SR150型旋挖钻机的整体系统设计说明书说明书

- 1 -目 录目 录 .11 前言 .22 旋挖钻机的整体系统设计 .53 动力头设计计算与校核 .114 旋挖钻机的液压系统设计 .175 旋挖钻机安全稳定性评价 .206 结 论 .21参 考 文 献 .23- 2 -1 前言1.1 旋挖钻机简介旋挖钻机是一种取土成孔灌注桩施工机械，靠钻杆带动回转斗旋转切削土，然后提升至孔外卸土的周期性循环作业的成孔设备，它具有一种机、电、液高度集中、成孔快、质量好、噪声低、综合效益高、环境污染小等特点，主要适于砂土、粘性土、粉质土等土层以及岩层等地质，可以满足各类大型基础施工的要求；旋挖钻机与其他钻机相比具有显著的优势，正在逐步取代传统的反循环钻机以及冲击钻等施工设备。具体优势表现在：1.地质适应能力强 在硬土层及岩层,由于传统钻机的自重有限，无法给钻头施加足够的压力，而旋挖钻机采用加压装置,加上钻杆的重量，钻进能力强,甚至有的钻机的加压力已经超过了 500KN,比如宝峨的 BG50 的加压力已经达到了 600KN。2.环保性突出 随着国家对城市建设环保要求愈加严格，传统钻机面临更大危机，而旋挖钻机通过钻斗旋挖取土，再通过钻杆将钻斗提出孔外卸土，不需要泥浆支护，即使在需要泥浆护壁时，泥浆也只起孔壁支护作用，这极大的改善了施工环境，同时降低了施工成本，提高了文明施工的程度，响应了客户和市场的需求。 3.成孔速度快 质量好 经济效益高 在施工过程中钻孔时间越长越会引起桩孔的坍塌，严重的需要改变桩位，旋挖钻机的成孔速度是冲击钻的 30 倍，是反循环钻机的 80 倍左右，成孔速度的提升不仅是桩孔质量和工程进度得到了保障，也为客户和市场带来了更高的经济效益。1.2 旋挖钻机的发展及研究现状旋挖钻机在 1940 年前后首先在美国卡尔维尔特公司问世，当时仅用于钻孔作业，以后逐渐推广应用于基础工程的灌注桩施工，二战后在欧洲得到迅猛发展； 1984年，天津探矿机械厂引进美国 RDI 公司的旋挖钻机并进行消化吸收。1987 年在北京展览馆首次展出了意大利土力公司的钻机，1988 年北京城建机械厂根据意大利土力公司的样机开发了 1.5直径的履带起重机附着式旋挖钻机。1992 年宝峨公司在北京设立了代销网点并于 1995 年在天津成立了独资子公司宝峨天津机械工程有限公司，组装适合中国市场的宝峨 BG20 型旋挖钻机。1998 年在上海又成立了中德合资上海宝峨金泰工程机械股份有限公司，生产组装 BG15 型旋挖钻机。最近几年我国旋挖钻机取得了快速发展，目前国内生产旋挖钻孔机厂商有十余家，主要有徐工科技、三一重工、北京经纬巨力、河北石家庄煤机、湖南山河智能、- 3 -等。国外主要生产厂商有德国宝峨、意大利意马公司、CMV 公司、利勃海尔公司、土力公司、日本车连、日本建机等。相对而言，国内企业还处于仿制阶段，自己开发的款型少，其质量、安全性、稳定性与国外先进钻机还是有一定的差距,如表 1.1表 1.1 国内外旋挖钻机技术参数产品技术参数 宝峨 BG12 卡萨 B105NG 国内某钻机旋挖成口直径 mm 1300 1300 1300旋挖成口深度 m 40 37.5 37扭矩 kNm 125 100 100钻速 r/min 35 35 30主卷扬提升力 kN 125 120 115主卷扬钢丝绳直径 mm 24 24 24主卷扬最大提升速 m/min 80 79 75副卷扬提升力 kN 50 50 50副卷扬钢丝绳直径 mm 14 14 16副卷扬最大提升速 m/min 46 57 40加压油缸加压力 kN 110 90 45加压油缸提拔力 kN 150 140 120加压油缸行程 m 4.0 3.5 3.5履带宽度 mm 600 500 500底盘回转速度 r/min 5 5 3.5行驶速度 km/h 3.2 3 2.3发动机型号 CAT VOLVO CUMMINS发动机额定功率 kw 150 132 127面对性能更为优越的国外厂家，我们应该进一步吸收引进国外的先进技术，使其得安全性、稳定性、寿命等品质得到进一步的提高，以适应市场和复杂地层的需求。