《電牽引采煤機調(diào)高系統(tǒng)設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《電牽引采煤機調(diào)高系統(tǒng)設(shè)計（82頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文） 緒論 從上世紀(jì)八十年代開始，我國進入了采煤機發(fā)展的興旺時期，在廣泛吸取國外先進技術(shù)的同時，不斷實踐創(chuàng)新，銳意進取，重視采煤機成系列的開發(fā)，不斷擴大使用范圍，同時推廣使用無鏈牽引，使采煤機工作更平穩(wěn)，使用更安全。在九十年代，電牽引技術(shù)逐步成熟，多電機驅(qū)動橫向布置的總體結(jié)構(gòu)成為電牽引采煤機發(fā)展的主流，為提高生產(chǎn)效率立下了汗馬功勞。 隨著科技的進步，開發(fā)高產(chǎn)高效礦井綜合配套設(shè)備已成為我國煤炭科技發(fā)展的主流：大功率，大截深電牽引采煤機被廣泛的開發(fā)和使用，一些世界前沿的先進技術(shù)也被用到了采煤機的開發(fā)應(yīng)用中，如變頻調(diào)速技術(shù)，遠程監(jiān)控，無線遙控等等，

2、為更好的服務(wù)我國煤礦事業(yè)奠定了堅實的基礎(chǔ)。 我國煤礦采掘機械化的提高，大量的新技術(shù)、新裝備不斷投入到煤炭生產(chǎn)當(dāng)中，使煤礦生產(chǎn)能力和技術(shù)裝備水平得到長足發(fā)展。我國是產(chǎn)煤大國，煤炭也是我國最主要的能源，是保證我國國民經(jīng)濟迅速增長的重要物質(zhì)基礎(chǔ)。煤炭工業(yè)的機械化是指采掘、支護、運輸、提升的機械化。其中采掘包括采煤和掘進巷道。隨著采煤機械化的發(fā)展，采煤機是現(xiàn)代最主要的采煤機械。 目前電牽引采煤機的技術(shù)特點及發(fā)展趨勢 1）電牽引采煤機已成為國內(nèi)采煤機的研究重點 國內(nèi)從90年代初已逐步停止研究開發(fā)液壓牽引采煤機，將研究重點轉(zhuǎn)向電牽引采煤機；電牽引替代液壓牽引，交流調(diào)速代替直流調(diào)速已成為國內(nèi)采煤機

3、的發(fā)展方向。 2）裝機功率不斷增加 為了滿足高產(chǎn)高效綜采工作面快速割煤機的高強度、高性能需要。不論是厚、中厚煤層還是蒲煤層采煤機。其裝機功率（包括截割功率和牽引功率）均在不斷加大，最大已達1200kw。 3）牽引速度和牽引不斷增大 電牽引采煤機最大牽引速度已達14.5m/min。牽引力已普遍增大到450~600kN。 4）電機橫向布置總體結(jié)構(gòu)發(fā)展迅速 近年來，我國基本停止了截割電機縱向布置采煤機的研制，新研制的采煤機中已廣泛采用了多電機驅(qū)動橫向布置的總體結(jié)構(gòu)。 5）進一步發(fā)展中高壓供電系統(tǒng) 隨著采煤機裝機功率和截割電機功率的大幅度提高，為減少輸電線路損耗，提高供電質(zhì)量和電機工作

4、性能。在中高電壓供電系統(tǒng)及設(shè)備研究方面進行了大量工作。1000kW左右的電牽引采煤機已采用3300V供電系統(tǒng)及設(shè)備。 6）控制系統(tǒng)日趨完善 采煤機電氣控制功能逐步齊全，可靠性不斷提高，在通用性、互換性和集成化等方面有較大進步，開發(fā)了可靠的防爆全中文界面的PLC控制系統(tǒng)。實現(xiàn)了運行狀態(tài)的監(jiān)控、監(jiān)測功能，以及故障記憶和診斷功能。 7）滾筒截深不斷增大 目前已由630mm增至800mm~1000mm。 8）采煤機的可靠性將成為國產(chǎn)采煤機越來越重要的性能指標(biāo) 通過上述可知，提高交流電牽引采煤機的可靠性、安全性、可維護性、自動性程度及設(shè)備的可利用率，為實現(xiàn)順槽以及地面控制奠定良好的技術(shù)基礎(chǔ)，

5、使我國電牽引采煤機研制技術(shù)達到國際先進水平，為我國雙高綜采工作面和雙高礦井的建設(shè)，提供技術(shù)先進、性能可靠的滾筒采煤機。 目前電牽引采煤機搖臂的特點 1）整個系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，安裝和維修方便。 2）搖臂殼體短小精悍，外形簡潔美觀，關(guān)鍵承載部位，設(shè)計合理，工藝性好。 3）搖臂采用強力冷卻裝置，冷卻管全部置于高速傳動部位，冷卻效果好，所有管路均有護板保護，安全可靠。 4）搖臂電機護罩，側(cè)護板，頂護板設(shè)計簡單適用，布置整齊美觀。 5）改進了滾筒座的支撐連接方式，使?jié)L筒座受力合理，解決了掉滾筒問題。 6）搖臂截割功率大，可達200W，傳動系統(tǒng)中零件的強度均按250W功率設(shè)計，安全系數(shù)大，可靠性

