毕业设计（论文）-盾构机的螺旋输送机的结构设计

绪论1.1土压平衡盾构机中螺旋输送机的工作特点盾构掘进机是城市地铁及地下隧道施工中的重要设备，相比较原先的钻爆法，其快速高效、安全可靠且施工质量更优，现已成为隧道施工之首选。随着城市进程的加快，其使用范围越来越大，在工程施土中所占的比重也越来越大，土压平衡盾构机是具机、电、液、测控、土木等多学科技术为一体的工程机械。图1.1为盾构掘进机模型，图中倾斜部分为螺旋输送机，它主要由圆筒状机壳和带叶片的有轴式中心螺旋杆组成。工作时，泥土充满机壳内，并随着螺旋杆的旋转而上升。前料门工作时全开,紧急时刻当仲缩油缸伸出时，可关闭前料门，这样操作人员可进入压力舱。伸缩门主要是便于拆卸，拆卸时仲缩油缸仲出，将压力舱中螺旋叶片收回，使螺旋部分与盾体分离。开挖的土方等从后料门排出到皮带输送机上，最终通过小车运到地面。螺旋输送机的主要功能:一是从盾构密封泥土舱内将开挖下的泥土排出盾构;二是泥土通过螺旋杆输送压缩形成密封土塞，阻止泥土中的水流出，保持泥土舱土压稳定;三是改变螺旋机转速，调节排土量，即调节密封泥土舱土压，使其与开挖面水、土压保持平衡。1压力舱；2前料门；3伸缩门；4后料门图1.1土压平衡盾构机模型1.2国内外土压平衡盾构机发展现状盾构掘进机是一种隧道工程专用的大型高科技综合施工设备。它是集电气、液压、测量导向、控制、材料等多学科技术于一体，具有开挖切削土体、输送土碴、拼装隧道衬砌、测量导向纠偏等功能。采用盾构掘进机，施工速度快，自动化程度高，一次成型，有利于环境保护和降低劳动强度。而且盾构掘进机适用范围广，从软土、淤泥到硬岩都可应用，施工质量高，可控制地面沉降，开挖时不影响面上建筑和交通，与传统的隧道工程相比，具有明显的优势。我国幅员辽阔，不同地区的地质情况复杂多变，有必要形成适合我国国情的适应性理论指导。搭建盾构模拟实验平台，可为我国盾构掘进机的设计、制造提供实验数据和理论支持，具有重要的意义。土压平衡盾构机根据其断面形状可分为单圆盾构，复圆盾构（多园盾构）、非圆盾构，其中复圆盾构可分为双圆盾构和三圆盾构，非圆盾构可分为椭圆形盾构、矩形盾构、马蹄形盾构、半圆形盾构。复圆盾构和非圆盾构统称为“异形盾构”。土压平衡盾构机按支护底层的形式分类，主要分为自然支护式、机械支护式、压缩空气支护式、泥浆支护式，土压平衡支护式5种类型。盾构按开挖面与作业式之间隔板构造可分为全敞开式、部分敞开式及闭合式三种。国外用盾构施工已经有180多年历史，1866年，莫尔顿在申请专利中第一次使用了“盾构”这一术语。当今世界上最具有实力的全断面隧道掘进机制造公司，有美国的罗宾斯公司、佳伐公司、德国维尔特公司、海瑞克公司，日本川崎、三菱公司，法国FCB公司、法马通公司，英国豪顿公司等。我国全断面隧道掘进机的研制是从20世纪60年代开始的，但与国外掘进机相比差距很大。本文介绍了国内外盾构技术的发展历程和应用现状，阐述了盾构施工法新技术的特点，并在此基础上对盾构技术的发展趋势进行了展望。1.2.1国外盾构技术的发展现状近30年来，由于土压平衡、泥水平衡、盾尾密封、盾构始发及接收等一系列技术难题的解决，盾构技术有了较快发展，至今已累计生产10000多台，主要的生产厂家有日本三菱重工，川崎重工，德国海瑞克公司等。各厂家可以根据不同的地质条件和工程要求，设计不同类型的土压平衡盾构机已满足不同工程的需要。随着地下空间的开发，盾构技术已广泛的应用于软土层的地铁、隧道、市政管道等工程领域。为了适应不同工程的需要，达到降低开挖成本和施工断面最优化的目的，异形盾构应运而生，盾构施工法进入了多元化的时代。许多重要、新颖的施工法，诸如矩形、球形、椭圆摇摆式、铰接式、纵横式以及DPLEX，H&V,MF,MSD等逐渐进入到世界各地的地下工程建设中。传统的盾构多以圆形断面为主，但是其断面空间利用率低，尤其在人行地道和车行隧道工程中，矩形、椭圆形、马蹄形、双圆形和多圆形断面更为合理。目前，盾构的形势越来越多，已生产了断面为圆型、矩形、球形、双圆形、三圆形、多心形、复连形、多边形盾构、子母盾构等，直径从200mm到18m。日本在80年代开发应用了矩形隧道，在90年代开发应用了任意截面盾构和多元盾构，并完成了多条人行隧道、公路隧道、铁路隧道、地铁隧道、排水隧道、市政共同沟隧道等，使异形土压平衡盾构机技术日益成熟，异形断面隧道工程日益增多。