全液压钻机(毕业设计)

1 第 1 章 绪论 全液压钻机在矿山、铁路、公路、水电、煤炭和建筑等工程施工中是不可缺少的主要施 工设备之一。 特别是随着液压控制技术和计算机技术的结合更促进了钻孔技术的进步， 自动 化凿岩及自动凿岩设备也相继出现，同时也向着大功率、高效率的方向发展。全液压钻机在 国际上已广泛使用,而且也是中国新型钻机发展的主要方向。因此，对于全液压钻机液压系 统的研究有很现实的意义。12 1.1.全液压钻机简介 1.1.1 全液压钻机工作原理 全液压钻机又称全油压钻机，一种用油压驱动和控制所有运转部件的钻机。具体而言， 就是在钻机工作过程中钻臂调整定位，行走机构的前行、后退、左转、右转、履带的小角度 摆动以及钎杆的旋进、 退出、 推进、 冲击以及钎杆倾角的调整、 固定等都是由液压系统实现。 这类钻机借高压变量油泵和变量油马达实现无级变速，可简化传动机构,去掉齿轮变速箱， 既减轻了钻机重量， 又能充分利用动力按其结构型式， 可分为立轴式全液压钻机和动力头式 全液压钻机两种。 1.1.2 全液压钻机液压系统设计要求 基于全液压钻机对破碎岩石钻孔工程中的作用,对全液压钻机液压系统基本要求有3： （1） 液压执行元件布局合理。 要求钻机液压系统结构简单，体积小，重量轻， 维修方便， 且液压元件的标准化、通用化程度高。 （2） 控制方法得当。 在液压系统中， 执行元件需改变运动速度和方向， 对于与多个元件， 则还有动作顺序及互锁要求， 钻机换杆机构中要实行一定的自动循环， 要慎重选择各种控制 方式。行程控制、压力控制、时间控制等组合要得当。 （3）系统安全可靠性。在设计时需要针对不同功能的液压回路，采取不同的措施以确保 液压回路及系统的安全可靠性。为防止系统过载，应设置安全阀；为防止举升机构在其自重 及失压情况下自动落下必须有平衡回路；支腿回路有液压锁；回转机构应有缓冲、限速及制 动装置等，以确保安全。另外，要防止回路间的相互干扰。 （4） 要有效利用液压功率。 提高液压系统效率不仅能节约能量， 而且可以防止系统过热。 在工作循环中，所需流量差别较大时，应采用双泵和变量泵供油或增设蓄能器，在系统处于 保压停止工作时，应使泵卸荷等。 （5）防止液压冲击。在液压系统中，由于工作机构运动速度的变换、工作载荷的突然消 失以及冲击载荷等因素， 常常会产生液压冲击而影响系统的正常工作， 因此设计系统原理图 时要采取相应的预防措施。 在对工作负载突然消失而引起的液压冲击， 要在回油路上加背压 阀；对由冲击负载产生的液压冲击，要在油路入口加安全阀等。 2 1.2 国内外发展状况 1.2.1 国外发展状况 七十年代初，发明了液压凿岩机和液压钻车，七十年代中期，液压钻车投入应用，这标 志这采掘机械化程度的巨大提高。 此后， 各国的凿岩设备制造商研制开发各种型号的液压钻 机数百种，并大多自成系列。目前，国外的液压凿岩钻机技术日趋成熟，产品不断完善， 品 种规格齐全，使用日益广泛。一直以来凿岩钻机的核心产品是全液压凿岩机，而钻机的作用 是使液压凿岩机的优越性得以充分发挥。世界著名公司液压凿岩钻机的研发情况如下46： 法国塞克马公司： 20 世纪 60 年代末， 该公司研制出 RPH235 型液压凿岩机用在实验室 内凿岩。 法国蒙塔-伯特公司：1970 年该公司退出第一台型号为 H50 液压凿岩机，在生产中钻孔 总长度达到 14000m，被批量生产，投入应用。 瑞典阿特拉斯科普柯公司：1973 年该公司研制出 Cop1038 型掘进用液压凿岩机，之后 不断进行技术创新，推出新产品，2005 年推出 Cop1132,冲击功率 11kW、冲击频率 100Hz。 其钻孔直径 3351mm,采用双缓冲系积大、防止灰尘、水和切削物体进入机器，从而延长 了使用寿命。 另外， 该公司开发的基于网络的 RCS(Rig Control System)控制系统,是一个有硬 件、软件组成的控制平台,能实现远程故障诊断和实时工控,相继又提出高级 ABC (Advanced Boom Con2trol)控制系统,能实现凿岩工作全自动化,实现快速准确地控制整个凿岩钻孔过 程。 芬兰汤姆洛克公司： 该公司研发的凿岩机目前已发展到 10 个系列产品。其中 HL4000 系列液压凿岩机供露天钻车配套使用，可钻凿炮孔直径 180 230mm 其凿速为同级潜孔钻 机或牙轮钻机的 24 倍,能量消耗仅为潜孔钻机的 1 /4。 日本东洋公司:1982 年该公司研制出 THMJ223502AD 四臂和 THCJ222AD 凿岩机器人， 具有钻进自适应系统,还有气压、水压、液压和电压等方面的连锁监控功能。机械臂定位误 差在 5cm 以内,凿岩机器人定位时间为 2538 s。 日本古河公司： 该公司推出 T3RW22102177Y 型凿岩钻机， 适用巷道断面 15. 24m 12. 08m,配用凿岩机型号为 HD210，钻臂型号为 JE331,发动机功率为 122. 7kW。 美国互动科技有限公司 ：该公司开发出 245 型凿岩自动控制系统。 英国 Perard Torgue Tension 公司:70 年代末该公司研制计算机辅助凿岩钻车,采用激光导 向,精确定位的闭环控制，由计算机经过各种传感器和电液阀进行监测和控制。 