1.3 旋挖钻机的市场发展趋势受北京奥运、山东全运会、上海世博会以及高层建筑施工的拉动，市场给旋挖钻机的发展提供了一个巨大的空间，而近几年我国对旋挖成孔法的大量采用，旋挖钻机使用量大大增加，预计在未来几年内旋挖钻机市场将会持续升温。十二五规划中指出，要大力扶持装配行业，加上高铁的兴起，铁路挺进无人区，这些都离不开旋挖钻，所以说巨大的市场充满着机遇，同时使竞争更加激烈。伴随着旋挖钻机的大量使用，旋挖钻机的型谱将越来越规范和科学；随着人力成- 4 -本的不断提高，旋挖钻机必将走智能化道路，包括无线控制、远程服务、一机多用等功效；与之相比，旋挖钻机的工法支持人员和相关的技术人员将会成为旋挖钻机的关键组成部分，换言之，未来的旋挖市场相关的技术人才将会炙手可热；旋挖钻机的超大口径钻孔灌注桩也必将成为现场灌注桩施工机械的主力机型。1.4 课题研究的内容和意义1.4.1 课题研究的内容随着全球经济的复苏，基本建设范围的持续拓宽，以人为本的保护环境理念及相关法律的实施的不断强化，使桩基础特别是现场混凝土灌注桩基础得到了广泛使用。而旋挖钻机因其装机功率大、输出扭矩及轴向加压力大、机动灵活、施工效率高等特点适应综合发展的需求。本课题应该瞄准国外品牌的技术水平，吸收国内外钻机的先进技术，结合我国国情，设计出具有可靠、实用、适合国情的钻机。钻机的动力装置是为整个旋挖钻机提供低速钻进功能的结构部件，合理的设计才能够满足钻机在钻进过程中所需的功率、扭矩、转速等相关能力的指标匹配；对于不同硬度和深度的岩层，旋挖钻机钻杆的设计是关键的，其性能直接决定旋挖钻机的整机效率；合理的变幅机构能够保证钻杆的垂直度；综上所述，旋挖钻机的动力装置、变幅机构、钻杆是本设计的主要内容。1.4.2 课题研究的意义旋挖钻机是一种取土成孔灌注桩施工机械，靠钻杆带动回转斗旋转切削土，然后提升至孔外卸土的周期性循环作业的成孔设备，它具有一种机、电、液高度集中、成孔快、质量好、噪声低、综合效益高、环境污染小等特点，可用于多种桩的施工，代表着桩工机械的前进方向。旋挖钻机可广泛应用于城市高层建筑、铁路、公路、桥梁、机场、港口等桩基础工程的钻孔灌注桩成孔的施工，它的使用迎合了市场的需求，也大大的提高了工程的进度，为客户带来极大的经济效益。- 5 -2 旋挖钻机的整体系统设计2.1 旋挖钻机总体设计2.1.1 工作原理旋挖钻机的英文名称为 Rotary Drilling Rig，是指附带摇动套管驱动机构、配备回转斗和短螺旋及扩孔机具、全液压驱动（或电液混动） 、具有大扭矩输出的履带式钻孔机，钻机配置挤土桩、振动锤、连续墙抓斗、套管等钻具可以对粘土层、沙砾层、卵石层和中风化泥岩等不同地质钻孔施工。图 2.1 旋挖钻机结构图旋挖钻机的结构从功能上分，分为底盘和工作装置两大部分。钻机的主要部件有：底盘（行走机构 、底架、上车回转） 、工作装置（变幅机构、桅杆总成、主卷扬、辅卷杨、动力头、随动架、提引器等）如图 2.1序号 名称1 底盘2 变幅机构3 桅杆总成4 随动架5 动力头6 钻杆7 钻具8 主卷扬9 辅卷扬10 提引器- 6 -工作中，钻机通过变幅机构调整桅杆的垂直角度，使钻机能够垂直的施工打孔，以保证桩孔的成孔质量。动力头通过减速机驱动轮毂转动，轮毂内壁上的键条带动钻杆旋转，并提供给钻杆扭矩，使钻具随钻杆作旋转并切削钻进。当钻具内满渣后，主卷扬提钻，使钻具离开钻孔，主机回转到一定角度卸渣。再转回始点，放下钻杆，继续钻进，周而复始，最终成孔。2.1.2 入岩钻机工作原理普通钻机在地质较软的土层或沙层较为容易钻进，但是在面对地质较硬的岩层时，普通钻机显得较为无力，钻进速度极为缓慢，效率不佳，并且对钻机的钻具、工作寿命、加压力产生了极大的考验。旋挖钻机施予总轴压的能力与传统岩石掘进机比，低 510 倍。而作用在岩石上的力只有超过岩石抗压强度极限的 3050，岩石才能顺利地从岩体上破碎下来。也就是说只有在加大旋挖钻机的加压力和加长加压行程的情况下，才有可能增加钻机的入岩能力。普通钻机的加压方式是通过桅杆上的加压油缸对动力头进行直接加压，并传递动力头传递扭矩，以实现钻进功能；市场上的入岩加压方式有链条加压，在此引进卷扬加压。