机械毕业设计(论文)-挖泥船液压系统设计

1第一章绪论1.1 疏浚业的背景河道是人类赖以生存和经济社会发展的最基本要素，与我们的生产、生活休戚相关，具有不可替代的防洪、行洪、排涝、引水、灌溉、供水、净化污水和保持生态平衡等综合功能。河道的疏浚整治工作是有效恢复河道功能、改善水生态环境、加快建设社会主义新农村的重大举措。随着社会发展，我国越来越多的河流遭受严重污染，环境恶化导致河道泥沙淤积严重。我国江河湖库众多，泥沙淤积严重。清淤疏浚是提高江、河、湖、库防洪及通航能力行之有效的工程措施。解决江河湖库泥沙淤泥的有效方法是使用挖泥船对现有河道进行疏浚清淤。根据我国河流的淤泥量大，且多为水下方，清淤工作必须用挖泥船来完成。 我国江河湖汊众多，海域辽阔，且南方多水北方少水，因此水利、河道、航道及海域施工量大，疏浚吹填施工中各类挖泥船均有应用，挖泥船作为用于水利清淤、河道治理、航道疏浚、环保清污、水域吹填、岛屿建设及市政建设等水下开挖输送施工、水域工程的外科手术式治理的主要设备，具有广阔的市场。我国河道疏浚历史已有千余年的记载,相传大禹治水就把疏导作为治河的重要措施,曾有“鯀治水以障之,禹治水以行之”的传说;秦汉时期也有利用疏浚、筑堤等措施用以行洪排涝的记载。宋神宗熙宁六年(1073 年)朝廷设置“疏浚黄2河司”,才正式有了黄河疏浚的文献记载,发明了“铁龙爪”、“浚川耙”等河道疏浚工具对黄河进行治理;随后的元、明、清历代都有关于黄河疏浚的完整记载,采用的疏浚工具比较典型的有“撩清夫”、“混江龙”、“铁扫帚”、“翻泥车”、“九齿耙”、“空心锨”等。光绪十五年(1889 年),山东巡抚订购了 2 条法国制造的“铁管挖泥船”,虽然试挖没有成功,却开了黄河流域采用机械挖泥船的先例。我国近代河道疏浚业的发展应起源于 19 世纪末到建国前夕,由于战乱,河道疏浚与整治的文献报道少,只有上海黄浦江及其支流上有挖泥船疏浚航道的记载。新中国成立后,我国的港航疏浚业得到了快速发展, 1953 年成立交通部航务工程总局疏浚公司,这是新中国成立后第一个全国性的专业疏浚公司,负责全国港口航道和水利工程的疏浚。1973 年,周总理作出“三年改变港口面貌”的指示,国家交通部投入巨资在荷兰、日本建造各种类型的大型挖泥船,先后两次从荷兰 IHC 公司进口 39 艘大中型现代挖泥船,包括大型绞吸船 16 艘、大中型耙吸船 14 艘;同时在日本建造了 46 艘不同类型的挖泥船、打桩船、起重船,在较短时期内使得我国沿海港口码头和长江等内河航道的疏浚能力得到显著提高。据有关资料报告,经过 30 多年的发展,中港集团四大航道局拥有各种类挖泥船和辅助船舶 430 余艘,整个交通航道系统的年疏浚能力达到 2. 45 亿 左右。 3m水利疏浚业在解放后也得到较快的发展,安徽、湖南、黑龙江等省率先成立了河道疏浚处,分别对淮河、洞庭湖入湖支流、黑龙江支流等进行的初步治理和疏浚。1962 年根据中央“一定要根治海河”的部署,水利电力部抽调部分水电建设的骨干力量组建了马颊河工程局和卫河工程局(现在水电十三局的前身),从 1963 年开始这支水利专业化机械疏浚队伍在马颊河 150 多 km 的河道上进行了持续数年的疏浚会战,当时投入不少疏浚设备。这是新中国成立以来首个大规模的河道整治与疏浚工程。 70 年代后,水电十三局一部分南下进入淮河流域南四湖、洪泽湖,从事南四湖东股引河、西股引河、洪泽湖入海水道的开挖疏浚；另一部分北上承担了海河流域永定河、蓟运河、潮白河、北运河以及双龙河的疏浚任务,曾创造了 23条 350 /h 挖泥船日产 3 万 的历史最好记录。与此同时,河南、山东、江3mm苏、浙江等一些省市也陆续成立了机械疏浚队伍,对淤积严重河道和湖泊开始进行初步治理,从而也带动了我国挖泥船等工程船舶制造业的发展。 黄河下游从上世纪 70 年代就开始采用简易吸泥船进行淤背固堤试验；80年代,又开展了黄河河口综合治理的研究,包括挖除河道内中心滩、拖淤降低河床、打通拦门沙和修建导流堤等措施,取得了较好的效果；90 年代初国家重点科技攻关项目“黄河治理与水资源开发利用”对黄河下游艾山以下河道机淤抽沙淤背淤滩的效果进行了综合分析与总结。1996 年黄河中游的三门峡库区潼关河段开展了机械射流清淤试验工程,通过 5 年多的持续试验,取得了一定的成效。20 世纪末到本世纪初,山东黄河河务局再次在河口段组织实施了挖河疏浚、淤背固堤工程,并开展了相关技术研究,取得了较为丰富的经验。 长江各险工段的江堤解放后陆续进行了整修,但每到汛期,险情仍频频发生。1978 年水利部适时从荷兰 IHC 公司引进了 4 艘 4600 型大型绞吸式挖泥船,分别由水电十三局和湖北省水利船队管理,重点用于荆江、同马和无为大堤险工段江堤的吹填加固工程,取得明显效果。此后沿江各省疏浚工程处和船队陆续引进了一批中小型挖泥船,大大增强了沿江疏浚与吹填固堤的能力。上世纪 90 年代,湖南省在国家支持下,先后从荷兰引进 8 艘大中型绞吸式挖泥船,同时还在国内建造和自制了 50 多条中小型挖泥船,重点用于洞庭湖的清淤及环湖各河道的疏浚。