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LXW80輪式旋挖鉆機,課題來源： 哈爾濱工程機械廠 指導教師：趙偉民教授 答辯人：程德考,旋挖鉆機鉆孔灌注樁鉆進速度快、成孔深度深、質量好、噪聲低等優(yōu)點。被廣泛應用于高層建筑、鐵路公路橋梁、水利工程和城市交通建設等樁基礎工程的施工。 輪式旋挖鉆機在城市改造、市政項目中顯示了其快速靈敏的獨特優(yōu)勢,概述,旋挖鉆機的優(yōu)勢,,1.成孔效率高； 2.環(huán)保特點突出 ； 3.靈活方便 ； 4.效益高 。,前景 隨著鐵路線等重點工程不斷上馬，旋挖鉆機的市場需求量在節(jié)節(jié)攀升以及城市改造，這對于國內旋挖鉆機生產(chǎn)企業(yè)來說，預示著非常好的市場前景，昭示著旋挖鉆進技術在我國的巨大發(fā)展前景。 針對國內現(xiàn)實國情,開發(fā)研制小型化、功能少、價格適宜的特種作業(yè)型機型,滿足不同地域樁基特別時城區(qū)需求。為輪式旋挖鉆機的提供廣闊的應用前景和發(fā)展空間。,總體設計方案,發(fā)動機功率 133kw2300rpm 額定扭矩 80kNm 最大成孔直徑 600-1200mm 最大成孔深度 35m 主卷揚最大拉力 120kN（60m/min） 主卷揚最大速度 76m/min 副卷揚最大拉力 60kN 副卷揚速度 70m/min 動力頭最大轉速 25rpm 加壓油缸推拉力 100/100kN 行駛速度 0-70km/h 爬坡能力 24 側前后角 5/5/7/90 整機重量 25t（帶鉆桿）,旋挖鉆機總體圖,,,運輸狀態(tài),工作狀態(tài),底盤的選擇設計,底盤可分為專用底盤、履帶液壓底盤、履帶起重機底盤、輪式起重機底盤、步履式底盤、汽車底盤等組成，汽車載式旋挖鉆機提高機動性，主要在城區(qū)或要求快速施工的場合使用但有的也有運輸方面的限制，履帶式功率大、污染小、效率高、整機穩(wěn)定性和適應性較好等優(yōu)點。但其設計周期長，制造成本高等缺點。 對比以上幾種底盤選擇自行設計更適合城區(qū)作業(yè)的專用輪式底盤。,輪式旋挖鉆機底盤的結構設計,,外形尺寸（長寬高） 589524961370,軸距 1330、2000,接近角/離去角 18/20,最小離地間隙 500,最大允許質量 30000,輪胎規(guī)格 11.00R20/10,底盤支腿尺寸 55355700,回轉支承型號 JB/T2300-1999 014.45.1250,底盤計算,本底盤 參照國內外輪式起重機形式設計，但考慮到本機實際情況采用三橋的形式，以使上車重量合理分配到各個橋采用全液壓驅動，發(fā)動機安裝在上車，將四個馬達安裝在前橋與后橋，采用H型支腿。,輪式底盤,旋挖鉆機支撐結構的確定,,目前旋挖鉆機的鉆挖支撐系統(tǒng)主要有三種形式，一種為平行四邊形小三角結構。第二種為大三角結構。第三種雖然也是大三角支承結構，輔助起架油缸，整機也能放倒折疊，具有以上兩種結構的優(yōu)點。 結合各種機構的利弊，結合設計要求選擇第一種其特點變幅范圍大，可整機放倒、折疊，降低運輸高度和長度 以適合其在城區(qū)運輸。,。,旋挖鉆機桅桿的確定,桅桿屬于細長空間桿件，根據(jù)不同需要，其結構形式主要可以分為3類：整體式桅桿、分段式桅桿和伸縮式桅桿?？紤]各種形式的性價比及設計需要，選擇分段式桅桿。以利于在運輸時減少運輸長度。,變幅機構的選擇設計,采用平行四邊形加三角形結構可以調節(jié)桅桿的工作幅度和運輸狀態(tài)桅桿的高度。使其運輸高度低于3.5米，使其適合城市狹窄場地的施工。變幅角度范圍在075.8，本機定在有利角度75。,桅桿截面結構設計,凹箱形截面受扭應力云圖 凹箱形截面受扭位移云圖,圓形箱形截面受扭應力云圖 圓形箱形截面受扭位移云圖,通過對各種形式截面的抗彎和抗扭能力的分析比較，可以得出以下結論:大圓角箱形桅桿截面，具有矩形和圓形截面的混合特征，其抗扭剛度較大，抗彎能力強，具有良好的剛性和穩(wěn)定性，重量輕，外形美觀，但造價較高，不利布置加壓油缸;直角箱形立柱截面，抗壓彎能力較強，具有較好的剛性和穩(wěn)定性，但在截面角接處易產(chǎn)生應力集中，其抗扭剛度較小，不利布置加壓油缸;凹箱形立柱截面，其抗扭剛度小，抗壓彎能力差，自重大，對布置加壓油缸有利;圓形立柱截面的慣性半徑最大，承載能力大，抗扭剛度也大，但抗壓彎能力差，對加壓油缸的布置不利。 考慮到本設計的實際情況選用大圓角箱形桅桿截面。,鉆桿,六邊形鉆桿,該鉆桿是根據(jù)以往典型圓柱型鉆桿改進的新型六邊形摩阻式鉆桿該鉆桿有著獨特的六邊形可以在轉動時充當花鍵的作用省掉了以往圓柱型鉆桿在內部焊花鍵，只需要在兩端焊接加強板就可以。采用摩阻式鉆桿不但可用于軟地層，也可用于較硬地層施工。摩阻式鉆桿制成4節(jié)，13節(jié)桿每節(jié)鋼管長10米。鉆孔深度可達35米左右。,各種鉆桿的受力分析,六邊形是六點受力，而圓柱形為3點受力，四邊形為四點受力，理論上為六變形的好。 通過分析可證明六邊形鉆桿受力情況比以往的圓柱形與四邊形受力情況好。,,,主副卷揚機,卷揚機構主要由液壓馬達、內藏式卷揚減速器、卷揚筒、鋼絲繩、壓繩器、排繩器等組成。卷揚減速器內部自帶片式摩擦片液壓制動器，主要功能是停車制動。。,卷筒的設計,(l)卷筒直徑,,(7)卷筒的長度與繩偏折角 卷筒長度主要是由容繩量大小來決定，容繩量為60米，卷繞2.5層，為正確地卷繞鋼絲繩，要求偏折角維持在允許的極限之內，如圖3-1所示。 繩的偏折角不應小于，以防止鋼絲繩在端部擋盤處堆積并確保它安全地進入下一層。 繩的偏折角不應大于，以防止鋼絲繩從繩槽中脫出，且當卷繞幾層時，確,偏折角計算,動力頭的設計,動力頭的結構組成,根據(jù)設定的參數(shù)要求最大轉速為25rpm以及最大輸出扭矩為10000N/m選擇德國力士樂公司液壓減速機GFB26T2，其最大輸出扭矩為12000N/m，馬達選用力士樂公司A2FE56。動力頭選用兩個馬達和兩個減速器。,動力頭的設計計算,滑輪架的設計分析,起吊附屬物工況,起鉆工況,,,,,,,,提鉆工況分析,鉆桅在水平方向主要是風載，計算時取風壓P=250Pa，方向按最不利風向的工況考慮，鉆桅上節(jié)受自身重力，計算重力時取g=10m/s2。將滑輪架傳給鉆桅上節(jié)的反作用力加載到鉆桅上節(jié)頂面上。將鉆桅上節(jié)的銷軸孔和連接用螺栓孔定義為鉸接約束。滑輪架上兩個鉸接處的反作用力大小如圖4-6所示。,,,圖4-6滑輪架前鉸接孔處反作用力 滑輪架后鉸接孔處反作用力,上桅桿的受力分析,,計算時取風壓P=250Pa，方向按最不利風向的工況考慮，鉆桅上節(jié)受自身重力，計算重力時取g=10m/s2。將滑輪架傳給鉆桅上節(jié)的反作用力加載到鉆桅上節(jié)頂面上。將鉆桅上節(jié)的銷軸孔和連接用螺栓孔定義為鉸接約束,,下桅桿受力分析,,下桅桿在提鉆時，只是受本身的重力與風力的作用，風力與上桅桿采用同一個數(shù)值，由于材料選用Q345，計算重力時取g=10m/s2利用SolidWorks軟件加載其重力，將風載加在最危險受力面上,中桅桿受力分析,,,將上桅桿與下桅桿由受力分析所測得的反作用力加載在中桅桿相應的鉸點與螺栓位置，另外鉆桅中節(jié)還受自身重力，取g=10m/s2。將鉆桅上節(jié)傳給鉆桅中節(jié)的反作用力加載到鉆桅中節(jié)頂面上。將鉆桅下節(jié)傳給鉆桅中節(jié)的反作用力加載到鉆桅中節(jié)底面上。將P=300Pa的風壓加載到最危險的表面上。將100kN的加壓油缸拉力反作用力加載到鉆桅中節(jié)的加壓油缸軸承座處。將鉆桅中節(jié)的銷軸孔和用螺栓孔連接定義為鉸接約束，將鉆桅中節(jié)與轉板接觸的表面定義為固定約束。 中桅桿的材料為Q345，利用軟件進行有限元分析。分析步驟：將上桅桿與下桅桿上各銷軸與螺栓連接處的反作用力加載在中桅桿相應的連接處， ，利用軟件進行實體網(wǎng)格 ，變形比例取真實比例。中桅桿由下部到頂部應力變化曲線。 由分析可知鉆桅在提鉆工況時最大應力均小于Q345的許用應力，故桅桿的設計滿足要求。