卷扬加压方式即为加压卷扬上的钢丝绳通过上桅杆上的一定滑轮缠绕在动力头滑架上的定滑轮，在绕回上桅杆一固定点，以此同时，加压卷扬上的钢丝绳通过下桅杆上一定滑轮绕到动力头滑架上的定滑轮，在绕回下桅杆一固定点。如图 2.12 所示图 2. 2 加压钢丝绳缠绕方式卷扬加压可将加压力提高两倍，增强钻机的岩层的钻进能力；与此同时卷扬加压还提高了钻机的加压行程，提高了钻机的入岩效率。- 7 -入岩钻机与普通钻机除了在加压方式上存在区别外，入岩钻机的动力头的滑架也需做相关的改动，以配合卷扬加压的功能，整改方式为：在原来加压油缸与滑架销轴连接的位置处安装一个由两个定滑轮组成的滑轮座，并通过销轴固定在滑架上。这种整改方式可以保证油缸加压和卷扬加压在施工过程中钻机进行工法的快速转换，提高施工效率。整改图示如图 2.13图 2. 3 滑架技改方式2.2 旋挖钻机关键部件结构设计2.2.1 动力头设计市场上的旋挖钻动力头，有单一马达驱动和双马达驱动，主要差别在于驱动功率不同。单一马达驱动实现单级减速，适用于小功率的钻机，已基本被淘汰；双马达驱动通过减速机驱动双主动轮，主动轮通过齿轮啮合带动从动齿圈转动，适用于大功率的钻机；但是双马达驱动在设计上存在一些不足，使得动力头的稳定性差，扭矩不足，缓冲装置不够充分，常常引起动力头损坏。本文中设计的动力头由缓冲装置、行星减速机、液压马达、减速传动箱、滑架、下压盘等，两台液压马达驱动两行星减速机，减速机通过花键与减速传动箱中的输入轴连接，输入轴通过齿轮啮合带动与轮毂固定在一起的齿圈，轮毂内有六根键条，键条可以驱动钻杆旋转，实现钻机的成孔作业。在减速传动箱上有缓冲装置，包括上压盘、筒体、重型弹簧减震和高弹橡胶减震，重型弹簧减震和高弹橡胶减震被压盘和筒体包围在减速传动箱、减速机、液压马达上部，以减缓在卡钻等其他意外事故时，保护动力头不受损坏。下压盘通过螺栓与减速箱底部相连，压盘的下端面面积大，厚度大，并与上端- 8 -面设有多处加强筋，以保障其强度不发生变形，在钻机提钻时，其与钻具相撞，打开钻具底部的合门，倒渣卸土。滑架是与桅杆相配合，为动力头起的上提和下放起导向作用，滑架上部还有一防护栏，防止装机过程中，钻杆撞毁液压马达和减速机。此设计采用多层缓冲装置，以保障动力头的安全可靠；结构设计紧凑，能够传递大扭矩，并且两液压马达可以在瞬时完成正反转，保证钻机的工作效率。动力头结构图如 2.14 所示图 2. 4 动力头结构图1-马达；2-连接板；3-缓冲装置；4-减速箱 5-滑架；6-行星减速机 7-下压盘；8-轮毂；9-齿圈；10-键条2.2.2 钻杆设计决定钻机地层适应能力的主要因素在于旋挖钻机所使用的钻杆类型，根据钻杆加压方式的不同，钻杆分为摩擦加压式钻杆、机锁加压式钻杆。摩擦加压式钻杆简称摩阻杆，摩阻杆只能传递动力头的扭矩，不能传递压力，一般适应于土质较软和不是很硬的地质。机锁加压式钻杆又称机锁杆，机锁杆既可以传递扭矩又可以传递压力，因此，机锁杆不仅可以用于软地层，又可以用于较硬地层的施工。此处只对机锁杆进行相关设计。机锁杆通过钻杆外壁上的加压平台可以相互锁成一个刚体对地层加压钻进，但是，机锁杆也有不足之处，就是在提钻时，要对钻杆进行解锁，如果解锁不完全，就会造成带杆，所谓带杆就是指在提钻时，上一级钻杆没有完全收回，但由于异物或者其他原因，下一级钻杆开始收回，但是随着其他钻杆的收回会对带杆进行校正，使得异物去除，外面的钻杆就会悬空，会对钻杆和动力头形成强大的冲击力，严重- 9 -会砸掉动力头，甚至埋钻。钻杆要将动力头的扭矩，以及钻杆和动力头的自重传递到几十米下的钻具上，这对钻杆的本身的强度、韧性及相关的加工工艺有着严格的要求，尤其是在钻进地质较硬的岩层时，还要克服较大的弯矩力；为了保证钻杆能够顺利施工，首先我们在选材上应该选择优质大的无缝合金钢管；并通过对钻杆的有限元分析，得知，钻杆的薄弱点是钻杆在伸展开后相互重叠的部分，我们称之为一米杆，为了保证钻杆的性能，我们在一米杆处加设多处加强筋。