其中法国的塞马克公司最早研发出实用的液压钻机， 而瑞典的阿特拉斯科普柯公司和芬 兰的汤姆洛克公司的产品技术水平具有代表性,，它们研制的液压钻机最富盛名，销售份额 占全球一半以上。 1.2.2 国内发展状况 自 1980 年 9 月研制成功国内第一台 YYG280 液压凿岩机及 CGJ2Y 全液压凿岩钻车以 来,相继引进国外成熟技术装备，大大促进了研制液压凿岩设备的发展进程。从 1984 年起， 为加速我国有关机械制造厂生产液压凿岩设备，沈阳风动工具厂、南京工程机械厂、天水风 动工具厂、宣化采掘机械厂和沈阳有色冶金设备总厂，分别从阿特拉斯科普柯公司、互动科 技有限公司进液压凿岩机和液压凿岩钻车制造技术，并已形成批量生产,产品技术性能已达 到国外同类产品水平。 3 1987 年宣化采掘机械厂与中南工业大学合作研制 KZL2120 型露天液压凿岩钻车， 配装 的重型液压凿岩机为 YYG250A 型凿岩机，于 1989 年通过机械电子部鉴定。天水风动工具 厂从阿特拉斯科普柯公司引进 TROC712H 和 ROC812H 两个系列的履带式露天液压凿岩钻 车制造技术，1988 年已正式进行生产销售,部分产品返销国外。由此逐步形成我国液压凿岩 设备产品系列和研制使用格局， 也标志着我国自行研制的全液压钻车结合国情已进入了成熟 阶段。 王小亮在论文“ZDY760 全液压钻机液压系统设计”中给出了全液压钻机液压系统的一 般设计方法； 中南大学李候清在其硕士论文中着重研究重型液压凿岩机， 从软件仿真的角度 设计钻机液压系统； 燕山大学赵燕在其硕士论文中对阿特拉斯科普柯公司的全液压凿岩台车 BOOMER282 的液压系统进行了分析；中南大学赵宏强、吴万荣等一直着力研究钻机液压 系统，设计出潜孔钻机夹持器等产品，推动国内钻机的发展。 综上所述,我国液压凿岩设备近年得到快速发展。但因机械制造工艺液压技术总体水平 限制， 虽然研制开发类型很多， 但形成生产的产品较少， 引进国外技术或仿制国外产品居多。 目前,产品已形成系列化，产品技术性能和水平基本达到国外同类产品的水平，而制造质量 和可靠性日趋稳定，基本满足我国矿山需求。 1.3 本文研究背景 国内引进许多国外著名品牌液压钻机产品，对其结构、配置、功能进行了大量的研究。 但与国外好的产品相比，还是形似神非，有的设计结构与参数不匹配，导致容易发生故障， 维修保养费用高，有的液压系统分配不合理，配置不均衡，油压不能充分利用，导致工作效 率低，浪费大，成本高。现在国内对于液压钻机的研制开发技术缺点主要有：液压钻机结构 的设计不合理；液压钻机元器件精度不达标；液压系统的设计致使能量不能充分利用等。 1.4 本文研究的主要内容及目的 本文主要研究对象是全液压钻机的液压系统 。具体研究内容如下： 1、确定液压系统的形式。在全面分析全液压钻机的整体结构、钻孔工艺过程之后，对 全液压钻机液压系统进行工况分析和原理设计，设计液压系统原理图。 2、确定系统的主要参数。根据全液压钻机工作特性选定合适的系统压力，运用流体力 学等相关理论计算得出系统各泵出口流量以及液压执行元件所需流量。 3、液压元件设计选型。 根据液压系统的主要参数进一步计算液压元件液压泵、 液压缸、 液压马达、液压阀、管件、油箱等的结构参数，查阅相关国家标准，选择匹配的液压元件。 4、液压系统的校核。针对所设计的液压系统进行热平衡校核，验证液压系统的稳定性 以及合理性。 本文研究的主要目的是分析全液压钻机整体结构、设计全液压钻机液压系统，为全液压 钻机操作者的使用以及今后全液压钻机的研发提供一定的指导意义。 4 第 2 章 全液压钻机液压系统方案研究 2.1 全液压钻机整体结构 全液压钻机整体结构如图所示： 对其结构分析如下1： （1）转钎机构 转钎机构由回转马达驱动，回转马达是钻机的主要部件，做为钻机动力源，将回转扭矩 和转速已经冲击器的冲力通过钻杆传递到钻头， 完成钻孔作业， 并且与夹持器一起完成钻杆 的拧紧松卸操作。 （2）推进器 推进器的作用是凿岩时完成凿岩机推进和退出的动作， 从而带动钻杆钻进和提拔， 给予 钎具足够的推力。其推进力大小、进给速度的快慢要根据岩石条件进行调节，避免能量浪费 或者能耗不足。 （3）冲击器 冲击器由缸体、配流套阀、导向套和后盖组成，它是冲击做功的主要部件。 （4）夹持器 夹持器在接卸杆时完成夹紧和放松钻杆的动作， 通常夹持器有上、 下两个液压油缸来保 证钻杆的稳固性。 （5）托架 托架是钻臂与推进器之间相联系的机构 ，它的上面有燕尾槽托持着推进器，左端与钻 臂铰接。依靠摆角缸、仰俯角缸的作用完成推进器的水平摆动以及俯仰角运动。 5 （6）补偿机构 补偿缸连接着托架和推进器，两端分别与托架和推进器铰接，形成补偿机构。这一机构 作用是使推进器做前后移动， 给予推进器一定的推力。 由于钻臂是以转柱的铰接点为圆心做 摆动的机构，当其做摆角运动时，推进器顶尖与工作面的间距就会拉大，而凿岩时必须使顶 尖与工作面接触， 因此必须要设置补偿机构。 补偿机构用一个液压缸来推进推进器前后移动， 其行程由钻臂运动时顶尖与工作面的最大距离决定。 （7）钻臂 钻臂是支撑托架、推进器、凿岩机的工作臂，由一些方向阀控制支臂缸、摆臂缸、折叠 臂角缸、 俯仰角缸以及摆角缸来执行钻臂和推进器的上下左右移动， 从而使装有凿岩机的推 进机构在不同的距离和不同的方向定位。 支臂缸完成钻臂的上下运动， 摆臂缸完成钻臂的左 右摆动，折叠臂角缸完成钻臂的伸缩，俯仰角缸完成推进器的上下运动，摆角缸完成推进器 的左右摆动。 （8）底盘 底盘的履带行走机构由四轮一带、张紧装置、缓冲弹簧、行走机构和行走架等组成。 （9）车体 车体上布置着操作台、邮箱、电气箱、油泵、行走装置和稳车支腿等，还有液压、电气、 供水等系统。车体对钻车起着平衡和稳固的作用。 2.2 液压钻机作业过程 钻机靠行走机构以及履带摆动机构来实现平稳运动，如前进、后退、左转、右转；钻机 靠支腿稳固机构来实现钻孔过程中车体的固定， 防止跑偏； 钻机靠变幅机构来实现钻孔的精 确定位；钻机直接执行机构是回转推进冲击机构，在钻进深孔的同时，需要换杆机构来接卸 杆。因此，全液压钻机包括回转推进冲击机构、行走机构、换杆机构、变幅机构、支腿稳固 机构以及履带摆动机构六大部分。 下面针对全液压钻机直接执行机构进行钻孔动作分析：冲击凿岩作业由冲击、推进、 回 转、冲洗四种功能组合而成，原理图如下： 图 2-1 凿岩机原理 6 图 2-2 受力分析图 根据岩石的力学性质， 岩石破碎与受力大小和受力速度有关， 冲击力能够很快促使岩石 由塑性体变为脆性体， 当冲击应力高于岩石强度极限时， 产生微裂隙， 随着裂隙的逐渐扩大， 岩石的整体强度急速下降，导致岩石破碎。全液压钻机一般采用冲击-回转钻进模式，该模 式是靠液压冲击器通过钻头将能量传递给岩石， 对岩石进行冲击钻进， 靠推进器完成钻杆的 快速钻进和后退，和靠减速机构将扭矩传递给钻杆，再通过钻杆传递给钻头，对岩石进行回 转钻进。如图，钻头轴向受到静压力 P 静和冲击力 P冲的作用，回转方向还受到回转扭矩的 作用，因此钻头不仅能够切削破碎岩石，而且还能够对岩石形成冲击，这种回转剪切破碎和 冲击破碎岩石方式交替使用，很大程度上提高了钻机工作效率6。 2.3 液压系统分析设计 根据液压钻机钻孔作业过程分析得知， 全液压钻机液压系统可以分为六个部分： 回转推 进冲击机构、行走机构、换杆机构、变幅机构、支腿稳固机构以及履带摆动机构。每个机构 都需要动力源驱动，完成所要求动作。 初步设想液压系统由四个独立泵供油，基本结构如下图所示 7 2.3.1 推进回转冲击机构 （1）工况分析 全液压钻机选择回转-冲击钻进模式可以适应不同性质的岩石要求，当岩石处于中等坚 硬以下时，以回转钻进为主；当岩石很难钻进时，以冲击钻进为主，利用冲击提供足够大的 冲击力，迫使岩石迅速破碎，极大的提高系统效率。在回转系统中，需要液压马达来提供旋 转力矩克服岩石与钻头的摩擦力矩；在推进系统中，需要推进器给钻杆适当的推力，把钻杆 向下推进；在冲击系统中，需要冲击器给钻杆提供冲击力，克服岩石给岩层的反推力，破碎 岩石，实现钻进。因此，该系统中需要三个执行元件，分别是旋转马达、推进油缸以及冲击 器。 （2）液压系统原理图分析设计 图 2-4 推进回转冲击机构液压原理图 推进回转冲击系统由旋转马达、推进器、冲击器以及一些液压阀组成，下面对各个元件 作用及其原理介绍如下： 回转系统油路分析： 钻杆旋进时： 油箱泵三位四通换向阀 D1 左位旋转马达右端旋转马达 左端三位四通换向阀 D1 左位油箱 钻杆旋出时： 油箱泵三位四通换向阀 D1 右位旋转马达左端旋转马达 右端三位四通换向阀 D1 右位油箱 三位四通换向阀 D1 采用 M 型，处于中位时，可卸荷，方便紧急情况急停。 回转机构除带动钻具回转钻进外, 通常还兼作拧管机构。一般要求有较大转矩, 并能无 极调节，同时能实现正、反方向回转等，因此回转器常用基本回路有调压限压回路、换向 回路等8。通过调节柴油机油门实现调速7-8。由于旋转马达可以正反转，所以两端都设有 溢流阀，用来保证进油路压力恒定，以防旋转马达冲力过大，对元件造成损坏。推进油缸推 进和后退时都要限定压力，因此在推进油缸两端也要设有溢流阀。 全液压钻机工作过程中，卡钎会使钻杆无法旋转或者推进，促使液压油无法形成回路， 8 造成局部压力骤然上升， 为了避免卡钎对液压元件的损坏， 在进给工作时旋转马达的进油路 中装一个压力表，时刻监测回路油压，当油压出现不正常上升时，通过传感器使控制电磁阀 Y12 改变方向，从而使压力油改为流入推进油缸的有杆腔，使推进器向上提升，待压力稳定 后在继续工作9。 推进系统油路分析： 快进回路： 油箱泵三位四通换向阀 D2 左位推进油缸无杆腔推进油缸 有杆腔三位四通换向阀 D2 左位油箱 快退回路： 油箱泵三位四通换向阀 D2 右位推进油缸无杆腔推进油缸有杆 腔三位四通换向阀 D2 右位油箱 慢进回路：油箱泵三位四通换向阀 D3 左位节流调速 1推进油缸无杆 腔推进油缸有杆腔单向阀 2三位四通换向阀 D3 左位油箱 慢退回路：油箱泵三位四通换向阀 D3 右位节流调速阀 2推进油缸无杆腔 推进油缸有杆腔单向阀 1三位四通换向阀 D3 右位油箱 三位四通换向阀采用 O 型，中位时不泄荷，实现自锁，保持状态不变。 