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目 录 1 绪论 . 1 挖钻机发展与应用 . 1 挖钻机动臂的研究现状 . 1 题来源及研究意义 . 2 2 挖钻机总体设计 . 3 要技术参数 . 3 械结构与工作原理 . 4 械结构 . 4 作原理 . 8 3 旋挖钻机动臂力学分析 . 11 挖钻机变幅机构介绍 . 11 挖钻机变幅机构分析 . 12 况的选择以及力学建模过程中主 卷扬拉力的处理方法 . 13 幅和提钻状态下的受力分析 . 13 作装置的整体重心坐标位置估算 . 13 臂变幅液压缸自锁，桅杆举升液压缸举升时 的受力分析 . 14 臂变幅液压缸自锁，动臂变幅时三角架受 力分析 . 18 挖钻机钻挖工作状态下变幅机构的受力分析 . 22 臂变幅液压缸锁定，三角架受力分析 . 22 挖状态下，动 臂变幅时受力分析 . 24 险工况下动臂的受力分析 . 26 4 挖钻机结构设计 . 28 臂材料的 选择 . 28 臂结构方案 . 29 5 焊接工艺 . 30 艺参数设计 . 30 装设计与选用 . 31 艺要求 . 31 6 结论 . 32 参考文献 . 33 致 谢 . 34 附 录 . 35 11 绪论 挖钻机发展与应用 由于国家经济的发展和政府大搞基础建设，基础工程市场有了一个前所未有的发展机遇。基础建设中有大量的桩基工程，与一般的基础工程相比，这些桩基工程具有工期持续长、工程量大、工程进度要求严、环保要求高等特点。这些特点使施工技术面临一个很大的挑 战，常规的施工技术和设备不能满足要求，必须采用先进的施工技术和设备来满足这些工程的施工要求。桩基施工技术的发展和完善以及灌注桩承载能力增强，又考虑到施工的安全性和环保意识的增强乃至相关法律法规健全，使桩基工程，特别是现浇混凝土灌注桩成为应用最广泛的施工形式。 旋挖钻机是利用钻斗的旋挖、切削、提钻、卸土等反复循环作业成孔的基础施工设备。该钻机可配置短、长螺旋钻具、扩底钻斗、套筒、预制桩桩锤、抓斗等作业装置。旋挖钻机是一种技术含量和机电液集成度较高的桩基础工程装备，设备具有移动灵活、钻进效率高 、成孔质量好、环 境污染小等优点，代表着桩工机械的发展方向，旋挖钻在基础施工工程中（如各种市政工程、公路桥梁、高层建筑等）得到了广泛应用，日渐成为各种基础施工中成孔作业最理想的机械设备。在国外，旋挖钻机在混凝土灌装施工中比例占三分之二以上，在日本，旋挖钻机在现场灌注桩施工中的比例高达 80%。而在我国，自 80 年代初从日本引进第一台旋挖钻机，我国投入科研资金和人员少，因此旋挖钻机发展一直缓慢，目前仍处于起步阶段，远未得到普及，然而其巨大的技术优势开始初见端倪，有关施工部门也开始注意其在施工方面的优势。据专家预测，未来几年内，我国 旋挖钻机的占有量将大大增长，数量应该是目前的 3 倍以上。 由于各厂家看到旋挖钻机发展潜力很大，旋挖钻机的生产厂家越来越多市场竞争日趋激烈，在这种情况下，旋挖钻机生产企业要得到生存与发展，就必须投入大量的科研资金和科研人员，调整其产品开发和生产组织模式，解决产品上市时间、生产质量、产品服务、产品成本和环境污染等难题。而传统的设计模式要经过几个步骤，如概念设计、方案论证、产品设计物理样机试制、样机试验、改进定型和批量生产，且从产品设计到改进定型往往是一个周而复始的重复过程，大大增加了新产品的研发周期和成本。因此， 对于旋挖钻机的研发与设计，引进新的设计方法也将必然成为一种趋势。 挖钻机动臂的研究现状 旋挖钻机变幅机构是旋挖钻机的关键机构之一，在整个旋挖钻机中起到支撑、调节工作装置等作用，其机构对整机布局和操纵稳定性影响很大。