1993 年太湖治理工程上马,水电十三工程局、浙江省疏浚处等多家疏浚企业自筹资金再次从荷兰等国进口了多艘海狸 3800 型、海狸 1600 型、海狸 750型等大中型绞吸、斗轮挖泥船,集中用于太湖入海水道的治理工程。1999 年启动的“百船工程”又先后为全国各有关省、市水利系统提供了 53 艘不同型号和类别绞吸式挖泥船,从而进一步提高了各省市水利疏浚队伍的疏浚能力。珠江流域和河口地区历史上河道疏浚的文献记载较少,改革开放以来,珠江口各航道进行了多次疏挖和治理; 2001 年再次对横门北汊、磨刀门主干道及洪奇门水道等水域进行大规模全面整治,工程中采用河道疏浚、导堤修筑及拆除外围堰等措施,大大改善了河口地区水道的畅通,取得良好的工程效果。上世纪 90 年以来,以城乡河、湖水资源治理为目的的环保疏浚工程蓬勃兴4起,各级政府纷纷投入巨资对重点水污染区域进行综合治理,如北京的六海、安徽的巢湖、江浙的太湖、昆明的滇池等,从而促进了我国对环保挖泥船和环保疏浚技术的研究。水电十三局、安徽疏浚总公司、湖南水利疏浚公司、浙江水利疏浚公司等多家疏浚企业先后引进或研制了带有环保绞刀头的环保型挖泥船,对太湖流域的部分地段实施了环保疏浚工程。水电十三局为完成北京六海清淤任务,于 1998 年将 2 艘海狸 600 型绞吸式挖泥船调回国内投入施工；随后又根据环保工程的需要,新购和自制了 3 条海狸 1200 型绞吸式挖泥船,并从荷兰 IHC 公司引进了环保绞刀头用于环保疏浚施工。目前中国的改革开放趋于成熟，经济保持稳定增长，投资环境继续改善，中国已进入 WTO，中国的技术经济合作国际化，船舶工业和疏浚施工势必进一步开放。多年来从国外整船引进挖泥船，虽可以较快地装备，迅速提高国内挖泥船装备水平并投入使用，然而这种引进基本是一种单一的设备选型，而挖泥船原则上属于非标设备，对适用型、用户型、尤其是对专用型挖泥船，更好的方式是中外高层次的国际合作，强强结合，共同依据中国国情工况开发研设创新适用设备及相应的施工运用技术，不仅能提高挖泥船的实用性和适用性，同时在拉动国内经济的同时，推动提高中国挖泥船及施工设备的设计技术水平、中国船舶工业相关配套业制造水平和疏浚施工技术水平。近年来由于国家对外贸易快速增长，对港口航道等水上基础设施的建设投资不断增加；沿海地区经济快速发展，城市规模不断扩大。不少滨海城市填海造地建设新城区，这些都给疏浚吹填行业提供了广阔市场和发展机会， 使得我国疏浚行业进入前所未有的黄金时期。1.2 课题简介及工作过程以上是挖泥船在我国疏浚业广泛应用的事例。考虑到此次设计的挖泥船用于乌梁素海的湖泊中进行挖泥，由于乌梁素海的环境条件以及经济条件等原因，挖泥工作所需的船舶适合设计为结构简单的、价格低廉的、能够基本完成各项挖泥工作的船舶。故该挖泥船拟采用结构简单的抓斗式液压挖泥船，抓斗采用支架支撑，抓斗的上升过程、下降过程、抓斗的张合控制，以及放泥箱的排放淤泥运动等都用液压驱动控制。 由于挖泥船整体设计的工作量较大，一个人很难独立完成，所以我毕业设计的课题主要是此次挖泥船液压系统的设计。5第二章方案选择2.1 挖泥船方案选择由于所设计的抓斗式挖泥船用于乌梁素海的湖泊中进行挖泥作业，液压系统包括抓斗的上升和下降过程，抓斗的张合控制，以及挖泥船放泥箱的排放淤泥运动等。通过对整个抓斗式挖泥船工作过程的分析，拟采用以下方案：方案一：采用挖掘机整体上船的设计方案即将挖掘机固定在特殊设计的船体上,如下图所示：6图 2.1本船挖掘机采用整体式上船,挖掘机可自岸边自行上船,并通过索具与船舶有效固定,以保证使用安全,具体方式如图 2.1 所示。挖掘机上船前,船舶应停靠码头,并用系船索将船舶与码头有效系结,船头应与码头基本平齐,否则应采用挖掘机铲斗压船头挖掘机上船过程中,船头下沉时应及时通过适当加尾压载水以调整纵倾。方案二：采用支架支撑抓斗，由液压驱动抓斗的各项动作来完成挖泥作业，此方案执行元件需要三个液压缸和一个液压马达配合工作来完成一个循环作业，其中一个主液压缸固定在支架上，其作用为控制抓斗的上下运动,将抓斗送至水下工作面；另外两个液压缸为辅助液压缸，其作用为控制抓斗的张合；当主液压缸将抓斗送到水下工作面时两个辅助液压缸开始工作，控制抓斗挖泥。值得注意的事，这两个辅助液压缸在工作过程中一定要同步，否则挖泥船的效率将受到影响，并且挖泥不能保证装满抓斗。液压马达的主要作用是通过带动卷筒转动，从而控制放泥箱的排放淤泥运动。7综合比较以上两种方案可知，方案一为船与挖掘机的组合，属于一种新型的多功能挖泥船，它既能挖泥又能充当运输船使用，但不言而喻，这种多功能挖泥船造价高维护费用昂贵。方案二的挖泥船结构简单、操作方便、维护费用低、价格低。考虑到乌梁素海的经济条件以及湖内淤泥量不是很大等因素，决定采用方案二设计挖泥船及其液压系统。2.2 拟定液压系统原理图挖泥船采用支架支撑抓斗，由液压驱动抓斗的各项动作来完成挖泥作业。