1、第一章緒論1.1疏浚業的背景河道是人類賴以生存和經濟社會發展的最基本要素，與我們的生產、生活休戚相關，具有不可替代的防洪、行洪、排澇、引水、灌溉、供水、凈化污水和保持生態平衡等綜合功能。河道的疏浚整治工作是有效恢復河道功能、改善水生態環境、加快建設社會主義新農村的重大舉措。隨著社會發展，我國越來越多的河流遭受嚴重污染，環境惡化導致河道泥沙淤積嚴重。我國江河湖庫眾多，泥沙淤積嚴重。清淤疏浚是提高江、河、湖、庫防洪及通航能力行之有效的工程措施。解決江河湖庫泥沙淤泥的有效方法是使用挖泥船對現有河道進行疏浚清淤。根據我國河流的淤泥量大，且多為水下方，清淤工作必須用挖泥船來完成。 我國江河湖汊眾多，海域

2、遼闊，且南方多水北方少水，因此水利、河道、航道及海域施工量大，疏浚吹填施工中各類挖泥船均有應用，挖泥船作為用于水利清淤、河道治理、航道疏浚、環保清污、水域吹填、島嶼建設及市政建設等水下開挖輸送施工、水域工程的外科手術式治理的主要設備，具有廣闊的市場。全套圖紙，加153893706我國河道疏浚歷史已有千余年的記載,相傳大禹治水就把疏導作為治河的重要措施,曾有“鯀治水以障之,禹治水以行之”的傳說;秦漢時期也有利用疏浚、筑堤等措施用以行洪排澇的記載。宋神宗熙寧六年(1073年)朝廷設置“疏浚黃河司”,才正式有了黃河疏浚的文獻記載,發明了“鐵龍爪”、“浚川耙”等河道疏浚工具對黃河進行治理;隨后的元、明

3、、清歷代都有關于黃河疏浚的完整記載,采用的疏浚工具比較典型的有“撩清夫”、“混江龍”、“鐵掃帚”、“翻泥車”、“九齒耙”、“空心锨”等。光緒十五年(1889年),山東巡撫訂購了2條法國制造的“鐵管挖泥船”,雖然試挖沒有成功,卻開了黃河流域采用機械挖泥船的先例。我國近代河道疏浚業的發展應起源于19世紀末到建國前夕,由于戰亂,河道疏浚與整治的文獻報道少,只有上海黃浦江及其支流上有挖泥船疏浚航道的記載。新中國成立后,我國的港航疏浚業得到了快速發展, 1953年成立交通部航務工程總局疏浚公司,這是新中國成立后第一個全國性的專業疏浚公司,負責全國港口航道和水利工程的疏浚。1973年,周總理作出“三年改變

4、港口面貌”的指示,國家交通部投入巨資在荷蘭、日本建造各種類型的大型挖泥船,先后兩次從荷蘭ihc公司進口39艘大中型現代挖泥船,包括大型絞吸船16艘、大中型耙吸船14艘;同時在日本建造了46艘不同類型的挖泥船、打樁船、起重船,在較短時期內使得我國沿海港口碼頭和長江等內河航道的疏浚能力得到顯著提高。據有關資料報告,經過30多年的發展,中港集團四大航道局擁有各種類挖泥船和輔助船舶430余艘,整個交通航道系統的年疏浚能力達到2. 45億左右。 水利疏浚業在解放后也得到較快的發展,安徽、湖南、黑龍江等省率先成立了河道疏浚處,分別對淮河、洞庭湖入湖支流、黑龍江支流等進行的初步治理和疏浚。1962年根據中央

5、“一定要根治海河”的部署,水利電力部抽調部分水電建設的骨干力量組建了馬頰河工程局和衛河工程局(現在水電十三局的前身),從1963年開始這支水利專業化機械疏浚隊伍在馬頰河150多km的河道上進行了持續數年的疏浚會戰,當時投入不少疏浚設備。這是新中國成立以來首個大規模的河道整治與疏浚工程。 70年代后,水電十三局一部分南下進入淮河流域南四湖、洪澤湖,從事南四湖東股引河、西股引河、洪澤湖入海水道的開挖疏浚；另一部分北上承擔了海河流域永定河、薊運河、潮白河、北運河以及雙龍河的疏浚任務,曾創造了2條350 /h挖泥船日產3萬的歷史最好記錄。與此同時,河南、山東、江蘇、浙江等一些省市也陸續成立了機械疏浚隊

6、伍,對淤積嚴重河道和湖泊開始進行初步治理,從而也帶動了我國挖泥船等工程船舶制造業的發展。 黃河下游從上世紀70年代就開始采用簡易吸泥船進行淤背固堤試驗；80年代,又開展了黃河河口綜合治理的研究,包括挖除河道內中心灘、拖淤降低河床、打通攔門沙和修建導流堤等措施,取得了較好的效果；90年代初國家重點科技攻關項目“黃河治理與水資源開發利用”對黃河下游艾山以下河道機淤抽沙淤背淤灘的效果進行了綜合分析與總結。1996年黃河中游的三門峽庫區潼關河段開展了機械射流清淤試驗工程,通過5年多的持續試驗,取得了一定的成效。20世紀末到本世紀初,山東黃河河務局再次在河口段組織實施了挖河疏浚、淤背固堤工程,并開展了相

