井巷用全自动全液压凿岩台车设计书

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1、井巷用全自动全液压凿岩台车设计书一全液压驱动凿岩台车的应用领域在本节我们主要介绍全液压凿岩台车的应用范围、阐述液压台车的性能特点和对台车的主要技术参数的介绍1.1 台车主要适用范围履带式全液压凿岩台车机身小，采用履带自行和双臂液压凿岩结构，设计科学合理，吸取了同类设备的优点，工作性能稳定，能实现工作面全方位凿岩；配套的防卡钎自动停车装置，凿岩速度快、成本低，保证施工质量。该产品适用于煤矿、铁路、冶金、水电等建设中掘进巷道、隧道，还可以对掌子面、顶板、侧帮、底板进行凿岩作业。因其工作噪声低、安全性高、能减少环境污染和工人劳动强度，是目前在矿山推行的绿色环保、安全设备1.2 液压台车的主要特点1、

2、机身小、结构紧凑、工作稳定性好。2、操作方便、安全舒适、作业噪音低、污染少。3、履带自行、机动灵活、爬坡能力强。 4、双臂液压凿岩、能在工作面任意凿岩、定位准确；施工质量好、凿岩成本低。5、具有逐步打眼装置，凿孔稳定，工作效率高。 6、设有防卡钎自动停车装置，冲击频率可调，凿岩速度快。7、动力单一化，能耗低。8、液压系统先进，管路布置合理，检修方便。1.3 台车主要技术参数表1-1项目单位主要技术参数外形尺寸mm720010301600凿孔直径mm2742钻孔深度mm2100推进器最大推进力N7000行走速度km/h3爬坡能力%25%(约14度)最小转弯半径m6补偿行程mm1500适用最大断面

3、m17.5装机容量kw45供电电压V380/660电机转数r/min1470凿岩机冲击能J200总重t约8二全液压驱动凿岩台车液压系统执行元件的设计计算及确定液压系统的执行元件是各液压缸和液压马达和液压凿岩机，在本节进行的是各液压缸和液压马达的设计计算和确定和液压凿岩机的选择。我们需要确定的液压缸主要有后支腿液压缸、前支腿液压缸、推进器摆角液压缸、推进器俯仰液压缸、钻臂回转液压缸、钻臂摆动液压缸、钻臂升降液压缸、推进补偿液压缸、扶钎器开闭液压缸、推进缸、工作台升降缸。需要确定和计算的液压马达主要有行走马达和钻臂回转液压马达以及选择合适的跟台车配套的液压凿岩机图2-11推进器导轨 2 推进器摆动

4、架 3 补偿油缸 4推进油缸 5凿岩机托板 6 液压凿岩机 7 摆动油缸 8钻臂座 9 升降油缸 10 钻臂 11 俯仰油缸 12 摆角油缸2.1 支腿液压缸的计算和确定根据同类产品对比可预选液压缸的最大推进力F max约为7.610 N1、选单杆活塞缸 d=0.688D (如下表)2、确定支腿液压缸的主要参数（1）、初选压力为p1=16MPa（2）、参数的计算p1A1p2A2=F max/式中：p1-液压缸工作腔压力 MPa； p2-液压缸有杆腔压力 MPa； A1-活塞杆无杆腔面积 m2； A2-活塞杆有杆腔面积 ； Fmax-最大推进力 N；-总效率。取=0.95，背压力p2约为0MPa

5、即：3.14p1 /4=F max/N163.14 /4=76000/0.95由此可算出：D=80mm d=0.688D=55mm根据设计要求可知液压缸的行程为243mm和269mm（3）、计算支腿液压缸的最大流量初选 v=20mm/s=0.02m/s 可知 Q=A1v=(3.14/4)v=(3.1464000.02)/4=6.0288L/min所以可确定前支腿的各参数为：p=16MPa Q=6.0288L/min D=80mm d=55mm因此前支腿可选择HSGK-02-80/55E-1411-243型号的液压缸、后支腿可选择HSGK-02-80/55E-1411-269型号的液压缸2.2

6、七连阀上各动作液压缸的设计计算2.2.1 钻臂升降缸根据同类产品对比可预选液压缸的最大推进力F max约为96000N1、选单杆活塞缸 d=0.556D2、确定钻臂升降液压缸的主要参数（1）、初选压力为p1=16MPa（2）、参数的计算p1A1p2A2=F max/式中：p1-液压缸工作腔压力 MPa； p2-液压缸有杆腔压力 MPa； A1-活塞杆无杆腔面积 m2； A2-活塞杆有杆腔面积 m2； Fmax-最大推进力 N；-总效率。取=0.95，背压力p2约为0MPa即：3.14p1D /4=Fmax/1610 3.14D /4=96000/0.95由此可算出：D=90mm d=0.556

7、D=50mm根据设计要求可知液压缸的行程为435mm（3）、计算钻臂升降液压缸的最大流量初选 v=20mm/s=0.02m/s可知 Q=A1v=(3.14D /4)v=(3.14810010 0.02)/4=7.6302L/min所以可确定钻臂升降液压缸的各参数为：p=16MPa Q=7.6302L/min D=90mm d=50mm因此钻臂升降可选择HSGK-02-90/50E-1311-435型号的液压缸2.2.2 推进补偿缸根据同类产品对比可预选液压缸的最大推进力F max约为19000N1、选单杆活塞缸 d=0.625D2、确定推进补偿液压缸的主要参数（1）、初选压力为p1=16MPa