6、好，以滿足不同用戶需求 設(shè)計的主要內(nèi)容及意義 電牽引采煤機，采用多電機驅(qū)動橫向布置形式，截割搖臂用銷軸與牽引部聯(lián)接，左、右牽引部及中間箱，采用高強度液壓螺栓聯(lián)接。在牽引減速箱內(nèi)橫向裝有開關(guān)磁阻電機，通過牽引機構(gòu)為采煤機提供520KN的牽引力，中間控制箱中裝有調(diào)高泵站，電控、變壓器、水閥，每個主要部件可以從老塘側(cè)抽出，易維修，易更換。調(diào)高油缸是采煤機一個很重要的部件，是液壓油缸。調(diào)高油缸由油缸底座、液壓鎖、活塞、油缸缸體、導(dǎo)向套及活塞桿６個部分組成。根據(jù)搖臂擺角的大小確定油缸的行程，根據(jù)油缸前后連接位置確定油缸的最大長度好最小長度，根據(jù)工作中需要的推力及液壓系統(tǒng)的額定壓力缸徑及活塞桿直徑、前

7、后銷軸直徑等。設(shè)計的主演內(nèi)容包括設(shè)計的目的及意義、采煤機搖臂傳動系統(tǒng)的主要組成部分。 采煤機搖臂調(diào)高系統(tǒng)主要通過采煤機底托架的調(diào)高油箱和推拉調(diào)高小搖臂用來升降搖臂。其中調(diào)高油箱是主要的動力系統(tǒng)，采煤機搖臂，調(diào)高小搖臂等是主要傳動系統(tǒng)。通過調(diào)高油箱傳遞動力，使搖臂實現(xiàn)擺動。實現(xiàn)預(yù)期結(jié)果是使電牽引采煤機實現(xiàn)向上32°擺動，向下11.5°擺動。 在綜合參考了國內(nèi)外各種適于中薄煤層開采的采煤機的基礎(chǔ)上，對其搖臂部分的細(xì)致分析，研究設(shè)計出更加靈活的采煤機搖臂傳動系統(tǒng)。 1.主要技術(shù)參數(shù)及液壓系統(tǒng)調(diào)高的優(yōu)缺點： 1.1主要參數(shù)選定： 采煤機搖臂擺角 向上32° ，向

8、下11.5° 采煤機搖臂長 2160mm 采煤機滾筒質(zhì)量 1000kg 采煤機搖臂質(zhì)量 2000kg 采煤機工作負(fù)載 20000N 采煤機工作壓力 40MPa 1.2液壓系統(tǒng)調(diào)高的優(yōu)、缺點： 1.2.1液壓傳動的優(yōu)點： 1）單位功率的重量輕，即在相同功率輸出的條件下，體積小、重量輕、慣性小、結(jié)構(gòu)緊湊、動態(tài)特性好。 2）可實現(xiàn)較大范圍的無級調(diào)速，獲得很大的力和轉(zhuǎn)矩容易。 3）工作平穩(wěn)、沖擊小、能快速的啟動、制動和頻繁換向。 4）操作方便，調(diào)節(jié)簡單，易于實現(xiàn)自動化可實現(xiàn)過載保護，安全性好。 5）液壓元件以實現(xiàn)了標(biāo)準(zhǔn)化、系列化和通用

9、化，便于液壓系統(tǒng)的設(shè)計、制造和使用。 1.2.2液壓傳動的缺點： 1）液壓系統(tǒng)中存在著泄漏、油液的可壓縮性等，這些都影響運動的傳遞的準(zhǔn)確性，不宜用于對傳動比要求精確地場合。 2）液壓油對溫度敏感，因此它的性能會隨溫度的變化而改變。因此，不宜用于問短變化范圍大的場合。 3）工作過程中存在多的能量損失，液壓傳動的效率不高，不宜用于遠距離傳送。 4）液壓元件的制造精度要求較高，制造成本大，故液壓系統(tǒng)的故障較難診斷排除。 綜上，電牽引采煤機搖臂傳動選擇液壓系統(tǒng)調(diào)高使結(jié)構(gòu)簡單，靈活。故選擇液壓系統(tǒng)調(diào)高。 2

10、．液壓缸主要幾何尺寸的計算 圖2-1 Fig.2-1 上圖2-1中個主要符號的意義： —— 液壓缸工作腔的壓力（Pa） —— 液壓缸回油腔的壓力（Pa） A1——液壓缸無桿腔工作面積 A2——液壓缸有桿腔工作面積 D——液壓缸內(nèi)徑 d——活塞桿直徑 F1 —— 液壓缸推力 （N） 2.1液壓缸內(nèi)徑D的計算 根據(jù)載荷力的大小和選定的系統(tǒng)壓力來計算液壓缸內(nèi)徑D 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d可根據(jù)最大總負(fù)載和選取的工作壓力來定，對單桿缸而言，無桿腔進油并不考慮機械效率時， ? ????? （

11、2-1） 有桿腔進油并不考慮機械效率時， ???????? （2-2） 一般情況下，選取回油背壓 ，這時，上面兩式便可簡化，即無桿腔進油時 ???????????? （2-3） 有桿腔進油時： ??????????? （2-4） 設(shè)計調(diào)高油箱為無桿腔進油。 所以，=179.79mm 圓整取D = 180mm 即缸內(nèi)徑可以取為180mm。 2.2活塞桿直徑d的計算 活塞桿直徑d的計算，通常根據(jù)速度比的要求來計算活塞桿直徑d。

12、 （2-5） 式中 D——液壓缸內(nèi)徑 d——活塞桿直徑 ——速度比 = = （2-6） V1——活塞桿伸出的速度 V2——活塞桿縮入的速度 液壓缸的往復(fù)運動速度比，一般有2、1.46、1.33、1.25、和1.15等幾種。下表2-1給出了不同速度比時活塞桿直徑d和液壓缸內(nèi)徑D的關(guān)系。

13、 表2-1 d和D的關(guān)系 Tab.2-1 the relation between d and D 1.15 1.25 1.33 1.46 2 d 0.36D 0.45D 0.5D 0.56D 0.71D 式中的桿徑d可根據(jù)工作壓力選取，見表2-2；??