旋挖钻机钻杆其各节杆的名称从外向里分别定义为：第 1 节杆；第 2 节杆；第3 节杆钻杆通常由直径大小不等的多节无缝钢管套装而成，每节杆钢管的外圆按 1200均匀分布着长外键，除最里面的一节杆（芯杆）外，每节钢管内圆弧面上也按 1200均匀焊接了内键，内键与外键相匹配，可以传递扭矩和压力，并起到一定的定位作用；除最外面杆外，每根杆上部都焊接档环，可以阻止该杆从外杆中划出。芯杆顶端焊有扁头，它与提引器相连，通过钢丝绳将钻杆提起。其下端焊有方头，方头将扭矩和加压力传递给钻具。钻杆的下部都装有减振弹簧和弹簧座，可以减小其它各节钻杆对钻具的冲击。机锁杆结构图如图 2.15图 2. 5 机锁杆结构1-扁头；2-第一杆挡环；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-第一杆外键 ；9-第一杆内键 10-弹簧座；11-钻杆弹簧；12-方头；13-销轴钻杆下放：首先，主卷扬钢丝绳下放，钻杆由于自重下降，1 杆在动力头内慢慢下降。当 1 杆上的减振环碰到动力头上压盘时，1 杆被动力头托住，停止下降；此时，主卷扬钢丝绳继续下放，其余各节钻杆在重力作用下仍继续下降。当第 2 节杆内壁的挡环碰到 1 杆管内键上端面时，2 杆被 1 杆挡住，停止下降；如此继续，直到钻杆全部伸出，将安装在最里边一节杆方头上的钻具下钻到到孔底。钻杆的提升则是由内向外逐次提取，需要注意的是，在提钻时，动力头要反转，完全解锁。2.2.3 平行四边形机构设计 - 10 -常见的变幅机构有平行四边形变幅机构、定位变幅机构、大三角结构。平行四边形变幅机构的变幅部件由三角架、动臂、支撑杆组成，三部件与上车回转台通过销轴铰接组成一个平行四边形机构；通过变幅油缸、桅杆油缸的伸缩，可以使桅杆在垂直于机身的平面内做平行移动，满足了桅杆平移，升降的各种施工工作要求。2.2.4 提引器设计旋挖钻机在工作过程中，为了防止钻杆的旋转力传递给钢丝绳，导致钢丝绳承受扭矩力，以致钢丝绳被剪断，在钻机的钻杆和钢丝绳之间加一提引器，使钻杆的旋转力与钢丝绳分离开来。现有技术中的提引器由上接体、中接体、下接体、轴承等其他辅助装置组成，其中，下接体通过销轴与钻杆连接，上接体通过连接销与钢丝绳连接；其中上接体与中接体通过螺纹和定位螺钉固定连接，下接体与中接体之间设有轴承，轴承的内圈与下接体实现相对滑动，外圈与中接体实现相对滑动，最终实现将钻杆的旋转与钢丝绳分离。为保证轴承的良好转动，要对轴承及时进行润滑，为此在提引器的上下接体上都设有黄油嘴，定时对提引器进行润滑。提引器器的机构如图 2.16图 2. 6 提引器1-提引器销轴；2-下接体；3-密封圈；4- 耐磨套；5-轴承；6-螺母；7- 中接体；8-螺钉；9-垫圈；10-油杯； 11-销轴挡板；12-螺钉；13-上接体；14-O 形圈；15、16-垫圈；17、18-螺塞- 11 -3 动力头设计计算与校核3.1 动力头设计计算依据市场和地质需求，使钻机动力头能够实现钻进过程中所需的功率、扭矩、转速、稳定性、安全性等相关能力指标的匹配。3.1.1 驱动齿轮传动接触疲劳强度校核设计中动力头采用渐开线圆柱直齿轮传动变位系数：x 1=x2=0.3；齿轮模数： m=14；重合度 =1.41；钢材密度=7.85*106kg/mm3;齿数比 u=73/14=5.21;压力角=20 o；中心距变动系数 y=1.857；小齿轮齿数：Z 1=14；小齿轮分度圆直径 d1 为 196mm；齿宽b=0.3*196=58.8mm；小齿轮传递的额定扭矩 T1 为 13616 Nm；小齿轮传递的额定扭矩T1 为 13616 Nm；基圆直径 db1=196* 0.93969=184.179；平均直径 dm=7.924大轮齿数：Z 2=73；大齿轮分度圆直径 d2 为 1022mm，大齿轮传递的额定扭矩 T2为 27232 Nm。