资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共32页)
编号：59956339
类型：共享资源
大小：1.37MB
格式：RAR
上传时间：2020-03-19
上传人：qq77****057
认证信息
个人认证
李**（实名认证）
江苏
IP属地：江苏
100
积分
- 关 键 词：
-
水平
定向
夹持
机构
设计
- 资源描述：
-
水平定向钻夹持机构的设计,水平,定向,夹持,机构,设计
- 内容简介：
-
水平定向钻夹持机构的设计摘 要：本文概述了高性能水平定向钻夹持机构技术特点；对水平定向钻夹持机构进行结构分析；对水平定向钻夹持机构的传动系统进行设计；设计多点均压夹持机构，并对其设计原理、功能特点进行了具体的分析，同时对两种夹持机构夹钻时的夹持力进行分析，采用多点均压夹持机构，钻杆身应力分布均匀，且在夹钻油压相同时，夹钻力同比更大，而钻杆身应力峰值为采用传统夹持机构所产生的钻杆身应力峰值的30%。关键词：液压；定向钻；夹持机构Abstract: this paper summarizes the high-performance horizontal directional drill holding mechanism technical characteristics; Structural analysis was carried out on the horizontal directional drill clamping mechanism; Transmission system of horizontal directional drilling and holding mechanism design; Multipoint pressure holding mechanism is designed, and the design principle, the function and characteristics are analyzed in detailed, clamp drilling of two kinds of clamping mechanism at the same time the clamping force is analyzed, using multipoint pressure holding mechanism, drill pipe body uniform stress distribution, and at the same time in the clip drill oil phase, compared with the drilling force is bigger, the peak stress and drill pipe body for the traditional clamping mechanism of drill pipe body stress peak value of 30%. Key words: hydraulic; Directional drilling. Holding mechanism 1 前言水平定向钻夹持机构是一种新颖的环保础施工,具有无污染、无躁声、无震动、速度快、质量高的显著特点，是一种高效节能无公害的先础施工工艺，代表未来钻工机械的发展方向。本文讲述了高性能水平定向钻夹持机构技术特点；对水平定向钻夹持机构进行结构分析；对水平定向钻夹持机构的传动系统进行设计；设计多点均压夹持机构，同时对夹钻液压缸进行了设计计算。在分析水平定向钻夹持机构的发展概况及普通对顶式夹持机构功能特点的基础上，提出了一种多点均压式夹持机构的设计方案，并对其设计原理、功能特点进行了具体的分析，同时对两种夹持机构夹钻时钻杆内部的夹持力进行分析，采用多点均压夹持机构，钻杆身应力分布均匀，且在夹钻油压相同时，夹钻力同比更大，而钻杆身应力峰值为采用传统夹持机构所产生的钻杆身应力峰值的30%。该创新技术成功解决了已有传统夹持机构的不足，能在薄壁管钻杆施工及大吨位钻杆机施压高承载能力钻杆基础时，确保夹持可靠且钻杆身无破损。新型方圆钻杆夹钻箱，利用锲块增力原理，将夹钻缸轴向安装在箱体外部，进一部提高了对钻杆夹持的可靠性，解决了对顶式夹钻箱夹钻缸径向安装在箱体内部维修换件非常困难的问题。2 水平定向钻夹持机构简述水平定向钻夹持机构分为“抱压式水平定向钻夹持机构”和“顶压式水平定向钻夹持机构”(对钻杆顶部施压进行压钻杆)两种。抱压式水平定向钻夹持机构压钻杆过程是通过夹持机构“抱”住钻杆身侧面，由此产生摩擦传力来实现的；而顶压式水平定向钻夹持机构则是从预制钻杆的顶端施压，将其压入地基的。由于施压传力方式不同，这两种钻杆机结构形式、性能特点、适用范围也有显著不同，其核心是液压系统的设计方法及其配置，它直接影响整机的技术性能及节能效果。而压钻杆机构是钻杆机的主要工作装置，是这种压钻杆机的关键技术，直接影响钻杆机的压钻杆能力和成钻杆质量。其中，抱压式钻杆机主要由压钻杆系统和夹持机构组成，而顶压式钻杆机主要由压钻杆系统和钻杆帽组成。顶压式钻杆机除压钻杆机构中没有夹持机构外，一般不带起重机，但增加了一套卷扬吊钻杆系统。常规的顶压式压钻杆机由于其结构及工作特点，使其工作重心较高、安全性较差，并且存在压钻杆力较小、压入钻杆的垂直度保障能力差等问题，因而其应用受到限制；而抱压式压钻杆机结构紧凑、操作简便、工作重心低、移动平稳、转场方便、施工效率高，因此，抱压式压钻杆机已经占绝对主导地位。