全自动全液压井巷用凿岩台车设计书.docx
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全自动全液压井巷用凿岩台车设计书
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、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
mm
7200×1030×1600
凿孔直径
mm
27~42
钻孔深度
mm
2100
推进器最大推进力
N
7000
行走速度
km/h
3
爬坡能力
%
25%(约14度)
最小转弯半径
m
6
补偿行程
mm
1500
适用最大断面
m
17.5
装机容量
kw
45
供电电压
V
380/660
电机转数
r/min
1470
凿岩机冲击能
J
200
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2-1
1推进器导轨2推进器摆动架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Fmax约为7.6×10N
1、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
p1×A1-p2×A2=Fmax/η
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;
η-------总效率。
取η=0.95,背压力p2约为0MPa
即:
3.14p1×
/4=Fmax/N
16×
×3.14
/4=76000/0.95
由此可算出:
D=80mmd=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=A1×v=(3.14×
/4)×v=(3.14×6400×
×0.02)/4=6.0288L/min
所以可确定前支腿的各参数为:
p=16MPaQ=6.0288L/min
D=80mmd=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Fmax约为96000N
1、选单杆活塞缸d=0.556D
2、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
p1×A1-p2×A2=Fmax/η
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;
η-------总效率。
取η=0.95,背压力p2约为0MPa
即:
3.14p1×D/4=Fmax/η
16×10×3.14D/4=96000/0.95
由此可算出:
D=90mmd=0.556D=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=A1×v=(3.14×D/4)×v=(3.14×8100×10×0.02)/4=7.6302L/min
所以可确定钻臂升降液压缸的各参数为:
p=16MPaQ=7.6302L/min
D=90mmd=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Fmax约为19000N
1、选单杆活塞缸d=0.625D
2、确定推进补偿液压缸的主要参数
(1)、初选压力为p1=16MPa
(2)、参数的计算
p1×A1-p2×A2=Fmax/η
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;
η-------总效率。
取η=0.95,背压力p2约为0MPa
即:
3.14p1×
/4=Fmax/η
16×
×3.14
/4=19000/0.95
由此可算出:
D=40mmd=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=A1×v=(3.14×
/4)×v=(3.14×1600×
×0.1)/4=7.538L/min
所以可确定推进补偿液压缸的各参数为:
p=16MPaQ=7.538L/min
D=40mmd=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Fmax约为76000N
1、选单杆活塞缸d=0.563D
2、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
p1×A1-p2×A2=Fmax/η
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;
η-------总效率。
取η=0.95,背压力p2约为0MPa
即:
3.14p1×D/4=Fmax/η
16×
×3.14×
/4=76000/0.95
由此可算出:
D=80mmd=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=A1×v=(3.14×
/4)×v=(3.14×6400×
×0.02)/4=6.288L/min
所以可确定钻臂摆动液压缸的各参数为:
P=16MPaQ=6.288L/min
D=80mmd=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Fmax约为47000N
1、选单杆活塞缸d=0.556D
2、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
p1×A1-p2×A2=Fmax/η
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;
η-------总效率。
取η=0.95,背压力p2约为0MPa
即:
3.14p1×D/4=Fmax/η
16×
×3.14×
/4=47000/0.95
由此可算出:
D=63mmd=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=A1×v=(3.14×
/4)v=(3.14×6400×
×0.03)/4=5.6082L/min
所以可确定推进器摆角液压缸的各参数为:
p=16MPaQ=5.6082L/min
D=63mmd=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压缸的最大推进力Fmax约为15500N
1、选单杆活塞缸d=0.694D
2、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
p1×A1-p2×A2=Fmax/η
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;
η-------总效率。
取η=0.95,背压力p2约为0MPa
即:
3.14p1×D/4=Fmax/η
16×
×3.14
/4=15500/0.95
由此可算出:
D=36mmd=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v=100mm/s=0.1m/s