日本于1986年制造了马蹄形机械挖掘土压平衡盾构机，1991年制造了马蹄形的ECL盾构，1993年制造了迄今最大的双圆机构，1995年制造了三圆盾构，1996年制造了7950mmX5420mm的矩形盾构，同年又完成了球形刀盘盾构，1997年制造了MMST盾构，1999年生产了子母盾构，2001年制造了MSD盾构。1.2.2国内盾构技术的发展现状20世纪50年代初，东北阜新煤矿用直径2.6m的手掘式盾构及小混凝土预制块修建疏水巷道，这是我国首条用盾构掘进机施工的隧道。1957年、北京市下水道工程采用直径2.0m和2.6m的盾构进行施工。1963年，上海隧道股份结合上海软土地层对盾构掘进机、预制钢混凝土衬砌、隧道掘进施工参数，隧道接缝防水进行了系统的试验研究。研制了1台直径4.2m的手掘式盾构进行浅埋和深埋隧道掘进试验，隧道掘进长度68m。1966年，上海黄浦路越江公路隧道工程主隧道采用由上海隧道工程设计院设计、江南造船厂制造的我国第一台直径10.2m超大型网格挤压盾构掘进机施工，辅以气压稳定开挖面，在黄浦江底顺利掘进隧道，掘进总长1322m。70年代，采用1台直径3.6m和2台4.3m的网格挤压型盾构，在上海金山石化总厂建设1条污水排放隧道和2条引水隧道，掘进了3926m海底隧道，并首创了垂直顶升法建筑取排水口的新技术。1980年，上海市进行了地铁1号线试验段施工，研制了一台直径6.41m的刀盘式盾构掘进机，后改为网格挤压型盾构掘进机，在淤泥质粘土地层中掘进隧道1230m。1985年，上海延安东路越江隧道工程1476m圆形主隧道采用上海隧道股份设计、江南造船厂制造的直径11.3m网格型水力机械出土盾构掘进机。1987年上海隧道股份研制成功了我国第一台直径4.35m加泥式土压平衡盾构掘进机，用于市南站过江电缆隧道工程，穿越黄浦江底粉砂层、掘进长度583m，技术成果达到80年代国际选进水平，并获得1990年国家科技进步一等奖。90年代，上海隧道工程股份有限公司自行设计制造了6台直径3.8~6.34m土压平衡盾构，用于地铁隧道、取排水隧道、电缆隧道等，掘进总长度约10km。在90年代中，直径1.5~3.0m的顶管工程也采用了小刀盘和大刀盘的土压平衡顶管机，在上海地区使用了10余台，掘进管道约20km。1998年，上海黄浦江观光隧道工程购买国外二手直径7.65m中折式土压平衡盾构，经修复后掘进机性能良好，顺利掘进隧道644m。1999年5月，上海隧道股份有限公司研制成功国内第1台3.8m×3.8m矩形组合刀盘式土压平衡顶管机，在浦东陆家嘴地铁车站掘进120m，建成2条过街人行地道。2000年2月，广州地铁2号线海珠广场至江南新村区间隧道采用上海隧道股份有限公司改制的2台直径6.14m复合型土压平衡盾构，在珠江底风化岩地层中掘进。2004年，上海上中路越江隧道工程引进世界最大直径14.87m泥水加压盾构，在黄浦江掘进施工2条隧道，隧道结构为双层4车道。1.3国内外盾构技术的发展趋势随着高新技术的发展和应用，盾构控制技术的科技含量越来越高，自动化程度不断提高，测量定位也越来越准确，遥控控制技术、激光制导技术以及陀螺仪定位系统己普遍应用于盾构技术中。盾构施工法，施工过程中施工区域地表沉降控制技术日臻成熟，隧道施工的质量也越来越好，应用盾构进行隧道施工可安全地在地下穿越高大建筑物。随着地下空间的开发利用和城市市政综合管线的建设，盾构的断面尺寸具有向超大、微小两个方向发展的趋势。直径18m的盾构正在研制，而小到200mm的微型盾构已在工程中得到应用。近10年来，日本先后开发了双圆盾构、多圆盾构和球体盾构，使盾构隧道的截面形式日趋多样化。由于圆形隧道具有结构受力好的优点，故95％以上的盾构隧道均采用圆形截面，但圆形截面存在空间利用率低的缺点，因此开发应用隧道截面更为合理的异形盾构隧道掘进技术成为一种新的发展趋势。盾构技术的发展趋势主要反应在以下3个方面：施工断面的多元化，从常规的单圆形向双圆形、三圆形、方形、矩形及复合断面发展；施工新技术，包括进出洞技术、地中对接技术、长距离施工、急曲线施工、扩径盾构施工法、球体盾构施工法等；隧道衬砌新技术，包括压注混凝土衬砌、管片自动化组装、管片接头等技术。2土压平衡盾构机的螺旋输送机液压系统的要求2.1工作环境要求在地下隧道施土过程中，为保证地面建筑以及地表设施的安全、防止地表隆起或塌陷，必须严格控制地表沉降。所谓土压平衡就是密封土仓中切削下来的土体和泥水充满密封土仓，并建立适当压力与开挖面的土体压力平衡，以减少对土体的扰动，控制地表沉降。