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XX大學
畢業(yè)設計（論文）
錨固鉆機動力頭及液壓系統(tǒng)設計
系別：
專業(yè)：
學生姓名：
起迄日期:
設計(論文)地點:
指導教師:
專業(yè)教研室負責人:
2013年 月 日
49
摘 要
本設計是通過對錨固鉆機工作原理、工作的環(huán)境和工作的特點進行分析，并結合實際，在進行細致觀察后，對錨固鉆機的整體結構進行了設計，對組成的各元件進行了選型、計算和校核。
本文設計的錨固鉆機主要技術參數(shù)：鉆孔直徑：Φ100～Φ180mm
鉆孔深度：30～60m
鉆孔角度：0°～90°
回轉轉速：30rpm 60rpm 104rpm
最大扭矩：4.7kN.m
額定提升力：30kN
額定給進力：15kN
提升速度 ：15m/min
電動機功率：15kW，1470r/min
經過設計完全滿足任務書的課題要求。
關鍵詞：錨固鉆機，液壓設計，結構設計
Abstract
This design is to analyze the working principle of anchoring drilling rig, the work environment and job characteristics, and combined with the practice, after the careful observation, the overall structure of the anchor rig is designed, composed of various components of the selection, calculation and check.
Anchor rig main technical parameters of this design: the hole diameter: Phi 100 to 180mm
The drilling depth: 30 ~ 60m
Drilling angle: 0 ° ~ 90 °
Rotary speed: 30rpm 60rpm 104rpm
Maximum torque: 4.7kN.m
Rated lifting force: 30kN
Rated feeding force: 15kN
Hoisting speed:15m/min
Motor power: 15kW, 1470r/min
After the design fully meet the requirements of the mission statement of the problem.
Keywords: hydraulic design of anchoring drilling rig,, structure design
目 錄
摘 要 II
Abstract III
目 錄 IV
第1章 緒論 1
1.1液壓概況 1
1.2液壓工作原理 1
1.3 液壓系統(tǒng)的設計步驟與設計要求 3
1.4 錨固鉆機定義 4
1.5錨固鉆機的性能 4
第2章 錨固鉆機液壓原理設計及課題任務 5
2.1 液壓工作原理 5
2.2 設計內容及設計要求 6
第3章 錨固鉆機動力頭設計 7
3.1回轉鉆桿所需功率計算 7
3.1.1 破碎巖石土層所需功率 7
3.1.2鉆具與孔底磨擦所需功率 8
3.1.3回轉鉆桿所需功率 8
3.2錨固鉆機鉆機總體方案 10
3.2.1已知條件 10
3.2.2總體傳動方案的確定 10
3.2.3傳動系統(tǒng)的基本計算 11
3.2.4液壓馬達、液壓泵以及電機的選擇計算 12
3.3液壓缸的設計計算 15
3.3.1液壓缸的設計計算步驟 15
3.3.2液壓缸類型與安裝方式 16
3.3.3液壓缸性能參數(shù)的計算 16
3.3.4液壓缸主要幾何尺寸的計算 18
3.3.5液壓缸結構參數(shù)的計算 19
3.3.6液壓缸的聯(lián)接計算 20
3.3.7液壓缸強度和穩(wěn)定性驗算 24
3.4液壓輔助元件的設計 27
3.4.1油箱容量計算 27
3.4.2油管 28
3.4.3管接頭 29
3.4.4過濾器 30
3.4.5冷卻器 34
3.4.6液壓控制閥的選用 35
第4章 液壓系統(tǒng)設計 38
4.1系統(tǒng)液壓可以完成的工作循環(huán) 38
4.2液壓執(zhí)行元件的配置 38
4.3負載分析計算 38
4.4液壓泵及其驅動電動機的選擇 39
4.4.1液壓泵的最大工作壓力 40
4.4.2計算液壓泵的最大流量 40
4.4.3選擇液壓泵的規(guī)格 41
4.4.4計算液壓泵的驅動功率并選擇原動機 42
4.5其他液壓元件的選擇 42
4.5.1液壓閥及過濾器的選擇 42
4.5.2油管的選擇 43
4.5.3油箱及其輔件的確定 44
4.6液壓系統(tǒng)壓力損失驗算 45
參考文獻 46
總結 47
致謝 48
第1章 緒論
1.1液壓概況