本文所述水平定向钻夹持机构主要是指抱压式水平定向钻夹持机构。2.1 钻杆施工的概念及其分类 完全依靠静载把预制钻杆压入地基，是一种特殊钻杆基础施工方法静力压钻杆法1，其施工方法主要有以下几种：（1）压钻杆机施工法；（2）锚杆反压施工法；（3）利用结构物反压施工法；（4）堆载压入法。2.2 传统水平定向钻夹持机构国内外现状及水平定向钻夹持机构的发展趋势2.2.1 液压系统功率匹配不符合压钻杆实际工况，底盘结构复杂一方面，由于其液压系统采用恒流量设计，系统功率按满足最大流量和额定压力的要求进行配置，与实际工况不相适应，在压钻杆的大部分低阻力阶段，处于“大马拉小车”的工作状况，而进入高阻力阶段时，由于阻力大，必然导致压钻杆速度下降，多余的高压油的压力能只能以热能的形式从溢流阀上泄走，导致整个压钻杆过程能耗高、工作效率较低；另一方面，其底盘的横移回转机构采用3层式结构，无回转偏差补偿功能，设备回转时，底盘与地面间存在强制性的相对运动，回转后需人工复位，纵向移动时，顶升液压缸相互独立，活塞杆所受径向载荷严重不均，底盘结构复杂，可靠性较差，工人劳动强度大。2.2.2 产品功能单一，适应能力差20世纪90年代末期以来，旧城改造以及基坑开挖后所出现的大量的离障碍物很近的“边钻杆”和靠角的“角钻杆”，对产品提出了一机多能的要求；同时，静压钻杆的钻杆型不断多样化，单钻杆承载力大幅度提高，特别是高承载力管钻杆、薄壁管钻杆的广泛应用和H型钢钻杆的出现，要求大吨位抱压钻杆机既要夹持可靠，又不破损钻杆，这对夹钻技术及相应装置提出了很大挑战。这些工程中的实际问题已成为抱压式静力压钻杆机进一步推广应用的桎梏。传统压钻杆机普遍只具有压“中钻杆”能力，或者虽能压“边钻杆”，但其“边钻杆”距离较大且不兼有压“角钻杆”功能，导致同一工地需多机种作业，给工程管理带来极大不便；同时，夹钻可靠性问题始终没有从根本上得到解决，工程适应能力差，严重制约了静压钻杆技术的推广。2.2.3 水平定向钻夹持机构的发展趋势随着静压钻杆施工技术的发展以及人们环保意识的进一步加强，水平定向钻夹持机构的应用将获得更广泛的推广。同时，水平定向钻夹持机构技术及产品将由粗放型向功能精细化、操作智能化方向发展。其发展趋势可归纳如下2：(1)进一步多功能化，产品适应能力进一步加强。在较厚硬隔层地质条件下施工时，设计并配置专用的螺旋钻，提高压钻杆机的穿透能力和对地质的适应能力；对大吨位钻杆机开发相应的夯实装置，实现以静压替代强夯压钻杆管径可从目前的最大600mm增大到800mm以上；(2)智能化操作与施工的压钻杆机开发。开发机身液压自动调平系统，压钻杆过程计算机自动记录及承载力在线测试，夹持力自动均衡控制，实现产品的智能化操作；(3)异型钻杆夹持装置的刀发。特别是与钢板钻杆、工字钢钻杆、锥形钻杆等相适应的夹持机构的开发；(4)压钻杆力大、质量轻机型产品的开发，特别是对于钢板钻杆连续墙施工产品的开发将是今后静力压钻杆机发展的新领域；(5)适应于北方寒冷地区气温低 、冻土层较厚的钻杆机产品的开发；(6)产品向高档次、高可靠性方向发展。 3 高性能水平定向钻夹持机构技术特点 通过本人在网络上对湖南山河智能机械股份有限公司的了解，也对公司的专利产品-水平定向钻机有了一个初步的认识，它具有准恒功率技术，新型步履行走底盘，边钻杆，角钻杆处理技术，多点均压式夹钻技术等特点。 3.1 准恒功率技术原有产品的主要不足：不适应实际工况，液压系统采用恒流量设计，其多对压钻杆液压缸同时参与压钻杆，导致系统能耗高，压钻杆速度相对低下。解决的难题：在较低功率匹配的条件下，既要实现高速压钻杆，又要保证足够的压钻杆力。高效节能的液压控制系统，根据实际压钻杆过程低阻力阶段时间较长且要求有较高的压钻杆速度、高阻力阶段速度较低且要求有较高的压钻杆力(对应为高压钻杆油压)的特点和要求，利用变量泵或恒功率泵低压大流量、高压小流量的变量特性，使压钻杆过程两个阶段的功率消耗基本一致，从而达到压钻杆过程的准恒功率匹配。压钻杆系统利用两对压钻杆液压缸先后参与压钻杆，即低阻力阶段由一对压钻杆液压缸进行压钻杆，适应低阻力高速度的要求；到了高阻力阶段另一对压钻杆液压缸同时参与压钻杆，以适应低速度高压钻杆力的要求。由此保证了压钻杆机在整个压钻杆过程中有很高的功率利用率。若不计其他损失，功率利用率接近1，系统分阶段接近于恒功率运转，解决了传统水平定向钻夹持机构功率利用率低、液压系统可靠性及使用寿命差的问题。3.2 新型步履式行走底盘原有产品的主要不足：回转机构无偏差补偿能力，该偏差依靠结构变形或底盘强制性挪位解决；无自动复位功能；升降机构之间负载严重不均衡，导致机构可靠性差。 解决的难题：对于工作条件恶劣的重达几百吨的大型工程施工机械，如何从结构上自动实现回转偏差补偿、回转复位和行走时升降机构负载均衡。 新型步履式行走底盘采用两层式结构，简单可靠；短船自动复位机构，具有回转自动复位功能，解决了传统钻杆机在回转过程中短船需人工进行复位的问题，有效地降低了工人的劳动强度；在回转平台上巧妙地设计了回转补偿装置，有效地提高了设备的工作可靠性；纵移机构具有均载联动功能，通过联动液压缸将前后两顶升液压缸活塞杆径向浮动连接，使钻杆机在纵向移动时，前后顶升缸活塞杆联合动作并实现负载均衡，其优越性在大吨位钻杆机上尤显突出。3.3 边钻杆、角钻杆处理技术原有产品的主要不足：功能单一，不能近距离处理离“墙”很近的“边钻杆”以及两“墙”相交处的“角钻杆”，这是静压钻杆技术在基坑开挖后或旧城改造等工程实际应用中遇到的重大障碍。 解决的难题：大型工程设备实施近障碍物施工，并要求达到足够高的压钻杆力，实现一机多用。