凿岩机设计资料

摘要
液压凿岩机是一种应用于建筑、采矿和地质工程的凿岩设备，因为效率高、凿岩速度快、环境污染低和易于实现自动化而逐渐取代气动凿岩机。

随着计算机技术和机电一体化技术的发展，进一步提高液压凿岩机的凿岩效率，完善自动凿岩技术，成为目前国内外相关研究机构的研究热点。

这些研究，将会促进液压凿岩机的进一步发展和应用。

本文对液压凿岩机的结构进行改造设计。

主要包括对冲击机构、转钎机构的结构设计及液压系统的设计，并对液压凿岩机普遍出现的卡紧问题予以提出了解决方案，及通过对冲击锤开均压槽来实现它的防卡紧作用。

目前，我国液压凿岩机的推广处于“瓶颈”阶段，液压凿岩机在矿山开采的广泛使用将会推动矿山机械高效、安全、稳定的发展。

关键词液压凿岩机冲击机构转钎机构矿山机械
Abstract
The hydraulic pressure rock drill is a kind of cutting rock equipment which apply to architecture, mining and geologic engineering. This equipment has replaced pneumatic rock drill gradually because it’s apt to be roboticized and it’s high efficiency, high chisel rock speed, low environment pollution. With the development of computer science and Mechatronics technique, To improve the cutting rock efficiency, consummate the cutting rock technique has become new and important research content and which will accelerate the speed of The hydraulic pressure rock drill’s development and applications.
This paper designs The hydraulic pressure rock drill’s configuration and changes part of its structure. Including impact mechanism, rotary mechanism, and hydraulic pressure system. Furthermore, this paper solves the problem of ‘clip’and ‘defending clip’ and now, The hydraulic pressure rock drill has not used in Mining machinery, its application abroadly will promote the development of Mining machinery efficiently, safely and steadily.
Keywords hydraulic rock drill impact mechanism rotary mechanism Mining machinery
目录
摘要 (I)
ABSTRACT ................................................. I I 第1章绪论 (1)
1.1国内外液压凿岩机发展概况 (1)
1.1.1国外液压凿岩机发展概况 (1)
1.1.2国内液压凿岩机发展概况 (2)
1.2液压凿岩机的基本功能与组成 (3)
1.3液压凿岩机类型 (4)
1.3.1液压凿岩机分类 (4)
1.4研究的意义与研究内容 (5)
第2章液压凿岩机的常规设计 (6)
2.1总体方案设计 (6)
2.2活塞的设计 (6)
2.3缸体的设计 (10)
2.3.1液压缸性能参数的计算 (10)
2.3.2 液压缸主要几何尺寸的计算 (11)
2.4凿岩转钎轴的设计 (12)
2.5液压凿岩机回油蓄能器的设计 (15)
2.6转钎齿轮的设计及强度校核 (19)
2.6.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (19)
2.6.2 按齿面接触强度设计 (20)
2.6.3 按齿根弯曲强度计算 (22)
2.7液压凿岩机卡紧的改进设计 (24)
2.7.1改进的目的和意义 (24)
2.7.2液压卡紧危害 (25)
2.7.3改进措施 (25)
第3章液压凿岩机液压系统设计 (26)
3.1典型系统介绍、分析与比较 (26)
3.2液压系统的合理性分析 (32)
3.3液压系统设计要点 (32)
3.4.1液压凿岩机用油 (34)
结论 (38)
致谢 (39)
参考文献 (40)
附录1 (42)
附录2 (45)
第1章绪论
液压凿岩机是七十年代生产并得到应用的一种新型凿岩机械。

这种凿岩机一出现就受到各国采矿界的重视，是凿岩技术史上的一项重大突破。

1.1国内外液压凿岩机发展概况
1.1.1国外液压凿岩机发展概况
自1861年气动凿岩机开始应用以来，经过不断改进、完善，各类气动凿岩机在矿山、铁路、公路、水电、煤炭和建筑工程施工中发挥了巨大的作用。

进入20世纪以来，随着各类工程在岩石断面上掘进的工作量日益增加，生产效率要求越来越高，气动凿岩机的钻凿能力与生产发展需要之间的矛盾日益加剧.生产的发展迫切要求使用效率高、生产能力大的新型凿岩机来取代气动凿岩机。