齿面接触疲劳强度校核公式为SHi=Hi/Hi (i=1,2) (3.1)接触疲劳安全系数：S H1.25 高可靠度；S H1 一般可靠度；S H0.85 低可靠度圆柱直齿轮面接触疲劳应力为H1=ZHZEZZB FtKAKVKHKH(u+1)/d1bu1/2 (3.2)H2=ZHZEZZD FtKAKVKHKH(u+1)/d1bu1/2 (3.3)式中： H1 和 H2小轮和大轮的接触应力Ft 为齿轮的名义切向力Ft=2000T1/d1 (3.4)- 12 -将 T1 和 d1 代入上公式中 则 Ft=200013616/196=138938.78(N)由于旋挖钻机的动力元件为液压马达，工作特性属于中等冲击，由国标查的使用系数 KA=1.75单位齿宽名义荷载（N/mm）w=FtKA/b (3.5)将已知数据代入上公式得： w=138938.781.75/58.8=4135.1（N/mm）轮齿的最小柔度（mmum/N）q=0.4723+0.15551/Z1+0.25791/Z2-0.00635x1-0.1654x1/z1-0.00193x2-0.24188 x2/z2+0.00529x12+0.00182x22 (3.6)将已知数据代入上公式得： q=0.4805585（mmum/N）单对齿轮刚度为N/(mmum)ks=0.8/q (3.7)将 q 代入 3.7 公式，得 ks=0.8/0.4805585=1.785N/(mmum)齿轮副的啮合刚度为N/(mmum)km=（0.75+0.25 ）k s (3.8)将重合度和齿轮刚度代入上式，得 km=（0.751.41+0.25）1.785=2.334N/(mmum)小齿轮为整体机构的齿轮副诱导质量为（kg/mm）mred=(1-q24)u2dm14/8(1- q24) u2+1 db12 (3.9)将钢材密度、齿数比、平均直径等代入上式，得：m red=3.45*10-7（kg/mm）式中:q 2大齿轮缘内腔直径与平均直径之比，q 2=D2/dm2齿轮副的临界转速为（r/min）nE1=30000/z1(km/mred)1/2 (3.10)将各已知数据和所得数据代入上式，得：n E1=45.24（r/min ）- 13 -临界转速比为N=n1/nE1 (3.11)式中：n 1小齿轮的额定转速，n 1=37.1(r/min) 代入，得 N=0.82由于驱动齿轮的临界转速比 N0.85,重合度 12，则动载系数KV=Nks/w0.32(fpb-ya)+0.34(ff-ya)+0.23+1 (3.12)式中：f pb基节极限偏差 fpb=36m ；f f齿形公差 ff=50m；y a齿廓跑合量 ya=2.7m整理符合计算条件的动载系数KV=1+16.31Nks/w (3.13)代入数据，得 KV=1+16.31*0.82*1.785/4135.1=1.00577单位齿宽平均荷载（N/mm）Wm=FtKAKV/b (3.14)代入数据，得 Wm=138938.781.751.00577/58.8=4258.942（N/mm）符合计算条件的接触齿向荷载分布系数为KH=1+6.8km/wm (3.15)代入数据，得 K H=1+6.82.334/4258.942=1.00373单位齿宽平均计算荷载（N/mm）wth=FtKAKV KH/b (3.16)代入数据，得 wth=1.75138938.781.005771.00373/58.8=4174.455（N/mm）齿轮接触齿间载荷分配系数KH=/20.9+0.4km(fpb+ya)/wth1 (3.17)查表的节点区域系数 ZH=1.52；齿轮弹性系数 ZE=189.8；接触重合度系数Z=0.91；- 14 -单对齿啮合系数 ZB=ZD=1将以上所有数据和已知数据代入 3.1，3.2，3.3 得：SHi=1252.83/813.62=1.5391.25 为高可靠度3.1.2 齿面许用接触疲劳应力计算1.齿轮的接触疲劳极限主动轮采用的材料为 20CrTi 表面渗碳淬火，硬度为 58-62HRC；从动齿轮采用的材料为 40Cr 表面淬火，硬度为 50-55 HRC。由渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法查的齿轮的接触疲劳极限为Hlim1=1600MPa; Hlim2=1300MPa2.