独创的“边、角钻杆装置”：沿压钻杆机纵向移动方向(即压钻杆机细长方向)一端布置处理“边钻杆”、“角钻杆”的机构，有效实现了同一套装置同时近距离处理边钻杆和角钻杆的目的。对于小型压钻杆机，将正常压钻杆、夹钻的一套机构全部移到此处安装；对于大中型压钻杆机，则另外提供一套较简单的压钻杆夹持机构，在需要处理“边钻杆”、“角钻杆”时安装。在钻杆机配重保持正常的情况下，就能做到处理“边钻杆”和“角钻杆”时充分利用钻杆机的自重。3.4 多点均压式夹钻技术(1)在圆周方向均布的若干个夹钻液压缸分上下两层轴向布置，分别通过与之相连的锥形块驱动对应的钳口同时向中心收缩对钻杆进行夹持。由于锥面的增力作用，多瓣钳口从多个方向可靠地夹紧预制钻杆。钳口的分布数量可以根据实际需要任意确定，以适应管钻杆的不规则性。(2)这种夹持机构利用手握鸡蛋的夹持效果，有效地运用了锲形块的增力原理，将夹钻液压缸轴向布置，钳口在钻杆周实施多层多瓣多点夹持，并具有一定的浮动功能，能自动适应钻杆身的表面状况自动定心，从而达到钻杆身均压，使其应力分布均匀的目的。在夹钻油压相同(10MPa)时所产生的夹钻力更大，而钻杆身应力峰值仅为采用传统夹持机构所产生的钻杆身应力峰值的30%。(3)由于锲形块的自锁作用，避免了普通型夹持机构因夹持液压缸及系统元件的泄漏可能引起的夹钻打滑甚至座机现象的发生，提高了夹持机构的安全可靠性。尽管其结构较复杂，但具有定心效果好、钻杆周夹持均匀、安全可靠的特点，有效地解决了夹钻时钻杆身破损以及大吨位压钻杆打滑的难题，即使用于壁厚仅为55mm的薄壁管钻杆或压钻杆力超过7000kN时，也不会发生钻杆破损的情况。4 压传动系统的设计4.1 水平定向钻夹持机构的结构分析4.1.1 主要部件机构及其工作原理水平定向钻夹持机构的主要组成部分如图1所示3。（1）长船行走机构（纵移机构）长船行走机构4主要由船体、行走台车、油缸等组成。在机身横梁上固定有四个支腿油缸，活塞杆与纵移机构中的行走小车连接，伸缩支腿油缸可使机身相对地面升降，从而能提放长短船，这是实现步履行走的前提。横移回转机构的回转平台通过两根中心轴悬挂在机身上，机身落下后又可支撑在回转平台上，成双层结构。这样，两者便有绕中心轴相对转动的自由度。整个钻杆机通过长短船与地面接触，根据浅层地基所能承受的抗压强度，设计合适的长短船接地面积，便可避免钻杆机沉陷。钻杆机的行走是通过提携长短船实现的，如果伸长支腿油缸使短船离地，只有长船接地时，伸长或缩回与行走小车绞接的行走油缸可使行走小车在船体中的预铺轨道上移动，而机身又通过支腿支撑在行走小车上，行走小车的移动便通过支腿带动机身作相对地面的移动。当缩回支腿油缸使短船接地时，再缩回或伸长行走油缸使小车回到初始位置，便完成一个纵向位移动作。横向移动工作原理相同。如此重复便能使钻杆机在施工场地内做任意距离的移动。（2）短船行走机构及回转机构（横移机构）短船行走机构及回转机构由船体、行走梁、回转梁、挂轮机构、油缸、回转轴、滑块等组成。钻杆机回转动作是：通过机身作相对回转平台的转动实现。长船提起后，短船接地，整个机身支撑在回转平台上，当前后横移行走油缸分别伸长和缩短时，由于短船道轨的制约，行走小车带动两个回转平台分别沿短船作方向相反的直线运动，而机身由回转平台的中心轴带动只能作相对地面的转动。 （3）升降机构升降机构主要由前后共四个升降油缸、平衡阀、机身自动调平系统、浮机报警系统等组成。油缸底端与长船上行走小车相连，油缸缩回时长船离地，纵移油缸向前移动；油缸伸出时长船着地靠四个油缸的力将机身顶起同时短船离地，机身上装有水平监控系统用以保证整个机身的水平度，在压钻杆时保证钻杆与地面垂直不会偏。油缸液压油路上设有平衡阀，也称限速锁，是一种外控内泄式单向顺序阀，由一个单向阀和一个顺序阀并在一起使用，在工作时通称在工作回路中建立一定的背压，使液压缸或马达不会因负载自重下滑，此时起闭锁作用，不至于因自重超速下滑而使液压缸或马达的主工作产生负压，因此不会发生像双向液压锁那样的冲击和振动。 1 液压缸 2 液控单向阀 3 电磁换向阀图2 升降机构液压系统原理图Fig.2 the Structure diagram of The Hydraulic system about lifter framework （4）压钻杆平台压钻杆平台是本机的主要工作机构。由它实现夹钻、压钻杆作业。主要由主副压钻杆缸、夹钻箱等组成。夹钻箱由夹钻箱体、夹钻油缸、钳口等组成。压钻杆时，主压钻杆缸活塞杆缩回将夹钻箱提到最高位置。预制钻杆吊入夹钻箱中间孔后，夹钻缸伸长，将钻杆夹紧；再操纵压钻杆阀控制手柄，主压钻杆缸活塞伸长，产生强大的压力将钻杆压入地基，直到缸的行程走完，夹钻缸缩回并松钻杆；接着主压钻杆缸活塞杆缩回提起夹钻箱，就这样依次循环完成“夹钻返回松钻杆夹钻”的动作，将预制钻杆逐次压入基础之中。如果需要的压钻杆力不超过在额定工作压力下主压钻杆油缸所产生的压钻杆力,则只需主压钻杆缸工作即可。如果需要的压钻杆力超过在额定工作压力下主压钻杆油缸所产生的压钻杆力， 则需主副压钻杆缸同时工作。（5） 夹持机构与导向压钻杆架该部分由夹持横梁、夹持油缸、导向压钻杆架和压钻杆油缸等组成。夹持油缸装在夹持横梁里面。压钻杆油缸与导向压钻杆架相联。压钻杆工艺过程是将钻杆段吊入夹持横梁内，夹持油缸伸程通过夹持板将钻杆段夹紧、然后压钻杆油缸作伸程动作，使夹持机构在导向压钻杆架内向下运动，带动钻杆段挤入土中，压钻杆油缸行程走满，夹持油缸回程，然后压钻杆油缸也作回程动作。上述运动往复交替，即可实现钻杆机的压钻杆工作.4.1.2 液压系统分析液压系统分主机液压系统和吊机液压系统。 