14、???????? 表2-2 液壓缸工作壓力與活塞桿直徑 Tab.2-1 Hydraulic cylinder working pressure and Piston rod diameter 液壓缸工作壓力P（MPa） ￡5 5~7 >7 推薦活塞桿直徑d (0.5~0.55)D (0.6~0.7)D 0.7D 表2-3 液壓缸往復(fù)速度比推薦值 表2-3 φ 和 P 的關(guān)系 Tab.2-3 the relation betweenφand P 液壓缸工作壓力P（MPa） ￡≤10 1.25~20 >>20 往復(fù)速度比φ 1.33 1.46~2 2

15、 當(dāng)液壓缸的往復(fù)速度比有一定要求時，由于速度比φ= 2 ，d=0.71,D = 127.8 計算所得的活塞桿直徑應(yīng)圓整為標(biāo)準(zhǔn)系列。 所以，取 d = 128 mm 活塞桿直徑為128mm。 2.3液壓缸行程s的確定 調(diào)高油箱位于牽引部底部，兩端分別與牽引部和截割部鉸接。通過活塞桿的伸縮，實現(xiàn)搖臂的擺動。液壓缸行程s ,直接影響采煤機搖臂的擺動范圍，進而影響采煤機的采高。 設(shè)計參數(shù)（搖臂擺角范圍）：上32°，下11.5° 圖2-2 Fig.2-2 設(shè)計分析實例的已知數(shù)據(jù)如下： 圖2-2中： Hmax —— 最大采高,3.0m

16、 Ho —— 臥底量,1.45m L1 —— 搖臂長度,2.160m L2 —— 前銷釘?shù)綋u臂拐角距離，0.65m F —— 采煤機牽引力，406KN Vq—— 牽引速度，4m/min a—— 滾筒調(diào)到最低位置時調(diào)高小搖臂與鉛垂線的夾角（5°） L3 —— 搖臂回轉(zhuǎn)中心到調(diào)高油箱后鉸接點的距離，0.64m G1 —— 滾筒質(zhì)量，1000kg G2 —— 搖臂質(zhì)量，2000kg —— 滾筒位置角，（變化范圍由 ~ ） 其中 = 90°- 32°

17、=58° = 90°+ 11.5°=101.5° 由上圖2-2可求出理論最小行程： S=- （2-7） 式中 =270° - - = 90° - 得，S =0.2732m 液壓缸行程s，主要依據(jù)機構(gòu)的運動要求而定。但為了簡化工業(yè)工藝成本，應(yīng)盡量采用下表2-4給出的標(biāo)準(zhǔn)系列值 。 表2-4液壓缸活塞行程第一系列 （mm） Tab.4-2The first series of hydraulic cylinder pi

18、ston stroke 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000 所以液壓缸行程S確定為320mm。 3液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 3.1缸筒的結(jié)構(gòu) 3.1.1缸筒結(jié)構(gòu)的選擇 缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關(guān)。主要連接形式有法蘭連接、螺紋連接、半環(huán)連接。 a法蘭連接 優(yōu)點：(1)結(jié)構(gòu)簡單、成本低(2)容易加工、便于裝拆(3)強度較大、能承受高壓 缺點：(1

19、)徑向尺寸較大(2)重量比螺紋連接的大(3)用鋼管焊上法蘭、工藝過 程復(fù)雜些 b螺紋連接 優(yōu)點：(1)外形尺寸小(2)重量較輕 缺點：(1)端部結(jié)構(gòu)復(fù)雜、工藝要求較高(2)裝拆時需用專用工具(3)擰端蓋時 易損壞密封圈 c 半環(huán)連接 優(yōu)點：(1)結(jié)構(gòu)較簡單(2)加工裝配方便 缺點：(1)外形尺寸大(2)缸筒開槽，削弱了強度，需增加缸筒厚度。 比較各連接形式，本設(shè)計中缸體端部連接選半環(huán)型式 3.1.2缸筒主要技術(shù)要求： 1）有足夠的強度，能長期承受最高工作壓力及短期動態(tài)實驗壓力而不致產(chǎn)生永久性變形； 2）有足夠的剛度，能承受活塞閥向力和安裝的反作用力而不致于產(chǎn)生彎曲；

20、 3）內(nèi)表面與活塞密封件及導(dǎo)向環(huán)的摩擦力作用下，能長期工作而磨損少，有高的幾何精度，足以保證活塞密封件的密封性； 4）有幾種結(jié)構(gòu)的鋼筒還要求有良好的可焊性，以便在焊上法蘭或管接頭后不致于產(chǎn)生裂紋或過大的變形。 此缸筒采用無縫鋼管制成，用45號鋼調(diào)質(zhì)。液壓缸內(nèi)圓柱表面粗糙度為R 0.2~0.4um。為不損傷活塞和缸蓋上的密封圈，此缸筒在入口處及有密封圈滑過的孔槽口，均應(yīng)作成 的坡口。 3.2活塞桿導(dǎo)向部分的結(jié)構(gòu) 活塞桿導(dǎo)向部分的結(jié)構(gòu)，包括活塞桿與端蓋、導(dǎo)向套的結(jié)構(gòu)，以及密封、防塵和鎖緊裝置等。導(dǎo)向套的結(jié)構(gòu)可以做成端蓋整體式直接導(dǎo)向，也可做成與端蓋分開的導(dǎo)向套結(jié)構(gòu)。后者導(dǎo)向套磨損

