机构由液压泵驱动液压缸，液压缸实现伸缩运动，通过液压油缸的作用，可以使桅杆远离或靠近机体，改变桅杆的角度，实现变幅运动。还可以调节桅杆的工作幅度和运输状态桅杆的高度。2.2.3 桅杆桅杆是为钻具提供运动导向、位置调整、动力传递的依托部件，钻机钻进时动力装置所承受的扭矩、加压时加压油缸所受的反作用力、提钻时滑轮架滑轮所承受的压力等均作用在桅杆上。动力头和随动架可沿其导轨滑行，为了提高钻进效率在中桅杆上设有加压油缸，加压油缸的一端固定在桅杆上，另一端连接动力头上的滑移架，通过动力头和钻杆可以实现对钻具的加压作用。旋挖钻机下桅杆起导向延伸作用，也是主卷扬机的支承座。根据以往对立柱形状及运输状况优缺点考虑，桅杆桅杆采用三段可折叠式，采用箱形结构，刚性好，重量轻。滑道多采用耐磨方形无缝管，便于传递大扭矩。桅杆由滑轮架、上桅杆、中桅杆、下桅杆、加压油缸等部件组成，它是钻杆、动力头的安装支承部件及其工作进尺的导向。图2-7 桅杆主要结构图桅杆是为钻具提供运动导向、位置调整、动力传递的依托部件，钻机钻进时动力装置所承受的扭矩、加压时加压油缸所受的反作用力、提钻时滑轮架滑轮所承受的压力等均作用在桅杆上。行驶时，将上、下桅杆折叠安装，同时折叠滑轮架，以减少运输状态整机长度。2.2.4 主副卷扬机主副卷扬机是旋挖钻机起升机构的重要组成部分，主卷扬是在钻进过程中通过卷扬机的正反转来完成钻杆和钻头下放和起升等功能的机构。副卷扬的主要功能是完成附属物品的起吊。图2-8 主卷扬机卷扬机工作原理：卷扬机构主要由液压马达、内藏式卷扬减速器、卷扬筒、钢丝绳、压绳器、排绳器等组成。卷扬减速器内部自带片式摩擦片液压制动器，主要功能是停车制动。马达与减速器马达与减速器采用德国力士乐公司产品，卷筒根据起重机设计手册以及旋挖钻机在工作时所需要的最大提升力进行自行设计。发动机带动变量泵通过液压传动将动力传递给液压马达，再由液压马达带动滚筒的旋转，动过变量泵及一系列控制阀实现快慢控制和上提下放功能。2.2.5 钻杆钻杆可以分为摩擦钻杆和机锁钻杆两大类。图2-9 摩擦式钻杆1、扁头 2、一杆挡环 3、第一节钻杆 4、第二节钻杆 5、第三节钻杆 6、第四节钻杆7、第五节钻杆 8、减振器总成 9、一杆外键 10、一杆内键 11、弹簧座（托盘） 12、钻杆弹簧 13、方头 14、销轴 图2-10 多点连续加压式机锁式钻杆 1、扁头 2、一杆挡环 3、第一节钻杆 4、第二节钻杆 5、第三节钻杆 6、第四节钻杆7、减振器总成 8、一杆外键 9、一杆内键 10、弹簧座（托盘） 11、钻杆弹簧 12、方头 13、销轴图2-11 六边形摩擦式钻杆摩擦钻杆是指钻杆上的键主要传递转矩，靠摩擦面传递钻压的钻杆。机紧钻杆是指钻杆之间通过加压平台可以锁成一个刚性体对地层加压钻进的钻杆。摩擦钻杆主要适用于软地层，机锁钻杆不但可用于软地层，也可用于较硬地层施工。与所设计钻机主要用于城市以及建筑工地软底层所以设计摩擦式钻杆。该钻杆是根据以往典型圆柱型钻杆改进的新型六边形摩阻式钻杆该钻杆有着独特的六边形可以在转动时充当花键的作用省掉了以往圆柱型钻杆在内部焊花键，只需要在两端焊接加强板就可以。采用摩阻式钻杆不但可用于软地层，也可用于较硬地层施工。摩阻式钻杆制成4节，13节杆每节钢管长10米。钻孔深度可达35米左右。根据不同的地质条件可选用不同的钻头，本机可以配用短螺旋钻头、回转斗、岩心钻头、岩心回转斗钻头。钻杆工作原理：钻杆钻杆第一节（最外）采用六边形的边与动力头相配合，以传递扭矩和压力，上端通过回转支承连接架和导轨连接，使之上下滑动，同时能自由转动。内部各节钻杆也利用其独特的六边形棱与其外面一节钻杆相配合，当边与钢板挤压时能传递扭矩和压力，牙边与钢板面离时，各节钻杆可以自由伸缩，最里面一节钻杆上端通过万向节与钢丝绳连接，当钻杆回缩时，通过钢丝绳来提升，下端与钻头连接。2.2.6 动力头动力头是旋挖钻机的关键工作部件，其性能好坏直接影响钻机整机性能的发挥。动力头是钻机工作的动力源，它驱动钻杆、钻头回转，并能提供钻孔所需的加压力、提升力，能满足高速甩土和低速钻进两种工况。动力头驱动钻杆、钻头回转时应能根据不同的土壤地质条件自动调整转速与扭矩，以满足不断变化的工况。因为动力头为钻杆的旋转提供动力，在实际施工中经常会受到钻杆的巨大冲击作用。为了缓解这种冲击，动力头上安装了弹簧缓冲装置，它的核心元件是套在减震油缸上的弹簧，利用弹簧受压吸收能量以及减震油缸吸收能量来避免动力头被破坏。