要做到土压平衡控制，就要依赖推进系统及螺旋输送机系统配合使用。本文就北京地铁施土中的某一土压平衡土压平衡盾构机，对其螺旋输送机液压系统设计进行分析研究。土压平衡盾构机中盾周边均匀设置推进油缸，该油缸通过对己安装完的隧道管片施力，使盾构获得向前掘进的推力。改变推进油缸的推进速度或者改变螺旋输送机的转速均可以达到改变土仓压力的目的。螺旋输送机布置如图2.1所示。图2.1螺旋输送机在盾体中布置示意图土压平衡盾构机一般在地里下工作，工作环境比较差：泥水多、空气湿度大、温度高、容易脏等。2.2主要技术和功能要求总则：首先满足市场的基本功能要求、设计的合理性要求、制造的工艺性要求、工作的稳定性和可靠性要求；然后是经济性要求。根据土压平衡盾构机总设计师的要求。螺旋输送机液压系统功能要求如表2.1表2.1功能参数简介液压系统名称土压平衡盾构机的螺旋输送机液压系统型式有轴式前料门推力210KN后料门推力165KN伸缩门推力660KN前料门液压油缸内径80mm前料门液压油缸活塞杆径45mm前料门液压油缸工作行程620mm伸出速度60mm/s后料门液压油缸内径100mm后料门液压油缸活塞杆径55mm后料门液压油缸工作行程1000mm伸出速度76mm/s伸缩门液压油缸内径100mm伸缩门液压油缸活塞杆径55mm伸缩门液压油缸工作行程1000mm伸出速度19mm/s2.2.1旋转系统最大扭矩为56KN·m，减速比为9.33，转速范围为0~10r/min.2.2.2油缸系统前闸门油缸：2支，推力105KN，行程620mm，伸出速度60mm/s；伸缩油缸：4支，推力165KN，行程1000mm，伸出速度19mm/s；后闸门油缸：1支，推力165KN，行程1000mm，伸出速度76mm/s；2.2.3调速功能推进过程中，操作室需要通过手动调整或自动程序调整螺旋机的旋转速度，以达到调节土压平衡盾构机土压仓的目的。2.2.4检测、控制螺旋机转速检测反馈、后闸门位置检测反馈、前闸门位置检测反馈。2.2.5手动应急功能为防止螺旋输送机工作过程中发生喷涌事故，维持土仓压力，要求后闸门即使在断电的情况下也能紧急关闭。2.3零部件设计制造的技术要求2.3.1液压泵电机组(1)液压泵的额定排量应符合图纸的设计要求。(2)所有电机均为TH型并带热敏电阻温度保护装置，绝缘等级F。保护等级：IP54,电机的电压为380V。(3)油泵电机组工作时的噪声应低于70db。2.3.2控制阀组(1)流量控制阀应有足够的调节范围调节液压缸的下降速度，阀的响应时间应不少于30ms。在工作压力21MPa的情况下阀的内泄漏不大于0.004L/min。(2)溢流阀应足以排出液压泵的流量而无震动，其整定压力最大不超过上述最大系统压力的120%。(3)其余各控制阀的选用应满足液压系统工作要求，其额定压力和流量应大于实际通过该阀的最高压力和最大流量。(4)压力控制阀、换向阀、流量控制阀、压力继电器、高压球阀、压力变送器等关键元件应选用质量可靠的品牌。2.3.3油箱(1)回油滤油器的额定过流量不得少于其实际过流量的4倍。滤油器应带旁通阀并设有堵塞报警指示。(2)油箱注入口的过滤精度为100，回油滤油器（带堵塞指示器，过滤精度20）应有磁性吸附功能。(3)滤芯强度：吸油管路用的滤芯，压差缓慢加至0.15MPa，回油用的滤芯缓慢加至0.6MPa，保持3s均不应破坏。(4)耐压性：当滤油器入口压力在10%公称压力与公称压力之间，快速上升下降反复作用，滤油器不应有永久变形、漏油和其他缺陷。(5)油箱由不锈钢板焊接而成。油箱上安装液位计、液位控制器、带除湿功能的空气滤清器、电加热器、温度控制器等。2.3.4辅助元件(1)两套油泵电机组，一套工作，一套备用，当工作油泵出现故障时自动切换。(2)电源电压等级AC380/220V。(3)“低压”压力发讯器，当油缸下腔压力降低到一个预定值（在设计系统额定压力的5～20%内可调节）时停止闸门下降，并显示由于闸门下方有障碍物，闸门下降将要被卡阻。响应的报警接点应接入控制回路以指示闸门卡阻状态。该电路中应串联一个限位开关，当闸门处于关闭状态时，限位开关断开。(4)油管及联接元件采用不锈钢。(5)液压泵站应满足闸门启闭时两只油缸的同步要求。3、螺旋输送机的结构设计3.1机械结构的设计概述机械结构系统是机械产品的一个重要组成部分，机械结构系统的设计要同主机的总体设计同时进行。