7、關技術研究,取得了較為豐富的經驗。 長江各險工段的江堤解放后陸續進行了整修,但每到汛期,險情仍頻頻發生。1978年水利部適時從荷蘭ihc公司引進了4艘4600型大型絞吸式挖泥船,分別由水電十三局和湖北省水利船隊管理,重點用于荊江、同馬和無為大堤險工段江堤的吹填加固工程,取得明顯效果。此后沿江各省疏浚工程處和船隊陸續引進了一批中小型挖泥船,大大增強了沿江疏浚與吹填固堤的能力。上世紀90年代,湖南省在國家支持下,先后從荷蘭引進8艘大中型絞吸式挖泥船,同時還在國內建造和自制了50多條中小型挖泥船,重點用于洞庭湖的清淤及環湖各河道的疏浚。 1993年太湖治理工程上馬,水電十三工程局、浙江省疏浚處等多家

8、疏浚企業自籌資金再次從荷蘭等國進口了多艘海貍3800型、海貍1600型、海貍750型等大中型絞吸、斗輪挖泥船,集中用于太湖入海水道的治理工程。1999年啟動的“百船工程”又先后為全國各有關省、市水利系統提供了53艘不同型號和類別絞吸式挖泥船,從而進一步提高了各省市水利疏浚隊伍的疏浚能力。珠江流域和河口地區歷史上河道疏浚的文獻記載較少,改革開放以來,珠江口各航道進行了多次疏挖和治理; 2001年再次對橫門北汊、磨刀門主干道及洪奇門水道等水域進行大規模全面整治,工程中采用河道疏浚、導堤修筑及拆除外圍堰等措施,大大改善了河口地區水道的暢通,取得良好的工程效果。上世紀90年以來,以城鄉河、湖水資源治理

9、為目的的環保疏浚工程蓬勃興起,各級政府紛紛投入巨資對重點水污染區域進行綜合治理,如北京的六海、安徽的巢湖、江浙的太湖、昆明的滇池等,從而促進了我國對環保挖泥船和環保疏浚技術的研究。水電十三局、安徽疏浚總公司、湖南水利疏浚公司、浙江水利疏浚公司等多家疏浚企業先后引進或研制了帶有環保絞刀頭的環保型挖泥船,對太湖流域的部分地段實施了環保疏浚工程。水電十三局為完成北京六海清淤任務,于1998年將2艘海貍600型絞吸式挖泥船調回國內投入施工；隨后又根據環保工程的需要,新購和自制了3條海貍1200型絞吸式挖泥船,并從荷蘭ihc公司引進了環保絞刀頭用于環保疏浚施工。目前中國的改革開放趨于成熟，經濟保持穩定增

10、長，投資環境繼續改善，中國已進入wto，中國的技術經濟合作國際化，船舶工業和疏浚施工勢必進一步開放。多年來從國外整船引進挖泥船，雖可以較快地裝備，迅速提高國內挖泥船裝備水平并投入使用，然而這種引進基本是一種單一的設備選型，而挖泥船原則上屬于非標設備，對適用型、用戶型、尤其是對專用型挖泥船，更好的方式是中外高層次的國際合作，強強結合，共同依據中國國情工況開發研設創新適用設備及相應的施工運用技術，不僅能提高挖泥船的實用性和適用性，同時在拉動國內經濟的同時，推動提高中國挖泥船及施工設備的設計技術水平、中國船舶工業相關配套業制造水平和疏浚施工技術水平。近年來由于國家對外貿易快速增長，對港口航道等水上基

11、礎設施的建設投資不斷增加；沿海地區經濟快速發展，城市規模不斷擴大。不少濱海城市填海造地建設新城區，這些都給疏浚吹填行業提供了廣闊市場和發展機會， 使得我國疏浚行業進入前所未有的黃金時期。1.2課題簡介及工作過程以上是挖泥船在我國疏浚業廣泛應用的事例。考慮到此次設計的挖泥船用于烏梁素海的湖泊中進行挖泥，由于烏梁素海的環境條件以及經濟條件等原因，挖泥工作所需的船舶適合設計為結構簡單的、價格低廉的、能夠基本完成各項挖泥工作的船舶。故該挖泥船擬采用結構簡單的抓斗式液壓挖泥船，抓斗采用支架支撐，抓斗的上升過程、下降過程、抓斗的張合控制，以及放泥箱的排放淤泥運動等都用液壓驅動控制。 由于挖泥船整體設計的工

12、作量較大，一個人很難獨立完成，所以我畢業設計的課題主要是此次挖泥船液壓系統的設計。第二章方案選擇2.1挖泥船方案選擇由于所設計的抓斗式挖泥船用于烏梁素海的湖泊中進行挖泥作業，液壓系統包括抓斗的上升和下降過程，抓斗的張合控制，以及挖泥船放泥箱的排放淤泥運動等。通過對整個抓斗式挖泥船工作過程的分析，擬采用以下方案：方案一：采用挖掘機整體上船的設計方案即將挖掘機固定在特殊設計的船體上,如下圖所示： 圖2.1本船挖掘機采用整體式上船,挖掘機可自岸邊自行上船,并通過索具與船舶有效固定,以保證使用安全,具體方式如圖2.1所示。挖掘機上船前,船舶應停靠碼頭,并用系船索將船舶與碼頭有效系結,船頭應與碼頭基本平