因此，对旋挖钻机变幅机构的研究具有重要意义。目前对旋挖钻机变幅机构的研究主要集中于动力学建模和仿真，以及旋挖钻机各个部件进行简单工况下静强度校核，而对旋挖钻机变幅机构三种工况（变幅、提钻、钻挖）下进行分析研究却很少。因此，对变幅机挖钻机动臂设计与分析 2 构静力学的研究十分重要。 题来源及研究意义 课题 来源于生产实践，以旋挖钻机变幅机构、三角架和动臂的静力学特性研究和优化设计为目的，对旋挖钻机变幅机构、三角架和动臂进行数学建模，为研究其静力学特性研究和优化设计提供一套完整的理论和方法，具有一定的新颖性和先进性。 32 挖钻机总体设计 要技术参数 主要技术参数是机械系统结构总体设计和主要零部件设计的依据。在一般情况下可概括为：尺寸、运动和动力参数。根据旋挖钻钻孔工艺，针对不同地层钻孔速度对孔壁的稳定性影响，钻孔速度与质量和效率之间的关系及我国目前工程施工中应用前景等多方面调研和理论计算 ， 挖钻机主要技术参数如表 示。 表 挖钻机主要技术参数 序号 项目 单位 技术参数 1 最大输出扭矩 m 125 2 钻孔转速 28 3 最大加压力 25 4 最大起拔力 25 5 加压油缸行程 600 6 桅杆左右倾角 4 7 桅杆前倾角 5 8 发动机型号 美国康明斯 发动机功率 12 10 发动机转速 950 11 主卷扬提升力 25 12 主卷 扬绳径 2 13 主卷扬提升速度 m/0 14 副卷扬提升力 0 15 副卷扬绳径 6 16 副卷扬提升速度 m/5 17 最大钻孔深度 m 40 18 最大钻孔直径 500 19 底盘型号 0 工作状态宽度 990 21 运输状态宽度 990 22 运输状态高度 350 23 工作状态高度 4900 24 履带板宽度 00 25 牵引力 90 26 配置标准钻杆 317*7 最大总重量 t 35 挖钻机动臂设计与分析 4 械结构及工作原理 械结构 旋挖钻机是一种技术含量和机电液集成度较高的桩基础工程装备。其结构从功能上分，分为底盘和工作装置两大部分。其主要部件有底盘（行走机构、底架、上车回转）、工作装置（桅杆、钻杆、钻头、动力头等）、变幅装置 (三角架、动臂、支撑杆、桅杆举升液压缸、动臂变幅液压缸等 )、主副卷扬、驾驶室、液压系统和电气系统以及发动机系统等组成。如图 示。 图 挖钻机总体结构示意图 5（ 1）底盘 底盘是钻机工作装置部分的安装基础，由行走机构、底架、上车回转组成，见图 行走机构的功能是实现钻机的行走和移位。主要由液压马达、减速机、驱动轮及张紧装置、履带、承重轮、托链轮、导向轮等部件组成。行走装置通过液压系统控制，可实现前行、后行、左转弯、右转弯、原地水平旋转等动作。 行走机构的履带具有张紧度调节功能。当履带过于松弛时，影响正常工作，需适时调整其张紧度。调整履带张紧度时，用手压黄油泵向张紧装置的张紧油缸注油口注入适量油脂。 底架用于安装和支承 履带行走机构，内部装有液压油缸、液压系统的“中心回转接头 ” 。上车的液压系统的工作液压油液通过“中心回转接头 ” 传输到履带行走机构和履带伸缩机构。通过液压油缸的伸缩运动实现了履带行走机构的展宽和缩回。这一功能是钻机在工作时展宽两履带的外边距，提高了整机工作的稳定性；在车载运输时缩回履带，减小整机宽度，适应了公路交通法规的要求。 回转台是工作装置的安装基础，发动机、液压系统、驾驶室、变幅机构、回转机构、配重等部件直接安装在其上。 图 挖钻机底盘结构示意图 （ 2）工作装置 工作装置包括变幅机构、 桅杆总成、随动架、动力头、主卷扬、副卷扬、加压装置、钻杆、钻具等。 