执行此方案需要三个液压缸和一个液压马达配合工作来完成一个循环作业，其中一个主液压缸固定在支架上，其作用为控制抓斗的上下运动将抓斗送至水下工作面；另外两个液压缸为辅助液压缸，其作用为控制抓斗的张合，当主液压缸将抓斗送到水下工作面时两个辅助液压缸开始工作，控制抓斗挖泥。值得注意的事，这两个辅助液压缸在工作过程中一定要同步，否则挖泥船的效率将受到影响，并且挖泥不能保证装满抓斗。液压马达的主要作用是通过带动卷筒转动，从而控制放泥箱的排放淤泥运动。2.2.1 回路选择根据缸和马达需要完成的动作，比较选择合适的回路。2.2.1.1 平衡回路为了防止竖直放置的主液压缸在抓斗自重作用下超速下降，即在下行运动中由于速度超过液压泵供油所能达到的速度而使工作腔中出现真空，并使其在任意位置上锁紧，故需要设置平衡回路。方案一：如图 2.2 所示：自控式单向顺序阀（简称平衡阀）的平衡回路。当换向阀切换到左位时液压缸 3 的活塞向下运动，缸下腔的油液经平衡阀 2 中的顺序阀流回油箱。只要是阀 2 的调压值大于由于活塞及其相连工作件的重力在缸下腔产生的压力值，则当换向阀处于中位时活塞和工作部件就能被平衡阀锁住而不会因自重下降。在下行工况时，限速作用由平衡阀所形成的节流缝隙来实现。8图 2.2 平衡法的平衡回路方案二：如图 2.3 所示，是用单向节流阀 4 和换向阀 3 组成的平衡回路。三位四通换向阀 3 切换至左位时回油路上的单向节流阀 4 处与调速状态。适当调节阀 4 的开度就可以防止超速下降。换向阀处于中位时液压缸进出口被封死活塞可停止运动。9图 2.3 节流阀和换向阀组成的平衡回路方案比较：方案一所示回路在活塞下行运动时，因要克服顺序阀的背压，功率损失较大，且“锁紧”时活塞和与之相连的工作部件会因平衡阀和换向阀的泄露而缓慢下落，故只适用于工作部件重量不大、锁紧定位要求不高的场合。方案二适合于功率不大或功率虽然较大但工作不频繁的油路中，一般常用于货轮舱口盖的启用，装载机的升降、电梯及升降平台的升降等液压系统中。由以上分析可知，所设计的挖泥船液压系统适合选用方案二的平衡回路，故平衡回路选用方案二。102.2.1.2 同步回路同步回路是实现多个执行元件同步运动的回路，由于控制抓斗开合的两个辅助液压缸必须同步工作，故系统需要设置同步回路。图 2.4 单侧回油节流同步回路方案一：如图 2.4 所示采用液压缸单侧回油节流同步回路。在各液压缸的回油路上装单向节流阀，调节节流阀的流量以达到近似的速度同步。活塞上升时油液经单向阀进入缸的下腔故只能实现一个方向（向下）的同步。方案二：如图 2.5 所示，为用分流集流阀即同步伐的同步回路。活塞上升时分流集流阀起分流作用，活塞下降时分流集流阀起集流作用。回路中单向节流阀用来控制活塞的下降速度，液控单向阀是防止活塞停止时因两缸负载不同而通过分流集流阀内节流孔窜油。11图 2.5 分流集流阀的同步回路方案比较：方案一的节流阀同步回路只能实现一个方向的同步，液压系统简单、成本低、但同步精度受油温和负载的影响较大且系统效率低，不宜用于偏载或负载变化频繁的场合。方案二，分流集流阀使两液压缸在承受不同负载时仍能获得相等的流量而实现同步，其液压系统也比较简单。经过以上比较，结合挖泥船工作是负载变化大的实际情况，选方案二的同步回路。2.2.1.3 保压泄压回路保压回路的功用是在液压执行器停止工作或仅有工件变形所产生微小位移的情况下，使系统压力基本保持不变。而泄压（也称释压）回路则用于缓慢释放液压系统在保压期间储存的能量，以免突然释放而产生液压冲击和噪声。由于抓斗在工作过程要受到湖泊中泥沙的反作用力，故而控制抓斗开合的两辅助液压缸需要保压。另外，主液压缸在上下运动过程中的任意位置停止时也需要保压。而通常只要系统有保压回路就应设置泄压回路。12方案一：如图 2.6 所示，利用液控单向阀的自动补油保压回路。当电磁铁2YT 通电使换向阀 3 切换至右位，液压缸 6 上腔压力上升到电接点压力表 5 的上限值时，压力表高压触点通电视电磁铁 2YT 断电，换向阀复至中位，液压泵经阀 2 的 M 型中位卸荷，液压缸由液控单向阀 4 保压。保压期间如果液压缸上腔因泄漏等因素压力下降到电接点压力表调定下限值（低压触电）时，压力表2 发出信号，使电磁铁 2YT 通电，液压泵恢复向液压缸上腔供油使压力上升。泄压时由带有卸载阀芯的复式液控单向阀 4 完成。方案二：如图 2.7 所示，为用顺序阀控制的保压泄压回路，回路采用带卸荷阀芯的液控单向阀实现保压泄压。泄压压力和回程压力，均由顺序阀控制。保压完毕后手动换向阀 3 左位接入回路，此时液压缸上腔压力油没有卸压，压力油将顺序阀 5 打开，泵 1 进入液压缸下腔的油液经顺序阀 5 和节流阀 6 回油箱，由于节流阀的作用，回油压力（可调值 2Mpa 左右）虽不足以使活塞回程，但能顶开液控单向阀 4 的卸荷阀芯，使缸上腔泄压。当上腔压力降低至低于顺序阀 5 的调定压力（一般调至 24MPa） ，顺序阀 5 关闭，切断了泵的低压循环，泵 1 压力上升，顶开液控单向阀 4 的主阀，使活塞回程。二位二通电磁换向阀7 是为了保压过程中切断顺序阀 5 的控制油路，保证回路的保压性能。