可知Q=A1×v=(3.14×
/4)×v=(3.14×1296×
×0.1)/4=6.104L/min
所以可确定扶钎器开闭液压缸的各参数为:
p=16MPaQ=6.104/min
D=50mmd=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:
Ø3杆径:
Ø25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2-1HSGK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
①.双作用单杆活塞式液压缸。
②.缸盖连接方式:
L-螺纹(缸径≤Ф80);K-卡件(缸径≥Ф80);(80/55无卡件式)。
③.设计序号:
01-活塞为y型圈密封;02-活塞为组合密封。
④.缸径(mm)。
⑤.活塞杆直径(mm)。
⑥.压力等级16MPa。
⑦.缸头、缸筒连接方式:
(见附表1)。
⑧.活塞杆端连接方式:
(见附表2)。
⑨.缓冲部位:
(见附表3)。
⑩.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
缸头耳环装关节轴承
3
铰轴
用于缸径D≥Ф80(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≥Ф63
2
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Ф40、Ф50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
Ф40、Ф50、Ф63缸径不带缓冲;
速比ψ=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2-2HSGK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臂的钻矩约为M=646.93N·m
则可初选η=0.8注:
η为总效率
p1=16MPa
p2=0MPa
则q=6.28M/△pη
p1-----工作腔的压力
p2-----执行腔的压力
q------排量
M------钻矩
△p----压力差
q=6.28×M/(p1-p2)×η=6.28×646.93/16×
×0.8=317.4×10m/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N·m
额定流量L/min
功率KW
重量kg
额定
最高
额定
最高
317.4
1620
250310
675
80
16.7
22.6
BM-D320马达的外形图如下图所示:
图2-3BM-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29830N
1、选单杆活塞缸d=0.7D
2、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
p1×A1-p2×A2=Fmax/η
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;
η-------总效率。
取η=0.95,背压力p2约为0MPa
即:
3.14p1×
/4=Fmax/η
16×
×3.14
/4=29830/0.95
由此可算出:
D=50mmd=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=A1×v=(3.14
×/4)×v=(3.14×2500×
×0.1)/4=11.775L/min
所以可确定钻臂升降液压缸的各参数为:
p=16MPaQ=11.775L/min
D=50mmd=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:
Ø50
杆径:
Ø3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,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=80.946N·m
初选η=0.8η为总效率
p=16MPap=0MPa
所以q=6.28M/(△pη)=(6.28×80.946/(16×
×0.8)=39.714×10m/r=39.714ml/r
p1-----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
A2FE80
508Nm
50MPa
4500r/min
360L/min
图2-5A2FE80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
=2×Q=2×41.89=83.78L/min
由马达的参数可知q=80ml/r
马达的转速n=
/q=83.78×1000/80=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HYD—200型液压凿岩机,HYD—200型液压凿岩机是一种新型高效的凿岩设备,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HYD—200型液压凿岩机的主要性能参数如下:
冲击油压16MPa冲击流量30~45L/Min
冲击能100~200J冲击频率34~67HZ(三个频档)
转钎速度200~240r/min钻孔直径28~45mm
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(Mpa)
冲击流量(L/min)
旋转扭矩(N.M)
200
34-67
14-16
30-45
60-300
旋转油压(Mpa)
旋转流量(L/min)
转钎数(r/min)
钻孔直径(mm)
重量(Kg)
4.5-1.5
40-70
200-400
27-64
95
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,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cos
45
YA250M-4WF
84.5
92﹪
1470
0.88
1.7
7.0
2.2
425
3.2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Pmax
Pmax≥p1+△p
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Pmax≥16.2MPa
2、液压泵的最大流量Qmax=KQ泵的流量注:
K为泄漏系数
K取1.1Q=7.6302L/min
所以Qmax=1.1×7.6302=8.39322L/min
3、液压泵的驱动功率
Nmax=Pmax×Qmax/η=(16.2×1000×8.39
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