,整機穩(wěn)定性分析,,最大幅度關系,卸土工況,,,整機穩(wěn)定度分析,穩(wěn)定度是通過最不利傾覆線的垂直平面和通過整機重心與同一傾翻線的平面之間的夾角。夾角越大，穩(wěn)定度越高。而本工程車輛的穩(wěn)定度超過18時就能達到所需穩(wěn)定度 。,縱向工作工況穩(wěn)定度圖,橫向工作工況穩(wěn)定度圖,,在轉場行駛工況下，利用SolidWorks軟件測出此工況下整車的重心位置，取驅動橋后橋中心線為最不利傾覆線作圖，得到整車的穩(wěn)定度為36.83,轉場工況,運輸工況,液壓系統(tǒng)設計,液壓系統(tǒng)設計首先根據(jù)分析計算選出液壓缸，與相關液壓馬達。 根據(jù)工作情況，確定系統(tǒng)壓力為25MPa。并設計處相應供油與回油流路。,額定輸出扭矩為80kNm，大小齒輪的齒數(shù)比為82:19，故每個減速機的輸出扭矩為(8019)/(822)=9.23(kNm)。 根據(jù)減速機選型公式： T2K=T2K （6-1） 式中：T2輸出扭矩，T2=9.23 kNm T2K已修正的輸出扭矩 K系數(shù)根據(jù)工作級別和載荷級別，取工作級別為M5，載荷級別為重，查表FEM得K=1.1。 將各值代入式5-1中，得T2K=10.15 kNm12000 Nm，故扭矩滿足要求，選型合理。 卷揚機的液壓系統(tǒng)設計：由前面第3章卷揚機的設計依據(jù)設計參數(shù)主卷揚最大拉力120kN，所選擇的馬達為A2FE63重量115 kg。主卷揚驅動元件選力士樂卷揚減速機CFT 50 W3-A6VE 80/63W-VAL，馬達排量80cm3，壓差30MPa，傳動比84.2，輸出扭矩32134 Nm，最大單繩拉力128536N，馬達重量34kg。 加壓油缸的選型設計：考慮在鉆進過程中的不同阻力，確定加壓油缸的推拉力為100kN。結合卡鍵式鉆桿的卡鍵布置情況和鉆斗斗深，確定加壓油缸行程為2000mm。根據(jù)力士樂樣本，選用力士樂CDL1MT4/100/56/2000型液壓缸。 16MPa下，力士樂CDL1MT4/100/56型油缸的承載力： F100=161063.14(10010-3)2/4=125600(N)100kN 所以，加壓油缸選型合理。 桅桿油缸的選型：,動力頭的設計馬達選用德國力士樂公司A2FE56型號，液壓減速機選用德國力士樂公司GFB26T2型好，其最大輸出扭矩為12000N/m，傳動比為46.42，動力頭選用兩個馬達和兩個減速器。,下車行走供油回路： 在運輸行駛時用三個泵同時給四個行走馬達供油，以解決行走時需油流量大的問題。輔泵采用離合器與發(fā)動機連接。下車的行走馬達采用四個雙向變量馬達，由四個三位四通U型換向閥，來實現(xiàn)車體的前進后退與轉彎等各種工作情況。 動力頭供油回路： 由于執(zhí)行元件多需要的流量大，因此供油路采用兩個泵供油，動力頭傳遞扭矩大，采用雙定量馬達減速機驅動。兩減速機的小齒輪和同一大齒輪嚙合，故屬于機械同步。采用一液控三位四通U型換向閥來實現(xiàn)兩馬達的串聯(lián)與并聯(lián)的切換，來適應各個工況。利用兩馬達并聯(lián)工作時來滿足小載高速反轉提鉆甩土的工況要求。利用兩馬達串聯(lián)工作，來滿足大載低速鉆進的工況要求。 主副卷揚機供油回路： 主副卷揚機供油回路也采用兩個主泵供油，主卷揚馬達采用變量馬達，可根據(jù)外載的大小自動調節(jié)轉速的高低，具有一定的適應能力。由于制動油缸的作用，常態(tài)下主卷揚馬達處于制動狀態(tài)。當主油路來油時，高壓油通過卸荷閥推開兩位三通液控換向閥，制動油缸縮回，主卷揚開始工作。卸荷閥的應用還可以實現(xiàn)主卷揚馬達的鎖死，防止發(fā)生危險。雙向平衡閥的應用，可以避免進入馬達的壓力高于馬達的峰值壓力損壞馬達。副卷揚馬達與主卷揚馬達的執(zhí)行油路近似，只是由于提升力小、安全級別底，采用了一個平衡閥。 回轉機構供油回路： 回轉馬達也屬于執(zhí)行機構采用雙泵供油，由于輪式旋挖鉆機的上車回轉與鉆進具有獨立性，對回轉馬達鎖死級別要求較高，故采用單獨控制的兩位三通手動換向閥來實現(xiàn)制動與解鎖的切換。采用卸荷閥避免進入馬達的壓力高于馬達的峰值壓力損壞馬達。,歡迎老師批評指正,謝謝, 大慶石油學院 畢業(yè)設計（論文）任務書 題目 LXW80輪式底盤旋挖鉆機設計 專業(yè) 機自05-03班 學號 050401140328 姓名 程德考 主要內容、基本要求、主要參考資料等： 1、 主要內容 輪式底盤旋挖鉆機的總體設計； 進行鉆桅及其調整機構的設計； 進行動力減速器的設計與動力特性分析； 進行液壓系統(tǒng)設計; 進行整機穩(wěn)定性分析。 2、 基本要求 設計機器總體、主要部件、主要零件、機器立體圖、液壓原理圖等，折合0號圖紙5張； 設計計算書1.5萬字； 外文資料翻譯3000漢字。 3、 主要參考資料 a、機械設計手冊； b、相關專業(yè)機械書籍； c、相關專業(yè)機械文章、專利資料； d、相關生產(chǎn)機械廠家樣本、圖紙等。 完成期限： 3月31日～6月22日 指導教師簽名： 專業(yè)負責人簽名： 2009 年 3 月 13 日 大慶石油學院學生開題報告表 課題名稱 LXW80輪式旋挖鉆機 課題來源 哈爾濱工程機械廠 課題類型 A 指導教師姓名 趙偉民 學生姓名 程德考 學 號 050401140328 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 開題報告內容：（調研資料的準備，設計目的、要求、思路與預期成果；任務完成的階段內容及時間安排；完成設計（論文）所具備的條件因素等。） 1、資料準備 （1）搜集了大量相關的期刊文章。 （2）收集了大量專利。 （3）查閱了各種相關的設計手冊。 2、設計目的 隨著國民經(jīng)濟的發(fā)展，城鎮(zhèn)化進程還在加快。老城市改造和新城市建設中新增的樁基礎工程將大幅度增加。目前,旋挖鉆機的產(chǎn)品大都是200kNm級,成孔直徑為2 m,鉆孔深度為60 m,而據(jù)建筑施工單位的反饋,國內80%的樁基礎成孔直徑都在1.2 m以下,深度不超過40 m。 因此,針對國內現(xiàn)實國情,開發(fā)研制小型化、功能少、價格適宜的特種作業(yè)的輪式旋挖鉆機,滿足不同地域樁基需求。 3、要求 輪式旋挖鉆機的總體設計； 主要零部件的設計與結構分析； 液壓系統(tǒng)的設計分析； 進行整機穩(wěn)定性分析。 4、任務完成階段內容及時間安排： 3月31日～4月13日 （2周）選挖鉆機的總體設計； 4月14日～5月4日（3周）變幅機構的設計； 5月5日～5月25日（3周）卷揚設計與分析； 5月26日～6月1日（1周）液壓系統(tǒng)設計； 6月2日～6月15日（2周）配重平衡機構的設計； 6月16日～6月22日（1周）論文寫作與整理，準備答辯。 5、預期成果 設計機器總體、主要部件、主要零件、機器立體圖等. 6、現(xiàn)有條件 具有部分相關圖紙資料和樣本； 具有相關三維設計與仿真軟件； 指導教師對該領域非常熟悉。 指導教師簽名： 日期： 1、課題來源：課題來源分為結合實際課題和自擬課題兩種，結合實際課題中來源于科研課題的要填寫確切基金項目、企事業(yè)單位項目，不能寫橫向、縱向課題等。 2、課題類型：A—工程設計；B—科學實驗；C—軟件開發(fā)；D—理論研究；E—應用研究。 大慶石油學院畢業(yè)設計（論文）學生申請答辯表 課 題 名 稱 LXW80輪式旋挖鉆機設計 申 請 理 由 已完成設計任務 學 生 簽 名 程德考 日期 大慶石油學院畢業(yè)設計（論文）指導教師評審表 評審 項目 評分標準 滿分 得分 A C 工作量 工作態(tài)度 （20分） 按期圓滿完成規(guī)定的任務，難易程度和工作量符合教學要求；工作努力，遵守紀律；工作作風嚴謹務實；善于與他人合作。 基本上完成了任務書規(guī)定的任務，工作較努力，能遵守紀律。 20 　 解決問題 能力 （30分） 文獻檢索達到專業(yè)要求篇數(shù)以上，譯文翻譯準確且內容貼近課題，譯文字數(shù)3000字以上。 