FR620C旋挖钻机设计计算书.docx
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FR620C旋挖钻机设计计算书
雷沃FR620B型全液压履带式旋挖钻机
设计计算书
编制桩工机械研究所
审核
审定
批准
日期年月日
重型装备事业部桩工机械研究所
前言2
第一部分旋挖钻机总体计算3
第一节
发动机与主泵参数设计4
第二节
整机稳定性设计计算5
第三节
接地比压的验算11
第二部分机械部件计算12
第一节
桅杆总成设计计算12
第二节
平行四边形机构设计计算19
第三节
重要铰接点强度校核22
第三部分液压系统设计计算27
第一节
动力头液压系统计算27
第二节
主副卷扬相关参数计算31
第三节
桅杆油缸液压系统计算35
第四节
加压油缸液压系统计算38
第五节
变幅油缸计算40
第四部分电气系统设计计算42
第五部分参考文献49
前言
总体设计要根据主要用途、作业条件及生产等情况,合理选择机型,性能参数,整机尺寸及各总成的结构形式,并进行合理的布置。
旋挖钻机是一个集机、电、液为一体的高科技产品,是一种高效的桩基础成孔设备。
主要由三大系统组成,即机械系统、液压系统和电气系统。
●机械系统。
包括:
可伸缩式履带底盘、上车组件、变幅机构、桅杆部件、动力头总成、钻杆钻具等六大部分。
其中可伸缩式履带底盘、上车组件是借用邦力挖掘机底盘上车。
自行设计的部分为:
变幅机构、桅杆部件与上车改造部件。
其余如动力头总成、钻杆钻具等为订购国内专业厂家的产品。
●液压系统。
包括:
动力头液压系统、桅杆起降系统、变幅机构起降系统、主卷扬系统、副卷扬系统、动力头加压系统、履带底盘液压系统和辅助液压系统,其中履带底盘液压系统、辅助液压系统均为力士乐系统。
其主要管件、管接头、控制阀等均为进口产品,部分为外协加工件。
●电气系统。
包括:
各机构工作运动控制系统、发动机自动检测系统、各工作状态情况监视系统、工作装置的自动调整系统和辅助电气系统。
FR620B旋挖钻机由下车装置、上车装置、平行四边形机构、桅杆总成、工作装置、电气系统、液压系统等部件组成。
从受力状态分析看,旋挖钻机的情况类似于挖掘机,进行静力分析时二者基本一致,区别在于:
挖掘机的工作装置和配重在高度方向上相差不大,而旋挖钻机的工作装置和配重在高度方向上相差很大,导致二者在动态稳定性方面存在很大差别,在对旋挖钻机的设计时,不但要进行静力平衡的分析和校核,而且还要对其动态稳定性进行分析和校核。
在以下的分析计算中,各参数是这样确定的:
1、部件的质量由二维图纸和三维UG立体图中的“质量属性”中求出;
2、各部件的质心位置由三维UG立体图求出,再由机构尺寸确定;
3、工作装置的回转角速度和角加速度由液压系统确定。
第一部分旋挖钻机总体计算
总体参数
依据:
1、通过详细的市场调研和认真的分析,并研究今后的发展趋势。
2、比较国内外先进机型进行参考。
3、从国内的制造工艺、使用和工作条件及材质等实际情况出发来设计选用。
FR620B总体参数如下:
序号
参数名称
参数值
备注
1
发动机型号
C8.3-C260
电喷,TierⅢ
2
配置功率
194KW/2200
3
最大输出扭矩
200kN·m
4
钻孔速度
7rpm~22rpm
5
最大加压力
150kN
6
最大起拔力
165kN
7
加压系统行程
4300mm
8
桅杆左右、前倾斜角度
±5°
9
桅杆后倾角度
15°
10
主卷扬提升力(第一层)
248kN
主卷扬前置
11
主卷扬钢丝绳绳直径
28mm
12
主卷扬提升速度
66m/min
13
副卷扬提升力(第一层)
73kN
14
副卷扬提升速度
80m/min
15
副卷扬钢丝绳直径
20mm
16
最大钻孔深度
60m
17
最大钻孔直径
2000mm
18
履带宽度
700mm
19
工作状态设备宽度
4300mm
20
工作状态设备高度
18300~20688mm
21
运输状态设备宽度
3100mm
22
运输状态设备高度
3370mm
23
运输状态设备长度
14874mm
24
轮距
4600mm
25
牵引力
400kN
26
底盘型号
邦立ZJ20F
27
行驶速度
1.5kM/h
28
回转支撑型号
QNA1627*60Z
29
回转速度
3r/min
30
回转扭矩
110kN·m