21、后便于更換，所以應(yīng)用較普遍。導(dǎo)向套的位置可安裝在密封圈的內(nèi)側(cè)，也可以裝在外側(cè)。工程機械中一般采用裝在內(nèi)側(cè)的結(jié)構(gòu)，有利于導(dǎo)向套的潤滑；而油壓機常采用裝在外側(cè)的結(jié)構(gòu)，在高壓下工作時，使密封圈有足夠的油壓將唇邊張開，以提高密封性能。 a 端蓋直接導(dǎo)向：(1)端蓋與活塞桿直接接觸導(dǎo)向，結(jié)構(gòu)簡單，但磨損后只能更換整個缸蓋(2)蓋與桿的密封常用O型，Y型等密封圈(3)防塵圈用無骨架的防塵圈。 b 導(dǎo)向套導(dǎo)向： (1)導(dǎo)向套與活塞桿接觸支承導(dǎo)向，磨損后便于更換，導(dǎo)向套也可用耐磨材料(2)蓋與桿的密封常用Y型等密封裝置。密封可靠適用于中高壓液壓缸(3)防塵方式常用J型或三角形防塵裝置。 由于密封圈

22、的是選用O形圈的密封類型，導(dǎo)向套磨損后便于更換，因此本設(shè)計選用與端蓋分開的導(dǎo)向套結(jié)構(gòu)。 3.3活塞及活塞桿處密封圈的選用 活塞及活塞桿處的密封圈的選用，根據(jù)密封的部位、使用的壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選擇不同類型的密封圈。常用的密封圈類型有O形圈、Y形圈、V型和活塞環(huán)。 O形圈的結(jié)構(gòu)簡單，密封性好，安裝空間小，摩擦力小，易于制造，所以應(yīng)用較廣，但運動速度不能太大。 Y形圈適用于壓力在20MPa以下、往返速度較高的液壓缸，密封性能可靠。 V形圈耐高壓性能好，耐久性也好，缺點是安裝空間大，調(diào)整困難，摩擦阻力大，只適用于運動速度較低的液壓缸。 活塞環(huán)壽命長，不容易損壞，常常用在不便

23、于拆卸的液壓缸中，缺點是泄漏較大，必須成組使用，加工工藝比較復(fù)雜，所以成本較高。 圖3-1 O形圈示意圖 Fig.3-1 schematic diagram of o-line ring 由于本設(shè)計中液壓缸的工作壓力為5MPa，速度范圍<0.5m/s，因此選用缸體與缸蓋的密封形式選用O形圈的密封形式（如圖3-2）。 3.4液壓缸的緩沖裝置 常用的緩沖裝置結(jié)構(gòu)有： 1）環(huán)狀間隙式節(jié)流緩沖裝置，它適用于運動慣性不大、運動速度不高的液壓系統(tǒng)。 2）三角槽式節(jié)流緩沖裝置，它是利用被封閉液體的節(jié)流產(chǎn)生的液壓阻力來緩沖的。 3）可調(diào)節(jié)流緩沖裝置，它調(diào)節(jié)針形節(jié)流閥的流通面積，就可

24、改變緩沖作用的強弱和效果。 本設(shè)計中的液壓缸運動慣性不大、速度也不高，因此選用圓柱形環(huán)狀間隙式節(jié)流緩沖裝置。 3.5缸筒材料的選取及強度給定 1）缸筒的材料 部分材料的機械性能如下表3-1： 表3-1材料的機械性能 Tab.3-1 mechanical character of materiale 材 料 ≥/MPa ≥/MPa ≥/% 缸筒 常用 無縫 鋼管 材料 機械 性能 20 120 250 25 30 500 300 18 35 540 320 17 45

25、 610 360 14 15MnVn 750 500 26 27SiMn 1000 850 12 30CrMo 950 800 12 35CrMo 1000 850 12 本次設(shè)計選取45號鋼 從表中可以得到： 缸筒材料的屈服強度=360MP； 缸筒材料的抗拉強度=610MP； 現(xiàn)在利用屈服強度來引申出： 缸筒材料的許用應(yīng)力[]=100MPa (一般45鋼無縫鋼管：） 2）缸筒的加工要求 缸筒內(nèi)徑D采用H7級配合，表面粗糙度為0.16，需要進行研磨； 熱處理：調(diào)制，HB240； 缸筒內(nèi)徑D的圓度、錐度、圓柱度不大于內(nèi)徑公差之半；

26、 剛通直線度不大于0.03mm； 油口的孔口及排氣口必須有倒角，不能有飛邊、毛刺； 在缸內(nèi)表面鍍鉻，外表面刷防腐油漆。 3.6活塞 1)活塞的材料 液壓缸活塞常用的材料為耐磨鑄鐵、灰鑄鐵、鋼及鋁合金等。 該設(shè)計選擇45鋼。 2)活塞與活塞桿的聯(lián)接方式 活塞桿與活塞的連接結(jié)構(gòu)有幾種常用的形式，分整體式結(jié)構(gòu)和組合式結(jié)構(gòu)。 組合式結(jié)構(gòu)又分螺紋連接、半環(huán)連接和錐銷連接。 a 整體式結(jié)構(gòu)：結(jié)構(gòu)簡單，適用于工作壓力較大，而活塞直徑又較小的情況 b 螺紋連接：常用的聯(lián)接方式。結(jié)構(gòu)簡單，在振動的工作條件下容易松動，必須用鎖緊裝置。應(yīng)用較多，如組合機床與工程機械上的液壓缸。 c 半環(huán)連接

