MG-150型锚固钻机动力头设计（机械CAD图纸）

1、Good is good, but better carries it.精益求精，善益求善。MG-150型锚固钻机动力头设计（机械CAD图纸）目 录目 录目 录11 绪论31.1 课题来源及研究意义31.2 国内外发展概况31.3 设计任务62 MG-150型锚固钻机动力头机械部分设计说明72.1 传动齿轮参数选择及计算72.1.1选择齿轮材料和热处理，精度等级齿轮齿数72.1.2按齿根弯曲疲劳强度设计72.2 钻孔特性分析102.2.1动力头推进特性102.2.2动力头转速特性112.2.3动力头转矩特性122.2.4动力头转矩和转速的关系122.2.5岩石钻孔各参数的弹性配合122.3 精

2、确校核轴的疲劳强度132.4 主轴的滚动轴承计算152.5小齿轮键连接计算172.6大齿轮键连接计算172.7箱体的润滑与密封182.8 动力头结构图183 机构液压回路设计说明193.1 液压传动的特点193.2 钻架起、落时，对其液压传动部分的要求193.3 压力控制回路和速度控制回路设计193.4 锁紧回路设计204 液压元件设计计算204.1 液压缸设计计算204.1.1液压缸主要尺寸的计算20 4.1.2液压缸的缓冲计算24 4.1.3液压缸的结构和组成254.2 液压泵的设计计算及选择274.2.1齿轮泵的结构特点274.2.2液压泵参数选择284.3 管道计算305 结束语32总

3、结33参考文献34谢 辞35附录一361 绪论1.1 课题来源及研究意义本次我设计的题目是MG-150锚固钻机动力头设计，课题源于教师自拟。目前我国工程建设项目不断向复杂化，多样化发展，随之而来，岩土锚固工程量激增，对锚固钻机也提出了更高的要求，当今国内大多数施工单位所使用的锚固设备中,改装和代用机型较多, 约占80%。这些钻机功能少, 适应能力差, 工作效率低。而在一般工程施工中, 锚固工程量大, 且工期短, 需多台钻机同时作业, 所以锚固钻机的需求量是很大的。MG150型锚固钻机性能先进，结构合理，造价低廉，具有广阔的市场前景，随着我国锚固技术的推广实施,其应用范围也将日益增大。研制经济实

4、用、钻进效率高、结构简单和轻便灵活的新型锚固设备, 对推进我国在此技术方面的发展具有举足轻重的意义。1.2 国内外发展概况二十世纪四十年代，国外已将锚杆支护技术应用于巷道支护工程。锚杆钻机作为锚杆支护的主要施工机具，从锚杆支护技术诞生的第一天起，就成为该项技术发展的重点。经过六十多年的研究与攻关，锚杆钻机已从当初的功能单一、技术含量低、可靠性、安全性差、体积笨重发展到今天的功能齐全、性能优良、可靠性、安全性好、自动化水平高的新型钻机。 40年代，国外在锚杆支护施工中采用普通凿岩机械钻凿锚杆孔，人工安装锚杆，用扳手拧紧螺母。到50年代初，美国、瑞典等西方国家已广泛应用伸缩式气动凿岩机钻凿顶板锚杆

5、孔，同时，美国已研制成功钻车式锚杆钻机并在支护工程中推广使用。国外仅用了10年左右时间就实现了锚杆支护的机械化。50年代末，随着锚杆支护理论及设计方法的不断完善，英国等国家率先将锚杆支护技术应用于煤矿巷道支护。为适应煤矿巷道断面积较小的特点，英国、波兰等国研制开发了单体电动回转式锚杆钻机（维克托型、伯伍德型）、单体液压回转式锚杆钻机。 70年代，为适应大断面巷道锚杆支护快速施工，美国英格索兰、法国赛克马、瑞典阿特拉斯等凿岩设备公司陆续推出了功能多、机械化程度高的台车式锚杆钻装机，该类钻机既能钻锚杆孔，又能安装锚杆，基本实现了锚杆孔施工、锚杆安装的机械化。80年代至90年代，澳大利亚克莱姆公司、

6、阿明科公司、法福来公司、眼镜王蛇采矿设备公司轻型支腿式气动锚杆钻机研制成功并在澳大利亚、英国、中国、波兰、印度等国的煤矿得到广泛应用，该型锚杆钻机切削岩石的动力采用齿轮式风马达或柱塞式风马达，推进支腿用高强度玻璃纤维和炭素纤维缠绕而成。具有动力单一（压气）、重量轻（4050kg），输出转矩大的特点，不仅用于锚杆、锚索孔的施工，还可用于搅拌树脂锚杆和拧紧螺母，是当前世界单体锚杆钻机的主要机型。 90年代，当澳大利亚各大采矿设备公司推出轻型单体锚杆钻机的同时，美国的杰弗里公司、乔伊公司、英国的安德森公司、奥地利的奥钢铁公司等又相继研制了与连续式采煤机、掘进机相配套的机载式锚杆钻装机，实现了采掘和锚

7、杆支护的平行作业。新一代的锚杆钻装机不仅采用了新设计、新材料、新工艺，而且应用了计算机控制技术，使锚杆施工实现了高度的机械化、智能化，锚杆钻机的性能更先进，使用更方便，施工更安全。 国外六十多年的锚杆钻装设备的发展历程可概括以下几个特点： （1）国外锚杆钻机的发展始终与锚杆支护理论的不断完善与发展紧密相联，相互依存，相互促进。 （2）国外锚杆钻机的研究十分注重新材料、新工艺、新技术的应用，开发的每一代产品都能代表当时的世界领先水平。 （3）国外锚杆钻机的研究与开发十分注重国情，且品种多、功能全、可靠性好、适应性强。我国将锚杆支护技术应用于巷道支护比国外落后了10多年，我国煤炭系统于1955年开