推进器在正常钻进后退和接卸杆时的运动速度不同， 而且根据岩层的条件推进回退的速 度也不尽相同，因此在推进系统中设了两条回路，一条回路实现快速运动，另一条回路通过 添加单向节流调速阀来实现慢速运动。 推进油缸推进和后退时都要限定压力，因此在推进油缸两端也要设有溢流阀。 冲击器油路分析： 冲击油路：油箱泵三位四通换向阀 D4 左位冲击器油箱 三位四通换向阀 D4 采用 H 型， 出口一端接入冲击器， 一端接入行走机构的液压分流马 达，由于这两个机构不会同时工作，因此采用三位四通换向阀 D4 可以实现这个功能，使他 们之间油路无不干扰，动作不会同时进行。 2.3.2 行走机构液压系统 （1）工况分析 全液压钻机工作条件比较恶劣，地面条件不平坦，要求着地接触面积大，通常选择“四 轮一带”机构，即由左右各两个驱动轮带动履带行走。左右驱动轮分别需要一个液压马达驱 动，当直行时，左右驱动轮要求同步前行，即要求液压马达转速流量相同，因此在行走机构 中要设有同步分流马达。 （2)液压系统原理图分析设计 9 图 2-4 行走机构液压原理图 全液压钻机在行走过程中，两驱动轮速度要求相同，因此压力油从三位四通阀 D4 出来 后需要先经过同步分流马达保障两边流量相同。另外，在两液压马达之间进油路与进油路、 回油路与回油路之间均连接两个反向的单向阀， 单向阀分别并联一个液控行程阀， 实现液压 马达流量的互通，另一方面，挡手动阀 A1 或者 A2 失灵时，可用一个手动阀来控制两边油 路。 在同步分流马达之后， 为了防止液压油油压过高损坏马达， 马达两端油路都接入了溢流 阀作为安全阀，同时使行走机构油压稳定。 由于行走机构在工作前或者工作后动作， 而且长期保持状态不变， 因此此处用了手动三 位四通 H 型换向阀，成本较低。为了防止液压油，在液压马达两端油路上都设有单向阀， 但是液压马达能够正转反转， 单设置两个普通单向阀不能够导通液压回路， 因此单向阀还并 联了一个液控三位三通换向阀和一个回油路可通的单向阀。 当液压马达一段进油时， 触动三 位四通换向阀，促使液压油回油时绕过回油路中的单向阀，能够流回至油箱，保障了油路的 畅通。 全液压钻机遇到紧急情况需要刹车。在正常行走时液压油通过液控行程阀流入刹车装 置，抵消掉刹车装置的弹簧力，当需要刹车时，立即对行走机构停止供油，迫使控制刹车装 置压力油的行程阀关闭，从而在弹簧力的作用下启动刹车装置，强制刹车。在行程阀与刹车 装置之间安装了减压阀，控制流入刹车装置的压力油的油压，使其刚好抵消弹簧力，避免对 其造成损坏，另一方面，也提高了刹车的灵敏度。由于行走机构在工作时，不断地有压力油 进入刹车装置，促使其压强不断升高，为了使其压强在可控范围之内，在减压阀之后连接了 节流阀通向油箱，通过并联节流阀来控制流入刹车装置的流量及压强。 10 2.3.3 换杆机构液压系统 （1）工况分析 全液压钻机钻孔深度一般为几十米，而钻杆长度却一般不会超过 10 米，因此需要数个 钻杆连接起来才能达到钻进深孔的要求，而在钻孔结束后，又需要将它们一一卸下。采用自 动装卸杆机构，可以减少人力，提高效率，降低成本。 钻杆与钻杆之间通过螺纹连接，在接杆时，上端钻杆旋入下端钻杆需要固定，这就需要 油缸将下端的钻杆卡死，称之为夹持机构。夹持机构主要是由两个夹持缸组成。为了保证钻 杆连接平稳、降低钻进晃动幅度，就需要夹套油缸来稳定固定钻杆。 钻杆在接入前或者卸下后都寄存在钻杆库。 钻杆库中心线与推进器中心线不重合， 需要 机械手将钻杆从钻杆库中抓紧并摆动至推进器中心， 此动作中抓紧、 摆动两步分别需要夹杆 油缸和摆杆油缸来实现。为了使钻杆推进可靠，需要两个机械手分别夹住钻杆的两端。 另外，机械手摆动的极限位置是固定的，一是推进器中心位置，一是钻杆库花盘空位垂 直线位置， 钻杆以圆形排列在钻杆库中， 这就需要有钻杆库回转马达将需要接入的钻杆转动 到花盘空位。 （2）液压系统原理图分析设计 图 2-5 换杆机构液压原理图 换杆机构由上下两个夹持缸、夹套油缸、钻杆库回转马达、机械手（上下两个摆杆油缸 以及上下两个夹杆油缸） 以及一些液压阀等组成。 下面对其各个液压元件作用及回路进行分 析： 由于从 1 号泵出来的压力油油压较高而且不太稳定， 因此在进入接卸杆机构前需要接入 减压阀来降压稳压，避免对机构冲击过大。 由于接卸杆在工作中动作比较频繁，在减压阀后设有电磁阀，实现自动化控制，只需要 按下按钮即能实现相应动作，方便可靠。其中包括四个 Y 型三位四通换向阀和两个两位四 通换向阀。 由于夹套油缸以及夹杆油缸在常态下需要对钻杆进行夹紧动作， 所以采用两个两 位四通换向阀 Y3 和 Y6 控制；夹持缸有夹紧、松开、保压三种状态，采用一个三位四通换 向阀 Y4 进行控制，处于中位时系统不泄荷；摆杆油缸需要往返摆动，因此也同样采用一个 三位四通换向阀进行控制，如图，当 Y5 处于上位时，有杆腔为工作腔，使钻杆从钻杆库推 11 进至钻孔中心，如果 Y5 处于下位时，则动作相反，如果 Y5 处于中位时，则保持状态；另 外钻杆库回转马达需要转动花盘来促使待接钻杆到达确定位置，同样采用了一个 Y 型三位 四通换向阀 Y4 控制来控制正反转或者保持状态不变。 电磁阀与执行元件之间都接入了双向液压锁和节流调速阀。 