动力头现有抗振机构及效果在工程机械设备中，缓冲装置是一种被用来缓解冲击，提高产品抗冲稳定性的机构，同时也能够缓解产品的磨损，提高产品或零部件的使用寿命动力头是旋挖钻机重要的工作部件，它直接驱动钻杆旋转，实现钻孔的旋转钻进运动。动力头的抗振是通过缓冲装置来完成的，液压减振装置，这两种装置能缓冲并吸收钻杆对动力头的冲击以及钻杆的冲击，保证锁紧式钻杆的使用安全。动力头是钻机的主要工作机构，他由减速机、液压马达、减速齿轮箱、减振防护装置等组成；马达和减速器分别选用德国力士乐公司产品。图2-12 动力头动力头工作原理：工作原理为泵提供压力油给马达，经减速机和齿轮两级减速后，以低速大扭矩的形式通过独特的六边形驱动套传递给钻杆扭矩与压力。2.3 本章小结本章主要介绍了各种旋挖钻机，通过对比最终确定了旋挖钻机的方案，借鉴其他旋挖钻机的优点来确定要设计的结构形式；确定了车载旋挖钻机的底盘、支腿方案、钻桅的支撑机构、钻桅的结构、钻杆的结构、钻头的选配类型。其次介绍了旋挖钻机的结构组成及其工作原理。第3章 旋挖钻机的计算与分析3.1 动力头的设计计算动力头为液压驱动，齿轮减速，可实现双向钻进和抛土作业，主要由回转机构、动力驱动机构及支撑机构等组成。动力头主要包括托架和驱动器，托架用以支承驱动器使之在导轨上运行，并传递油缸压力，驱动器主要包括液压马达、减速机、齿轮、驱动套管等。泵变量马达系统，可根据土壤地质不同自动改变其扭矩和钻进。采用恒功率泵与变量液压马达配合，使动力头可根据地质条件自动改变其排量和压力，从而改变了输出扭矩及转速，即动力头具有土壤自适应特性。根据设定的参数要求最大转速为25rpm以及最大输出扭矩为10000N/m选择德国力士乐公司液压减速机GFB26T2，其最大输出扭矩为12000N/m，马达选用力士乐公司A2FE56。动力头选用两个马达和两个减速器。根据输入功率与输出功率相等 (3-1)则：2 ，又已知 (3-2)由以上公式可推出： (3-3)由所选减速机的转速比 以及所选马达的转速为5000rpm。则减速机的输出转速为： (3-4)为了达到最高输出转速则齿轮减速箱的减速比为： (3-5)因为选用两个马达与减速器因此每个小齿轮的设计参数如下：传递功率 P=56(kW)传递转矩 T=5000(Nm)齿轮1转速 n1=107.7(rpm)齿轮2转速 n2=25(rpm)传动比 i=4.31则根据原动机载荷特性为中等振动，工作机载荷特性中等振动。预定寿命 H=8000(h)。结构形式为闭式，齿轮布置形式都为对称布置。则大齿轮采用圆柱形直齿齿轮，材料选用S17Cr2Ni2Mo（表面淬火）硬度：（5662）。采用硬齿面啮合形式。小齿轮材料也选用S17Cr2Ni2Mo（表面淬火）硬度：（5662）。齿轮精度都选择7级精度。由起重机设计手册查得本机器为中型机器。初定齿轮模数Mn=12齿轮1齿数 Z1=19齿轮1变位系数 X1=0.500齿轮1齿宽 B1=120(mm)则齿轮2的相关参数定为：齿轮2齿数 Z2=Z1i=82齿轮2齿宽 B2=125(mm)齿顶高系数=1.00,顶隙系数=0.25,压力角=20，则根据以上数据可得：齿轮的中心距 A0=606(mm)齿轮1分度圆直径 d1=228(mm)，齿顶圆直径 da1=264(mm)，基圆直 db1=214(mm)，齿顶高 ha1=18(mm)，齿根高 hf1=9(mm)。齿轮2分度圆直径 d2=984(mm)，齿顶圆直径 da2=996(mm)，齿根圆直径 df2=942(mm)，基圆直径 db2=924(mm)，齿顶高 ha2=6(mm)，齿根高 hf2=21(mm)。齿顶高系数 ha*=1.00,顶隙系数 c*=0.25,压力角=20(度)强度校核：由机械设计手册查得使用系数 Ka=1.100，动载系数 Kv=1.02，材料的弹性系数 ZE=189.800，接触强度重合度系数 Z=0.904，齿向载荷分布系数 K =1.000，齿间载荷分布系数 KF=1.100，复合齿形系数 Yfs1=3.92330，Yfs2=4.03096，应力校正系数 Ysa1=1.78417，Ysa2=1.59353。计算载荷系数K。 (3-6)由公式： (3-7)及查得：FE1=520.0(MPa)，FE2=480.0(MPa)，弯曲强度用安全系数 SFmin=3。