文獻檢索達到專業(yè)要求篇數(shù)；譯文基本準確，字數(shù)2000字以上。 10 　 設計、實驗方案論證、收集資料、綜合總結、計算機應用、社會調查及經(jīng)濟分析等解決實際問題能力強。 有一定的設計、實驗，計算機應用、經(jīng)濟分析、社會調查等能力。 20 　 設計（論文）質量（40分） 內容符合撰寫要求、規(guī)范，圖紙標準整潔。 內容70％以上符合撰寫要求。 10 　 理論與分析正確、論述條理清晰、文理通順、數(shù)據(jù)詳實，結論嚴謹。 理論與分析基本正確、論述基本清晰、通順。 20 　 理工類≥1.5萬字，文管類≥1.2萬字，外語類≥8000詞，摘要300字左右；摘要、結論能確切地體現(xiàn)主要內容及成果。 理工類≥1.2萬字，文管類≥1萬字，外語類≥6000詞，摘要300字左右；摘要、結論基本上體現(xiàn)主要工作內容及成果。 10 　 創(chuàng)新 （10分） 有重大改進或有獨立見解或有實用價值。 某方面有見解或總結。 10 　 是否同意參加答辯: 總分 評語： 指導教師簽字： 日期： 注：評分等級系數(shù)分別為：1.0≧A>0.85、0.85≧B>0.7、0.7≧C>0.4、0.4≧D≧0 大慶石油學院畢業(yè)設計（論文）答辯評審表 課題名稱 LXW80輪式旋挖鉆機設計 學生姓名 程德考 學號 050401140328 指導教師姓名 趙偉民 職稱 教授 評審項目 評分標準 滿分 得分 A C 選題 題型 （5分） 能體現(xiàn)專業(yè)培養(yǎng)目標和綜合訓練要求，難度份量適中。結合實際或有一定應用價值。 基本體現(xiàn)專業(yè)培養(yǎng)目標，難度份量過大或過小。基本符合專業(yè)訓練要求。 5 解決問 題能力 （10分） 文獻檢索達到專業(yè)要求篇數(shù)以上，譯文翻譯準確且內容貼近課題，譯文字數(shù)3000字以上。 文獻檢索達到專業(yè)要求篇數(shù)，譯文基本準確，字數(shù)2000字以上。 5 設計、實驗方案論證、收集資料、綜合總結、計算機應用、社會調查及經(jīng)濟分析等解決實際問題能力強。 有一定的設計、實驗，計算機應用、經(jīng)濟分析、社會調查等能力。 5 設計（論文）質量 （35分） 內容符合撰寫要求、規(guī)范，圖紙標準整潔。 內容70％以上符合撰寫要求。 5 理論與分析正確、論述條理清晰、文理通順、數(shù)據(jù)詳實，結論嚴謹。 理論與分析基本正確、論述基本清晰、通順。 10 理工類≥1.5萬字，文管類≥1.2萬字，外語類≥8000詞，摘要300字左右；摘要、結論能確切地體現(xiàn)主要內容及成果。 理工類≥1.2萬字，文管類≥1萬字，外語類≥6000詞，摘要300字左右；摘要、結論基本上體現(xiàn)主要工作內容及成果。 10 有重大改進或有獨立見解或有實用價值的創(chuàng)新點。 某方面有見解或總結。 10 答辯報告 （25分） 提綱整潔清楚，時間安排得當，條理清晰、技術用語準確、概念正確 提綱、時間安排及報告內容基本符合要求，技術用語和概念基本正確。 10 方案設計合理、計算分析正確、論據(jù)充分，成果有應用價值及指導意義。 方案設計基本合理，論據(jù)較充分，成果有一定意義。 15 回答問題 （25分） 能準確回答問題，條理清楚，有理有據(jù)。 基本上能回答主要問題。 25 答辯總分 　 畢業(yè)設計（論文） 成績及 評語 結構分＝指導教師評分×X%+評閱教師評分×Y%+答辯總分×Z％ 成績： 評語： 注1：評分等級系數(shù)分別為：1.0≧A>0.85、0.85≧B>0.7、0.7≧C>0.4、0.4≧D≧0 注2：X％，Y％，Z％為結構分的權重系數(shù)，各單位按本專業(yè)畢業(yè)設計（論文）大綱執(zhí)行。 答辯小組負責人簽字： 年 月 日 答辯委員會負責人簽字： 年 月 日 大慶石油學院本科生畢業(yè)設計（論文） 目 錄 第1章 概述 1 1.1 引言 1 1.2 旋挖鉆機發(fā)展概況及國內外生產(chǎn)企業(yè)的情況 1 1.3 旋挖鉆機發(fā)展趨勢 3 1.4 本章小結 4 第2章 旋挖鉆機結構設計 5 2.1 LXW80輪式旋挖鉆機方案的確定 5 2.2 輪式旋挖鉆機的結構設計 9 2.3 本章小結 15 第3章 旋挖鉆機的計算與分析 16 3.1 動力頭的設計計算 16 3.2 起升機構的設計計算 18 3.3 本章小結 23 第4章 主要零部件的分析 24 4.1 滑輪架的分析計算 24 4.2 桅桿的設計與分析 26 4.3 本章小結 33 第5章 整機穩(wěn)定性分析 34 5.1 整機穩(wěn)定性校核 34 5.2 整機穩(wěn)定度分析 37 5.3 本章小結 39 第6章 液壓系統(tǒng)回路原理設計 40 6.1 主要執(zhí)行元件的選取 40 6.2主要回路的供油原理設計 41 6.3 本章小結 42 結 論 43 參考文獻 44 致 謝 45 49 第1章 概述 1.1 引言 旋挖鉆機屬機電一體化設備，技術含量高，使用技術和設備保養(yǎng)要求嚴格,也是一種多功能、高效率的灌注樁成孔設備。其采用無循環(huán)工藝施工鉆孔灌注樁，該工藝方法具有鉆進速度快、成孔深度深、質量好、噪聲低等優(yōu)點。被廣泛應用于高層建筑、鐵路公路橋梁、水利工程和城市交通建設等樁基礎工程的施工。 隨著國民經(jīng)濟的發(fā)展，城鎮(zhèn)化進程還在加快。老城市改造和新城市建設中新增的樁基礎工程將大幅度增加。目前,旋挖鉆機的產(chǎn)品大都是200kNm級,成孔直徑為2 m,鉆孔深度為60 m,而據(jù)建筑施工單位的反饋,國內80%的樁基礎成孔直徑都在1.2 m以下,深度不超過40 m。因此,針對國內現(xiàn)實國情,開發(fā)研制小型化、功能少、價格適宜的特種作業(yè)型機型,滿足不同地域樁基需求。 1.2 旋挖鉆機發(fā)展概況及國內外生產(chǎn)企業(yè)的情況 旋挖鉆機是在回轉斗鉆機和全套管鉆機的基礎上發(fā)展起來的。第二次世界大戰(zhàn)前，美國CALWELD公司首先研制出回轉斗、短螺旋鉆機，二十世紀五十年代，法國BENOTO將全套管鉆機應用于樁基礎施工中（如圖1.2所示），而后由歐洲各國將其組合并不斷完善，發(fā)展成為今天的多功能組合模式。圖1-2美國CALWELD回轉斗鉆機圖1-3法國BENOTO全套管裝置。意大利土力公司首先將安裝在載重汽車上和附著在履帶起重機上的鉆機從美國引入歐州。但是，這種鉆機的動力頭為固定式，不能自行安裝套管，難以適應硬質土層施工。 1984年天津探礦機械廠首次從美國RDI公司引進車載式旋挖鉆機；1988年北京城建工程機械廠仿制了土力公司1.5m直徑的附著式旋挖鉆機；1994年鄭州勘察機械廠引進英國BSP公司附著式旋挖鉆機； 2003年后，三一重機、山河智能等多家生產(chǎn)廠家的旋挖鉆機陸續(xù)下線。但是，由于諸多原因，這一先進技術在我國的發(fā)展比較緩慢。直到20世紀90年代末期，我國旋挖鉆機的擁有量也僅僅100臺左右，而這為數(shù)不多的鉆機由于運行成本高等原因也并未完全用于生產(chǎn)施工。最近幾年，國家建設管理部門逐步意識到旋挖鉆機的諸多優(yōu)勢，并制定了一些鼓勵政策，這些政策對設計、監(jiān)理和施工單位產(chǎn)生了層層影響。在這種大背景下，原有的成孔設備因其效率低下、噪音大、環(huán)保較差等原因將逐步被淘汰，而旋挖鉆機憑借其明顯優(yōu)勢——高效、環(huán)保、安全等，已逐步成為大批重點工程業(yè)主的指定施工設備。此時，國外的旋挖鉆機制造商紛紛看好中國這一巨大的市場，向中國宣傳、銷售其旋挖鉆機。國內的一些企業(yè)也通過引進、消化、吸收國外技術，開始制造旋挖鉆機。 圖1-1美國回轉斗鉆機 圖1-2法國全套管裝置 表1-1 國外旋挖鉆機主要生產(chǎn)廠家及其產(chǎn)品如下 德國 BAUER、LIEBHERR、DELMAG、WIRTH、MGF 意大利 SOILMEC、MAIT、CMV、IMT、CASAGRANDE、ENTEGO 日本 日本車輛、日立、住友、加藤 芬蘭 JUTTAN、TAMROCK 美國 APE、Ingersoll-Rand 西班牙 LLAMADA5 據(jù)不完全統(tǒng)計，目前在國內市場上應用的旋挖鉆機有十幾個廠家的幾十個型號產(chǎn)品。