31
配标准钻杆时总重量
65t
第一节发动机与主泵参数的确定
参照国内外现有18-20T级旋挖钻机的参数,并结合市场的需求以及公司的生产实际能力,发动机、主泵分别选择如下:
1、发动机采用康明斯柴油机,底盘邦立ZJ20F底盘:
(1)发动机型号:
C8.3-C260
(2)额定功率:
194KW
(3)额定转速:
2200rpm
(4)工作方式:
涡轮增压中冷大功率排放
2、主泵具有恒功率控制、电比例越权控制,负荷敏感,以及电控调节,根据作业的不同工况所反映的不同的电流大小,经电磁比例阀成比例的增减压,从而控制主泵的最大输出流量,以保证发动机不过载。
主泵主要参数:
(1)型号:
A11VLO190LE2S/11R-NZG12K04P-S
(2)排量:
0<V≤192.7 ml/REV
(3)最高输入转速:
n=2500 rpm
(4)最大流量:
Q=467L/min
(5)最大驱动功率:
P=281kN
(6)最大驱动扭矩:
T=1073N·m
3、发动机与主泵匹配分析:
将发动机的主要特性曲线与电控主泵的特性曲线比较,可知:
在发动机的正常运转范围内(从怠速到高速),电控主泵吸入功率的特性曲线始终低于发动机输出功率的特性曲线,电控主泵吸入扭矩特性曲线始终低于发动机输出扭矩的特性曲线,可以保证在发动机的正常运转范围内不会过载。
主泵吸入功率的特性曲线始终低于发动机输出功率的毛发曲线,但比较接近,可以保证在发动机输出功率提到充分的发挥。
第二节整机稳定性设计计算
旋挖钻机的稳定性是指在作业中抗倾
翻的性能。
根据旋挖钻机的总体结构布置状况及作业情况,在整体稳定性设计时,不但要进行静力平衡的分析和校核,而且还要对其动态稳定性进行分析和校核。
1、重心位置的确定:
各部件质量及质心位置:
通过计算机三维建模求出质心座标:
序号
部件
重量(kg)
质心坐标
1
桅杆总成
5750
(3286,9890)
2
钻杆总成
7800
(4895,11116)
3
随动架
300
(4850,18300)
4
提引器
87
(4895,18000)
5
动力头总成
4000
(4895,2970)
6
平行四边形机构
3545
(1875,3395)
7
配重块
7500
(-3625,1890)
8
钻头+物料
4000
(4895,1500)
9
上车体总成
13000
(-994,1341)
10
底盘总成
21780
(-86,566)
注:
旋挖钻机在工作时底盘不旋转。
2、左右质心的确定:
2.1右半部分包括配重块、上车体、下车体如图1-1所示,力平衡方程:
解方程得:
{
右半部总质量
=13000+7500+21780=42280kg
2.2左半部分包括桅杆总成、随动架、钻杆总成、提引器、动力头总成、平行四边形机构,如图2所示,力平衡方程:
{
解方程得:
{
左半部分总质量
=7800+300+87+4000+4000+5750+3545=25482kg
图1-1旋挖钻机计算位置图
3、总质心的确定:
如图3所示,列方程:
{
解方程得:
{
总质量m=67762kg
4、角速度、角加速度分析及力的计算:
上车体角速度:
制动时间:
0.5s
角加速度:
以上数值由液压系统保证。
根据图1-2所示:
=13000+7500=20500kg
=(13000×994+7500×3625)/(13000+7500)=1956.6mm
根据牛顿第三定律,旋挖钻机由于工作装置的回转、制动、所受力在左右部分分别为:
和
分别与F1和F3大小相等,方向相反,作用在同一条直线上。
图1-2力的计算示意图
5、颠覆力矩的计算:
如图1-3所示,以下两种情况为旋挖钻机最危险的时刻:
A)带料回转刚开始制动;
B)
和
二力的方向与x轴方向垂直(或接近垂直),这时支点距离为2.15m(车宽的一半)。
现以车右侧履带外缘为支点计算力矩
图1-3颠覆力矩计算图
颠覆力矩:
稳定力矩:
M1 6、转动惯量计算: 如图1-4所示: 上车部分对y轴的转动惯量 动能: 图1-4转动惯量计算 7、车体翻转的条件: 如图1-4所示,要使车体倾翻,必须使整车转动α,其中 tgα=(2200-924)/3377.6 α=20.69° 即当车体转动α角度时,整车的质心位置由3.3776m升高到3.7266m,此时整车的势能变化量为: = =67762×9.8×(3.7266-3.3776)=231759.6N·M< 以上结果表明,即使上车回转系统所具有的全部动能在制动时全部转变为势能后仍达不到使整车倾翻的程度,所以整车不会倾翻。 需要说明的是,上车体回转系统所具有的动能有一部分转化为制动时的热能而散发掉。 还需要指出,与旋挖钻机相比,挖掘机上车回转系统由于角速度较高(10r/min),所具有的动能与转速成平方倍数关系增高,但整车却没有倾翻,正如前面所说的: “挖掘机的工作装置与配重在高度方向上相差很大,导致二者在动态稳定性方面有很大区别”。 颠覆力矩的计算可以认为: 颠覆力矩的存在,是使车体回转动能转变为整车势能的前提条件或“催化剂”,如果不存在颠覆力矩,再大的动能也无法转变为势能。 由此得出结论: 如果整车倾翻,必须同时具备两个必要条件: 1、颠覆力矩M1大于稳定力矩M2; 2、上车回转动能Ek大于整车的势能增量EP。 第三节 接地比压的验算 平均接地比压计算: 已知: 履带板宽度为: B=700mm 链轨接地长度: L=L1+0.35h=0.35X1100+4600=4985mm h为履带高度1100 L1为两轮间距4600 旋挖钻机总重量: W=650000 接地比压P=W/B/L/2=650000/700/4985/2=0.09N/mm =81.5kPa P =128kPa,符合旋挖钻机接地比压要求。 第四节回转支承的选择 回转支撑选型计算时,不计风力与回转惯性力的影响。 根据旋挖钻机工况,整机工作条件系数K可取1.45,回转支撑回转安全系数可取fs为1.75。 计算过程如下(静态): 最大轴向力为上车总重(不含钻杆、钻具、提引器)与提升力之和。 轴向力: Fa=G+1.45F=(18000+6500+267+2900+3000)*9.8+1.45*210000=60.5×104N 最大倾翻力矩(相对于回转中心)出现在最大工作半径之处 此时: 最大提升力的作用点距回转中心的距离为4895。 整机质心(不含钻杆与钻具)位于回转中心之后约1000mm。 倾翻力矩: M=1.75*210000*4.895+(65000-7000-267-2900-3000)*9.8*1=129×104N·m 所以回转支承选型的参照静态载荷为: 选用的回转支撑型号为: QND1627*60Z-00,适用于65t挖掘机。 基本参数如下: 回转支撑型号 外圆直径 外圈安装孔 内圈安装孔 安装孔规格 模数 齿数 变位系数 高度 QNA1627*60Z-00 φ1798 φ1739 φ1515 60×φ26 16 86 +0.5 162 图1-5回转支撑外形图 第二部分FR620C桅杆总成设计计算书 桅杆总成是旋挖钻机的重要工作部件,钻杆、动力头、随动架等的安装支承部件及其工作进尺的导向部件。 其上装有加压油缸,动力头通过加压油缸座支承在桅杆上,桅杆左右两侧焊有导轨,对这两个工作机构的工作进尺起导向作用。 整个桅杆为四段可折叠式,分为吊锚架、上桅杆、中桅杆、下桅杆。 运输状态时,将吊锚架、上桅杆、下桅杆按一定的形状折叠起来,以减小运输状态整机尺寸。 一、桅杆总成横截面强度校核 桅杆总成以转盘为支点,桅杆油缸最低位置举升力矩为最大,所以MMAX=M2=753741.72N.m 截面的抗弯截面模数W=(4/3)abδ=(4/3)×600×500×8=3200000mm3=3.2×10-3m3 最大弯曲正应力 FR620C桅杆总成外形图 σmax=Mmax/W=753741.72/(3.2×10-3)=160Mpa 材料为16Mn的许用正应力[σ]=345Mpa 所以σmax<[σ],安全。 、桅杆截面图 二、吊锚架上的轴的校核 说明: 因主副卷扬所用的大小滑轮及轴均为借用FR622C-3,FR620C主卷扬提升力为210kN,而FR622C-3的主卷提升力为248kN,因此不必进行校核完全满足需要。 三、选用主卷扬钢丝绳 按GB/T3811-2008计算,计算方法如下; d=C(S)1/2 式中d-钢丝绳最小直径mm S-钢丝绳最大静拉力N C-选择系数mm/N1/2 已知S=11.8×103×9.8=115640N 选择系数C根据设计要求,由GB/T3811-2008中表44查算可得: C=0.08 所以d=C(S)1/2=0.08×(115640)1/2=27.2 所以钢丝绳直径选择28 第三部分液压系统设计计算 FR620C旋挖钻机液压系统完成的主要动作有: 动力头旋转、主副卷扬升降、上车身回转、整车的行走、变幅、立桅、加压和履带展宽等。 