着手设计时，必须从实际出发，有机地结合各式各种传动形式，充分发挥机械传动的优点，力求设计出结构简单、工作可靠、成本低、效率高、操作简单、维修方便的机械系统。3.2螺旋输送机运行机构的组成运行机构用作斜向输送盾构机刮下的土石。此机构由下列部件组成：液压源、液压马达、螺旋轴等组成。图2.2螺旋轴螺旋输送机的转轴一般采用钢管制成，在其两端头，焊连接法兰。在螺旋输送机中，当螺旋叶片旋转时，位于叶片表面上的物料随之转动，物料转动时产生离心力。当该离心力大于螺旋表面与物料间的摩擦力时，物料向外壳靠拢，压向外壳，发生摩擦。物料与外壳之间的摩擦力大于物料与螺旋叶片表面之间的摩擦力和由物料自重引起的沿螺旋面下滑的分力时，物料将在螺旋叶片表面产生滑动，并沿螺旋形轨迹上升，即物料被螺旋面推动而上移，达到垂直输送的目的。不同螺旋叶片的使用特点不同：图3.1不同螺旋叶片的使用特点（a）实体型（b）带式（c）叶片型（d）齿形图3.2螺旋叶片型式由于我所要设计的是输送土石的输送机，主要是输送颗粒物料，所以选用实体型。3.3螺旋输送机机体设计要求设计要求是进行每项工程设计的依据。在制定基本方案并进行进一步着手各部分设计之前，必须把设计要求以及与该设计内容有关的其他方面了解清楚。(1)样式：斜向实体型螺旋输送机；(2)驱动：柱塞式液压马达传动；(3)输送量：输送机质量输送量为144/h；(4)输送物料：土石；(5)土石重度：19.4KN/；(6)扭矩：56KNM；(7)转速：0-10rpm；3.4螺旋直径及其功率计算螺旋直径的计算螺旋直径为：（m）式中Q输送能力，Q=144x19.4x0.1=280t/h;K物理特性系数，K=0.06.φ填充系数，φ=0.3;C倾角系数，C=0.68;ρ物料松散密度，ρ=1.94t/M3所以，D≥0.827m=827mm,取整为830mm。螺旋功率计算螺旋输送机所需轴功率式中H螺旋输送机倾斜布置时在垂直平面上的投影高度，H=1.95m;L螺旋输送机水平投影长度，L=3.8m;w物料阻力系数，w=3.2所以，P=7.78-10.7KW。。3.5螺旋叶片的设计螺旋输送机的螺旋叶片有左旋与右旋两种旋向，决定螺旋旋向方法参见图所示。本设计采用右旋。图3.3螺旋旋向图根据制造工艺的不同，螺旋叶片可以有两种加工方法：1、按设计的直径、螺距和厚度通过用带钢连续冷轧而制成整体螺旋叶片，安装在给定尺寸管轴上组成螺旋体；2、分段式螺旋叶片是将叶片制成等螺距的单片然后对焊在一起的螺旋体。制成的螺旋体在转动过程中应具有一定的刚度，与机壳保持一定的间距。整体螺旋叶片的横截面可以制成根部较厚边缘较薄，而分段式叶片则整体都是相同的厚度。见图。（a）整体螺旋叶片（b）分段式螺旋叶片图3.2.不同加工工艺的两种螺旋叶片整体叶片和分段式螺旋叶片各有特点。整体螺旋叶片需要用专用的轧机加工，节省材料，工艺性好，表面光滑无焊缝，强度高。物料与叶片表面摩擦力小，阻力小；分段式螺旋叶片不需要大型专用设备，可以按需要制成异性的，大直径的，加厚的，要求淬火的及特殊材质的叶片。根据要求，我们选择分段式螺旋叶片。分段式实体型螺旋叶片通常是将薄钢板经下料后用模具冷压或热压制成，其下料尺寸如图所示。图3.3分段式实体型螺旋叶片下料尺寸如图，圆环的尺寸（下料尺寸）查参考文献【1】公式计算：（3.8）（3.9）

（3.10）R——圆环外圆直径（mm）；r——圆环内圆直径（mm）；——圆环的缺角（）；L——一个螺距叶片外螺旋线的长度；（3.11）l——一个螺旋叶片内螺旋线的长度。（3.12）通过计算可以得到：将以上算的参数代入公式得：查参考文献【1】得δ=4mm。4螺旋输送机驱动系统的设计及计算4.1螺旋输送机旋转系统主要液压元件设计计算及选型4.1.1螺旋机马达的最大转速=·=10×9.33=93.3r/min(4.1)式中:为螺旋输送机的转速取0~10r/min;为螺旋机齿圈减速比，=9.33。4.1.2马达最大输出转矩===6.06KN·m(4.2)式中:为螺旋机扭矩，=230kN·m;i为齿圈减速比，=9.33;为齿轮的机械效率，=0.99。查阅机械设计师手册，根据转速和扭矩，选择1台宁波液压马达有限公司公司的低速大转矩双作用变量柱塞马达QJM2000FRSXY-20-C-11-PRC。额定排量2000mL，最大排量2000mL/r；额定工作压力15MPa，最高工作压力20MPa；额定扭矩25KN·m，最大扭矩30KN·m；额定转速140r/min。