8、始试用锚杆支护巷道围岩。60年代，锚杆支护开始进入采区。由于支护理论、设计方法、支护材料、施工机具、监测手段等还不够完善，影响了煤矿巷道锚杆支护技术的发展及锚杆钻机的研究与开发。60年代，煤科总院上海分院在引进英国维克托电动锚杆钻机的基础上，研制了FB1、4FB、6FB系列电动锚杆钻机（俗称猴子爬杆钻机），该系列钻机采用1.2kW煤电钻作动力，推进机构采用丝杆-螺母-齿轮-齿条形式、干式钻孔，袋式捕尘器捕尘。大同矿务局也参照维克托钻机研制了EZ1.2型电动放顶钻机。该类钻机由于转矩小，传动可靠性差、干式钻孔粉尘大、机体笨重、安全性差等原因未被推广使用。 70年代，锚喷支护技术在煤矿井巷支护中得

9、到进一步发展，1977年1978年两年，锚喷支护井巷2200km，超过1956年至1976年20年锚喷支护井巷的总和（1800km），锚喷支护技术的发展推动了锚杆钻机的研究与开发。70年代初，天水风动工具厂、沈阳风动工具厂、浙江衡州煤机厂分别研制成功7655型、ZY24型、YT24型支腿式气动凿岩机。在岩巷施工中，该型钻机既能钻凿迎头炮孔，又能钻凿巷道周边锚杆孔和部分顶部锚杆孔，而且钻机重量轻、动力单一、钻孔速度快。但由于凿岩机结构设计缺陷，不能垂直打顶部锚杆孔。“八五”“九五”期间，针对7655存在的上述问题，浙江衡州煤机厂研制了7665MZ、ZY24M系列双级气腿式凿岩机，该系列钻机不仅实

10、现全方位钻孔，而且解决了长期以来困扰矿山巷道锚杆孔与顶板面垂直度难以达标的问题。同时，7665MZ突破了凿岩机只能反转的惯例，实现了正转，配以附具可以搅拌和安装树脂锚杆。该机不仅可用于岩巷，也可用于煤巷锚杆施工，实现了巷道掘进支护作业机具单一化。 70年代初，我国煤矿814m2的岩巷砂浆锚杆使用率达到40%，1974年1976年，煤科总院北京建井研究所研制了我国第一台能安装砂浆锚杆的锚杆钻车MGJ1型。该钻车采用2kW电动回转钻钻孔，行走由液压马达驱动。钻车既能钻锚杆孔，又能安装砂桨锚杆。1979年1981年，建井所在MGJ1型钻车的基础上研制了CGM40型全液压锚杆钻车，该机采用YYG10型

11、液压回转钻钻孔，效率较MGJ1型提高了20%。1980年，煤科总院南京研究所在引进、消化瑞典阿里马克公司生产的BV系列钻机的基础上，研制了适于4.78巷道的YMJ1型小断面岩巷锚杆钻车该机采用YGP28型风动凿岩机钻孔，与铲斗式装岩机配套使用，紧跟迎头钻全方位锚杆孔。1982年1983年，浙江温州煤机厂研制了适于4.78巷道使用的YM26型液压锚杆钻车。MGJ1型、CGM40型、YMJ1型、YM26型锚杆钻机具有钻孔速度快、机械化水平较高、操作安全、可靠等特点，但体积较大，主要用于岩巷锚杆施工并与铲斗式装岩机或侧卸式装岩机配套使用。1983年以后，我国煤矿掘进巷道装岩配套设备大力推广使用只进不

12、退的电动耙斗装岩机，台车式钻机无法进入掘进工作面作业，使台车式锚杆钻机的使用受到一定的限制。 80年代初，随着锚喷支护技术的不断成熟，特别是快凝水泥锚固剂、树脂锚固剂的研制成功及推广应用，为煤巷锚杆支护技术的推广提供了条件。但当时真正用于钻凿煤巷顶板、边帮锚杆孔的钻机仍为空白。研制适应于煤巷锚杆支护的钻孔机具成为当时攻关的重点。1982年1984年，煤科总院南京研究所与苏州煤矿机械厂研制了我国第一代MZ型、MZ型单体导轨式液压锚杆钻机。1987年，煤科总院上海分院在MZ型基础上研制了MZ型。为实现单体液压锚杆钻机轻型化，1985年至今，煤科总院南京研究所、江苏建湖工矿机具厂、江苏江阴矿山器材厂

13、、石家庄中煤支护设备厂、河北正定煤机厂又相继推出了QYM型、MYT100型、MYT115型支腿式液压锚杆钻机。1989年1998年，煤科总院南京研究所在研制单体液压锚杆钻机的同时，又相继开发了HMD15、HMD22、SDZ22、MDT3F型系列电动锚杆钻机及ZDR20型软岩电动锚杆钻机，煤科总院上海分院研制了MDS3型电动锚杆钻机。电动锚杆钻机动力单一、效率高、无污染。液压锚杆钻机转矩大、转速和转矩可调，机械特性好。单体液压锚杆钻机、单体电动锚杆钻机的研制成功，为煤巷锚杆支护技术的推广发挥了积极作用。 80年代初，澳大利亚气动单体回转式锚杆钻机研制成功并开始在澳大利亚、英国煤矿广为应用。198