图 2.6 液控单向阀的自动补油保压回路13图 2.7 顺序阀控制的保压泄压回路方案比较：方案二的回路既能起到保压作用又能进行泄压，且保压时间长、压力稳定性高。为了简化系统回路决定采用方案二的回路。2.2.1.4 液压马达制动回路由液压马达驱动的旋转机构，在制动时如果只是把泵卸载或不向马达供油，马达由于自身和负载的惯性还要继续转动，为此需要制动回路。方案一：如图 2.8 所示，为由串联在液压马达回油路上的节流阀来实现减速和液压制动。在液压马达的回油路上串接一个节流阀，产生较大的背压，使马达逐渐减速。当液压泵不工作停止向马达供油时，二位二通换向阀的电磁铁通电，阀左位工作，节流阀工作使马达减速制动。方案二：如图 2.9 所示，为采用常闭式液压制动器的制动回路。制动器在弹簧作用下对液压马达进行制动，通入压力油后松开液压马达。回路中在制动器前串联一单向节流阀是为了控制制动器的开启时间，当开始向马达供油时，14制动器因节流阀的作用而延迟开启，保证马达的启动压力，使马达启动时有足够大的输出转矩。当停止向马达供油时，由于单向阀的作用制动器在弹簧作用下立即复位制动。图 2.8 节流阀来实现减速和液压制动15图 2.9 常闭式液压制动器的制动回路方案比较：方案一的回路随着马达转速的降低，马达回油量降低，节流阀的背压也减小，制动效果减弱，不能使马达完全停止。而方案二的回路不存在这些缺点且制动效果好，故选方案二的马达制动回路。2.2.2 绘制液压系统原理图此次设计的挖泥船液压系统执行元件有三个液压缸和一个液压马达，各个执行元件的执行循序为：主液压缸伸出，抓斗下降，同时两个辅助液压缸收缩使抓斗张开。当主液压缸将抓斗送至水下工作面后，两辅助液压缸伸出使抓斗闭合进行挖泥作业。抓斗闭合后，主液压缸收缩使得抓斗上升至水面。当主液压缸上升到一定高度后，停止工作保压，同时两辅助液压缸收缩，抓斗张开将泥卸到放16泥箱。马达带动卷筒转动，使小车在钢丝绳牵引力的拉动下将泥运到指定位置卸泥。至此一个循环作业完成进入下个循环作业。 由前面的液压系统基本回路的分析及方案的选择可得到该挖泥船液压系统原理图为如图 2.10 所示：根据原理图以及各执行元件的执行顺序简述该液压系统工作原理：泵启动前换向阀 5、13、17 处于中位，二位二通阀换向阀 9 处于右位。当启动油泵后，电磁铁 1YA、6YA 通电。对于主液压缸油路：油液通过换向阀 5 左位进入主液压缸上腔使液压缸下降。回油路上，此时控制油液将液控单向阀 7 打开，油液经过阀 7 和单向节流阀 6 回到油箱。阀 6起平衡阀的作用，是控制液压缸的下降速度，防止主液压缸 8 超速下降。若需要缸 8 在任意位置停止，可使 1YA 断电，阀 5 中位工作，则缸可在任意位置上停下。缸停止后的保压是通过带卸荷阀芯的液控单向阀 7 来实现的。当缸 8 下腔因泄漏压力降低到电接点压力表 12 的调定下限值时，表 12 发出信号使 2YA通电，压力油进入缸 8 下腔，使压力升高。泄压时 1YA、9YA 通电。由于下腔没有泄压，压力油经二位二通换向阀 9 将顺序阀 10 打开，泵进入缸上腔的油经顺序阀 10、节流阀 11 回油箱，调节节流阀 11 的开度，使缸上腔压力约为 2MPa，还不足以使活塞回程，但能顶开液控单向阀 7 的卸荷阀芯，使缸下腔泄压。当下腔压力降低至小于顺序阀 9 的调节值（通常为 24MPa） ，9YA 断电切断油泵至油箱的低压循环，控制油液顶开阀 7 的主阀芯，油液回油箱使活塞下降。对两辅助液压缸油路：油液经阀 17 左位到达两缸下腔，使两缸活塞收缩，抓斗张开。当抓斗要闭合进行挖泥作业时，5YA 通电，阀 17 右位工作，油液经单向节流阀 18、分流集流阀 19、液控单向阀 20、21 到达两缸上腔，使活塞伸出抓斗闭合。抓斗工作时需要保压，保压是通过带卸荷阀芯的液控单向阀 20、21 来实现的，保压时5YA、6YA 断电，换向阀 17 中位工作。对于左边的辅助液压缸，保压是通过阀21 来实现的，保压期间若液压缸 26 上腔因泄漏等因素，压力下降到电接点压力表 22 调定下限值（低压触点）时，压力表 22 发出信号，使 5YA 通电，液压泵恢复向缸 26 上腔供油，使压力上升。泄压时，6YA、7YA 通电，由于缸 26 上17腔没有泄压，压力油经二位二通换向阀 24 将顺序阀 29 打开，泵进入缸 26 下腔的油液经顺序阀 29、节流阀 31 回油箱，调节节流阀 31 的开度使下腔压力约为2MPa，还不足以使活塞回程，但能顶开液控单向阀 21 的卸荷阀芯，使上腔泄压。当缸上腔压力降低至小于顺序阀 24 的调压值（通常为 24 MPa）时，7YA 断电阀 24 关闭，切断泵到油箱的低压循环，缸下腔压力升高，控制油液顶开阀 21的主阀芯使缸上腔油液回油箱活塞回程。对于右辅助液压缸保压、泄压过程相同。由于抓斗闭合过程要求必须同步，故采用分流集流阀 19 来实现抓斗的同步。但为了防止由于分流集流阀的同步失灵、同步误差以及油液不干净造成的分流集流阀节流口不同程度的堵塞等因素造成的抓斗不同步，特设置由蓄能器 35、换向阀 34 组成的补油回路。