由此确定系统压力为20MPa。4.1.3马达所需最大流量==285.7L/min(4.3)式中:为马达最大转速；为马达容积效率，=0.98。4.1.4主油泵工作压力计算液压泵的出口压力必需满足系统工作压力（液压马达的额定压力），并考虑沿程压力流量损失和油泵的使用工作寿命等因素，液压系统油泵最高工作压力应满足：(4.4)其中：=15MPa（油缸启动额定工作压力）（安全系数）（系统中沿程压力损失）故：=1.2×（15+0.5）=18.6MPa从安全角度与设计的计算角度考虑，将其取为20MPa。4.1.5主油泵最大工作流量计算由以上计算可知，前进时所需流量最大是285.7L/min，油泵最大工作流量：(4.5)其中：为系统的泄漏系数，取1.2。为：同时动作的液压执行元件最大的总工作流量，这里指一个液压马达所需的最大流量。故：>=342.84L/min；4.1.6主油泵排量计算(4.6)其中：为油泵排量为油泵最大工作流量。为电动机工作转速，额定转速1490r/min。那么：==230mL/r；根据液压马达最大工作压力及所需流量要求，选取1台型号为※PFE─61232的双向变量叶片泵，排量为232，额定压力21MPa。4.1.7主油泵电机功率计算N=P/(4.7)其中：为电机效率取0.94。P为液压系统油泵出口压力，那么N=21×342.84/（60×0.94）≈127.6kw查机械设计师手册第六篇，配备一台Y315M1-4型号的电机，转速n=1490r/min电机功率为132kw，效率为94%。4.1.8辅助油泵的设计计算辅助油泵是用来补充由于系统泄漏主油泵出现的供油不足的。辅助泵的流量视系统的容积损失、热平衡要求和低压控制的要求而定。一般为主泵流量的1/5~1/3。为了保证辅助油泵供油的可靠性，借鉴同类的液压系统设计，将其额定压力定为4MPa，则排量==47.6ml/r；根据工作压力和流量，选择一台TBP型柱塞泵，额定排量50ml/r，额定压力4MPa，转速1440r/min，流量为72L/min。辅助油泵电机的功率计算功率N=P×Q=4×50×1440/（60×0.918）≈5.2KW。选取一台型号为Y132S-4的电动机，额定额率为5.5KW。4.2螺旋输送机液压油缸的设计及计算液压油缸的设计是整个液压系统设计的重要内容，因为其是执行元件，其结构设计应与主机工作结构设计同步进行。液压缸的种类很多下面分别介绍几种常用的液压缸:(1)活塞式液压缸活塞式液压缸根据其使用要求不同可分为双杆式和单杆式两种。①双杆式活塞缸活塞两端都有一根直径相等的活塞杆伸出的液压缸称为双杆式活塞缸，它一般由缸体、缸盖、活塞、活塞杆和密封件等零件构成。根据安装方式不同可分为缸筒固定式和活塞杆固定式两种。②单杆式活塞缸所示，活塞只有一端带活塞杆，单杆液压缸也有缸体固定和活塞杆固定两种形式，但它们的工作台移动范围都是活塞有效行程的两倍。

③差动油缸单杆活塞缸在其左右两腔都接通高压油时称为：“差动连接”。(2)柱塞缸它只能实现一个方向的液压传动，反向运动要靠外力。若需要实现双向运动，则必须成对使用。这种液压缸中的柱塞和缸筒不接触，运动时由缸盖上的导向套来导向，因此缸筒的内壁不需精加工，它特别适用于行程较长的场合。(3)其他液压缸①增压液压缸。增压液压缸又称增压器，它利用活塞和柱塞有效面积的不同使液压系统中的局部区域获得高压。它有单作用和双作用两种型式，显然增压能力是在降低有效能量的基础上得到的，也就是说增压缸仅仅是增大输出的压力，并不能增大输出的能量。单作用增压缸在柱塞运动到终点时，不能再输出高压液体，需要将活塞退回到左端位置，再向右行时才又输出高压液体，为了克服这一缺点，可采用双作用增压缸，②伸缩缸。伸缩缸由两个或多个活塞缸套装而成，前一级活塞缸的活塞杆内孔是后一级活塞缸的缸筒，伸出时可获得很长的工作行程，缩回时可保持很小的结构尺寸，伸缩缸被广泛用于起重运输车辆上。伸缩缸的外伸动作是逐级进行的。首先是最大直径的缸筒以最低的油液压力开始外伸，当到达行程终点后，稍小直径的缸筒开始外伸，直径最小的末级最后伸出。随着工作级数变大，外伸缸筒直径越来越小，工作油液压力随之升高，工作速度变快。③齿轮缸。它由两个柱塞缸和一套齿条传动装置组成，柱塞的移动经齿轮齿条传动装置变成齿轮的传动，用于实现工作部件的往复摆动或间歇进给运动。根据螺旋输送机的结构尺寸、工作要求，直线推进回路均选双用单杆活塞式液压缸。