13、齊,否則應采用挖掘機鏟斗壓船頭挖掘機上船過程中,船頭下沉時應及時通過適當加尾壓載水以調整縱傾。方案二：采用支架支撐抓斗，由液壓驅動抓斗的各項動作來完成挖泥作業，此方案執行元件需要三個液壓缸和一個液壓馬達配合工作來完成一個循環作業，其中一個主液壓缸固定在支架上，其作用為控制抓斗的上下運動,將抓斗送至水下工作面；另外兩個液壓缸為輔助液壓缸，其作用為控制抓斗的張合；當主液壓缸將抓斗送到水下工作面時兩個輔助液壓缸開始工作，控制抓斗挖泥。值得注意的事，這兩個輔助液壓缸在工作過程中一定要同步，否則挖泥船的效率將受到影響，并且挖泥不能保證裝滿抓斗。液壓馬達的主要作用是通過帶動卷筒轉動，從而控制放泥箱的排放淤

14、泥運動。綜合比較以上兩種方案可知，方案一為船與挖掘機的組合，屬于一種新型的多功能挖泥船，它既能挖泥又能充當運輸船使用，但不言而喻，這種多功能挖泥船造價高維護費用昂貴。方案二的挖泥船結構簡單、操作方便、維護費用低、價格低。考慮到烏梁素海的經濟條件以及湖內淤泥量不是很大等因素，決定采用方案二設計挖泥船及其液壓系統。2.2擬定液壓系統原理圖挖泥船采用支架支撐抓斗，由液壓驅動抓斗的各項動作來完成挖泥作業。執行此方案需要三個液壓缸和一個液壓馬達配合工作來完成一個循環作業，其中一個主液壓缸固定在支架上，其作用為控制抓斗的上下運動將抓斗送至水下工作面；另外兩個液壓缸為輔助液壓缸，其作用為控制抓斗的張合，當主

15、液壓缸將抓斗送到水下工作面時兩個輔助液壓缸開始工作，控制抓斗挖泥。值得注意的事，這兩個輔助液壓缸在工作過程中一定要同步，否則挖泥船的效率將受到影響，并且挖泥不能保證裝滿抓斗。液壓馬達的主要作用是通過帶動卷筒轉動，從而控制放泥箱的排放淤泥運動。2.2.1 回路選擇根據缸和馬達需要完成的動作，比較選擇合適的回路。2.2.1.1 平衡回路為了防止豎直放置的主液壓缸在抓斗自重作用下超速下降，即在下行運動中由于速度超過液壓泵供油所能達到的速度而使工作腔中出現真空，并使其在任意位置上鎖緊，故需要設置平衡回路。方案一：如圖2.2所示：自控式單向順序閥（簡稱平衡閥）的平衡回路。當換向閥切換到左位時液壓缸3的活

16、塞向下運動，缸下腔的油液經平衡閥2中的順序閥流回油箱。只要是閥2的調壓值大于由于活塞及其相連工作件的重力在缸下腔產生的壓力值，則當換向閥處于中位時活塞和工作部件就能被平衡閥鎖住而不會因自重下降。在下行工況時，限速作用由平衡閥所形成的節流縫隙來實現。圖2.2平衡法的平衡回路方案二：如圖2.3所示，是用單向節流閥4和換向閥3組成的平衡回路。三位四通換向閥3切換至左位時回油路上的單向節流閥4處與調速狀態。適當調節閥4的開度就可以防止超速下降。換向閥處于中位時液壓缸進出口被封死活塞可停止運動。圖2.3節流閥和換向閥組成的平衡回路方案比較：方案一所示回路在活塞下行運動時，因要克服順序閥的背壓，功率損失較

17、大，且“鎖緊”時活塞和與之相連的工作部件會因平衡閥和換向閥的泄露而緩慢下落，故只適用于工作部件重量不大、鎖緊定位要求不高的場合。方案二適合于功率不大或功率雖然較大但工作不頻繁的油路中，一般常用于貨輪艙口蓋的啟用，裝載機的升降、電梯及升降平臺的升降等液壓系統中。由以上分析可知，所設計的挖泥船液壓系統適合選用方案二的平衡回路，故平衡回路選用方案二。2.2.1.2 同步回路同步回路是實現多個執行元件同步運動的回路，由于控制抓斗開合的兩個輔助液壓缸必須同步工作，故系統需要設置同步回路。圖2.4單側回油節流同步回路方案一：如圖2.4所示采用液壓缸單側回油節流同步回路。在各液壓缸的回油路上裝單向節流閥，調

18、節節流閥的流量以達到近似的速度同步。活塞上升時油液經單向閥進入缸的下腔故只能實現一個方向（向下）的同步。方案二：如圖2.5所示，為用分流集流閥即同步伐的同步回路。活塞上升時分流集流閥起分流作用，活塞下降時分流集流閥起集流作用。回路中單向節流閥用來控制活塞的下降速度，液控單向閥是防止活塞停止時因兩缸負載不同而通過分流集流閥內節流孔竄油。圖2.5分流集流閥的同步回路方案比較：方案一的節流閥同步回路只能實現一個方向的同步，液壓系統簡單、成本低、但同步精度受油溫和負載的影響較大且系統效率低，不宜用于偏載或負載變化頻繁的場合。方案二，分流集流閥使兩液壓缸在承受不同負載時仍能獲得相等的流量而實現同步，其液

19、壓系統也比較簡單。經過以上比較，結合挖泥船工作是負載變化大的實際情況，選方案二的同步回路。2.2.1.3 保壓泄壓回路保壓回路的功用是在液壓執行器停止工作或僅有工件變形所產生微小位移的情況下，使系統壓力基本保持不變。而泄壓（也稱釋壓）回路則用于緩慢釋放液壓系統在保壓期間儲存的能量，以免突然釋放而產生液壓沖擊和噪聲。由于抓斗在工作過程要受到湖泊中泥沙的反作用力，故而控制抓斗開合的兩輔助液壓缸需要保壓。另外，主液壓缸在上下運動過程中的任意位置停止時也需要保壓。而通常只要系統有保壓回路就應設置泄壓回路。方案一：如圖2.6所示，利用液控單向閥的自動補油保壓回路。當電磁鐵2yt通電使換向閥3切換至右位，