齿面许用接触疲劳应力修正系数齿轮设计寿命为 8000h,齿轮转速约为 n1=37r/min，n 2=7r/min；应力循环次数为：N L1=8000*60*37=1.776*107, NL2=8000*60*7=0.34*1073.齿面许用接触疲劳应力为 HPi=HlimiZNTZLZVZRZWZX (3.18)接触强度计算的寿命系数 ZNTZNT=（5*10 7/NLi） 0.0756 i=1,2 105NLi5*107 (3.19)代入数据的 ZNT1=1.15 ZNT2=1. 34润滑剂系数 ZLZVZR=1 粗糙度小于 4 um齿面硬化系数 ZW=1 齿面硬度大于 470HB尺寸系数 ZX=1.076-0.0109m=0.9234 表面淬硬钢齿轮将各数据代入 3.18 式得HP1=Hlim1ZNTZLZVZRZWZX =1600*1.15*1*0.9234=1699.056（N/mm 2）HP2=Hlim2ZNTZLZVZRZWZX =1300*1.15*1*0.9234=1380.483（N/mm 2）3.1.3 驱动齿轮传动弯曲疲劳强度校核弯曲疲劳可靠度安全系数SFi=HPi/Hi (i=1,2) (3.20)代入以上所得数据得：- 15 -SF1=HP1/H1= 1699.056/1252.83=1.356 一般可靠度SF2=HP2/H2=1380.483/813.62=1.6986 高可靠度高可靠度：S F1.6；一般可靠度：S H1.25；低可靠度：S H13.1.4 齿根许用弯曲疲劳应力计算齿根许用弯曲疲劳应力为FPi=FlimiYSTYNTYrelTYRrelTYX (i=1，2) (3.24)1. 齿轮的弯曲疲劳极限主动齿轮采用的材料为 20CrMnTi 表面渗碳淬火，硬度为 58-62HRC,从动齿轮采用材料为 40Cr 表面淬火，硬度为 50-55HRC, 由渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法查的齿轮的弯曲疲劳极限为Flim1=500MPa; Flim2=370MPa2. 许用弯曲疲劳应力修正系数在应力循环次数大于持久寿命条件循环次数条件下，表面淬硬钢的许用应力修正系数、弯曲疲劳寿命系数、相对齿根圆角敏感系数、相对齿根表面状态系数和尺寸系数公式如下：许用应力修正系数： YST=2弯曲疲劳寿命系数： YNT=1相对齿根圆角敏感系数： YrelT=1相对齿根表面状态系数： YRrelT=1.12尺寸系数： YX=1.05-0.01m=0.91将以上各数据代入 3.24 公式得F1=Flim1YSTYNTYrelTYRrelTYX=500*1*1*1.12*0.91=509.6( MPa)F2=Flim2YSTYNTYrelTYRrelTYX=370*1*1*1.12*0.91=377.1( MPa)3.2 动力头的动力学分析动力头配用 2 个液压马达驱动钻杆的旋转，为旋挖钻机提供动力；马达的高速旋转经减速机的减速，扭矩大幅提高，而减速机将动力经花键传递给减速箱中的主动轴，主动轴经齿轮啮合，最终传递给大齿圈。齿圈与动力头的轮毂经螺栓固定，齿圈的转动带动轮毂的旋转，轮毂的旋转保证了轮毂内壁的键条驱动钻杆的转动，实现钻机的旋转成孔。已知：液压马达的最大排量为 qd =160 cc/rev，最小排量为 qx=8 cc/rev；工作压力为 Pd =235.5bar。马达减速机的传达比为 id =25.4，马达的流量为 Qd-=158.7L/min；动力头齿轮传动机构的传动比 ic =5.3， m=0.97， j=0.94， v=0.95。- 16 -1. 输出扭矩计算最大输出扭矩计算 Td（kNm）Td=0.159kPdqdidicmj/1000 (3.25)式中：k动力头液压马达数量qd，P d动力头马达的最大排量和工作压力id、i c马达减速机的传达比和动力头齿轮传动机构的传动比将已知数据代入 3.25 公式得Td=0.1592235.516025.45.30.970.94/1000=147.30944（kNm）2. 