图3 液压系统原理图（主机部分） Fig.3 the Structure diagram of the Hydraulic system about the main machine（1）主机液压系统 钻杆系统是本钻杆机的核心技术之一，在高效节能方面取得突破性进展。同时，根据地基压液压系统原理如图3所示。主机液压系统56主要由13台压力补偿变量泵、单向阀、溢流阀、多路换向阀、手动换向阀、液控单向阀等控制元件和执行机构组成。多路换向阀S控制升降油缸的伸缩，从而可调整机身的高度和水平，长、短船的离地和落地；多路换向阀Y控制夹钻箱的升降、压钻杆、夹钻和松钻杆；多路换向阀Z控制钻杆机的行走和回转。每组多路阀有4个操作手柄。液压系统采用准恒功率系统设计，两对先后参与压钻杆的液压缸和与之匹配的液压系统形成的准恒功率压钻杆阻力变化，实施多挡压钻杆速度，有效地克服了钻杆机能耗高的弊端。4.2 液压系统噪声的排除水平定向钻夹持机构是公认的高效、低污染的环保型钻杆基础施工设备，投放市场十年来，以其特有的优势，很快占据了沿海城市建筑基础施工的市场。但是，20世纪90年代中期的老机型的液压系统流量偏小，相应的压钻杆效率较低。有的用户曾参照新机型加大了供油量，加快了压钻杆速度，虽提高了施工效率，但其液压系统却因此而产生了强烈的噪声。经检查，主要噪声源有两处，一是从液压泵组出口至汇流器(3个液压泵供油汇流)之间的输油钢管振动发出的噪声；二是行走时，纵移液压缸时压力油入口处的液流受冲击产生的高频噪声。排除噪声的方法810：(1)由于系统压力油从液压泵流至汇流器的管路上要经过二道90。弯的钢管， 当工作压力达到10-16 MPa时，液流的液动力激发了弯头处钢管的固有频率，致使该段管路发生剧烈振动，从而辐射出强烈噪声。经研究决定，将其中的一个90。钢管的弯曲处切除，换上通经为32 mm、4层钢丝缠绕、长700 rain的液压胶管。这样，在工作压力范围内，液流就不能引发管路的共振，从根本上排除了这个噪声源。(2)纵移液压缸时，压力油入口处的这个噪声源是由节流塞而引起的。因为系统流量加大后，整机行走速度过快，起步、停步时对机身的冲击很大，为了适当降速而加了一个节流塞(见图5)。图5 液压缸节流口示意图Fig.5 the Schematic diagram of the Hydraulic cylinders restriction 当压力油穿过节流孔道a a经b口进入液压缸时，由于孔道面积突然加大而形成喷流，从而产生强烈的冲击噪声。我们将接头改成如图5右图所示的形状，接头孔道中部b处的断面积最小(但能满足节流要求)，液流的入口a和出口c均做成喇叭口状，装机试验，取得了令人满意的效果，消除了这个噪声源。为避免噪声的发生，在液流管路上应尽量避免通流截面的突变；采用钢管的管路时，特别是有多处弯道的情况下，应考虑液动力的影响，避免管道产生共振现象，必要时可加一段软管以消除振动，防止噪声的发生。4.3 主要技术参数下面是其主要技术参数1 钻机总功率：220KW；2 钻头（钻杆）直径：900mm ；3 最大钻掘力：450000N 。4.4 液压传动系统的设计4.4.1 液压系统回路设计（1）主干回路设计液压系统原理1112见图3，主要由三台压力补偿变量泵，三组手动多路换向阀Z、Y、S，溢流阀以及实现上述功能的液压缸、液压附件组成。多路换向阀S控制升降油缸的伸缩，从而可调整机身的高度和水平，长、短船的离地和落地；多路换向阀Y控制夹钻箱的升降、压钻杆、夹钻和松钻杆；多路换向阀Z控制钻杆机的行走和回转。每组多路阀有4个操作手柄。对于任何液压传动系统来说，调速回路都是它的核心部分。这种回路可以通过事先的调整或在工作过程中通过自动调整来改变元件的运行速度，但它的主要功能却是在传递动力（功率）。根据伯努力方程13： （1）式中 主滑阀流量 阀流量系数阀芯流通面积阀进出口压差流体密度其中和为常数，只有和为变量。液压缸活塞杆的速度： （2）式中为活塞杆无杆腔或有杆腔的有效面积一般情况下，两调平液压缸是完全一样的，即可确定和所以要保证两缸同步，只需使，由式（2）可知，只要主滑阀流量一定，则活塞杆的速度就能稳定。又由式（1）分析可知，如果为一定值，则主滑阀流量与阀芯流通面积成正比即：,所以要保证两缸同步，则只需满足以下条件： ，且此处主滑阀选择三位四通手动换向阀 ，如图6所示。 图6 三位四通手动换向阀 Fig.6 Three four-way manual valve（2）其它回路选择下面所列均为钻杆机上所用到的液压回路，由于钻杆机本身质量比较大，属于大型工程机械，移动过程相对缓慢，工作要求精度不是很高，所以用到的液压元件以及液压回路都比较简单，其中包括平衡回路、压力调定回路、锁紧回路、进油节流调速回路。以下了出各种回路基本原理图。平衡回路 图7 用直控平衡阀的平衡回路Fig.7 Direct control of the balance valve with loop平衡回路的功用在于防止垂直或倾斜放置的液压缸和与之相连的工作部件因自重而自行下落。在钻杆机上用于调定机身的水平，压钻杆时要求钻杆身平衡，否则会发生偏钻杆、断钻杆的现象，因此连接升降油缸两端的回油路上都要设有起平衡作用的平衡阀。如图7所示。压力调定回路压力调定回路是最基本的调压回路。在夹钻、松钻杆以及压钻杆、提钻杆的过程中需根据不同的地质情况设置系统的压力、压钻杆速度以保证能够正常压钻杆，同时可以方便有效的控制个回路的压力减少泵的功率损耗，提高效率。溢流阀的调定压力应该大于液压缸的最大工作压力，其中包含液压管路上各种压力损失。