4.2.1液压油缸的缸径、杆径和工作压力确定首先，根据设计要求，液压系统的工作压力为P=21MPa。液压缸内径D按以上压力计算:=D×P；(4.8)式中：F是一只油缸的承受的最大压力。前闸门油缸计算：D==≈79.8mm；速比按照1.43选取，确定活塞杆直径。=1.43，d≈43.82mm；无杆腔作用面积=D≈0.5dm有杆腔作用面积=D－≈0.35dm根据油缸规格、受力情况及操作空间等因素，确定油缸规格:前闸门油缸内径D=80mm，活塞杆直径d=45mm，行程S=620mm，2条。代入相应的书籍，同理可得后闸门油缸与伸缩门油缸参数后闸门的油缸参数：D=100mm；d=55mm；=D≈0.79dm=D－≈0.55dm一只油缸。伸缩门的油缸参数：D=100mm；d=55mm；=D≈0.79dm=D－≈0.55dm四只油缸。4.2.2缸底厚度计算该液压缸为平形缸底且有油孔，其材料是45号钢。(4.9)式中—缸底厚度—缸底油孔直径—材料许用拉应；—液压缸内径—缸底材料的许用应力，取安全系数n=5，则==120MPa。—油缸的额定压力，=21MPa；前闸门油缸内径：D=80mm；计算得：=14.5mm，考虑安全性与工艺性，最后取整数为15mm；同理可计算得：后闸门油缸内径：D=100mm；后闸门油缸底厚度：h=18.1mm，考虑安全性与工艺性，最后取整数为19mm；伸缩门油缸内径：D=100mm；伸缩门油缸底厚度：h=18.1mm，考虑安全性与工艺性，最后取整数为19mm；4.2.3缸筒长度的计算液压缸的缸筒长度L主要有最大行l程决定，同时必须考虑活塞的宽度、活塞杆导向套长度、活塞杆密封长度和其他特殊要求。一般缸筒的长度最好不超过内径的20倍。另外，液压缸的结构尺寸还有最小导向长度H。最小导向长度H的确定。当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度H。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度(间隙引起的挠度)增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一最小导向长度。对于一般的液压缸，其最小导向长度应满足下式：H≥L/20+D/2式中：L为液压缸最大工作行程；D为缸筒内径。前料门油缸，代入数据，L/20+D/2=77.75mm，取H=80mm。缸筒长度LL=+B+A+C+(4.10)式中：为活塞的最大工作行程，=620mm；B(0.6-1)D，这里取B=50mm；A为导向套滑动面的长度，在D≤80mm时，取A=(0.6-1.0)D，在D＞80mm时取A=(0.6-1.0)d，因为D=80mm，综合考虑取A=50mm；C为隔套宽度，C由所需的最小导向长度决定，即C=H－()，这里C=30mm，为缸底厚度。采用隔套不仅能保证最小导向长度，还可以改善导向套及活塞的通用性。代入数据得：L=620+50+50+30+15=765mm同理得后料门、伸缩门，液压缸H≥L/20+D/2=100mm缸筒长度L，L=+B+A+C+式中：为活塞的最大工作行程，=1000mm；B(0.6-1)D，这里取B=70mm；A为导向套滑动面的长度，在D≤80mm时，取A=(0.6-1.0)D，在D＞80mm时取A=(0.6-1.0)d，因为D=100mm，综合考虑取A=50mm；C为隔套宽度，C由所需的最小导向长度决定，即C=H－()，这里C=40mm，为缸底厚度。代入数据得：L=1000+70+50+40+19=1179mm4.2.4缸筒壁厚计算根据机械设计手册，在螺旋机系统中，3.2≤D/δ＜16，故缸筒壁厚应用中等壁厚计算公式，此时：δ=(4.11)：材料许用拉应力，=，n为安全系数，取n=5，为材料抗拉强度，现选用材料为45号钢制造缸体，其=600MPa；D：缸筒内径，D=80mm；P:液压缸内最高工作压力，P=21MPa==600/5=120MPa前闸门油缸缸筒壁厚：δ=21×80/(2×120)=7mm，从安全性角度考虑，该值取8mm；得：Φ80+8×2=Φ96mm故前闸门油缸缸筒外圆D1=96mm.