变幅机构 变幅机构是桅杆的安装部件。由动臂、三角架、支撑杆、动臂变幅液压缸、桅杆举升液压缸等组成，见图 过动臂变幅液压缸、桅杆举升液压缸的作用，可以使桅杆远离或靠近机体和改变桅杆前后倾角，调节桅杆的工作幅度或运输状态的整机高度。 挖钻机动臂设计与分析 6 回转台 动臂 支撑杆 三角架通过销轴铰接，组成一个平行四边形机构。当动臂变幅液压缸伸缩而改变工作幅度时，桅杆和三角架只作上下平行移动。满足了桅杆平移、升降的工况要求。 图 挖钻机变幅 机构结构示意图 桅杆总成 桅杆总成由桅杆和滑轮架组成，见图 桅杆式钻机的重要机构，时钻杆、动力头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支承在桅杆上，桅杆左右两侧有矩形导轨，对这两个工作机构（动力头、随动架）的工作进尺其导向作用。 桅杆为三段可折叠式，分为上段、中段、下段，运输状态时，将上段、下段折 7叠安装，以减小运输状态时整机长度。 图 挖钻机桅杆总成结构示意图 滑轮架安装于桅杆的顶端，工作时用螺栓与桅杆联接。滑轮架上的主卷扬滑轮和副卷扬滑轮用以 改变卷扬钢丝绳运动方向，是提升、下降钻杆和物件起吊的重要支撑部件。滑轮架为折叠式，运输时与桅杆铰接联接，以降低运输状态时整机的高度。 动力头 动力头是钻机最重要的工作部件，结构如图 由液压马达、减速机、动力箱、缓冲装置、滑移架、联接板、压盘组成。动力箱内有一组与回转支承固定在一起的齿圈，齿圈与轮毂固定，轮毂内壁有三组驱动键。 图 挖钻机动力头总成结构示意图 液压马达的高速旋转通过减速机减速以后，减速机的动力输入给动力箱中的齿轮箱，齿轮轴轮轴小齿轮与齿圈啮合，形成最后一级减速，与轮 毂固定在一起的齿圈，在回转支承的支撑下倍驱动旋转，轮毂上的键驱动钻杆旋转，实现钻机钻孔工作的旋转运动。 缓冲装置的作用：当钻孔深度超过第一层钻杆的长度时，下钻杆时会冲击动力头，特别是卡钻时的意外情况，冲击力更大，此时缓解对动力头的冲击，保护动力头不受到损坏。 滑移架是动力头的导向部件，通过联接板和销轴与动力箱固定，在对钻孔加压和动力头起拔工况时，沿桅杆导轨导向。 主卷扬 挖钻机动臂设计与分析 8 卷扬由液压减速机构、卷筒、卷扬支座、钢丝绳、绳套等组成。主卷扬的功能是提升或下方钻杆，是钻机完成钻孔工作的重要组成部分，其提升和下放钻杆的 工作由液压系统驱动和控制。在钻机进行成孔工作时，需打开主卷扬制动器，使系统中主卷扬马达进、回油通道互相导通，卷扬机系统处于浮动状态，这样才能操作加压油缸对钻杆进行加压，以便钻杆顺利进行钻进。 副卷扬 副卷扬由液压减速机构、卷筒、卷扬支座、钢丝绳。副卷扬置于三角架内，其功能是吊装钻具以及其他不大于额定起重量的重物，是钻机进行正常工作的辅助起重设备。 加压装置 加压装置由加压油缸和动力头总成组成。 加压油缸固定于桅杆上，加压油缸活塞杆与动力头轮毂的键产生正压力，正压力产生摩擦力，由于加压油缸对动力头的加压动作， 此摩擦力实现钻杆钻孔工作的进给运动。 机锁式钻杆加压方式，加压油缸的加压力通过动力头的轮毂端面与钻杆加压点接触，实现钻杆钻孔工作的进给运动。由于此方式需解锁，有时解锁不彻底，容易造成卡钻，只有当钻孔进给阻力大时才采用。 通过加压油缸活塞杆的伸出，实现钻孔时的进给加压。加压油缸活塞缩回，起拨动力头，在埋钻的情况下，也可以用来起拔。加压油路上装平衡阀，在不同加压油缸供油的情况下，可以将动力头可靠的锁定在加压行程的任意位置上。 钻杆 钻杆是钻机向钻具传递扭矩和压力的重要部件。 挖钻机出厂标准配用的钻杆是 磨阻式五节钻杆，钻孔有效深度可达 40 米。 