1、-中國礦業大學成人教育學院畢業設計論文任務書函授站點成教本部 專業年級 機電2021秋專本-1霍州二學歷學生 咪 任務下達時期：2021年 1月6日設計論文日期：2021年1月6日至2021年5月20日設計論文題目：旋挖鉆機液壓系統設計設計論文專題題目：設計論文主要容和要求：主要容本次設計完成了旋挖鉆機液壓系統的設計及其構造設計，對現有旋挖鉆機存在的問題，主要針對動力頭馬達易壞和變幅油缸開裂的問題進展了分析，并提出了相應的解決方法。主要從以下幾方面介紹：1旋挖機介紹及國外開展現狀2旋挖機存在現有的問題及系統設計3液壓原件的計算和選型4液壓系統的構造設計設計要求：獨立完成上述設計容，方案論證、計

2、算、分析要正確，結論要合理，說明書條理要清楚，論述充分，文字通順，符合專業技術要求，圖紙完備、正確。指導教師簽字：. z-中國礦業大學成人教育學院畢業設計(論文)指導教師評閱書指導教師評語(包含根底理論及根本技能的掌握；獨立解決實際問題的能力；研究容的理論依據和技術方法；取得的主要成果及創新點；工作態度及工作量；總體評價及建議成績；存在問題；是否同意辯論等；建議成績： 指導教師簽字： 年 月 日 . z-中國礦業大學成人教育學院畢業設計(論文)辯論及綜合成績函授站(點) 成教本部 專業年級機電 機電2021秋專本-1霍州二學歷 學生 咪 說明書 29 頁 圖紙 3 其它材料答 辯 情 況提 出

3、 問 題回 答 問 題正 確根本正確有一般性錯誤有原則性錯誤沒有答復辯論委員會評語及建議成績：辯論委員會主任簽字： 年 月 日. z-摘 要旋挖鉆機是一種技術含量和機電液集成度高的大口徑樁根底工程高端成孔裝備，在樁根底工程中扮演著重要的角色。針對目前國市場上大中型旋挖鉆機占據主導地位的現狀，為填補市場缺陷，本設計主要是設計一種適合小型旋挖鉆機的液壓系統。通過分析旋挖鉆機的現有問題，提出了解決動力頭馬達易壞和變幅油缸聯接座開裂等問題的相應方法，并比照了主卷揚的三種常見控制方案，從中提出了綜合各自優點的新方案。本設計完成的主要容包括分析旋挖鉆機現有問題并提出解決方法，旋挖鉆機液壓系統的設計，液壓元

4、件計算選型和泵站設計。關鍵詞: 旋挖鉆機; 動力頭馬達; 變幅油缸; 控制方案; 泵站. z-ABSTRACT窗體頂端Rotary drilling rig is a kind of high-tech and electro-hydraulic integration of high-end large diameter pile foundation engineering equipment into a hole, it plays an important role in the pile foundation engineering. For the current situati

5、on on the domestic market and medium-sized rotary drilling rig dominant, market imperfections to fill the hydraulic system is designed primarily for small to design a rotary drilling rig.Through analyzing the e*isting problems of the rotary drilling rig, the paper proposed the corresponding methods

6、to solve the problems of the breaking of the power unit motor and the cracking of the connecting part of the luffing cylinder, pared three usual control schemes of the main winch, and raised a new control scheme which bined their advantages. The main content includes analyzing the e*isting problems

7、of the rotary drilling rig and raising solutions, design of the hydraulic system of the rotary drilling rig, calculating and selecting the hydraulic ponents, and the design of pumping station. Keywords: rotary drilling rig; power unit motor; luffing cylinder; control scheme; pumping station. z-目 錄1

8、緒論11.1旋挖鉆機簡介11.2旋挖鉆機的優點21.3旋挖鉆機的開展歷史與國研究現狀31.4本論文的主要容和意義52旋挖鉆機液壓系統分析與設計72.1旋挖鉆機現有問題及其液壓系統分析72.2旋挖鉆機液壓系統的設計73 液壓元件計算和選型143.1執行元件的計算和選型143.2泵的計算和選型193.3閥類元件的選型203.4輔助元件及工作介質的選擇213.5液壓系統主要性能驗算234 液壓系統的構造設計254.1液壓裝置構造類型確實定254.2泵站的設計25結 束 語27參考文獻28致 29. z-1 緒論1.1旋挖鉆機簡介旋挖鉆機是用回轉斗、短螺旋鉆頭或其它作業裝置進展干、濕鉆進，逐次取土、反

9、復循環作業成孔的機械設備。該鉆機采用無循環工藝施工鉆孔灌注樁，該工藝方法具有鉆進速度快、質量好、成孔深度深、噪聲低等優點，廣泛應用于鐵路公路橋梁、高層建筑、水利工程和城市交通建立等樁根底工程的施工。旋挖鉆機一般采用液壓履帶式伸縮底盤、伸縮式鉆桿、自行起落可折疊鉆桅帶有垂直度自動檢測調整、孔深數碼顯示等，整機操縱一般采用液壓先導控制負荷傳感，具有操作舒適、輕便等特點。主、副兩個卷揚可適用于工地多種情況的需要。該類鉆機配合不同鉆具，適用于干式短螺旋或濕式回轉斗及巖層巖心鉆的成孔作業,還可配掛長螺旋鉆、地下連續墻抓斗、振動樁錘等，實現多種功能，主要用于公路橋梁、市政建立、工業和民用建筑、地下連續墻水