當前，液壓技術在實現(xiàn)高壓、高速、大功率、高效率、低噪聲、經久耐用、高度集成化等各項要求方面都取得了重大的進展，在完善比例控制、數(shù)字控制等技術上也有許多新成就。此外，在液壓元件和液壓系統(tǒng)的計算機輔助設計、計算機仿真和優(yōu)化以及微機控制等開發(fā)性工作方面，更日益顯示出顯著的成績。從17世紀中葉巴斯卡提出靜壓傳遞原理、18世紀末英國制成世界上第一臺水壓機算起，也已有二三百年歷史了。近代液壓傳動在工業(yè)上的真正推廣使用只是本世紀中葉以后的事，至于它和微電子技術密切結合，得以在盡可能小的空間內傳遞出盡可能大的功率并加以精確控制，更是近10年內出現(xiàn)的新事物。
我國的液壓工業(yè)開始于本世紀50年代，其產品最初只用于機床和鍛壓設備，后來才用到拖拉機和工程機械上。自1964年從國外引進一些液壓元件生產技術、同時進行自行設計液壓產品以來，我國的液壓件生產已從低壓到高壓形成系列，并在各種機械設備上得到了廣泛的使用。80年代起更加速了對西方先進液壓產品和技術的有計劃引進、消化、吸收和國產化工作，以確保我國的液壓技術能在產品質量、經濟效益、人才培訓、研究開發(fā)等各個方面全方位地趕上世界水平。
1.2液壓工作原理
驅動的液壓系統(tǒng)，它由油箱、濾油器、液壓泵、溢流閥、開停閥、節(jié)流閥、換向閥、液壓缸以及連接這些元件的油管組成。它的工作原理：液壓泵由電動機帶動旋轉后，從油箱中吸油。油液經濾油器進入液壓泵，當它從泵中輸出進入壓力管后，將換向閥手柄、開停手柄方向往內的狀態(tài)下，通過開停閥、節(jié)流閥、換向閥進入液壓缸左腔，推動活塞和工作臺向右移動。這時，液壓缸右腔的油經換向閥和回油管排回油箱。為了克服移動工作臺時所受到的各種阻力，液壓缸必須產生一個足夠大的推力，這個推力是由液壓缸中的油液壓力產生的。要克服的阻力越大，缸中的油液壓力越高；反之壓力就越低。輸入液壓缸的油液是通過節(jié)流閥調節(jié)的，液壓泵輸出的多余的油液須經溢流閥和回油管排回油箱，這只有在壓力支管中的油液壓力對溢流閥鋼球的作用力等于或略大于溢流閥中彈簧的預緊力時，油液才能頂開溢流閥中的鋼球流回油箱。所以，在系統(tǒng)中液壓泵出口處的油液壓力是由溢流閥決定的，它和缸中的油液壓力不一樣大。
液壓傳動有以下一些優(yōu)點：
1） 在同等的體積下，液壓裝置能比電氣裝置產生出更多的動力，因為
液壓系統(tǒng)中的壓力可以比電樞磁場中的磁力大出30~40倍。在同等的功率下，液壓裝置的體積小，重量輕，結構緊湊。液壓馬達的體積和重量只有同等功率電動機的12%左右。
2） 液壓裝置工作比較平穩(wěn)。由于重量輕、慣性小、反應快，液壓裝置
易于實現(xiàn)快速啟動、制動和頻繁的換向。液壓裝置的換向頻率，在實現(xiàn)往復回轉運動時可達500次/min，實現(xiàn)往復直線運動時可達1000次/min。
3） 液壓裝置能在大范圍內實現(xiàn)無級調速（調速范圍可達2000），它還
可以在運行的過程中進行調速。
4） 液壓傳動易于自動化，這是因為它對液體壓力、流量或流動方向易
于進行調節(jié)或控制的緣故。當將液壓控制和電氣控制、電子控制或氣動控制結合起來使用時，整個傳動裝置能實現(xiàn)很復雜的順序動作，接受遠程控制。
5） 液壓裝置易于實現(xiàn)過載保護。液壓缸和液壓馬達都能長期在失速狀
態(tài)下工作而不會過熱，這是電氣傳動裝置和機械傳動裝置無法辦到的。液壓件能自行潤滑，使用壽命較長。
6） 由于液壓元件已實現(xiàn)了標準化、系列化和通用化，液壓系統(tǒng)的設計、
制造和使用都比較方便。液壓元件的排列布置也具有較大的機動性。
7） 用液壓傳動來實現(xiàn)直線運動遠比用機械傳動簡單。
液壓傳動的缺點是：
1） 液壓傳動不能保證嚴格的傳動化，這是由液壓油液的可壓縮性和泄
漏等原因造成的。
2） 液壓傳動在工作過程中常有較多的能量損失（摩擦損失、泄漏損失
等），長距離傳動時更是如此。
3） 液壓傳動對油溫變化比較敏感，它的工作穩(wěn)定性很易受到溫度的影
響，因此它不宜在很高或很低的溫度條件下工作。
4） 為了減少泄漏，液壓元件在制造精度上的要求較高，因此它的造價
較貴，而且對油液的污染比較敏感。
5） 液壓傳動要求有單獨的能源。
6） 液壓傳動出現(xiàn)故障時不易找出原因。
1.3 液壓系統(tǒng)的設計步驟與設計要求
液壓傳動系統(tǒng)是液壓機械的一個組成部分，液壓傳動系統(tǒng)的設計要同主機的總體設計同時進行。著手設計時，必須從實際情況出發(fā)，有機地結合各種傳動形式，充分發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點，力求設計出結構簡單、工作可靠、成本低、效率高、操作簡單、維修方便的液壓傳動系統(tǒng)。
1.4 錨固鉆機定義
錨固鉆機主要應用于水電站、鐵路、公路邊坡各類地質災害防治中的滑坡及危巖體錨固工程，特別適合高邊坡巖體錨固工程，還適用于施工城市深基坑支護、抗浮錨 桿及地基灌漿加固工程孔、爆破工程的爆破孔、高壓旋噴樁、隧道管棚支護孔等，將其動力頭略微變動，即可方便地全方位施工。主要鉆進方法：潛孔錘常規(guī)鉆進、 跟管鉆進、螺旋鉆進。在各類復雜地層及不同鉆進方法的造孔施工實踐中，其優(yōu)異的鑿孔性能，得到廣大施工單位和同行的認可。
1.5錨固鉆機的性能