同理可得：后闸门油缸缸筒壁厚：δ=21×100/(2×120)=8.75mm，综合安全性与计算的考虑，该值取整数为9mm；故后闸门油缸缸筒外圆D2=Φ100+9×2=Φ118mm；伸缩门油缸缸筒壁厚：δ=21×100/(2×120)=8.75mm，综合安全性与计算的考虑，该值取整数为9mm；故伸缩门油缸缸筒外圆D3=Φ100+9×2=Φ118mm；4.2.5液压缸油口直径的计算液压缸油口直径应根据活塞最高运动速度v和油口最高液流速度v0而定，公式如下：(4.12)式中：－液压缸油口直径(m)－液压缸内径(m)－液压缸最大输出速度(m/min)－油口液流速度(m/min)，根据《机械设计手册》，取=0.7m/min前闸门最大输出速度=60mm/s;代入数据计算得：前闸门油缸口直径：=23.58mm；同理可得后闸门油缸口直径：=33.18mm；伸缩门油缸口直径：=16.59mm；4.2.6缸筒壁厚校核由于D/>10，以薄壁缸筒条件校核，按下式计算：δ≥(4.13)式中：[σ]=120MPaP：工作压力，P=21MPaD：油缸缸径，D=Φ80mm代入相应的数据，经计算得，前闸门、后闸门以及伸缩门的油缸缸筒的壁厚度均满足δ≥，因此该尺寸设计符合要求。4.2.7活塞杆直径校核计算根据SL41-93《水利水电工程启闭机设计规范》，活塞杆细比计算如下：≥(4.14)F—活塞杆上轴向最大作用力；—活塞杆材料许用应力；—空心活塞杆径，实心杆=0；经验算得：前闸门油缸活塞杆直径：d==0.0338m≈34mm，符合要求；后闸门油缸活塞杆直径：d==0.0418m=42mm，符合要求；伸缩门油缸活塞杆直径：d==0.0418m=42mm，符合要求；故该尺寸设计满足要求。4.2.8液压缸稳定性校核当活塞杆的计算长度≥10d时，若轴向压缩负载F超过临界值F时，会导致液压缸失去稳定，此时除去对活塞杆进行强度校核外，还应对活塞杆进行纵向稳定性校核。由以上数据可知，伸缩门油缸和后料门油缸需进行稳定性校核。纵向弯曲极限应力：当>时；=(4.15)当≤时=(4.16)式中：——纵向弯曲极限力，N；K——活塞杆横截面会装半径，K==，m；J——活塞杆横截面转动惯量，J=，；m——柔性系数，对钢m=85；——活塞杆计算长度，m；n——端点安装型式系数，两端固定n=4；E——材料弹性模量，对钢E=206GPa；——材料强度实验值，对钢≈490MPa；——系数，对钢=1/5000；因为==40，==170，所以=≈3561574N纵向弯曲强度验算≥(4.17)由于==825000N3561574N>825000N综上所述，液压缸稳定性合格。4.3螺旋输送机液压泵的设计计算由油缸规格及运行速度，可知当4支伸缩油缸共同伸出时系统要求的供油量最大。系统流量按此选取，其值为=60×4=60×4×0.19×0.79≈36L/min。(4.18)油泵最大工作流量=1.2×36=43.2L/min式中：为系统的泄漏系数，取1.2。为：同时动作的液压执行元件最大的总工作流量，为伸缩油缸速度，19mm/s；为油缸无杆腔面积.4.3.1油泵工作压力计算液压泵的出口压力必需满足系统工作压力（液压马达的额定压力），并考虑沿程压力流量损失和油泵的使用工作寿命等因素，液压系统油泵最高工作压力应满足：(4.19)其中：P=21MPa（油缸启动额定工作压力）（安全系数）（系统中沿程压力损失）故：=1.2×（21+0.5）=25.8MPa从安全角度与设计的计算角度考虑，将泵的额定压力取为28MPa。油泵的排量=K/=1.2×43200/1480≈35.1mL/r式中：——系统要求的最大供油量；——电机工作转速；K——系统的泄漏系数，取1.2。根据系统最大工作压力及所需流量，以及系统工作特性，选取一台型号为CY14-1B的柱塞泵。额定排量为36mL/r，额定压力为32MPa，额定转速为1500rmin，额定功率为40。4.3.2电机功率计算N=K×P/(4.20)其中：为电机效率取0.918。P为液压系统油泵出口压力，那么N=1.2×28×43.2/（60×0.918）≈26.35kw查阅机械设计师手册第六篇，配备一台Y225S-4型号的电机，转速n=1480r/min.电机功率为37kw，效率为91.8%。4.4液压系统性能验算4.4.1液压系统压力损失（1）沿程压力损失沿程压力损失，主要是液压缸快速运动时进油管路的损失。