钻具 钻具是决定成孔效率的关键部件。 钻具有捞砂斗、土钻斗、螺旋斗、筒钻、淸底钻斗、扩孔钻头等。可根据不同地质情况配置不同的钻具，使钻机在大多数地质条件下都能高效作业。 挖钻机工作原理 旋挖钻机主要功能为上车旋挖钻孔作业和下车履带移动行驶，两部分通过旋挖钻机控制系统实现自锁。 上车钻孔作业时，钻杆通过钢丝绳与主卷扬相连，由主卷扬控制钻杆的升降，旋挖工作状态下，动力头驱动液压马达从而带动钻杆旋转，同时加压液压缸垂直加压，加大了钻头垂直方向的压力 ，实现正常钻进作业。提钻状态下，通过主卷扬将钻头提升至地面，转台回转至抛土位置，若为回转斗则需动力头下端挡板撞击下挡板使回转斗底盖开启，采用快速抛土或者回转急停方式进行作业；若为短螺旋钻头，则直接采用快速抛土或回转急停方式实施抛土。 下车移动行驶工作时，双联液压泵经发动机驱动供油，液压油经中心回转体至行走马达进而驱动减速机，实现底盘履带的行走、转向等功能，并能驱动底盘的收 9缩液压缸来改变履带轨距，既有利于旋挖钻机的稳定性，又能保证旋挖钻的运输方便。 旋挖钻机处于运输状态时，桅杆通过桅杆举升液压缸下放至水平位置 ，可折叠桅杆下节立柱，可卸下钻杆及尾架，行走机构横向距离可缩至最小。在此种状态，旋挖钻机通过履带行走机构行至牵引车上进行运输。 旋挖钻机变幅机构是旋挖钻机的重要组成部分，其包括三角架、动臂、支撑杆、桅杆举升液压缸、动臂变幅液压缸等，其起着支撑旋挖钻机工作装置重量，调节桅杆的工作幅度和整机的工作半径以及运输时整机的运输高度等作用，同时对整机布局和稳定性有着极其重要的影响。桅杆举升液压缸两端分别安装在动臂和转台上，通过这两组液压缸的伸缩来分别实现工作装置的变幅。 旋挖钻机变幅机构工作时，桅杆举升液压缸被锁定，驱 动动臂变幅液压缸，带动动臂和连杆转动，从而促使三角架、桅杆举升液压缸、工作装置整体靠近或是远离地面，实现整机的工作幅度的调节。当锁定动臂变幅液压缸时，驱动桅杆举升液压缸，此时桅杆绕铰接点（三角架与桅杆相接处）转动，桅杆垂直度可以根据施工现场的状况前后调节桅杆所需的角度。 旋挖钻机处于旋挖工作状态时，桅杆与地面保持垂直，根据施工现场的情况，桅杆举升液压缸和动臂变幅液压缸处于一定的伸长并闭锁状态，如图 示；变 图 挖钻机工作状态图 挖钻机动臂设计与分析 10 幅机构处于运输状态时，桅杆举升液压缸和动臂变幅液压缸则 都处于闭锁状态且全部缩回，此时桅杆成水平状态。如图 示。 图 挖钻机运输状态图 桅杆由水平状态到钻桅前倾 4 ，是通过驱动桅杆举升液压缸来实现的。可以通过控制两个桅杆举升液压缸的伸缩量不一样来实现桅杆左右倾斜，但是旋挖钻机桅杆左右倾斜角度一般控制在 3 之内。 11 3 旋挖钻机动臂力学分析 动臂是变幅机构中一项重要的组成部件，对于动臂的力学分析要从变幅机构的力学分析入手，确定动臂处于最危险时的工况，再以动 臂为研究对象，进行受力分析。 挖钻机变幅机构介绍 目前旋挖钻机变幅机构主要采用平行四边形加小三角架结构的形式，其主要由两个桅杆举升液压缸、三角架、两个连杆、动臂连接架（简称动臂）、两个动臂变幅液压缸等零部件组成，如图 示。其中连杆和动臂互相平行，长度相等，并与三角架和旋挖钻机转台组成平行四边形连杆机构，起着支撑、调节等作用。 