如德國利勃海爾、寶峨（如圖1-4所示）、MGF，意大利意馬、邁特（如圖1-5所示）、天銳、土力、CMV，日本日立建機等；國內北京三一重機（如圖1-6所示）、徐州徐工科技、北京經(jīng)緯巨力、河北石家莊煤機、內蒙古北方重汽、河南宇通重工等。在這些旋挖鉆機中，有整機從國外直接進口的，如意馬的AF系列、天銳的TR5VE系列、土力的R系列等；有部件在國外制造后到國內組裝的，如德國寶峨的BG系列；也有國內企業(yè)生產(chǎn)的，如北京三一重機的SR系列、北京經(jīng)緯巨力的ZY系列等，但鉆機的關鍵部件仍是從國外進口，以保證其良好的可靠性。 圖1-3寶峨鉆機 圖1-4邁特鉆機 圖1-5三一鉆機 圖1-6徐工鉆機 表1-2 幾種常見鉆機技術性能參數(shù) 鉆機型號 BG18 R618HD NSR220 XR220 生產(chǎn)廠家 寶峨 土力MEC 南車時代 徐工 最大輸出轉矩/kN/m 176 182 220 200 最大鉆孔深度/mm 60 66 65 54 最大加壓力/kN 1800 1800 2000 2000 最高工作轉速(/r/min) 36 25 27 22 主卷揚最大拉力/kN 160 184 200 180 發(fā)動機型號 康明斯 6CT-C CAT3306TA C-9 康明斯 M11-C330 整機質量 70 65 65 68 目前可供選擇的旋挖鉆機范圍非常廣泛，鉆孔直徑通常在1.5m～2.0m之間，而鉆孔灌注樁的最常用的樁徑一般為1.0m～1.5m，考慮到安全儲備系數(shù)，鉆機對于這種樁徑施工是非常適合的。同時，有些廠家生產(chǎn)的鉆機鉆孔直徑非常大，小型的最大鉆孔直徑為1m，大型鉆機孔徑可達到3m。隨著鐵路線等重點工程不斷上馬，旋挖鉆機的市場需求量在節(jié)節(jié)攀升，這對于國內旋挖鉆機生產(chǎn)企業(yè)來說，預示著非常好的市場前景，昭示著旋挖鉆進技術在我國的巨大發(fā)展前景。 1.3 旋挖鉆機發(fā)展趨勢 （1）由電動式向液壓式方向發(fā)展 （2）向多功能鉆機方向發(fā)展鉆機的多功能化，即鉆機使用的是多用途模塊式設計。 （3）大都采用電液比例伺服控制系統(tǒng)具有鉆孔深度、鉆桅垂直度自動化檢測、熒屏顯示，提高了定位鉆孔精 （4）機電一體化控制、智能化作業(yè)在鉆桅控制、自動垂直調平、回轉倒土控制、發(fā)動機的監(jiān)控、鉆孔深度量及車身工作狀態(tài)動畫顯示及虛擬儀表顯示、故障檢測、報警及信息顯示等方面逐步實現(xiàn)智能化控 制。 （5）安全保護。鉆機的設計充分考慮駕駛人員的安全，并采取了一些措施：駕駛室前窗有FOPS（防墜物保護）；卷揚的高度限位；駕駛室內操作臺安全控制；發(fā)機、液壓等參數(shù)顯示、報警等。 （6）上、下車獨特的水平調節(jié)系統(tǒng)。鉆機的上車與下車的連接機構采用獨特的設計形式，通過左右兩個液缸，可進行上下車傾斜調節(jié)，當下車底盤傾斜時（施工場地為斜面時），上駕駛室仍為水平，此功能既保證了鉆孔時的垂直度，又可使操作者在舒適的置長時間工作而不會感到疲倦。 （7）動力頭采用MCS系統(tǒng)—套管鉆進增扭裝置增加套管鉆進增扭系統(tǒng)，可減少擺管機的應用，大幅度降低使用成本 1.4 本章小結 綜上所述,旋挖鉆機及旋挖鉆進技術具有一系列的優(yōu)點,雖然其推廣應用存在一些制約因素,但無論從我國目前的基礎工程施工市場形勢及要求、旋挖鉆機生產(chǎn)規(guī)模、配套工具的生產(chǎn)、基礎施工企業(yè)的體制等各方面來看,我國旋挖鉆進技術全面、快速發(fā)展的時期已經(jīng)到來。今后的幾年內,將推動我國基礎工程施工設備向機械化、自動化方向發(fā)展,同時將使我國基礎工程施工技術邁上一個新臺階。 第2章 旋挖鉆機結構設計 2.1 LXW80輪式旋挖鉆機方案的確定 根據(jù)旋挖鉆機的底盤、支撐結構、桅桿及鉆桿結構的不同大致可將旋挖鉆機分為以下種類型。 2.1.1根據(jù)旋挖鉆機的底盤分類 底盤由行走機構、履帶張緊裝置和左右梁組成;底盤可分為專用底盤、履帶液壓挖掘機底盤、履帶起重機底盤、步履式底盤、汽車底盤等組成。 汽車載式旋挖鉆機提高機動性，主要在城區(qū)或要求快速施工的場合使用的，如MA仃、CMV、SOILMEC等但其效率與功率相對較低不適合挖直徑與深度較大孔。履帶式功率大、污染小、效率高、整機穩(wěn)定性和適應性較好等優(yōu)點。但其設計周期長，制造成本高等缺點。 車載式旋挖鉆機 履帶式旋挖鉆機圖 圖2-1按底盤分類 2.1.2 根據(jù)旋挖鉆機的支撐結構分類 目前，從外觀形式看旋挖鉆機可主要分為獨立式和起重機附著式兩種。獨立式旋挖鉆機的鉆挖支撐系統(tǒng)主要有三種形式，一種為平行四邊形小三角結構，其特點是變幅范圍大，可整機放倒、折疊，降低運輸高度和長度。缺點是底盤前方重量偏重，穩(wěn)定性稍差，不能承受超大扭矩。另一種為大三角結構，以BAUER為代表，其特點是結構簡單，穩(wěn)定性好，能承受大扭矩。缺點是運輸時要拆開，費時，需要輔助起重設備。第三種以西班牙LLAMADA公司、意大利ENTEGO為代表，雖然也是大三角支承結構，由于裝有輔助起架油缸，整機也能放倒折疊，具有以上兩種結構的優(yōu)點，結構新穎，經(jīng)濟實用。 圖2-2支撐結構 國內旋挖鉆機的支撐機構一般采用兩級調整油缸，桅桿調整油缸和變幅調整油缸，配以平行四邊形連桿機構等，使鉆桅在一定范圍內實現(xiàn)變幅。旋挖鉆機的鉆架采用平行四邊形連桿機構+三角形的支撐結構，非常適合城市狹窄場地的施工。 2.1.3 根據(jù)旋挖鉆機的桅桿結構分類 桅桿屬于細長空間桿件，根據(jù)不同需要，其結構形式主要可以分為3類：整體式桅桿、分段式桅桿和伸縮式桅桿。箱型截面桅桿具有良好的剛性和穩(wěn)定性,是動力頭號和鉆桿的附著體,無需拆卸的可折疊式結構,減少整機運輸長度; 采用箱形結構，剛性好，重量輕?；蓝嗖捎媚湍シ叫螣o縫管，便于傳遞大扭矩。 整體式桅桿 伸縮式桅桿 分段式桅桿 圖2-3按桅桿分類 2.1.4 確定設計方案 目前,旋挖鉆機的產(chǎn)品大都是200kNm級,成孔直徑為2 m,鉆孔深度為60 m,而據(jù)建筑施工單位的反饋,國內80%的樁基礎成孔直徑都在1.2 m以內并且城區(qū)內使用情況較多。因此根據(jù)國內使用情況，根據(jù)不同結構類型的優(yōu)缺點以及城區(qū)運輸?shù)南拗?，結構方案確定為：底盤采用輪式底盤自行設計，采用H型支腿，變幅機構采用平行四邊形+三角形機構，由動臂、支撐桿、變幅油缸、立桅油缸等部件組成。分段可折疊式桅桿。鉆桿自行設計，動力頭采用雙馬達雙減速機，鉆頭可配短螺旋鉆鉆頭、回轉斗鉆頭、巖心鉆鉆頭。 由SolidWorks建立三維模型如下： 圖2-4 LXW80旋挖鉆機主要結構圖 LXW80輪式旋挖鉆機初步總體設計方案 發(fā)動機功率 133kw@2300rpm 額定扭矩 80kNm 最大成孔直徑 600-1200mm 最大成孔深度 35m 主卷揚最大拉力 120kN@（60m/min） 主卷揚最大速度 76m/min 副卷揚最大拉力 60kN 副卷揚速度 70m/min 動力頭最大轉速 25rpm 加壓油缸推拉力 100/100kN 行駛速度 0-70km/h 爬坡能力 24％ 側前后角 5/5/7/90 整機重量 25t（帶鉆桿） 2.2 輪式旋挖鉆機的結構設計 2.2.1 底盤 采用類似輪式起重機底盤的結構，使其適應城區(qū)或要求快速施工的場合。底盤是支承、安裝各部件，形成機車的整體造型，并接受發(fā)動機的動力，使機車產(chǎn)生運動。底盤由傳動系、行駛系、轉向系和制動系四部分及H型支腿組成。 傳動系 由離合器、變速器、萬向傳動裝且.主減速器、差速器和半軸等組成。行駛系由汽車的車架、車橋車輪和懸架等組成。轉向操縱機構主要由轉向盤、轉向軸、轉向管柱等組成。