隧道凿岩机器人毕业设计VIP

第1章 绪论4.1推进器的最大推进力的计算 18=1.555523208+300+150Sin6=7273.66N 18Fy:凿岩机的最优轴推力，取Fy=R=7273.66N 19=9351.372N 19 机械传动总效率； 194.2 推进器液压马达的选型 194.4 前变幅液压缸的主要参数计算 224.4.1 前变幅液压缸的行程计算 224.4.2 前变幅液压缸的有效面积计算 224.4.3 液压缸的内直径和活塞杆的外直径的计算 224.4.4 验算最大承受力 234.4.5 导向距离计算 234.4.6 液压缸的最大流量计算 234.5 翻转液压缸的参数计算3（p158） 234.5.1 回转扭矩的计算 234.5.2 油缸推力的计算 244.5.3 翻转液压缸的直径计算 254.5.4 螺旋棒参数设定 254.5.5 活塞行程的计算 254.6 伸缩缸的设计计算 254.6.1 伸缩缸内径和活塞杆径的估算 251 伸缩缸内径估算 252 活塞杆径的估算 254.6.2 伸缩缸有效面积计算 264.6.3 伸缩缸的流量估算 264.7 推进器补偿缸的设计计算 264.7.1 补偿缸内径和活塞杆径的估算 261 补偿缸内径估算 264.7.2 补偿缸有效面积计算 264.7.3 补偿缸的流量估算 264.8 摆角缸的设计计算 264.8.1 摆角缸内径和活塞杆径的估算 261 摆角缸内径估算 264.8.2 摆角缸有效面积计算 264.8.3 摆角缸的流量估算 264.9 泵的主要参数计算和选型 274.9.1 泵的总流量计算 274.9.2 泵的功率计算9 274.9.3 泵的选型 274.10.1 换向阀的选型 294.10.2 溢流阀的选型 294.10.3 液压锁的选型 294.10.4 单向阀的选型 29第1章 绪论1.1 隧道凿岩机器人的研究和发展隧道开挖是现代交通、能源、采掘、建筑等大规模基本建设中的一项难度大、耗资耗时多、劳动条件差的施工作业。根据国内外资料显示，坚硬岩石的巷道掘进与矿石开采主要采用凿岩爆破法，在今后的一段较长时期内还将会被采用。因此，凿岩技术的发展主要是改进凿岩设备结构，提高生产能力和生产效率，改善操作和安全生产条件。自20世纪70年代末以来，液压凿岩机和与之配套的液压台车形成了高效节能、劳动条件好的液压凿岩设备，在世界发达国家采掘作业中率先开始逐步取代原有的低效耗能、劳动条件十分差的手持式气动钻孔机具。为了将隧道开挖水平提到一个新高度，几乎在液压凿岩台车实用化的同时，国外许多厂商都将计算机技术和自动控制技术引入新型液压凿岩设备。随后，世界上许多发达国家都推出了具有机器人特征的半自动计算机辅助凿岩台车和全自动凿岩台车。由于这类凿岩台车主要用于隧道的开挖，所以它又称为隧道凿岩机器人。从1972年开始，挪威工程合同公司在世界上率先进行这项研究，1978年即拿出基本可实用的隧道凿岩机器人样机。而该国的Bever公司、电子公司、Furuholmen公司、AWV公司也参与竞争，其中Bever 公司开发的软件最为出色，该公司开发的Bever全自动数据导向系统（包括专用的配套控制硬件），已为多个国家的隧道凿岩机器人生产厂家所采用；日本东洋公司也早在1982年开始研制成AD系列两臂和四臂凿岩机器人。在世界上最早实现液压凿岩机实用化的法国Montabert公司从80 年代开始已推出六种Robofore型凿岩机器人。美国Ingersoll-Rand公司从80年代后期也陆续推出了3GBC-CR/CC、3GC-CC/CR等隧道凿岩机器人。在这里不得不提的是，瑞典的Atlas-Copco公司和芬兰的Tamrock公司生产的液压凿岩设备占全球产量一半以上，尽管它们不是凿岩机器人的率先研制者，但凭借自己在这个领域中数一数二的实力，也先后在87年和85年研制成功RobotBoom系列和Datamatic系列凿岩机器人。德国的沙尔茨基特公司1987年也展出过具有多处理机的BW45P型凿岩机器人。英国的Boart Robot型双臂凿岩机器人也在此取得了较好的应用效果。还有重要的一点是它们的产品各具特点。Atlascopco公司生产的Rocket Boomer系列台车，有钻臂控制(Advanced Boom ContNl)和钻孔过程检测(Measure WMe Dr5mng)功能；Tamrock公司生产的Axera系列台车，对钻臂定位与凿岩过程分别有TCAD、TDATA两种控制方式，形成具有电子控制系统的常规凿岩台车的换代产品。这种先进凿岩台车的综合效益在国外隧道实际施工中已得到充分展现。