14、6年，原煤炭部从澳大利亚阿明科（ALMINCO）公司、阿特拉斯分公司引进FMC系列（齿轮式气马达）、ZQM、M10系列（叶片式气马达）三种型号的气动锚杆钻机并定点石家庄煤机厂、华东机械厂、浙江衡州煤机厂仿制并国产化。由于性能及可靠性等方面存在一些问题，加之当时煤矿煤巷无压风管路，致使该产品到1995年也未得到推广应用。 1995年，原煤炭部将推广煤巷锚网支护技术列为“九五”煤炭工业科技攻关的重点。据统计，1996年1998年，国有重点煤矿分别从澳大利亚克莱姆公司、法福来公司、阿明科公司、眼镜王蛇公司引进齿轮式、柱塞式气动锚杆钻机1000多台，且取得良好的使用效果。但澳大利亚气动锚杆钻机价格高（

15、67万元/台），且零部件供应不及时，影响了钻机的正常使用。1998年以来，我国煤矿科研院所与江阴矿山器材厂、石家庄中煤支护设备厂、石家庄煤机厂、圣奥支护设备有限公司合作，在吸收国外先进技术的基础上，研究开发了MQT -50、MQT-55、MQT-70、MQT-85、MQT-90、MQT-110、MQT-120系列气动顶板锚杆、锚索钻机，MQB45、MQB35、MBQT50系列帮锚杆钻机，现国产钻机年产已达7000多台，基本满足国内市场的需求，其价格仅为国外钻机的1/3，性能达到90年代国际水平，澳大利亚产品也相继退出中国市场。国产系列气动锚杆钻机的批量生产，促进了我国煤矿煤巷锚网支护技术的跨越

16、式发展。 “七五”以来，国有重点煤矿综掘机械化水平不断提高，但采用锚杆支护的综掘巷道月进尺始终在300m左右。其原因是，采用锚网支护的综掘巷道大都是用单体气动或单体液压锚杆钻机与掘进机配套，这种配套方法机械化程度低、劳动强度大、安全性差、速度慢。“八五”以来，煤科总院上海分院、煤科总院南京研究所都进行了掘进机机载式锚杆钻机的研究、试验，取得了部分成果，积累了不少经验，但由于多方面的因素，至今仍未推广应用。煤科总院南京研究所研制的JMZ型、MYJ型机载锚杆钻机。 40多年来，我国锚杆钻机从无到有，从单一品种到多品种，从单一动力到多种动力，基本形成了具有我国特色的锚杆钻机系列产品。回顾我国锚杆钻机

17、产品的发展历程，有以下特点： （1）国产锚杆钻机研究开发与我国锚杆支护技术同步发展。 （2）我国锚杆钻机的开发大部分是在引进国外产品，消化、吸收国外技术的基础上研制的。 （3）国产锚杆钻机技术含量、新材料应用、加工工艺、可靠性都与国外同类产品有一定差距。 （4）国产单体锚杆钻机的发展速度较快，台车型、机载型、掘锚一体化机组发展较慢。1.3 设计任务锚固钻机属微桩成孔轻型钻机,主要适用于各类建筑的深基坑锚固, 适用于路、坝、桥梁、隧洞等各种工业及民用建筑地基处理及加固, 并可用于预防滑坡、岩石坍塌等灾害整治工程和各种工程勘测孔的施工等。MG-150形锚固钻机动力头设计主要包括钻机起落机构以及动力

18、头回转器进给机构的液压回路原理图，其中包括压力控制回路、速度控制回路和液压锁紧回路，及液压元件设计等。毕业设计的主要要求:（1) 集单纯液压式和机械式的长处, 解决两种结构形式各自存在的主动力部件的使用寿命短和动力传递结构复杂的关键问题, 将减速器作为锚固专用设备的回转动力, 其它动力由液压系统完成。（2) 采用模块式设计。钻机解体性强, 适应深坑及高架作业。在保证作用性能和制造质量的前提下, 达到通用化、标准化、国产化。其中各零件、液压件中的标准件、通用件程度不低于60% , 国产化达100%。（3) 钻进形式设计。以应用最广泛的螺旋钻进为主, 又能进行回转钻进和潜孔锤冲击钻进。能够同时满足

19、土锚与岩锚的需求。（4) 设计结构应有创造性、先进性、实用性, 要有自己的特点。设计的主要参数：表1 技术参数钻孔直径100180mm钻孔深度3060m钻孔角度090回转速度30.60104r/min最大阻距4.7KNm额定提升力30KN提升速度15m/min额定给进力15KN应完成的任务量：（1）A0号图合计4张。（其中包括动力头总装图A0一张，零件拼图合计A0两张，液压系统原理图A2一张，油泵传动图A2一张，支座图A1一张）。 （2）设计说明书一份（不少于1万字）。（3）外文资料翻译不少于原文单词3000。2 MG-150型锚固钻机动力头机械部分设计说明2.1 传动齿轮参数选择及计算在齿轮