27、：結(jié)構(gòu)簡單，裝拆方便，不易松動，但會出現(xiàn)軸向間隙。多應(yīng)用在壓力高、負(fù)荷大、有振動的場合 d 錐銷連接：結(jié)構(gòu)可靠，用錐銷連接銷孔必須配鉸，銷釘連接后必須鎖緊，多用于負(fù)荷較小的場合。 由于本設(shè)計是采煤機搖臂用的液壓缸，根據(jù)螺紋連接多用于組合機床的敘述，選用螺紋連接的活塞桿與活塞的連接結(jié)構(gòu)。 3)活塞與缸體的密封結(jié)構(gòu) 活塞與缸體之間既有相對運動，又需要使液壓缸兩腔之間不漏油，因此在結(jié)構(gòu)之上應(yīng)慎重考慮，選擇鼓型密封圈密封。 3.7活塞桿 （1） 活塞桿端部結(jié)構(gòu) 可分為外螺紋，內(nèi)螺紋，單耳環(huán)，雙耳環(huán)，球頭，銷軸，柱銷，錐銷，法蘭等。 但考慮到活塞與活塞桿要定不動： 1)桿的端部需用螺

28、栓擰緊； 2)活塞桿與活塞采用螺紋連接： 所以活塞桿端部采用外螺紋，一側(cè)有銷軸式活塞桿，且端部需帶襯套。 （2） 活塞桿結(jié)構(gòu) 活塞桿有實心桿和空心桿兩種?？招臈U的一端要留出焊接和熱處理時用的通氣孔。本設(shè)計采用空心桿，內(nèi)置輸油管路。 （3） 活塞桿精度的選取 1)活塞桿 和 的圓度公差值，按9，10，11級精度選擇 2)活塞桿d的圓柱度公差值，應(yīng)按８級精度選取。 3)活塞桿 的徑向跳動公差值應(yīng)為0.04mm. 4)端面Ｔ的垂直度公差值，則應(yīng)按７級精度選取。 5)活塞桿上的螺紋，一般應(yīng)按７級精度選取。 6)活塞桿上聯(lián)接銷孔時，該孔按Ｈ11級加工，該孔軸線與活塞桿軸

29、線的垂直度公差值，按６級精度選取。 7)活塞桿上工作表面的粗糙度為 ，必要時，可以鍍鉻處理。 （4） 材料選擇 空心活塞桿材料為35、45無縫鋼管； 4液壓缸的參數(shù)設(shè)計 液壓缸的結(jié)構(gòu)參數(shù)，主要包括缸筒壁厚，油口直徑，缸底厚度，缸頭厚度等。 4.1液壓缸的效率 油缸的效率由以下三種效率組成： a.機械效率，由各運動件摩擦損失所造成，在額定壓力下，通?？扇?0.9。 b.容積效率，由各封密件泄露所造成，通常容積效率為： 裝彈性體密封圈時 =1 裝活塞環(huán)時 =0.98 c.作用力效率 ，由出口背

30、壓所產(chǎn)生的反作用力而造成。 所以?。? =0.9 =0.98 =0.9 =.. （4-1） 所以總效率為0.7938。 4.2缸筒壁厚的計算 液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。液壓缸的壁厚一般指缸筒結(jié)構(gòu)中最薄處的厚度。從材料力學(xué)可知，承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應(yīng)力分布規(guī)律應(yīng)壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。 液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。工程機械的液壓缸，一般是用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結(jié)構(gòu)，其壁厚按薄壁圓筒公式計算

31、 （4-2） 式中: ——液壓缸壁厚(m)； ——液壓缸內(nèi)徑(m)； ——試驗壓力，取最大工作壓力的1.5倍（MPa）； ——缸筒材料的許用應(yīng)力。無縫鋼管。 但是，由于電牽引采煤機調(diào)高系統(tǒng)壓力較大，所以應(yīng)按中等壁厚計算。 當(dāng)3.2≤<16時，液壓缸缸筒屬于中等壁厚，此時 = + c （4-3） 式中: —

32、—強度系數(shù)，對于無縫鋼管，= 1： C—— 計入壁厚公差及腐蝕的附加厚度，通常圓整到標(biāo)準(zhǔn)厚度值。 計算得 = 24.46mm 圓整取 = 25mm 由此可知缸體外徑為： = D + 2 =230（mm） 4.3液壓缸油口直徑的計算 液壓缸油口直徑應(yīng)根據(jù)活塞最高運動速度v和油口最高流速而定 d= 0.13D （4-4） 式中: d—— 液壓缸油口直徑（m） D —— 液壓缸內(nèi)徑（180mm） —— 液壓缸最大輸出速度（4m

33、/min） —— 油口液流速度（4.5m/min） 所以，有公式得 d= 0.13*0.18=0.02206 m 取d=0.022m 4.4缸底厚度計算 平形缸底，當(dāng)缸底無油孔時 h =0.433D （4-5） 式中: h —— 缸底厚度（m） D —— 液壓缸內(nèi)徑 p —— 試驗壓力（一般取最大工作壓力的(1.25~1.5)倍） () —— 缸底材料45鋼無縫鋼管的許用應(yīng)力（無縫鋼管：） 所以，有公式得

34、 h =0.433D=0.025 m 4.5最小導(dǎo)向長度的確定 當(dāng)活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到缸蓋滑動支承面中點的距離H稱為最小導(dǎo)向長度。如果導(dǎo)向長度過小，將使液壓缸的初始撓度（間隙引起的撓度）增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此設(shè)計時必須保證有一定的最小導(dǎo)向長度。 對一般的液壓缸，最小導(dǎo)向長度H應(yīng)滿足以下要求： 設(shè) 計 計 算 過 程 （4-6） 式中 L——液壓缸的最大行程； D——液壓缸的內(nèi)徑。 活塞的寬度B一般取B=(0.6~10)D；缸蓋滑動支承面的長度，