制動系統(tǒng)采用伺服制動系統(tǒng)。發(fā)動機裝在上車，采用全液壓傳動，車架采用整體式箱形梁。 輪式旋挖鉆機工作時重力很大，輪胎不能承受。因此需要用支腿來支撐。 支腿有以下五種形式： （1）蛙式支腿 這種支腿的活動支腿鉸接在固定支腿上，其展開動作由液壓缸完成。特點是結構簡單、重量較輕，但支腿跨度不大。 （2）H型支腿 這種支腿有兩個液壓缸。活動支腿伸出后，工作時垂直支腿撐地，形如H而得名。特點是支腿跨距較大，對場地適應性較好。 （3）X型支腿 這種支腿工作時，支腿呈X型，離地間隙小，在撐腳著地的過程中有水平位移發(fā)生，當其為小幅度時，重物活動的空間比H型支腿的要大，因此常和H型支腿混合使用，形成前H、后X的型式。 （4）輻射式支腿 以轉臺的回轉中心為中心，從車架的盆形架向下呈輻射狀向外伸出4個支腿。特點是穩(wěn)定性好。在起重作業(yè)時，全部載荷不經(jīng)過車架而是直接作用在支腿上。因此，可減輕車架自重并降低整機重心高度，保護底盤不受損壞。主要應用在一些特大型的起重機上。 （5）擺動支腿 擺動支腿也叫鉸接式支腿，這種支腿在起重作業(yè)時，支腿在液壓缸的作用下能擺動到與車架縱向軸線相垂直的位置上；非工作狀態(tài)時，可平行地固定在車架的兩側。特點是重量輕，但由于受空間大小的限制，支腿不能太長，所以橫向支撐的距離較小。 比較五種支腿，結合旋挖鉆機的回轉工況，對整機穩(wěn)定性要求較高，故選擇跨距較大的H型支腿。 底盤參數(shù) 外形尺寸（長寬高）5895×2496×1370 軸距 1330、2000 接近角/離去角 18/20 最小離地間隙 500 最大允許質量 30000 輪胎規(guī)格 11.00R20/10 底盤支腿尺寸 5535×5700 回轉支承型號 JB/T2300-1999 014.45.1250. 圖2-5 LXW80輪式旋挖鉆機底盤 下車工作原理： 安裝在上車的發(fā)動機與液壓泵相連，動力通過液壓傳動到下車的液壓馬達，再由液壓馬達將動力傳到底盤的傳動系統(tǒng)，由離合器、變速器、萬向傳動裝置、.主減速器、差速器和半軸等實現(xiàn)減速、變速、倒車、中斷動力、輪間差速和軸間差速等功能。再由行駛系接受傳動系的動力，通過驅動輪與路面的作用產(chǎn)生牽引力，使機車正常行駛。 2.2.2 變幅機構 變幅機構是旋挖鉆機一個非常重要的裝置，在整個旋挖鉆機中起到支撐，調節(jié)桅桿的工作幅度或運輸狀態(tài)，調節(jié)桅桿相對地面的角度，快速平動調整對準孔位，連接桅桿和底盤使整機合理布置，起承上啟下的均載作用，其機構對整機的布局和操縱穩(wěn)定性影響較大。 考慮到本旋挖鉆機的實際情況，以及對比國內外各種旋挖鉆機采用的變幅機構的優(yōu)缺點，LXW80輪式旋挖鉆機變幅機構采用平行四邊形+三角形機構，由大臂、撐桿、變幅油缸、桅桿油缸等部件組成，通過液壓油缸的作用，可以使桅桿遠離或靠近機體，改變桅桿的角度，使其機動靈活、施工效率高。也可以調節(jié)桅桿的工作幅度和運輸狀態(tài)桅桿的高度。使其運輸高度低于3.5米，使其適合城市狹窄場地的施工。變幅角度范圍在0°～75.8°，本機定在有利角度75°。 圖2-6 變幅機構 變幅機構工作原理： 變幅機構由液壓泵驅動液壓缸，液壓缸實現(xiàn)伸縮運動，通過液壓油缸的作用，可以使桅桿遠離或靠近機體，改變桅桿的角度，實現(xiàn)變幅運動。還可以調節(jié)桅桿的工作幅度和運輸狀態(tài)桅桿的高度。 2.2.3 桅桿 桅桿是為鉆具提供運動導向、位置調整、動力傳遞的依托部件，鉆機鉆進時動力裝置所承受的扭矩、加壓時加壓油缸所受的反作用力、提鉆時滑輪架滑輪所承受的壓力等均作用在桅桿上。動力頭和隨動架可沿其導軌滑行，為了提高鉆進效率在中桅桿上設有加壓油缸，加壓油缸的一端固定在桅桿上，另一端連接動力頭上的滑移架，通過動力頭和鉆桿可以實現(xiàn)對鉆具的加壓作用。旋挖鉆機下桅桿起導向延伸作用，也是主卷揚機的支承座。 根據(jù)以往對立柱形狀及運輸狀況優(yōu)缺點考慮，桅桿桅桿采用三段可折疊式，采用箱形結構，剛性好，重量輕。滑道多采用耐磨方形無縫管，便于傳遞大扭矩。桅桿由滑輪架、上桅桿、中桅桿、下桅桿、加壓油缸等部件組成，它是鉆桿、動力頭的安裝支承部件及其工作進尺的導向。 圖2-7 桅桿主要結構圖 桅桿是為鉆具提供運動導向、位置調整、動力傳遞的依托部件，鉆機鉆進時動力裝置所承受的扭矩、加壓時加壓油缸所受的反作用力、提鉆時滑輪架滑輪所承受的壓力等均作用在桅桿上。行駛時，將上、下桅桿折疊安裝，同時折疊滑輪架，以減少運輸狀態(tài)整機長度。 2.2.4 主副卷揚機 主副卷揚機是旋挖鉆機起升機構的重要組成部分，主卷揚是在鉆進過程中通過卷揚機的正反轉來完成鉆桿和鉆頭下放和起升等功能的機構。副卷揚的主要功能是完成附屬物品的起吊。 圖2-8 主卷揚機 卷揚機工作原理：卷揚機構主要由液壓馬達、內藏式卷揚減速器、卷揚筒、鋼絲繩、壓繩器、排繩器等組成。卷揚減速器內部自帶片式摩擦片液壓制動器，主要功能是停車制動。馬達與減速器馬達與減速器采用德國力士樂公司產(chǎn)品，卷筒根據(jù)起重機設計手冊以及旋挖鉆機在工作時所需要的最大提升力進行自行設計。 發(fā)動機帶動變量泵通過液壓傳動將動力傳遞給液壓馬達，再由液壓馬達帶動滾筒的旋轉，動過變量泵及一系列控制閥實現(xiàn)快慢控制和上提下放功能。 2.2.5 鉆桿 鉆桿可以分為摩擦鉆桿和機鎖鉆桿兩大類。 圖2-9 摩擦式鉆桿 1、扁頭 2、一桿擋環(huán) 3、第一節(jié)鉆桿 4、第二節(jié)鉆桿 5、第三節(jié)鉆桿 6、第四節(jié)鉆桿7、第五節(jié)鉆桿 8、減振器總成 9、一桿外鍵 10、一桿內鍵 11、彈簧座（托盤） 12、鉆桿彈簧 13、方頭 14、銷軸 圖2-10 多點連續(xù)加壓式機鎖式鉆桿 1、扁頭 2、一桿擋環(huán) 3、第一節(jié)鉆桿 4、第二節(jié)鉆桿 5、第三節(jié)鉆桿 6、第四節(jié)鉆桿7、減振器總成 8、一桿外鍵 9、一桿內鍵 10、彈簧座（托盤） 11、鉆桿彈簧 12、方頭 13、銷軸 圖2-11 六邊形摩擦式鉆桿 摩擦鉆桿是指鉆桿上的鍵主要傳遞轉矩，靠摩擦面?zhèn)鬟f鉆壓的鉆桿。機緊鉆桿是指鉆桿之間通過加壓平臺可以鎖成一個剛性體對地層加壓鉆進的鉆桿。 摩擦鉆桿主要適用于軟地層，機鎖鉆桿不但可用于軟地層，也可用于較硬地層施工。與所設計鉆機主要用于城市以及建筑工地軟底層所以設計摩擦式鉆桿。 該鉆桿是根據(jù)以往典型圓柱型鉆桿改進的新型六邊形摩阻式鉆桿該鉆桿有著獨特的六邊形可以在轉動時充當花鍵的作用省掉了以往圓柱型鉆桿在內部焊花鍵，只需要在兩端焊接加強板就可以。采用摩阻式鉆桿不但可用于軟地層，也可用于較硬地層施工。摩阻式鉆桿制成4節(jié)，1～3節(jié)桿每節(jié)鋼管長10米。鉆孔深度可達35米左右。 根據(jù)不同的地質條件可選用不同的鉆頭，本機可以配用短螺旋鉆頭、回轉斗、巖心鉆頭、巖心回轉斗鉆頭。 鉆桿工作原理： 鉆桿鉆桿第一節(jié)（最外）采用六邊形的邊與動力頭相配合，以傳遞扭矩和壓力，上端通過回轉支承連接架和導軌連接，使之上下滑動，同時能自由轉動。內部各節(jié)鉆桿也利用其獨特的六邊形棱與其外面一節(jié)鉆桿相配合，當邊與鋼板擠壓時能傳遞扭矩和壓力，牙邊與鋼板面離時，各節(jié)鉆桿可以自由伸縮，最里面一節(jié)鉆桿上端通過萬向節(jié)與鋼絲繩連接，當鉆桿回縮時，通過鋼絲繩來提升，下端與鉆頭連接。 2.2.6 動力頭 動力頭是旋挖鉆機的關鍵工作部件，其性能好壞直接影響鉆機整機性能的發(fā)揮。動力頭是鉆機工作的動力源，它驅動鉆桿、鉆頭回轉，并能提供鉆孔所需的加壓力、提升力，能滿足高速甩土和低速鉆進兩種工況。動力頭驅動鉆桿、鉆頭回轉時應能根據(jù)不同的土壤地質條件自動調整轉速與扭矩，以滿足不斷變化的工況。 因為動力頭為鉆桿的旋轉提供動力，在實際施工中經(jīng)常會受到鉆桿的巨大沖擊作用。為了緩解這種沖擊，動力頭上安裝了彈簧緩沖裝置，它的核心元件是套在減震油缸上的彈簧，利用彈簧受壓吸收能量以及減震油缸吸收能量來避免動力頭被破壞。 