在两辅助缸活塞伸出过程中，若缸 26 先运动到底，触动行程开关 33，使电磁铁 10YA 带电，此时压力油便经过阀 34 右位进入缸 27上腔，使缸 27 的活塞继续运动到底。若缸 27 先运动到底，则触动行程开关32，使 11YA 通电，此时压力油经阀 35 左位进入缸 26 上腔，使缸活塞继续运动到底。 当抓斗将泥卸到小车里时，使 3YA 通电，启动马达，马达带动卷筒将小车运到指定的卸泥地点。当马达停止工作时，3YA、4YA 都不通电，使阀 13 中位工作，此时泵通过阀 13 中位卸荷，缸 15 下腔没有油液，弹簧使缸 15 活塞杆伸出使马达制动。18图 2.10 液压系统原理图19第三章运动分析和动力分析此次设计的挖泥船属小型工程机械，根据化学工业出版社出版、张利平主编的液压传动系统及设计中表 5-6 可知系统的设计压力范围为1016MPa，根据 GB/79731987 液压缸公称压力系列选系统设计压力为16MPa。3.1 主液压缸3.1.1 负载分析主液压缸带动抓斗动作循环为：启动抓斗下降抓斗挖泥抓斗上升。液压缸工作时必须克服的负载为：（式 3.1）8F=e+fi式中: Fe 为工作负载Ff 为摩擦负载Fi 为惯性负载 当抓斗下降时 Fe 为超越负载（负值）当抓斗上升时 Fe 为阻力负载（正值）。对于摩擦负载 Ff 由于抓斗工作过程中不存在摩擦而只是活塞和缸同存在微小的摩擦，故 Ff 可忽略不计。惯性负载 Fi 是指运动部件在启动过程和制动过程中的惯性力，可由下式决定：（式9 Fi=G*V/gt3.2）V/t 对于行走机械取值范围为 0.51.5m/s，现取 1m/s。 缸带动抓斗在一个工作循环中负载工矿为：启动阶段：F=-Fe 抓斗下降阶段：F=-Fe+ Fi 上升阶段：F= Fe其中 Fe抓斗自重即 Fe=（1500-1200）*10=3000N；Fe抓斗及淤泥重量由已知条件可知抓斗及淤泥质量共为 1500Kg,但为了抓斗工作时的安全和20可靠设计时按抓斗和泥的质量为 2000 Kg 计算，故 Fe=2000*10=20000 N。启动阶段 F=-3000 N 下降阶段 F=-3000+3000/10=2700N 上升阶 F=20000 N 由以上分析可知液压缸最大负载是在抓斗抓泥后的上升阶段。3.1.2 缸尺寸的确定液压缸行程为 1700mm，行程较大、系统压力较高，若采用活塞式液压缸活塞杆的强度和稳定性难以保证，参考相关资料决定采用三级伸缩式液压缸。根据缸最大负载为 20000N，且此时为活塞有杆腔为工作腔，参考化学工业出版社出版的张利平主编的液压传动系统及设计表 5-7 中的公式 ：（式8/max1321pAFc3.3）式中： 、 为缸工作腔、回油腔压力1p2为液压缸第三级无杆腔有效面积； 为缸第三级有杆腔有效面积；3A32A此时有 =16MPa ； =0 ； =20000N ； =0.90 。 2pmaxFcm所以有， 2022(/)/ .13890138.9max32316.9AFA mc 即第三级活塞有杆腔有效面积为 1388.9 。2m由成大先主编的机械设计手册第三版第 4 卷表 19-6-4 可知在压力为16MPa 时，活塞往返速比为： （式312.6A3.4） =1.46 =2027.79 31A322m 第三级活塞直径 43150.82ADm21由 得第三级活塞杆直径为 =28.5 mm 。323()4ADd3d根据以上计算所得到的第三级活塞和活塞杆直径，参考各厂家的三级伸缩式双作用液压缸的各种型号，并考虑活塞的强度和稳定性要求决定选用3HSTG150E-2280-RJ 型的多级液压缸为主液压缸。型号说明： 3伸出级数H活塞式 S双作用式 TG多级液压缸 E压力级 16MPa RJ安装方式后端单耳环 150最大缸径2280最大行程 缸性能参数及安装尺寸如下：安装尺寸型号 活塞外径 (mm) 活塞杆外径 d(mm)单级行程(mm)总行程(mm) L t3HSTG150E-2280-RJ 760 2280 460 11523HSTG150E-1656-RR 552 1656 927 3HSTG150E-1935-RR150-120-90 135-105-70645 1935 992 3HSTG160E-2990-RR 160-125-90 140-105-70 967 2900 1380工作压力16(Mpa)3.1.3 速度分析由已知主液压缸行程为 1700mm，下水时间为 30s,所以其平均速度为：v=1700/30=56.67 mm /s =0.05667 m/s 由于此系统比较简单所以不需要绘制负载图和速度图。由缸行程为 1700mm，取缸各级行程为第一级： =180 mm ，1L第二级： =760 mm ， 第三级： =760 mm.。