10、利、防滲護坡等根底施工。旋挖鉆機的主要構造包括(如圖1-1所示)：底盤機構旋挖鉆機的底盤一般為液壓驅動，剛性焊接式車架，軌距可調，履帶自行式的構造。底盤主要包括車架和行走裝置，行走裝置主要由履帶緊裝置、履帶總成、驅動輪、導向輪、承重輪、托鏈輪及行走減速機等組成。上車局部由底架、回轉臺、發動機、駕駛室和配重等組成；桅桿局部由鵝頭、上桅桿、中桅桿、下桅桿、主卷揚機、加壓液壓缸等部件組成，它是鉆桿、動力頭的安裝支承部件及其工作進尺的導向；變幅機構由動臂、支撐桿、變幅液壓缸、立桅液壓缸等部件組成，通過液壓缸的作用，可以使桅桿遠離機體或靠近機體，改變桅桿的角度；可以調節桅桿的工作幅度和運輸狀態桅桿的高度

11、；鉆挖系統主要由鉆桿、動力頭和鉆具組成。鉆桿一般采用多節可伸縮式鉆桿；鉆具又分為旋挖鉆斗、螺旋鉆頭、筒式鉆頭和擴底鉆頭等，在施工中一般根據地質報告反響的地層選用不同的鉆具；動力頭由減速機、液壓馬達、減速齒輪箱、減振防護裝置等組成；液壓系統主要由液壓系統回路、輔助液壓系統回路、先導系統回路、動力頭潤滑系統和冷卻系統等局部組成；電氣系統其主要功能有發動機啟動、熄火監測、發動機轉速自動控制、桅桿角度監測、報警、鉆孔深度監測、調整、故障監測、建議鉆進參數、觸摸屏顯示系統和系統報警等。圖1-1 旋挖鉆機構造示意圖1.2旋挖鉆機的優點成孔速度快。比起傳統的循環鉆機或沖擊鉆機，旋挖鉆機由于鉆頭直接從孔提取巖

12、土，故成孔速度快。施工現場環保、干凈。旋挖鉆機由鉆頭旋挖取土，鉆桿將鉆頭提出孔外再卸土旋挖鉆機的泥漿僅僅用來護壁，而不用于排渣，成孔所用泥漿根本上等于孔的體積，且泥漿經過沉淀和除砂還可以屢次反復使用。旋挖鉆機使用較少的泥漿，即可滿足鉆孔護壁的需要，因而施工現場整潔，對環境造成的污染小，同時降低了施工本錢。行動方便，旋挖鉆機具有履帶底盤，可以自行走，鉆進前對孔的定位非常準確、方便。適應地層能力強。旋挖鉆機配有不同鉆頭，可用于對付沙層、土層、卵礫石、巖層等不同地質，不受地域限制。適用各種樁基工程。旋挖鉆機除用于旋挖鉆進外，經簡單改裝后，還可以用于長螺旋、地下連續墻等施工，適用圍極其廣泛。機動性強，

13、旋挖鉆機能獨立作業。鉆機的安裝、拆卸無需輔助設施來完成，且能適應復雜地形的工地。占用空間小，能靠墻操作。使用方便、維修簡單。旋挖鉆機的主要部件均為較為普遍的原產地部件廠家提供如泵、發動機、馬達、減速機等，可直接得到原產地廠家的售后效勞支持。同時，設備構造簡單，故障率低。孔口回填土對鉆孔樁的影響少。旋挖鉆機一般配備2米左右的孔口護筒如孔口回填土較厚可加長，而且鉆機本身可埋設護筒，這樣也盡量防止了孔口回填土對鉆孔樁的影響。孔口掉泥、產生的沉渣少，水下導管灌注混凝土，是一種非常成熟的灌樁工藝，可防止孔口掉泥、灌注過程中產生的沉渣帶來的不利影響。1.3旋挖鉆機的開展歷史與國研究現狀1.3.1旋挖鉆機的

14、開展歷史旋挖鉆機是在回轉斗鉆機和全套管鉆機的根底上開展起來的。第二次世界大戰之前，美國CALWELD(卡爾維爾特)首先研制出回轉斗、短螺旋鉆機。二十世紀五十年代，發過BENOTO貝洛特將全套管鉆機應用于樁基根底施工，而后由歐洲各國將其組合并不斷完善，開展成為今天的多功能組合模式。歐洲的旋挖鉆機首先是意大利土力公司從美國引進安裝在重載汽車上和履帶式起重機上的鉆機，其動力頭固定，不能自行安裝套管，因而難以適應硬質地層。1948年，意大利邁特公司首先研制成功旋挖鉆機，之后于1960年德國維爾特和蓋爾茨蓋特公司同時開發了可動式動力頭。接著1975年德國寶峨公司研制了配有伸縮鉆桿的BG7型鉆機。該鉆機易

15、于配置搖管裝置，直接從底盤提供整機動力，而且配置可鎖式鉆桿能夠實現加壓鉆進，鉆孔扭矩大，可實現在嚴密砂礫層和巖層的鉆孔施工，由于以上優點，該型鉆機得到了廣闊施工單位的廣泛認可，極促進了旋挖鉆機的開展。后來隨著技術的不斷的進步和鉆機作業功能的擴大，旋挖鉆機特別是配置可動式動力頭的旋挖鉆機逐漸成為混凝土灌注樁鉆進成孔施工的主流機械設備。旋挖鉆機在日本被稱為土鉆，最早于1960年從美國CALWELD公司引入。同年，加藤制作所開發了15-H型旋挖鉆機。1965年，日立建機利用挖掘機研制出底盤裝有液壓加壓裝置的旋挖鉆機。1974年，其又在液壓履帶式起重機底盤的根底上開發出了由液壓馬達驅動的鉆機。到了80