可计算得齿轮1弯曲疲劳强度许用值：F1=241.6(MPa) （3-8）齿轮2弯曲疲劳强度许用值： F2=223.0(MPa) （3-9）齿轮1弯曲疲劳强度校核可得： （3-10）齿轮2弯曲疲劳强度校核可得： （3-11）通过校核两齿轮都满足设计要求。3.2 起升机构的设计计算3.2.1 主卷扬机的设计计算 1.卷扬机最大拉力及卷绳速度的计算参考其他厂家已经生产投入使用的旋挖钻机的卷扬机提升速度，将本机的提升速度定位60(m/min)以内。参考CZX-12型旋挖钻机动力头扭矩120（kNm）,主卷扬机140kN的最大静拉力，副卷扬机60KN的最大静拉力。在工作时的提升阻力约为120kN。LXW80轮式旋挖钻机的钻杆重量为4.6t，动力头重量为1.5t，回转斗的重量约为0.6t。动力头的最大扭矩为80(),将提升阻力定位100，总的提升阻力约为： （3-12）=46+15+6+10=167(kN)将卷扬机的最大静拉力定位120，加压油缸的提升力100。根据所需拉力与卷扬机的提升速度选择德国力士乐公司GFT 17 W2型减速机。表3-1输出转矩/T Nm可选马达型号减速比/i12500A2FE4566.96A2FE5679.36A2FE63116.55根据卷扬机的输出放卷绳速度选择马达。已知=60(m/min),各个马达对应的输出转速为：V1=5600/66.69=83.63（rpm） （3-13）V2=5000/79.36=63.00（rpm） （3-14）V1=5000/116.55=42.9（rpm） （3-15）则由公式： V=nD （3-16）可以得到最接近所需转速的马达为A2FE63v=3.140.4442.9 （3-17）=60（rpm）因此所选择的马达为A2FE63。3.2.2钢丝绳的选择钢丝绳在起升机构中用作承载绳，它是挠性件，具有强度高、自重轻、柔性好、运动平稳无噪音、极少骤然断裂等优点，是轮式旋挖钻机的重要零件之一。有时还用来捆扎货物。钢丝绳经常是与滑轮和卷筒配套使用，所以钢丝绳在工作时总是要进出滑轮槽和卷筒槽。这时，钢丝上的受力是相当复杂的，拉力、弯曲、挤压和扭转同时存在。实践表明，钢丝绳的破坏，首先表现在外层钢丝的断裂，主要原因是由于反复弯曲和反复磨损造成的金属疲劳所致。随着断丝数的增多，破坏的速度加快，达到一定限度后，若再继续使用，将会引起整根钢丝绳完全断裂。钢丝绳随着载荷的增加会有微量的伸长，当载荷超过弹性极限时，钢丝绳可能断裂。通常把钢丝绳承受的静载荷控制在断裂载荷的1/101/5，此为安全负荷。安全负荷表示的是钢丝绳允许承受的额定静载荷。但钢丝绳实际上往往处于运动状态，钢丝绳在工作时除了要承受货物、吊具、自重等静载荷外，还要受到因加速度和冲击引起的动载荷，因弯曲引起的附加载荷，因摩擦引起的阻力载荷等等，由此可见，当静载荷以外的其它载荷增多时，实际的安全系数就降低了，钢丝绳往往由此而引起过载。过载的钢丝绳即使不发生断裂事故，也会大大地缩短其使用寿命。在这里我们选取安全系数。计算钢丝绳绕入卷筒分支的最大静拉力。 最大额定起升载荷时绕入卷筒的钢丝绳最大静拉力为: （3-18）式中 额定起升载荷, N； 起升装置重力,N； 滑轮组倍率，；吊具重量估算为: (N)将己知的数据代入上式得: (N) （3-19）按安全系数确定钢丝绳直径: （3-20）式中 选取钢丝绳的整绳的破断拉力(N)； 安全系数，机构工作级别取n =6；代入数据得: (N) （3-21）由计算得到的钢丝绳直径查上海力福玎钢丝绳产品性能表确定应选取的钢丝绳最小直径22mm。确定选用的钢丝绳为：钢丝绳624SW+FC光-右交GB 1102-74。钢丝绳的固定方式采用Y13-50绳卡固定。3.2.3卷筒的设计卷筒是起升机构和牵引机构中卷绕钢丝绳的部件，它用来收放和储存钢丝绳，把驱动装置提供的驱动力传递给钢丝绳，并将驱动装置的回转运动转换成直线运动。根据钢丝绳在卷筒上卷绕的层数分单层绕卷筒和多层绕卷筒。根据钢丝绳卷入卷筒的情况分单联卷筒（一根钢丝绳分支绕入卷筒）和双联卷筒（两根钢丝绳分支同时绕入卷筒）。单联卷筒可以单层绕或多层绕，双联卷筒一般为单层绕。多层绕卷筒可以减小卷筒长度，使机构常凑，但钢丝绳磨损加快。在设计时卷筒采用多层绕，用Q345钢板弯卷焊接经机加后制成。1.卷筒主要尺寸的确定卷筒的主要尺寸有直径、长度和壁厚。(l)卷筒直径为保证钢丝绳有足够的使用寿命，卷筒的计算直径不宜太小。