20、传动机构的研究、设计和生产中，一般要满足以下两个基本要求：（1）传动平稳-在传动中保持瞬时传动比不变，冲击、振动及噪音尽量小。（2）承载能力大-在尺寸小、重量轻的前提下，要求轮齿的强度高、耐磨性好及寿命长。2.1.1选择齿轮材料和热处理，精度等级齿轮齿数考虑到传递功率较大，并且是钻孔设备，要求结构紧凑，使用寿命长，选大、小齿轮用40MnB为材料，表面淬火，齿面硬度48-50HRC，矿山机械齿轮传动，对载前分布均匀性要求高些，对齿轮精度无特别要求，故选大，小齿轮精度选8级。选小齿轮齿数，。2.1.2按齿根弯曲疲劳强度设计闭式硬齿面齿轮传动，承载能力一般取决于弯曲强度，故先按弯曲强度设计，验算接触

21、强度 确定各项数值：因载前有较重冲击，由表 使用系数 查使用系数kA，kA=1.5。故初选载荷系数；由式 计算出端面重合度由式由表齿宽系数 选取由图外齿轮的应力修正系数 查得，。由式由图弯曲强度的寿命系数查得，由表最小安全系数参考值选由图渗碳淬火钢和表面硬化钢的齿面硬度均值51HRC，在ML线上查得；取，设计齿轮模数将确定后的各项数值代入设计公式，求得修正由图 功载系数值查得。由图 齿向载荷分布系数 查（7级精度，降低5%）由表 齿间载前分配系数 查则由表2渐开线齿轮的标准模数，选取第二系列标准模数m=7mm表2 渐开线齿轮的标准模数齿轮的主要几何尺寸： 取，校核齿面接触疲劳强度由表 弹性系数

22、查得由图 节点区域系数查得；由图 接触强度重合系数查得；由图 接触强度的寿命系数，按不允许出现点蚀查得，； 由图 齿轮的接触疲劳极限，按齿面硬度均值51HRC，在mQ和线中间查出由表3最小安全系数参考值 查得 ；表3 最小安全系数参考值将确定出的各项系数值代入接触强度校核公式，得：接触强度满足要求2.2 钻孔特性分析我国煤矿煤层围岩大部分是炭质页岩、页岩、砂质页岩、砂岩、石灰岩，少部分地区还有砾岩等。根据从东北、华北、华东、中南24个矿务局55个矿100条巷道的调查资料，煤层围岩抗压强度在10120 MPa之间，少数可达150 MPa，整个抗压强度分布接近一个以50 MPa为峰值的正态分布（0

23、70 MPa约占77%，70100 MPa约占16%，大于100 MPa约占7%）。煤矿围岩虽然种类不多，但其力学性质变化范围较大，岩石力学性质中的波动性、离散性大，连续性差，给研究分析带来一定的困难。但对于旋转钻孔状态来说，由于钻头深入岩体，外力作用的边界条件相对稳定、封闭，在相对小的封闭区域内，材料的不稳定性、波动性可限定在一定的范围之内；同时实践和试验表明，不同岩石力学参数在统计学上具有较明显的规律性，这给对岩石钻孔力学性质进行不仅是定性而且是定量的分析研究提供了可能性和相当的置信度。下面就岩石钻孔的特性分别作简要分析：2.2.1动力头推进特性钻孔特性主要指钻进速度S和钻具的转速N，转矩

24、M和推进力T之间的变化关系和规律。在这方面，前苏联学者阿里莫夫根据试验把它们的关系用推力与钻速和比功的关系曲线来说明，如图4所示。 图4 推力与钻速和比功的关系1比功与推力关系；2转速与推力关系A第区的最高点他把三者之间的关系变化特点分为4个区，即：为研磨区，钻速与推力是斜率较小的线性关系，而比功（单位钻削体积所耗功）很大；为过渡区，这时钻速与推力线性关系的斜率增大，比功减小；为钻削区，钻速随推力增长最快，比功最小，研磨、摩擦等功耗也最小，接近钻削破岩的理想状态；超过区进入区，处于重复破碎状态，加上温升等原因，钻速增长率随推力增加而下降，比功上升。因而区是钻削破岩的最佳状态。阿里莫夫的划分是符

25、合实际钻孔情况的。但它也有不足之处，即只分析了推力、功率与钻速之间的关系，没有具体分析转速、转矩与钻速之间的关系。另外，对岩性变化时，这些参数之间的关系又是怎样也未做出回答，而这些对于锚杆钻机的设计又恰恰是很重要的。因此有必要深入一步对岩石钻孔过程的转矩、转速特性进行研究。2.2.2动力头转速特性在同种岩石中，转速对钻削破岩的影响体现在两个方面：一是随钻头直径不同，最大切削线速度不同，切削破岩在边缘处首先达到极限；二是随转速增加，破碎过程加快，超过一定范围后摩擦增大，温升加剧，钻进速度减慢。因而对一定强度的岩石，钻孔时有一个最佳的转速范围，在这个范围内，钻进阻力最小，钻进速度最快，有效功最大。

26、超过这个范围，钻速反而降低。在不同岩性下钻孔时，由于岩石的力学性质发生了变化，钻孔速度也要相应变化。岩石强度越高，钻头所要克服的阻力就越大，转速也就越低，相应最佳速度也要降低，如图5所示。 图5 不同岩石强度下的最佳转速因此，当锚固钻机在岩性变化的岩层中钻孔时（例如页岩、砂岩互层），对应的就不是一个最佳转速点或一个最佳转速区，而是多个最佳转速点或最佳转速区。2.2.3动力头转矩特性理论上，在同种岩性下，岩石的抗压、抗剪强度不变。钻机输出的转矩也基本保持恒定。但试验表明实际情况并不完全如此，转矩并非一成不变。在研磨和重复破碎的状态下，转矩较大，且不断变化，而在钻削区间内则转矩最小，且保持相对恒定