16、年代，住友建機開場與意大利土力公司合作開發旋挖鉆機，另外1981年，日立建機開發了擴底鉆頭，極提高了單樁的承載力，隨后日本車輛也開發了擴底鉆頭，使旋挖鉆機進入了鉆孔擴底灌注樁的施工領域。基于國情的不同，日本的旋挖鉆機扭矩較于歐洲的同類產品要小。目前，旋挖鉆機的研究與應用在國外已經非常成熟，國外生產旋挖鉆機的廠家主要有：意大利土力、邁特、意馬、神威；德國寶峨、利勃海爾、德爾馬格、維爾特；西班牙拉馬達；芬蘭永騰；美國英格索蘭；日本日立、住友、加藤；新加坡雙木等。我國從上世界80年代初從日本引進過工作裝置，配裝在KH-125型履帶式起重機上。1984年，*探礦機械廠引進美國RDI公司的旋挖鉆機并加以

17、消化吸收。1987年，在展覽館首次展出了意大利土力公司產品，1988年城建機械廠根據土力公司的樣機開發了1.5m直徑的履帶起重機附著式旋挖鉆機。1994年勘察機械廠引進英國BSP公司附著式旋挖鉆機的生產技術，但沒有形成批量生產。1992年，德國寶峨公司在設立了代表處，并于1995年在*成立了獨資子公司寶峨*機械工程，組裝適合中國市場的寶峨BG20型旋挖鉆機。1998年寶峨又在成立了中德合資寶峨金泰工程機械股份，生產組裝BG15型、BG24型旋挖鉆機。1998年，*工集團開場自主開發研制RD18型旋挖鉆機，于2000年成功下線并投入批量生產。之后，旋挖鉆機在中國開場進入了國產化的階段，國眾多機械

18、廠家都開場進軍旋挖鉆機行業，到最近幾年，旋挖鉆機在我國取得了快速開展。迄今為止，國涌現出大量的旋挖鉆機生產企業，主要有：*工科技、三一重機、中聯重科、山河智能機械股份、經緯巨力、金泰、宇通重工、北方重汽等二十多家。同時，也有不少研究所、高校在對旋挖鉆機進展新產品、新技術的開發和研制，如：中南大學、建筑機械研究所、大學、同濟大學、建筑機械研究所等。1.3.2國研究現狀目前，國對旋挖鉆機的研究主要集中在以下幾個方面：1、 針對旋挖鉆機鉆桿的研究：大學四成、董明鶴等人NR220型旋挖鉆機桅桿構造分析及焊接工藝性為研究容，結合NR220型旋挖鉆機的實際工況，分析了桅桿斷裂事故的產生原因，就如何防止桅桿

19、斷裂的方法進展了探討；就桅桿在制造過程中發生的焊接變形現象進展了分析，找到了防止和矯正變形的一些行之有效的方法和措施，從而找到了提高桅桿構造件制造水平的方法和經歷；最后，還對旋挖鉆機桅桿拼焊工裝的設計方法和根本原則進展了探討。中國地質大學的王成彪、王文岳等人分析了中桅桿斷裂和滑輪架失效的原因，并從有限元方法入手，采用有限元分析軟件ANSYS求出了中桅桿在力偶矩作用下危險區域的應力分布情況，提出了中桅桿的構造改進措施，得出了中桅桿同一的簡化力學模型和設計指導原則；計算出滑輪架在卷揚鋼絲繩拉力作用下的應力集中及平安系數分布情況，提出了滑輪架的構造優化方案，得到了滑輪架的力學模型及設計原則。2、 針

20、對旋挖鉆機變幅機構的研究：大學四成、何曉艷等人通過分析NR22型旋挖鉆機鉆挖支撐機構的原理和受力，完成了典型工況下NR22型旋挖鉆機鉆挖支撐機構中關鍵部件三角形連接架和懸臂的靜力學分析；然后采用ANSYS軟件，建立三角形連接架和懸臂有限元力學模型，通過數值模擬計算，提醒出三角形連接架和懸臂在各種典型工況下的應力和位移分布規律，為改進鉆挖支撐機構構造形式和減輕自重提供了理論依據。中南大學朱建新、嵩岳等人以旋挖鉆機變幅機構的動力學特性研究和優化設計為目的，對旋挖鉆機變幅機構的運動學和動力學進展建模，完成了理論根底研究，并引入虛擬樣機技術對其進展仿真研究和優化設計，得出了對旋挖鉆機變幅機構設計具有指

21、導意義的理論依據和設計原則，為旋挖鉆機變幅機構的動力學特性研究和優化設計提供了一套完整的理論和方法。3、 針對旋挖鉆機鉆桿的研究：大學四成、葉遠林等人基于CATLA和ANSYS軟件，按照從實體造型到有限元分析的根本步驟，對鉆桿進展了靜強度和動態特性的有限元分析，得出了鉆桿靜應力、剛度、振動模態以至動應力的情況，找出了鉆桿的薄弱部位，為鉆桿的優化提供了依據。中國地質大學卜長根、興輝等人從有限元分析方法入手，利用有限元軟件ANSYS對鉆桿的強度、剛度進展了分析計算，求出了鉆桿在壓扭作用下的應力分布情況，找出了應力集中分布的位置，對鉆桿的破壞形式進展了分析解釋；并通過對鉆桿兩段采用不同的約束條件，分