如图8所示。图8 用先导型溢流阀控制的压力调定回路Fig.8 Using the pressure of the pilot-type relief valve to control the loop锁紧回路图9 用液控平衡阀的平衡锁紧回路Fig.9 Using the Equilibrium of the fluid balancing valve to lock the loop 锁紧回路的功用是在液压执行元件不工作时切断其进、出油通道，确切地是使它保持在既定的位置上。 考虑吊机的功能要求：由于吊机自身重力的作用，以及在起吊重物过程中举身过程要比较平稳，而且在任意位置要能被锁定，所以背压阀的压力值要设得比较小；工作时也要很好的被锁住；前倾时也要平稳和能被锁住，所以被压阀值要设得比较大。再考虑到平衡和锁紧的功能，可以使用液控平衡阀来同时实现这两个作用14。其原理如图9所示。 起吊过程中，开始时吊臂自重对液压缸的压力比较大，进油路压力很大，所以回油路上的被压值很小，随着起吊过程的进行吊臂自重对缸的压力减小，回油路上的被压值也随着增加。前倾过程中，进油路上压力值很小，所以回油路上的背压值特别大，收回过程和此分析相反。要锁紧时可以用换向阀切断进油路，从而靠平衡阀直接锁住。进油节流调速回路 进油节流调速回路使用普遍，但由于执行元件的回油不受限制，所以不宜用在超越负载(负载力方向与运动方向相同)的场合。阀应安装在液压执行元件的进油路上，多用于轻载、低速场合。对速度稳定性要求不高时，可采用节流阀；对速度稳定性要求较高时，应采用调速阀。在钻杆机上用在两个主副压钻杆油缸上，保证压钻杆时主副压钻杆油缸的同步一致性。其原理如图10所示。 图10 进油节流调速回路 Fig.10 the throttling function of the oil and the speed regulation function of the loop4.4.2 液压系统原理的设计 系统有节能要求，因此选用定压式容积节流调速回路，此回路由限压式变量叶片泵和调速阀组成（如下图11）。马达运动速度由调速阀中的节流阀开口来控制，变量泵输出流量则和进入马达的流量自相适应当时，泵的供油压力上升，使限压式变量叶片泵的流量自动减小到；反之，当时，泵的供油压力下降，该泵又自动使。因此，此调速回路使泵的供油量基本恒定。由于泵可按负载压力自动调节流量，有利于节能，减小油液发热。由于上车在某一回转角度指令下回转时，比较元件把采集到的实际回转角度信号与指令信号进行比较，判断出没有回转到位时，会给电液比例方向阀一个相应的电信号。这个电信号控制比例阀节流口开度的大小，从而输出相应的流量，但与开口前后的压差无关。因此，此调速阀已由比例阀给出。考虑到运动到位后，比例方向阀回到中位，泵的压力油可供其他回路，因此，另设一15Mpa顺序阀的管路。 图11 调速回路Fig.11 the speed regulation function of the loop4.4.3 确定液压系统的主要参数液压系统的主要参数为压力和流量。它们是设计液压系统，选择液压元件的主要依据。负载决定压力；液压执行元件（即马达）的运动速度和结构尺寸决定了流量。(1)回转马达载荷力矩计算：已知驱动力矩：Q=2500N.m，即马达惯性力矩=2500N.m，取机械效率=0.95，则载荷力矩T=2500/0.95=2632N.m （3）(2)初选系统工作压力压力的选择16要根据载荷大小和设备类型而定。还要考虑执行元件的装配空间、经济条件及元件供应情况等的限制。在载荷一定的情况下，工作压力低会加大执行元件的结构尺寸，对某些设备来说，尺寸要受到限制，从材料角度来看也是不经济的；反之，压力选得太高，对泵、缸、阀等元件的材质、密封制造精度也要求很高，必然要提高成本。由于吊机回转部分比较大以及在起吊过程中承受的载荷比较大，所以系统压力应适当高点，根据马达的受力情况，初选压力为14MPa。4.4.4 液压元件的选择液压系统是由液压元件和基本的控制回路组成的，而基本控制回路也是由液压元件通过管道和阀体组合而成的，因此液压元件是组成液压系统最基本单元。按照功能和执行任务不同，液压元件大致可以分为液压动力元件，液压执行元件，液压控制元件和辅助元件四大类。液压动力元件的功能是为液压系统提供具有一定压力和流量的液体，如液压泵。液压执行元件的功能是将液体的压力能转化为机械能，以驱动工作装置，如液压缸和液压马达。液压控制元件是用来控制，调节液流方向、速度、流量、压力等参数，使整个系统按要求协调的工作，如各种控制阀。辅助元件包括蓄能器、油箱、滤清器等。(1)液压马达的选择计算液压马达排量液压马达是双向回转的，其回油直接回油箱，视其出口压力为零，机械效率为0.95，因此， V=1180 （4）其中，= 液压马达进出口油压差。液压马达的选择17已经计算得出马达排量为1180mL/r，正常工作时，输出转矩2500N.m，系统压力为14Mpa。选择宁波意宁定货型号为IYH 32500的液压马达。其=3250L/min,V=1407 mL/r, =70r/min,在P=31.5Mpa时，输出扭矩T=2500N.m，m=61kg, 灌注油量30L，驱动轴J=3kg.。马达实际所需流量计算选择减速机为宁波意宁的Z23，其传动比为i=7，质量m=40kg。为了减小尺寸，小齿轮齿数取为37。因此，马达转速为：n=i2.5 r/min=710 r/min=70 r/min （5）因此，马达实际所需流量为：Q=Vn=118070 r/min=82.6L/min （6）(2)液压泵的选择 ppp1+p （7）式中 p1液压缸或液压马达最大工作压力； p从液压泵出口到液压缸或液压马达入口之间总的管路损失。 