近年来在国内重大工程中也引进数台有计算机图形导向控制功能的液压凿岩台车，取得明显经济、社会效益。但同时，高昂的设备价格、不适合中国的图形操作界面与布图方式、分居两家的计算机控制系统(BEVER系统)以及台车本体(各台车制造商)之间的协调性使整机的作业可靠性降低，在使用中还有其过高的易损件备件费用和较长的定货周期等因素，限制了这种先进设备在中国的推广。1972年冶金工业部组织中南工业大学与长沙矿冶研究院研制液压凿岩钻车和液压凿岩机，1980年我国第一台CGJ2Y型液压凿岩钻车和YYG80型液压凿岩机通过了冶金部的鉴定。随后北京科技大学、中国煤炭科学院等十个单位参与这方面的研究工作，并开发出一系列产品，且中南大学（即中南工业大学）承担了以国家“863”智能机器人为主题的实用化隧道凿岩机器人的研发任务，在纯国产化液压凿岩设备的研制中成果比较突出，除CGJ2Y钻车外，国内第一台用于实际生产的KZL120型露天液压钻车和配套的YYG250 重型液压凿岩机以及CGJS-2YB铁路隧道半断面钻车都由该校研制成功。该校早在1986年就开始进行学习再现式凿岩机器人的实验室研究工作。值得指出的是，这些成果不是照搬国外技术，不但在机构上有创新，而且形成了有特色的理论研究和设计方法，并在科研过程中，以可靠、经济、高效为目标，与湖南山河智能产业园合作，对台车的本体与SUNWARD控制系统进行研发，并于2000年底完成整机调试。目前两单位仍联合开发研究，预将国产的隧道凿岩机器人充分发挥其特点和优势，提高我国在这一领域的技术掌握能力和设备生产能力。1.2 隧道凿岩机器人的显著优点1、大幅度提高爆破后断面的精度高效率避免超挖（大于设计断面）和欠挖（小于设计断面）。比常规台车可减少5%甚至15%的超挖量，仅此一项，因衬砌材料和石碴运输量减少带来的经济效益就十分可观； 2、减少钻孔时的移位辅助时间凿岩机器人工作钻臂（即机械手）的轨迹已程序化，并能预先优化确定最短移动路线，变换新孔时间。与人工操作相比，可由3060秒减少到1030秒，可提高工效四分之一左右； 3、实现孔底共面控制提高爆破率每次爆破都不可能将钻孔深度上的所有岩石崩塌下来，一般只能达到90%左右， 由于凿岩机器人的布孔位置、钻孔的角度、特别是各个孔的孔底的共面性等精度都大大超过了人工操作，所以爆破率可提高5%以上； 4、提高钻进速度凿岩机器人的自适应钻进系统可根据岩石的变化情况自动调节冲击能量、冲击频率、回转速度、推进力，并使这几个参数达到最佳匹配，有效提高钻孔速度，同时减少钻头、钻具等较贵重配件的消耗（因地质情况的变化，排出岩渣能力不够等原因引起的卡钻事故明显降低）； 5、明显改善劳动条件，提高劳动效率除个别的操作、监视外，操作者免除了频繁的操作、观察、选择等工作，一个人至少能同时监控2个钻臂（机械手）。封闭的操作室更为操作者提供了良好的工作环境；6、 降低隧道开挖成本 图1-1 凿岩机器人全衬套和不称套的情况经济分析1尽管采用凿岩机器人会因为设备成本、维修费用、管理费用等升高而导致隧道开挖成本增加，但它与超挖量和运输量减少带来的效益相比就微不足道了。据日本85年的资料，仅超挖量减少一项，每长1200m 隧道可节约1 亿日元（相当人民币1000万）左右。这方面水平最高的挪威的凿岩机器人长期使用的结果表明，其经济效益也确实是十分显著的。图1-1反映了采用隧道凿岩机器人后每米全衬砌隧道和不衬砌实际节约的费用（美元）情况。从图中可以看出，隧道断面增大，全衬砌隧道节约的费用不是线性增加，而是增加得更快。图中数据是挪威凿岩机器人长期使用后总结出来的。该图绘制时，综合考虑了超挖、运输、人工、维修、管理、资金投入等11项费用的增减。总之，开展隧道凿岩机器人的研制的经济效益和社会效益，或者说其必要性是显而易见的。1.3 基本结构和工作原理1.3.1 隧道凿岩机器人的基本结构 整台隧道凿岩机器人由液压凿岩机、链式推进器、直接定位式钻臂(具有无误差的液压平移机构)、直角定位式辅助臂、伸缩式门架、行走轮系、稳车支腿、液压系统、电缆卷简、动力箱、可升降的司机室以及高压冲洗水、润滑剂、补油箱组成的台车本体，与由操作单元、传感器组、控制器(由上、下位机构成两级控制结构)、监示报警单元组成的控制系统构成。另外，为保证台车的正常使用与维修方便，配备了一个具有基本工具与维修包的移动式维修间。若根据项目的研制内容分成软件、硬件两大类，则可分解如下面的表1-1所示。 