根据液压油泵的类型及系统压力，查阅机械设计师手册表4-1-4，选用40号机械油，其工作环境温度为18-50℃时，设定此管路长为12m，管内径0.015m，当液压缸前进时通过的流量为36L/min，正常运转后的粘度为=40×10m/s油在管路的实际流速===3.4m/s(4.21)Re===1275<2300(4.22)因为系统中采用是光滑的金属圆管，其临界雷诺数为2000-2300，而实际流动时的雷诺数为1275，小于2000-2300，则管中应为层流，则阻力系数：(4.23)介质的密度为ρ=918kg/m，则进油路上的沿程压力损失为:(4.24)求得沿程压力损失为:==272Pa(4.25)（2）局部压力损失液体流经如阀口、弯管、通流截面变化等局部阻力处所引起的压力损失。液流经过这些局部阻力处时，由于液流方向和流速均发生变化，在这里形成了旋涡，使液体的指点之间互相撞击，从而产生能量的损耗。局部压力损失包括管道安装和管接头的压力损失和通过液压阀的局部压力损失，前者视管道的具体结构而定，一般取沿程压力损失的10%，而后者与通过阀的流量大小有关，若阀的额定流量和额定压力损失为和，则当通过阀的流量为q时的阀的压力损失为为(4.26)从系统图中可以看出,从泵的出口到油缸的进油口,要经过单向节流阀、溢流阀、电磁换向阀、单向阀。设定单向阀的额定流量为60L/min，额定压力损失0.05MPa,电磁换向阀的额定流量为80L/min,额定压力损失为0.2MPa,单向节流阀的额定流量为140L/min,额定压力损失为0.3MPa。溢流阀的额定流量为100L/min,额定压力损失为0.3MPa。通过各阀的局部压力损失之和：==0.352MPa(4.27)（3）总的压力损失由上面的计算所得可求出：(4.28)=（0.000272+0.352）=0.352272MPa； 4.4.2液压系统的发热温升计算（1）计算液压系统的发热功率液压系统工作时，除执行元件驱动外载负荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使油温升高该系统中产生热量的元件主要有液压缸、液压泵、溢流阀和单向阀，散热的元件主要有油箱，系统经一段时间后，发热与散热会相等，即达到热平衡。液压系统的功率损失主要有以下几种形式：①液压泵的功率损失若系统的输入功率为，输出功率为，则单位时间的发热量为=-=(4.29)式中：为系统效率。若工作循环中有个工作阶段，应根据各阶段的发热量求出系统的平均发热量。若第个工作阶段时间为，则(4.30)式中：——第个工作阶段的输入功率；——第个工作阶段的输出功率；②液压执行元件的功率损失(4.31)式中：M——液压执行元件的数量——液压执行元件的输入功率(w)——液压执行元件的输入效率——第j个执行元件工作时间(s)③溢流阀的功率损失(4.32)式中：——溢流阀的调整压力(Mpa)；——经过溢流阀回油箱的流量()。④油液流经阀或管道的功率损失(4.33)式中：——通过阀或管路的压力损失(Mpa)；——通过阀或管路的流量()。由以上各种损失构成了整个系统的功率损失，即液压系统的发热功率(4.34)以上公式适用于回路比较简单的液压系统，对于复杂系统，由于功率损失的环节太多，一一计算较麻烦，通常用下式计算液压系统的发热功率(4.35)式中：——液压系统的总输入功率——液压系统输出的有效功率对于本系统来说,就是个工作循环中的泵的平均输入功率：=≈131.2KW(4.36)式中：——液压系统的总输入功率，——液压系统的第个阶段动力元件的工作压力；——液压系统的第个阶段的动力元件输入油液流量；——个工作周期；——液压系统第个阶段工作的动力元件的效率；=≈118.1KW(4.37)式中：——工作周期；n——液压系统的工作阶段、——液压系统的第个阶段液压马达的的输出转矩和转速－液压系统的第个阶段液压马达的工作时间、——液压缸外载荷及驱动此载荷的行程总的发热功率φ=—=131.2-118.9=12.3KW(4.38)4.4.3系统的散热和温升验算液压系统的散热途径有油箱表面和油管表面，在本系统中只考虑油箱表面的散热。假设通风良好，取导热率为为系统的温升φ(4.39)=≈35.14设环境温度=20，则热平衡温度为(4.40)=55.14由于油液温度较高，对系统的效率以及稳定性会带来不利的影响。因此除了油箱对油液的自然冷却外，还需要安装冷却器或者用专门的冷却回路来给系统降温。5螺旋输送机传动轴有限元分析校核5.1传动轴的建模与计算传动轴材质为40Cr，经车削制成。在此机构中，一方面他有传递扭矩作用，另一方面，他承担了土石的总重量，因此对其受力分析是有必要的。由于