20、液壓缸6上腔壓力上升到電接點壓力表5的上限值時，壓力表高壓觸點通電視電磁鐵2yt斷電，換向閥復至中位，液壓泵經閥2的m型中位卸荷，液壓缸由液控單向閥4保壓。保壓期間如果液壓缸上腔因泄漏等因素壓力下降到電接點壓力表調定下限值（低壓觸電）時，壓力表2發出信號，使電磁鐵2yt通電，液壓泵恢復向液壓缸上腔供油使壓力上升。泄壓時由帶有卸載閥芯的復式液控單向閥4完成。方案二：如圖2.7所示，為用順序閥控制的保壓泄壓回路，回路采用帶卸荷閥芯的液控單向閥實現保壓泄壓。泄壓壓力和回程壓力，均由順序閥控制。保壓完畢后手動換向閥3左位接入回路，此時液壓缸上腔壓力油沒有卸壓，壓力油將順序閥5打開，泵1進入液壓缸下腔的

21、油液經順序閥5和節流閥6回油箱，由于節流閥的作用，回油壓力（可調值2mpa左右）雖不足以使活塞回程，但能頂開液控單向閥4的卸荷閥芯，使缸上腔泄壓。當上腔壓力降低至低于順序閥5的調定壓力（一般調至24mpa），順序閥5關閉，切斷了泵的低壓循環，泵1壓力上升，頂開液控單向閥4的主閥，使活塞回程。二位二通電磁換向閥7是為了保壓過程中切斷順序閥5的控制油路，保證回路的保壓性能。圖2.6液控單向閥的自動補油保壓回路圖2.7順序閥控制的保壓泄壓回路方案比較：方案二的回路既能起到保壓作用又能進行泄壓，且保壓時間長、壓力穩定性高。為了簡化系統回路決定采用方案二的回路。2.2.1.4液壓馬達制動回路由液壓馬達驅

22、動的旋轉機構，在制動時如果只是把泵卸載或不向馬達供油，馬達由于自身和負載的慣性還要繼續轉動，為此需要制動回路。方案一：如圖2.8所示，為由串聯在液壓馬達回油路上的節流閥來實現減速和液壓制動。在液壓馬達的回油路上串接一個節流閥，產生較大的背壓，使馬達逐漸減速。當液壓泵不工作停止向馬達供油時，二位二通換向閥的電磁鐵通電，閥左位工作，節流閥工作使馬達減速制動。方案二：如圖2.9所示，為采用常閉式液壓制動器的制動回路。制動器在彈簧作用下對液壓馬達進行制動，通入壓力油后松開液壓馬達。回路中在制動器前串聯一單向節流閥是為了控制制動器的開啟時間，當開始向馬達供油時，制動器因節流閥的作用而延遲開啟，保證馬達的

23、啟動壓力，使馬達啟動時有足夠大的輸出轉矩。當停止向馬達供油時，由于單向閥的作用制動器在彈簧作用下立即復位制動。圖2.8節流閥來實現減速和液壓制動圖2.9常閉式液壓制動器的制動回路方案比較：方案一的回路隨著馬達轉速的降低，馬達回油量降低，節流閥的背壓也減小，制動效果減弱，不能使馬達完全停止。而方案二的回路不存在這些缺點且制動效果好，故選方案二的馬達制動回路。2.2.2繪制液壓系統原理圖此次設計的挖泥船液壓系統執行元件有三個液壓缸和一個液壓馬達，各個執行元件的執行循序為：主液壓缸伸出，抓斗下降，同時兩個輔助液壓缸收縮使抓斗張開。當主液壓缸將抓斗送至水下工作面后，兩輔助液壓缸伸出使抓斗閉合進行挖泥作

24、業。抓斗閉合后，主液壓缸收縮使得抓斗上升至水面。當主液壓缸上升到一定高度后，停止工作保壓，同時兩輔助液壓缸收縮，抓斗張開將泥卸到放泥箱。馬達帶動卷筒轉動，使小車在鋼絲繩牽引力的拉動下將泥運到指定位置卸泥。至此一個循環作業完成進入下個循環作業。 由前面的液壓系統基本回路的分析及方案的選擇可得到該挖泥船液壓系統原理圖為如圖2.10所示：根據原理圖以及各執行元件的執行順序簡述該液壓系統工作原理：泵啟動前換向閥5、13、17處于中位，二位二通閥換向閥9處于右位。當啟動油泵后，電磁鐵1ya、6ya通電。對于主液壓缸油路：油液通過換向閥5左位進入主液壓缸上腔使液壓缸下降。回油路上，此時控制油液將液控單向閥

25、7打開，油液經過閥7和單向節流閥6回到油箱。閥6起平衡閥的作用，是控制液壓缸的下降速度，防止主液壓缸8超速下降。若需要缸8在任意位置停止，可使1ya斷電，閥5中位工作，則缸可在任意位置上停下。缸停止后的保壓是通過帶卸荷閥芯的液控單向閥7來實現的。當缸8下腔因泄漏壓力降低到電接點壓力表12的調定下限值時，表12發出信號使2ya通電，壓力油進入缸8下腔，使壓力升高。泄壓時1ya、9ya通電。由于下腔沒有泄壓，壓力油經二位二通換向閥9將順序閥10打開，泵進入缸上腔的油經順序閥10、節流閥11回油箱，調節節流閥11的開度，使缸上腔壓力約為2mpa，還不足以使活塞回程，但能頂開液控單向閥7的卸荷閥芯，使