表1-1 凿岩机器人结构1 断面设计软件隧道断面形状，炮孔布置， (离线) 孔位移动路径的优化及相应 软件数据库的建立和绘图 隧 机载控制软件钻孔过程自适应控制，车体 道定位，坐标转换，孔位导向 显示，孔位移动控制，传感 凿器信号采集、分析，各种报 警信号采集、分析、处理 岩 机 断面孔位设计硬件办公室CAD系统 器 机载计算机及控制器系统 控制硬件 人 硬件 各种传感器，报警装置 推进器 机械（钻）臂 液压系统 执行硬件动力系统 行走、定位、气、水等辅助装置 车体 车架、操作室、控制箱等 1.3.2 国内凿岩机器人的基本原理隧道凿岩机器人主要完成两个基本功能，即移位寻孔定位与钻凿炮孔。另外，还有装药、行走、稳车、补油、收放电缆等辅助功能。我国首台隧道凿岩机器人已经在2000年底整机调试成功。该设备采用门架式车体，适应于国内隧道的通风条件。1、技术原理钻臂移位寻孔定位采用分配式电液比例控制，比例阀与电磁换向阀分配组合控制钻臂的8个执行液压缸，实现空间水平变幅、前变幅单动、大臂伸缩、托架翻转、推进补偿、推进梁外摆动作；钻凿炮孔采用电液比例控制，实现凿岩的冲击、推进、回转动作。 2、工作原理隧道凿岩机器人的工作原理可分为三个部分：与常规液压台车一致的部分，如台车本体的基本功能部分；适应计算机控制系统而对台车本体进行改造的部分，如液压系统、传感器安装与操作布置；计算机控制台车特有的部分，如SUNWARD控制系统。这里只讲述第三部分的工作原理。为实现对隧道凿岩机器人的计算机控制，首先要对作业的对象隧道断面进行计算机辅助设计，包括断面轮廓与断面上的炮孔布置；设计完成的隧道断面通过电子盘传送至机载控制系统；具有感觉能力的台车驶近断面后用支腿调平停车，操作钻臂使隧道激光通过推进梁上的两个靶孔，依靠隧道激光、隧道桩号(里程)，对隧道凿岩机器人进行车体定位，建立起凿岩机器人坐标系与断面坐标系的联系，形成断面上炮孔的位置与姿态相对于凿岩机器人坐标系的关系；将此关系转化为凿岩机器人钻臂上各关节的目标控制量，即钻臂末端(推进器顶尖)在隧道断面上的定位控制量；控制执行机构(泵、阀、缸)达到控制目标量，完成钻臂的定位过程，快速、准确地自动找到炮孔位置(炮孔点要求)，并控制推进梁达到设计的姿态(外插角要求)；钻臂定位完成后，转入凿岩过程的控制，实现轻冲开孔，炮深共底，自动回退，自动防卡功能；一个炮孔完成后分配下一个钻臂定位目标控制量，直至断面上所有炮孔钻凿完成；保存文档信息，下载到电子盘送回办公室进行资料处理与管理。当然，还少不了整个控制过程的中文界面团形监控与报警、手动操作优先权(若计算机系统出现故障，仍能进行手动操作，达到常规凿岩台车的功能)、系统故障简单的诊断功能和自校正功能。1.4 国内研发的凿岩机器人显著特点 与国外的电脑导向台车相比，我国研发的隧道凿岩机器人具有如下特点：1、门架式结构适合我国铁路隧道施工要求，不产生烟雾污染，通风条件好；门架式结构中间可通过312型挖装机进行装碴。断面爆破时台车可不退出洞外或叉道，缩短辅助时间。 2、这种门架式结构可以伸缩，便于大件运输，运输时工作臂与辅助臂和车架可以不拆卸，进行整体运输，避免运输时液压管路、电缆、控制线路的断开。当然，对于特殊情况，也可以分体运输。 3、具有我国铁路隧道标准数据库的断面设计(TUCAD)系统。 4、采用具有电脑导向功能的双三角结构工作臂。直角坐标结构的工作臂由于其单缸运动控制简单，进口的电脑导向台车大都采用这种结构。由于双三角结构的工作臂固有的优点，因此本台车采用这种双缸复合控制定位的结构驱动工作臂。 5、传感器组件，不仅进行完全铝装密封，且传感原理也不相同，提高了电脑导向系统中传感器的可靠性、可维护性与实用性。 6、整机的多种工作方式，保证了工作的可靠性。台车具有手动和电脑导向2种操作方式，电脑导向系统采用上、下位机结构。上位机完成任务分配、人机交互界面、图形导引显示功能；下位机实现传感器信号的采集、运动轨迹的控制功能。还需实现工作臂移动时，预先给定孔序的单孔自动定位与凿岩时的单孔自动钻孔。 7、控制系统与台车本体的统一化设计，保证了控制系统的工作稳定性与可靠性。 8、具有机载控制器完全本土化的操作界面。 9、有多重防油液污染的过滤保护装置。自主研制的隧道凿岩机器人与常规台车相比不仅具有技术上的优势，其可靠性也进一步得到提高，SUNWARD控制系统与模块化台车本体之间结合一致，可视化图形操作简单，模块式结构维修方便，降低了隧道施工成本，是隧道钻爆法作业施工中具有优良性价比的大型机械设备。1.5 选题的意义和设计内容 隧道凿岩机器人是广泛应用于矿山、铁路、公路、水电建设、市政及国防施工等工程爆破孔钻凿工程作业中的工程机械，且隧道凿岩机器人在隧道开挖工程中可以带来巨大的经济效益和显著的社会效益。