22、析比較了鉆桿在不同約束條件、不同鉆進深度條件下的臨界載荷變化規律，完成了鉆桿的穩定性分析。為生產廠家優化鉆桿構造，改進設計，也為施工單位合理采用減壓鉆進規程提供了理論根底。4、針對旋挖鉆機底盤的研究：大學四成、葉遠林等人基于CATIA和ANSYS軟件，按照從實體造型到有限元分析的根本步驟，對履帶伸縮底盤進展了應力、應變分析，找出了履帶式底盤的薄弱環節和過剩部位，為優化底盤構造和改進設計提供了經歷。5、旋挖鉆機液壓和控制系統的研究：大學馬文星、吳井泉等人以NR220型全液壓旋挖鉆機為對象，以完善功能，提高效率節約能源為目的，對旋挖鉆機動力系統功率匹配控制進展了研究，提出了電子極限負荷控制技術，提

23、高了旋挖鉆機的節能型和對環境的適應性。中南大學何清華、柳波、魯湖斌等人分析了旋挖鉆機鉆孔作業工藝、工況特點、系統工作原理及能量損失的原因，提出了基于轉速感應模糊PID控制協調變量泵極限負荷控制的方法，實現了發動機與變量泵功率匹配的節能控制；采用負荷傳感控制方法實現了上車回轉過程的變量泵與負載功率匹配的節能控制，并驗證了上述理論與方法的正確和有效性，為旋挖鉆機的節能控制提供了一套完整的理論與方法。 大學王同建、郭守山等人對具有負載敏感特性的旋挖鉆機回轉定位系統進展了研究，使用AMESim軟件建立了液壓系統回轉系統的模型，重點對負載、泵轉速變化等影響系統性能的因素進展仿真分析，討論了不同工況對液壓

24、系統穩定性、可靠性、節能、提高效率的影響，為回轉系統的優化提供了理論依據。1.4本論文的主要容和意義如前文所述，目前國對旋挖鉆機的研究還處于起步階段，且研究主要局限在對大中型旋挖鉆機系統構件強度和動力學、變幅機構構件強度、桅桿有限元分析、整機穩定性及整機節能技術等方面，而對旋挖鉆機起整機宏觀控制的液壓系統的改進與完善則較少。且就目前國市場來看，由于“十一五方案的全面實施，產生了大量大型的樁基工程，以至現在國市場大中型旋挖鉆機泛濫，占到總量的70%左右，而在未來更有市場潛力的用于房屋樁基等工程的小型旋挖鉆機則比例非常的小，形成了市場供求的不平衡之態。因此綜合以上兩點，本文主要容是對中小型的旋挖鉆

25、機鉆孔深度40m液壓系統的設計，分析現有液壓系統的問題，設計出適合中小型旋挖鉆機的液壓系統，并完成構造設計。2旋挖鉆機液壓系統分析與設計2.1旋挖鉆機現有問題及其液壓系統分析經調查總結，現有的旋挖鉆機普遍存在的問題主要有動力頭馬達易壞、變幅油缸聯接座開裂、集成性不高以及本錢高等四點。后文將主要對前兩者進展分析，并提出相應的解決方法。目前市場上使用最多的機型是180200kN·m旋挖鉆機，根據任務書的要求，本次設計中也是針對200kN·m的旋挖鉆機，下面就先以180200kN·m旋挖鉆機液壓系統為例對旋挖鉆機液壓系統進展說明分析。180200kN·m旋挖鉆

26、機液壓系統工作壓力一般為3031.5MPa，最大流量為400450l/min。旋挖鉆機液壓系統圖2-1一般采用A8VO斜軸式變量雙泵附加3個輔助泵作為液壓源，控制主要由M8和M4閥組成，執行元件包括A6V、A2F馬達等元件。工作時，液壓泵分別供油給M8主閥和M4輔助閥、伺服閥及油冷卻系統。M8主閥分別控制變幅油缸、主卷揚馬達、左右行走馬達、動力頭馬達、副卷揚馬達。M4閥作為輔助多路閥分別控制加壓油缸、回轉馬達、履帶伸縮油缸、立柱支腿油缸和左、右斜撐油缸。主閥和輔助閥分別由安裝在司機室坐椅兩側的先導閥控制。圖2-1 旋挖鉆機液壓系統示意圖另外，考慮旋挖鉆機成孔效率高的特點，此次設計中，未有參加支

27、腿油缸局部的設計。2.2旋挖鉆機液壓系統的設計2.2.1主閥和輔助閥控制局部設計主閥和輔助閥的配置，除M8閥和M4閥的組合外，德國林德公司有一種以三位十三通閥作為控制閥，并全部采用負荷敏感的原理配合主泵和副泵進展比例控制的方案，如圖2-2所示。圖2-2 三位十三通閥組此方案由于主閥和輔助閥都是采用的三位十三通聯閥，并全部應用負荷傳感原理進展比例控制，可以很好的實現執行元件或者液壓泵的壓力補償，有著節能，動作精度高的優點。但比照主流設計方案，稍顯復雜，且考慮旋挖鉆機雖然動作多，但是復合動作少只有加壓跟鉆進等同時進展的動作，實際上不應用負荷傳感原理，也可以很好的完成動作，因此本次設計依然采用主流的

28、M8主閥，配以M4輔助閥作為控制閥組的方案。M8閥和A8VO主泵作為液壓挖掘機雙回路液壓系統的標準配置被廣泛應用，而將M8閥作為旋挖鉆機主閥，配以M4閥作為輔助閥，也完全能滿足旋挖鉆機的工作及使用要求。本設計中，M8閥采用8聯整體多路閥，控制原理為三位六通，比例控制。從主泵輸出的液壓油經、口圖2-1進入該閥，當所有閥桿處于中位時，液壓油通過閥常通油道返回油箱。主閥可以單獨控制一個執行元件，也可同時控制多個執行元件，完成多項復合動作，并可實現動力頭、主卷揚閥合流等功能，如圖2-3所示。圖2-3 M8閥控制原理圖M8主閥除進油口設有平安閥外，各聯還可根據執行元件的不同要求，配備過載閥和補油閥。M8