26、缸下腔泄壓。當下腔壓力降低至小于順序閥9的調節值（通常為24mpa），9ya斷電切斷油泵至油箱的低壓循環，控制油液頂開閥7的主閥芯，油液回油箱使活塞下降。對兩輔助液壓缸油路：油液經閥17左位到達兩缸下腔，使兩缸活塞收縮，抓斗張開。當抓斗要閉合進行挖泥作業時，5ya通電，閥17右位工作，油液經單向節流閥18、分流集流閥19、液控單向閥20、21到達兩缸上腔，使活塞伸出抓斗閉合。抓斗工作時需要保壓，保壓是通過帶卸荷閥芯的液控單向閥20、21來實現的，保壓時5ya、6ya斷電，換向閥17中位工作。對于左邊的輔助液壓缸，保壓是通過閥21來實現的，保壓期間若液壓缸26上腔因泄漏等因素，壓力下降到電接點壓

27、力表22調定下限值（低壓觸點）時，壓力表22發出信號，使5ya通電，液壓泵恢復向缸26上腔供油，使壓力上升。泄壓時，6ya、7ya通電，由于缸26上腔沒有泄壓，壓力油經二位二通換向閥24將順序閥29打開，泵進入缸26下腔的油液經順序閥29、節流閥31回油箱，調節節流閥31的開度使下腔壓力約為2mpa，還不足以使活塞回程，但能頂開液控單向閥21的卸荷閥芯，使上腔泄壓。當缸上腔壓力降低至小于順序閥24的調壓值（通常為24 mpa）時，7ya斷電閥24關閉，切斷泵到油箱的低壓循環，缸下腔壓力升高，控制油液頂開閥21的主閥芯使缸上腔油液回油箱活塞回程。對于右輔助液壓缸保壓、泄壓過程相同。由于抓斗閉合過

28、程要求必須同步，故采用分流集流閥19來實現抓斗的同步。但為了防止由于分流集流閥的同步失靈、同步誤差以及油液不干凈造成的分流集流閥節流口不同程度的堵塞等因素造成的抓斗不同步，特設置由蓄能器35、換向閥34組成的補油回路。在兩輔助缸活塞伸出過程中，若缸26先運動到底，觸動行程開關33，使電磁鐵10ya帶電，此時壓力油便經過閥34右位進入缸27上腔，使缸27的活塞繼續運動到底。若缸27先運動到底，則觸動行程開關32，使11ya通電，此時壓力油經閥35左位進入缸26上腔，使缸活塞繼續運動到底。 當抓斗將泥卸到小車里時，使3ya通電，啟動馬達，馬達帶動卷筒將小車運到指定的卸泥地點。當馬達停止工作時，3y

29、a、4ya都不通電，使閥13中位工作，此時泵通過閥13中位卸荷，缸15下腔沒有油液，彈簧使缸15活塞桿伸出使馬達制動。圖2.10液壓系統原理圖第三章運動分析和動力分析此次設計的挖泥船屬小型工程機械，根據化學工業出版社出版、張利平主編的液壓傳動系統及設計中表5-6可知系統的設計壓力范圍為1016mpa，根據gb/79731987液壓缸公稱壓力系列選系統設計壓力為16mpa。3.1 主液壓缸3.1.1負載分析主液壓缸帶動抓斗動作循環為：啟動抓斗下降抓斗挖泥抓斗上升。液壓缸工作時必須克服的負載為： （式3.1）式中: fe為工作負載ff為摩擦負載fi為慣性負載 當抓斗下降時 fe為超越負載（負值）當

30、抓斗上升時fe 為阻力負載（正值）。對于摩擦負載ff 由于抓斗工作過程中不存在摩擦而只是活塞和缸同存在微小的摩擦，故ff可忽略不計。慣性負載fi是指運動部件在啟動過程和制動過程中的慣性力，可由下式決定： （式3.2）v/t 對于行走機械取值范圍為0.51.5m/s，現取1m/s。 缸帶動抓斗在一個工作循環中負載工礦為：啟動階段：f=-fe 抓斗下降階段：f=-fe+ fi 上升階段：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條件可知抓斗及淤泥質量共為1500kg,但為了抓斗工作時的安全和可靠設計時按抓斗和泥的質量為2000 kg計算，

31、故fe=2000*10=20000 n。啟動階段 f=-3000 n 下降階段f=-3000+3000/10=2700n 上升階f=20000 n 由以上分析可知液壓缸最大負載是在抓斗抓泥后的上升階段。3.1.2缸尺寸的確定液壓缸行程為1700mm，行程較大、系統壓力較高，若采用活塞式液壓缸活塞桿的強度和穩定性難以保證，參考相關資料決定采用三級伸縮式液壓缸。根據缸最大負載為20000n，且此時為活塞有桿腔為工作腔，參考化學工業出版社出版的張利平主編的液壓傳動系統及設計表5-7中的公式 ： （式3.3）式中：、為缸工作腔、回油腔壓力為液壓缸第三級無桿腔有效面積；為缸第三級有桿腔有效面積；此時有