输出转速计算最小输出转速 nX(r/min)为nX=QdV/ qdidic (3.26)最大输出转速 nd(r/min)为nd=QdV/ qXidic (3.27)式中： qX， Qd动力头马达的最小排量和流量将已知数据代入 3.26 和 3.27 式得nX=158.70.95*1000/16025.45.3=6.99(r/min)nd=158.70.95*1000/825.45.3=139.8(r/min)- 17 -4 旋挖钻机的液压系统设计旋挖钻机大多采用全液压驱动，并普遍采用柴油发动机作为钻机的原动力，由柴油机为液压泵提供动力，经过压力、顺序、流量液压控制阀的控制，将有一定压力的液压油定压、定量的输送到液压马达或油缸中，作为执行元件的马达或油缸驱动执行机构完成各项预定动作。其中，液压阀包括多路换向主阀、辅助控制多路阀、先导操纵比例减压阀、电磁阀块组，下面一一介绍和设计。4.1 液压泵的选择液压泵是将柴油发动机输出的机械能转变为液压能的装置；旋挖钻机的液压泵不仅要为回转马达、动力头马达、卷扬马达等马达提供压力油，还要为桅杆油缸、展宽油缸、变幅油缸等油缸提供压力油，所以旋挖钻机的液压泵不仅要有主泵还要有辅泵协助主泵为钻机供油。钻机液压泵选用日本川崎液压泵，其包含两个主泵和一个辅泵。两个主泵为恒功率调节带有先导压力控制的功率越权控制、负控制的；辅泵为带恒压控制的负载敏感泵，其输出的液压油流向辅控制多路阀；先导泵为定量泵，向先导控制系统供油。4.2 液压阀的设计与分析4.2.1 多路换向主阀的设计与分析多路换向主阀包括主控制多路阀（主阀）和辅助控制多路阀（辅阀） ，主阀用来为马达提供液压油，辅阀是为油缸提供液压油。主控制多路阀分为两部分，每部分都由一个泵供油，主阀左右各有 5 片阀片，其中左半部分阀片为右行走、变幅、主卷、副卷、动力头合流，右半部分阀片依次为左行走、回转、主卷合流、动力头，当动力头或主卷扬工作时，左右两部分的阀片同时工作，每片阀片输出的液压油在阀内合在一起向外供油，从而使动力头或主卷扬的工作速度达到最大。- 18 -主阀控制图如图 4.1辅助控制多路阀，由辅泵供油，通过辅阀上 LS 口的压力信号与辅泵上的 LS 口相连，使辅泵的出口压力和输出流量与负载需要相匹配。进油联上有溢流阀，调定辅阀的最大压力。回油联上有减压阀，减压后的液压油作为辅阀电磁先导控制的液压油。辅助多路换向阀分别控制加压油缸、左桅杆油缸、左桅杆油缸和展宽油缸的多路换向阀。每片阀的执行油路上装有溢流阀，调节和限制最大压力。加压片上装有 LS 溢流阀，在只有加压片动作时，通过辅泵限定加压片的压力。其中控制桅杆的阀片为比例减压阀先导控制，提供给比例减压阀电流，比例减压阀输出相应的压力来推动阀芯移动换向。电流越大，比例减压阀输出压力越高，阀芯的开口量越大，则阀的输出流量越大。同理，电流越小阀的输出流量越小。控制加压的阀片和暂不用的阀片为先导液压油比例控制，控制展宽的阀片为电磁阀开关式控制。图 4.1 主阀控制图- 19 -图 4.2 辅阀控制图辅阀控制图如图 4.24.2.2 先导操纵比例减压阀的设计先导操纵比例减压阀，由先导泵供油，属于手控比例减压阀。当操纵手柄未摆动时，减压阀出口压力为零；当摆动操纵手柄时，随着摆动角度的增大，减压阀的出口压力也随之增大，反之，随着摆动角度的减小减压阀的出口压力也随之减小。设计先导操纵比例减压阀三个，一个为脚踏式先导控制减压阀，由左右两个行走控制手柄组成，手柄前后扳动控制钻机的前后行走，此减压阀能够控制主阀上左右行走阀片的换向；另两个减压阀为左右先导控制手柄减压阀，左手柄可前后左右扳动控制主副卷扬的下降与上升和回转得左转和右转。右手柄前后扳动可以控制加压变幅的下降与上升，左右扳动控制动力头的正转和反转。4.2.3 电磁阀块组的设计电磁阀块组上设计共有 8 个电磁阀：分别是主副卷扬切换、加压与变幅切换、主副卷扬上限位保护、变幅上限位保护。