图 挖钻机工作装置结构图 为了分析方便，把图 化为变幅机构简图 作装置（包括钻具、钻杆、桅杆、动力头）， O 点表示工作装置的重心、三角架 连杆 桅杆举升液压缸 H 、动臂 动臂变幅液压缸 R 、 F 表示桅杆举升液压缸驱动力 、3 挖钻机动臂设计与分析 12 图 挖钻机变幅机构简图 挖钻机变幅机构结构分析 旋挖钻机变幅机构本身就是对称的，同时三角架和动臂关于自身中间平面对称，桅杆举升液压缸和动臂变幅液压缸分别关于变幅机构中间面对称，因此可以取变幅机构的 1/2 模型进行结构分析，变幅机构的运动简图如图 该机构在平面内共有 8 个活动构件，其中主动件为动臂变幅液压缸 R 和桅杆举升液压缸 H ，工作部分（包括钻具、钻杆、桅杆、动力头）简化为三角形 转动副有 A 、 B 、 C 、 D 、E (该处由三个构件铰接在一起，算两个转动副 )、 K 、 J 、 I ，移动副有 R 、 H ，机构自由度为： 23 （ 3 式中 N 为平面机构活动构件数， 的低副数，入数据可得该机构自由度 2011283 F ,与机构原动件数目相等，因此，该机构具有确定的运动。 如将三角架 为机架，则构件 液压缸 R 构成了一个平行四边形机构，其中 液压缸 H 构成了一个单自由机构。 13 况的选择以及力学建模过程中主卷扬拉力的处理方法 旋挖钻机变幅机构分为动臂液压缸变幅和桅杆液压缸举升两个过程，动臂变幅有两个极限位置：动臂水平、动臂最高。桅杆举升有三种极限位置：桅杆水平、桅杆垂直、桅杆前倾 5，桅杆水平是旋挖钻机处于运输状态，也可看作桅杆举升起始位置状态；桅杆垂直是旋挖钻机处于提钻状态；桅杆前倾 5，是处于桅杆举升的极限位置状态。旋挖钻机的姿态比较多，选取这几种极限位置，是由于这几种位置下旋挖钻机变幅机构受力比较复杂，对其进行受力分析，找出最大受力 位置，具有一定研究价值。主卷扬拉力建模过程处理方法如下：主卷扬拉力对旋挖钻机变幅机构受力由主卷扬安装位置决定，随着位置变化而变化。因此变幅机构力学建模时，对主卷扬拉力进行简化处理，使得后面所建的力学模型具有通用性。 挖钻机在回转平台上安装主卷扬，由于过渡轮的存在，主卷扬钢丝绳对钻桅产生的拉力在大小和方向上是时刻变化的，因此旋挖钻机变幅机构力学建模时就要考虑主卷扬拉力。处理方法是：对桅杆举升液压缸举升桅杆受力分析时，忽略主卷扬拉力的影响，因为主卷扬拉力的存在，极大的改善了桅杆举升液压缸的受力情况，此 时忽略主卷扬拉力的影响，是把桅杆举升液压缸处于极限载荷下受力分析；但是对变幅机构特殊位置下（桅杆垂直和桅杆前倾 5）分析时，把主卷扬的影响考虑进去。 幅和提钻状态下的受力分析 以旋挖钻机变幅机构为研究对象，对旋挖钻机变幅机构进行受力分析，此时的工作装置包括钻杆、钻具、桅杆、动力头等。如何确定旋挖钻机变幅机构所受外载荷，首先要确定工作装置对旋挖钻机变幅机构的作用力，其次是平行四边形机构受力。要确定工作装置对旋挖钻机变幅机构的作用力，必须要估算工作装置的整体重心坐标位置。 作装置的整体重心 坐标位置估算 图 工作装置重心受力分析简图，立桅时动力头移到最左端，以减小钻杆变幅液压缸的受力。取5具底部下与桅杆下侧线交汇处的点），假设工作装置整体重心 O 到5 和 Y 方向的距离为则： 图 作装置重心分析简图 挖钻机动臂设计与分析 14 已知 旋挖钻机工作装置参数： 钻具重量： ，钻具重心 1O 到5 和 Y 方 向距 离：051 ， 501 ； 动力头重量： ，动力头重心 2O 到5 和 Y 方向距离：4142 ， 0032 ； 钻杆重量： ，钻杆重心3 和 Y 方向距离：2953 ， 503 ； 桅杆重量： ，桅杆重心 4O 到5 和 Y 方向距离：4614 ， 344 ； 则工作装置整体重心 O 相对参考点5 o 4229432144332211 （ 3 o 6 9 9432144332211 （ 3 参考点5 铰点 X 和 Y 方向距离分 别是 45305 ， 505 则工作装置重心 O 到 J 铰点 X 和 Y 