20世纪20年代，英国人多尔曼在斯塔福德制造出第一台液压凿岩机。

大约40年之后，另一位英国人萨特立夫也制成了一台液压凿岩机。

不久，美国Gardner-Denver公司根据尤布科斯专利制成了MP- III型液压凿岩机。

以上几种液压凿岩机都因一些关键的技术问题没能很好地解决，所以未能在生产中得到推广应用。

1970年，法国蒙塔贝特(Montabert)公司首先研制成功第一代可用于生产的H50型液压凿岩机，开始在世界范围内应用液压凿岩设备。

由于液压凿岩机和气动凿岩机相比具有明显的优越性 (表1.1),瑞典、英国、美国、德国、芬兰、奥地利、瑞士和日本等国陆续研制出各种型号的液压凿岩机，使液压凿岩机技术和生产在30多年间有了很大发展 (表 1.2)。

目前在国外，液压凿岩机已经成为导轨式凿岩机产品的主流。

90年代先进国家的岩石开挖工程采用的液压凿岩设备占凿岩设备总量的80%以上。

其瑞典Atlas Copco、芬兰Tamrock、法国Secoma等公司的液压凿岩机及配套产品在世界上具有代表性.前两者的液压凿岩设备销售量占世界销售总量的一半以上。

目前国外的液压凿岩机正向重型、大功率和自动化方向发展，超重型大功率液压凿岩机己能钻凿直径180-275毫米的炮孔，凿岩速
度是牙轮或潜孔钻机的2-4倍，而能耗仅为潜孔钻机的1/4。

它可以完成自动移位和定位、自动开孔、自动防卡钎、自动凿岩、自动退钎等凿岩循环，并可遥控的全自动液压凿岩机械己较多应用于隧道开挖。

液压凿岩机器人技术和产品也在20世纪80年代开始开发。

日本东洋公司的AD系列、法国Montabert公司的Robofore系列、瑞典Atlas Copco公司的系列以及芬兰Tamrock公司的Datamatic 系列凿岩机器人都已问世。

表1.1、液压和气动凿岩机的比较
表1.2 液压凿岩机的发展进步
1.1.2国内液压凿岩机发展概况
我国从上世纪70年代开始研制液压凿岩机。

1973年11月制造出第一台YYG- 80型液压凿岩机样机，后几经改进，于1980年9月在湘东钨矿通过了部级鉴定。

目前我国己有北京科技大学、中南工业大学、长沙矿冶研究院、煤炭科学研究院北京建井研究所、沈阳风动工具厂、天水风动工具厂和衢州煤矿机械厂等十多个单位研制的二十多种型号的液压凿岩机通过了省部级鉴定。

为发展我国的液压凿岩机技术和产品，近十多年来，莲花山冶金机械厂、沈阳风动工具厂、天水风动工具厂、宣化风动工具厂、南京工程机械厂先后耗资1000万美元从Atlas Copco和Secoma公司引进4种重型导轨式液压凿岩机制造技术。

但由于各方面原因，除莲花山冶金机械厂的HYD200和HYD300型液压凿岩机产品产量和质量比较稳定外，其余的产品均未形成批量能力，质量也有很大差距。

这远远不能满足我国工程部门需求。

近10年来，我国大型矿山及大型工程均采用了引进的大型液压钻车。

共从5个国家7个公司购进全液压凿岩设备近30个型号500多台套，重型液压凿岩机1200余台，耗资几十亿人民币。

我国一些单位也看到具体国情对轻型液压凿岩机的大量需求。

长沙矿冶研究院等十多家科研单位和企业曾经研制过多个型号的支腿式液压凿岩机，但大都没有成功。

其主要原因是:1)这些产品大多不合理地采用了内回转结构，从结构设计上就不满足液压凿岩机高频率、大扭矩的需要:2)在材料选择和制造工艺方面仍受气动凿岩机的影响，达不到液压凿岩机的性能要求。