8、（2）、参数的计算p1A1p2A2=F max/式中：p1-液压缸工作腔压力 MPa； p2-液压缸有杆腔压力 MPa； A1-活塞杆无杆腔面积 m2； A2-活塞杆有杆腔面积 m2； Fmax-最大推进力 N；-总效率。取=0.95，背压力p2约为0MPa即：3.14p1 /4=Fmax/163.14 /4=19000/0.95由此可算出：D=40mm d=0.556D=25mm根据设计要求可知液压缸的行程为1500mm（3）、计算推进补偿液压缸的最大流量初选 v=100mm/s=0.1m/s 可知 Q=A1v=(3.14/4)v=(3.1416000.1)/4=7.538L/min所以可确

9、定推进补偿液压缸的各参数为：p=16MPa Q=7.538L/min D=40mm d=25mm因此推进补偿缸可选择HSGK-02-40/25E-1411-1500型号的液压缸2.2.3 钻臂摆动缸根据同类产品对比可预选液压缸的最大推进力F max约为76000N1、选单杆活塞缸 d=0.563D2、确定钻臂摆动液压缸的主要参数（1）、初选压力为p1=16MPa（2）、参数的计算p1A1p2A2=F max/式中：p1-液压缸工作腔压力 MPa； p2-液压缸有杆腔压力 MPa； A1-活塞杆无杆腔面积 m2； A2-活塞杆有杆腔面积 m2； Fmax-最大推进力 N；-总效率。取=0.95，

10、背压力p2约为0MPa即：3.14p1D /4=Fmax/163.14 /4=76000/0.95由此可算出：D=80mm d=0.563D=45mm根据设计要求可知液压缸的行程为253mm（3）、计算钻臂摆动液压缸的最大流量初选 v=20mm/s=0.02m/s 可知Q=A1v=(3.14/4)v=(3.1464000.02)/4=6.288L/min所以可确定钻臂摆动液压缸的各参数为：P=16MPa Q=6.288L/minD=80mm d=45mm因此钻臂摆动缸可选择HSGK-02-80/45E-1411-253型号的液压缸2.2.4 推进器俯仰缸因推进器俯仰缸和钻臂摆动缸的受力情况基本

11、一样，因此他们的各参数也是基本一样的，只不过根据台车的工作要求推进俯仰缸的行程是435mm因此推进器补偿缸可选择HSGK-02-80/45E-1411-435型号的液压缸2.2.5 推进器摆角缸根据同类产品对比可预选液压缸的最大推进力F max约为47000N1、选单杆活塞缸 d=0.556D2、确定推进器摆角液压缸的主要参数（1）、初选压力为p1=16MPa（2）、参数的计算p1A1p2A2=F max/式中：p1-液压缸工作腔压力 MPa； p2-液压缸有杆腔压力 MPa； A1-活塞杆无杆腔面积 m2； A2-活塞杆有杆腔面积 m2； Fmax-最大推进力 N；-总效率。取=0.95，背

12、压力p2约为0MPa即：3.14p1D /4=Fmax/163.14 /4=47000/0.95由此可算出：D=63mm d=0.556D=35mm根据设计要求可知液压缸的行程为277mm（3）、计算推进器摆角液压缸的最大流量初选 v=30mm/s=0.03m/s 可Q=A1v=(3.14/4)v=(3.1464000.03)/4=5.6082L/min所以可确定推进器摆角液压缸的各参数为：p=16MPa Q=5.6082L/min D=63mm d=35mm因此推进器摆角可选择HSGK-02-63/35E-1411-277型号的液压缸2.2.6 扶钎器开闭缸（夹紧缸）根据同类产品对比可预选液

13、压缸的最大推进力Fmax约为15500N1、选单杆活塞缸 d=0.694D2、确定推进缸的主要参数（1）、初选压力为p1=16MPa（2）、缸的结构参数计算p1A1p2A2=F max/式中：p1-液压缸工作腔压力 MPa； p2-液压缸有杆腔压力 MPa； A1-活塞杆无杆腔面积 m2； A2-活塞杆有杆腔面积 m2； Fmax-最大推进力 N；-总效率。取=0.95，背压力p2约为0MPa即：3.14p1D /4=Fmax/163.14 /4=15500/0.95由此可算出：D=36mm d=0.694D=25mm根据设计要求可知液压缸的行程为50mm（3）、计算扶钎器开闭缸的最大流量初选

14、 v=100mm/s=0.1m/s 可知 Q=A1v=(3.14/4)v=(3.1412960.1)/4=6.104L/min所以可确定扶钎器开闭液压缸的各参数为：p=16MPa Q=6.104/minD=50mm d=35mm根据以上计算结果可以确定扶钎器开闭缸的各主要参数分别为：缸径：3 杆径：25 行程：50mm 工作压力：16Mpa因为我们选择的扶钎器开闭缸不是标准系列的液压缸，所以需要定做HSGK系列液压缸的外形图和平面图分别如下所示： 图2-1 HSGK液压缸 HSGK系列液压缸的主要型号说明如下：HSG 系列液压缸HSG 系列双作用单杆活塞式液压缸，是液压系统中作往复直线运动的执