方向距离： 7 7 65 （ 3 5 45 （ 3 分别表工作装置重心 O 到 J 铰点 X 和 Y 方向的距离 所以工作装置重心 O 到桅杆与三角架铰点 J 的长度为： 9 2922 （ 3 臂变幅液压缸自锁，桅杆举升液压缸举升时的受力分析 (1)求桅杆举升液压缸驱动力 F 与 的关系 将图 化为图 示，将工作装置 (包括钻具、钻杆、桅杆、动力头 )简化为 O 视为工作装置的重心，三角形 示为三角架， 示为动臂，已知点 J 为三角架与桅杆的铰点，点 E 为桅杆举升液压缸与三角架的铰点，点 I 为桅杆举升液压缸与桅杆的铰点。当工作装置升起过程中，其中动臂变幅液压缸自锁，钻桅液压缸举升工作装置，受力分析如下； 列平衡方程： 00s 2 （ 3 0 0s x（ 3 0 0co s 2 y （ 3 15 图 挖钻机工作装置升起过程受力图 J 铰点上三角架对桅杆作用力 方向上的分量，下同； J 铰点上三角架对桅杆作用力 方向上的分量，下同； 图 常量有： 工作重心 O 与铰点 J 之间的距离， 929(由式 3 )； 铰点 J 到铰点 I 的距离， 462； 三角架边长， 也就是点 J 与 E 的距离，常量， 05； G 工作装置总重量，常量， ； 直线 竖直方向的夹角，此角度是变幅机构三角架安装角度； 71 (下面已证是常量 )； 0 直线 直线 间的夹角，需要计算23ar c 变量有： 2 直线 桅杆举升液压缸轴线 间的夹角； 3 直线 重力 作用线之间的夹角； L 桅杆举升液压缸的长度； F 桅杆举升液压缸对工作装置的作用力； 直线 直线 间的夹角； 根据结构的几何关系可得辅助方程求3： 03 180 在 中， 挖钻机动臂设计与分析 16 由正弦定理， E （ 3 由余弦定理， c o （ 3 联立（ 3（ 3（ 3（ 3得： s i nc o i n 220 （ 3 此方程表示为当工作装置升起过程中，桅杆举升液压缸驱动力 F 与刀角之间的关系。其具有通用性，适用于所有变幅机构为三角架加平行四边形机构。 证明变幅机构安装角 变幅过程中的不变性，如图 示： 四边形 平行四边形结构 ，为 长线与 交点 又 A 点和 C 点是转台上固定的铰点， 固定的 竖直线 角度是不变的 角度是不随动臂变幅变化的，即 是不变的 又 是三角架的一个固定角 在 中， 和 是不变的， 是不变的，即 不变 图 装角 17 以 挖钻机参数代入得到： 在整个起升过程中，桅杆举升液压缸长度变化： 9 8 01 7 8 0 代入（ 3 的变化范围： 从以上分析可以看出，在整个工作装置升起的过程中，桅杆举升液压缸输出力成单调递减变化，即桅杆水平，桅杆举升液压缸对桅杆最大举升力，然后举升力逐渐减小；随之液压缸对桅杆拉力，拉力由小逐渐增大，当 最大，即桅杆前倾 5时，桅杆受到最大拉力。 (2)桅杆三种极限位置下的受力分析 下面确定桅杆的三种姿态，即桅杆水平、桅杆垂直、桅杆前倾 5 。现对工作装置的三种状态进行受力分析，求出三角架对桅杆的作用力和桅杆液压缸驱动力。当桅杆垂直时，此姿态是提钻状态，对工作装置受力分析，目的是求工作装置对三角架的作用力和桅杆举升液压缸的举升力或拉力。 （ a）当桅杆水平时，此时 ， 780 ，由（ 3（ 3： )(1 4 2 3 (3(b) 当桅杆垂直时， ，此姿态是提钻状态，工作装置受力如图 列平衡方程： 00s (3 00co s (3绕点 J 的矩： 0 s i nc o ss i n 0c o s (3 , 分别表示 I 铰点到 J 铰点 X 和 Y 方向的距离，下同； , 分别表示 S 铰点到 J 铰点 X 和 Y 方向的距离，下同； 表示主卷扬的拉力，下同； F 表示桅杆液压缸举升力，下同； 代入 旋挖钻机参数 : ， ， ， J 150 ， J 2460 ， J 3850 ， J 200 ， J 754 得： )(1 4 0 6 2 37 8 6 11 0 4 3 5 1 (3挖钻机动臂设计与分析 18 (c) 当工作装置前倾 5 时， ，此时的位置是工作装置变幅的极限位 置，工作装置受力分析如下，工作装置受力如图 图 杆垂直受力图 图 杆前倾 5受力图 列平衡方程： 0X 0s (3 0Y 0co s (30 s i nc o ss i n 0c o s (3代入参数： ， ， ， J 220 ， J 2450 J 3795 ， J 265 ， 3 7 8)5s 0 得： )(5 2 5 2 1 92 5 0 42 3 8 8 1 8 (3臂变幅液压缸自锁，动臂变幅时三角架受力分析 平行四边形机构（动臂、动臂变幅液压缸、支撑杆和三角架）机构的力学分析如图 示： 19 图 挖钻机变幅机构平面运动简图 以支撑杆 动臂 研究对象，列平衡方程： 0 0co ss i n 0co ss i n (30 s i nc o ss i ns i nc o s 113 0co s G b 以三角架为研究对象，列平衡方程： 00s (3 0o (3 0 0co ss i n 55 (3 8 3 455 三角架自重， ； 5 4 6 变幅机构动臂自重， ； L 1 6 0 2 变幅机构支撑杆自重， ； 1 0 的长度，到铰点表示动臂重心 ； 4 5 0 的距离，到铰点表示铰点 ； 挖钻机动臂设计与分析 20 7 0 0 的距离，到铰点表示铰点 ； 700 的距离，到铰点表示铰点 ； 表示 K 铰点和 J 铰点在 X 和 Y 方向的距离， 230 J 700 ； 表示 E 铰点和 J 铰点在 X 和 Y 方向的距离 , J 810 ， J 280 ； F , 分别表示铰点 K 上连杆对三 角架作用力凡在 X 和 Y 方向上的分量，为未知量； F , 分别表示在铰点 E 上，动臂对三角架作用力凡在 X 和 Y 方向上的分量，为未知量； y , F 分别表示在铰点 J 上，桅杆对三角架作用力可在 X 和 Y 方向的分量，各工况下的力己求出； ，为未知量；为连杆与水平面的夹角 直线的夹角，为未知量为桅杆举升液压缸与竖 ； 平线的夹角，为未知量为动臂变幅液压缸与水1 。 下面以 旋挖转机为研究对象，得出三角架在变幅和提钻工作状态下各铰点力。 (1)工况 1 为：为桅杆水平， ，动臂处于水平位置， 0 ， ，时 ，有： )(3(2)工况 2 为：当桅杆水平时 ，动臂处于最高位置， 76 ， , 时，有： 21 )(3(3)工况 3 为：当桅杆垂直， ， 动臂处于水平位置时，此时处于 提钻状态， 1 ，有： )(5024629781810435127850880127590214062378613(3(4)工况 4 为：当桅杆垂直， ， 动臂处于最高位置时，处于提钻状态。 6 1 ，有： )(1 1 8 9 8 96 4 1 1 11 0 4 3 5 12 8 4 1 2 71 6 8 4 3 44 2 1 9 51 4 0 6 2 37 8 6 13(3(5)工况 5 为：当桅杆前倾 5 ， ， 动臂处于水平位置时， 0 ， ， 时，有： 2M 右侧反向弯矩； F 桅杆举升液压缸拉力； 桅m 为桅杆质量， 063桅； 4 桅杆重心到铰点 J (桅杆与三角架铰点 )X 方向距离，此工况下是已知量， 235mm ； 加压液压缸到铰点 J (桅杆与三角架铰点 )X 方向距离，此工况下是已知 挖钻机动臂设计与分析 22 )(31084011098112388181615472801102453152521925043(3(6)工况 6 为：当桅杆前倾 5 ，动臂处于最高位置时。