是液压系统工作压力，即=25Mpa，为泵出口到液压马达入口的管道损失，由于系统中有换向阀，单向阀，取=0.5Mpa。泵工作压力为：=25+0.5=25.5Mpa （8）液压泵流量的确定 （9） 其中 马达，缸最大流量之和，对于在工作中用节流调速的系统，还需加上溢流阀的最小溢流量，一般取 K系统泄漏系数，一般取K1.11.3，此处取1.1。则液压泵流量： =82.61.1=90.86L/min （10）液压泵的选择为了有一定的压力储备，所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大2560。确定液压泵的驱动功率 （11）48.27 Kw （12）其中 液压泵的总效率 表2 液压泵的总效率Tap.2 The overall efficiency of hydraulic pumps液压泵类型齿轮泵螺杆泵叶片泵柱塞泵总效率0.600.700.650.800.650.750.800.85综合考虑到整机其它工况动作，选择江苏启东申力的63YCY14B液压泵，=25Mpa,=31.5Mpa,V=63 mL/r。速度1500r/min时，Q=67.8L/min，Pmax=31.5MPa时，功率为55.6kw，质量63kg。(3)液压阀的选择18选择阀主要根据系统的工作压力和实际通过该阀的最大流量，选择有定型产品的阀。 溢流阀按液压泵的最大流量选取，选择节流阀和调速阀时要考虑最小稳定流量应满足执行机构最低稳定速度的需要；控制阀的流量一般要选得比实际通过的流量大一些，必要时也允许有20以内的短时间过流量本系统工作压力11Mpa左右。选择的换向阀是多路换向阀，ZS1-L32H-60H，其额定流量30L/min，泄漏量0.1 L/min（31.5Mpa），电磁换向阀 2ZEO-B6H-T，额定压力31.5MPa，流量12L/min，电压36V，额定电流0.9A，液控放油阀DFY-B25H，工作压力0-31.5MPa，流量200L/min，溢流阀MZL5-H32B，工作压力0-31.5MPa，流量200L/min， FD型平衡阀。单向阀S25PK-1-0.05，额定压力31.5MPa，流量175L/min。(4) 油管内径计算19由于制动阀装在马达上，因此管道只需计算泵进油管，出油管的内径。由式： （13）式中 Q通过管道内的流量，流量取最大流量；Q=82.6L/min 管内允许的流速m/s，对于吸油管路取对于压油管路取；则有： 泵进油管： （14） 泵出油管： （15）按标准值选取： 表3允许流速推荐值Tap.3 the recommended values of the allowed flow rate管道推荐流速/（m/s）液压泵吸油管道0.51.5，一般常取1以下液压系统压油管道36，压力高，管道短，粘度小取大值液压系统回油管道1.52.6 (5) 确定油箱有效容积在确定油箱尺寸时，一方面要满足系统供油的要求，还要保证执行元件全部排油时，油箱不能溢出，以及系统中最大可能充满油时，油箱的油位不低于最低限度。经验公式： （16）其中液压泵每分钟排出压力油的容积. 经验系数，见表4 。表4 经验系数Tap.4 Empirical coefficient 系统类型行走机械低压系统中压系统锻压机械冶金机械12245761210已知所选泵流量为82.6L/min,此时液压泵每分钟排出压力油0.0826，此系统为中压系统，取，得有效容积为： （17）4.5 液压系统发热温升计算(1) 计算发热功率20 液压系统设计时，除了执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使油温升高。按下式计算其发热功率： （18）其中，泵的平均输入功率为 （19）式中工作循环时间 s； 液压泵的输出压力 Pa；液压泵的输出流量 /s； 各台液压泵的总效率； 第台泵工作时间 s；对本回转循环来说，=，因此，泵的平均输入功率为 （20）系统的输出功率为： （21）式中工作循环时间 s；液压马达的载荷扭矩Nm；液压马达的转速 rad/s；第台泵工作时间 s；由于=， （22）总的发热功率为：Phr=Pr-Pc=47.32-2.91=44.41kw （23）(2) 计算散热功率21 前面已初步算得油箱有效容积0.4135，按V=0.8abh求得油箱各边之积：abh=0.4956/0.8=0.61 （24）取h=1m，a、b分别为0.78m。因此，油箱散热面积为：A1.8h(a+b)+1.5ab=1.81（0.78+0.78）+1.50.782 =3.72m2 （25）油箱的散热功率为： （26）式中 油箱散热系数，由参考1表37.5-13，取16W/（） 油温与环境温度之差，取35 KW44.41KW （27）由此可见，油箱的散热远不能满足系统散热要求，管道散热极小，需要另设散热器。(3) 冷却器所需冷却面积的计算22冷却面积为： （28）式中 K传热系数，用管式冷却器时，取K116 W/（） 平均温升，取油进入冷却器的温度=60 ，油液出冷却器的温度=50 ，冷却水 27.5 （29）所需冷却器的散热面积为：A=13.26 （30）考虑到冷却器长期使用时，设备腐蚀和油垢，水垢对传热的影响，冷却面积应比计算值大30，实际选用冷却器散热面积为：A=3.7213.26=49.327 （31）5 多点均压夹持机构的设计5.1 夹持机构设计方案的确定夹持机构设计的好坏直接关系到静力压钻杆机工作性能的优劣，通过多年的改进设计，已经生产出了多种静力压钻杆机夹钻结构，其中下面俩种是最为常见的。