对这一点，在前面已作了充分阐述。可以预计，隧道凿岩机器人产业本身固有的特点令其今后在很长一段时间内经济、社会方面的效益愈加显著，这也是隧道凿岩机器人的研发、设计的重大意义所在。隧道凿岩机器人的研发、设计的主要内容有隧道凿岩机器人中的凿岩机、钻臂液压控制系统、钻臂的运动学分析和钻臂的结构设计，以及与之相辅的其它相关设计。此次的设计，主要是隧道凿岩机器人钻臂的液压控制系统的设计，确切的说，应是隧道凿岩机器人钻臂的位姿控制的液压控制系统设计。主要设计思路是首先了解于整个凿岩机器人的钻臂的结构、工作原理、主要特点，初步确定液压系统方案，并对钻臂进行受力分析，求出液压元件的主要负载，选择液压元件以及其中重要的非标准元件进行设计，然后确定最终的液压系统方案。在此设计中需完成以下工作：绘制液压原理图，主要液压元件的选型，非标准液压元件的设计等。 37第2章 液压系统方案的拟定第2章 液压系统方案的拟定2.1 隧道凿岩机器人钻臂位置液压控制的主要部分图2-1 隧道凿岩机器人钻臂结构如图2-1所示，液压系统控制的钻臂主要部分有：钻臂前变幅液压缸、钻臂后变幅液压缸、钻臂伸缩缸、推进器翻转液压缸、推进器补偿液压缸、推进器摆动液压缸等。2.2 液压平移的主要原理 复合坐标钻臂结构一般采用双三角结构。其工作原理有下图2-2所示。图2-2 双三角结构2当钻臂实现上升或者下降时，由前、后变幅液压缸BE、CD、FK、GH相互作用，当BE（或者CD）伸长，同时FK(或者GH)缩短就能实现钻臂的举升或者下降。当然前变幅液压缸的伸缩长度和后变幅液压缸的伸缩长度是要满足一定关系的。双三角结构的钻臂决定该钻臂的液压控制需要采用液压平移机构油路控制。如下图2-3、2-4所示，图2-3 为一种典型液压平移机构。其工作原理是：当钻臂升起（或落下）角时，平移引导缸2的活塞被钻臂拉出（或缩回），这时平移引导缸的压力油排入仰俯角缸1中，使俯仰角缸的活塞缩回（或拉出）图2-3 平移机构的油路连接31-平移引导缸 2-俯仰角缸于是推进器、托架便能下俯（或上仰），角。在设计平移机构时，合理的确定两油缸的安装位置和尺寸，就能得到，。在钻臂升起或下降的过程中，推进器始终是保持平移运动，这就能满足凿岩爆破的工艺要求，操作也简单。且该结构简单、尺寸小，重量轻，工作可靠，不需要增设其它杆件图2-4 无平移引导缸的液压平移机构油路连接原理31、6-控制阀 2、5-液压锁 3-后变幅缸 4-前变幅缸结构，只利用油缸和油管的特殊连接，便可达到平移的目的，但由于该机构需要平移引导缸并且相应的增加油管，也由于油缸安装角度的特殊要求，使得空间结构不好布置；而图2-4 采用的是无平移引导缸的液压平移机构。其工作原理是液油通过控制阀、液压锁流入液压缸3的无杆腔，而有杆腔的液压出口连在液压缸4的无杆腔。然后再回油。在此间，当液压缸3的活塞杆向前推进时，液压缸4的活塞也向前推进。最终实现两个液压缸活塞杆的同时推进。而且，在图2-4中，易知液压缸4 可以自行控制，不受到液压缸3的限制。当然这应用在不需要液压平移的情况。既是说控制阀1控制液压平移，而控制阀6可以单独控制液压缸4。该机构能克服前者的缺点，只需要利用前、后变幅缸的适当比例关系，便可以达到平移的目的。其结构更简单，平移精度同样准确，不足之处是液压缸3、4必须保持严格的比例关系，因此油缸的结构比较特殊。从以上分析可以看出，无平移引导缸的液压平移结构更适合双三角结构的钻臂控制。故在此采用无平移引导缸的液压平移机构。2.3 平衡回路的设计图2-5 平衡回路设计1-后变幅液压缸 2、5-平衡阀 3、6-液压锁 4-前变幅液压缸 7-三位四通阀通常平衡回路一般采用两个液控单向阀来实现对液压缸的锁闭。其原理如上图2-4所示。当液压油从换向控制阀1通过液控单向阀2左阀进入液压缸3的无杆腔，然后通过液控单向阀2右阀流至下一个油路或者回油。在此过程中，如果两单向阀之间没有相互控制，则油液不能回油。只有当进油路存在压力使得回油路的单向阀打开才能实现通路。第二种平衡回路是由一个顺序阀和一个单向阀组成平衡阀（或者是溢流阀和单向阀组成的），其主要是保持垂直放置的液压缸不因自重而下落。由于用单向阀组成的液压锁在一定程度上可以制止液压缸的下落，这只适用于油压比较小一点的场合。因为在工作油压比较大，只要打开单向阀，油路中的油液会立刻对对系统产生一个巨大的冲击，这样会损坏液压元件，并产生较大的损耗。因此这不是一个理想的平衡回路。因为液压缸的油压比较大，而钻臂的位置需要精确确定，因此要求平衡回路中，缓冲小，能承受大的油压，泄漏小。因为溢流阀存在内卸荷，所以选择顺序阀和单向阀组成的平衡阀油路。