双向液压锁的工作原理是当 一端通油时另一端可以接通回油，而当两端都不通油，则实现自锁，保证双向液压锁之间的 执行元件部分油压不变。而在接卸杆机构中正需要实现这种功能，在工作中，保证油缸能够 持续保压从而保证状态不变化， 以防发生事故。 节流调速阀的作用是使流速稳定、 推力均衡， 避免对液压缸冲击过大，延长油缸寿命，使液压缸动作平稳。 2.3.4 变幅机构液压系统 （1）工况分析 全液压钻机在钻进前需要对炮孔进行精确定位， 这就需要变幅机构来完成， 变幅机构主 要有钻臂钻架组成， 采取直角坐标系， 则钻臂的水平面与垂直面分别需要一个液压缸来准确 定位，称之为钻臂摆动油缸以及钻臂举升油缸；同样地，钻架也需要钻架摆动油缸以及钻架 俯仰油缸来对钻架准确定位；另外，本钻机变幅机构采用双臂使得控制面更广，操作更加方 便灵活，避免频繁变动钻机位置，控制双臂的展开通过折叠臂的油缸的伸缩来实现；在遇到 坑洼的地带或者其他钻架不方便接触地面的地带， 需要补偿机构对钻架进行补偿， 使推进器 末端与地面保持恰当的距离1。 （2）液压系统原理图分析设计 图 2-6 变幅机构液压原理图 全液压钻机机压力油在进入变幅机构前都经过了单向阀和手动 H 型三位四通换向阀， 单向阀防止油液回流，防止干扰，H 型三位四通换向阀中位不泄荷。在钻臂举升油缸两端均 接入单向阀，起到自锁功能，单向阀两端均并联液动溢流阀，防止自锁时压力过大，对油缸 冲击过大，损坏元件。同样，在钻架俯仰油缸以及折叠油缸两端都设有相同液压元件，作用 相同。在钻臂摆动油缸与三位四通换向阀 A9 之间接有液压锁以及单向节流调速阀。液压锁 的作用是不影响进油回油，但当油缸两端不进油时，对油缸实行自锁，使其保持状态不变； 单向节流调速阀的作用是不影响进油路，在回油路上设置背压，缓冲油缸冲力，使得钻臂摆 12 动平稳。同样，钻架摆动油缸与三位四通换向阀 A11 之间也接有液压锁以及单向节流调速 阀， 功能相似。 在补偿油缸两端接入液压锁， 是其在补偿动作结束后， 长时间维持状态不变。 2.3.5 液压支腿机构液压系统 （1）工况分析 全液压钻机工作时，由于地面对钻机的反作用力，以及地面条件的恶劣，有可能导致钻 机的前滑后溜， 此时需要液压支腿机构对钻机进行固定。 液压支腿机构一般采用五个液压缸 来对支撑钻机，包括两个前液压支腿、两个后液压支腿和一个中间顶柱支腿。 图 2-7 支腿稳固机构液压原理图 （2）液压系统原理图分析设计 全液压钻机压力油在进入支腿稳固机构前先通过单向节流调速阀， 防止油液回流， 形成 干扰。由于支腿稳固机构只是在钻孔前使用，因此使用手动 H 型三位四通换向阀来控制调 节，节约成本。在支腿油缸与换向阀之间都接入了液压锁和节流调速阀。液压锁的作用是不 影响油缸回油进油，但当油缸不在补油时，实现自锁功能；节流调速阀在进油路控制流量， 调节压强，在回油路起到缓冲作用，使支腿油缸平稳伸缩。 2.3.6 履带摆动机构液压系统 （1)工况分析 全液压钻机在行走过程中会遇到路面倾斜、 坑洼的条件恶劣情况， 为了保证机身平稳行 走，需要对底盘的角度、左右高度进行微调，实现这个功能的机构就是履带摆动机构。履带 摆动机构通过左右两个液压缸分别调节左右底盘角度以及高度， 从而使钻机与地面始终保持 良好接触，使钻机平稳运行。 13 图 2-8 履带摆动机构液压原理图 （2）液压系统原理图分析设计 全液压钻机履带摆动机构采用手动 H 型三位四通换向阀 A3、A4 控制油缸伸缩，中位 不泄荷。在换向阀与油缸之间压锁和节流调速阀。液压锁的作用是不影响油缸回油进油， 但 当油缸不在补油时，实现自锁功能；节流调速阀在进油路控制流量，调节压强，在回油路起 到缓冲作用，使履带摆动油缸平稳伸缩。在两个油缸大腔与大腔之间、小腔与小腔之间接有 两个反向的单向阀， 在单向阀两端都并联有一个液控行程阀， 起作用是当先导油控制行程阀 接通时， 两油缸流量互相补偿， 使钻机上坡下坡行走更平稳， 当先导油不流入行程阀控制端， 则两油缸之间又相互独立，适合对一边倾斜的路边进行调整。另外一方面，当手动阀 A3 或 者 A4 失灵时，可以通过控制其中一个手动阀来完成履带摆动，提高效率。 2.3.7 泵组分析设计 根据以上分析, 液压系统动力配备采用多泵开式系统。 这样既可减少各执行机构液压回 路可能出现的互相干涉现象, 同时又能保证各执行机构的性能要求7。 所设计钻机的液压 系统共有 4 个液压泵提供动力，每个泵都有自己的回路，有自己所分配的机构，油路相互之 间不会重合，这样各自独立，便于操作、维修。每个泵的功能如下： 1 号泵为主泵，选一个压力补偿式变量柱塞泵，油压最大，负责钻机大部分供油任务， 为换杆系统、变幅系统、履带摆动系统、支腿伸缩固定系统供油。 2 号泵为变量泵，单独给凿岩机旋转马达供油，提供足够的油压，使其启停动作迅速精 确。 3 号泵为恒压泵，为冲击机构，推进机构以及行走机构供油。其中推进机构使用两个三 位四通换向阀来分别完成工进、快退操作，节约时间；使用一个三位四通换向阀向冲击机构 和行走机构供油，避免了动作冲突。 4 号泵为小排量恒压泵，给钻机冷却器以及钻机各机构先导电磁阀供给先导油。 