但从传动装置和受力方面分析，卷筒直径小些更为有利。在起重负荷和起升速度不变时，卷筒直径小，可使减速器尺寸和传递扭矩减小。鉴于上述两个原因，卷筒的名义直径(卷筒的槽底直径)为:(mm) （3-22）式中 根据机构的工作级别M5选取；为钢丝绳直径。(2)绳槽半径： （3-23）(3)绳槽深度： （3-24）(4)绳槽节距： （3-25）(5)卷筒计算直径： （3-26）(6)卷筒上有螺旋槽部分长度： （3-27）式中 固定钢丝绳圈数，取；最大起升高度；m滑轮组倍率；(7)卷筒的长度与绳偏折角卷筒长度主要是由容绳量大小来决定，容绳量为60米，卷绕2.5层，为正确地卷绕钢丝绳，要求偏折角维持在允许的极限之内，如图3-1所示。绳的偏折角不应小于，以防止钢丝绳在端部挡盘处堆积并确保它安全地进入下一层。绳的偏折角不应大于，以防止钢丝绳从绳槽中脱出，且当卷绕几层时，确保卷筒被正确地装满直到端部挡盘。在旋挖钻机中滑轮在卷扬机的正斜上方，因此两侧的偏折角度相等。由公式： （3-28）利用反余玄函数可得： （3-29）因此所求的的卷绕长度符合要求。图3-1卷扬机工作偏折角范围 (8)卷筒壁厚在卷筒结构设计时，其壁厚可先按下列经验公式初步计算，然后再根据强度条件进行验算。钢卷筒壁厚 (mm)材料选用Q345，强度符合要求，钢丝绳在卷筒上的采用楔块固定。图3.2卷筒应力云图其中红色区域为钢丝绳所受应力，其余部分均满足要求。由分析可知卷筒的强度满足要求。3.2.4滑轮的设计计算滑轮的直径（名义）： （3-30）滑轮槽底部： （3-31）平衡滑轮： （3-32） （3-33）根据钢丝绳的直径： 可得： （3-34） （3-35）取。其他尺寸数据根据起重机设计手册选取。滑轮内轴承选择圆柱滚子轴承NU2214E，滑轮用球墨铸铁铸造而成。3.3 本章小结本章在查阅了大量资料的基础上，选择设计了旋挖钻机的动力头卷扬起升机构，并对卷筒进行了校核，通过一系列的计算使我对卷扬起升机构有了更深一层的了解，为后续设计奠定了基础。第4章 主要零部件的分析4.1 滑轮架的分析计算滑轮架位于上桅杆的顶部，主要作用是承受主副卷扬钢丝绳的压力载荷，因此在工作时总是处于受力状态，因此在设计时材料选用Q345。滑轮架的受力最大工况有两个：一是直接提钻工况，二是钻孔已完成副卷扬起吊附属物品放进孔内工况。滑轮架的三维模型如图所示：4.1.1 滑轮架起吊附属物工况况分析为了考虑滑轮架在工作时受到更大的力在分析时将其受力加大，使其具有更高的安全度。本工况副卷扬起吊附属物品放进孔内工况，此时主滑轮钢丝绳承受钻杆重力和钻斗重力，而副滑轮上钢丝绳达到最大力，即50kN时。的滑轮架滑轮架的受力简化图如下图4-1所示。在分析时将其利用SolidWorks软件中有限元分析过程如下。1滑轮架的受力与约束图4-1滑轮架受力与约束图2实体网格划分 图4-2滑轮架网格划分结果3算例结果有限元分析结果如下图4-3所示，变形比例取1。可见滑轮架在起架工况下的最大应力小于Q345的许用应力，满足要求。测得滑轮架底面反作用力，记录下来，再将滑轮架的前后两个销轴孔的反作用力的大小记录下来，用来对钻桅上节加载，实现载荷的传递。表4-1反作用力选择组单位总和 X总和 Y总和 Z合力整个实体N10.9456-3.03894-297763297763表4-2滑轮架起吊附属物分析结果名称类型最小位置最大位置应力1VON:von Mises 应力0.00107992 N/mm2 (MPa)节: 32918(864.683 mm,70.9191 mm,-298.863 mm)157.175 N/mm (MPa)节: 21106(-267.279 mm,589.982 mm,-190.261 mm)位移1URES:合位移0 m节: 93(-171 mm,603.308 mm,0 mm)0.000903954 m节: 3049(-872.775 mm,607.779 mm,-504.35 mm)应变1ESTRN :对等应变4.50458e-009 单元: 17381(-926.921 mm,58.0578 mm,-553.295 mm)0.000583292 单元: 16351(202.394 mm,331.009 mm,-28.7542 mm)图4-3滑轮架起吊附属物应力云图4.1.2 滑轮架提钻工况当旋挖钻机进行起钻工况时，此时滑轮架主滑轮钢丝绳承受钻杆重力、钻斗重力、土壤重力和钻斗与土壤之间的粘滞阻力，主卷扬最大提升力达到120kN，即滑轮架主滑轮上钢丝绳受力为120kN，而副滑轮不受力。