15、行机构。具有结构简单、工作可靠、装拆方便、易于维修、可带缓冲装置及连接方式多样等特点。他适用于工程机械、矿山机械、起重运输机械、冶金机械及其他机械等。型号说明.双作用单杆活塞式液压缸。.缸盖连接方式：L-螺纹(缸径80)；K-卡件(缸径80)；(80/55无卡件式)。.设计序号：01-活塞为y型圈密封；02-活塞为组合密封。.缸径(mm)。.活塞杆直径(mm)。.压力等级 16MPa。.缸头、缸筒连接方式：（见附表1）。.活塞杆端连接方式：（见附表2）。.缓冲部位：（见附表3）。.油口连接方式：1-内螺纹。1.与主机连接方式。缸头、缸筒连接方式编 号连 接 方 式备 注1缸头耳环带衬套2缸头耳

16、环装关节轴承3铰轴用于缸径D80（指卡键连接）4端部法兰5中部法兰活塞杆端连接方式编 号连 接 方 式备 注1杆端外螺纹编号2、4、6用于缸径632杆端内螺纹3杆端外螺纹杆头耳环带衬套4杆端内螺纹杆头耳环带衬套5杆端外螺纹杆头耳环装关节轴承6杆端内螺纹杆头耳环装关节轴承7整体式活塞杆耳环带衬套仅用于40、50缸径8整体式活塞杆耳环装关节轴承缓冲部位编 号部 位备 注0不带缓冲40、50、63缸径不带缓冲；速比=2时只有缸头端带缓冲。1两端带缓冲2缸头端带缓冲3杆头端带缓冲图2-2 HSGK系列液压缸型号说明2.3 钻臂回转马达的各参数的设计计算根据台车的工作条件和台车本身的主要性能可初步估算钻

17、臂的钻矩约为M=646.93Nm则可初选 =0.8 注：为总效率 p1=16MPa p2=0MPa则 q=6.28M/pp1-工作腔的压力p2-执行腔的压力q-排量M-钻矩p-压力差q=6.28M/(p1-p2)=6.28646.93/160.8=317.410 m /r =317.4ml/r由上面的压力p=16MPa 流量q=317.4mil/r则可选择上海飞机制造厂生产的BM-D320型液压马达，它的具体参数如下表表2-1排量（ml/r）压力MPa转数r/min额定转矩Nm额定流量L/min功率KW重量kg额定最高额定最高317.416 20 250 3106758016.722.6BM-

18、D320马达的外形图如下图所示： 图2-3 BM-D320液压马达2.4 推进缸的设计计算 因为推进过程是和转钎冲击配合一起完成工作的，所以我们还得单独计算推进缸的各参数。推进缸的各参数计算过程如下：根据同类产品对比可预选液压缸的最大推进力Fmax约为29830N1、选单杆活塞缸 d=0.7D2、确定推进缸的主要参数(1)、初选压力为p1=16MPa(2)、缸的结构参数计算p1A1p2A2=F max/式中：p1-液压缸工作腔压力 MPa； p2-液压缸有杆腔压力 MPa； A1-活塞杆无杆腔面积 m2； A2-活塞杆有杆腔面积 m2； Fmax-最大推进力 N；-总效率。取=0.95，背压力

19、p2约为0MPa即：3.14p1 /4=Fmax/163.14 /4=29830/0.95由此可算出：D=50mm d=0.7D=35mm根据设计要求可知液压缸的行程为1195mm(3)、计算推进液压缸的最大流量初选 v=100mm/s=0.1m/s 可知 Q=A1v=(3.14/4)v=(3.1425000.1)/4=11.775L/min所以可确定钻臂升降液压缸的各参数为：p=16MPa Q=11.775L/min D=50mm d=35mm根据以上计算结果可以确定推进缸的各主要参数分别为：缸径：50 杆径：3 行程：1195mm 压力：16MPa 因为我们选择的推进缸不是标准系列的液压缸

20、，所以需要定做以上就是钻臂上各工作缸和工作马达的计算和确定，具体工作原理图如下所示：图2-4 台车的钻臂2.5.行走马达的各参数的设计计算及减速机的选择 1、参数：转矩M=80.946Nm初选 =0.8 为总效率p =16MPa p =0MPa所以 q=6.28M/(p)=(6.2880.946/(160.8)=39.71410 m /r=39.714ml/rp1-工作腔的压力p2-执行腔的压力q-排量M-钻矩p-压力差根据上面计算的参数可选用北京华德液压泵厂A2FE80型的液压马达，他的 具体参数如下表：表2-2型号最大输出转矩最高使用压力最高转速最大流量A2FE80508Nm50 MPa4

21、500r/min360L/min图2-5 A2FE80型液压马达2.根据车的行走速度 链轮的齿数Z=16 节距L=120mm 由公式：初选减速机的减速比 可知 3.根据车行车时马达所需的流量 可知 马达流量是由两个泵总流量提供 =2Q=241. 89 =83.78 L/min 由马达的参数可知 q=80ml/r 马达的转速 n=/q=83.781000/80=1047r/min 通过计 算减速GFT26T21000/2和马达选择是合理(减速机外形尺寸如图）2. 6 液压凿岩机的选择根据台车的工作要求和设计要求我们可选择HYD200型液压凿岩机，HYD200型液压凿岩机是一种新型高效的凿岩设备，

22、液压凿岩机采用循环的高压油作动力，能量利用率高、机械性能好、凿岩速度高，性能参数可调，以适应不同的岩石，减少故障，消除了污染，净化工作环境，噪声低改造了工作条件。自动化程度高，减轻工人劳动强度、润滑条件好，零件寿命高。根据设计要求的HYD200型液压凿岩机的主要性能参数如下：冲击油压 16MPa 冲击流量 3045L/Min冲击能 100200J 冲击频率 3467HZ（三个频档）转钎速度 200240r/min 钻孔直径 2845mm机重 115Kg所以我们选择的HTD200型凿岩机具体参数如下: 冲击机构工作原理（见下图）液压凿岩机HYD200冲击能 (J)冲击频率 (Hz)冲击油压 (M