5.1.1 普通对顶式夹持机构的夹持原理（1）夹持原理分析 现有压钻杆机常用的径向安装的夹持液压缸1从4个方向驱动钳口2夹钻，部分产品采用这种形式分两层夹持，这种结构单个夹持液压缸所产生的夹持力为： （32）式中 单缸夹持力，N； 夹钻油压，Pa； 单缸有效作用面积，。 Fig.12 the clamping principle of the Ordinary holding mechanism of top type （2）特点分析很明显，这种夹持机构的结构比较简单，夹持机构所产生的夹持力F只与夹持系统油压P和油缸的面积A有关，因此，所产生的夹持效果直观明了，但存在以下不足：几个液压缸运动很难同步，导致钻杆定心效果不好。由于预制钻杆系混凝土制品，表面集合尺寸误差大，夹钻钳口的实际接触面小。一方面造成钻杆身局部应力较大，使钻杆容易破损；另一方面钳口与钻杆身的摩擦力减小，不能平衡压钻杆力，容易产生滑移，突然的滑移可造成较严重的“座机”事故。5.1.2 多点均压式夹持机构技术原理及其特点(1) 多点均压式夹持机构技术原理 针对普通对顶式夹持机构的严重不足，研究设计了如图13所示的多点均压式夹持机构。其结构为若干个轴向安装的夹钻液压缸2的活塞杆3与锥形圈（或锥形块）6连接的内锥面与多瓣钳口（其瓣数可以根据实际需要确定）的为锥面接触，形成锲形结构，件5间放置复位弹簧4。 a b1预制钻杆 2液压缸 3液压缸活塞杆 4复位弹簧 5多瓣钳口 6锥形圈 7夹钻箱体； 图13 多点均压式夹钻结构原理Fig.13 the Structure Principle of the Pressure-type multi-pile folder 图13a表示有同样2套机构沿预制钻杆的轴线分上下两层对称布置，图13b表示这种夹持机构的夹钻液压缸和钳口绕钻杆周的分布情况。其工作原理为：活塞杆3伸出时，带动与它连接在一起的锥形圈（或锥形块）6轴向推进，件6的内锥面迫使多瓣结构的钳口5同时作径向运动，使弹簧4压缩并向中心收缩，使多瓣钳口从多个发现可靠地夹紧预制钻杆。件3缩回时，件6的内锥面离开件5的外锥面，多瓣结构的件5在件4的作用下复位，内径增大，便于钻杆的插入。(2) 特点分析 新型夹持机构有效地运用了锲形块的增力原理，将夹钻液压缸轴向布置，钳口在钻杆周实施多层多瓣多点夹持，并具有一定的浮动功能，能适应钻杆身的表面状况自动定心，从而达到钻杆身均压、应力分布均匀的目的。同时，由于锲形块的自锁作用，杜绝了普通夹持机构因夹持油缸及系统元件的泄露可能引起的夹钻打滑甚至“座机”现象的发生，提高了夹持机构的安全可靠性。因此，尽管其结构较复杂，但由于具有定心效果好、钻杆周夹持均匀、安装可靠的特点，有效的克服了普通夹持机构的不足，满足了工程实际的要求，因此，现在设计的夹持机构大多采用多点均压式夹钻结构。5.2 钻杆身受力情况分析图14为通过有限元计算得出的两种夹持机构在一定工作油压下，钻杆身的应力分布曲线，从图中可以看出多点均压式夹持机构的应力较普通对顶式夹持机构的应力均匀，如图15，且应力幅值较小。从理论上说，圆筒外壁受均匀压力时，其应力分布应当是轴对称的均布压应力。但由于预制钻杆表面形状的不均匀性，且夹持机构的钳口加工也有误差，故预制钻杆与钳口间不可能为均匀的面接触，而为数条较窄的细长线状接触，因此，局部仍然存在应力突出现象。计算中发现，随着钳口数量增加，接触面同时增加，其应力分布越来越均匀。多点均压式夹持机构应用计算机优化设计，采用不小于8段的曲线钳口拟合钻杆的不规则表面，使夹持力基本均匀分布，使钻杆的内部应力减小到合理程度。普通对顶式夹持机构其钻杆身内部应力显著不均匀，不仅应力峰值较大，而且在局部区域还存在拉应力的情况。在计算中发现，随着钳口环钻杆身周边接合面积的增大，其应力分布不均匀性有所改善，但始终存在。 a多点均压夹持机构 b普通对顶式夹持机构 图14 两种夹持机构钻杆身夹持应力理论计算分布图Fig.14 the Calculation distribution of the two shaft clamping mechanism clamping stress a多点均压夹持机构 b普通对顶式夹持机构图15 两种夹持机构夹持应力实测分布图Fig.15 the Distribution Diagram of the Two clamping mechanism clamping the measured stress 5.3 夹钻液压缸的设计5.3.1 液压缸的基本组成在工程机械中，静力压钻杆机通常采用双作用单活塞杆式液压缸，其基本组成见如图16所示。1-缸底 2-弹簧挡圈 3-套环 4-卡环 5-活塞 6-O型密封圈 7-支承环 8-密封件 9-Y型密封圈 10-缸筒 11-管接头 12-导向套 13-防尘圈 14-螺栓 15-法兰盘 16-活塞杆 图16 液压缸示意Fig.16 the Schematic Drawing of the Hydraulic cylinders 5.3.2 液压缸常用材料缸体常用材料为20、35、45号无缝钢管23。20号钢用得较少。35号钢的可焊性良好，所以缸筒与缸底、管接头、耳轴等焊接在一起的缸体多用35号钢，并在粗加工后调质。高压液压缸一般用45号钢，且调质到HB241285。缸体内径一般采用制造公差，表面粗糙度为，需采用研磨工艺实现。与缸筒连接的缸头可用35号或45号锻钢或圆钢制成，也有采用球墨铸铁或灰铸铁的。