1.2 液压凿岩机的基本功能与组成
冲击凿岩作业由冲击、推进、回转、冲洗四种功能组成。

冲击的主要功能是使岩石破碎。

供给凿岩机的能量，推动缸体内活寒作往复运动，当活塞向右运动，加速到一定速度时，冲击钎具将能量以应力波的形式通过钎具传递给岩石，使岩石破碎。

凿岩机完成冲击功能的部分称为冲击机构(通称冲击器)。

冲击能和冲击频率是其主要指标。

推进有两个功能，一是推动凿岩机和钎具压向岩石工作面，并使钎头在钻凿炮孔时始终与岩石接触;二是从炮孔中退出钎具，准备钻凿下一个炮孔。

借助链条或油缸等给凿岩机施加推进力。

推进力也是凿岩作业的主要工作指标之一。

回转的主要功能是使钎头每冲击一次回转到一个新的位置，进行新的岩石破碎，同时在回转过程中也可将已发生裂纹的岩石表面部分剥落下来。

这一功能由凿岩机的回转机构完成。

转钎转矩和转钎速度为其主要指标。

冲洗作用是从钻孔内清除被破碎下来的岩屑。

如果冲洗不足，钻孔中将发生重复凿磨，不但使钻孔速度减慢，且使钎头加速磨损，
甚至在个别情况下卡钻。

冲洗介质多用压力水或压缩空气。

用压缩空气时，为防止产生粉尘，必须有岩粉收集器等除尘装置，或气水合用。

用压力水作冲洗介质时，因通过凿岩机的部位不同，可分为中心给水和旁侧给水两种形式。

由上可知，整个凿岩系统是由液压凿岩机和钎具组成的(穿凿对象—岩石除外)，统称凿岩机具。

液压凿岩机由冲击和回转两大机构组成，并配有供水、防尘、润滑系统。

钎具由钎尾、接钎套、钎杆和钎头组成。

1.3液压凿岩机类型
目前，国企市场上销售的液压凿岩机种类很多。

据不完全统计，已有十多个国家的几十家公司生产50多种不同类型的液压凿岩机。

不少公司已从单机发展成为系列产品，并有相应得液压钻车配套，广泛应用于冶金、煤炭、交通等工业部门。

1.3.1液压凿岩机分类
由于目前采用的钻眼方法有旋转式、冲击式和旋转-冲击式等三种，因此，适于这些方法所用的液压凿岩机也相应的分为三种结构形式，即旋转式、冲击式和旋转-冲击式液压凿岩机。

其中，旋转式和冲击式的结构比较简单，而旋转-冲击式液压凿岩机的结构复杂，类型较多，应用也最普遍。

⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎩
⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎨⎧⎪⎪⎪⎪⎪⎩⎪⎪⎪⎪⎪⎨⎧⎪⎩⎪⎨⎧⎪⎪⎩⎪⎪⎨⎧⎪⎩⎪⎨⎧自激震荡型压力脉冲型活塞自配油型无阀型套阀型差动阀型止动阀型交变阀型柱阀型有阀型）冲击式（包括半液压式
旋转）旋转式冲击式（有阀型液压凿岩机-
1.4研究的意义与研究内容
凿岩机械是采掘、建筑、工程建设等领域应用广泛的工程机械。

尽管世界凿岩机，尤其是液压凿岩机技术有很大发展，但在我国其主导产品几十年来没有大的变化。

我国大量的中小矿山及一般工程施工中仍普遍使用能耗高、破岩效率低、易损零件多、寿命低、噪声高、环境污染严重的支腿式气动凿岩机。

研制开发轻型独立回转液压凿岩机就是在这样的背景下提出的。

用轻型独立回转液压凿岩机替代传统的气动凿岩机能明显提高凿岩作业效率、显著降低能耗、减少噪声污染和空气污染，迅速提高我国凿岩和工程施工的装备技术水平。

国产采矿用液压凿岩机与气动凿岩机比较,纯凿岩速度要快一倍以上,但凿岩作业的稳定性比不上气动凿岩机,这是液压凿岩机未能象气动凿岩机那样普遍应用的原因之一。

而影响液压凿岩机稳定作业的一个重要因素就是液压卡紧。

防止产生液压卡紧是提高采矿用液压凿岩机凿岩作业稳定性的有效措施。

第2章液压凿岩机的结构设计
本章主要包括有阀型液压凿岩机的结构设计，且主要是冲击机构的设计及回转机构的设计。

2.1总体方案设计。

首先应根据各方面的制造水平和外购件的质量水平等情况，确定采用单面回油前腔常压油型，还是采用双面回油型液压凿岩机。

双面回油型的主要优点是:活塞形状最为合理，有利于提高活塞与钎具的寿命，增强破岩效果；排油时间长，回油管中峰值流量较小，减小了回油阻力和压力脉动；采用较高的压力油，供油流量较小，可使各方面的尺寸小一些。