23、pa)冲击流量 (L/min)旋转扭矩 (N.M)20034-6714-1630-4560-300旋转油压 (Mpa)旋转流量 (L/min)转钎数 (r/min)钻孔直径 (mm)重量 (Kg)40-70200-40027-6495表2-3 冲击机构由活塞1，与其配合的缸体2，和起换向作用的配油阀3，后缸盖4，蓄能器5等组成。HYD-200液压凿岩机是冲击回转式的。冲击和回转分别由两条液压油路分别驱动。其冲击部分的工作原理是：冲击部分采用活塞前腔恒高压式，活塞后腔回油有配油阀的结构，由于活塞前腔为恒高压，所以推动活塞进入回程。当活塞回程运动信号液压油到配油阀的推阀腔，推动配油阀交变切换位置，

24、使高压油进入活塞后腔，吸收活塞回程的运动能量。当活塞继续运动到回程速度等于零的位置，由于活塞后腔高压油形成的轴向推力大于活塞前腔恒高压条件下的面积差的轴向力，活塞开始向前运动进入冲程，当活塞快要打击钎尾之前，活塞上的泄压槽把低压回油路与配油阀孔道接通，使得配油阀的推阀腔很快失压，于是配油阀交变复位，切断了向活塞后腔供油，同时把低压回油路与活塞后腔沟通，使活塞后腔失压，由于这时的活塞冲程能量最大，虽然活塞前腔恒高压开始吸收冲击能量，但活塞仍然靠惯性向前高速运动，很快打击钎尾，此后又开始进入回程进行下一个工作循环，不断的对钎尾进行冲击。冲击动作大致可分为四个阶段，即回程回程换向冲击冲击换向。这四个

25、阶段是由配油阀的供油状态决定的。蓄能器从回程开始积蓄能量回程转换结束蓄能完毕；从冲击转换开始释放能量，冲击完毕，释放能量结束活塞开始后退时的液压原理图 2-6 冲击器的冲击液压回路1.油箱 2.油泵 3.溢流阀 4.冲击阀 5.逐步打眼阀 6. 滤油阀 7.凿岩机 在正常工作时凿岩机在掌子面推进受到阻力时推进油路的油压升高。当升高到顺序阀的调定压力5(Mpa )时 ,顺序阀动作，压力油通过顺序阀到冲击换向阀的冲击小油缸b腔冲击阀动作。从而使主泵2的压力通过冲击阀4和滤油器6进入凿岩机驱动凿岩机冲击。该系统的压力由逐步打眼阀来控制。通过控制冲击压力，可达到控制冲击能量大小的目的。三台车液压系统动

26、力源的设计计算及确定本节我们主要根据执行元件的各参数来确定和选择动力源。凿岩台车的工作原理是由动力系统把动力源接入台车的动力模块，由动力模块通过四联泵和两联泵把电能转化成液压能。所以我们需要确定的动力元件主要有电机的各参数确定和液压泵的参数计算和确定3.1 电机的选择 根据动力源要带动液压泵驱动液压马达而且一般都是井下作业,如果选择柴油机作为动力源的话肯定是危险性较高，因此我们可以选择45kw防爆增安型防腐三相异步电动机作为动力源，具体参数如下表表3-1额定功率kw 型 号 满 载 时堵转转矩/额定转矩堵转电流/额定电流最大转矩/额定转矩重量kg电流A效率转速r/min功率因素cos45YA2

27、50M-4WF84.59214700.881.77.02.24253.2 液压泵的计算和确定本台车所用的液压泵有两个，主泵为四联径向柱塞泵，供给凿岩机冲击、转钎用及或供行走马达用。一个辅泵由两联径向柱塞泵组成，供左右钻臂各种动作和支腿液压缸用。该泵具有技术指标先进，转速高、压力高、效率高、结构简单，承受冲击性能好的特点。零件使用寿命长，使用方便，但自吸能力差，特别适用于多泵油源的液压系统中，可发挥一泵多能的独特优势。他们的各参数的确定过程如下：3.2.1 辅泵的确定因为辅泵主要是供左右钻臂各种动作和支腿液压缸用，而这些执行元件中钻臂升降液压缸的受力和流量最大，因此只要能满足钻臂升降缸的各种动作

28、那其他各执行液压缸和液压马达必定能够满足，所以我们就可以根据钻臂升降缸的各参数来确定辅泵的各参数，计算过程如下： 1、液压泵的最大工作压力PmaxPmaxp1p注：p1为最大工作压力p为系统进油路上的总压力损失经过类比可知：p1=16MPa p=0.2MPa所以 Pmax16.2MPa2、液压泵的最大流量Qmax=KQ 泵的流量 注：K为泄漏系数K取1.1 Q=7.6302L/min所以 Qmax=1.17.6302=8.39322L/min3、液压泵的驱动功率Nmax=PmaxQmax/=(16.21000 8.3932210 00)/(600.9)=2.518KW所以计算出的泵的各参数为：