本工况也采用与上一种工况相同的分析步骤，加力与约束、划分实体网格，利用SolidWorks进行分析。分析结果如下图所示。图4-4滑轮架起钻工况应力云图经以上两种工况的分析，所设计的滑轮架满足要求。4.2 桅杆的设计与分析桅杆是旋挖钻机的重要部件，工作过程中各种载荷最终都作用于桅杆。桅杆的整体刚度直接影响到旋挖钻机能否正常施工，如果桅杆出现弯曲将使动力装置无法沿导轨滑动，严重的可能导致安全事故。桅杆出现故障后的维修周期长、成本高，提高桅杆整体刚度是提高钻机性能的迫切需求。中桅杆是桅杆中最重要的一段，它将钻杆、钻具连接于车体上，并且承受钻具钻进时所产生的弯矩作用，容易受到破坏。因此需要选者合理的桅杆截面形式，桅杆的截面的形状有很多种，直角箱形截面、大圆角箱形截面、圆形、凹箱形等为最常用的桅杆截面形式。下面对这几种最常见截面进行分析如下：直角箱形截面受扭应力云图 直角箱形截面受扭位移云图大圆角箱形截面受扭应力云图 大圆角箱形截面受扭位移云图凹箱形截面受扭应力云图 凹箱形截面受扭位移云图圆形箱形截面受扭应力云图 圆形箱形截面受扭位移云图图4-5桅杆截面受扭应力与位移云图通过对各种形式截面的抗弯和抗扭能力的分析比较，可以得出以下结论:大圆角箱形桅杆截面，具有矩形和圆形截面的混合特征，其抗扭刚度较大，抗弯能力强，具有良好的刚性和稳定性，重量轻，外形美观，但造价较高，不利布置加压油缸;直角箱形立柱截面，抗压弯能力较强，具有较好的刚性和稳定性，但在截面角接处易产生应力集中，其抗扭刚度较小，不利布置加压油缸;凹箱形立柱截面，其抗扭刚度小，抗压弯能力差，自重大，对布置加压油缸有利;圆形立柱截面的惯性半径最大，承载能力大，抗扭刚度也大，但抗压弯能力差，对加压油缸的布置不利。因此选用大圆角箱形桅杆截面。因桅杆有许多危险工况如起架工况、钻孔工况、提钻工况、卸土工况、转位工况等。其中对钻桅影响大的是起架工况、钻孔工况、提钻工况。而本机在运输时钻杆从桅杆上卸下，所以起钻工况影响相对较小。下面对桅杆钻孔工况与提钻工况进行分析。4.2 提钻工况提钻有两种方式，一是直接提钻，二是回转提钻。在直接提钻工况下，钻桅所受竖直方向的载荷主要有提钻力和自重。提钻力中包括钻杆、钻具等的重量及由于土的粘性阻力加上真空负压等产生的提升阻力，为了保证所设计钻桅的安全可靠，在此取提钻力为设计要求的最大载荷主卷扬的最大拉力与加压油缸的最大拉力。在回转提钻工况下，因回转阻力矩很小，在此忽略。4.2.1 上桅杆的受力分析钻桅在水平方向主要是风载，计算时取风压P=250Pa，方向按最不利风向的工况考虑，钻桅上节受自身重力，计算重力时取g=10m/s2。将滑轮架传给钻桅上节的反作用力加载到钻桅上节顶面上。将钻桅上节的销轴孔和连接用螺栓孔定义为铰接约束。滑轮架上两个铰接处的反作用力大小如图4-6所示。 图4-6滑轮架前铰接孔处反作用力；滑轮架后铰接孔处反作用力材料选Q345进行有限元分析。具体加载约束情况如图4-7所示，网格划分情况如图4-8所示。图4-7上桅杆受力与约束图 图4-8上桅杆实体网格划分图图4-9上桅杆应力云图由分析结果可知其最大受力点受力为249.8MPa小于材料许用应力345Mpa，安全系数可达1.8。4.2.2 下桅杆受力分析下桅杆在提钻时，只是受本身的重力与风力的作用，风力与上桅杆采用同一个数值，由于材料选用Q345，计算重力时取g=10m/s2利用SolidWorks软件加载其重力，将风载加在最危险受力面上。下桅杆各销轴连接与螺栓连接处的如图所示。 图4-10下桅杆受力与约束图 图4-11下桅杆实体网格划分图图4-12下桅杆应力云图将重力与外载荷风力加载在下桅杆，可见钻桅下节在提钻工况下的最大应力小于Q345的许用应力，满足要求。测得钻桅下节上底面反作用力如图4-12所示，并且将各个螺栓联结处的反作用力利用软件测出来，并记录下来。以用来对钻桅中节加载，实现载荷的传递。4.2.3中桅杆受力分析将上桅杆与下桅杆由受力分析所测得的反作用力加载在中桅杆相应的铰点与螺栓位置，另外钻桅中节还受自身重力，取g=10m/s2。将钻桅上节传给钻桅中节的反作用力加载到钻桅中节顶面上。将钻桅下节传给钻桅中节的反作用力加载到钻桅中节底面上。将P=300Pa的风压加载到最危险的表面上。