32、=16mpa ； =0 ； =20000n ； =0.90 。 所以有，即第三級活塞有桿腔有效面積為1388.9。由成大先主編的機械設計手冊第三版第4卷表19-6-4可知在壓力為16mpa時，活塞往返速比為： （式3.4）=1.46=2027.79 第三級活塞直徑 由 得第三級活塞桿直徑為 =28.5 mm 。根據以上計算所得到的第三級活塞和活塞桿直徑，參考各廠家的三級伸縮式雙作用液壓缸的各種型號，并考慮活塞的強度和穩定性要求決定選用3hstg150e-2280-rj型的多級液壓缸為主液壓缸。型號說明： 3伸出級數 h活塞式 s雙作用式 tg多級液壓缸 e壓力級16mpa rj安裝方式后端單耳

33、環 150最大缸徑2280最大行程 缸性能參數及安裝尺寸如下：型號活塞外徑(mm)活塞桿外徑d(mm)單級行程(mm)總行程(mm)安裝尺寸工作壓力16(mpa)lt3hstg150e-2280-rj150-120-90135-105-70760228046011523hstg150e-1656-rr55216569273hstg150e-1935-rr64519359923hstg160e-2990-rr160-125-90140-105-70967290013803.1.3速度分析由已知主液壓缸行程為1700mm，下水時間為30s,所以其平均速度為：=1700/30=56.67 mm /s

34、 =0.05667 m/s 由于此系統比較簡單所以不需要繪制負載圖和速度圖。由缸行程為1700mm，取缸各級行程為第一級： =180 mm ，第二級： =760 mm ， 第三級：=760 mm.。主液壓缸全部伸出流入缸的總油液體積為 ：4.835+8.60+3.18116.62 l又抓斗下水時間為30s 可知缸的平均流量為：= = 0.554 = 33.24 由缸的平均流量可知三級伸縮式液壓缸的各級速度為：第一級：第二級：第三級：3.1.4主液壓缸進油腔實際壓力的計算：由化學工業出版社出版、張利平主編的液壓傳動系統及設計表5-10中公式： （式3.5）式中 ：為背壓力、 為無桿腔、有桿腔有效

35、面積= =8.84 mpa 液壓缸功率為 3.1.5最低穩定速度驗證：查化學工業出版社出版的機械設計手冊第二版下冊 l型節流閥最小穩定流量為 ： =0.05 （式3.6） （式3.7） 既小于第三級活塞外徑又小于第三級活塞桿外徑流量控制閥節流閥無論是在進油路還是在回油路上，缸都能滿足工作部件最小速度要求。3.2兩輔助缸由于兩輔助缸有同步性要求且兩缸結構尺寸、受力和工作狀況完全相同，故只針對一個缸進行設計計算。3.2.1負載分析輔助缸工作需要克服的負載可按上面3.1式計算，即 ： 式中 ： 工作負載 摩擦負載 慣性負載由于、 均較小故可忽略不計，現只計算缸工作時的負載 ，如下圖3.1所示是抓斗工

36、作時的受力圖：圖3.1抓斗工作時的受力圖圖中： 為液壓缸的推力即工作負載為抓斗挖泥時的挖掘阻力抓斗在整個挖掘過程中斗齒要受到淤泥的阻力即的作用，在液壓缸推力作用下抓斗克服淤泥阻力實現挖泥作業。參考相關資料可知抓斗受淤泥阻力最大值為鏟斗在湖底剛要開始挖泥的瞬間。由力矩平衡原理可知 ： （式3.8） 得 （式3.9）根據中國建筑工業出版社出版、同濟大學主編的單斗液壓挖掘機第二版 緒論的0-8式得挖掘阻力為 ： （式3.10）式中：切削比阻力、切削斷面尺寸 ,為切削寬度 , 為切削深度。 查此書表0-10取 =0.01。又由已知條件 =500mm ， =600mm = 可得 =19989.5 n 考

37、慮到缸的安全和穩定性，設計計算時取 =20000 n3.2.2速度分析由已知輔助液壓缸行程為875mm，挖泥工作時間為10 s,可知缸的平均運動速度為： 由于系統對缸的運動速度無特別要求，所以取缸的平均速度作為缸的工作速度。3.2.3缸尺寸的確定缸工作時的最大負載是當缸無桿腔為工作腔時，故根據化學工業出版社出版、張利平主編的液壓傳動系統及設計一書中表5-7中公式可知： （式3.11）式中：無桿腔面積有桿腔面積、缸工作腔和回油腔的壓力 缸筒內經 根據gb/t2348-1993取d=40mm由化學工業出版社出版的機械設計手冊第三版第4卷表19-6-4查得在系統壓力為16mpa時活塞往返速比=1.4

38、6，又根據本書表19-6-20中公式： （式3.12）活塞桿直徑為：=0.58=24.4mm 根據gb/t2348-1993取=25mm. 所以，=898 mm液壓缸最大流量的確定：輔助缸進油腔壓力的計算：根據化學工業出版社出版、張利平主編的液壓傳動系統及設計表5-10中公式 ： （式3.13）式中：負載壓力背壓力、無桿腔、有桿腔有效面積，f缸負載 =16.0 mpa液壓缸輸入功率為：3.2.4最低穩定速度驗證查化學工業出版社出版的機械設計手冊第二版下冊 l型節流閥最小穩定流量為 =0.05 由3.7式可得： 既小于活塞外徑又小于活塞桿外徑流量控制閥節流閥無論是在進油路還是在回油路上，缸都能滿