29、压力p=16.2MPa 流量Qmax=8.39322L/min 由此可知辅助泵选 MBD -210FL-F两联径向柱塞泵（参数如下表）3.2.2 主泵的确定1、主泵主要是供给凿岩机冲击和转钎用。最后合流供行走马达用。因为主泵是由四联泵组成，而我们设计的液压系统是对称的系统，所以每个凿岩冲击和转钎系统有两个泵供油，为了便于分析我们可以定义为主泵1和主泵2由已经确定的凿研机和推进缸的各参数可知：Q =41L/min Q =11.775L/min初选主泵的排量q=28.5ml/r所以主泵的流量Q1=nq=1470r/min28.5ml/r=41895ml/min=41.89L/min由系统要求可知泵

30、2主要带动推进缸和凿岩机中的转钎马达用泵1主要是带动冲击器做冲击用。所以 =Q2 -Q推进缸 =41.89-11.775=30.115L/min Q冲击器 = Q凿岩机- Q钻钎马达=41-30.115=10.885L/min Q 1 =41.89L/min =10.885L/min所以排量为28.5ml/r的主泵完全能够凿岩机和推进缸的工作要求2、主泵1和主泵2合流后再带动行走马达工作因为行走系统选用了A2FE80型的马达它的排量为39.714ml/r由上面的计算过程可知 Q = Q1 + Q 2=41.89L/min+41.89L/min=83.78L/min所以 n= Q /q=(82.

31、7810 00)/80=1047r/min因为A2FE80型马达的最高转速是4500r/minn所以主泵合流后能满足行走马达的转速要求所以主泵的排量选择28.5ml/r是合理的 主泵与辅助泵的选择参数如下类别 四联径向泵两联径向泵 公称排量（ml/r） 428.5 210 额定压力(MPa) 16 16 最高压力（MPa） 25 25额定转速（r/min） 1500 1500 重量 （kg） 89 14.8 运用介质YB-N100液压油或油温为50时黏度为2740/s 的其他液压油泵型号说明如下四台车液压系统设计及液压控制阀的选取本节我们主要是通过前面已经计算出来的各执行元件的和动力元件的各参

32、数来确定各液压控制阀的参数，通过这些参数来选取各液压控制阀。根据我们设计的台车的具体工作情况和其实际的管路连接情况，我们可以把总回路图分成五个小回路来分别分析确定各个回路的控制阀，分别是支腿回路、七联阀回路、冲击回路、转钎推进回路、行走回路4.1 支腿液压回路控制阀的确定各液压控制阀的额定压力和额定流量一般应与其使用压力和流量相接近。对于可靠性要求较高的系统，阀的额定压力应高出其使用压力较多。如果额定压力和额定流量小于使用压力和流量，则易引起液压卡紧和液动力不足，并对阀的工作品质产生不良影响由上面所得的支腿液压缸和液压泵的各参数可知通过方向控制阀的最大流量是Q=9.261L/min,最大压力p

33、=16MPa所以可选择合肥长源液压件厂生产的ZDL10E-T-O0-1型三位六通手动多路换向阀型号说明如下：4.2 七联阀回路控制阀的确定由上面的计算我们可以知道七联阀中控制七个执行元件，其中钻臂升降液压缸的受力最大，所以执行元件中就可以根据钻臂升降缸的参数来确定方向控制阀的各参数。因钻臂升降缸的最大流量为Q=7.6302L/min 最大压力为p=16MPa同时我们也同样得考虑液压泵的供油流量和压力。因液压泵的最大流量为 9.261L/min,最大提供压力为16MPa根据以上参数我们可以确定通过方向控制阀的最大压力为p=16MPa最大流量为Q=9.261L/min所以我们可以选择四川长江液压件

34、厂生产的ZS3-L10F-7(T0)型液压控制阀型号说明如下：图4-1 方向控制阀型号说明性能参数4.3 冲击液压回路方向控制阀的确定因为冲击器是在液压凿岩机连成一体的，所以冲击器的最大压力和最大流量应按照凿岩机的最大流量和压力来计算。由前面我们已经确定的参数可知凿岩机的最大流量Q=41L/min 最大压力p=16MPa而冲击器是由主泵带动的，前面我们已经确定出主泵的最大压力和最大流量分别为 Q=41.16L/min p=16MPa所以由液压泵的参数可以确定控制阀的最大流量和最大压力分别不小于41.16L/min和16MPa根据以上参数我们可以选用合肥长源液压件厂生产的ZDF15L-0型方向控

35、因冲击器要控制推进补偿缸，所以在冲击器进油口和补偿缸之间要有一个二位四通的换向阀连接，因压力和流量分别不小于冲击器和推进缸的压力和流量，所以我们可选择上海立新液压件厂的4WMM10G50型方向控制阀，其具体参数如下：表4-1通径mm最大流量L/min最大工作压力MPa操纵力N重量kg生产厂家1010031.520-274上海立新4.4 转钎推进方向控制阀的确定因为控制转钎马达的方向控制阀和控制推进缸的控制阀是一个组合二联阀，因转钎马达是凿岩机的一部分，最大流量为41L/min,而推进缸的最大流量为11.775L/min,他们的最大压力均为16MPa，所以控制阀的最小流量应不小于41L/min,

36、压力不小于16MPa同时根据液压泵的要求又可知，方向控制阀的最小流量又不小于41.16L/min,压力不应小于16MPa可以选择合肥长源液压件厂生产的ZDF15L-0型方向控制阀转钎手动换向阀4.5 行走回路控制阀的确定我们已经确定了行走马达的最大流量为139L/min,最大压力是29.4MPa.液压泵供油到行走马达时已经是主泵中的双泵合流了，所以能提供的最大流量是82.32L/min,最大压力是16MPa根据上述条件我们可以确定方向控制阀的最小流量不小于139L/min,最小压力应不小于29.4MPa,因此我们可以选择上海立新液压件厂生产的4WMM16G50型的换向阀，阀的具体参数和立体图如