缺点是:阀和缸体结构复杂、工艺性差、要求加工精度高；回程制动阶段前腔可能有吸空现象；采有高压油需要加强密封，故只有加工设备与技术等各方面能够保证，此方案才可行。

前腔常压油型的优点是:结构简单、工艺性好，制造成本低、回程制动阶段无吸空现象。

缺点是:活塞形状不如双面回油型好、排油时间较短、回油管中峰值流量大、回油阻力和压力波动较大(此缺点可用回油蓄能器来减少其影响)。

由以上分析，根据我国在一段长时间内的情况，宜选用前腔常压双面回油型较好。

本文的主要研究内容如下:
（1）介绍液压凿岩机的基本结构和冲击工作原理，分析各种类型的冲击机构的特点，提出液压凿岩机的几种结构并分析其优缺点，然后确定液压凿岩机的总体结构方案。

（2）对液压凿岩机目前的几种液压系统类型分析对比，得出适用于矿山掘进用的液压凿岩机类型。

2.2 活塞的设计
这是冲击机构的主体。

设计的已知参数是冲击能E和冲击频率
v。

和供f，由用户或生产需要而定。

需要设定的参数是冲击末速度m
油压力P 。

根据我国目前钎尾允许应力计算，m v 一般不大于10m/s,国外也不大于12m/s 。

供油压力各厂家根据自己的情况，选择是不同的。

有的采用较高压力(如瑞典Atlas Copco 公司)，这样容易在小流量下得到较高的冲击能，使机器、管路和泵等尺寸小些，但对加工精度和密封要求高。

有的采用较低压力(如芬兰Tamrock 公司)，虽然供油流量大些，但加工与密封要求较低，维修性也好。

我国目前自己研制的液压凿岩机多选择较低压力，一般在(10-15 ) MPa 范围。

然后，根据经验或优化结果选取无量纲设计变量值〔a 或C 或λ)及一些损失系数，对活塞的结构参数和供油流量进行确定。

具体设计应遵循以下原则：
1）活塞应为细长形，并减少不必要的断面变化，以利于提高能量传递效率和提高钎具使用寿命。

2）活塞冲击头的面积应尽量与钎尾端部的面积相等或接近，并要有一定的锥部长度，以利于冲击波的传递。

3）保证活塞重量和前后腔受压面积等于或接近已得出的结果参数。

4）采用套阀时要考虑阀的工作长度。

5）要保证活塞全行程及超行程时不致损伤两端密封结构。

6）设计好防空打油垫尺寸及活塞各端的封油长度。

7）与缸体（或缸套）的配合间隙，要结合考虑泄露损失、加工成本（精度）与过滤精度。

要在提高可靠性的基础上，考虑提高效率，以确定合理的配合间隙，一般活塞与缸体的配合间隙为0.05-0.08；活塞与支撑套的配合间隙为0.03-0.05。

在加工质量和过滤精度能保证的情况下，间隙可选小一些。

令活塞冲程加速时间与活塞运动周期之比为α
T
t
s =α
α的通常最优值在0.29~0.382之间
取α值为0.3
α被称为冲程时间比或运动学特征系数。

因为它是无量纲量，故将其定义为抽象设计变量。

根据分析得到以下一系列运动学参数表达式
冲程时间 T t s α= 回程时间
()T t r α-=1 回程加速时间
()
T t r αβααββ---=12
1
回程制动时间 ()
T t r αβα-=122
活塞行程
T V S m α2
1
=
回程加速行程
()()
T V S m r 2
2112αβααββα---= 回程制动时间 ()
T V S m r 2
3
212αβα-=
回程最大速度
m rm V V α
α
-=
1 冲程加速度
T
V
m s αα=
回程加速加速度
()m
r V T
3
2
1
αααββα--=
回程制动加速度
m r V T
22βα=
式中β-回程制动加速度与冲程加速度的比值
k
k
-+=
11β 式中K 取0.2 β=1.5
图2-1 活塞的结构
由上述各式得出 活塞质量 kg V E
m m
p 96.7398222=⨯==