動力頭現(xiàn)有抗振機構及效果在工程機械設備中，緩沖裝置是一種被用來緩解沖擊，提高產(chǎn)品抗沖穩(wěn)定性的機構，同時也能夠緩解產(chǎn)品的磨損，提高產(chǎn)品或零部件的使用壽命動力頭是旋挖鉆機重要的工作部件，它直接驅動鉆桿旋轉，實現(xiàn)鉆孔的旋轉鉆進運動。動力頭的抗振是通過緩沖裝置來完成的，液壓減振裝置，這兩種裝置能緩沖并吸收鉆桿對動力頭的沖擊以及鉆桿的沖擊，保證鎖緊式鉆桿的使用安全。 動力頭是鉆機的主要工作機構，他由減速機、液壓馬達、減速齒輪箱、減振防護裝置等組成；馬達和減速器分別選用德國力士樂公司產(chǎn)品。 圖2-12 動力頭 動力頭工作原理： 工作原理為泵提供壓力油給馬達，經(jīng)減速機和齒輪兩級減速后，以低速大扭矩的形式通過獨特的六邊形驅動套傳遞給鉆桿扭矩與壓力。 2.3 本章小結 本章主要介紹了各種旋挖鉆機，通過對比最終確定了旋挖鉆機的方案，借鑒其他旋挖鉆機的優(yōu)點來確定要設計的結構形式；確定了車載旋挖鉆機的底盤、支腿方案、鉆桅的支撐機構、鉆桅的結構、鉆桿的結構、鉆頭的選配類型。其次介紹了旋挖鉆機的結構組成及其工作原理。 第3章 旋挖鉆機的計算與分析 3.1 動力頭的設計計算 動力頭為液壓驅動，齒輪減速，可實現(xiàn)雙向鉆進和拋土作業(yè)，主要由回轉機構、動力驅動機構及支撐機構等組成。 動力頭主要包括托架和驅動器，托架用以支承驅動器使之在導軌上運行，并傳遞油缸壓力，驅動器主要包括液壓馬達、減速機、齒輪、驅動套管等。 泵變量馬達系統(tǒng)，可根據(jù)土壤地質不同自動改變其扭矩和鉆進。采用恒功率泵與變量液壓馬達配合，使動力頭可根據(jù)地質條件自動改變其排量和壓力，從而改變了輸出扭矩及轉速，即動力頭具有土壤自適應特性。 根據(jù)設定的參數(shù)要求最大轉速為25rpm以及最大輸出扭矩為10000N/m選擇德國力士樂公司液壓減速機GFB26T2，其最大輸出扭矩為12000N/m，馬達選用力士樂公司A2FE56。動力頭選用兩個馬達和兩個減速器。 根據(jù)輸入功率與輸出功率相等 (3-1) 則： 2 ，又已知 (3-2) 由以上公式可推出： (3-3) 由所選減速機的轉速比 以及所選馬達的轉速為5000rpm。則減速機的輸出轉速為： (3-4) 為了達到最高輸出轉速則齒輪減速箱的減速比為： (3-5) 因為選用兩個馬達與減速器因此每個小齒輪的設計參數(shù)如下： 傳遞功率 P=56(kW) 傳遞轉矩 T=5000(N·m) 齒輪1轉速 n1=107.7(rpm) 齒輪2轉速 n2=25(rpm) 傳動比 i=4.31 則根據(jù)原動機載荷特性為中等振動，工作機載荷特性中等振動。預定壽命 H=8000(h)。結構形式為閉式，齒輪布置形式都為對稱布置。則大齒輪采用圓柱形直齒齒輪，材料選用S17Cr2Ni2Mo（表面淬火）硬度：（56～62）。采用硬齒面嚙合形式。小齒輪材料也選用S17Cr2Ni2Mo（表面淬火）硬度：（56～62）。齒輪精度都選擇7級精度。 由起重機設計手冊查得本機器為中型機器。 初定齒輪模數(shù)Mn=12 齒輪1齒數(shù) Z1=19 齒輪1變位系數(shù) X1=0.500 齒輪1齒寬 B1=120(mm) 則齒輪2的相關參數(shù)定為： 齒輪2齒數(shù) Z2=Z1i=82 齒輪2齒寬 B2=125(mm) 齒頂高系數(shù)=1.00,頂隙系數(shù)=0.25,壓力角=20°，則根據(jù)以上數(shù)據(jù)可得： 齒輪的中心距 A0=606(mm) 齒輪1分度圓直徑 d1=228(mm)，齒頂圓直徑 da1=264(mm)，基圓直 db1=214(mm)，齒頂高 ha1=18(mm)，齒根高 hf1=9(mm)。 齒輪2分度圓直徑 d2=984(mm)，齒頂圓直徑 da2=996(mm)，齒根圓直徑 df2=942(mm)，基圓直徑 db2=924(mm)，齒頂高 ha2=6(mm)，齒根高 hf2=21(mm)。 齒頂高系數(shù) ha*=1.00,頂隙系數(shù) c*=0.25,壓力角=20(度) 強度校核： 由機械設計手冊查得使用系數(shù) Ka=1.100，動載系數(shù) Kv=1.02，材料的彈性系數(shù) ZE=189.800，接觸強度重合度系數(shù) Z=0.904，齒向載荷分布系數(shù) K =1.000，齒間載荷分布系數(shù) KFα=1.100，復合齒形系數(shù) Yfs1=3.92330，Yfs2=4.03096，應力校正系數(shù) Ysa1=1.78417，Ysa2=1.59353。 計算載荷系數(shù)K。 (3-6) 由公式： (3-7) 及查得：σFE1=520.0(MPa)，σFE2=480.0(MPa)，彎曲強度用安全系數(shù) SFmin=3。 可計算得齒輪1彎曲疲勞強度許用值： [σF]1=241.6(MPa) （3-8） 齒輪2彎曲疲勞強度許用值： [σF]2=223.0(MPa) （3-9） 齒輪1彎曲疲勞強度校核可得： ≤ （3-10） 齒輪2彎曲疲勞強度校核可得： ≤ （3-11） 通過校核兩齒輪都滿足設計要求。 3.2 起升機構的設計計算 3.2.1 主卷揚機的設計計算 1.卷揚機最大拉力及卷繩速度的計算 參考其他廠家已經(jīng)生產(chǎn)投入使用的旋挖鉆機的卷揚機提升速度，將本機的提升速度定位60(m/min)以內。參考CZX-12型旋挖鉆機動力頭扭矩120（kNm）,主卷揚機140kN的最大靜拉力，副卷揚機60KN的最大靜拉力。在工作時的提升阻力約為120kN。 LXW80輪式旋挖鉆機的鉆桿重量為4.6t，動力頭重量為1.5t，回轉斗的重量約為0.6t。動力頭的最大扭矩為80(),將提升阻力定位100，總的提升阻力約為： （3-12） =46+15+6+10 =167(kN) 將卷揚機的最大靜拉力定位120，加壓油缸的提升力100。根據(jù)所需拉力與卷揚機的提升速度選擇德國力士樂公司GFT 17 W2型減速機。 表3-1 輸出轉矩/T Nm 可選馬達型號 減速比/i 12500 A2FE45 66.96 A2FE56 79.36 A2FE63 116.55 根據(jù)卷揚機的輸出放卷繩速度選擇馬達。已知ｖ=60(m/min),各個馬達對應的輸出轉速為： V1=5600/66.69=83.63（rpm） （3-13） V2=5000/79.36=63.00（rpm） （3-14） V1=5000/116.55=42.9（rpm） （3-15） 則由公式： V=nπD （3-16） 可以得到最接近所需轉速的馬達為A2FE63 v=3.140.4442.9 （3-17） =60（rpm） 因此所選擇的馬達為A2FE63。 3.2.2鋼絲繩的選擇 鋼絲繩在起升機構中用作承載繩，它是撓性件，具有強度高、自重輕、柔性好、運動平穩(wěn)無噪音、極少驟然斷裂等優(yōu)點，是輪式旋挖鉆機的重要零件之一。有時還用來捆扎貨物。鋼絲繩經(jīng)常是與滑輪和卷筒配套使用，所以鋼絲繩在工作時總是要進出滑輪槽和卷筒槽。這時，鋼絲上的受力是相當復雜的，拉力、彎曲、擠壓和扭轉同時存在。實踐表明，鋼絲繩的破壞，首先表現(xiàn)在外層鋼絲的斷裂，主要原因是由于反復彎曲和反復磨損造成的金屬疲勞所致。隨著斷絲數(shù)的增多，破壞的速度加快，達到一定限度后，若再繼續(xù)使用，將會引起整根鋼絲繩完全斷裂。 鋼絲繩隨著載荷的增加會有微量的伸長，當載荷超過彈性極限時，鋼絲繩可能斷裂。通常把鋼絲繩承受的靜載荷控制在斷裂載荷的1/10～1/5，此為安全負荷。安全負荷表示的是鋼絲繩允許承受的額定靜載荷。但鋼絲繩實際上往往處于運動狀態(tài)，鋼絲繩在工作時除了要承受貨物、吊具、自重等靜載荷外，還要受到因加速度和沖擊引起的動載荷，因彎曲引起的附加載荷，因摩擦引起的阻力載荷等等，由此可見，當靜載荷以外的其它載荷增多時，實際的安全系數(shù)就降低了，鋼絲繩往往由此而引起過載。過載的鋼絲繩即使不發(fā)生斷裂事故，也會大大地縮短其使用壽命。在這里我們選取安全系數(shù)。 計算鋼絲繩繞入卷筒分支的最大靜拉力。 