37、下图所示：表4-2通径mm最大流量L/min最大工作压力MPa操纵力N重量kg生产厂家1630035约758上海立新图4-2 WMM手动换向阀4.6 其它各控制阀的参数确定 系统中的其他各控制阀只要是阀的最小流量和最小压力分别不小于41.16L/min和16MPa都能满足条件，所以我们也可以选择和确定其他各控制阀的号和参数如下：。1、溢流阀 表4-3压力MPa公称直径型号调压范围最大流量重量kg183/8inBT-03*-32100L/min5.015BG-03*-324.72、DA型先导式卸荷溢流阀 表4-4通径mm最大工作压力MPa最大流量L/min切换压力介质温度介质粘度10重量kg25

38、31.510017以内-20702.83807.73、SV10型单向阀 表4-5通径mm最大流量L/min最大工作压力MPa操纵力N重量kg生产厂家1010031.520-274上海立新4、2LQFW型冷却器 表4-6换热面积m传热系数w*m *k设计温度工作介质压力MPa冷却介质压力MPa由恻压力降MPa介质黏度10 m /s0.5163484071001.60.80.1103265、XU-63*200滤油器 表4-7流量L/min额定压力MPa过滤精度m初始压力降MPa重量kg636.182000.067.404.7 油箱容积的计算油箱容积的有效容量一般为泵的容量的三到七倍，对行走机械冷却

39、效果比较好的设备，油箱的容量可选择小些，对固定设备、空间面积不受限制的设备则应采用较大的容量。油箱中油液温度一般推荐30-50，最高不应超过65，最低不低于15，行走机械工作中允许达到65，在特殊情况下可达到80油箱有效溶剂VO按三对泵每分钟；流量之和的四倍计算：VO=4(2Q1+2Q2+2Q3)式中：Q1表示主泵1的流量；Q2代表主泵2的流量；Q3代表辅泵的流量V0=4(241.16+241.16+29.261)=732.648L4.8 计算油管直径，选择油管系统上一般管道的通经按所连接元件的通经选取，现只计算主系统、主泵1、主泵2和辅泵上输出的管子和主泵1、主泵2合流后的管子的参数 （1）

40、软管内径：可根据软管内径与流量、流速的关系按下式计算：A=（1/6）Q/VA软管的通流截面积 cm2Q-管内流量 L/minV-管内流速 m/s(通常软管的允许流速v6m/s)(2)软管尺寸规格：根据工作压力和上式求得的内径，选择软管的尺寸规格，高压软管的工作压力对不经常使用的情况下可提高20，对使用频繁经常弯曲的要降低40 （3）软管的长度：应考虑软管在通入压力油以后长度方向将发生收缩变形，一般收缩长度的3-4。因此在选择管长及软管安装时应避免软管处于拉紧 状态。计算过程如下：主泵：取管内许用流速为vp=1.8m/s,管的内径为：qv为液体流量 流速，对于吸油管=12m/s，一般取1m/s以

41、下，对于压油管36m/s，对于回油管1.52.5m/s。通过以下公式算出管道内径：主泵1 d1=1.13 =1.13 =0.022m=22mm由于主泵1和主泵2 的型号相同d2=22mm，所以油管可选M22JB1887-77辅泵：取管内许用流速为vp=0.608m/s,管的内径为： 所以 d3=1.13 =1.13 =0.018m=18mm所以辅泵的输出油管可选M18JB1887-77主泵1和主泵2合流后的油管：取管内许用流速为vp=3.62m/s,管的内径为： 所以 d4=1.13 =1.13 =0.022m=22mm由于主泵1和主泵2合流后的油管可选M22JB1887-77通过类比可知其他

42、油管都可选用M22JB1887-77油管 除卸荷阀控制油管稍细点可选用M14JB1887-77外管接头的具体选择型号和参数可参照图中的明细表 管子外径D0公称直径 DN dd1I1I2L 14 8M141.5 16 19 43 7222 15M221.5 14 14 21 48管子外径D0 件号 1 2 3 4 5标准号JB/T2099-1977JB/T981-1977JB/T1235-1977JB/T1844-1977JB/T982-1977件名 接管 螺母 O型圈 接头体 垫圈件数 1 1 1 1 1材料 20 35 橡胶1-4 35 组合件 零件标称型号1414M221.5162.414

43、/M141.51414/M181.5182222M271.5242.422/M271.52222/M221.57l 型号是焊接式端直通长管接头接头的组合垫圈型号尺寸如下公称直径 d1 d2 D螺纹尺寸尺寸公差尺寸公差尺寸公差 1414.4 0.12160.24200.24M14 2222.50.14250.28300.24M22五.液压驱动凿岩台车液压系统管路的配置 本节我们主要介绍各液压回路的组成情况及各回路的解释说明，为了设计和分析的方便，我们可以把我们要设计的液压系统分成支腿液压回路、七联阀液压回路、转钎推进液压回路、冲击液压回路、行走液压回路五个分系统回路，最后把个回路组合成总液压回路