活塞前腔受压面积
()
()()
2420
2
0111055.21m p
p
k p a p m A s r p -⨯=--+=
α
活塞后腔受压面积 ()
()()
242020121092.41m p p k p a p a m A r s p -⨯=--+=
活塞最大直径
mm d A d 444
211=+
=π
活塞后腔直径
mm A d d 384
222=-=
π
2.3 缸体的设计
缸体是冲击机构的主要零件，体积和重量大，孔道多，结构复杂，要求加工精度高。

为解决此问题，各型液压凿岩机采取了不同的办法有的加前后缸套，以利于油路和沉割槽的加工，且维修时便于更换;如北京科技大学和桂林冶金机械厂合作研制的YYG-250型液压凿岩机和芬兰Tamrock 公司的HL 系列液压凿岩机等。

有的不加衬套，为便于加工，把缸体分为几段(需解决分界面密封问题);如Sccoma 公司和Atlas Copco 公司的液压凿岩机等.至于小型液压凿岩机多采用整体式缸体。

缸体的总长度和内孔直径应根据活塞的结构尺寸，同时考虑到前后导向套的长度和直径以及活塞行程而定，并注意留出空打距离和行程余量。

缸体内孔道较多，设计时要保证各孔道要求的过流面积，并尽可能缩短长度和减少工艺孔。

特别应使连接蓄能器的孔道短些，以提高隔膜的响应速度。

2.3.1液压缸性能参数的计算
1、
液压缸的输出力
（1） 单杆活塞式液压缸的推力1F ()KN A P F 42
1111028.2444
15⨯=⨯⨯
=∙=π
式中1F -液压缸推力 KN
-1p 工作压力 Mpa 1A -活塞作用面积 214
D A π
=
D-活塞直径 （2） 、单杆活塞式液压缸的拉力2F ()
KN A P F 3222221079.538444
15⨯=-⨯⨯
==π
式中2F -液压缸拉力 KN 2p -工作压力 Mpa 2A -液压缸有杆腔作用面积 ()
22
24
d D
A -=
π
活塞杆直径-1d
2.3.2 液压缸主要几何尺寸的计算
1、液压缸内径D 的计算
根据载荷力的大小和选定的系统压力来计算 mm P F D 18.4915
1028.21057.310
57.342
2
=⨯⨯=⨯=-- 式中F-液压缸推力
P-选定的工作压力 2、缸筒壁厚的计算
按标准取外径d=60mm
故液压缸壁厚 mm D d 11=-=δ
2.4 凿岩转钎轴的设计
1、 材料的选取
转钎轴相当于扭杆弹簧，选用热轧弹簧钢；热处理后硬度达到HRC50左右。

材料为铬锰钢。

2、 结构设计和有效工作长度计算
考虑到结构简化及工艺上加工方便，取等直径圆杆。

为减轻端部与杆体连接处的应力集中，取圆弧过度。

圆锥过度部分的当量长度
mm D D D D D D l e 58.020152015201531313
230200=⎥⎥⎦⎤
⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛+=⎥⎥⎦
⎤⎢⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+= （2-1） 式中e l -圆锥过渡部分的当量长度。

D-转钎轴的有效直径，D=15mm 。

0D -转钎轴的端部直径，0D =20mm 扭杆的有效长度
mm l l l e 60158.0260020=⨯+=+= 3、计算单次冲击的转钎角 026.1750
150
14.322=⨯
⨯=∙=n k πα （2-2） 式中-α单次冲击转钎角
k-选定的转钎速度，k=150r/min. n-发动机的工作转数，n=750r/min. 4、确定转钎扭矩
m N M m M e e ∙=⨯=∙=2402401' 式中e M -所设计凿岩机的转钎扭矩。