活塞材料常用耐磨铸铁，在工作压力及冲击载荷较大的情况下使用钢材，在活塞结构设计时为了避免活塞与缸壁之间的金属接触，常在活塞上套装聚四氟乙烯或尼龙支承环，以防止活塞拉伤缸体表面。支承环磨薄之后应该及时更换。活塞杆有实心和空心两种。实心活塞杆用35、45号钢，空心活塞杆用35、45号无缝钢管制造。为了提高活塞杆的耐磨和防锈性能以及抗碰撞能力，常在活塞杆表面高频淬火或火焰淬火（深度0.51mm）,然后再镀铬(0.030.05mm)抛光,活塞杆外径与导向套配合常用公差.空心活塞杆需在一端留出焊接或热处理用的通气孔.导向套应具有的耐磨性和一定的机械性能,材质不能太硬.一般用铸铁、黄铜或青铜、尼龙等耐磨材料制成。导向套可与缸盖做成一体或单独压入。此液压系统设计的执行元件是液压缸，用以将液体的压力能转换成机械能，以实现缸体带动工件做上下往复运动。表5 材料特性 Tap.5 Material Properties钢号化学成分，%PSCrNi截面尺寸（）力学性能bssN/2%CSiMn式样毛坯350.320.400.150.350.450.750.030.030.250.25255003152045450.420.500.170.370.500.800.0350.0350.250.25256003551640液压缸缸筒常用的材料24有20、35、45、27SiMn、15Mn、16Mn、15MnV、15MnVN、1Cr18Ni9Ti，此处选择液压缸的材料为45。活塞杆材料为45，调质。标准号GB69988，热处理：正火。35，45的特性列表如上表5所示。3055钢属于中碳钢，必须经过调质处理后使用。这种钢经过调质处理后具有良好的综合力学性能，既具有较高的强度，又具有较高的塑性和韧性。这部分碳是碳钢中应用最广的一种。在本设计中，各零件选用材料列表如下：表6 零件选用材料清单Tap. 6 the list of the needed materials零件名称选用材料活塞45缓冲套45衬套一45衬套二45缸筒45连接法兰35杆体45挡板45止动弹片65Mn锁紧螺母45缸体焊接件活塞杆焊接件缸筒体焊接件5.3.3 液压缸主要技术性能参数的计算主压钻杆缸单独工作最大压钻杆力：F= 由于本系列静力压钻杆机夹钻箱采取16个液压缸多点均匀分布进行夹钻，故每个压钻杆缸所受压力为：由多点均压式夹钻结构原理可知此种结构单个夹持液压缸所产生的夹持力可按下图所示的受力情况分析计算： （33） 此时有 （34）式中 单缸夹持力，N； 夹钻油压，； 单缸有效作用面积，； 结构锥角，（）； k机械效率，主要与各件之间的润滑情况有关，一般约0.5-0.75。 K钻杆与锥形块的摩擦系数，查摩擦系数表，此处取 K=0.3选取 可得 a 钳口受力 b 锥形块受力 图17 夹钻力作用原理Fig.17 the Principle of clamping force 工作压力的选定关系到设计出的系统是否经济合理；工作压力低，则要求执行元件的容量大，即尺寸大、重量重，系统所需流量也大；压力过高，则对元件的制造精度和系统的使用维护要求提高，并使容积效率降低。一般是根据机械的类型来选择工作压力。 执行元件工作压力可以根据总负载值或者主机设备类型选取，如表7所示。由负载值大小查上表和液压缸的公称压力系列表，取液压缸工作压力为10Mpa。液压缸的牵引力F是缸内压力在活塞上产生的总推力或总拉力。 （35）式中：液压缸的工作压力，Pa;液压缸大小腔的有效面积，；得 A=F / P=23.4KN /10MPa=2.34103mm2表7各类机械常用的系统工作压力Tap. 7 the pressure of all the common system machinery 设备类型精加工机床组合机床拉床农业机械、小型工程机械、工程机械辅助机构液压机、重型机械、大中型挖掘机、起重运输机械工作压力P/Mpa0.8-23-55-101-1616-325.3.4 液压缸主要零部件设计（1）缸筒的设计与计算25缸筒是液压缸的主体零件，它与端盖，缸底，油口等零件构成密封容腔，用以容纳压力油，同时它还是活塞的运动“轨道”，在设计过程中应注意考虑液压缸的密封性，运动平稳性和耐用性，故缸筒结构采取法兰连接方式。 缸筒内径D的计算 在工作压力给定的情况下，确定缸筒内径的原则是保证液压缸具有足够的力来驱动工作载荷。当液压缸的无杆腔进压力油时：由 （36）得 D=mm 查表取 D=60mm 缸筒的壁厚计算缸体壁厚一般按照薄壁圆筒公式计算，由于薄壁筒的壁厚比曲效率半径小得多，根据薄膜理论，可认为液压力在缸筒圆周方向上引起的拉应力是相等的。其强度条件是主应力环向拉应力小于或等于许用应力，即 （37）式中：液压缸的最大工作压力，Pa；D液压缸内径，m；，其中为材料抗拉强度，n为安全系数；取n=226；MPa；取=9.0mm，计算液压缸的外径:缸筒长度的计算 根据ZYJ900型液压钻杆机的工作要求，其夹钻油缸的行程为100mm，经过计算校核取缸筒的长度为265mm。(2) 活塞杆的设计与计算活塞杆是液压缸传递动力的重要零件，它要求受拉力，压力，弯曲力，振动冲击等多种作用，必须有足够的强度和刚度。活塞杆要在导向套中滑动，一般采用H8/h或H8/f7配合，太紧了，摩擦力大，太松了，容易引起卡滞现象和单边磨损。活塞杆直径的计算对于双作用单活塞杆液压缸，活塞杆直径d可按其往复运动的速比来确定，即 （38）式中 D
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号