39、足工作部件最小速度要求。3.3液壓馬達液壓馬達主要是通過卷筒轉動從而帶動放泥箱運動，實現卸泥。3.3.1放泥箱的受力分析已知放泥箱尺寸為：，挖泥孔為 ；箱子質量為：抓斗工作一次所挖泥的質量為：箱子和泥的總質量為：m=1280 箱子和泥的總重量為：g=12800 n當箱子在水平方向運動時，鋼絲繩給小車的拉力僅為箱子輪和鋼軌的摩擦力，其值很小可忽略。當箱子沿斜坡方向運動時，其受力如圖3.2所示：圖中： f鋼絲繩拉力g箱子和泥的總重量t斜面的支撐力圖3.2放泥箱受力圖由力平衡方程的： ，當箱子倒泥時，此過程中把鋼絲繩從水平輪上摘下直接掛在架子上的輪上，把箱子上的銷拔出，使箱子傾斜一定的角度，因為泥的

40、粘著力較大所以基本上把箱子和泥拉起來，所以此時鋼絲繩的拉力為泥和箱子的總重量即 f=g=12800n由以上分析可知鋼絲繩的最大拉力為：=12800 n3.3.2鋼絲繩直徑的確定根據冶金工業出版社出版、東北工學院編著的機械零件設計手冊第二版中冊的公式24-1有： （式3.14）式中：鋼絲繩規范中鋼絲破斷拉力的總和， 鋼絲繩最大拉力， s安全系數查本書表24-7的s=6.0，鋼絲繩破斷力換算系數查本書表24-8取 =0.9。根據計算所得值，查本書表24-912得鋼絲繩的直徑 d=11 mm。3.3.3卷筒直徑的確定根據冶金工業出版社出版、東北工學院編著的機械零件設計手冊第二版中冊的表24-19中公

41、式有: （式3.15）式中：e輪繩直徑比由本書表24-7選取e=40d鋼絲繩直徑 d=11mmd=429mm 根據國家標準將卷筒直徑圓整為d=400mm卷筒轉矩的確定：卷筒所受最大轉矩 可知馬達輸出轉矩為：= = 3.3.4液壓馬達及其參數的確定由化學工業出版社出版、張利平主編的液壓氣動技術速查手冊表4-56中公式: （式3.16）式中： 系統工作壓力 馬達排量 馬達機械效率 =1.117 =1117 根據 取=1000 液壓馬達進油腔壓力計算：由化學工業出版社出版、張利平主編的液壓氣動技術速查手冊表5-10 （式3.17）式中：馬達排量 馬達機械效率 =0.90 背壓力 mpa 液壓馬達的輸

42、入功率為：根據以上計算所得馬達的流量、轉矩和已知馬達的轉速（）參考產品樣本選擇 型帶制動器的液壓馬達。第四章 液壓元件的選擇4.1液壓泵的確定4.1.1液壓泵最大工作壓力 液壓泵的最大工作壓力為: （式4.1）式中：各執行元件中的最高壓力 系統進油路上總壓力損失，參考機械工業出版社出版、王積偉等主編液壓傳動第二版表11-4取=0.5 mpa由前面的計算結果：主液壓缸進油腔壓力為8.84 mpa，液壓馬達進油腔壓力為2.84 mpa ，輔助缸進油腔壓力為16.0 mpa可得 mpa4.1.2液壓泵的最大流量 參考化學工業出版社出版、張利平主編的液壓傳動系統及設計式5-4有: （式4.2）式中：系

43、統泄漏系數一般取1.11.3現取 =1.1 同時動作的液壓執行器的最大流量，在本系統中為主液壓缸的流量、兩輔助液壓缸流量和液壓馬達流量之和。即 62.664 由以上計算所得的和 值選泵，通常為了保證系統不致因過渡過程中過高的動態壓力作用被破壞，泵的額定壓力應比高些。根據機械工業出版社出版 杜國森等編著的液壓元件產品樣本第59頁選型齒輪泵，額定壓力20mpa，排量32 ，額定轉速 2000。4.1.3液壓泵的驅動功率計算與電動機的選擇參考化學工業出版社出版、張利平主編的液壓傳動系統及設計式5-8，泵的驅動功率為： （式4.3）式中: 為泵最大工作壓力，考慮到系統壓力損失取=16.5mpa泵最大流

44、量泵的總效率，參考本書表5-13取 =95%。= 根據泵的驅動功率及泵的轉速選擇液壓泵的驅動機：由于挖泥船的工作場所在野外，而且流動性大，故不適合采用以電動機作為液壓動力源。綜合考慮各方面因素，現決定采用柴油機為液壓動力源。查柴油機的各種型號，決定選擇zs1125型的柴油機，其功率為19.85kw，轉速為2200r/min,啟動方式為手搖啟動或電啟動。4.2閥類元件及輔助元件的選擇根據閥類及輔助元件所在油路的最大工作壓力和通過元件的最大流量，可選出液壓元件的型號及規格如下表，表中序號與原理圖中序號相同。序號元件名稱通過的流量（）額定流量（）額定壓力（mpa）額定壓降（mpa）型號、規格1慮油器

45、8010016-2齒輪泵-6420-4溢流閥6410032-5、13、17三位四通電磁換向閥6080160.26、14、18單向節流閥33100160.257、20、21帶泄荷閥芯的液控單向閥3340160.259、24、25二位二通電磁換向閥3340320.210、28、29順序閥3363160.311、30、31節流閥3040320.2l-h1012、22、23電接點壓力表-040yx-10019分流集流閥13.24031.50.832、33行程開關klsap134三位四通電磁換向閥4.025160.235蓄能器-20-36截止法2060350.05drv-8-10表4.1液壓元件的選擇4