29、閥主要油口都在閥體的正反面，總體安裝和管路布置簡便。M4閥采用5聯多路換向閥，功能與M8閥根本一樣。該閥的最大特點是與A10VO泵配合，按照負荷傳感的原理進展比例控制，執行元件或液壓泵的壓力變化由各自的壓力補償閥進展調節，即使負載不同，流向執行元件的流量仍保持不變。2.2.2動力頭馬達液壓回路設計動力頭裝置和主卷揚系統是旋挖鉆機的主要工作裝置。對動力頭馬達易壞的問題，分析認為，主要是由于動力頭馬達是驅動鉆頭直接與地層接觸的部位，受到的負載及負載的變化量都較大。在鉆進的過程中，容易遇到土壤從硬土層變為軟土層，發生馬達超速而產生吸空對馬達造成損害；或是土壤從軟土層變為硬土層或者操作手一次進尺太多等

30、，發生難以鉆進而造成馬達被高壓憋壞。解決這個問題，首先要以預防為主，嚴格按照旋挖鉆機施工工法操作，開鉆前要充分研究地質報告，掌握好地層的真實情況，合理選擇鉆具鉆桿，經常維護液壓系統等。在回路設計上，則采取增加補油閥以及緩沖閥的措施來緩解馬達超速與遇到高壓的問題。2.2.3主卷揚液壓回路設計如前所述，主卷揚屬于旋挖鉆機的主要工作裝置之一，在鉆機工作過程中，主要完成提放鉆桿以及鉆進過程中的浮動， 其系統包括馬達、減速機、主卷揚支架、鋼絲繩、壓繩器等部件，主要控制方式有3三種。1、 控制閥控制方式這是最常見的一種控制方式，也就是力士樂公司的BVD卷揚平衡閥控制，它將馬達的補油功能、沖洗功能、提供減速

31、機制動油源等功能集成為一體。圖2-4 控制閥控制 這種方式的優點在于集成性高，將卷揚工作中的各種情況都考慮進去，功能很全面，缺點在于制動速度與開啟制動器的壓力建立之間存在矛盾。當阻尼孔3的孔徑過小，能建立起開啟制動器的壓力，但是制動時回油慢，制動也就不迅速；當其孔徑過大時，可以做到制動迅速，但開啟制動器的壓力則難以建立。所以容易出現卷揚突然轉動，或者制動緩慢的情況。2、隔離閥控制方式這種方式是通過二位三通隔離閥2來隔離或者接通先導控制回路，如圖2-5所示。圖2-5 隔離閥控制其優點在于制動油源與高壓油源分開，制動時回油速度快，制動迅速。缺點在于集成性不高，且功能沒有控制閥控制方式全面。3、單向

32、節流式平衡閥控制方式它通過改變換向閥控制平衡閥的開啟、關閉時間，如圖2-6所示。為翻開制動器，換向閥上的兩個油口必須與T連接。制動器外部開啟時，換向閥中位是可以截止的。此控制方式主要用于大排量的馬達系統，需要綜合考慮整個液壓系統的選型。圖2-6 單向節流式平衡閥控制以上三種控制方式中，第三種節流式由于需要綜合考慮整個系統的選型，太過繁瑣，在此不予考慮。比照前兩種，各有優缺點，且正好互補，因此本設計，考慮將其優點結合一起，將制動迅速與BVD閥的功能全面盡量結合起來。取消隔離閥控制方式中的伺服泵做制動油源，利用二位三通電磁換向閥來實現迅速制動，并利用二位二通電磁閥實現浮動功能。主卷揚要下放重物時，

33、高壓油從V2口進油，一路通過梭閥19，并通過減壓閥39，節流閥38以及制動電磁閥，開啟制動器；另一路通過單向閥37到達定量馬達34，使馬達開場工作。馬達超速時，可經由S口吸油，通過單向閥13進展補油。下放至動力頭工作位置時，可通過浮動閥換向至浮動狀態，使鉆桿和鉆頭在自重下自由下放。制動時，控制制動電磁閥36立即換向，制動器里的油液直接回到油箱，實現迅速制動。這樣就大致實現了之前兩種控制方式優點的結合。當然，沒有完美的設計，這樣的系統同樣是存在自身問題的，需要日后繼續完善。2.2.4副卷揚液壓回路設計副卷揚負責提放鉆具，與主卷揚的功能類似，但其負載的重量要比主卷揚小的多，相比之下，其回路設計有了

34、主卷揚回路設計的經歷，就要簡單的多了，采用單向平衡閥與梭閥制動回路，可以滿足要求，如圖2-7所示。圖2-7 副卷揚液壓回路2.2.5左右行走馬達液壓回路行走馬達液壓回路設計方案中，依然有力士樂公司生產的行走BVD平衡閥可選擇，但考慮旋挖鉆機的實際工況，可以選擇更為簡單的方案，即采用雙向平衡閥保證行走穩定，減緩液壓沖擊，配合之前用到的梭閥加減壓閥實現制動器的開啟，如圖2-8所示。圖2-8 行走馬達液壓回路2.2.6上車回轉液壓回路設計根據旋挖鉆機的實際工況，在上車回轉過程，除了要能制動迅速外，還要主保證回轉的穩定，減少沖擊，因此除了平衡閥之外，還應特別加上起緩解液壓沖擊的緩沖閥， 如圖2-9所示