最大額定起升載荷時繞入卷筒的鋼絲繩最大靜拉力為: （3-18） 式中 ——額定起升載荷, N； ——起升裝置重力,N； ——滑輪組倍率，； 吊具重量估算為: (N) 將己知的數(shù)據(jù)代入上式得: (N) （3-19） 按安全系數(shù)確定鋼絲繩直徑: （3-20） 式中 ——選取鋼絲繩的整繩的破斷拉力(N)； ——安全系數(shù)，機構工作級別取n =6； 代入數(shù)據(jù)得: (N) （3-21） 由計算得到的鋼絲繩直徑查上海力福玎鋼絲繩產(chǎn)品性能表確定應選取的鋼絲繩最小直徑22mm。 確定選用的鋼絲繩為：鋼絲繩6×24SW+FC光-右交GB 1102-74。 鋼絲繩的固定方式采用Y13-50繩卡固定。 3.2.3卷筒的設計 卷筒是起升機構和牽引機構中卷繞鋼絲繩的部件，它用來收放和儲存鋼絲繩，把驅動裝置提供的驅動力傳遞給鋼絲繩，并將驅動裝置的回轉運動轉換成直線運動。根據(jù)鋼絲繩在卷筒上卷繞的層數(shù)分單層繞卷筒和多層繞卷筒。根據(jù)鋼絲繩卷入卷筒的情況分單聯(lián)卷筒（一根鋼絲繩分支繞入卷筒）和雙聯(lián)卷筒（兩根鋼絲繩分支同時繞入卷筒）。單聯(lián)卷筒可以單層繞或多層繞，雙聯(lián)卷筒一般為單層繞。多層繞卷筒可以減小卷筒長度，使機構常湊，但鋼絲繩磨損加快。在設計時卷筒采用多層繞，用Q345鋼板彎卷焊接經(jīng)機加后制成。 1.卷筒主要尺寸的確定 卷筒的主要尺寸有直徑、長度和壁厚。 (l)卷筒直徑 為保證鋼絲繩有足夠的使用壽命，卷筒的計算直徑不宜太小。但從傳動裝置和受力方面分析，卷筒直徑小些更為有利。在起重負荷和起升速度不變時，卷筒直徑小，可使減速器尺寸和傳遞扭矩減小。鑒于上述兩個原因，卷筒的名義直徑(卷筒的槽底直徑)為: (mm) （3-22） 式中 ——根據(jù)機構的工作級別M5選??； ——為鋼絲繩直徑。 (2)繩槽半徑： （3-23） (3)繩槽深度： （3-24） (4)繩槽節(jié)距： （3-25） (5)卷筒計算直徑： （3-26） (6)卷筒上有螺旋槽部分長度： （3-27） 式中 ——固定鋼絲繩圈數(shù)，取； ——最大起升高度； m——滑輪組倍率； (7)卷筒的長度與繩偏折角 卷筒長度主要是由容繩量大小來決定，容繩量為60米，卷繞2.5層，為正確地卷繞鋼絲繩，要求偏折角α維持在允許的極限之內，如圖3-1所示。 繩的偏折角α不應小于，以防止鋼絲繩在端部擋盤處堆積并確保它安全地進入下一層。 繩的偏折角α不應大于，以防止鋼絲繩從繩槽中脫出，且當卷繞幾層時，確保卷筒被正確地裝滿直到端部擋盤。 在旋挖鉆機中滑輪在卷揚機的正斜上方，因此兩側的偏折角度α相等。 由公式： （3-28） 利用反余玄函數(shù)可得： （3-29） 因此所求的的卷繞長度符合要求。 圖3-1卷揚機工作偏折角范圍 (8)卷筒壁厚 在卷筒結構設計時，其壁厚可先按下列經(jīng)驗公式初步計算，然后再根據(jù)強度條件進行驗算。 鋼卷筒壁厚 (mm) 材料選用Q345，強度符合要求，鋼絲繩在卷筒上的采用楔塊固定。 圖3.2卷筒應力云圖 其中紅色區(qū)域為鋼絲繩所受應力，其余部分均滿足要求。由分析可知卷筒的強度滿足要求。 3.2.4滑輪的設計計算 滑輪的直徑（名義）： （3-30） 滑輪槽底部： （3-31） 平衡滑輪： （3-32） （3-33） 根據(jù)鋼絲繩的直徑： 可得： （3-34） （3-35） 取。 其他尺寸數(shù)據(jù)根據(jù)起重機設計手冊選取。滑輪內軸承選擇圓柱滾子軸承NU2214E，滑輪用球墨鑄鐵鑄造而成。 3.3 本章小結 本章在查閱了大量資料的基礎上，選擇設計了旋挖鉆機的動力頭卷揚起升機構，并對卷筒進行了校核，通過一系列的計算使我對卷揚起升機構有了更深一層的了解，為后續(xù)設計奠定了基礎。 第4章 主要零部件的分析 4.1 滑輪架的分析計算 滑輪架位于上桅桿的頂部，主要作用是承受主副卷揚鋼絲繩的壓力載荷，因此在工作時總是處于受力狀態(tài)，因此在設計時材料選用Q345。 滑輪架的受力最大工況有兩個：一是直接提鉆工況，二是鉆孔已完成副卷揚起吊附屬物品放進孔內工況。滑輪架的三維模型如圖所示： 4.1.1 滑輪架起吊附屬物工況況分析 為了考慮滑輪架在工作時受到更大的力在分析時將其受力加大，使其具有更高的安全度。本工況副卷揚起吊附屬物品放進孔內工況，此時主滑輪鋼絲繩承受鉆桿重力和鉆斗重力，而副滑輪上鋼絲繩達到最大力，即50kN時。 的滑輪架滑輪架的受力簡化圖如下圖4-1所示。在分析時將其利用SolidWorks軟件中有限元分析過程如下。 1．滑輪架的受力與約束 圖4-1滑輪架受力與約束圖 2．實體網(wǎng)格劃分 圖4-2滑輪架網(wǎng)格劃分結果 3．算例結果 有限元分析結果如下圖4-3所示，變形比例取1?？梢娀喖茉谄鸺芄r下的最大應力小于Q345的許用應力，滿足要求。測得滑輪架底面反作用力，記錄下來，再將滑輪架的前后兩個銷軸孔的反作用力的大小記錄下來，用來對鉆桅上節(jié)加載，實現(xiàn)載荷的傳遞。 表4-1反作用力 選擇組 單位 總和 X 總和 Y 總和 Z 合力 整個實體 N 10.9456 -3.03894 -297763 297763 表4-2滑輪架起吊附屬物分析結果 名稱 類型 最小 位置 最大 位置 應力1 VON:von Mises 應力 0.00107992 N/mm^2 (MPa) 節(jié): 32918 (864.683 mm, 70.9191 mm, -298.863 mm) 157.175 N/mm (MPa) 節(jié): 21106 (-267.279 mm, 589.982 mm, -190.261 mm) 位移1 URES:合位移 0 m 節(jié): 93 (-171 mm, 603.308 mm, 0 mm) 0.000903954 m 節(jié): 3049 (-872.775 mm, 607.779 mm, -504.35 mm) 應變1 ESTRN :對等應變 4.50458e-009 單元: 17381 (-926.921 mm, 58.0578 mm, -553.295 mm) 0.000583292 單元: 16351 (202.394 mm, 331.009 mm, -28.7542 mm) 圖4-3滑輪架起吊附屬物應力云圖 4.1.2 滑輪架提鉆工況 當旋挖鉆機進行起鉆工況時，此時滑輪架主滑輪鋼絲繩承受鉆桿重力、鉆斗重力、土壤重力和鉆斗與土壤之間的粘滯阻力，主卷揚最大提升力達到120kN，即滑輪架主滑輪上鋼絲繩受力為120kN，而副滑輪不受力。 本工況也采用與上一種工況相同的分析步驟，加力與約束、劃分實體網(wǎng)格，利用SolidWorks進行分析。分析結果如下圖所示。 圖4-4滑輪架起鉆工況應力云圖 經(jīng)以上兩種工況的分析，所設計的滑輪架滿足要求。 4.2 桅桿的設計與分析 桅桿是旋挖鉆機的重要部件，工作過程中各種載荷最終都作用于桅桿。桅桿的整體剛度直接影響到旋挖鉆機能否正常施工，如果桅桿出現(xiàn)彎曲將使動力裝置無法沿導軌滑動，嚴重的可能導致安全事故。桅桿出現(xiàn)故障后的維修周期長、成本高，提高桅桿整體剛度是提高鉆機性能的迫切需求。中桅桿是桅桿中最重要的一段，它將鉆桿、鉆具連接于車體上，并且承受鉆具鉆進時所產(chǎn)生的彎矩作用，容易受到破壞。因此需要選者合理的桅桿截面形式，桅桿的截面的形狀有很多種，直角箱形截面、大圓角箱形截面、圓形、凹箱形等為最常用的桅桿截面形式。下面對這幾種最常見截面進行分析如下： 直角箱形截面受扭應力云圖 直角箱形截面受扭位移云圖 大圓角箱形截面受扭應力云圖 大圓角箱形截面受扭位移云圖 凹箱形截面受扭應力云圖 凹箱形截面受扭位移云圖 圓形箱形截面受扭應力云圖 圓形箱形截面受扭位移云圖 圖4-5桅桿截面受扭應力與位移云圖 通過對各種形式截面的抗彎和抗扭能力的分析比較，可以得出以下結論:大圓角箱形桅桿截面，具有矩形和圓形截面的混合特征，其抗扭剛度較大，抗彎能力強，具有良好的剛性和穩(wěn)定性，重量輕，外形美觀，但造價較高，不利布置加壓油缸;直角箱形立柱截面，抗壓彎能力較強，具有較好的剛性和穩(wěn)定性，但在截面角接處易產(chǎn)生應力集中，其抗扭剛度較小，不利布置加壓油缸;凹箱形立柱截面，其抗扭剛度小，抗壓彎能力差，自重大，對布置加壓油缸有利;圓形立柱截面的慣性半徑最大，承載能力大，抗扭剛度也大，但抗壓彎能力差，對加壓油缸的布置不利。