液压系统主要有两个开式液压回路系统组成,即控制马达的主回路和驱动油缸的辅助回路。 主回路是A11VLO190恒功率负荷敏感泵加LUDV-M7阀加马达构成,辅助回路是A10VO45恒流量泵泵加负荷敏感M4阀加一个马达、六个油缸构成。 主回路实现动力头旋转、主副卷升降、整车的行走功能,辅助回路实现上车身回转、变副、立桅、加压和履带展宽功能。 一、动力头相关参数计算 1、动力头技术参数: 最大输出扭矩: 200KN.m 钻孔转速: 7——22rpm 动力头减速机减速比: 31.5 动力头减速比: 5.07 布雷维尼单速减速机型号: ED2250 动力头马达: 力士乐A6VM160HA2/63W-VAB020A 2、动力头工作扭矩的确定 动力头输出扭矩T总=Tk×△P×ηmh×i×i2×2 =2.54×320×0.9×31.5×5.07×2=233655Nm 3、动力头转速的确定 N=(Q×1000×ηv/Vg)/(i×i2)×η =200×1000×0.9/(160×31.5×5.07)×0.9=6.3rpm 4、马达最小排量的确定 Q=200000×0.98×0.9/(22×31.5×5.07)=50ml 5、液压马达的开始变量的最低压力 动力头消耗功率为: P=2πTn/60000=200000×2π×7/60000=146KW 液压马达的开始变量的最低压力为: p=146×60/400=21.9MP 二、主副卷扬相关参数计算 ■ 主卷扬相关参数计算 系统要求相关技术参数 主卷扬最大提升速度……………………………66m/min 主卷扬提升力(第一层)……………………………248KN 一、元件选取: 1、工作泵: A8VO200额定压力: 343bar 2、主卷扬液压马达: A2FE160/61W—VZL1181—K排量: 160ml/rev 3、系统压力: 300bar溢溜压力320bar系统流量: 560.0L/Min平衡阀公称流量320.0L/Min 4、减速机型号: GFT110W3B115-03 减速比: I=114.83 第一层时卷筒中径: 650mm 二、系统流量与马达排量的计算 1、为满足系统需要卷扬机实际输出转速 ψ=V/R 式中: ψ-卷扬机实际输出角速度 V-卷扬机线速度 R-卷扬机半径 V=66m/minR=0.325m ψ=203m/min=32rpm 2、需要的马达实际输出转速 ψ1=ψI 式中: ψ1-主卷扬马达实际输入转速 ψ-卷扬机实际输出转速 I-卷扬机减速比 ψ=32rpmI=114.83 ψ1=3674rpm 3、卷扬机最大载荷力计算 根据设计要求主卷扬最大提升力为248KN 4、提起重物卷扬机需提供转矩 M=F总×r 式中: F总-卷扬机最大提升力 r-卷扬机卷筒半径 F总=248×103Nr=325mm M=80600(N·M) 5、为满足系统需要马达实际应输出扭矩 M1=M/I 式中: M1-马达实际输出扭矩 I-减速机减速比 M=80600I=114.83 M1=701.9(N·M) 6、所选马达应输出排量 由公式,M1=△Pqηmηv/2π(N·M) 得,q=2πM1/△Pηmηv 式中,q-马达排量 M1-马达实际输出扭矩 △P-马达进出口压差 ηm-马达的机械效率 ηv-马达的容积效 根据系统压力设定为300bar,提升时,平衡阀节流作用较小,△P≈系统压力 △P=300barηmηv=90%M1=701.9 q=163ml/rev>马达排量(160ml/rev) 7、系统流量计算 Q=q×ψ1 式中: Q-系统流量 q-卷扬马达排量 ψ1-卷扬马达转速 q=163ml/revψ1=3674rpm Q=566.425L/min>系统设计流量(560.0L/Min) 三、管路通径计算 d≥1130 式中,d-管路通径 Q-系统流量 V-液体流速 Q=566.425L/minV=6m/s(推荐流速) d≥30mm 实际选取管子直径为32mm ■副卷扬相关参数计算 1、副卷扬液压系统相关参数 副卷扬最大提升速度……………………………80m/min 副卷扬提升力(第一层)……………………………70KN 工作泵: A11VLO190LE2S系统压力: 