35、根據(jù)液壓缸內(nèi)徑D而定； 當(dāng)D<80mm時，??； 當(dāng)D>80mm時，取。 為保證最小導(dǎo)向長度H，若過分增大和B都是不適宜的，必要時可在缸蓋與活塞之間增加一隔套K來增加H的值。隔套的長度C由需要的最小導(dǎo)向長度H決定，即 （4-7） 滑臺液壓缸： 最小導(dǎo)向長度：H≥=106mm 取 H=106mm 活塞寬度：B=0.6D=108mm 缸蓋滑動支承面長度： =0.7d=0.7*128=89.6mm 隔套長度：C=106-1/2（89.6+126）=-0.2 所以無隔套。 液壓缸缸體內(nèi)部

36、長度應(yīng)等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應(yīng)大于內(nèi)徑的20~30倍。 液壓缸： 缸體內(nèi)部長度L=B+s=126+320=446mm 當(dāng)液壓缸支承長度LB(10-15)d時，需考慮活塞桿彎度穩(wěn)定性并進行計算。 4.6液壓缸流量的計算 液壓缸流量根據(jù)下式計算 1） 當(dāng)活塞外推時： =(m/s) （4-8） 式中 A——活塞無桿側(cè)有效面積 ——活塞平均速度 設(shè)計要求中給定了活塞的平均速度： =3m/min 而活塞的面積： ==0.025

37、 容積效率：=0.98 根據(jù)式4-8得到活塞桿外推時的流量： =76.5L/min 2） 當(dāng)活塞內(nèi)拉時： =(m/s) （4-9） 式中 A——活塞有桿側(cè)有效面積 ——活塞平均速度 設(shè)計要求中給定了活塞的平均速度： =3.5m/min 而活塞的面積： =-× π/4=0.012 容積效率：=0.98 根據(jù)式4-9得到活塞桿外推時的流量： =42.8L/min 由于設(shè)計中選擇活塞內(nèi)拉時計算液壓缸流量，所以實際流量取42.8L/min. 理論流量取42

38、L/min. 5.關(guān)鍵部件校核 5.1活塞桿強度的驗算 活塞桿端部的負(fù)載連接點與與液壓缸支撐之間的距離為，如果： 10d（顯然這個是成立的） 就用下式計算活塞桿強度： （m） (5-1) 式中 F——液壓缸的最大推力（或拉力） ——材料的屈服強度（MPa） n ——安全系數(shù)（一般取2~4） d ——活塞桿直徑（m） 實際上式中的/n 就是材料的許用應(yīng)力，之前已經(jīng)給出了45號鋼無縫鋼管的許用應(yīng)力為： []=100MPa 最大推力F=30162N

39、于是根據(jù)式5-1得到活塞桿的直徑： d23mm 可知強度符合要求。 5.2缸筒壁厚的驗算 額定工作壓力應(yīng)低于一定極限值以保證工作安全。 下面從以下三個方面進行缸筒壁厚的驗算： 液壓缸的額定壓力值應(yīng)低于一定的極限值，保證工作安全： (MPa) （5-2） 根據(jù)式5-2得到： 26.44MP 顯然，額定油壓P=16MP，滿足條件； 為了避免缸筒在工作時發(fā)生塑性變形，液壓缸的額定壓力值應(yīng)與塑性變形壓力有一定的比例范圍： （0.35~0.42） （MPa） (5-3) 2.3log （M

40、Pa） (5-4) 先根據(jù)式5—4得到： =42.35MP 再將得到結(jié)果帶入5—3得到： 16.94MP 顯然，額定油壓P=16MP，滿足條件； 為了確保液壓缸安全的使用，缸筒的爆裂壓力應(yīng)大于耐壓試驗壓力： =2.3log （MPa） (5-5) 因為=610MP已經(jīng)在選擇缸筒材料的時候給出，根據(jù)式5-5得到： =71.77MPa 至于耐壓試驗壓力應(yīng)為： =1.5P=6MPa 依據(jù)為： 耐壓試驗壓力，是液壓缸在檢查質(zhì)量時需承受的試驗壓力。在規(guī)定時間內(nèi)，液壓缸在此壓力下，全部零

41、件不得有破壞或永久性變形等異?，F(xiàn)象。 各國規(guī)范多數(shù)規(guī)定為： 當(dāng)額定壓力16MPa時， =1.5（MPa） （5-6） 因為爆裂壓力遠大于耐壓試驗壓力，所以完全滿足條件。 以上所用公式中各量的意義解釋如下： 式中 D——缸筒內(nèi)徑（m） ——缸筒外徑（m） ——液壓缸的額定壓力（MPa） ——缸筒發(fā)生完全塑性變形的壓力（MPa） ——液壓缸耐壓試驗壓力（MPa） ——缸筒的發(fā)生爆裂時壓力（MPa） ——缸筒材料的抗拉強度（MPa） ——缸

42、筒材料的屈服強度（MPa） E——缸筒材料的彈性模數(shù) （MPa） ——缸筒材料的泊桑系數(shù)（鋼材：=0.3） 5.3活塞桿彎矩穩(wěn)定性驗算 當(dāng)液壓缸支撐長度(10~15)d時，需驗算活塞桿彎曲穩(wěn)定性。液壓缸彎曲示意圖如圖5-1。 圖5-1 Fig. 5-1 若受力完全在軸線上主要是按下式驗證： / = N （5-7） 式中 ==1.80 MPa 圓截面： I==0.049 m 圖5-2 Fig.5-2 圖中以m計 ——活塞桿彎曲