27、。当岩性发生变化时，随着岩石的抗压、抗剪强度增大，钻机施加在钻头上的转矩也必须相应增大。试验表明，在钻削区内，转矩与岩石的抗压和抗剪强度基本上是线性关系。同时，在钻削过程中，由推力在刀刃上产生的垂直分力与转矩产生的水平分力组成合力。在推力与转矩匹配较好的情况下，二者之间应是同步上升和下降的关系。2.2.4动力头转矩和转速的关系旋转切削破岩时，钻机必须克服旋转阻力才能够完成钻孔。岩石的抗压强度越大，旋转破岩所需的转矩也越大。因此，转矩是保证钻机钻孔的基本性能参数。由岩石破碎学可知，岩石是不均质介质，特别是煤矿岩层性质多变，且节理发育，钻机在钻削破碎岩层的过程中，阻力矩是极不稳定的。根据对煤矿井下

28、岩石钻孔时的实际测量和试验室试验，其阻力矩的峰值一般为额定值的2.5倍，也就是说，钻机必须具有一定的过载能力，如果钻机的过载能力不足以克服最大阻力矩时，将导致钻机“卡钻”。因此，转矩是钻机的一个很关键的性能指标。试验表明，在保证一定的转矩条件下，适当提高转速可以提高钻进速度，但转矩和转速保持良好的匹配关系是提高钻机钻进速度的关键。不同动力形式的锚杆钻机，其转矩转速特性各不同。当钻机阻力矩变化而转速基本不变，这种转矩转速特性称为“硬特性”；当钻机阻力矩变化，转速随之变化，这种转矩转速特性则称之为“软特性”。2.2.5岩石钻孔各参数的弹性配合通过以上几个特性的分析，把各个参数放在同一参考系中进行综

29、合分析，就可以更准确更真实地反映钻孔作业的实际过程。用岩石抗压强度来表述每种岩石的综合指标。对应每一种岩石，一方面可以得到一个推力的最佳区间，另一方面，又得到一个最佳的扭矩区间和对应的最佳转速区间，这一组3个区间就组成了锚杆钻机工作的最佳范围。这不是一个点或一条线，而是一个区域。在此区域内工作，各参数可以发挥最佳的效能，有效功率可以得到充分利用。由此还可以得到此时的最佳输出功率和最佳钻进速度。对于不同的岩石强度，可以得到一组不同的但对应的推力、转速和转矩以及功率和钻进速度值（区间）。把这些参数综合起来，得到如图6这样的岩石钻孔特性图。 图6 弹性配合区图中14四条曲线分别表示在岩石硬度f3、f

30、5、f7以及f9时的各参数之间的关系。图中A、B、C、D与A、B、C、D分别是4条曲线上的转折点。AA、BB、CC和DD就分别是岩石抗压强度一定条件下的最佳比功区，交点A、B、C、D分别表示了在上述不同岩性中保持最佳钻削状态的最高参数值，而A、B、C、D则是该最佳比功区的下限。因此，在曲线ABCDDCBAA所围成的区域内，各参数相互的配合协调性最好，称之为“弹性配合区”。假定钻机开始在f7的岩石中钻孔，推力、转速和转矩沿曲线上升至C点进入弹性配合区，并最终至C点达到最佳钻速。当岩石强度变大时，切割阻力增加，扭矩增加，转速、推力则产生弹性退让，参数变化趋势是由曲线3向曲线4，此后工作点沿曲线4上

31、升到D点。与C点相比，扭矩、推力上升，转速下降,相应的钻速也下降。反之，岩石强度变小，例如变为f5，工作点将趋向曲线2的B点。即推力、扭矩降低，转速上升，钻进速度加快。这种岩石强度变化时，钻机输出参数的退让和顶进性，表现了弹性配合区内岩石钻孔的优良特性。弹性配合区概念的提出，是在研究分析了岩石钻孔特性以后提出的对锚杆钻机输出特性的要求。它为各种动力的锚杆钻机输出特性的研究提供了一个参考目标，也为锚杆钻机研制中各主要参数的合理匹配提供了计算依据和边界条件。在锚杆钻机的实际研制工作中，有十分现实的作用。2.3 精确校核轴的疲劳强度（1）求六方传动套上的功率、转速和转矩的得 （2）作用在齿轮上的力

32、已知高速级小齿轮的分度圆半径为：=133mm圆周力，径向力及轴向力的方向如图7所示图7 受力分析判断危险截面：截面5右侧受应力最大截面5右侧抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面5右侧弯矩M为：截面5上的扭矩为：截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：； 平均扭转切应力。轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计表8-1查得抗拉强度极限；弯曲疲劳极限；剪切疲劳极限；截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计图3-2查取。因，由机械设计附图5查得有效应力集中系数为：由机械设计附图5的尺寸系数，扭转尺寸系数，轴按磨削加工，由机械设计附图5得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特

33、性系数：计算安全系数值:取轴的疲劳强度许用安全系数。故可知所设计的动力输入轴安全。2.4 主轴的滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计手册表6-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30212，其尺寸为：；由机械设计课程设计手册表6-7查得：判断系数；作用在输出I轴滚动上的力如表4所示:表4 总结以上的数据载荷水平面H垂直面V支反力F则则则则由机械设计式9-6得：式中：载荷系数，由机械设计表9-8取=1.0；径向动载荷系数，由机械设计表9-7取=0.4；轴向动载荷系数由机械设计课程设计手册表6-7取=1.5；则则基本额定动载荷，由机械设计课程设计手册表6-7查得=10