动臂处于水平位置时，76 ， ， 时，有： )(3155512414572388181 3 1 2 7 1 362559015617752521925043(3挖钻机钻挖工作状态下变幅机构的受力分析 臂变幅液压缸锁定，三角架受力分析 (1)旋挖钻机钻挖工作状态垂直方向受力分析 旋挖钻机在钻挖时，桅杆垂直，钢丝绳处于松弛状态，此时以加压液压缸处于最大加压力 讨论。以三角架最上部支点 J 为固定支点，左侧为桅杆重力和加压液压缸生产的垂直方向的载荷加4，由于偏心的影响，产生一个附加弯矩1M ，右侧为桅杆举升液压缸为克服 1M 提供一个反方向弯矩 2M 。由静力学力矩定理力得： 以铰点 J 为固定支点，参考图 ： 左弯矩 1M ： 4 8 1 4 351 4 加桅(3反向弯矩 2M ： (3由 21 F (3得桅杆举升液压缸驱动力： 8776 1M 左侧弯矩； 23 2M 右侧反向弯矩； F 桅杆举升液压缸拉力； 桅m 为 桅杆质量， 063桅； 4 桅杆重心到铰点 J (桅杆与三角架铰点 )X 方向距离，此工况下是已知量， 235mm ； 加压液压缸到铰点 J (桅杆与三角架铰点 )X 方向距离，此工况下是 已知量， 460 加F 加压液压缸的加压力， 25000加； d 一桅杆举升液压缸到铰点 J 的垂直距离， 3c o I ； 桅杆举升液压缸到竖直线夹角，此种工况下 。 此时铰点 J 垂直方向的力压液压缸加压力及桅杆举升液压缸垂直方向分力的合力。其值为 : y 1 5 1 0 9 9co s 4 加 (34G 桅杆重量， 8 1 74 桅 图 角架支点 J 受力图 (2)旋挖钻机钻挖工作状态水平方向受力分析 当旋挖钻机处于钻挖工作状态下，假 设旋挖钻机阻力扭矩与动力头最大扭矩 相等。此时将钻头部分的阻力扭矩分解为一对力偶，且这对力偶大小相等方向相反的，其中阻力扭矩的旋转中心为变幅机构三角架左右部分中心线与三角架铰接处轴套中心线交点 1O (如图 示 )。此图为三角架俯视图。三角架各点受力达到最大值。根据以上条件重新计算各支点上的支力。 列方程得三角架左侧铰点受力 : 三角架左侧 (铰点 J )X 方向受力x 215517左 (3M 为钻挖时最大阻力扭矩，此时 125M ； 挖钻机动臂设计与分析 24 1d 为三角架左右距离，此时 801 ； 图 角架等效力偶 同理可得三角架右侧 (铰点 J)X 方向受力右215517右 (3挖状态下，动臂变幅时受力分析 典型工况的确定 旋挖钻机在钻挖工作状态下，对旋挖钻机变幅机构每确定一个值 和 1 值，就对应一种工况。旋挖钻机在钻挖状态下，根据旋挖钻机动臂变幅的位置选取钻挖下的工况，即 0 、 30 、 76 ，此时动臂处于平行位置和最高位置以及中间角度位置，看变幅机构三角架各铰点的受力情况。 (l)工况 7 为 :当 0 ， 时，联立（ 3（ 3（ 3（ 3（ 3解得 : 三角架右边铰点力为 :)(755485831168776801137581151099215517右右右右右右(3 25 三角架左边铰点力为：)(7 5 5 4 86 6 0 0 7 96 8 7 7 68 0 14 2 4 9 3 71 5 1 0 9 92 1 5
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