将100kN的加压油缸拉力反作用力加载到钻桅中节的加压油缸轴承座处。将钻桅中节的销轴孔和用螺栓孔连接定义为铰接约束，将钻桅中节与转板接触的表面定义为固定约束。中桅杆的材料为Q345，利用软件进行有限元分析。分析步骤：将上桅杆与下桅杆上各销轴与螺栓连接处的反作用力加载在中桅杆相应的连接处，力的加载与中桅杆固定如图4-13所示，利用软件进行实体网格划分如图4-14所示。中桅杆有限元分析结果的应力如图4-15所示，变形比例取真实比例。中桅杆由下部到顶部应力变化曲线如图4-16所示，其应力、应变、位移如表4-1所示。由分析可知钻桅在提钻工况时最大应力均小于Q345的许用应力，故桅杆的设计满足要求。图4-13中桅杆载荷约束图图 4-14中桅杆网格划分图图4-15中桅杆应力云图图4-16中桅杆应力变化图解表4-1中桅杆受力分析结果名称类型最小位置最大位置应力1VON:von Mises 应力0.00107992 N/mm2 (MPa)节: 32918(864.683 mm,70.9191 mm,-298.863 mm)72.40 N/mm (MPa)节: 21106(-267.279 mm,589.982 mm,-190.261 mm)位移1URES:合位移0 m节: 93(-171 mm,603.308 mm,0 mm)0.000603934 m节: 12041(-872.775 mm,607.779 mm,-504.35 mm)应变1ESTRN :对等应变4.50458e-009 单元: 17381(-926.921 mm,58.0578 mm,-553.295 mm)0.000393291 单元: 86361(202.394 mm,331.009 mm,-28.7542 mm)其它工况如起架工况、钻孔工况，转位工况时桅杆的分析与以上分析步骤相同，分析结果表明，钻桅滑轮架、钻桅上节、钻桅中节、钻桅下节的最大应力为72.4Mpa小于Q345的许用应力，安全系数为5。可知钻桅的结构设计和材料选择满足要求。4.3 本章小结本章利用SolidWorksSimulation有限元分析软件利用反作用力传递的方法对钻桅装配体分三个工况进行了静力学分析，了解了滑轮架及桅杆的在各工况时的受力情况，同时了解了桅杆在各个工况中各个部位的受力情况，为桅杆与滑轮架的结构设计提供了依据，同时也为整机的设计确定了零部件的最终设计方案。第5章 整机稳定性分析轮式旋挖钻机由于其动力头传递的扭矩大、整机高度大、工况复杂等原因，对稳定性要求较高。在此对钻孔工况、提钻工况和侧向缷土工况采用平衡力矩法进行稳定性校核，对纵向工作工况、横向工作工况、转场行驶工况和运输行驶工况进行稳定度分析。5.1 整机稳定性校核5.1.1 钻孔工况下整机稳定性校核钻孔工况时按最大钻桅幅度计算，利用SolidWorks软件中的测量将各有关重心位置测出并记录。其关系尺寸图如图5-1所示。按最危险工况计算，倾覆线取H型支腿的中心线。钻孔阻力对旋挖钻机产生一个倾覆力矩，风载按最不利因素计算对整机产生一个倾覆力矩，整机重力对整机产生一个稳定力矩。图5-1最大幅度位置关系图采用平衡法计算许用稳定系数：n= （5-1）式中：G车载旋挖钻机整机重力，G=4005.610=4056(N)；L1车载旋挖钻机整机重心距倾覆线的距离；FZ钻孔工况下土壤对钻头的竖直向上的阻力，此处按最大设计参数选取加压油缸的最大推力，FZ=100kN；L2整机重心距前H支腿中心线的距离；L3钻头回转中心线距蛙式支腿中心线的距离；FF作用在车载旋挖钻机钻桅侧迎风面的风载，FF=PA，P为风压，按8级风计算，大小为184.9267.8N/m2，取P=300 N/m2；A为钻机右侧迎风面积，测得A=3.62m2，计算得FF =1086N； L4风载作用点距倾覆线的距离；将各数值代入式中，计算得： n=1.83n=1.25 （5-2）故满足要求。5.1.2 提钻工况下整机稳定性校核提钻工况按最大钻桅幅度计算，位置关系尺寸图如图5.1所示。按最危险工况计算，倾覆线取前H支腿的中心线。提钻力对旋挖钻机产生一个倾覆力矩，风载按最不利因素计算对整机产生一个倾覆力矩，整机重力对整机产生一个稳定力矩。