因此選用大圓角箱形桅桿截面。 因桅桿有許多危險工況如起架工況、鉆孔工況、提鉆工況、卸土工況、轉位工況等。其中對鉆桅影響大的是起架工況、鉆孔工況、提鉆工況。而本機在運輸時鉆桿從桅桿上卸下，所以起鉆工況影響相對較小。下面對桅桿鉆孔工況與提鉆工況進行分析。 4.2 提鉆工況 提鉆有兩種方式，一是直接提鉆，二是回轉提鉆。在直接提鉆工況下，鉆桅所受豎直方向的載荷主要有提鉆力和自重。提鉆力中包括鉆桿、鉆具等的重量及由于土的粘性阻力加上真空負壓等產(chǎn)生的提升阻力，為了保證所設計鉆桅的安全可靠，在此取提鉆力為設計要求的最大載荷主卷揚的最大拉力與加壓油缸的最大拉力。在回轉提鉆工況下，因回轉阻力矩很小，在此忽略。 4.2.1 上桅桿的受力分析 鉆桅在水平方向主要是風載，計算時取風壓P=250Pa，方向按最不利風向的工況考慮，鉆桅上節(jié)受自身重力，計算重力時取g=10m/s2。將滑輪架傳給鉆桅上節(jié)的反作用力加載到鉆桅上節(jié)頂面上。將鉆桅上節(jié)的銷軸孔和連接用螺栓孔定義為鉸接約束?；喖苌蟽蓚€鉸接處的反作用力大小如圖4-6所示。 圖4-6滑輪架前鉸接孔處反作用力；滑輪架后鉸接孔處反作用力 材料選Q345進行有限元分析。具體加載約束情況如圖4-7所示，網(wǎng)格劃分情況如圖4-8所示。 圖4-7上桅桿受力與約束圖 圖4-8上桅桿實體網(wǎng)格劃分圖 圖4-9上桅桿應力云圖 由分析結果可知其最大受力點受力為249.8MPa小于材料許用應力345Mpa，安全系數(shù)可達1.8。 4.2.2 下桅桿受力分析 下桅桿在提鉆時，只是受本身的重力與風力的作用，風力與上桅桿采用同一個數(shù)值，由于材料選用Q345，計算重力時取g=10m/s2利用SolidWorks軟件加載其重力，將風載加在最危險受力面上。下桅桿各銷軸連接與螺栓連接處的如圖所示。 圖4-10下桅桿受力與約束圖 圖4-11下桅桿實體網(wǎng)格劃分圖 圖4-12下桅桿應力云圖 將重力與外載荷風力加載在下桅桿，可見鉆桅下節(jié)在提鉆工況下的最大應力小于Q345的許用應力，滿足要求。測得鉆桅下節(jié)上底面反作用力如圖4-12所示，并且將各個螺栓聯(lián)結處的反作用力利用軟件測出來，并記錄下來。以用來對鉆桅中節(jié)加載，實現(xiàn)載荷的傳遞。 4.2.3中桅桿受力分析 將上桅桿與下桅桿由受力分析所測得的反作用力加載在中桅桿相應的鉸點與螺栓位置，另外鉆桅中節(jié)還受自身重力，取g=10m/s2。將鉆桅上節(jié)傳給鉆桅中節(jié)的反作用力加載到鉆桅中節(jié)頂面上。將鉆桅下節(jié)傳給鉆桅中節(jié)的反作用力加載到鉆桅中節(jié)底面上。將P=300Pa的風壓加載到最危險的表面上。將100kN的加壓油缸拉力反作用力加載到鉆桅中節(jié)的加壓油缸軸承座處。將鉆桅中節(jié)的銷軸孔和用螺栓孔連接定義為鉸接約束，將鉆桅中節(jié)與轉板接觸的表面定義為固定約束。 中桅桿的材料為Q345，利用軟件進行有限元分析。分析步驟：將上桅桿與下桅桿上各銷軸與螺栓連接處的反作用力加載在中桅桿相應的連接處，力的加載與中桅桿固定如圖4-13所示，利用軟件進行實體網(wǎng)格劃分如圖4-14所示。 中桅桿有限元分析結果的應力如圖4-15所示，變形比例取真實比例。中桅桿由下部到頂部應力變化曲線如圖4-16所示，其應力、應變、位移如表4-1所示。 由分析可知鉆桅在提鉆工況時最大應力均小于Q345的許用應力，故桅桿的設計滿足要求。 圖4-13中桅桿載荷約束圖圖 4-14中桅桿網(wǎng)格劃分圖 圖4-15中桅桿應力云圖 圖4-16中桅桿應力變化圖解 表4-1中桅桿受力分析結果 名稱 類型 最小 位置 最大 位置 應力1 VON:von Mises 應力 0.00107992 N/mm^2 (MPa) 節(jié): 32918 (864.683 mm, 70.9191 mm, -298.863 mm) 72.40 N/mm (MPa) 節(jié): 21106 (-267.279 mm, 589.982 mm, -190.261 mm) 位移1 URES:合位移 0 m 節(jié): 93 (-171 mm, 603.308 mm, 0 mm) 0.000603934 m 節(jié): 12041 (-872.775 mm, 607.779 mm, -504.35 mm) 應變1 ESTRN :對等應變 4.50458e-009 單元: 17381 (-926.921 mm, 58.0578 mm, -553.295 mm) 0.000393291 單元: 86361 (202.394 mm, 331.009 mm, -28.7542 mm) 其它工況如起架工況、鉆孔工況，轉位工況時桅桿的分析與以上分析步驟相同，分析結果表明，鉆桅滑輪架、鉆桅上節(jié)、鉆桅中節(jié)、鉆桅下節(jié)的最大應力為72.4Mpa小于Q345的許用應力，安全系數(shù)為5?？芍@桅的結構設計和材料選擇滿足要求。 4.3 本章小結 本章利用SolidWorksSimulation有限元分析軟件利用反作用力傳遞的方法對鉆桅裝配體分三個工況進行了靜力學分析，了解了滑輪架及桅桿的在各工況時的受力情況，同時了解了桅桿在各個工況中各個部位的受力情況，為桅桿與滑輪架的結構設計提供了依據(jù)，同時也為整機的設計確定了零部件的最終設計方案。 第5章 整機穩(wěn)定性分析 輪式旋挖鉆機由于其動力頭傳遞的扭矩大、整機高度大、工況復雜等原因，對穩(wěn)定性要求較高。在此對鉆孔工況、提鉆工況和側向缷土工況采用平衡力矩法進行穩(wěn)定性校核，對縱向工作工況、橫向工作工況、轉場行駛工況和運輸行駛工況進行穩(wěn)定度分析。 5.1 整機穩(wěn)定性校核 5.1.1 鉆孔工況下整機穩(wěn)定性校核 鉆孔工況時按最大鉆桅幅度計算，利用SolidWorks軟件中的測量將各有關重心位置測出并記錄。其關系尺寸圖如圖5-1所示。按最危險工況計算，傾覆線取H型支腿的中心線。鉆孔阻力對旋挖鉆機產(chǎn)生一個傾覆力矩，風載按最不利因素計算對整機產(chǎn)生一個傾覆力矩，整機重力對整機產(chǎn)生一個穩(wěn)定力矩。 圖5-1最大幅度位置關系圖 采用平衡法計算許用穩(wěn)定系數(shù)： n== （5-1） 式中：G——車載旋挖鉆機整機重力，G=4005.6×10=4056(N)； L1——車載旋挖鉆機整機重心距傾覆線的距離； FZ——鉆孔工況下土壤對鉆頭的豎直向上的阻力，此處按最大設計參數(shù)選取加壓油缸的最大推力，F(xiàn)Z=100kN； L2——整機重心距前H支腿中心線的距離； L3——鉆頭回轉中心線距蛙式支腿中心線的距離； FF——作用在車載旋挖鉆機鉆桅側迎風面的風載，F(xiàn)F=PA，P為風壓，按8級風計算，大小為184.9~267.8N/m2，取P=300 N/m2；A為鉆機右側迎風面積，測得A=3.62m2，計算得FF =1086N； L4——風載作用點距傾覆線的距離； 將各數(shù)值代入式中，計算得： n=1.83＞[n]=1.25 （5-2） 故滿足要求。 5.1.2 提鉆工況下整機穩(wěn)定性校核 提鉆工況按最大鉆桅幅度計算，位置關系尺寸圖如圖5.1所示。按最危險工況計算，傾覆線取前H支腿的中心線。提鉆力對旋挖鉆機產(chǎn)生一個傾覆力矩，風載按最不利因素計算對整機產(chǎn)生一個傾覆力矩，整機重力對整機產(chǎn)生一個穩(wěn)定力矩。 采用平衡法計算許用穩(wěn)定系數(shù)： n== （5-3） 式中：G——車載旋挖鉆機整機重力，G=45056×10=45056(N)； L2——整機重心距傾覆線的距離； L3——鉆頭回轉中心線距傾覆線的距離； FF——作用在車載旋挖鉆機鉆桅反側迎風面的風載； L4——風載作用點距傾覆線的距離； FT——提鉆力，包括鉆桿、鉆具等的重量及由于土的粘性阻力加上真空負壓等產(chǎn)生的提