44、。该台车的液压系统的主要特点是：台车行走和液压凿岩机冲击、转钎共用一个四联泵，由于台车在凿岩作业时不行走，行走时不凿岩，所以四联泵交替供油。行走时四联泵中各二联合流向左右行走马达供油，并同时向液压制动离合器供油，打开制动器。停止行走时即停止供油，液压离合器失压制动，行走停止。行走马达的制动由马达油路控制。我们选择液压系统作为各执行元件的控制系统的主要优点有：v 节约能源 对一定钻进能力的台车来说，电动液压系统所需功率，只有气动钻进功率损耗的三分之一，功率损失小，故可节约能源。v 岩凿效率高，速度快经试验对比，在同类岩石和相同孔径的条件下，凿深孔用液压凿岩机比气动凿岩，凿岩速度提高二倍以上。液压

45、凿岩速度可达0.81.5米/分。v 降低凿岩成本由于液压压力比气动压力高10倍左右。因此在同样冲击速度时液压凿岩机活塞受力面积小，冲击活塞面积接近钎尾面积，应力传递损失小，受力均匀，寿命高、故障少、故成本费用可降低30%左右v 改善工作环境，噪声低 由于液压凿岩不必排除废气，因而也没有废气所夹杂的油污所造成的对环境的污染。提高了工作面的能见度，改善操作环境。液压凿岩除金属撞击声外，无废气排放声音，故比气动凿岩噪声可降低510分贝。v 液压凿岩施工可提高施工质量由于液压凿岩爆破后巷道规格尺寸和表面规整。采用光爆锚喷以及自动控制先进技术，该台车能保证钻孔深度和间距的精度故可提高工程的施工质量。各回

46、路和总图的分析说明如下：5.1 七联阀液压回路(图5-1七联阀回路)七联阀液压回路的组成见上图： 如图所示，该回路由液压泵、组合七联阀、保护溢流阀、控制推进缸的组合阀、各缸的单向调速阀、各执行油缸的液压锁以及各执行液压缸和液压马达等执行元件。该油路的液压油是通过支腿换向阀的过桥阀盖引入的，整个油路的油压由一个卸荷阀控制的，该油路共控制六个液压缸和一个液压马达的工作，采用一个七联阀控制油液的流动方向，从而使它们完成了不同的动作。由于台车对推进器摆角、推进器俯仰、钻臂摆动钻臂升降的位置都有非常精确的要求于是，在这几个液压缸前均装有液压锁，以使液压缸可在任何位置锁定。为了避免进行推进器摆动、推进器俯

47、仰、液压马达转动、钻臂摆动等动作时发生冲击，在各缸和钻臂回转液压马达的进出口油路均装有单向调速阀。钻臂上升时，由于钻臂升降缸在上升时受力较大，在其出油路不必安装调速阀，而钻臂下降时钻臂受超越载荷，为了防止钻臂快速下降，在钻臂下降时的出油路需安装一个调速阀。推进补偿油缸的进出口油路之间装有一个组合阀，当推进补偿缸压力过高时，组合阀内的溢流阀自动卸荷，两位四通阀的一个接口接冲击器进油口，当冲击器工作时将此阀打至工作位置，当冲击器冲击出一定空隙之后，则液压油会通过此阀使推进缸进行补偿推进，以使冲击器继续工作。5.2 冲击液压回路图5-2 冲击液压回路如上图所示，冲击回路由液压泵2、保护溢流阀3、换向

48、阀4、滤油器6、等元件组成。 该系统液压泵为一个手动伺服变量泵，为系统提供液压油。由一个保护溢流阀将系统压力控制在18MPa，当压力达到18MPa时，液压油直接通过溢流阀回油箱。换向阀则通过一个小液压油缸、压力阀连接推进缸进油口。当推进缸在推进过程中遇到较大阻力时，其进油口油压升高，压力阀接通，从而使小油缸发生动作，换向阀打到工作位置，液压泵和冲击器之间的油路被接通，冲击器开始冲击。 在冲击器的进出油口之间装有压力传感器，其控制油路接转钎马达进油口，此接法可完成两个要求：1 当冲击器压力过高时，液压油直接通过压力传感器回油箱，对冲击器起保护作用。2 当转钎马达遇到阻力时，其进油口压力升高，压力

49、传感器发生作用，从而使冲击器进油口压力油直接通油箱，冲击器停止工作。5.3 行走回路图5-3 行走回路行走液压回路的组成见图:1 主泵 2 冲击阀 3 转钎阀 4 行走回路换向阀 5,6 过载回路溢流阀 7 制动器 8 行走马达 9 ，10浮动补油作用的单向阀 如图所示由组合泵、行走换向阀、过载保护溢流阀、制动器、行走马达及起浮动补油作用的单向阀等组成。当合流泵泵向系统供压力油时，操作换向阀即可控制行走马达的旋转。只有冲击换向阀及转钎阀处于中位时，行走液压回路才可能形成。在液压回路形成后，行走通过换向阀来控制台车的前进后退，转弯停止。当 台车停止即换向阀处于中间位置时，行走回路建立不起来故制动

50、器失压。制动器被打开，弹簧处于压缩状态。行走回路的压力保护时由两个溢流阀来实现的。台车的最大行走压力不会超过其调定压力（16Mpa）。当台车突然刹车时，由于惯性作用，此时马达反而变成泵来工作，故使一腔的油压急速升高，而另一腔则形成相对部分真空区（造成负压）高压腔通过溢流阀溢流（前进时突然刹车由一个溢流阀溢流，后退时突然刹车则另一个溢流阀溢流）而两部分真空区则通过单向阀浮动补油（前进时突然刹车一个单向阀补油，而后退时则另一个补油）。反而对行走回路起到保护作用，避免发生事故。5.4支腿液压回路 1前支腿液压回路前支腿回路组成见下图：液压油从油箱经右侧辅泵进入并联的两个三位六通弹簧手动方向控制阀，方