43、失穩(wěn)臨屆壓縮力（N） ——安全系數(shù)，通常取=3.5~6 K——液壓缸安裝及導(dǎo)向系數(shù) E——實際彈性模數(shù) a——材料組織缺陷系數(shù)，鋼材一般取a=1/12 b——活塞桿截面不均勻系數(shù)，一般取b=1/13 E——材料的彈性模數(shù)（MPa）鋼材E=2.10 I——活塞桿橫截面慣性矩（m） 先計算活塞桿截面的慣性矩 I=481890.304 油缸支撐長度=1630mm 導(dǎo)向系數(shù)根據(jù)安裝方式選擇，如圖5-3第二格所示： 功能 示意圖 K值 剛性固定，有導(dǎo)向 1 前耳環(huán)，有導(dǎo)向 1.5 支撐，無導(dǎo)向 4

44、 圖5-3 Fig.5-3 因此安裝導(dǎo)向系數(shù)K=1.5 將以上各量帶入公式中得到活塞桿失穩(wěn)力： =3.028N 選取安全系數(shù)=5 得到最大承載力的判別式 F/=6N 顯然這是符合要求的，因為最大工作壓力是3N，而額定工作壓力只有1N。 6.調(diào)高系統(tǒng)設(shè)計 6.1明確調(diào)高系統(tǒng)的設(shè)計要求 設(shè)計液壓系統(tǒng)時，首先要明確設(shè)計依據(jù)和要求，滿足主機所需的運動和性能。 （1） 電牽引采煤機調(diào)高液壓系統(tǒng)主要用于電牽引采煤機搖臂的調(diào)高； （2） 液壓桿伸縮行程由以上計算求得為320mm； （3） 電牽引采煤機搖臂設(shè)計擺角擺動范圍是+32°~ -11.5°

45、； （4） 調(diào)高油箱在液壓鎖的作用下，可以自行封閉兩腔，將搖臂鎖定在調(diào)定的位置； （5） 搖臂的擺動運動要平穩(wěn)，不應(yīng)有沖擊。 6.2系統(tǒng)工況分析 工況分析的目的是明確主機在工作過程中執(zhí)行機構(gòu)的運動速度和負(fù)載大小及變化規(guī)律，這是滿足主機規(guī)定的動作要求和承載能力所具備的。工況分析提供性能方面的明確要求。調(diào)高油箱通過液壓桿的伸縮，實現(xiàn)搖臂的擺動，所以它需要支撐起整個截割部的重量，而且還要受到滾筒采煤時受到的反作用力。液壓桿伸出時，由于設(shè)計行程大于工作行程，受到的作用了小，伸出速度快。當(dāng)執(zhí)行元件開始受力時，將實現(xiàn)搖臂在任意位置鎖定，以實現(xiàn)在設(shè)計采高內(nèi)，采煤機實現(xiàn)采煤。當(dāng)液壓桿收縮時，受力較小，

46、可以速度稍快一些。 6.3運動分析 主機的執(zhí)行元件按工藝要求的運動情況，一般用工作循環(huán)圖和速度圖來表示。兩張圖確切給出了一個完整的工作循環(huán)內(nèi)執(zhí)行元件的運動規(guī)律。圖為6-1調(diào)高油箱的工作循環(huán)圖，圖為6-2則是完成這一循環(huán)的速度曲線，圖6-3是整個過程中負(fù)載循環(huán)圖。 6.4負(fù)載分析 執(zhí)行元件在工作循環(huán)中各階段所克服的負(fù)載，其大小和性質(zhì)用圖表示出來，即為負(fù)載循環(huán)圖，它負(fù)載變化規(guī)律。 作直線往復(fù)運動的液壓缸，克服的外負(fù)載力主要有：工作負(fù)載F，摩擦負(fù)載， 圖6-1 Fig.6-1 圖6-2速度循環(huán)圖

47、 Fig.6-2 Speed ??Circular Chart 圖6-3負(fù)載循環(huán)圖 Fig.6-3 duty cycle map 慣性負(fù)載。 首先根據(jù)已知條件，繪制運動部件的速度循環(huán)圖，如圖6-1所示。然后計算個階段的外負(fù)載并繪制負(fù)載圖。 （6-1） 式中 ——工作負(fù)載，對于調(diào)高油箱來說，即為沿活塞運動方向的切削力，在本設(shè)計中 ； ——運動部件速度變化時的慣性負(fù)載； ——導(dǎo)軌摩擦阻力負(fù)載，啟動時

48、為靜摩擦阻力，啟動后為動摩擦阻力，對于平導(dǎo)軌可由下式求得 ——運動部件重力； ——垂直于導(dǎo)軌的工作負(fù)載，本設(shè)計中為零； ——導(dǎo)軌摩擦系數(shù)，在本設(shè)計中去靜摩擦系數(shù)為0.2，動摩擦系數(shù)為0.1則求得 =0.2(1000+2000)9.8=5880N =0.1(1000+2000)9.8=2940N

49、上式中為靜摩擦阻力，為動摩擦阻力。 式中 ——重力加速度 ——加速或減速時間，一般； ——時間內(nèi)的速度變化量。 在本設(shè)計中 =N=15306N 根據(jù)上述計算結(jié)果，列出個工作階段所受的外負(fù)載（見表6-1），并畫出如圖6-3所示的負(fù)載循環(huán)圖。 表6-1 工作循環(huán)各階段的外負(fù)載 Tab.6-1 Various stages of the work outside the load c

50、ycle 工作循環(huán) 外負(fù)載 工作循環(huán) 外負(fù)載 啟動、加速 21186 工進 22940 快進 2940 快退 2940 6.5初選調(diào)高系統(tǒng)的工作壓力 根據(jù)執(zhí)行元件外負(fù)載（F或）及速度（v）的值，可以確定執(zhí)行元件的有效功率的數(shù)值，即 =Fv==200003=60000Nm 若不計系統(tǒng)的效率，則滿足有效的系統(tǒng)輸入功率N為 N=P1Q1=P2Q2=......=PnQn=1542=630kw 式中 Pi，Qi(i=1,2,3,...,n)——系統(tǒng)的壓力和流量 可見，滿足系統(tǒng)輸入功率N為常數(shù)，可見有多種方案。即系統(tǒng)壓力選得低，則流量大；反之，系