14 图 2-9 泵组 全液压钻机油泵与油箱之间都接入过滤器，使混入液压油中的杂质从油中分离出来， 使 系统中的液压油保持清洁，提高系统工作可靠性，延长液压元件的使用寿命。在液压油泵出 口端都接有溢流阀，防止液压油油压过高，对系统液压元件造成损坏。 2.3.8 全液压钻机液压系统总图 根据上面分析，整合全液压钻机液压系统总图如下： 图 2-10 全液压钻机液压系统原理图 2.4 本章小结 本章首先对全液压钻机整体结构及钻孔工艺过程进行了详细分析， 在全面了解全液压钻 机工作原理及其结构的基础上，设计了回转推进冲击液压系统、行走液压系统、换杆液压系 统、变幅液压系统、支腿稳固液压系统以及履带摆动液压系统，并对各个机构液压系统工作 原理进行分析说明， 另外通过分析得出可由四个液压泵为系统供油， 最终确定了全液压钻机 液压系统图。 15 第 3 章全液压钻机液压系统设计计算 3.1 全液压钻机液压系统设计计算 全液压钻机的主要技术参数： 1、回转参数 最大转速175r/min 最大扭矩2300Nm 主轴内径75mm 2、进给参数 进给行程600mm 最大进给速度0.32m/s 进给力60KN 起拔力30KN 最大起拔速度0.64m/s 3、整体尺寸 重量33520Kg 宽度2500mm 高度3200mm 长度10800mm 4、使用范围 钻孔深度20m 终孔直径90mm 钻杆直径45mm 3.1.1 回转冲击推进机构液压系统 全液压钻机的液压系统需要执行三个功能回转、推进、冲击，这三个功能分别由三个液 压元件完成。回转部分由回转液压马达来实现，推进部分由推进器来完成，冲击部分由冲击 器提供冲击力。 （1）回转部分 当钻机工作时， 液压马达的转速需要根据负载的变化进行调节， 但输出的转矩要求稳定， 这种要求下选择变量泵-定量马达的组合方式8。 该全液压钻机回转速度为 175r/min， 最大扭矩为 2300Nm。 在变量泵-定量马达的液压回 路中液压马达的输出转矩为： Tm=pVmmm=Kp（1） 式（1）中： Tm为液压马达输出转矩；p 为马达进出口的压力之差；Vm为液压马达 的排量；mm为液压马达的机械效率；K 为常数，其值为马达排量与机械效率之积。 参考其他液压钻机可知，变速箱为无极一档变速，齿轮箱的传动比可初步设计分别为 i1=2.535 和 i2=2.56，i=i1i2=2.5352.56=6.489，从而推算出液压马达输出转速 n 和最大扭 矩 T。 16 min/57.1135489. 6175nr=（2） Nm54.354489. 62300T=（3） 计算回转部分液压系统主要参数。 压力和流量是液压系统最主要的两个参数。通常通过确定这两个参数，来对液压元件、 辅助元件、原动机以及管路进行计算设计选型。 初选系统压力对液压系统的设计关系重大， 如果初选系统压力选择不当， 将导致整个液 压系统设计的合理性大打折扣。在液压系统功率一定时，如果系统压力过低，则液压元件的 尺寸、重量就相应增加，导致造价提高；如果液压系统压力过高，对于液压元件的密封、 材 质、制造精度就有很高的要求，对于系统效率和元件使用寿命也相应的降低。因此，选择合 适的系统压力十分重要，根据经验本钻机的液压系统工作压力初选定为 21MPa9-11。 由 2Tm=pVmmm推出： nm P T = 2 Vm（4） 式（4）中：Vm为液压马达排量，单位为 m3/r。T 为液压马达的负载转矩，单位为 Nm。 p 为液压马达进出口压力之差，单位为 Pa。nm 为液压马达的机械效率，取为 0.9。 将前面所计算的数据 T=354.54Nmp=21Mpanm=0.9 带入上式： r P T nm /ml 8 . 117 9 . 01021 54.35414 . 3 22 V 6 m = = = 液压马达的最大流量为： max1mmm nVq=（5） 式中：qm1为液压马达的最大流量，单位为 ml/min；Vm为液压马达排量，单位为 ml/r； nmmax为液压马达最高转速，单位 r/min。 将前面所计算数据 Vm=117.8ml/r ， nmmax=1135.57r/min 带入上式得： ml/s2230min/ml15.133770 8 . 11757.1135 max1 = mmm nVq 在本钻机的液压系统中， 变量泵产生的流量除了给液压马达提供足够的压力、 输出转矩 以外，还存在消耗于液压泵、液压马达、液压阀等元件的内泄上，因此根据经验可得出公式 ）（%51+= m qQ,（6） 因此，液压马达的最小流量为： Q1=）（%51 1 + m q=2230）（%51+=2340ml/s 再次，计算液压马达所需功率。 液压系统的功率由下式计算 pqP=（7） 式中：p为液压系统压力，单位为Pa；q为液压系统流量，单位为sm/ 3 ；P为液压 系统功率，单位为W。 17 将上述数据代入公式，得到 供给液压马达所需功率 P马达=pq=wk16.496010 5 . 1404581021 6-3 = 选定主要液压元件。 a.液压马达 根据计算结果， 选择液压马达要满足钻机的最大转矩要求， 以液压马达的性能参数转速、 转矩、 工作压力等进行选择。 本液压钻机选择马达结构为摆线齿轮马达， 公称排量为120ml/r， 额定压力为 21MPa。