2L3主液压缸全部伸出流入缸的总油液体积为 ：2226326326390170107150180444V4.835 +8.60 +3.1813316.62 L又抓斗下水时间为 30s 可知缸的平均流量为： = = 0.554 = 33.24 q16.230LsminL由缸的平均流量可知三级伸缩式液压缸的各级速度为：第一级：6123.41831.4min5v sA第二级：622.099.0iq第三级：632.41587.1inv sA3.1.4 主液压缸进油腔实际压力的计算：由化学工业出版社出版、张利平主编的液压传动系统及设计表 5-10 中公式：（式12128()cmFppA3.5）式中 ： 为背压力2p1A、 为无杆腔、有杆腔有效面积 = =8.84 MPa1p240()(97).9 液压缸功率为 318.4.2104.96Ppqkw3.1.5 最低稳定速度验证：查化学工业出版社出版的机械设计手册第二版下册 L 型节流阀最小稳23定流量为 ：=0.05 （式minq14inL3.6） （式6222min 30.51.7098qmv3.7） 既小于第三级活塞外径又小于第三级活塞杆外径minqv流量控制阀节流阀无论是在进油路还是在回油路上，缸都能满足工作部件最小速度要求。3.2 两辅助缸由于两辅助缸有同步性要求且两缸结构尺寸、受力和工作状况完全相同，故只针对一个缸进行设计计算。3.2.1 负载分析辅助缸工作需要克服的负载可按上面 3.1 式计算，即 ： Feif式中 ： 工作负载 Fe摩擦负载 f惯性负载i由于 、 均较小故可忽略不计，现只计算缸工作时的负载 ，如下Ff Fe图 3.1 所示是抓斗工作时的受力图：24Fe 缸 推 力F 挖 掘 阻 力 Or =745. =1.92516图 3.1 抓斗工作时的受力图图中： 为液压缸的推力即工作负载Fe为抓斗挖泥时的挖掘阻力抓斗在整个挖掘过程中斗齿要受到淤泥的阻力即 的作用，在液压缸推力F作用下抓斗克服淤泥阻力实现挖泥作业。参考相关资料可知抓斗受淤泥阻力Fe最大值为铲斗在湖底刚要开始挖泥的瞬间。由力矩平衡原理可知 ：0()MFreo （式3.8）得 （式re3.9）根据中国建筑工业出版社出版、同济大学主编的单斗液压挖掘机第二版 绪论的 0-8 式得挖掘阻力为 ： 25（式10Fkbh3.10）式中： 切削比阻力0k、 切削断面尺寸 , 为切削宽度 , 为切削深度。 bhbh查此书表 0-10 取 =0.01。又由已知条件 =500mm ， =600mm 0kb =Fk25610.3N 可得 =19989.5 N e考虑到缸的安全和稳定性，设计计算时取 =20000 NFe3.2.2 速度分析由已知辅助液压缸行程为 875mm，挖泥工作时间为 10 s,可知缸的平均运动速度为： 875.0.87510mvss由于系统对缸的运动速度无特别要求，所以取缸的平均速度作为缸的工作速度。3.2.3 缸尺寸的确定缸工作时的最大负载是当缸无杆腔为工作腔时，故根据化学工业出版社出版、张利平主编的液压传动系统及设计一书中表 5-7 中公式可知：（式 3.11）max128cFpA式中： 无杆腔面积1有杆腔面积2、 缸工作腔和回油腔的压力1p max2 2211().30138.9cFAmp26 缸筒内经 根据 GB/T2348-1993 取 D=40mm142.ADm由化学工业出版社出版的机械设计手册第三版第 4 卷表 19-6-4 查得在系统压力为 16MPa 时活塞往返速比 =1.46，又根据本书表 19-6-20 中公式：（式1dD3.12）活塞杆直径为： =0.58 =24.4mm 根据 GB/T2348-1993 取 =25mm. d d所以， = =898 mm2A2()4D液压缸最大流量的确定： 32max1ax15087.105.86.0minLqv s辅助缸进油腔压力的计算：根据化学工业出版社出版、张利平主编的液压传动系统及设计表 5-10 中公式 ： （式128()cmFppA3.13）式中： 负载压力1p背压力2、 无杆腔、有杆腔有效面积，1AF缸负载 =16.0 MPa1p液压缸输入功率为：631max.0.10.76Ppqkw3.2.4 最低稳定速度验证查化学工业出版社出版的机械设计手册第二版下册 L 型节流阀最小稳27定流量为 =0.05 minqinL由 3.7 式可得： 222inm0.59.85408716mmv 既小于活塞外径又小于活塞杆外径inq流量控制阀节流阀无论是在进油路还是在回油路上，缸都能满足工作部件最小速度要求。3.3 液压马达液压马达主要是通过卷筒转动从而带动放泥箱运动，实现卸泥。3.3.1 放泥箱的受力分析已知放泥箱尺寸为： ，挖泥孔为 ；12045020.9箱子质量为： 8Mkg箱抓斗工作一次所挖泥的质量为： 12Mkg泥箱子和泥的总质量为：M=1280 k箱子和泥的总重量为：G=12800 N当箱子在水平方向运动时，钢丝绳给小车的拉力仅为箱子轮和钢轨的摩擦力，其值很小可忽略。