采用平衡法计算许用稳定系数：n= （5-3）式中：G车载旋挖钻机整机重力，G=4505610=45056(N)；L2整机重心距倾覆线的距离；L3钻头回转中心线距倾覆线的距离；FF作用在车载旋挖钻机钻桅反侧迎风面的风载；L4风载作用点距倾覆线的距离；FT提钻力，包括钻杆、钻具等的重量及由于土的粘性阻力加上真空负压等产生的提升阻力，为了保证所设计钻桅的安全可靠，在此取提钻力为设计要求的最大载荷：主卷扬的最大拉力。将各数值代入式中，计算得： n=1.66n=1.25 （5-4）满足要求。5.1.3 侧向缷土工况下整机稳定性校核侧向缷土工况按最大钻桅幅度计算，位置关系尺寸图如图5-2所示。按最危险工况计算，倾覆线取钻桅侧H型支腿中心线的连线。钻头土重对车载旋挖钻机产生一个倾覆力矩，风载按最不利因素计算对整机产生一个倾覆力矩，整机重力对整机产生一个稳定力矩。图5-2卸土工况位置关系采用平衡法计算，许用稳定系数：n= （5-5）式中：G车载旋挖钻机整机重力；L1钻头土重心距倾覆线的距离，；Ft钻头土重；L2整机重心距倾覆线的距离；FF作用在车载旋挖钻机钻桅反侧迎风面的风载，FF=PA，P为风压，按8级风计算，大小为184.9267.8N/m2，取P=300 N/m2；A为车载旋挖钻机钻桅反侧迎风面积，测得A=4.58m2，计算得FF =1374N；L4风载作用点距倾覆线的距离；将各数值代入式中，计算得： n=4.62n=1.25 （5-6）满足要求。5.2 整机稳定度分析5.2.1 工作工况下整机稳定性分析稳定度是通过最不利倾覆线的垂直平面和通过整机重心与同一倾翻线的平面之间的夹角。夹角越大，稳定度越高。而工程车辆的稳定度超过18时就能达到所需稳定度。在纵向工作工况下考虑最危险情况，按最大钻桅幅度分析。利用SolidWorks软件测出此工况下整机的重心位置，取前H型支腿中心线为最不利倾覆线作图，得到纵向工作工况下整机的稳定度为26.24，如图5-3所示。在横向工作工况下考虑最危险情况，按最大钻桅幅度分析。利用相同的方法测出此工况下整机的重心位置，取H型支腿中心线的连线为最不利倾覆线作图，得到横向工作工况下整机的稳定度为34.47，如图5.4所示。 图5-3纵向工作工况稳定度图 图5-4横向工作工况稳定度图综合上述两种工况，轮式旋挖钻机的稳定度均大于工程车辆的稳定度18的要求，对施工现场地面不平度要求较宽松，具有较强的适应能力。5.2.2 工作工况下整机稳定度分析在转场行驶工况下，利用SolidWorks软件测出此工况下整车的重心位置，取驱动桥后桥中心线为最不利倾覆线作图，得到整车的稳定度为36.83，如图5-5所示。图5-5转场行驶工况稳定度图在运输行驶工况下，利用相同的方法测出此工况下整车的重心位置，取驱动桥后桥中心线为最不利倾覆线作图，得到整车的稳定度为55.05，如图5-6示。图5-6运输工况稳定度图运输工况下，车载旋挖钻机的稳定度反映了爬坡能力。稳定度越高，爬坡能力越强。综合上述两种工况，本车载旋挖钻机的爬坡能力均较强，对行驶路面的坡度具有较强的适应能力。5.3 本章小结本章采用平衡力矩法对钻机各种工况进行稳定性校核，对纵向工作工况、横向工作工况、转场行驶工况和运输行驶工况进行稳定度分析。分析结果可知，本车载旋挖钻机具有较高的稳定性和较强的爬坡能力。也使我了解到了旋挖钻机在什么工况下具有什么样的稳定度。对设计LXW80轮式旋挖钻机提供了可行性的理论依据。第6章 液压系统回路原理设计6.1 主要执行元件的选取动力头液压元件的选取：由前面第3章动力头的设计马达选用德国力士乐公司A2FE56型号，液压减速机选用德国力士乐公司GFB26T2型好，其最大输出扭矩为12000N/m，传动比为46.42，动力头选用两个马达和两个减速器。下面对扭矩进行校核：额定输出扭矩为80kNm，大小齿轮的齿数比为82:19，故每个减速机的输出扭矩为(8019)/(822)=9.23(kNm)。根据减速机选型公式： T2K=T2K （6-1）式中：T2输出扭矩，T2=9.23 kNm T2K已修正的输出扭矩K系数根据工作级别和载荷级别，取工作级别为M5，载荷级别为重，查表FEM得K=1.1。将各值代入式5-1中，得T2K=10.15 kNm12000 Nm，故扭矩满足要求，选型合理。卷扬机的液压系统设计：由前面第3章卷扬机的设计依据设计参数主卷扬最大拉力120kN，所选择的马达为A2FE63重量115 kg。主卷扬驱动元件选力士乐卷扬减速机CFT 50 W3-A6VE 80/63W-VAL，马达排量80cm3，压差30MPa，传动比84.2，输出扭矩32134 Nm，最大单绳拉力128536N，马达重量34kg。