选择液压马达的型号为 P14S。 b.液压泵 1）确定液压泵的工作压力 由于从液压泵出口到执行元件入口之间有液压元件的泄漏造成的压力损失因此液压泵 的工作压力为执行元件所需压力加上损失压力，即 P+= 1p PP（8） 式中：Pp为液压泵的工作压力，P1为执行元件（液压马达）的最大所需压力，p 为压力 损失，按经验选取为 1Mpa。 因此PaPM22121PP 1p =+=+= 2）确定液压泵的流量 min Kqqp（9） 式中 ： p q为泵的输出流量，K为泄露系数，取为 1.1。 ml/s2575min/35.154504 5 . 1404581 . 1=mlqp 3）根据泵的压力以及流量选择液压泵的型号 本钻机液压泵由柴油机带动， 取柴油机的转速为 1480r/min。 泵的容积效率取95 . 0 = V ， 以此，可计算出泵的排量： rml n q V V p g / 9 . 109 95 . 0 1480 35.154504 = = 根据计算结果，液压泵可选定为额定压力为 22Mpa，最高工作压力为 35MPa，排量为 110ml/r 的直轴式轴向柱塞泵。选择泵的型号为 A2F125。 C.驱动液压马达的功率计算 推动液压马达的液压泵输出功率为 49.16kw，取总效率为 0.84，则： 驱动液压泵的功率为 Pp=49.160.84=58.5Kw。 18 （2）钻机的进给部分 当钻机工作时，推进油缸需要给钻头提供向下进给力 35KN，推进速度为 0.8m/s；当 钻机接卸杆时或者其他情况需要提升卡盘，所需起拔力为 55KN，起拔速度为 1.6m/s。 计算液压缸尺寸。 根据全液压钻机的实际工作情况，一般选择推进油缸的结构为但活塞杆液压缸。 当钻机向下钻进时，即有杆腔为工作腔时，此时对活塞进行受力分析得： mm F ApAp 1 1221 =（10） 当钻机换杆提升卡盘时，即无杆腔为工作腔时，此时对活塞进行受力分析得： m F ApAp n 2 2211 =（11） 其中 4 2 1 D A = () 4 22 2 dD A = 式中：P1为液压缸的工作腔压力；P2为液压缸的回油腔压力 ；A1为液压缸无杆腔 的有效面积；A2为液压缸有杆腔的有效面积； D 为液压缸内径；d 为活塞杆的直径；F 为 液压缸的最大外负载，进给时，F=60KN ;起拔时，F=30KN。nm 为液压马达的机械效率， 取为 0.95。 为调节起拔和进给速度， 在液压回路中设有节流调速阀作为背压阀， 根据经验数据表选 定钻机的液压缸回油背压为 0.8MPa。 表 3-1 背压阀经验数据 回路特点背压（MPa） 回油路上设有节流阀 回油路上设有背压阀或调速阀 采用补油泵的闭式回炉 0.20.5 0.51.5 11.5 为求解上面方程还要确定杆径比 d/D,杆径比一般按下面原则确定。 当活塞杆受拉时，一般取杆径比 d/D 为 0.30.5，当活塞杆受压时，为保证压杆的的稳 定性，一般取杆径比 d/D 为 0.50.7,。杆径比 d/D 还需要按液压缸往返速比 i 来确定。其经 验数据表如下： 表 3-2杆径比与液压缸常用往返速比关系表 i1.11.21.331.461.612 d/D0.30.40.50.550.620.7 由钻机给定数据可知： 28 . 06 . 1vvi 21 =因此取杆径比 d/D =0.7 有杆腔为工作腔的时候： () 3 222 10 95 . 0 60 4 8 . 0 4 21= DdD 19 计算得：D= 43.75 mm，d=30.62mm 无杆腔为工作腔的时候： () 3 222 10 95 . 0 30 4 8 . 0 4 21= dDD 计算得：D=43.90 mm，d=30.73mm 结合计算结果，参考国家标准 GB2348-80 选择本钻机的液压缸的尺寸为： D=50mm ，d=35mm 表 3-3 液压缸内径系列 16202532405063 80（90）100（110）125140160 表 3-4 活塞直径系列 16202225283236 40455056637080 计算液压缸所需流量。 液压缸的最大流量为： max12 vAqm=（12） 式中：qm2为液压缸的最大流量，A 为液压缸的有效面积，A=D2/4；vmax为液压缸无杆腔 工作时的最大速度，此时回转器不工作，vmax=0.64m/s。 将前面计算数据 D=40mm 代入上式得： s/804/m100384. 864. 0404. 014. 3 34-2 max12 mlsvAqm= 在本钻机的液压系统中， 变量泵产生的流量除了给液压缸提供足够的压力、 输出转矩以 外，还存在消耗于液压泵、液压缸、液压阀等元件的内泄上，因此根据经验可得出公式 ）（%51+= m qQ（13） 液压缸的最小流量为： Q2=）（%51 2 + m q=48230.4）（%51+=50641.9ml/min=844ml/s 选择推进液压缸。 根据上式的计算结果，结合液压缸的基本参数进行选择。 本钻机的液压缸选用 5035 的车用液压油缸。选择液压缸型号为 YGC-50。 （3）钻机的冲击部分 当钻机工作时，冲击器需要给予钻头足够的冲击力，以便在短时间内冲击破碎岩石， 根 据经验，冲击器冲击频率取 50Hz,冲击能量为 363J。 20 3.1.2 行走机构液压系统 1）行走机构的主要参数 最大行进速度3.5km/h 最大爬坡能力20 履带架摆角+/-10 离地间隙420 mm 全液压钻机行走机构主要工作在钻孔开始前或者结束后， 通过两个液压马达分别驱动左 右底盘履带系统使其前进、后退、左转、右转。它主要是克服地面给履带的摩擦力，因此需 要液压马达通过减速装置给行走机构提供足够大的牵引力与之平衡10。 GkF ff = k F（14） 式中：G 为钻机的整机重量，N328500=mgG；Fk为钻机行走时滚动阻力系数， 取 12 . 0 = f k。 考虑到钻机爬 200坡度时，坡度阻力系数3 . 0k= ，此时需要克服的牵引阻力为二者之 和：()KNGkkF ff 138Fk=+= （15） 驱动轮的驱动力矩 MK通过齿轮的啮合传动给履带接地段的牵引力力为： c K K M P =（16） 式中：PK为行走机构的牵引力；MK为驱动轮提供的驱动力矩；为驱动轮的动力半径 c 。 行走机构的速度公式： 60 ztn Vt= 由此可以推出： zt V n t 60 =（17） 式中：z为驱动轮齿数；t为链轨节距，单位为 m；n为转速，单位为 r/min。 2）初选系统压力 如前面所述，系统压力选定为 21MPa。 3）计算液压马达排量 驱动轮的链轨节距取为 t=108mm，驱动轮齿数取为 z=23，因此 驱动轮的滚动半径为：mm5 .395 2 23108 22 r= = ztl 由于驱动轮的动力半斤与滚动半径相差很小，因此可假设 c 驱动轮的动力半径=r=395.5mm；而行走机构的牵引力KN138Pk=，所以可以得到驱动轮 21 所需要提供的驱动力矩为：NmP cK 5457910 5 . 39510138M 33 k = 由于有两个马达驱动，故每个驱动轮的转矩为Nm5 .27289 2 54579 2 M M k 0 = 驱动轮的转速为 min/ r 5 . 23 1010823 3600105 . 36060 3- 3 = = zt V n t 根据经验，取减速器的传动比为60i =，则 液压马达的输出转矩为：NmM 8 . 45460 5 . 27289iM 0m = 液压马达的输出转速为：min/ r141060 5 . 23n=in m 液压马达的排量与输出转矩的关系式如下： 2 m =MPV mmm 由此推出： mm m m P M V 2 =（18） 因此rmrm P M V mm m m / l 2 . 143/10432 . 1 95 . 0 1021 14 . 3 2 8 . 4542 34 6 = = = 4）计算液压马达的流量 液压马达的最大流量为： nVq m = max ， 将计算数据带入式中可得： 3370ml/sL/min202min/ml201912 2 . 1431410 max =nVq m 考虑液压元件的泄漏，取经验公式%)51 ( max +=qQ，则 系统所需液压马达的最小流量为min/212min/ml 6 . 212007%51201912QL=+=）（ 5）液压马达的选择 根据计算结果， 选择液压马达要满足钻机的最大转矩要求， 以液压马达的性能参数转速、 转矩、工作压力等进行选择。本液压钻机选择马达结构为轴向柱塞马达，公称排量为 143.2ml/r，额定压力为 21KPa。选择该液压马达的型号为 P14S。 6）液压泵的选择 a.确定液压泵的工作压力 由于从液压泵出口到执行元件入口之间有液压元件的泄漏造成的压力损失因此液压泵 的工作压力为执行元件所需压力加上损失压力，即 P+= 1p PP（19） 式中：Pp为液压泵的工作压力，P1为执行元件（液压马达）的最大所需压力，p 为 压力损失，按经验选取为 1Mpa。 22 因此PaPM22121PP 1p =+=+= b.确定液压泵的流量 由于该泵提供给推进器， 冲击器， 以及行走机构压力油， 并且这三个机构处于并列状态， 推进器与行走机构一般情况下不会同时动作， 因此， 泵提供的压力油流量只需大于他们其中 较大者即可。 由于行走机构所需流量大于液压缸所需最大流量， 因此选择液压执行元件的最 小流量为min/212qminL=。 由于 min Kqqp 式中 ： p q为泵的输出流量，K为泄露系数， 取为 1.1。 液压泵为两个马达同时供油。 因此ml/s7770min/L46622121 . 1= p q c.根据泵的压力以及流量选择液压泵的型号 本钻机液压泵由柴油机带动， 取柴油机的转速为 1480r/min。 泵的容积效率取95 . 0 = V ， 以此，可计算出泵的排量： rml n q V V p g / 8 . 331 95 . 0 1480 10466 3 = = 根据计算结果， 液压泵可选定为额定压力为 22Mpa， 最高压力为 35MPa， 排量为 332ml/r 的直轴式轴向柱塞泵。选择液压泵的型号为 A2F355。 d.驱动液压泵的功率 取液压泵的总效率为 0.85，驱动液压泵的功率由下式计算 w pq Pk192 85 .