当箱子沿斜坡方向运动时，其受力如图 3.2 所示：图中： 50arctn83oF钢丝绳拉力G箱子和泥的总重量T斜面的支撑力28FF2G1GG2 F1T20图 3.2 放泥箱受力图由力平衡方程的： ，2F1TF sin20cos1oG 80.3476.19oFN当箱子倒泥时，此过程中把钢丝绳从水平轮上摘下直接挂在架子上的轮上，把箱子上的销拔出，使箱子倾斜一定的角度，因为泥的粘着力较大所以基本上把箱子和泥拉起来，所以此时钢丝绳的拉力为泥和箱子的总重量即 F=G=12800N由以上分析可知钢丝绳的最大拉力为： =12800 NmaxF3.3.2 钢丝绳直径的确定根据冶金工业出版社出版、东北工学院编著的机械零件设计手册第二版中册的公式 24-1 有： 29（式max17bFS3.14）式中： 钢丝绳规范中钢丝破断拉力的总和， bFmax钢丝绳最大拉力，S安全系数查本书表 24-7 的 S=6.0，钢丝绳破断力换算系数查本书表 24-8 取 =0.9。 12806.5.39bFKN根据计算所得 值，查本书表 24-912 得钢丝绳的直径 d=11 mm。b3.3.3 卷筒直径的确定根据冶金工业出版社出版、东北工学院编著的机械零件设计手册第二版中册的表 24-19 中公式有: （式17()Ded3.15）式中：e轮绳直径比由本书表 24-7 选取 e=40d钢丝绳直径 d=11mmD=429mm 根据国家标准将卷筒直径圆整为 D=400mm卷筒转矩的确定：卷筒所受最大转矩 max2560DTFN可知马达输出转矩为： = = 马 达 m3.3.4 液压马达及其参数的确定由化学工业出版社出版、张利平主编的液压气动技术速查手册表 4-56中公式:（式0512mTpV3.16）30式中： 系统工作压力 pV马达排量 马达机械效率m 6125600.9 =1.117 =1117 VLrlr根据 取 =1000 3478GBV液压马达进油腔压力计算：由化学工业出版社出版、张利平主编的液压气动技术速查手册表 5-10（式125mTpV马 达3.17）式中： 马达排量 V马达机械效率 =0.90 mm背压力2p MPa 15602.84.9液压马达的输入功率为：6312.8401.50.7ipqkw根据以上计算所得马达的流量、转矩和已知马达的转速（ ）1minr参考产品样本选择 型带制动器的液压马达。142.JMF31第四章 液压元件的选择4.1 液压泵的确定4.1.1 液压泵最大工作压力 液压泵的最大工作压力为: （式1p4.1）式中： 各执行元件中的最高压力 1p系统进油路上总压力损失，参考机械工业出版社出版、王积伟等主编液压传动第二版表 11-4 取 =0.5 MPap由前面的计算结果：主液压缸进油腔压力为 8.84 MPa，液压马达进油腔压力为 2.84 MPa ，辅助缸进油腔压力为 16.0 MPa可得 MPa16.05.p4.1.2 液压泵的最大流量 pq参考化学工业出版社出版、张利平主编的液压传动系统及设计式 5-4有:max8()pqk （式4.2）式中： 系统泄漏系数一般取 1.11.3 现取 =1.1 k同时动作的液压执行器的最大流量，在本系统中 为主max()qmax()q32液压缸的流量、两辅助液压缸流量和液压马达流量之和。即 max()23.246.10536.97minLqq主 缸 辅 助 港 马 达 62.664 pinL由以上计算所得的 和 值选泵，通常为了保证系统不致因过渡过程中p过高的动态压力作用被破坏，泵的额定压力应比 高些。p根据机械工业出版社出版 杜国森等编著的液压元件产品样本第 59 页选型齿轮泵，额定压力 20MPa，排量 32 ，额定转速 200032CBPHF mlr。minr4.1.3 液压泵的驱动功率计算与电动机的选择参考化学工业出版社出版、张利平主编的液压传动系统及设计式 5-8，泵的驱动功率为：（式8pqP4.3）式中: 为泵最大工作压力，考虑到系统压力损失取 =16.5MPap p泵最大流量q泵的总效率，参考本书表 5-13 取 =95%。pp = P41.850w根据泵的驱动功率及泵的转速选择液压泵的驱动机：由于挖泥船的工作场所在野外，而且流动性大，故不适合采用以电动机作为液压动力源。综合考虑各方面因素，现决定采用柴油机为液压动力源。查柴油机的各种型号，决定选择 ZS1125 型的柴油机，其功率为 19.85kw，转速为2200r/min,启动方式为手摇启动或电启动。4.2 阀类元件及辅助元件的选择33根据阀类及辅助元件所在油路的最大工作压力和通过元件的最大流量，可选出液压元件的型号及规格如下表，表中序号与原理图中序号相同。