35、。圖2-9 上車回轉液壓回路2.2.7變幅油缸液壓回路設計變幅機構是旋挖鉆機的核心工作部件之一。目前，其主流構造形式是采用平行四邊形調整機構加小三角形均載支撐架，其主要由動臂、兩個連桿、三角架、兩個動臂變幅油缸和兩個桅桿變幅油缸等零部件組成。工作時，鎖住鉆桅變幅油缸，動臂變幅油缸伸縮，帶動動臂和連桿繞各自在轉臺上的鉸點轉動，從而使三角架、鉆桅變幅油缸、鉆桅、動力頭、鉆桿以及鉆具構成的整體產生平動，實現鉆桅工作幅度的調節。而鎖住動臂變幅油缸，鉆桅變幅油缸伸縮使鉆桅繞三角架和鉆桅的鉸接點轉動，使得鉆桅前后和左右傾斜角度能夠調節，從而實現鉆桅垂直度的調節。據前人研究，變幅油缸在伸縮過程中，負載的變化

36、是比較大的。以SWDM-22機型為例，在變幅過程中，動臂變幅油缸所提供的舉升力在初始狀態時為643kN，而停頓后為137kN，前后相差達5倍之多，其舉升力變化曲線如圖2-10。圖2-10 動臂變幅油缸舉升力曲線桅桿變幅油缸的舉升力同樣變化大，且兩者舉升力都會在油缸啟動和制動時的液壓沖擊而產生突變。由此可知，變幅油缸不僅承擔著變幅機構的變幅工作，而且要承擔較大的負載變化，遭受液壓沖擊等，所以在回路設計中，使用了雙向平衡閥來保證變幅的平穩。就動臂變幅油缸聯接座開裂的問題，分析可知，變幅油缸本身承載的負載變化大，啟動制動都要承受液壓沖擊，長時間工作，肯定容易出現問題。而就液壓回路上來說，動臂變幅油缸

37、是兩缸并聯，同步啟動，而往往兩個平衡閥不能精準的到達同時開啟，同步精度不高，這樣一個缸先動作，一個后動作，造成變幅的不平穩，而油缸本身承受的負載又大，因而會對油缸兩端產生很大的液壓沖擊，次數一多就容易使油缸聯接座開裂。對此提出的解決方法有1、合理設計液壓缸的緩沖裝置，提高液壓缸的質量；2、選用精度更高的平衡閥，并做到按時更換平衡閥，保證液壓缸的同步精度。3、使用較大的變幅角度，改善變幅機構的受力狀態，增加可靠性。而在液壓回路上，本設計暫時未能提出更好的解決方法，有待繼續研究。2.2.8加壓液壓回路設計加壓油缸的作用是提供推力，配合鉆頭，完成加壓鉆進，回路較為簡單，采用單向平衡閥可滿足要求。2.

38、2.9履帶展寬油缸液壓回路設計 履帶展寬油缸的作用是在改變履帶的寬度，以使旋挖鉆機更好的適應工作現場的地形，因此在履帶寬度改變后要使在工作過程中處于鎖閉的狀態，這一點采用液壓鎖可以實現。3 液壓元件計算和選型本次要求設計的是旋挖鉆機液壓系統，任務書給出的具體技術參數和要求如下：最大扭矩T=20tm，鉆孔深度h=40m，動力頭轉速n=025r/min，液壓系統工作壓力Pma*=30Mpa,裝機功率N電機160KW，主卷揚提升重量m-160KN，行走速度v行走=01公里/hr，回轉速度v回轉=03r/min。3.1執行元件的計算和選型3.1.1動臂變幅油缸的計算選型根據系統工作情況，選擇活塞缸的類

39、型為雙作用式單活塞桿液壓缸。1、液壓缸主要參數確實定首先確定缸筒徑D，缸筒徑的計算公式為 3-1式中 主工作腔壓力，Pa；回油腔壓力，Pa，高壓系統時可忽略不計。液壓缸的最大負載力，N；液壓缸的機械效率，一般取0.900.97；桿徑比，高壓時，取0.7。根據研究，可取動臂變幅油缸的最大負載為F=320kN，根據任務書參數，取。代入以上數據，求得D=123mm，參照GB2348-1993,選125mm徑的缸，即D=125mm。然后確定活塞桿的直徑d，=87.5mm，參照GB2348-1993，取d=90mm。缸筒材料選用45鋼。液壓缸的行程為S=1000mm。計算油缸的最大流量，取活塞最大速度為

40、=140mm/s，則2、活塞桿的強度校核 3-2式中 材料的許用應力，本材料45鋼，為120MPa；F活塞桿受力，此處為320kN；d活塞桿直徑。所以，計算得=50MPa，小于=120MPa，活塞桿強度校核通過。3、校核活塞桿的穩定性根據手冊，利用驗算法來驗證活塞桿的彎曲穩定性LF=K·S m 3-3K為液壓缸安裝及導向系數，在查表后，取K=0.5；S為液壓缸行程，1000mm。所以LF =0.5m,在對照19-221的活塞桿彎曲計算圖，可以發現穩定性是可以保證的。參照液壓缸的標準系列與產品，即表22.6-104，根據其重要參數選擇重載液壓缸，其型號為CD350A125/90-100