m-类比系数，取m=1.
'e M -参考型号的凿岩机的转钎扭矩。

'e M =240N ∙m 5、计算作用于转钎轴上的扭矩
m N M M e n ∙===25395
.0240
η
式中n M -作用在转钎轴上的扭矩。

η-传动效率，取η=0.95。

6、计算转钎轴在扭矩n M 作用下的扭转角
对等直径圆杆： GIp L
M n =ϕ （2-3）
式中ϕ-转钎轴在扭矩作用下的扭转角。

L-杆的长度。

G-材料的切变模量，a P G=80Pa 910⨯ p I -极惯性矩, 4m 32
4
D I p π=
(2-4) 由（2-3）、（2-4）式联立得
4
32GD L
M N πϕ= （2-5）
=
()
04
3
9338.010********.31060125332=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯--
7、计算转钎轴上端面的转角 由余弦定理得： ()θcos 222222
L L e -=
2
2298.12arccos =-=L
e L θ 式中L-推动爪有效长度，L=100mm e-偏心圆盘的偏心矩，e=1.5mm 8、计算转钎轴的轴径
转钎轴保证有效传递扭矩的条件为：
αθϕ-≤ （2-6） 由（2-5）、（2-6）联立得
αθπ-≤4
32GD l
M n 则()
4
32αθπ-≥G l
M D n
=493
72
.0108014.310
60125332⨯⨯⨯⨯⨯⨯-
=12.81mm
转钎轴起保护作用的条件为：
max M T ≥ （2-7） 式中T-发动机曲轴输出扭矩
max M -卡钎时转钎轴承受的最大扭矩
由（2-4）式得
l
GI l GI M P P θ
ϕ==max max （2-8）
由（2-6）、（2-7）、（2-8）得
T l
GD ≤324θ
π
得出
mm G lT
D 25.15324
=≤θ
π 由此得出
mm D mm 25.1581.12≤≤ 9、按强度条件设计转钎轴轴径
卡钎时，转钎轴中的剪切应力达到最大值
[]ττ≤max （2-9） 式中m a x τ-最大剪应力，GPa []τ-材料的许用剪应力。

max τ=max r G ∙ （2-10）
其中l
D l D r 22m a x m a x θ
ϕ==
（2-11） 由（2-9）、（2-10）、（2-11）得
[]τθ
τ≤==a GP l GD 977.12max 故[]θ
τG l
D 2≤ （2-12）
=mm 9.2143
.31080601
10529
9=⨯⨯⨯⨯⨯ 所选用的转钎轴满足（2-9）和（2-12）的要求即满足工作需要因此选择转钎轴直径D=14mm.
根据算得的转钎扭矩e M =240N ∙m
液压马达的额定压力等几个因素选择液压马达的型号为 YMD300-90型液压马达
2.5 液压凿岩机回油蓄能器的设计
高压蓄能器是液压冲击机构的重要部件之一，由于活塞运动速度
在往复运动过程中变化很大。

活塞撞击钎尾时的速度最高可达9m/s 以上，并且撞击后其速度很快降为零，因此，活塞运动所需的流量变化也很大，尤其是活塞撞击钎尾前后，流量瞬间由最大降为零，这样大的流量变化目前还没有任何液压泵能够适应。

另外由于油液的可压缩性很小，系统的高速换向会产生很大的液压冲击，使系统的压力高出正常工作压力的几倍，这样的高压会导致系统管路及元件的损坏，所以必须采取措施来补偿流量瞬变和压力瞬变，一般的液压冲击机构通常采用安装蓄能器的办法来解决。

高压蓄能器的作用是减小液压泵的最大输出流量，平衡整个工作过程中的流量，从而在不损失能量的条件下使系统压力波动减小。

一般在阀控式液压冲击机构中采用隔膜式蓄能器来满足其频率响应的需要。

使用蓄能器能提高液压冲击机构的效率，延长其使用寿命。

隔膜式蓄能器由容积大致相等的上、下两部分组成，在正常工作的情况下，要求隔膜振动时偏离中间位置的距离基本相等。

1、回油蓄能器的有效排量V ∆
活塞回程加速段
122A p d d mx g t
x
∙= （2-13） 活塞回程制动段和冲程段
()2122A A p d d mx g t
x
-∙= （2-14）
式中m-活塞质量 m=7.96kg
1A -活塞前腔作用面积 2411055.2m A -⨯= 2A -活塞后腔作用面积 2421092.4m A -⨯= g p -液压凿岩机工作压力 g p =15Mpa x-活塞的位移
设0V V =时，回油蓄能器处于从排油到充油的转换点上，两者流量相等。

