MG100型锚杆钻机液压系统设计【石油】【9张CAD图纸和说明书】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共46页)
编号：6050698
类型：共享资源
大小：17.12MB
格式：ZIP
上传时间：2017-11-02
上传人：俊****计
认证信息
个人认证
束**（实名认证）
江苏
IP属地：江苏
40
积分
- 关 键 词：
-
mg100
型锚杆
钻机
液压
系统
设计
石油
cad
图纸
以及
说明书
仿单
- 资源描述：
-
- 内容简介：
-
大庆石油学院本科生毕业设计（论文）1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 。2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 。5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大庆石油学院本科生毕业设计（论文）2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 。5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。大庆石油学院本科生毕业设计（论文）3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 。51.2 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。大庆石油学院本科生毕业设计（论文）41.2.1 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 。2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 。21.2.2 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 。31.2.2.1 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气动锚杆钻机大庆石油学院本科生毕业设计（论文）5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 7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。大庆石油学院本科生毕业设计（论文）6电动锚杆钻机的性能分析 图 17 异步电动机输出特性 7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大庆石油学院本科生毕业设计（论文）70.2m，适用于岩石硬度 f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大庆石油学院本科生毕业设计（论文）17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)3最高转数151 r/min；扭矩970 Nm；压力115 bar；295 bar（峰值） ；大庆石油学院本科生毕业设计（论文）183.2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6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)，对于每一大庆石油学院本科生毕业设计（论文）19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 。63.2.2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 1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大庆石油学院本科生毕业设计（论文）20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 。13.2.2.1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 ：1F (y )+F (y , )+F (p )+M gcos +p A =F ( , ) , (31)PMpPBhpG7PN3PPp式中 F (y )活塞的惯性力，N ：F (y , )活塞所受的摩擦阻力，N； PhF (p )密封处的滑动摩擦力, N；G7M 活塞质量，kg；g重力加速度，m/s ；2活塞轴线与水平方向的夹角，度；p 氮气室压力，Pa；NA 氮气室与活塞接触面面积， m ，A3= ； 3 24/21DF ( , )活塞的主动油压用力，N；PPy ，y 活塞运动的速度、加速度，m/s、m/s ；p 2， 工作缸对应的压力差，Pa；h活塞的有效作用面积，m 。PA2大庆石油学院本科生毕业设计（论文）21阀芯的动力平衡方程式 ：1F (y )+F (y , )+F ( y ,y , )=F ( , ) , (32)MVBVhpEVPepVAVP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；hF ( y ,y , )阀的液动力(包括稳态液动力和瞬态液动力)，N；EVPepF ( , )阀芯所受的主动油压作用力，N；Ay ，y 阀芯的运动速度、加速度，m/s、m/s ； 2， 配油阀的压力差，Pa；Vhp阀芯的有效作用面积，m 。 2回油管油柱的动力平衡方程式：F (y )+F (y )=F (A , ) (33)0M0B00p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；0F (A , )回油管油柱的主动油压作用力，N；0py 、y 回油管油柱的速度、加速度，m/s 、m/s ；0 2回油管油柱的压力差，Pa；A 回油管油柱的有效作用面积，m 。0 22、区段流量平衡方程 1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)1Pp2P3h4v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-A y -A y (35) hV01h12,Pv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)Pp 01同样可得：=V -V = A y + A y +Q T-A y (37)1V012,Pv10v式中 Q 油泵的恒值供油量，m /s；3Q1(y ， ，v) 工作缸、控制阀的总泄漏油流量，m /s；Pp 3Q2(y )、Q4 y )工作缸、控制阀液腔的进、排油流量，m /s ； PQ (V )， Q6(V )高、低压蓄能器的进、排油流量，进油为负，排油为3h1大庆石油学院本科生毕业设计（论文）22正，m /s ； Q5(y )回油管的排油量，m /s ；30 3高压蓄能器的气室容积变化量,m ；hV低压蓄能器的气室容积变化量，m 。1 33、高、低压蓄能器和氮气室的气体状态方程 1高压蓄能器：p V =p V =C (常量) (38)h4.10h4.1h低压蓄能器：p V =p V =C (常量) (39)N4.104.1氮气室： p V =p V =C (常量) (310)4.104.1N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；hV , V ,V 分别为高、低压蓄能器及氮气室的初始充气容积，m 。010 34、区段压力平衡方程 1活塞工作腔油压：p =p R V R y p (311)2,1,h8,7211,h4,32V配油阀变压腔油压：p =p R y (312)6,47,216,5V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 ；Ip 阀开口量变化所引起的附加压差，Pa。V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 13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大庆石油学院本科生毕业设计（论文）23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=0.20 10=2kN；20.惯性载荷：Fa= a gG（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，t由 s= at 得，a=108.13m/s ，所以 Fa= 即 Fa=10.8kN。所以2/12 13.08.3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 )；42P1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2大庆石油学院本科生毕业设计（论文）24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 13冲击器活塞的实际作用面积：A= （D -d ） 42（316）把数值代公式中，可以计算出：A=3834.36mm 2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：t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；42V2= (D1 - d ) (L4+L5)=0.2576L；V3= (D2 - d ) (L2+L7)=0.1491L；2储油量V=V1+V2+V3=0.78L3.3 本章小结大庆石油学院本科生毕业设计（论文）25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。大庆石油学院本科生毕业设计（论文）26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。大庆石油学院本科生毕业设计（论文）27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，而另大庆石油学院本科生毕业设计（论文）28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，以防止在换钻杆过大庆石油学院本科生毕业设计（论文）29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夹紧机构部分大庆石油学院本科生毕业设计（论文）30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双作用平衡阀大庆石油学院本科生毕业设计（论文）31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本章小结大庆石油学院本科生毕业设计（论文）32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。大庆石油学院本科生毕业设计（论文）33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 13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;2dd 为齿轮分度圆直径，d=210.5mmT=60 10 210.5 10 0.5=6420.25Nm332、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)3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 13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0大，其值为：F=mg +045sin045cosmg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大庆石油学院本科生毕业设计（论文）34代入数值求得 F=47.4kN2、油缸的主要结构尺寸活塞直径 D= )1(24PF（51）式中F 活塞外载荷， 47.4kNP1 系统压力 25MPaP2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=0.7 156=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)(42dD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 4tF=0.2 4 10=8kN3102、油缸的主要结构尺寸活塞直径 D= )(2PF（53）大庆石油学院本科生毕业设计（论文）35式中F 活塞外载荷， 8kNP1 系统压力 25MPaP2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=0.7 24.6=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)(42dD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 13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，sinmg 0经分析当 0 时，F 最大， F=mg，其中 m=3.57t，所以 F=35.7
- 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