41、0B10/02CGDMT。缸筒的連接型式為缸頭以螺紋連接，缸底焊接，壓力級為35MPa，活塞桿端型式為整體式活塞桿，安裝方式為缸底襯套耳環，液壓缸行程為1000mm。3.1.2加壓油缸的計算選型1、 液壓缸主要參數確實定查詢同類型的旋挖鉆機參數得，加壓缸最大加壓力為F=160kN。最大負載情況下，設計時，為有桿腔進油，工作壓力為25MPa。利用公式3-1求得， D=136.6mm，參照GB2348-1993，取D=140mm。活塞桿徑=98，參照GB2348-1993，取d=100mm。缸筒材料選用45，液壓缸的行程為S=4000mm。計算油缸的最大流量，取活塞最大速度為=100mm/s，則2

42、、 活塞桿的強度校核利用公式3-2求得=20MPa，遠遠小于=120MPa，活塞桿強度校核通過。3、 校核活塞桿的穩定性根據手冊，利用驗算法來驗證活塞桿的彎曲穩定性。查表取K=0.5；S為液壓剛行程，4000mm。利用公式3-3求得LF =2m,在對照活塞桿彎曲計算圖，可以發現穩定性是可以保證的。參照液壓缸的標準系列與產品，根據其重要參數選擇重載液壓缸。缸筒的連接型式為缸頭以螺紋連接，缸底焊接，壓力級為25MPa，活塞桿端型式為整體式活塞桿，安裝方式為缸底襯套耳環，液壓缸行程為4000mm。3.1.3履帶展寬油缸的計算選型1、 液壓缸主要參數確實定將履帶展寬油缸的負載視為履帶在伸縮過程中抑制履

43、帶與地面摩擦所需的力。取履帶與地面摩擦系數為f=0.7，旋挖鉆機整機重量G=550kN。故最大負載為F=fG=0.7*550kN=375kN，兩個油箱各自分擔的負載為F=190kN。工作壓力為25MPa。利用公式3-1求得D=104mm，參照GB2348-1993，取D=125mm。活塞桿直徑=87.5，參照GB2348-1993，取d=90mm。缸筒材料選用45，液壓缸的行程為S=400mm。計算油缸的最大流量，取活塞最大速度為=100mm/s，則2、 活塞桿的強度校核利用公式3-2求得=30MPa，遠遠小于=120MPa，活塞桿強度校核通過。3、 校核活塞桿的穩定性根據手冊，利用驗算法來驗

44、證活塞桿的彎曲穩定性。查表取K=0.5；S為液壓剛行程，400mm。利用公式3-3求得LF =0.2m,在對照活塞桿彎曲計算圖，可以發現穩定性是可以保證的。參照液壓缸的標準系列與產品，根據其重要參數選擇重載液壓缸。缸筒的連接型式為缸頭以螺紋連接，缸底焊接，壓力級為25MPa，活塞桿端型式為整體式活塞桿，安裝方式為缸底襯套耳環，液壓缸行程為400mm。3.1.4桅桿變幅油缸的計算選型1、 液壓缸主要參數確實定根據研究，可取桅桿變幅油缸的最大負載為F=350kN，根據任務書參數，取。利用公式3-1求得D=143，參照GB2348-1993，取D=160mm。活塞桿徑=110，參照GB2348-19

45、93，取d=110mm。缸筒材料選用45,液壓缸的行程為S=2000mm。計算油缸的最大流量，取活塞最大速度為=100mm/s，則。2、 活塞桿的強度校核利用公式3-2求得=36.7MPa，遠遠小于=120MPa，活塞桿強度校核通過。3、 校核活塞桿的穩定性根據手冊，利用驗算法來驗證活塞桿的彎曲穩定性。查表取K=0.5；S為液壓剛行程，2000mm。利用公式3-3求得LF =1m,在對照活塞桿彎曲計算圖，可以發現穩定性是可以保證的。參照液壓缸的標準系列與產品，根據其重要參數選擇重載液壓缸，其型號為CD250A160/110-2000B10/02CGDMT。缸筒的連接型式為缸頭用法蘭連接，缸底焊

46、接，壓力級為25MPa，活塞桿端型式為整體式活塞桿，安裝方式為缸底襯套耳環，液壓缸行程為2000mm3.1.5動力頭馬達的計算選型主泵驅動動力頭馬達轉動，通過減速機，傳遞大扭矩給動力頭鉆進。根據給出參數，動力頭輸出的最大扭矩為T=20tm，取減速比為i=100，則單個馬達的最大輸出扭矩為T=1000Nm，根據馬達排量的計算公式， 3-4式中 馬達的排量，；T馬達的輸出轉矩，N/m；P馬達的工作壓力，MPa；馬達的機械效率。取=0.96，p=30MPa，求得單個馬達需要的最大排量為V=218，T=1000Nm。參照力士樂的產品樣本，選用軸向柱塞式變量馬達A6VM，具體型號為EA6VM250HZ/

47、63WLVZB010FEPB-K。根據系統的裝機功率N電機160KW，可以算得動力頭馬達的最大流量為。3.1.6副卷揚馬達的計算選型查詢同類型旋挖鉆機的參數得，副卷揚的最大提升力為F=60kN，卷揚的轉動半徑取r=200mm。故副卷揚的最大轉矩為T=Fr=12kNm。查詢力士樂的減速機資料，取減速比i=45，根據公式3-4求得馬達需要的最大輸出排量和轉矩為V=58，T=267Nm參考力士樂的產品樣本，選軸向柱塞定量馬達A2FE，具體型號為A2FE63/61W-VAL100F。然后計算副卷揚馬達的最大流量。 3-5 3-6式中 n馬達的轉速；副卷揚的最大提升速度； r副卷揚的轉動半徑。取副卷揚的