因而蓄能器内压力最大。

0V 满足
s
m A Q V /54.21092.41025.143
200=⨯⨯==--
设活塞加速阶段21t 分成两部分
一部分是速度从0增加到0v 所需时间23t ，在这段时间内，活塞行程为s 。

另一部分是速度从0v 增加到回程最大速度m v 0的时间24t ，行程为
2s 。

由（2-13）式得
s m A p v t g 00529.096.71055.21554
.24
1023=⨯⨯
=∙=
- m t v s 00672.000529.054.25.05.02301=⨯⨯=⨯= 活塞回程加速阶段所需总时间21t 为：
s m
A p s t g j 01657.010
55.215106696.7224
3
1
21=⨯⨯⨯⨯⨯=
∙=
-- 式中j s -活塞回程加速阶段行程 j s =66m 310-⨯ 因此：
s t t t 01128.000529.001657.0232124=-=-= m s s s j 2431210928.51027.61066---⨯=⨯-⨯=-= 蓄能器的有效排量为：
35342240221052.101128.01025.11092.410928.5m t Q A s V ----⨯=⨯⨯-⨯⨯⨯=∙-∙=∆ 2、蓄能器的有效容积a V
在蓄能器的气腔中，由气体状态方程可得
=⨯k x V P 常数 （2-15） 式中P-蓄能器的气腔压力 Pa x V -蓄能器的气腔体积 3m k-气体的多变指数 根据（2-15）式得出
()()V V p V V p a k a ∆+=∆-5.05.05.05.012
3
3355
.14
.11001.31052.11
4.11
5.11
1m V m V V
k r V a a r k
a --⨯=⨯⨯-+=∆∙-+=
3、充气压力Pa
由（2-15）式得出
()()
()
a
a k
a f k a a MP p V p V p 568.01001.31001.35.0155.04
.134
.13=⨯⨯⨯⨯=
=⨯--
式中f p -蓄能器隔膜处于中位时气腔的压力，可以认为是回油
管路中流量为
Q
时的平均回油背压
f p =1.5a MP
根据工作压力g p 和有效容积a V 选择蓄能器的型号为奉化液压公
司生产的
H F NXQ --∆20/4型液压蓄能器
图2-2 回油蓄能器的结构
2.6转钎齿轮的设计及强度校核
2.6.1 选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）、按传动方案选用直齿圆柱齿轮传动。

（2）、凿岩机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度
（GB10095-88）
（3）、材料选择。