加压油缸的选型设计：考虑在钻进过程中的不同阻力，确定加压油缸的推拉力为100kN。结合卡键式钻杆的卡键布置情况和钻斗斗深，确定加压油缸行程为2000mm。根据力士乐样本，选用力士乐CDL1MT4/100/56/2000型液压缸。16MPa下，力士乐CDL1MT4/100/56型油缸的承载力：F100=161063.14(10010-3)2/4=125600(N)100kN所以，加压油缸选型合理。桅杆油缸的选型：根据三角形与平行四边形机构三角形与四边形长度为670（mm），与2000（mm）在起架与变幅过程中所经历的极限长度，可确定桅杆油缸最长3377mm，最短2115mm，幅油缸最长2300mm，最短1500mm。根据Parker样本选取起架油缸为Parker HC20T 160/100/1262，变幅油缸为Parker HC20T 160/100/800，压力均为25MPa。经过与上面分析相同的校核方法，所选液压缸均满足要求。6.2主要回路的供油原理设计由于本轮式旋挖钻机，从运输行驶状态到各种工况的运转全部由液压驱动，因此其执行机构较多，并且其控制精度要求高，所以液压系统需要进行合理的设计。执行元件包括行走马达、动力头马达、主卷扬马达、副卷扬马达、回转马达、加压油缸、起架油缸、变幅油缸、H型支腿油缸。下面分别介绍其执行回路。供油回路采用三个变量泵供油，主要供油回路有：下车行走供油回路，主副卷扬机供油回路，动力头供油回路，桅杆油缸供油回路，变幅油缸供油回路，加压油缸供油回路和支腿供油回路。下车行走供油回路：在运输行驶时用三个泵同时给四个行走马达供油，以解决行走时需油流量大的问题。辅泵采用离合器与发动机连接。下车的行走马达采用四个双向变量马达，由四个三位四通U型换向阀，来实现车体的前进后退与转弯等各种工作情况。动力头供油回路：由于执行元件多需要的流量大，因此供油路采用两个泵供油，动力头传递扭矩大，采用双定量马达减速机驱动。两减速机的小齿轮和同一大齿轮啮合，故属于机械同步。采用一液控三位四通U型换向阀来实现两马达的串联与并联的切换，来适应各个工况。利用两马达并联工作时来满足小载高速反转提钻甩土的工况要求。利用两马达串联工作，来满足大载低速钻进的工况要求。主副卷扬机供油回路：主副卷扬机供油回路也采用两个主泵供油，主卷扬马达采用变量马达，可根据外载的大小自动调节转速的高低，具有一定的适应能力。由于制动油缸的作用，常态下主卷扬马达处于制动状态。当主油路来油时，高压油通过卸荷阀推开两位三通液控换向阀，制动油缸缩回，主卷扬开始工作。卸荷阀的应用还可以实现主卷扬马达的锁死，防止发生危险。双向平衡阀的应用，可以避免进入马达的压力高于马达的峰值压力损坏马达。副卷扬马达与主卷扬马达的执行油路近似，只是由于提升力小、安全级别底，采用了一个平衡阀。回转机构供油回路：回转马达也属于执行机构采用双泵供油，由于轮式旋挖钻机的上车回转与钻进具有独立性，对回转马达锁死级别要求较高，故采用单独控制的两位三通手动换向阀来实现制动与解锁的切换。采用卸荷阀避免进入马达的压力高于马达的峰值压力损坏马达。起升变幅机构供油回路：该机构采用双泵供油，根据实际工况的需要，桅杆油缸、采用双平衡阀，实现往返的锁死，变幅油缸、加压油缸采用平衡阀，来实现工作要求。支腿供油回路：支腿的伸展与回缩需要的流量很小，因此只需要一个泵供油就可以达到其工作要求。为了防止在供完油后由于受载较大而泄油，H型支腿垂直油缸采用液压锁来实防止泄油，水平油缸在工作时由一个阀控制来实现其伸缩功能。下图6-1为LXW80轮式旋挖钻机的液压系统原理图。图6-1LXW80轮式旋挖钻机原理图6.3 本章小结本章针对LXW轮式旋挖钻机的多种工况，设计了本旋挖钻机液压系统原理图并对其主要油路进行了分析，根据其具体工况负载完成了动力头马达、主副卷扬马达、起架变幅油缸、支腿油缸、加压油缸、泵、发动机、主阀等重要液压元件的选型设计。结 论本论文在了解了旋挖钻机的一系列的优点以及其发展前景，在阅读了大量资料的基础上，通过对比确定了本旋挖钻机的方案，借鉴其他旋挖钻机的优点确定了要设计的结构形式；确定了车载旋挖钻机的底盘、支腿方案、钻桅的支撑机构、钻桅的结构、钻杆的结构、钻
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