320bar 减速机型号: GFT26W2B62-14 减速比: I=62 第一层时卷筒中径: 452mm 2、副卷扬输出转速 N=V/(R*2P) N-卷扬输出转速 V-卷扬机线速度V=80m/min R-卷扬机半径R=0.226m N=V/(R*2P) =80/(0.226*6.28) =56.36r/min 3、副卷扬马达输出转速 -副卷扬输出转速 I-卷扬机减速比 4、马达排量确定 流量Q=210l/min,由M7阀确定 即 时能满足提升速度80m/min 5、提起重物副卷扬需提供转矩 M=F×R 式中,F-卷扬机最大提升力 R-卷扬机卷筒半径 F=70×103Nr=226mm M=15820N·M 所以马达应提供转矩 Mm=M/I =15820/62 =255.2N·M 6、马达排量确定 马达转矩 M1=△P*Vg*ηmηv/20π(N·M) 式中,Vg-马达排量 M1-马达实际输出扭矩,M1=Mm=255.2N·M △P-马达进出口压差,取△P=310bar ηm-马达的机械效率 ηv-马达的容积效 255.2=310*Vg*0.96/62.8 Vg≥53.85ml/r 即Vg≥53.85ml/r时能满足副卷扬提升力70KN 再根据提升速度的计算,经比较后,按力士乐样本选取马达型号A2FE56/61W-VZL181-K 7、管路通径计算 d≥1130 式中,d-管路通径 Q-系统流量 V-液体流速 Q=210L/minV=6m/s(推荐流速) d≥23mm实际选取管子直径为25mm 三、行走和回转相关参数计算 ■ 行走系统: 行走采用力士乐GFT80T3B185减速机,马达采用力士乐A2FE107/61W-VZL181马达 整机性能参数: 驱动轮分度圆直径D=751.7mm行驶速度V=1.5Km/h牵引F=400KN V=Q×1000×ηv/(Vg×i)×η×π×D =200×1000×0.98/(107×185.4)×0.98×3.14×0.7517 =23.8m/min=1.43Km/h 牵引力: F=Tk×△P×ηmh×2×i/r=1.7×320×0.9×185.4×4/0.7517=473.3KN ■ 回转系统: 回转采用力士乐GFB36T3B80减速机,马达采用力士乐A2FE56/61W-VZL192马达 回转性能参数: 回转扭矩110KN·M回转速度n=3r/min 回转扭矩T=Tk×△P×ηmh×i×i2×η =0.89×320×0.9×80×86/13×0.9=119.6KN·M 回转速度n=(Q×1000×ηv/Vg)/(i×i2)×η =100×1000×0.98×13/(56×80×86)×0.9=2.97r/min 结论: M7阀行走左右控制联调整最大流量为140L/min;M4阀回转控制阀调整最大流量为80L/min。 4、履带伸缩油缸液压参数计算 整车重量65吨;履带伸缩式的最大摩擦系数f=0.6;整车布置四根油缸进行驱动履带伸缩,油缸缸径110、杆径70 4.1每根油缸最小驱动力为: Fmin=0.5*65*9.84*0.6/2 =95550N 4.2液压系统的供油压力: P=95550*4/(3.14*(1102-702)) =16.9MPa 结论: M4阀伸缩油缸控制联调整溢流阀压力为18MPa;最大流量为泵的最大输出流量。 第四节电气系统设计 根据设计依据中的要求,在电气设计方面,必须要实现的功能如下: 1、回转显示 能够准确的显示上车旋转的角度。 2、GPS功能 能够实现卫星定位和锁车。 3、触地保护 钻斗触地后停止主卷动作,防止钢丝绳乱绳。 4、底盘工作装置控制 按动按钮后,实现行走锁死、履带伸缩、回转功能。 5、桅杆控制 在显示器中设计桅杆控制相关按键,实现对桅杆的控制,包括手动工作模式、点动工作模式、自调平、自立桅。 6、上车工作装置控制 通过按钮实现加压油缸和变幅的切换、钻杆浮动,通过显示器按键实现主卷扬和副卷扬切换。 7、孔深检测 显示器可实时显示孔深,每次打孔钻进深度,钻头所在深度。 8、发动机控制 通过钥匙开关启动和关闭发动机,油门旋钮控制发动机转速,并实现自动怠速。 9、马达控制 通过压力继电器和开关控制马达切换电磁阀,实现大小排量的变化。
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