錨固鉆機主要用于鐵路、公路、水利、水電設施的滑波治理工程及危巖體錨固工程，控制建筑物位移等高邊坡巖體錨固工程，還用于施工城市深基坑支護及地基加固工 程孔、爆破工程的爆破孔和隧道管棚支護孔等。具有良好的性能：結構緊湊，體積小，重量輕，機動靈活，能適用于在高邊坡和腳手架上展開工作；液壓動力頭的輸 出扭矩較大，鉆進能力強，鉆機的使用范圍廣；動力頭的輸出轉速為無級變速，可根據(jù)不同的施工要求和地質情況自主選擇鉆進參數(shù)，以達到最佳鉆進效率。因此， 無論何種型式的錨固鉆機，液壓傳動系統(tǒng)是錨固鉆機設備重要的組成部分，如果維護不當，會出現(xiàn)各種各樣的故障，重影響設備的正常工作，所以應當十分重視液壓 系統(tǒng)的維護工作。液壓系統(tǒng)可能出現(xiàn)的故障是多種多樣的，在使用過程中產生的大部分故障是由于油液選擇不當、油液被污染，系統(tǒng)中進入空氣以及油溫過高造成 的。以下分析了錨固鉆機茌日常維護中應當特別注意的幾個問題。
第2章 錨固鉆機液壓原理設計及課題任務
2.1 液壓工作原理
液壓執(zhí)行元件工作時，要求系統(tǒng)保持一定的工作壓力或在一定壓力范圍內工作。也有的需要多級或無級連續(xù)地調節(jié)壓力，一般在節(jié)流調速系統(tǒng)中，通常由定量泵供油，用溢流閥調節(jié)所需壓力，并保持恒定。容積節(jié)流調速采用變量泵供油。節(jié)流閥或調速閥控制流人(或流出)執(zhí)行元件的流量，使泵的流量與執(zhí)行元件所需的流量相適應。優(yōu)點是無溢流損失，速度負載特性好，效率高。在有些液壓系統(tǒng)中，有時需要流量不大的高壓油，這時可考慮用增壓回路得到高壓．而不用單設高壓泵。液壓執(zhí)行元件在工作循環(huán)中．某段時問不需要供油，而又不便停泵的情況下，需考慮選擇卸荷回路。在本系統(tǒng)中，采用變量泵供油，節(jié)流閥控制元件流量。
錨固鉆機快速開啟關閉是本套矯直機的一大特點，要達到這一特性．泵站的瞬時流量就會很大，故采用蓄能器實現(xiàn)快速動作，蓄能器的設計既大量
地節(jié)省了能源，又有效地緩解了液壓系統(tǒng)中的沖擊和脈動。另外回油管路設置了單向閥，增加了回油背壓，使系統(tǒng)運行平穩(wěn)，該原理圖中所有涂黑的截止閥在系
統(tǒng)的初始狀態(tài)都處于截止狀態(tài)。
根據(jù)液壓系統(tǒng)原理圖，審查圖上各閥在各種工況下達到的最高工作壓力和最大流量，以此選擇閥的額定壓力和額定流量。閥的實際壓力和流量應與額定值相接近，但必要時允許實際流量超過額定流量的20%。
液壓泵站上泵組的布置方式上分為上置式和非上置式。泵組置于油箱上的上置式液壓泵站中，采用立式電動機并將液壓泵至于油箱之內，成為立式，采用臥式電動機時成為臥式，非置上式液壓泵站中，泵組與油箱并列布置的成為旁置式；泵組置于油箱下面的為下置式，本設計為旁置式液壓泵站，對于規(guī)模較大型液壓泵站，通常將采用管式聯(lián)接，調試和維修方便，結構緊湊，體積小，重量輕，外觀美觀，而且壓力損失小，消除了因接頭引起的泄露、震動和噪聲。但是，其結構標準化差，互換性不好，制造加工困難，使用受到限制。
2.2 設計內容及設計要求
設計主要內容：
1、 完成該產品的結構設計,根據(jù)設計要求, 通過計算確定錨固鉆機動力頭主要結構尺寸；
2、 根據(jù)錨固鉆機的動作要求，完成液壓部分設計計算，元件選擇等；
3、 最后提交一套完整的圖紙,說明書及外文翻譯資料等。
設計要求：
1、 設計成果應符合國家標準和相關規(guī)范；
2、 總體方案，主要部件結構合理；
3、 液壓系統(tǒng)功能完全。
鉆機設計參數(shù)：
鉆孔直徑：Φ100～Φ180mm
鉆孔深度：30～60m
鉆孔角度：0°～90°
回轉轉速：30rpm 60rpm 104rpm
最大扭矩：4.7kN.m
額定提升力：30kN
額定給進力：15kN
提升速度 ：15m/min
電動機功率：15kW，1470r/min
第3章 錨固鉆機動力頭設計
本鉆機的驅動裝置采用三相異步電動機，為了安裝和機場的布置，鉆機和水泵各用一臺電動機單獨驅動。而回轉器和油泵共用一臺電動機聯(lián)合驅動。
設電機輸出功率為NO ,那么
N0 =1.2Nj
Nj=(Ny +Nh)/η
式中:Nh—回轉鉆具所需功率KW η—效率 ，取η=0.8
Ny——油泵所需功率 KW
Nh=N1+N2+N3
式中:N1—井底破碎巖石土層所需功率 KW
N2—鉆頭與孔底摩擦所需功率 KW
N3—回轉鉆桿所需功率 KW
3.1回轉鉆桿所需功率計算
這部分的功率由三部分組成，即
Nh=N1+N2+N3的計算
3.1.1 破碎巖石土層所需功率
N1=
式中：m —鉆頭切削刀數(shù) 取m=6
n － 立軸轉數(shù) n= r/min 30rpm 60rpm 104rpm
h －轉進速度 取h=1.5cm/min
δ —巖石抗壓強度 其值見表3-1
表3—1
巖 石 名 稱
抗 壓 強 度 δ（N/cm2）
煤
2000
粘土、頁巖、片狀砂巖
4000
石灰?guī)r、砂巖
8000
大理石、石灰?guī)r
10000
堅硬的石灰?guī)r、頁巖
12000
A-井底破碎環(huán)狀面積
A=
3.1.2鉆具與孔底磨擦所需功率
N2=δfen(R+r)/1944800
式中：f—鉆具與巖石直間的摩擦系數(shù) f=0.5
e—側摩擦系數(shù) e=1.1