根据各种回路、液压缸的工作要求，共同采用了以上两种不同的平衡回路，即在采用了顺序阀和单向阀后，采用了双单向阀的液压锁。因此，平衡回路的原理图由上图2-5所示。2.4 中位换向阀的选择因为中位换向阀主要实现对各个液压缸的工进、工退以及停止工作的控制。在钻臂控制系统中，仅要求对油路的工进、工退和卸荷，故只要采用三位四通电磁换向阀就可以实现此功能，并可采用电磁控制。见上图2-5。但为了能够让油缸的油液在工作时能够不卸荷，保证油缸的定位功能，因此三位四通换向阀的中位改为K型中位机能的三位四通电磁换向阀。2.5 液压系统方案的确定2.5.1 拟定方案根据以上各个环节的确定，因此可以拟出以下几种液压系统方案。第一种方案：油路中采用液压锁，并且在进油路上设置调节阀以便控制有缸回油的速度，以防液压元件受到冲击。此种方案适用于双三角结构的钻臂控制。见下图2-6。第二种方案：采用了由顺序阀和液控单向阀组成的平衡阀，并且在进出油路上安上双液控单向阀，以实现对液压元件的保护。此种方案也适用于双三角结构的钻臂控制。见下图2-7。第三种方案：此种方案是根据钻臂控制方法为直角坐标钻臂而设计的。其采用的油缸的数目比较少，而且其进出油路只用了液压锁进行控制，使液压元件避免受到压力冲击。见下图2-8。2.5.2 几种液压方案的比较选择首先，由于钻臂的控制机制不同，在实现钻臂的控制中，双三角的钻臂控制机构显然具有更广泛的应用。即双三角的钻臂控制机构比直角坐标钻臂控制机构更具有优越性。尽管直角坐标系钻臂控制机构的液压原理更为简单，但直角坐标系的钻臂结构会使液压控制系统的油缸增多，最大的缺点是产生较大的凿岩盲区。而双三角的钻臂控制系统则克服了直角坐标系的缺点，不仅能减小凿岩盲区，而且可以钻凿正面孔，两侧任意方向的钻孔以及垂直向上的锚杆孔和采矿用孔。故选择了双三角结构钻臂控制方式的液压方案。在双三角结构钻臂控制方式的液压系统方案中，第一种方案中使用了节流阀作为液压缸速度调节。由于本液压系统属于高压系统，若采用节流阀，不仅泄漏较大，会产生巨大的损耗，而且节流阀会限制液压缸的快速定位。若仅适用液压锁控制油路的通和闭，则当液压锁打开的那一刻，巨大的液压冲击就会冲击电磁阀，导致电磁阀的损坏。第二种方案则是在液压锁作用的油路上添加平衡阀。无论是进油或者处油，只有当油液压力大于平衡阀的内定的压力时，平衡阀才会通油，这样不仅仅降低油路的冲击压力，而且可以适当的减轻液压锁的工作压力。图2-6 第一种液压系统方案1-后变幅液压缸 2-前变幅液压缸 3-钻臂伸缩缸 4-推进器翻转缸 5-推进器补偿缸 6-滤油器 7-压力计 8-节流阀 9-液压锁 10-溢流阀 11-推进器摆角缸因此，在这几种方案比较理想的是第二种液压系统方案。图2-8 第三种液压系统方案1-支臂缸 2-仰俯角缸 3-摆臂缸 4-摆角缸 5补偿缸 6-滤油器7-压力计 8-节流阀 9-单向阀 10-液压锁 11-溢流阀图2-7 第二种液压系统方案1-后变幅液压缸 2-前变幅液压缸 3-钻臂伸缩缸 4-推进器补偿缸 5-推进器翻转液压缸 6-推进器摆角缸 7-滤油器 8-平衡阀 9-压力计 10-液压锁 11-溢流阀 12-电磁换向阀 第3章 系统受力分析第3章 系统受力分析钻臂在位姿定位过程中，各个液压缸所要承受的力是不同的，而其中在双三角钻臂结构中，后变幅液压缸不仅仅要确保钻臂的位姿定位的准确，而且还要支撑凿岩机工作时推进器所受到推进器工作面的反作用力以及钻臂各部分给予的重力和力矩。易知，在钻臂各个液压缸负载中，后变幅液压缸所承受的力最大。下面对后变幅液压缸进行受力分析。图3-1 仰角45时的受力分析已知钻臂在工作的过程中最大仰角为45，最大俯角为30，因此主要对钻臂在仰角45、水平0和俯角30时的极限位置进行受力分析。因钻臂工作时要承受推进力的反作用力，因此应该把推进力纳入计算范围内。已知最大推进力为9351N。但相对于钻臂的自重，推进力的反作用反而很小。故进行受力分析时可以不计。如下图3-1、3-2、3-3所示，均为后变幅液压缸在极限位置时的受力分析简图。图中CD为支臂的支座上的铰接点、AB则是钻臂上的铰接点，G点为支臂与翻转机构的连接点，K为翻转机构在推进架上的支撑点。E、F为后、前变幅液压缸在钻臂体上的铰接点。其中CD、AB为液压缸在钻臂支座上的铰接点，E、F是液压缸在钻臂体上的铰接点。G为支臂与翻转机构的连接点，O为整钻臂体的重心，H为钻臂后半部分的重心点，I、J为托架头尾的几何位置。图3-3 0时的受力情况由图3-1、3-2、3-3中的受力分析简图和平面任意力系平衡条件易知当钻臂在水平状态下F液受力最大。