电磁阀块组结构如图 4.3- 20 -图 4.3 电磁阀块组结构具体为工作方式为：2D、14D、11D 电磁阀为主副卷扬的切换电磁阀，当三者断电时，为主卷扬工况，若主卷扬到达上限位时，14D 通电，供给主卷阀片的控制油变为零，主卷扬停止上升；当三者通电时，为副卷扬工况，若副卷扬到达上限位时，11D 断电，供给副卷阀片的控制油变为零，副卷扬停止上升。1D、3D、8D 电磁阀为加压与变幅的切换电磁阀，当三者断电时，为加压工况；当 1D、3D 通电时，为变幅工况，若变幅到达上限位时，8D 通电，供给变幅阀片的控制油变为零，变幅停止上升。5D、6D 电磁阀为回转保护阀，与 25D 通电，扳动手柄回转时，实现上车回转。若 5D、6D 与 25D 不通电，扳动回转手柄不能让上车回转，起保护作用。5 旋挖钻机安全稳定性评价工程机械中，旋挖钻机属于不对称工作装置，并且钻机在工作过程中的倾覆属于严重的施工事故，容易造成危险事故，因此，在旋挖钻机的设计时，对旋挖钻机的安全性分析是必要的。通过对国外标杆产品的比较分析和相关资料的整理，得知如下有关钻机安全稳定性的数据。（1）安全稳定系数 k1依据安全稳定系数定义 k1=M 重力 /M 倾覆 ，经过理论计算，吨位为 13-40t的钻机的安全稳定系数 k1 应该在 1.6-2.0 之间，随着钻机的规格越大，其安全系数要求也就越高。 （2）危险回转驻车角度回转驻车的危险角度一般在 20o-30o 范围。（3）质心位置质心是指与物体（质点系）质量分布有关的一个点。若假想该质点系的总质量集中于该点，则其对于坐标轴的矩等于该系各质点质量对同一坐标轴矩之和。依据黄金分割率，整车质心到回转中心的距离应该是 0.8R 左右，R 为回转轴承的半径。（3）重心位置重心在垂直方向上的位置以桅杆上定点开始的 0.5R-0.618R 及 0.618R-0.8R的扇形区域内最优，R 为回转轴承的半径。（4）底盘重力比- 21 -底盘自身的重力与其它部件的重力比应该是 1.2-1.5，及底盘重力占整车重力55%-60%。（5）随着钻机的回转，许多部件的质心会在履带边缘的内外变化，因此钻机对倾覆趋势的影响性质也在稳定和倾覆之间变化。6 结 论旋挖钻机是具有一种机、电、液高度集中、成孔快、质量好、噪声低、综合效益高、环境污染小等特点的快速成孔设备，主要适于砂土、粘性土、粉质土等土层以及岩层等地质，可以满足各类大型基础施工的要求；旋挖钻机与其他钻机相比具有显著的优势，正在逐步取代传统的反循环钻机以及冲击钻等成孔施工设备。本文以国内现有的旋挖钻机为起点，以国外旋挖钻机的标杆产品为研究对象，针对于旋挖钻机现有的不足进行研究和改进，以旋挖钻机的发展趋势为研究主线，对旋挖钻机的整体结构进行再塑造，对旋挖钻机的动力装置、变幅机构、钻杆及液压系统进行了相关的设计，并对动力头进行了设计校核。主要归纳为以下几个方面:(1)在阅读许多有关旋挖钻机文献的基础上，了解并分析了旋挖钻机的优缺点，并讲述了旋挖钻机的现状与发展、国内外研究现状、市场发展趋势以及本课题的研究内容和意义。(2)本文还对旋挖钻机的动力装置、变幅机构、钻杆的结构进行了相关的优化与设计；还对旋挖钻机的液压系统进行了系统的优化，除此之外，本文还对动力头进行了设计的校核。(3)现国内旋挖钻机在质量和使用寿命上与国外标杆产品存在的差距，不仅仅取决于设计上的区别，旋挖钻机的各部件的材质以及加强材质性能的工艺流程也是影响旋挖钻机使用寿命和质量的主要因素，因此在钻机部件的材质选取与工艺流程的设置上要精心细致。(4)本文中的有关设计存在优缺点并存的现象，比如说，平行四边形的变幅机构具有结构灵活，可以后置等特点，与之相比，大三角的变幅机构具有更好的稳定性，但是其灵活性没有平行四边形变幅机构好，同时，大三角的变幅机构只能前倾，运输不是很方便，如果能够设计出灵活性好、稳定性强、运输方便的的变幅机构是- 22 -好的，也是一定会的。（5）知名的旋挖钻机都有自动甩土的功能，自动甩土功能是利用动力头的高速旋转，使钻具卸载，自动甩土功能可以大大提高钻机的效率，国内各钻机很少具有此项功效，需要进一步的探索和研发。（6）旋挖钻机的工作离不开润滑油的润滑，而钻机需要润滑的部件太多，并且润滑过程