已知鉆孔直徑：Φ100～Φ180mm
R—鉆頭外圓半徑 R=9cm
r—鉆頭內孔半徑 r=5cm
3.1.3回轉鉆桿所需功率
N3= (當n<200r/min時)
N3= （當n>200r/min時）
式中：L—孔深 鉆孔深度：30～60m
d—鉆桿直徑 d=180mm
γ—沖洗液比重 γ=1.5
將上述參數(shù)及立軸的不同轉速分別代入以上各式，所得值列表3—2中。
表3－2
N(KW)
r/min
N/c
80
155
215
410
2000
0.080
0.094
0.102
0.120
4000
0.159
0.188
0.204
0.240
8000
0.319
0.376
0.408
0.480
10000
0.399
0.470
0.510
0.600
12000
0.479
0.564
0.612
0.720
2000
0.308
0.596
0.826
1.576
4000
0.615
1.192
1.653
3.153
8000
1.231
2.384
3.307
6.307
10000
1.538
2.980
4.134
7.884
12000
1.846
3.576
4.916
9.461
――
0.752
1.635
2.480
4.730
2000
1.140
2.325
3.408
6.426
4000
1.526
3.015
4.337
8.123
8000
2.302
4.395
6.195
11.517
10000
2.689
5.085
7.124
13.214
12000
3.077
5.793
8.053
14.911
――
0.028
0.028
0.028
0.028
2000
1.168
2.353
3.436
6.454
4000
1.554
3.043
4.365
8.151
8000
2.330
4.423
6.223
11.545
10000
2.717
5.113
7.154
13.242
12000
3.105
5.821
8.081
14.939
動力頭主要由液壓馬達，動力頭架，水辨，水辨軸，拖板等部件組成。動力頭采用BYM-160型擺線液壓馬達。變換動力頭液壓馬達的轉速，可通過調節(jié)馬達的進口溢流閥（見液壓系統(tǒng)圖）來實現(xiàn)。鉆機鉆進時，應根據(jù)地質條件，選擇合適的轉速。待轉速確定后，溢流閥應禁止在去調動。
動力頭架一端與動力頭液壓馬達的法蘭相連，其內部裝有兩盤單列圓錐滾子軸承（32208型），用以支承水辨軸并將其定心。
水辨是套在水辨軸上的，通過水辨上的與拖板相連的固定銷將其定位，水辨軸的相應位置開有通孔。水辨主要是向鉆頭供給冷卻水沖洗液。水辨體內裝有兩套組合橡膠密封圈，以防止漏水。水辨上還設有旋塞，借以調節(jié)水量的大小。
動力頭是通過其拖板，整體架在導軌面上的，與推進部一樣，其托板上裝有四副銅質條和調整塊，以減少導軌面的磨損。拖板上有個鉤子，以與推進部托板相連。
動力頭是液壓鉆機和其它一些液壓機床所具有的獨特結構，下面是動力頭詳細的圖，如下圖：
3.2錨固鉆機鉆機總體方案
3.2.1已知條件
鉆孔直徑：Φ100～Φ180mm
鉆孔深度：30～60m
鉆孔角度：0°～90°
回轉轉速：30rpm 60rpm 104rpm
最大扭矩：4.7kN.m
額定提升力：30kN
額定給進力：15kN
提升速度 ：15m/min
電動機功率：15kW，1470r/min
3.2.2總體傳動方案的確定
總體方案如下圖3-1
圖3.1
本錨固鉆機借鑒了柱式液壓回轉鉆機，它由主機、操作臺及泵站三部分組成，各部分之間通過膠管連接，主機部分由相互配合的立柱總成、托架總成及回轉總成構成。
創(chuàng)新點：本本鉆機采用立柱式機體
主要優(yōu)點：
1、 比類似產品重量輕、鉆孔速度快、精度高、定位準確、操作簡便、維修費用極低。
2、可以鉆不同方位，不同角度的孔，適用于各種復雜的地理環(huán)境及工作面。
3.2.3傳動系統(tǒng)的基本計算
1、鉆壓的計算
由有關資料可知，煤層的硬度介于1—4級之間，也即壓入硬度在0—1000Mpa之間，屬于中軟以下硬度的巖石，而本鉆機按適應巖石硬度為f≤8的鉆壓來算，可實現(xiàn)鉆機同時適應井上和井下的工作要求。
為實現(xiàn)對8級及以下巖層的鉆進，應選擇胚塊式針狀硬質合金作為鉆頭上的切削具，鉆頭形狀如圖3.2
每塊針狀硬質合金所承受的壓力值為P≤2000N/塊。次鉆頭上銜接有5塊合金，由鉆壓計算公式
C=P·m
式中 -----C為鉆壓
P合金壓力值P=2000N/塊
m合金個數(shù)m=5
所以
C=P·m=2000*5=10kN
2、轉矩的計算
經多方的試驗和研究(見《探礦工程學概論》)，在巖芯鉆探中，鉆機鉆進功率為：
式中 ——鉆進功率；
——空轉鉆桿柱的功率；
——克服由于傳送鉆壓、鉆桿柱彎曲并與孔壁接觸而產生摩擦阻力時增加的功率；
——鉆頭破碎巖石所需的功率(包括鉆頭與孔底的摩擦功率)
1).關于空轉鉆桿柱的功率
對于以50mm鎖接頭連接的鉆桿，鉆180mm鉆孔可用下式計算空轉功率
=0.64L··
式中 n——鉆桿柱的鉆速，n=4.5r/s
L——鉆桿柱長度，L=25m
=0.64×25××
=0.514kw
2).關于摩擦增加的功率
由于鉆桿柱承受軸向力而使鉆桿柱彎曲與孔壁發(fā)生摩擦因而增加的功率，可由下式計算：