在此需说明的一点是，当钻臂在打最大断面炮孔时，即钻臂在仰凿或者俯凿时，钻臂的受力也很大。然而，由于凿岩机器人在某些情况下需要打孔的断面比其最大炮孔断要小很多，这时钻臂不需仰凿或者俯凿。故可知钻臂水平凿时后变幅液压缸的受力比仰或者俯凿的受力更大。由钻臂的运动学分析和结构分析6知：图3-2 俯角30时的力分析CB=5700mm，AG=880mm，又估算CD=410mm，CE=1640mm，FB=1093mm，AB=274mm，AG=885mm，AH=2/3AG=590mm，现各受力点对C点取力矩，则 （3-1）式中GB钻臂总重（包括钻臂体、支臂缸、前后变幅缸、托架、摆角缸）；GT推进器总重（包括导轨、推进缸、托钎器、滑板、补偿缸、翻转机构等）；F液为后变幅液压缸等效在与钻臂体同一个纵面的受力；rB、rZ、r液分别为钻臂体、推进器和F液对A点的距离。估算GB=1100kg，GT=1000kg，又由图3-3易知在水平状态下r液=394mm。而rB=2850mm、rZ=6290mm。由平面任意力系平衡条件易知 （3-2）则将以上数值代入式（3-1）、（3-2）得F液=234428.93N由于这个数值是指后变幅液压缸在与钻臂体在同一纵面下的力值。故每一个后变幅液压缸的值则需要将这个值等效在实际的液压缸所在的平面，即在图3-3中F液所在的位置的垂直纸面的平面上。又因钻臂有左右摆动的极限位置，此种双三角结构情况下，由几何知识易知当后变幅液压缸一个伸长一个缩短的状态时，伸长的液压缸承受的力最大，亦可算出后变幅液压缸最大受力为127893.58N。第4章 液压元件的选型和计算第4章 液压元件的选型和计算4.1推进器的最大推进力的计算1凿岩机的选型根据凿岩机工作指标要求：高频率、高扭矩、高冲击能的标准选择如下技术参数的凿岩机 摘自中国工业网站：/business/product_main.asp：型号：YYG150ME 凿孔直径：38115mm 工作压力：25MPa输出功率：15kW 冲击能：24350J 冲击频率：4060Hz冲击流量：90L/min 回转转速：0300r/min 回转扭矩：5001000Nm回转流量：64.8L/min 外观尺寸：1002mm240mm225mm重量：150kg 厂家：沈阳凿岩机机械股份有限公司2推进器最大推进力的计算3(p141) （41）(1)凿岩机的最优轴向推力的计算4（p69） （42）式中，f指的是冲击设备的冲击频率；f =55Hze指的是冲击设备的冲击能；e=320Jmk指的冲击设备的活塞质量；由冲击能e、活塞质量mk、活塞速度v的关系是则根据经验，取凿岩机的冲击速度=8m/s指的是附加轴向力（用以克服机械摩擦和气体反冲产生的力）对导轨式载岩机取值为200400N。在此取300N。G为凿岩机和钎杆的重量。G=150kg为炮孔倾角，取经验值=6则= =1.555523208+300+150Sin6=7273.66N(2) 推进器最大推进力的计算3(p141)（4-1）中kb：备用系数， =1.11.3。取 =1.2;Fy:凿岩机的最优轴推力，取Fy=R=7273.66N其余同上。则推进器的最大推进力为=1.2(7273.66+1509.8sin6+1509.80.25cos6)=9351.372N3 推进器液压马达的最大力矩计算图4-1 液压马达链条式推进器31链条松紧调节器 2液压马达 3导轨 4推进器腔体5滑板 6链条 7导向链轮已知推进器的工作原理是液压马达链条式，其结构原理图如下图4-1所示。则液压马达的功率可按下式计算 (4-3)式中Rmax最大轴推力，N； 机械传动总效率；v 凿岩机推进速度，；式中d为主动链轮直径，m；n主动链轮转速，。则有=9351.327 N; 估算=0.90; =23m,取=2.5m故25.976kW在推进器内，估算主链轮直径为200mm,则液压马达的最大扭矩为935.1372Nm。4.2 推进器液压马达的选型因为在隧道凿岩机器人工作过程中会出现卡钎现象，这会导致推进液压马达承受的扭矩急剧加大，但是液压马达的转速却很小，故选取低速大扭矩液压马达。根据如下表1的液压马达适用工况与适用范围，选取轴向柱塞马达。表4-1 各种液压马达的适用工况与应用范围5马达类型主要特性适用范围齿轮马达负载转矩不大，速度平稳性要求不高，噪声限制不严钻床，通风设备叶片马达负载转矩不大，噪声要求小磨床回转工作台，机床操纵机构摆线马达负载速度中等，体积要求小塑料机械、煤矿机械、挖掘机行走机械轴向柱塞马达负载大，有变速要求，负载转矩较小，低速平稳性要求高起重机、绞车、铲车、内燃机车、数控机床球塞马达负载转矩较大，速度中等塑料机床，行走机械等内曲线径向马达负载转矩很大，转速低，平稳性高的场合挖掘机、拖拉机、起重机、采煤机等参考下表2的一些数据和内容，选取型号为QJM系列的液压马达。