51、向控制阀的中位为油路截止，液压缸不工作，控制阀的左位控制液压活塞推进，右位控制液压缸活塞杆缩回，前支腿为蛙式双液压缸分离支腿，左右两个分支腿分别由两个方向控制阀控制，由前面的计算可知液压缸的型号为HSGK-02-80/55E-1411-269 同样，两个缸分别配有双向液压锁，在系统停止供油时液压缸依然保持锁止状态不动，在方向控制阀的主油路上也配有保护溢流阀，当系统压力过高时用于系统卸荷，工作回油路经冷却器和滤油器回到油箱。2 后支腿液压回路 后支腿组成见下图 液压油从油箱经左侧辅泵进入并联的一个三位六通弹簧手动方向控制阀，方向控制阀的中位为油路截止，液压缸不工作，控制阀的左位控制液压活塞推进，

52、右位控制液压缸活塞杆缩回，同前支腿不同的是后支腿被设置为一体，两个并联液压缸由一个操纵杆控制，由前面的计算可知液压缸的型号为HSGK-02-80/55E-1411-243同样，两个缸分别配有双向液压锁，在系统停止供油时液压缸依然保持锁止状态不动，在方向控制阀的主油路上也配有保护溢流阀，当系统压力过高时用于系统卸荷，工作回油路经冷却器和滤油器回到油箱如图所示，由辅泵1、支腿方向控制阀3，4、支腿液压缸10、液压锁8、保护溢流阀 2、冷却器和滤油器组成。5.5 转钎推进回路图5-5 转钎推进回路转钎推进回路如上图： 如图所示，主要由主泵1、双联方向控制阀3、转钎马达5、减压切断阀、顺序阀、推进油缸

53、、保护溢流阀、冷却器和滤油器等组成。转钎过程回路通过换向阀进入马达的正、反转。当阀处于图示位置时（中位），油泵打出油，通过换向阀直接回油箱、马达不旋转。当换向阀推到右面位置时，压力油通过换向阀进入马达使其反转。当换向阀拉到左面的位置时，压力油通过换向阀进入马达使其正转。钎杆旋转液压回路的压力保护是通过溢流阀来实现的。当换向阀处于中间位置或马达反转时，系统压力受溢流阀控制。即此时系统压力最高，转钎杆的压力最大但最高不会超过溢流阀的调定压力（18Mpa）。当换向阀拉到左面的位置时，马达正转。系统压力由溢流阀来调定，即此时压力不会超过溢流阀的调定压力（15Mpa）。否则溢流阀将被打开溢流。当马达于凿

54、岩作业卡钎或者受阻时，使转钎马达系统压力增高，平衡阀导通卸荷，使顺序阀压力下降卸荷，使推进和冲击停止工作。整个回路中还有一个外露的测压接头用来插压力表测钎杆旋转液压回路系统压力的转杆推进过程回路中，当主泵向系统供压力油时，通过操纵换向阀就可以控制推进油缸活塞杆的伸出和缩回。当换向阀处于中间位置时，油泵供应的压力油，通过换向阀直接回油箱，推进缸得不到压力油，故不动作。当换向阀手柄推（拉）到左（右）的工作位置时，压力油通过换向阀直接到推进缸的前（后）腔。推动活塞杆退回（伸出）。在台车上实际推油缸的活塞杆是固定的。推进油缸缸体通过滑轮钢丝绳带动凿岩机拖板前进或后退。推进过程受减压切断阀控制，当钻头还

55、没有接触到岩石时或者压力较小时，推进缸以比较快的速度推进钻头向前运动，当推进阻力较大时接通，推进缸的进油口直接接到冲击器控制阀，所以推进缸停止向前运动，当阻力较小时减压切断阀切断邮路，推进缸恢复工作。5.6 总油路图图5-7 总油路图（见附录1）如上图所示，各分系统油路图组合在一起后形成了总油路图，此系统总图包含了前面我们已经介绍过的七联阀回路、支腿回路、冲击回路、转钎推进回路和行走回路。因设计的液压系统是左右对称的系统，分别控制左右两个钻臂的动作和左右行走系统的工作。图中的液压泵由主泵和辅泵组成，主泵为四联组成，供给凿岩机冲击和转钎用。或供行走马达用。一个辅泵由两联组成，供左右钻臂各种动作和

56、支腿液压缸用。当支腿工作时由辅泵供油，支腿换向阀位于左位或者右位，七联阀中的换向阀均在中位，此时支腿液压缸工作，钻臂上的各液压缸停止工作；支腿液压缸位于中位时，辅泵供给的液压油就直接供给七联阀系统供给钻臂上的各执行元件液压缸以完成各动作。台车行走和液压凿岩机冲击、转钎共用一个四联泵（主泵），由于台车在凿岩作业时不行走，行走时不凿岩，所以四联泵交替供油。行走时四联泵中各二联合流向左右行走马达供油，并同时向液压制动离合器供油，打开制动器。停止行走时即停止供油，液压离合器失压制动，行走停止。行走马达的制动由马达油路控制。六.液压系统的验算 本节我们主要是进行系统稳定性和各元件工作情况的验算过程：61 电机的验算