=a·C·n
式中 a——經驗系數(shù)，取a=2.46×
C——鉆頭上的軸向壓力，C=10kn
n——鉆桿鉆速，n=4.5r/s
=2.46××10000×4.5
=1.2kw
3)關于鉆頭在孔底破碎巖石所需的功率
鉆頭破碎巖石的功率，常用下式計算：
=·A
式中 ——破碎孔底單位面積消耗的功率
硬質合金和金剛石鉆頭鉆進時——
=50×～150×w/，計算取
=100× w/
A——底孔破碎巖石的面積，
A=×π×=×π×
=0.00374
代入數(shù)值計算得：=3.74kw
由以上計算可知，
鉆機的鉆速ω===28.26rad/m
所以，鉆機的轉矩為：
M===193N·m
3.2.4液壓馬達、液壓泵以及電機的選擇計算
1、液壓馬達的選擇
由前面計算的扭矩：最大扭矩：4.7kN.m；
鉆機的工作轉速 回轉轉速：30rpm 60rpm 104rpm
選擇液壓馬達的型號為：BYM-160
排量V=160ml/min
轉速：10r/min-320 r/min
最大工作壓力：12Mpa
最大工作扭矩：210N·m
重量：7.8kg
馬達的相關參數(shù)的計算：
將馬達的鉆速確定為104 r/min時
馬達的理論流量：160×10443.2L/min
馬達的實際流量： 43.2/0.9844.08L/min
馬達輸入功率： ·7.347kw
馬達輸出功率： 5.454kw
馬達總效率： 0.742
馬達機械效率：0.76
2、液壓缸的基本計算
1)液壓缸內徑的計算
液壓缸的工作壓力應F=C,式中C為鉆壓
計算取，F(xiàn)=10kN
液壓缸內徑：
式中——F液壓缸的工作壓力（kN）
p液壓缸的工作壓力p11Mpa
代入數(shù)值有
根據(jù)《機械設計手冊》液壓缸缸筒內徑系列(摘自GB/T2348-1993)圓整成標準值：
2)活塞桿直徑的計算
計算根據(jù)速度比的要求來計算活塞桿直徑，
式中——活塞桿直徑
為液壓缸內徑
為速度比
為活塞桿的縮入速度
為活塞桿的伸出速度
計算取，
代入數(shù)值計算：
根據(jù)活塞桿外徑尺寸系列圓整成標準值
3)液壓缸的流量計算
液壓缸的伸出速度也即鉆機的鉆進速度=1.4m/s
式中——液壓缸的流量
液壓缸的伸出速度
活塞無桿端面積，
液壓缸的機械效率，
代入數(shù)值：
4)泵的選擇與計算
由上面在計算可知泵的輸出流量
泵的輸出功率：
式中——泵的輸出功率
泵的出口流量
泵的出口壓力
代入數(shù)值：
所需液壓泵的排量
式中——泵的排量
泵的實際流量
泵的容積效率，=0.985
代入數(shù)值計算的泵的排量
由此查《機械設計手冊》選用液壓泵的型號為：CB32
CB32的技術規(guī)格
型號
排量/ml·
壓力/Mpa
轉速/r·
容積效率
(%)
驅動功率/kw
重量
/kg
CB32
32
最低
最高
最低
最高
≥90
8.72
6.4
10
12.5
1500
5)電機的選擇
根據(jù)以上選泵的驅動功率，在此選擇電機為防爆型電機，由《機械設計手冊》選擇電機型號：Y160L-4
Y160L-4技術參數(shù)
型號
額定功率/kw
滿載是額定轉速
r/min
額定轉矩
重量
/Kg
Y160L-4
15
1470
2.2
144
3.3液壓缸的設計計算
3.3.1液壓缸的設計計算步驟
1)根據(jù)主機的運動要求，按表23.6-39選擇液壓缸的類型。根據(jù)機構的結構要求，按表23.6-40選擇液壓缸的安裝方式。(見《機械設計手冊》)
2)根據(jù)主機的動力分析和運動分析，確定液壓缸的主要性能參數(shù)和主要尺寸。例如液壓缸的推力、速度、作用時間、內徑、行程及活塞桿直徑等。
3)根據(jù)選定的工作壓力和材料進行液壓缸的結構設計。例如缸體壁厚、缸蓋結構、密封形式、排氣與緩沖等。
4)液壓缸性能的驗算。
3.3.2液壓缸類型與安裝方式
根據(jù)主機的運動要求選擇液壓缸的類型為：雙作用單活塞桿式推力液壓缸。
液壓缸的安裝方式為底部螺栓固定，頭部耳環(huán)連接。
3.3.3液壓缸性能參數(shù)的計算
（1）液壓缸的輸出力
1）單桿活塞式液壓缸的推力
式中 ——液壓缸推力（kN）
——工作壓力（Mpa）
——活塞的作用面積（）
——活塞直徑（m）
代入數(shù)值：
2）單桿活塞式液壓缸的推力
式中 ——液壓缸推力（kN）
——工作壓力（Mpa）
——活塞的作用面積（）
——活塞直徑（m）
——活塞桿直徑（m）
代入數(shù)值：
（2）液壓缸的輸出速度
1）單桿活塞式液壓缸外伸時的速度
式中 ——活塞外伸的速度（m/min）
——進入液壓缸的流量（）
——活塞的作用面積（）
——活塞桿直徑（m）
代入數(shù)值計算得=1.4m/s
2）單桿活塞式液壓缸活塞縮入時的速度
式中 ——活塞的縮入速度
——速度比
代入數(shù)值：
（3）液壓缸的作用時間
液壓缸的作用時間t為
式中 ——液壓缸的作用時間（s）
A——液壓缸的作用面積（）
活塞桿伸出時
活塞桿縮入時
S——液壓缸行程，S=1m
故，活塞伸出時的作用時間
活塞縮入時的作用時間
（4）液壓缸的儲油量
液壓缸的儲油量V為
式中 ——液壓缸的儲油量（）
——液壓缸的作用面積（）
——液壓缸的行程（）
代入數(shù)值：
（5）液壓缸的輸出功率
液壓缸的輸出功率N為
式中 ——液壓缸的輸出功率（kW）