46、.3油管 各元件間連接管道的規格按所選元件接口尺寸決定，液壓缸、馬達進出油管則按輸入排出的最大流量計算。 （式4.4）式中q為管內流量（參考機械工業出版社出版、王積偉等主編液壓傳動第二版式7-9） 4.3.1壓油管 （式4.5） 根據 取 4.3.2吸油管 （式4.6）根據 取 4.3.3回油管 （式4.7）根據 取 4.4 油箱 根據機械工業出版社出版、王積偉等主編液壓傳動第二版式7-8有油箱容量為: （式4.8） 式中: 為泵額定流量 ， 為與壓力有關的經驗系數中壓系統取57，現取 根據 取 第五章 液壓系統性能驗算5.1壓力損失驗算系統進油路上的壓力損失（包括回油路上的壓力損失折算來的部

47、分）由管道的沿程壓力損失、局部壓力損失和閥類元件的局部壓力損失三部分組成 即 但在管道布置尚未確定前只有可以較好的估算出來，而這部分損失在中所占的比例往往較大，故由此基本上可看出系統壓力損失的大小。各閥局部壓力損失可根據張利平主編的化學工業出版社出版的液壓傳動系統及設計式2-48 計算，式中為各閥在額定壓力下的壓降(見表4.1)，為流經各閥的實際流量，為各閥的額定流量。經計算可得各回路的壓力損失為入下表5.1所示：主液壓缸所在油路輔助缸所在油路進油路進油路回油路回油路表5.1各回路的壓力損失由上表的壓力損失計算可知，系統壓力能夠滿足各執行元件正常工作所需的壓力。5.2液壓系統效率的估算參考張利

48、平主編的化學工業出版社出版的液壓傳動系統及設計式2-71有: （式5.1）式中: 為泵的總效率,查得型泵總效率為82%取=95% 。 為執行器的總效率為回路總效率回路總效率 式中：為各執行器的負載壓力和負載流量（輸入流量）乘積的總和； 泵供油壓力和輸出流量乘積總和。又5.3油液溫升驗算系統總發熱量為: （式5.2）式中：為泵的輸入功率即泵的驅動功率為系總效率 系統中所產生的熱量由系統中各個散熱面散發到空氣中，其中油箱是主要散熱面，故一般只按油箱散熱計算。參考張利平主編的化學工業出版社出版的液壓傳動系統及設計式2-80有: （式5.3）式中： 為散熱稀疏，通風良好時取1420現取=20 為系統溫

49、升 為油箱散熱面積，對于六面體油箱，當長、寬、高為（1：1：1）（1：2：3）且液面高度是油箱高度的0.8倍時，其散熱面積可近似計算為：溫升滿足要求。第六章液壓站的設計6.1泵站的設計此次設計的挖泥船采用柴油機作為動力源，柴油機通過皮帶傳動從而帶動泵運轉進行工作，由于柴油機工作需要一定的空間，而液壓泵又與柴油機不能相隔太遠，所以設計泵站是不能將泵安裝在油箱上，而是采用分離式的泵組布置，即泵組和油箱組件分離，單獨安裝在地基上。其具體安裝方式見挖泥船裝配圖。油箱在液壓系統中具有存儲液壓油液、散發油液熱量、溢出空氣、沉淀雜質、分離水分和安裝元件等作用。油箱通常可分為整體式油箱、兩用油箱和獨立油箱三類

50、。整體式油箱：是指在液壓系統或機器的構件內形成的油箱。例如，工業生產設備中的金屬切削機床床身或底座的內部空腔往往稍加一點成本就可制成不漏油箱，或者行走機械中的車輛與工程機械上的管型構件用作油箱，這樣不需要額外的附加空間。整體式油箱以最小的空間提供最大的性能，并且通常提供特別整潔的外觀。但是必須細心設計以克服可能存在的局部發熱和操作難以接近等工作問題。兩用油箱：兩用油箱是指液壓油與機器中的其他目的用油的公用油箱。例如，拖拉機傳動系統機殼可用作拖拉機液壓懸掛系統的油箱。兩用油箱的最大優點是節省空間，但有幾個局限性與此優點相抵觸。油液必須既滿足液壓系統對傳動介質的要求，又滿足傳動系齒輪的潤滑或工件淬

51、火等其他工藝要求。在某些高性能液壓系統中，這些要求可能是幾乎互不相容的。此外，油液溫度控制可能很困難，因為對于總量減少了的油液來說存在著兩個熱源。如果必須另設冷卻器來控制油溫，用冷卻器所需的空間可能抵消所節省的空間。獨立油箱：獨立油箱是應用最為廣泛的一類油箱，最常用于工業生產設備。綜合考慮，本次設計決定采用應用最為廣泛的獨立式油箱，他通常做成矩形的。獨立油箱的散熱量主要通過油箱壁靠輻射和對流作用散發，因此油箱應該是盡可能窄而高的形狀。具體見下圖圖.油箱閥塊安裝圖6.2閥塊設計閥塊在液壓系統中是十分常見且非常重要的元件, 具有結構緊湊, 維護、安裝、調整和更換液壓元件方便等特點。一般液壓閥塊內部的油孔采用鉆、鑊等加工方法。有時, 為了避免各油孔之間相互干涉, 必須使用工藝油孔， 這樣便增加了液壓閥塊內部油孔的復雜性,液壓閥塊是液壓系統無管化連