34、2KN。轴承计算寿命。寿命指数，球轴承=3，滚子轴承=。故所选轴承合格。2.5小齿轮键连接计算该处选用普通平键尺寸为；接触长度；由机械设计式4-2得键联接所能传递的转矩为：上式中：键，轴，轮觳中较弱材料的许用挤压应力由机械设计表4-1查得=120Mp；T-转矩；d-轴的直径；l-键的公称长度；b-键的宽度；，故单键即可。2.6大齿轮键连接计算该处选用普通平键尺寸为；接触长度；由机械设计式4-2得键联接所能传递的转矩为：上式中：键，轴，轮觳中较弱材料的许用挤压应力由机械设计表4-1查得=120Mp；T-转矩；d-轴的直径；l-键的公称长度；b-键的宽度；，故单键即可。2.7箱体的润滑与密封齿轮采

35、用浸油润滑，由机械设计课程设计手册表16-1查得选用N220中负荷工业齿轮油（GB5903-86）。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度约一个齿高三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离。由于大圆锥齿轮，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。2.8 动力头结构图图8 动力头结构图46461 芯管 2 双头螺柱 3 压盖 4 垫圈 5 轴承盖 6 轴套 7 盖板 8 从动齿轮 9调整垫 10 轴承盖 11主轴 12 上滑套 13 卡环 14 下滑套 15 动力头接手 16卸扣防松器 17

36、滑板 18 滑块 19 压板 20 销轴 21 防护套 22 防护圈 23 下压盖 24 轴套 25 主动齿轮 26 六方传动轴套 27 托油板 28 箱体 29 纸垫 30 上压盖 31 防护套 32 纸垫 33 防尘罩 34 毛毡3 机构液压回路设计说明3.1 液压传动的特点液压传动的特点主要有以下几方面： （1)与电动机相比，在同等体积下，液压装置能产生更大的动力，也就是说，在同等功率下，液压装置的体积小、重量轻、结构紧凑，即它具有大的功率密度或力密度，力密度在这里指工作压力。 （2)液压装置容易做到对速度的无级调节，而且调速范围大，并且对速度的调节还可以在工作过程中进行。 （3)液压装

37、置工作平稳，换向冲击小，便于实现频繁换向。 （4)液压装置易于实现过载保护，能实现自润滑，使用寿命长。 （5)液压装置易于实现自动化，可以很方便地对液体的流动方向、压力和流量进行调节和控制，并能很容易地和电气、电子控制或气压传动控制结合起来，实现复杂的运动和操作。 （6)液压元件易于实现系列化、标准化和通用化，便于设计、制造和锥广使用。 （7)由于液压传动中的泄漏和液体的可压缩性使这种传动无法保证严格的传动比。 （8)液压传动有较多的能量损失(泄漏损失、摩棕损失等)，因此，传动效率相对低。 （9)液压传动对油温的变化比较敏感，不宜在较高或较低的温度下工作。 （10)液压传动在出现故障时不易诊断

38、。3.2 钻架起、落时，对其液压传动部分的要求（1）有足够的力量持钻架立起；（2）立起和落下钻架时，缓慢减速，运动和停下都根平稳；（3）钻架立起后，液压缸必须能牢靠地铰紧定位，保证钻架树立牢固、可靠。 因此，钻架起落机构液压回路没计，主要是选择压力控制回路、速度控制回路和液压锁紧问路。3.3 压力控制回路和速度控制回路设计立塔液压缸仅在钻机正式工作前、后用于起、落给钻架工作时间短立塔液压缸上、下腔油管与给进换向阀的A、B口油管都用高压软管用快速接头，如图所示立塔或起立钻架时，立塔液压缸的下腔进高压油，上腔回油。钻架便可缓慢的升起，直至停止不动。给进滑架落下时，高压油进入立塔液压缸上腔下腔回油。

39、钻架便可假慢落下，直至停放在靠架上由此可知，起落钻架时都采用回油节流调速回路，不仅能方便地调节滑架的起落速度而且还可以利用立塔液压缸的回油背压使钻架的起落运动和最后停止都能平稳钻滑架起立过程中，立塔液压缸的负载逐渐减小，钻架立起以后，负载为零；而钻架下落过程中，仅在钻架刚刚离开其树立的平横位置开始倾斜时，立塔液压缸活塞上的负载最大，此后由于钻架重力的作用，钻架将自动下落。这时可调节流的作用相当于利用回油节流调速实现给进机构的减压钻进。可调节流阀主要用于向立塔液压缸下腔提供背压、以平衡钻架的重力，并且同时调节下腔的回油速度以控制钻架下落的速度。这时上腔液压油的压力只要能满足液压锁的开启压力即可。

40、因此，在起落架全过程中立塔机构的工作压力不断变化，并且变化幅度大。立塔液压缸的工作压力可由系统溢流阀调节。3.4 锁紧回路设计立塔液压缸将钻架树立起来以后的锁紧，是由液压钮紧回路完成的。常用的万法是在立塔液压缸上、下腔的油路上分别串联一个液控单向阀，亦称液压锁，如图，给进滑架起立完毕后，立塔液压缸便可锁紧。立、放塔时，都是用进油腔的高压油打开液压锁，使商压腔进油，低压腔回油。4 液压元件设计计算4.1 液压缸设计计算给进液压缸采用单活塞杆液压缸其特点是只在活塞的一端有活塞杆，缸的两腔有效工作面积不相等。它的安装也有缸筒固定和活塞杆固定两种，进、出油口根据安装方式而定。但工作台移动范围都为活塞有