48、最大提升速度為，r=200mm，將數據代入上兩式，求得。3.1.7主卷揚馬達的計算選型依據任務書所給參數，主卷揚的最大提升力為F=160kN，主卷揚的轉動半徑取r=300mm。故主卷揚的最大轉矩為T=Fr=48kNm。查詢力士樂的減速機資料，取減速比i=94.8，根據公式3-4求得馬達需要的最大輸出排量和轉矩為V=110，T=506Nm。參考力士樂的產品樣本，選軸向柱塞定量馬達A2FM，具體型號為A2FM125/61W-VAB010D。然后計算主卷揚馬達的最大流量。 3-7 3-8式中 n馬達的轉速；主卷揚的最大提升速度； r主卷揚的轉動半徑。取主卷揚的最大提升速度為，r=300mm，將數據代

49、入上兩式，求得。3.1.8行走馬達的計算選型行走機械的行走速度公式為 3-9式中 v機器的行走速度；行走馬達的轉速；履帶的動力半徑； i總傳動比。牽引力公式 3-10式中 F機器行駛的牽引力； T馬達的輸出轉矩；馬達的機械效率。最大牽引力與附著質量及附著系數有關，整機重量為G=550kN，附著系數取0.7，則附著質量為，得出最大牽引力為F=336kN。查詢力士樂的資料，選取傳動比為i=130，馬達的效率取=0.97，最大行走速度為v=1km/h。利用公式3-4、3-9、3-10，求得馬達需要的最大輸出排量和轉矩為V=342，T=1572Nm。最大轉速為。參考力士樂的產品樣本，選軸向柱塞定量馬達

50、A2FM，具體型號為A2FM355/60W-VZH010。根據公式3-5，求得行走馬達的最大流量為V=210。3.1.9回轉馬達的計算選型回轉馬達的最大回轉速度為3r/min，回轉直徑取d=1240，滾動摩擦系數取f=0.05，上車重量以G=480kN計算。則旋挖鉆機上車回轉所需要的最大轉矩為M=Fr=fGr=0.05*480*0.62=14880Nm。查詢力士樂的減速機資料，取減速比i=100，根據公式3-4求得馬達需要的最大輸出排量為V=37.4。參考力士樂的產品樣本，選軸向柱塞定量馬達A2FM，具體型號為A2FM45/61W-VZB010D。根據公式3-5，求得行走馬達的最大流量為V=2

51、5。3.2泵的計算和選型3.2.1主泵的選型1、計算主泵的最大工作壓力Pa 3-11式中 液壓缸或液壓馬達的最大工作壓力，Pa；系統進油路上的總壓力損失可按經歷估取：簡單系統取；復雜系統取。根據任務書所給數據，=30MPa，本系統按復雜系統估取=1MPa，從而得到取。2、計算液壓泵的最大流量對多個液壓缸或液壓馬達同時動作的系統，液壓泵的最大輸出流量為 3-12式中 系統所需要流量； K系統的泄露系數，一般取1.11.3大流量取小值，小流量取大值；同時動作的液壓缸或液壓馬達的最大總流量，。根據之前的到的數據得，=400L/min，取K=1.1，則液壓泵的最大流量為=440L/min。參照薩奧丹佛

52、斯的產品樣本，選擇軸向柱塞變量泵，具體型號為90R180MDC5NN80S3F1H03NNN24，最大工作壓力32MPa，最大流量為468L/min。對于原動機的選擇，參考同類型產品的參數，并根據主泵的轉速和任務書的要求，選擇原動機為康明斯發動機QSB6.7-215。3.2.2輔助泵的選型根據以上主泵的選擇方法，并參照相近的同類型產品如SWDM-20的參數，選擇力士樂的軸向柱塞變量泵A10VO，具體型號為A10VO45DFR/52R-VSC11KO1，最大工作壓力為26MPa，最大流量為110L/min。主泵和輔助泵都采用恒功率控制方案，這樣能保證泵根據負載的需求而輸出適宜的流量大小。3.2.

53、3伺服泵的選型伺服泵是用于控制先導閥操作系統，一般工作壓力在4MPa即可。參照力士樂的產品樣本，選擇A4FO16/32RNSC12K01。3.3閥類元件的選型3.3.1主閥和輔助閥的選型根據之前的分析，主閥選擇力士樂的M8閥，根據實際情況選擇七聯整體多路閥，具體型號為M8-18，通徑為18mm，最大流量為2*230L/min。輔助閥選擇力士樂的M4閥，具體型號為，5M4-15-2*/300J，為五聯多路換向閥，第一聯閥芯型號為T200M=J190-190H-H320H320，第二聯至第五聯閥芯型號均為S180M120E085-085H-H320H320,可通過最大流量達150L/min以上。3

54、.3.2壓力控制閥的選型 1、溢流閥的選型溢流閥屬于壓力控制閥，它的主要用途是當壓力到達一定值時可開啟閥口，產生油液溢流，使被控系統或回路的壓力維持恒定。在實際用途中，可作為定壓閥、平安閥、卸荷閥等。2、減壓溢流閥的選型 減壓溢流閥的作用是維持出口壓力的恒定，不受進口壓力和通過流量大小的影響，而當出口壓力過高時，又可溢流多余的流量，實現對出口壓力的調節。3、平衡閥的選型單向平衡閥副卷揚平衡閥，主卷揚平衡閥，以及加壓平衡閥，都是采用的單向平衡閥，根據三者的流量不同，分別選擇型號為HOV-3/4-120、VCM、HOV-1/2-80的單向平衡閥，最大通過流量分別到達了120L/min，380L/min以及80L/min，工作壓力在30MPa以上，符合要求。雙向平衡閥行走馬