【关键词】钻桅,机构,结构设计,变幅,SWDM-25,钻机,旋挖,

　　大型旋挖钻机是我国近年来引进、发展的桩工机械,逐步取代了对环境污染严重、效率低下的其它建筑工程桩孔施工机械。旋挖钻机的钻桅变幅机构对整机布局和操纵稳定性影响很大,它是实现钻孔位置变化及改变钻桅位置状态的关键部件。钻桅是旋挖钻机主执行机构的重要支撑,其为钻具、调整机构、加压系统等提供结构支撑,整个桅杆对于保证整机的正常运行和工作质量起着至关重要的作用。因此,本文对SWDM-25旋挖钻机变幅机构以及钻桅进行了结构设汁。

　　一、变幅机构总体方案设计

　　1.变幅机构结构方案的确定

　　变幅机构的结构形式与布置方案不仅关系到整个变幅装置能否正常工作,而且还对转台的设计和布置以及整体性能有着很大的影响。下面对三种变幅方案进行比较分析:

　　前两种方案均采用平行四边+三角架结构,通过一个平行四边形连杆机构与三角架连接,用两个油缸驱动实现工作装置的工作半径变化以及桅杆角度的调整,其中变幅油缸伸缩改变工作装置的工作幅度,桅杆油缸伸缩改变桅杆在垂直平面里的角度。该结构变幅范围大,可整机放倒,折叠,降低运输高度和长度。方案一如图1所示,变幅液压缸装于动臂的前下方,动臂下支撑点(与转台的铰点)设在回转中心的前下方,并高于转台平面。方案二如图2所示,变幅油缸上铰点与三角架铰接通过驱动三角架使工作装置平移。此方案,变幅液压缸通过驱动三角架实现变幅,由于三角架离转台距离较远,变幅液压油缸的位置需布置在转台的较前方,这就增大了转台的设计难度。方案三如图3所示,在转台上升起一横向支柱,变幅油缸安装在这上面驱动桅杆的变幅,这一设计可以加大两个变幅油缸安装距离,增大钻桅的稳定性,能承受大扭矩。但该设计使转台的设计复杂,且升高了运输时的整机高度,运输时需要拆卸桅杆,安装时需起重设备辅助,费时费力。

　　与方案一比较,该方案的工作半径不能变化,没有起到工作装置的真正变幅作用,在工作装置重量相同的情况下,最大倾翻力矩:

　　Mmax=G总Lmax

　　其中,Lmax为工作装置到整机倾翻线的最大距离。

　　方案一其最大倾翻力矩出现在工作装置在垂直位置时,而方案三的最大倾翻力矩出现在其工作装置前倾,变幅油缸最大行程时,显然可知Llmax

　　2.变幅机构参数的设计计算

　　在总体方案设计中必须全面考虑机器的功能要求,结构布置的可能性,以及制造、装配的工艺性等因素。设计时,首先要满足旋挖钻机的功能要求,以及满足特殊工作尺寸的要求,如最小变幅半径,最大运输高度等。

　　如图4所示在经计算得到变幅机构尺寸参数:

　　LGF=1550mm

　　LG1=3000mm

　　LAC=LEF=1200mm

　　LAF=LCE=2800mm

　　LGE=1500mm

　　LAR=240mm

　　二、钻桅的结构设计计算

　　1.桅杆的结构设计

　　桅杆的结构采用分段折叠式桅杆,由四部分组成:下桅、中桅、上桅以及鹅头。各部分之间通过螺栓连接,上桅和下桅较短,与中桅之间采用可折叠结构。下桅杆长度为2150mm,中桅为14000mm,上桅长1850mm。工作装置各构件在桅杆上的布置位置参见图5,桅杆横截面采用凹箱型截面形式,参照起重机金属结构梁设计进行截面尺寸的设计,截面见图6,外廓尺寸长×宽×高为18000×800×600mm3,桅杆材料为16Mn。

　　2.桅杆水平位置强度校核

　　桅杆的结构是在水平位置进行的设计,桅杆在处于水平位置时,对桅杆各段进行弯剪受力分析得到桅杆油缸与桅杆的铰接点处的弯矩最大,此时应该对该截面做强度校核。

　　由于设计时是参照起重机梁的结构设计,但没有考虑各种附加因素的影响,因此根据起重机梁的安全系数,取n=2,许用压应力[σ]=σs/n=170MPa

　　经计算最大压应力的位置在下截面底板处,此时

　　σ压max=<[σ压]

　　最大拉应力的位置在上截面的导轨处,此时

　　σ拉max=<[σ拉]

　　对于切应力τ有

　　τmax=<[τ]

　　经校核可知桅杆在水平位置时是安全的。

　　三、变幅机构的设计计算

　　1.机构分析

　　变幅机构运动简图如图7所示,它由一个单自由度的平行四边形双摇杆机构和一个单自由度的摇杆滑块机构组成,它们的运动相互独立,其中主动件分别为变幅液压缸和桅杆液压缸。

　　根据旋挖钻机的工作特征,钻挖工况时变幅机构闭锁定位,调整工况时各液压缸分别动作,将钻桅调整至工作状态。钻桅由运输状态到工作状态时,动臂液压缸闭锁,桅杆液压缸的伸缩使钻桅变幅。将工作装置视为一质点,质心为01,点G为三角架与桅杆的连接点,点E为桅杆油缸与三角架的连接点,点H为桅杆油缸与桅杆的交点。如图8所示:

　　式中:Gl——工作装置总重量;

　　Fl——桅杆油缸对工作装置的作用力;

　　L3——点G到点E的距离;

　　L4——点G到点H的距离;

　　L5——点G到点01的距离;

　　其中,L3、L4、L5、Gl、α0、α1已知,则F1为关于ψ的函数,关系曲线如图9所示:

　　当ψ=0.555rad时,桅杆水平,处于运输状态,F1max=1.4258×106N

　　当ψ=2.213rad时,桅杆前倾5°,处于工作调整最不利状态,F1min=-2.8858×105N

　　对平行四边形双摇杆机构进行受力分析,受力简图如图10所示。其中(a)为连杆受力简图,(b)为动臂受力简图,(c)为三角架受力简图。

　　其中:G3为三角架的重量,G2为动臂的重量,G1为连秆的重量,FEx、FEy为动臂对三角架的约束反力,FGx、FGy为桅杆对三角架的约束反力,XGE、yGE为G点到E点的水平与垂直距离,XFE、YFE为F点到E点的水平与垂直距离,H3为三角架重心到E点的水平距离。

　　G3=14.7KN,G2=15.7KN,Gl=3.53KN

　　XGE=1.359m,YGE=0.635m,XFE=0.863m,YFE=0.834m,H3=0.741 m。

　　2.典型工况的确定

　　对旋挖变幅机构每确定一个α值和θ3、θ4值,唯一对应一力臂e2值和一种工况。现确定典型工况如下:

　　工况l平行四边形机构处于水平位置,桅杆水平时,变幅机构离底盘最远,钻桅变幅机构仅受到工作部分的重力作用,主卷扬钢丝绳处于松弛状态;