——液壓缸的輸出力（kW）
——液壓缸的輸出速度（m/s）
代入數(shù)值：
3.3.4液壓缸主要幾何尺寸的計算
液壓缸的主要幾何尺寸，包括液壓缸的內徑D，活塞桿直徑d和液壓缸的行程s等。
（1）液壓缸內徑D的計算
液壓缸的工作壓力 FC,式中C為鉆壓
故，F(xiàn)10kn
液壓缸內徑：
式中——F液壓缸的工作壓力
p液壓缸的工作壓力p11Mpa
代入數(shù)值有
根據(jù)《機械設計手冊》液壓缸缸筒內徑系列(摘自GB/T2348-1993)圓整成標準值：
（2）活塞桿直徑的計算
計算根據(jù)速度比的要求來計算活塞桿直徑，
式中——活塞桿直徑
為液壓缸內徑
為速度比
為活塞桿的縮入速度
為活塞桿的伸出速度
計算取，
代入數(shù)值計算：
根據(jù)活塞桿外徑尺寸系列（GB/2348-1993）圓整成標準值
(3)液壓缸行程s的確定
液壓缸行程s，主要依據(jù)機構的運動要求而定。但為了簡化工藝和降低成本，應該根據(jù)GB2349-1980給出的標準系列值。根據(jù)鉆機的給進要求，綜上述選擇液壓缸的行程為s=1000mm
3.3.5液壓缸結構參數(shù)的計算
液壓缸的結構參數(shù)，主要包括缸筒壁厚、油口直徑、缸低厚度、缸頭厚度等。
（1）缸筒壁厚的計算
1）標準液壓缸外徑，本液壓缸屬于工程機械擁缸，故應根據(jù)《機械設計手冊》表23.6-59給出的工程機械標準液壓缸的缸體外徑系列來選擇。
2）由于本液壓缸應用于工程機械，且工作壓力較大，應選按中等壁厚來計算，公式如下
式中 ——液壓缸壁厚；
——液壓缸工作壓力（Mpa）；
——液壓缸內徑（mm）；
——缸筒材料的許用應力（Mpa）；
對于鋼管=100～110Mpa
計算取=110Mpa
——強度系數(shù)，采用無縫鋼管時=1，本缸為無縫鋼管加工制造；
——計入筒壁公差及腐蝕時的附加厚度，一般可略去。
代入數(shù)值：
3）缸體外徑的計算
式中 ——缸體外徑
代入數(shù)值：
圓整后得=50mm
（2）液壓缸油口直徑的計算
液壓缸油口直徑應根據(jù)活塞最高運動速度和油口最高液流速度而定
式中 ——液壓缸油口直徑（m）；
——液壓缸內徑（m）；
——液壓缸最大輸出速度（m/min），=2 m/s；
——油口液流速度（m/s），取=0.54m/s。
代入數(shù)值：
（3）缸底厚度計算
缸體厚度計算如下式
式中 ——缸底厚度（m）；
——液壓缸內徑（m）；
——工作壓力（Mpa）；
——缸底材料的許用應力（Mpa）
計算取=110Mpa
代入數(shù)值：，即缸底厚度=5.48mm，為適應缸底的最后設計形狀缸底允許加厚。
（4）缸頭厚度計算
由于在液壓缸缸頭上有活塞桿導向孔，因此其厚度的計算方法與缸底有所不同。如下圖
式中 —缸頭厚度（m）
——導向套滑動面的長度，在缸筒內徑<80mm時，取缸筒內徑的0.6～1.0倍（見《液壓傳動》，東北大學出版社）
計算取
——自選尺寸，計算取=8mm
缸頭形狀如下圖：
3.3.6液壓缸的聯(lián)接計算
（1）缸蓋聯(lián)接計算
1）焊接的聯(lián)接計算
液壓缸缸底采用對焊時如圖3.3焊縫的拉應力
式中 ——液壓缸輸出的最大推力（N）
由上面計算得=13800N
——液壓缸外徑（m）
——焊縫底徑（m）
——焊接效率，通常取=0.7
代入數(shù)值：
強度條件：
式中 ——焊縫的許用應力,
——焊條的抗拉強度，當采用焊條時
——安全系數(shù)=3.3～4，計算取=4，計算得
所以焊縫的強度符合要求。
圖3-3
2）螺紋聯(lián)接的計算
根據(jù)缸體外徑并參考GB/T196-2003“普通螺紋 基本尺寸”標準，選擇缸體與缸蓋聯(lián)接處螺紋的基本尺寸如下：
公稱直徑（大徑）
、（mm）
螺 距
（mm）
中 徑
、（mm）
小 徑
、（mm）
48
2
46.701
45.836
表3-1
缸體與缸蓋用螺紋聯(lián)接時（如圖3.4），缸體螺紋處的拉應力為
螺紋處的切應力為
合成應力及強度條件為
式中 ——液壓缸最大推力（N）；
——缸筒內徑（m）；
——螺紋外徑（m）由表3.1得=0.048m；
——螺紋內徑（m），采用普通螺紋時，可近似地按下式計算：
——螺紋螺距（m），==0.002m代入上式計算的=0.045836m；
——螺紋內摩擦系數(shù)（=0.07～0.2），一般取=0.12；
——螺紋預緊力系數(shù)，取=1.25～1.5，計算取=1.4
——螺紋的許用應力。，為缸筒材料的屈服極限，為安全系數(shù)，取=1.2 ～2.5，在此取=2。本缸的缸筒材料為45號鋼（中碳鋼）一般335MPa， 經淬火并回火處理后45號鋼屈服極限可達=640Mpa（見《機械設計》，程志紅，東南大學大學出版社）。故螺紋的許用應力：
將數(shù)值代入以上各式有，
螺紋處的拉應力：
螺紋處的切應力：
合成應力：
即有：
故，缸體與缸蓋的螺紋聯(lián)接強度符合要求。
圖3.4
（2）活塞與活塞桿的聯(lián)接計算
活塞桿與活塞肩部表面的壓應力（《液壓傳動設計手冊》，上?？茖W技術出版社）
式中 ——活塞上的孔徑（m）；
——活塞孔上的倒角尺寸（m），；
0.002——活塞桿上的倒角尺寸（m）；
——許用壓應力，活塞桿材料為45號鋼，所以
代入數(shù)值：