41、效行程的两倍。4.1.1液压缸主要尺寸的计算（1）液压缸的主要尺寸包括缸筒内径D、活塞杆直径d和缸筒长度L。根据负载大小和液压缸的工作压力确定活塞的有效工作面积，再根据液压缸的不同结构形式计算出缸筒的内径。活塞杆直径是按受力情况决定的，可按表4初步选取。缸筒长度的确定要考虑活塞最大行程、活塞厚度、导向和密封所需长度等因素。通常情况L(2030)d。计算结果要圆整成国家标准中的推荐值。主要尺寸初步确定后，还要按速度要求进行验证。同时满足力和速度的要求后才可以确定下来。表5 液压缸工作压力与活塞杆直径液压缸工作压力p/MPa7推荐活塞杆直径d(0.50.55)D(0.60.7)D0.7D单活塞杆液

42、压缸的推力和速度计算式： (4.1)N (4.2)N (4.3)m/s (4.4)m/s1）计算液压缸的结构尺寸液压缸的结构尺寸主要有三个：缸筒内径D、活塞杆外径d和缸筒长度L。缸筒内径D。液压缸的缸筒内径D是根据负载的大小来选定工作压力或往返运动速度比，求得液压缸的有效工作面积，从而得到缸筒内径D，再从GB234880标准中选取最近的标准值作为所设计的缸筒内径。根据负载和工作压力的大小确定D：以无杆腔作工作腔时 (4.5)以有杆腔作工作腔时 (4.6)式中：为缸工作腔的工作压力，可根据机床类型或负载的大小来确定；为最大作用负载。2)活塞杆外径d。活塞杆外径d通常先从满足速度或速度比的要求来选

43、择，然后再校核其结构强度和稳定性。若速度比为v，则该处应有一个带根号的式子： (4.7)也可根据活塞杆受力状况来确定，一般为受拉力作用时，d=0.30.5D。受压力作用时： pI5MPa时，d=0.50.55D5MPapI7MPa时，d=0.60.7D pI7MPa时，d=0.7D3)缸筒长度L。缸筒长度L由最大工作行程长度加上各种结构需要来确定，即：L=l+B+A+M+C式中：l为活塞的最大工作行程；B为活塞宽度，一般为(0.6-1)D;A为活塞杆导向长度，取(0.6-1.5)D;M为活塞杆密封长度，由密封方式定；C为其他长度。一般缸筒的长度最好不超过内径的20倍。另外，液压缸的结构尺寸还有

44、最小导向长度H。4)最小导向长度的确定。当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度H(如图8所示)。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度(间隙引起的挠度)增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一最小导向长度。图9 油缸的导向长度 K隔套对于一般的液压缸，其最小导向长度应满足下式：HL/20+D/2 (4.8)式中：L为液压缸最大工作行程(m);D为缸筒内径(m)。一般导向套滑动面的长度A，在D80mm时取A=(0.6-1.0)D,在D80mm时取A=(0.6-1.0)d；活塞的宽度B则取B=(0.6-1.0)D。为保证最小导向长度，过分增大A和B都是

45、不适宜的，最好在导向套与活塞之间装一隔套K，隔套宽度C由所需的最小导向长度决定，即： (4.9)采用隔套不仅能保证最小导向长度，还可以改善导向套及活塞的通用性。（2）强度校核 对液压缸的缸筒壁厚、活塞杆直径d和缸盖固定螺栓的直径，在高压系统中必须进行强度校核。1)缸筒壁厚校核。缸筒壁厚校核时分薄壁和厚壁两种情况，当D/10时为薄壁，壁厚按下式进行校核： (4.10)式中：D为缸筒内径；pt为缸筒试验压力，当缸的额定压力pn16MPa时，取pt=1.5pn，pn为缸生产时的试验压力;当pn16MPa时，取pv=1.25 pn;为缸筒材料的许用应力，=b/n,b为材料的抗拉强度，n为安全系数，一般

46、取n=5。当D/10时为厚壁，壁厚按下式进行校核： (4.11)在使用式(4-37)、式(4-38)进行校核时，若液压缸缸筒与缸盖采用半环连接，应取缸筒壁厚最小处的值。2)活塞杆直径校核。活塞杆的直径d按下式进行校核： (4.12)式中：F为活塞杆上的作用力；为活塞杆材料的许用应力，=b/1.4。3)液压缸盖固定螺栓直径校核。 液压缸盖固定螺栓直径按下式计算： (4.13)式中：F为液压缸负载；Z为固定螺栓个数；k为螺纹拧紧系数，k=1.121.5,=s/(1.2-2.5),s为材料的屈服极限。（3）活塞杆稳定性校核 当活塞杆受轴向压缩负载时有压杆稳定性问题，即压缩力F超过某一临界Fk值时活塞

47、杆就会失去稳定性。活塞杆稳定性按下式进行校核 (4.14)式中，nk安全系数，一般取nk=24。当活塞杆的细长比时， (4.15)当活塞杆的细长比，且时， (4.16) 式中，l安装长度； rk活塞杆截面最小回转半径，； 1柔性系数； 2由液压缸支承方式决定的末端系数； E活塞杆材料的弹性模量，钢材：； J活塞杆横截面惯性矩； A活塞杆横截面积； f由材料强度决定的试验值； 系数. 4.1.2液压缸的缓冲计算缓冲计算是估计缓冲时液压缸内出现的最大冲击力，以便校核缸筒强度。同时，还应校核制动距离是否符合要求。 液压缸缓冲时，背压腔内的液压能E1和工作部件的机械能E2分别为 (4.17) (4.1