表4-2液压马达产品的技术参数概览5型号额定压力最小转速最大转速额定扭矩厂家柱塞马达JM系列1016512506363004218713昆山液压件厂1JMD16104002016140471430太原矿山机械厂1JM-F20100500200400068.616010太原矿山机械厂NJM1625121000.85403892114480沈阳工厂液压件厂QJM102018001001600021542183宁波液压马达厂QKM10201600400450084010490宁波液压马达厂则，参考下表4-3QJM型通孔液压马达技术参数以及前面估算的液压马达的最大扭矩及其工况，选取型号为2QJM 21-0.5T65通孔的轴向柱塞马达。性能如下：排量：0.248L/rev 额定压力：16MPa尖峰压力：31.5MPa 转速范围：2400r/min 最大输出转矩：1175Nm 通孔直径：65mm厂家：宁波甬源（旋球）液压马达有限公司（即原宁波液压马达厂）另外由设计手册软件版2.0得知该液压马达的重量为45kg.型 号排量(L/rev)压力（MPa）转速范围r/min额定输出扭矩 Nm通孔直径（mm）额定尖峰1QJM01-0.1T400.110168-800148401QJM01-0.16T400.16310168-6302411QJM01-0.2T400.20310168-5003001QJM11-0.32T500.31710165-500469501QJM11-0.4T500.40410165-4004981QJM11-0.5T500.510165-3207342QJM21-0.32T650.317,0.1591631.52-630751652QJM21-0.5T650.496,0.2481631.52-40011752QJM21-0.63T650.664,0.3321631.52-32015722QJM21-1.0T651.01,0.50510162-25014952QJM21-1.25T651.354,0.67710162-20020042QJM32-0.63T750.635,0.3182031.51-5001880752QJM32-1.0T751.06,0.532031.51-40031382QJM32-1.25T751.30,0.652031.52-32038332QJM32-2.0T752.03,1.0216252-20048072QJM32-2.5T752.71,1.3610161-1604011表4-3 QJM型通孔液压马达技术参数注：此表摘于/tkmd.htm4.3液压系统压力的确定由于本液压系统是液压凿岩机器人中的一部分液压系统，而液压凿岩机器人的液压系统是利用高压的液压系统进行主要工作的，因此，确定本液压系统是高压系统，其系统压力（即工作压力）初步确定为20MPa，后下一章后变幅液压缸的设计中也算得系统的压力为20MPa。4.4 前变幅液压缸的主要参数计算4.4.1 前变幅液压缸的行程计算由上一章可知前变幅液压缸在等效在钻臂体纵切面的最长为1301mm，最短为985mm。因此由几何知识得知当前变幅液压缸在45仰角和45水平摆动的极限位置时液压缸的最长为1413.89mm,取其近似值为1414mm。而当前变幅液压缸在俯角30和45水平摆动的极限位置时液压缸的最短为879.17mm，也取其近似值为879mm。因此可知液压缸的行程为S=1414mm-879mm=535mm。4.4.2 前变幅液压缸的有效面积计算1 双三角机构的几何关系由于在双三角钻臂结构中，前、后变幅液压缸必须满足一定的关系才能实现双三角的液压平移。其中必须要满足的是每时每刻前、后臂幅液压缸的长度与铰座所形成的三角形要相似，此相似比已经估算为2/3；2 液压缸的伸缩速度比因为时刻保持相似，前、后变幅液压缸的伸缩量也必须满足相似条件，由几何关系易证明其伸缩速度比也为2/3即 （4-4）3液压缸的流量关系另外，由于液压平移的油路中可以看出，后变幅液压缸的输出的油液全部输入前变幅液压缸中，即前、后变幅液压缸的流量比值为1。即 （4-5）4液压缸有效面积计算由有 （4-6）则1816432=122464.4.3 液压缸的内直径和活塞杆的外直径的计算由于前变幅液压缸的安装方式为液压缸安在支座上，活塞杆安装在钻臂体上。