所以，活塞與活塞桿的聯(lián)接符合強度要求。
（3）耳環(huán)的聯(lián)接設計
根據(jù)缸徑的大小，參考JB1068-60或GB/T14042-1993（見《液壓傳動設計手冊》）
選擇耳環(huán)基本尺寸如下表：
（mm）
（mm）
（mm）
20
16
20
耳環(huán)形狀如下圖：
3.3.7液壓缸強度和穩(wěn)定性驗算
由于缸筒的剛度通常都大于活塞桿的剛度，故液壓缸的穩(wěn)定性主要取決于活塞桿的條件（見《液壓傳動》，東北大學出版社）。
（1）活塞桿穩(wěn)定性驗算
液壓缸承受軸向壓縮載荷時，當活塞桿直徑與活塞桿的計算長度之比大于10時（即），應校核活塞桿的縱向抗彎強度或穩(wěn)定性。
根據(jù)材料力學概念，一根受壓的直桿，在其負載力超過穩(wěn)定臨界力是，即已不能維持原有軸線狀態(tài)下的平衡而喪失穩(wěn)定。所以液壓缸的穩(wěn)定條件為
式中 ——活塞桿最大推力；
——活塞桿縱向破壞的臨界載荷（穩(wěn)定臨界力）；
——穩(wěn)定性安全系數(shù)，一般取=2～4，計算取=4。
對于沒有偏心載荷的細長桿，其縱向彎曲強度的臨界值，可按等截面法和非等截面法計算。
如果液壓缸在受壓狀態(tài)下的最大撓度點（所在位置）發(fā)生在由導向中心偏向活塞桿一邊（，導向中心到活塞桿端支點的距離=1.16m）時，液壓缸的穩(wěn)定臨界壓力可按等截面桿來計算；若最大撓度點偏向缸筒一邊（），則應按不等界面階梯桿來計算。其受力圖如下圖：
判別最大撓度點位置的之值可有下式計算：
式中 ——活塞桿材料的彈性模量，對于鋼材；
——活塞桿截面慣性矩，對于實體活塞桿
代入數(shù)值：
顯然
故此處的臨界力應按等截面桿計算，等截面計算法如下：
根據(jù)材料力學壓桿穩(wěn)定的理論，按等截面桿計算穩(wěn)定臨界力是有三種可能情況。
a．當液壓缸的柔度，即為最大柔度桿時，穩(wěn)定應力可按歐拉公式計算，即
式中 ——壓桿長度折算系數(shù)，取決于液壓缸的支撐形式，本缸安裝形式為兩端固定，故取=0.5
——壓桿的計算長度（及液壓缸安裝長度），=1.13m；
——活塞桿的回轉半徑，，為活塞桿直徑；
——大柔度桿的最小極限柔度，即臨界應力相當于材料比例極限時的柔度，其值為,其中為比例極限。常用材料的值見表3-2
b．當，即為中柔度桿時，穩(wěn)定臨界力可按雅興斯基經驗公式計算，即
式中 ——中柔度桿的最小極限柔度。根據(jù)實驗，，為材料的屈服極限。常用材料的值可按表3-2選??；
、——實驗常數(shù)，見表3-2
——活塞桿橫截面積。
c．當，即為小柔度壓桿（或稱短壓桿）時，實驗證明，它的破壞與失效現(xiàn)象無關，所以只需驚醒強度驗算即可。
表3-2
實驗參數(shù)
a/Pa
b/Pa
鋼（A3或25）
11.4
105
61
鋼（A5或45）
36.17
100
60
硅 鋼
38.17
100
60
經計算得液壓缸的柔度，即
故有
代入穩(wěn)定條件公式
即液壓缸的穩(wěn)定性符合條件。
（2）活塞桿強度驗算
當且時，活塞桿的強度驗算。當液壓缸僅有軸向壓縮載荷和自重G的作用，而不承受其它橫向作用力和縱向偏心力時，液壓缸的初始撓度值可按下式計算，即
式中 ——活塞桿與導向套的配合間隙，活塞桿外徑與導向套內孔采用f9級配合，所以配合間隙=52；
——活塞與缸筒內壁的配合間隙，活塞外徑采用h9級配合，故=62；
——活塞桿頭部銷軸孔至導向中心點A的距離，已算得=1.109m；
——缸筒尾部銷軸孔至導向中心點A的距離，=1.077m；
——活塞桿全部外伸時，液壓缸兩端銷之間的距離，=2.186m；
——活塞桿全部外伸時，導向套滑動面前端到活塞滑動面末端的距離，=0.06m；
——液壓缸最大推力，=13800N；
——液壓缸自重，重心位置假定在導向中心點A處，選定材料后，經計算活塞的質量約=0.24kg，活塞桿的質量約=8.348kg，液壓缸筒的質量=6.02kg，其它部件，則；
——液壓缸軸線與水平線的夾角，當液壓缸水平工作時=1。垂直工作時=0。
代入數(shù)值：
活塞桿在偏心載荷作用下的合成應力及強度條件為，
式中 ——活塞桿橫截面積，；
——活塞桿橫截面模數(shù)（即彎曲截面系數(shù)），
——材料的許用應力，對于鋼管取=110MPa
代入數(shù)值：
顯然
故活塞桿的強度符合要求。
3.4液壓輔助元件的設計
在液壓傳動系統(tǒng)中，起輔助作用的元件稱為液壓輔助元件。它主要包括油箱、油管、管接頭、過濾器、冷卻器和密封裝置等。盡管這些元件在液壓傳動中起的是輔助作用的，但它對保證液壓傳動系統(tǒng)有效地工作和一定的工作性能是十分重要的。下面是對液壓輔助元件的設計和選用。
3.4.1油箱容量計算
（1）油箱的有效容積（液面高度為油箱高度80%時的容積）應該根據(jù)液壓系統(tǒng)發(fā)熱，散熱平衡的原則來計算，這項計算在系統(tǒng)負載較大、長期連續(xù)工作時是必不可少的。但對于一般情況來說，油箱的有效容積可以按液壓泵站的額定流量(L/min)估算出來。
式中 ——郵箱的有效容積，L:
——與系統(tǒng)壓力有關的經驗公式：一般取3~5。計算取=3
代入計算，
根據(jù)JB/T7938—1999油箱容量圓整后得
（2）油箱基本尺寸的確定