由于传递扭矩大，故采用合金钢。

小齿轮
材料为40Cr （调质）。

硬度为280HBS 。

大齿轮材料为45钢（调质）。

硬度为240HBS 。

（4）、选小齿轮齿数为241=Z 。

大齿轮齿数为
6.57244.212=⨯==Z Z μ 取582=Z
2.6.2 按齿面接触强度设计
（1）、试选载荷系数 3.1=t K
（2）、计算小齿轮传递的转矩 mm N n P T ∙⨯=⨯⨯=⨯=55115
11055.2150
40
105.95105.95 （3）、选取齿宽系数1=d φ
（4）、材料强性影响系数21
8.189a
E MP Z =
（5）、小齿轮接触疲劳强度极限a H Mp 6001lim =σ；大齿轮接触
疲劳强度极限 a H MP 5502lim =σ
（6）、计算应力循环次数
()7
8
1
28
111094
.21016.21016.253008211506060⨯=⨯==⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==μn N jlh n N
（7）、接触疲劳寿命系数90.01=HN K ；95.02=H N K （8）、计算抗疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1 得
[][]a
a H HN H a
a H HN H MP MP s
K MP MP s K 5.52254095.05406009.02lim 221
lim 11=⨯===⨯==σσσσ
（9）、试计算小齿轮分度圆直径t d 1 ， 带入[]H σ中较小的值
[]mm
d Z d T k d t H E t t 8.915.5228.1894.24.311055.23.132.2132
5
13
2
11=⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯≥⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛∙+∙≥σμμφ
（10）、计算圆周速度V
s m n d V t /72.01000
60150
8.9114.310006011=⨯⨯⨯=⨯=
π （11）、计算齿宽b mm d d b t 8.918.9111=⨯=∙=φ （12）、计算齿宽与齿高之比 模数 mm Z d m t e 825.324
8
.9111===
齿高 mm m h t 6.8825.325.225.2=⨯==
67.106
.88.91==h b （13）、计算载荷系数
根据v=0.72m/s 7级精度 其动载系数05.1=v K 对于直齿轮，假设mm N F K t A 100< 即可得出
2.1==Fa Ha K K
使用系数1=A K
7级精度 小齿轮相对支承非对称布置时
()
b d d K H 3221023.06.0118.005.1-⨯+++=φφβ 带入数据后得
353.1=βh k
由b/h=10.67 353.1=βh k 可得出35.1=βF K 故
载荷系数
7.1353.12.105.11=⨯⨯⨯=∙∙∙=βαH H V A K K K K K （14）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径得 mm k k d d t t 38.1003
.17
.18.913311=⨯== （15）、计算模数 mm Z d m 1.424/38.1001
1
===
2.6.3 按齿根弯曲强度计算
弯曲强度设计公式为 []
3
2112⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛≥F Sa
Fa Y Y dZ KT m σφ 1、 确定公式内各计算数值
（1）、小齿轮弯曲强度极限a FE MP 5001=σ 大齿轮弯曲强度极限a FE MP 3802=σ
（2）、弯曲疲劳系数 85.01=FH K 88.02=FH K （3）、计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数s=1.4 得
[]a FE FN F MP S K 57.3034.1500
85.0111=⨯=∙=
σσ []a FE FN F MP S K 86.2384
.1380
88.022
2=⨯=∙=σσ （4）、计算载荷系数K
7.135.12.105.11=⨯⨯⨯=∙∙∙=βαF F V A K K K K K （5）、取齿行系数
1αF Y =2.65 2αF Y =2.226 （6）取应力校正系数
58.11=Sa Y 746.12=Sa Y （7）计算大 、小齿轮的
[]
F Sa
Fa Y Y σ∙并加以比较
[]01379.057.30358
.165.21
1
1=⨯=
∙F Sa Fa Y Y σ
[]01644.086
.238746
.1226.22
2
2=⨯=
∙F Sa Fa Y Y σ
大齿轮的数值大 2、 设计计算
914.201644.024110
55.27.1232
5
=⨯⨯⨯⨯⨯≥m
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度算得的模数。

可取由弯曲强度算得的模数2.914，取圆整标准值m=3mm
按接触强度算得的分度圆直径mm d 8.911=算出小齿轮齿数
303
8.9111===
m d Z 大齿轮齿数
72304.212=⨯=∙=Z Z μ
由此算得的齿轮传动，即满足齿面抗疲劳强度又满足齿根弯曲疲劳强度，并结构紧凑，避免浪费。

3、 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径
9033011=⨯==m Z d mm 21637222=⨯==m Z d mm （2）计算中心距
()()mm d d a 153221690221=+=+=
（3）计算齿轮宽度
mm d d b 90901=⨯=∙=φ
取mm B 902= mm B 951=
（4）验算
N d T F t 67.5666901055.2225
11=⨯⨯==
mm N b F K t A 10096.6290
67.56661<=⨯=∙
2.7液压凿岩机卡紧的改进设计
2.7.1改进的目的和意义
国产采矿用液压凿岩机与气动凿岩机比较,纯凿岩速度要快一倍以上,但凿岩作业的稳定性比不上气动凿岩机,这是液压凿岩机未能象气动凿岩机那样普遍应用的原因之一。

而影响液压凿岩机稳定作业的一个重要因素就是液压卡紧。

所谓液压卡紧即油液流过活塞(或阀芯)和缸体(或阀套)的间隙时,作用在活塞(或阀芯)上的不平衡径向力,使活塞(或阀芯)卡住,或油液因污染有过大颗粒,影响了活塞(或阀芯)的正常工作,出现的卡紧现象。

产生不平衡径向力的主要原因是相对运动副的加工几何形状误差和同轴度的变化。