因此其有效工作面积为无杆腔的有效面积。无杆腔的有效面积为 （4-7）故可算得前变幅液压缸的内直径为124.90mm，圆整为125mm。另外由表311 液压缸参数的综合应用得知，当系统压力为大于20MPa时，其油缸往复运动时的速度比为=2。而由式（53）有因此由上式得。则可得D=124.90mm，圆整后得D=124mm。易得d=91.91mm,圆整d=90mm。因实际中的液压缸的有效面积比理论值大，故取前变幅液压缸内直径为125mm，活塞杆的外直径为95mm。其有效面积为=12265.63。4.4.4 验算最大承受力其最大承受力为=12265.63200.85=208515.71N。此值比后变幅液压缸的最大负载127893.58N还大，因此能满足结构受力要求。4.4.5 导向距离计算由表311易知后变幅液压缸的导向距离H80mm。因此次设计未能进行前变幅液压缸的设计，故此不计。4.4.6 液压缸的最大流量计算由于后液压缸活塞推进最大速度为=2.5m/min，则前液压缸活塞的最大速度为2.523=1.67m/min由流量计算公式有=12265.631.67m/min=340.71mL/s。4.5 翻转液压缸的参数计算3（p158）4.5.1 回转扭矩的计算当推进器回转到90时，回转油缸受力最大，如下图1所示。其阻力矩为： （4-8）式中推进器总重（包括导轨、推进缸、托钎器、滑板、补偿缸、翻转机构等）；推进器总重心到回转油缸中心的的最大力臂。回转扭矩 （4-9）式中 载荷不均匀系数，取=1.41.6。取K=1.5。图4-2 翻转液压缸受力计算示意图3则由式（59）、（510）有 （4-10）已知=1000kg, =885mm，=1.5，代入（511）得=1.510009.80.885=13009.5 Nm4.5.2 油缸推力的计算设油缸推力为，则 （4-11）式中螺旋升角；摩擦角，；螺旋牙形夹角之半；螺旋副摩擦角系数； 螺旋棒螺纹中径； 机械传动效率。由式（512）有 （4-12）设计此传动副为梯形螺纹传动，其牙形角为30,则=15。选择材料副为钢和钢，则=0.11（参考新编机械设计手册东北大学出版社）,则易求得=6.5。估取14，估取0.9。（参考机械设计手册软件版）取250mm。将以上数据代入式（513）易得=1200967.32 N。4.5.3 翻转液压缸的直径计算因为 （4-13）式中油缸效率，=0.90.98；油缸工作压力。已知=20。代入式（514）易求得D=348.4mm，圆整为350mm。4.5.4 螺旋棒参数设定设螺旋中径为250mm，可由机械设计手册查得：当螺纹中径为250mm时，螺纹的公称直径为270mm，螺距为40mm，小径为228mm，假设螺纹头数=4，则由螺旋棒的导程公式 （4-14）易求得=160mm。4.5.5 活塞行程的计算活塞行程 （4-15）式中螺旋棒的导程。 推进器所需要的回转角度。设计推进器所需要回转角度为270，则得=120mm。4.6 伸缩缸的设计计算4.6.1 伸缩缸内径和活塞杆径的估算1 伸缩缸内径估算由钻臂的几何结构和运动学分析假设钻臂的伸缩缸内径为140mm。2 活塞杆径的估算由于在大于20MPa高压系统中，液压缸的往复运动速比=2，即有D=21/2d的关系。D为液压缸内径，d为活塞杆直径。已知D=140mm,则易知活塞杆直径为100mm（圆整值）。4.6.2 伸缩缸有效面积计算由于伸缩缸的安装方式为活塞杆安装在下位，则易知其有效面积为A=(D2-d2)/4=3.14(1402-1002)/4=7536mm2。4.6.3 伸缩缸的流量估算设伸缩缸的最大伸长速度为Vmax=2.5m/s，则伸缩缸的最大流量为Qmax=AVmax=753610-62.5/60=31410-6m3/s=314mL/s。4.7 推进器补偿缸的设计计算4.7.1 补偿缸内径和活塞杆径的估算1 补偿缸内径估算由推进器的几何结构假设推进器补偿缸内径为70mm。2 活塞杆径的估算由于在大于20MPa高压系统中，液压缸的往复运动速比=2，即有D=21/2d的关系。D为液压缸内径，d为活塞杆直径。已知D=70mm,则易知活塞杆直径为50mm（圆整值）。4.7.2 补偿缸有效面积计算其有效面积为A=D2/4=3.147024=3846.5mm2。4.7.3 补偿缸的流量估算设补偿缸的最大伸长速度为Vmax=2.5m/s，则补偿缸的最大流量为Qmax=AVmax=3846.510-62.5/60=16010-6m3/s=160.271mL/s。4.8 摆角缸的设计计算4.8.1 摆角缸内径和活塞杆径的估算1 摆角缸内径估算