48、8)式中，pc-缓冲腔中平均缓冲压力；pp高压腔中的压力； Ac、Ap缓冲腔、高压腔的有效工作面积；lc缓冲行程长度； m工作部件质量；v工作部件速度；Ff摩擦力。 当E1=E2时，工作部件的机械能全部被缓冲腔液体吸收，即 (4.19) 4.1.3液压缸的结构和组成图10 液压缸的结构和组成 （1）活塞杆 用精密磨削的高强度合金钢来制造，对活塞杆表面进行中频淬火，硬度达到最高HRC62，并且在活塞杆表面镀硬铬并抛光到Ra0.08um,提供耐冲击的表面，防止活塞杆拉伤和碰伤，延长密封件寿命。所有活塞杆和活塞组件在最小横截面处具有基于额定压力下抗拉强度的起码5倍的安全系数。 （2）导向套根据挖掘机

49、工况特点，由球墨铸铁制成，有很高的耐磨性，内装滑动轴承最大承载压力静载270N/mm2,动载140N/mm2,最高速度5m/s,摩擦系数0.020.07,工作温度-200至280,导向面积很大使应力减至最小，可以承受很大的侧向载荷，延长缸和密封件二者的寿命。 （3）活塞杆密封件 活塞杆密封件由防尘圈、活塞杆密封圈和液压缓冲组成，能有效防止活塞杆液压油渗漏。防尘圈是双唇防尘圈，作用是防止粉尘、污物、砂粒及金属屑的进入，它大大的防止了刮伤，保护了导向元件，延长了密封件的使用寿命，面向介质的密封唇减少了剩余的油膜，聚氨脂材料保证在干摩擦时有极好的特点，增加耐磨性，由于对因气候条件而引起的臭氧和辐射有

50、很好的抵抗能力，延长了使用寿命，工作温度35至100，表面速度2ms。活塞杆主密封圈是一种有两道密封唇且在外径处为紧配合的唇形密封，由于两道唇口之间有额外的润滑剂，故大大地防止了干摩擦和磨损，耐冲击、抗挤出，提高了零压力下的密封性能，工作压力40Mpa,工作温度35至110，表面速度0.5ms。液压缓冲的作用是吸收高负荷下的冲击和波动压力，隔绝高温流体，提高密封件的耐用度，压力峰值可至100Mpa,由于在滑动唇口上有可以泄放背压的特殊形状缝槽，能消除活塞杆密封圈和缓冲之间的压力，将处于主密封和缓冲密封之间形成的压力传递回系统。 （4）缸体 缸筒材料采用合金钢27SiMn,强度高、外形小、重量轻

51、,珩磨并滚压到很高的表面光洁度，以便使内摩擦力减至最小并延长密封件的寿命。（5）活塞和活塞密封件 标准活塞为铸件，并为同心度而配合于活塞杆。活塞依靠螺母与活塞杆之间的螺纹旋合而牢靠锁定，保证在高速度和高负载条件下的可靠工作。活塞两端安装由PTFE制成4mm厚度的纳污环，由于它有杂质浸没功能，故可防止油缸内的油因混有外界物质而引起密封件的损坏，确保密封件有较长的使用寿命，而且能起导向支承作用。支承环具有很高的耐压承载能力，可以消除活塞与缸体之间的所有的金属对金属接触，提供高的侧向承载能力，吸收冲击，增加接触面积，避免划伤缸体。活塞密封件采用派克的开口式结构的OK型密封件，耐冲击负荷，摩擦阻力低，

52、安装简单，由于其密封圈特殊的材料性能，故在高压和大间隙下均有较强的抗挤压能力，工作压力高达50Mpa。（6）缓冲装置液压缸一般都设置缓冲装置，特别是对大型、高速或要求高的液压缸，为了防止活塞在行程终点时和缸盖相互撞击，引起噪声、冲击，则必须设置缓冲装置。缓冲装置的工作原理是利用活塞或缸筒在其走向行程终端时封住活塞和缸盖之间的部分油液，强迫它从小孔或细缝中挤出，以产生很大的阻力，使工作部件受到制动，逐渐减慢运动速度，达到避免活塞和缸盖相互撞击的目的。如图 11（a）所示，当缓冲柱塞进入与其相配的缸盖上的内孔时，孔中的液压油只能通过间隙排出，使活塞速度降低。由于配合间隙不变，故随着活塞运动速度的降

53、低，起缓冲作用。当缓冲柱塞进入配合孔之后，油腔中的油只能经节流阀1排出，如图 11(b)所示。由于节流阀1是可调的，因此缓冲作用也可调节，但仍不能解决速度减低后缓冲作用减弱的缺点。如图11(c)所示，在缓冲柱塞上开有三角槽，随着柱塞逐渐进入配合孔中，其节流面积越来越小，解决了在行程最后阶段缓冲作用过弱的问题。图11 液压缸的缓冲装置 1节流阀(7).放气装置。 液压缸在安装过程中或长时间停放重新工作时，液压缸里和管道系统中会渗入空气，为了防止执行元件出现爬行，噪声和发热等不正常现象，需把缸中和系统中的空气排出。一般可在液压缸的最高处设置进出油口把气带走，也可在最高处设置如图12(a)所示的放气孔或专门的放气阀（见图12(b)、12 (c)）。图12 放