序号元件名称通过的流量（）minL额定流量（）in额定压力（MPa）额定压降（MPa）型号、规格1 虑油器 80 100 16 - 10XU2 齿轮泵 - 64 20 - 32CBPHF4 溢流阀 64 100 32 - Y5、13、17三位四通电磁换向阀60 80 16 0.2 3416EFOB6、14、18单向节流阀 33 100 16 0.25310AL7、20、21带泄荷阀芯的液控单向阀33 40 16 0.25 103SVPAB9、24、25二位二通电磁换向阀33 40 32 0.2 210EOHB10、28、29顺序阀 33 63 16 0.3 310XF11、30、31节流阀 30 40 32 0.2 L-H1012、 电接点 - - 040 YX-1003422、23压力表19分流集流阀 13.2 40 31.5 0.810FJLBHS32、33行程开关 KLSAP134三位四通电磁换向阀4.0 25 16 0.2 346EFMB35 蓄能器 - - 20 - 1/20NXQL36 截止法 20 60 35 0.05 DRV-8-10表 4.1 液压元件的选择4.3 油管 各元件间连接管道的规格按所选元件接口尺寸决定，液压缸、马达进出油管则按输入排出的最大流量计算。（式62qdv4.4）式中 q 为管内流量（参考机械工业出版社出版、王积伟等主编液压传动第二版式 7-9） 4.3.1 压油管 （式3641026.523.(.)dm4.5） 根据 取 85JB4.3.2 吸油管 35（式36410229.51.0(.)dm4.6）根据 取 85JB4.3.3 回油管 （式3641022.9.5(.5)dm4.7）根据 取 85JB4.4 油箱 根据机械工业出版社出版、王积伟等主编液压传动第二版式 7-8 有油箱容量为: （式6Vqp4.8） 式中: 为泵额定流量 ，pq为与压力有关的经验系数中压系统取 57，现取 6 7648VL根据 取 281GB30V36第五章 液压系统性能验算5.1 压力损失验算系统进油路上的压力损失 （包括回油路上的压力损失折算来的部分）P由管道的沿程压力损失 、局部压力损失 和阀类元件的局部压力损P失 三部分组成 即 但在管道布置尚P未确定前只有 可以较好的估算出来，而这部分损失在 中所占的比例往往较大，故由此基本上可看出系统压力损失的大小。各阀局部压力损失可根据张利平主编的化学工业出版社出版的液压传动系统及设计式 2-48 计算，式中 为各阀在额定压力2()PqsPs下的压降(见表 4.1)， 为流经各阀的实际流量， 为各阀的额定流量。经计q算可得各回路的压力损失为入下表 5.1 所示：37主液压缸所在油路 辅助缸所在油路进油路 50.421Pa进油路 50.841Pa回油路 8回油路 6表 5.1 各回路的压力损失由上表的压力损失计算可知，系统压力能够满足各执行元件正常工作所需的压力。5.2 液压系统效率 的估算参考张利平主编的化学工业出版社出版的液压传动系统及设计式 2-71有:（式8pca5.1）式中: 为泵的总效率 ,查得 型泵总效率为 82%取p32CBPHFp=95% 。为执行器的总效率ac为回路总效率回路总效率 1pPQ式中： 为各执行器的负载压力和负载流量（输入流量）乘积的总和； 1泵供油压力和输出流量乘积总和。pP3(8.64.72.14)068.5%15c又 0.9.9.3a38 0.93.850.97.4%5.3 油液温升验算系统总发热量为: （式(1)HPpi5.2）式中： 为泵的输入功率即泵的驱动功率Ppi为系总效率 43(1).850(178.%).6410wHi系统中所产生的热量由系统中各个散热面散发到空气中，其中油箱是主要散热面，故一般只按油箱散热计算。参考张利平主编的化学工业出版社出版的液压传动系统及设计式 2-80 有:（式80HkAt5.3）式中： 为散热稀疏，通风良好时取 1420 现取 =20 kt为系统温升为油箱散热面积，对于六面体油箱，当长、宽、高为A（1：1：1）（1：2：3）且液面高度是油箱高度的 0.8 倍时，其散热面积可近似计算为： 33220.65.604.8V 7.9HtCkA温升满足要求。39第六章液压站的设计6.1 泵站的设计此次设计的挖泥船采用柴油机作为动力源，柴油机通过皮带传动从而带动泵运转进行工作，由于柴油机工作需要一定的空间，而液压泵又与柴油机不能相隔太远，所以设计泵站是不能将泵安装在油箱上，而是采用分离式的泵组布置，即泵组和油箱组件分离，单独安装在地基上。其具体安装方式见挖泥船装配图。油箱在液压系统中具有存储液压油液、散发油液热量、溢出空气、沉淀杂质、分离水分和安装元件等作用。油箱通常可分为整体式油箱、两用油箱和独立油箱三类。整体式油箱：是指在液压系统或机器的构件内形成的油箱。例如，工业生40产设备中的金属切削机床床身或底座的内部空腔往往稍加一点成本就可制成不漏油箱，或者行走机械中的车辆与工程机械上的管型构件用作油箱，这样不需要额外的附加空间。整体式油箱以最小的空间提供最大的性能，并且通常提供特别整洁的外观。但是必须细心设计以克服可能存在的局部发热和操作难以接近等工作问题。两用油箱：两用油箱是指液压油与机器中的其他目的用油的公用油箱。例如，拖拉机传动系统机壳可用作拖拉机液压悬挂系统的油箱。两用油箱的最大优点是节省空间，但有几个局限性与此优点相抵触。油液必须既满足液压系统对传动介质的要求，又满足传动系齿轮的润滑或工件淬火等其他工艺要求。在某些高性能液压系统中，这些要求可能是几乎互不相容的。此外，油液温度控制可能很困难，因为对于总量减少了的油液来说存在着两个热源。如果必须另设冷却器