設油箱長、寬、高分別為，取、由油體的計算公式：
計算有
即有：
油箱實際高，油箱的外形尺寸還應跟實際的需要適當調整。
3.4.2油管
（1）油管的種類及特點
液壓系統(tǒng)中使用的油管種類很多，有鋼管、銅管、尼龍管、塑料管、橡膠管等，須按照安裝位置、工作環(huán)境和工作壓力來正確選用。油管的特點及其使用范圍可參見《機械設計手冊4》。
（2）油管參數(shù)的確定
1）油管內徑的確定。油管內徑主要由油液通過的流速來確定，直徑小流速高，壓力損失小，甚至生產噪聲和振動；直徑大，不但難于彎曲安裝，而且管路所占空間加大，機器重量增加，因此要合理選擇油管內徑。管徑有下式確定
式中 ——液體流量，；
——流速，，推薦用流速：對于吸油管（一般取1以下）；對于壓油管（壓力高、管道短或油液黏度小的情況取大值，反之取小值，局部或特殊情況可?。?；對于回油路。
①對于推進液壓缸油管，， 代入數(shù)值得
根據(jù)《機械設計手冊4》表23.9-4取液壓缸用膠管內徑，鋼絲層數(shù)Ⅱ，膠管外徑21，最小彎曲半徑160
②對于液壓馬達油管，，代入數(shù)值得
根據(jù)《機械設計手冊4》表23.9-4取液壓馬達用膠管，鋼絲層數(shù)Ⅱ，膠管外徑28，最小彎曲半徑240。
2）膠管的選擇及設計中應注意事項。根據(jù)工作壓力和按上式求得的管子內徑，選擇膠管的尺寸規(guī)格。高壓膠管的工作壓力，對不經常使用的情況可提高20%；對與使用頻繁，經常彎扭者要降低40%。膠管在使用及設計中應注意下列事項：
a．膠管的彎曲半徑不宜過小，一般不應小于表23.9-4的值。膠管與管接頭的連接處應留有一段值的部分，此段長度不宜小于管外徑的兩倍。
b．膠管的長度應考慮到膠管在通入壓力油后，長度方向將發(fā)生收縮變形，一般收縮量為管長的3%~4%。因此，膠管安裝時避免處于拉緊狀態(tài)。
c．膠管在安裝時應保證不發(fā)生扭轉變形，為便于安裝，可沿管長涂以色紋，以便檢查。
d．膠管的管接頭軸線，應盡量放置在運動的平面內，避免兩端互相運動時膠管受扭。
e．膠管應盡量避免與機械上尖角部分相互接觸和摩擦，一面管子損壞。
3.4.3管接頭
本鉆機泵站的管接頭有焊接式管接頭，卡套式管接頭和扣壓式管接頭
焊接式管接頭
卡套式管接頭
扣壓式管接頭
采用焊接式管接，應用接管和管子焊接。接頭體和接管之間用O型管密封圈，端面密封。結構簡單，密封性好，對管子尺寸精度要求不高，但要求焊接質量高，裝卸不便。工作壓力可達31.5MPa，工作溫度為-25~80攝氏度，適用于油為介質的管路系統(tǒng)。大泵選用管接頭的聯(lián)結螺紋為M42×2，管接頭的連接螺紋為M33×2。
卡套式管接利用卡套變形卡主管子并進行密封，結構先進，性能良好，重量輕，體積小，使用方便，廣泛應用于液壓系統(tǒng)中。工作壓力可達31.5Mpa，要求管子尺寸精度高，需用冷拔光管?？ㄌ拙纫喔?。適用于油、氣及一般腐蝕性介質的管路系統(tǒng)。
這種管接頭由接頭外套和接頭芯子組成，軟管裝好后再用模具扣壓，使軟管得到一定壓縮量，此種結果具有較好的看拔脫和密封性能。可與擴口式，卡套式，焊接式或快換接頭聯(lián)接使用。工作壓力與軟管結構及直徑有關。適用油、水、氣為介質的管路系統(tǒng)。介質溫度：油：-40～100攝氏度。
3.4.4過濾器
周圍環(huán)境中和液壓系統(tǒng)在制造、工作過程中所產生的固體雜質，可以通過各種渠道污染工作液體，因而妨礙系統(tǒng)的正常工作，降低元件的壽命，加速工作液體的質變過程。國內外生產實際統(tǒng)計表明，液壓系統(tǒng)故障有75%左右是由介質的污染而直接或間接造成的。因此保護工作液體的清潔，防止其被污染，具有重要的意義。
（1）過濾器的一般工作原理和主要性能參數(shù)
過濾器的工作原理，就是在工作液體的通道中裝置多孔可透性的介質或過濾元件（即濾芯），采用濾除油液中的非可溶性顆粒污染物。除此之外，還可以利用吸附、凝聚和磁性等過濾方式，對油液進行凈化。
按照結構和過濾方式，過濾器可分為表面型和深度型兩大類。
表面型過濾器的過濾通孔大小一般認為是均勻的，它將所有大于通孔尺寸的污染物顆粒全部截留在濾芯的上游側，如圖3-3-1所示；而小于通孔尺寸的顆粒則通過濾芯到達下游。這種過濾器的過濾原理主要是直接阻截，如金屬式，繞線式，片式過濾器等。
圖3-3-1
深度型過濾器的過濾元件為多孔可透性材料，其表面孔徑不均勻，內部具有曲折迂回的通道。它的過濾作用發(fā)生在表面孔和內部通道中，大顆粒污染物可能被截留在濾芯上游，也可能進入內部通道，甚至穿過濾芯到達下游；而進入內部通道的小顆粒污染物也可以沉積在曲折的內壁上。因此，深度型過濾器的作用，具有更大的隨機性。燒結式過濾器和各種纖維或濾紙介質的過濾器，都屬于這種類型。
過濾器的有關參數(shù)和性能指標包括過濾精度、壓差特性、納垢能量、工作壓力、過濾能力。
（2）過濾器在液壓系統(tǒng)中的安裝位置
過濾器安裝在液壓系統(tǒng)的不同位置時，具有不同的濾清保護作用。而對不同位置過濾器的性能，也有不同的要求。通常，過濾器在液壓系統(tǒng)中有下述幾種安裝位置。
1）安裝在液壓泵吸油管道上
如圖3-3-2所示，圖中為安裝在液壓泵吸液管道上的過濾器，它可以保護整個液壓系統(tǒng)（包括液壓泵）免受大顆粒雜質的