51、統(tǒng)壓力選得高，則流量小。于是，系統(tǒng)的壓力大小，將直接影響液壓元件的尺寸、型號、系統(tǒng)重量等。若適應(yīng)提高系統(tǒng)壓力，對減小系統(tǒng)的尺寸和重量是有益的；但提高系統(tǒng)壓力要受元件結(jié)構(gòu)強度、密封性能、制造精度、抗污染能力等因素限制，因此應(yīng)合理選擇系統(tǒng)壓力。表6-2，表6-3列出了根據(jù)負(fù)載圖中的最大負(fù)載和主機類型選定初始壓力的參考值，所以調(diào)高系統(tǒng)壓力選定為16.0MPa。 6.6擬定調(diào)高系統(tǒng)原理圖 擬定液壓系統(tǒng)原理圖是液壓系統(tǒng)設(shè)計中的重要步驟，它直接影響著系統(tǒng)性能，以及設(shè)計方案的經(jīng)濟合理性。擬定過程中首要依據(jù)設(shè)計任務(wù)中提出的動作和性能要求，綜合運用液壓系統(tǒng)的有關(guān)知識，選擇和擬定主回路和基本控制回路，將主回路

52、和基本控制回路組合起來，就構(gòu)成了液壓系統(tǒng)。 表6-2按負(fù)載選擇執(zhí)行元件工作壓力 Tab.6-2 Actuator operating pressure 負(fù)載F/N 工作壓力P/MPa <5000 <0.8~1 5000~10000 1.5~2 10000~20000 2.5

53、~3 20000~30000 3~4 30000~50000 4~5 >50000 >5~7 表6-3按主機類型選擇執(zhí)行元件工作壓力 Tab.6-3 Implementation of the components selected by the host type of work pressure 主機類型 機

54、 床 1.農(nóng)業(yè)機械 2.小型工程機械 3.工程機械輔助機構(gòu) 1.液壓機 2.中、大型挖掘機 3.重型機械 起重運輸機械 磨床 組合機床 龍門刨床 拉床 工作壓力P/MPa ≤2 3~5 ≤8 8~10 10~16 20~22 6.6.1擬定液壓回路 系統(tǒng)壓力初選后，可根據(jù)工作機的負(fù)載及速度的性質(zhì)和其他要求擬定總主回路。液壓系統(tǒng)見示意圖6-4。 圖6-4 輔助液壓系統(tǒng)整體示意圖 Fig.6-4 Schematic diagram of auxiliary hydraulic system as a whole 1)執(zhí)行元件類型的選擇

55、 執(zhí)行元件的類型應(yīng)與工作機械的運動要求相一致。液壓缸選擇雙作用液壓缸，圖形為圖2-1。 2）回路調(diào)速方式的選擇 回路調(diào)速方式應(yīng)根據(jù)負(fù)載功率的大小和變化，以及調(diào)速范圍等要求，所以按容積調(diào)速原則來選擇。該液壓系統(tǒng)外負(fù)載變換化較大，換向時采用H型三位四通換向閥。 表6-4液壓泵的技術(shù)性能 Tab.6-4 Technical performance of the hydraulic pump 齒輪泵 葉片泵 柱 塞 泵 類 型 外嚙合 擺線轉(zhuǎn)子 單作用 雙作用 軸 向

56、 徑向軸配劉 直列閥配流 直軸式 斜軸式 閥配流 壓力范圍/（10Pa） <200 16~160 <63 63~320 ≤320 ≤320 <700 100~200 ≤400 轉(zhuǎn)速范圍/（r/min） 300~30000 1000~3000 500~2000 500~2000 600~3000 600~2000 ≤1800 700~1800 200~2200 功率質(zhì)量比/（W/kg） 中 中 小 中 大 中 大 小 中 容積效率/% 70~95 80~90 58~92 80~94 88~95 88~95 90

57、~95 80~90 90~95 總效率/% 63~87 65~80 54~81 65~82 81~90 81~90 83~88 81~83 83~88 最高自吸真空度/Pa 425 250 250 125 125 25 125 污染敏感性 小 小 中 中 大 大 小 中 小 3）液壓泵型式選擇 當(dāng)初選系統(tǒng)壓力及調(diào)節(jié)方式以后，可以選擇液壓泵的型式。液壓泵的選擇除了考慮壓力要滿足要求外，還應(yīng)考慮效率、重量及外形尺寸，污染敏感性，自吸能力，調(diào)節(jié)特性，噪聲及成本，維護方便等因素。表6-4列出了各類液壓泵的技術(shù)性能，可供選擇時參

58、考。 綜上，考慮到該采煤機調(diào)高油箱在工作時負(fù)載較大，速度較低。從節(jié)省空間、減少放熱考慮，泵源系統(tǒng)宜選用齒輪泵?，F(xiàn)在，左、右搖臂調(diào)高泵的型號為CBK1012-B4F型齒輪泵。該泵具有體積小、質(zhì)量輕、工作可靠、抗污染能力強等優(yōu)點。其主要技術(shù)參數(shù)如下表6-5。 表6-5調(diào)高泵主要技術(shù)參數(shù) Tab.6-5 The main technical parameters to increase the pump 額定壓力/M 25 理論排量/（ml.r） 12 最高壓力/M 28 容積效率/% ≥91 額定轉(zhuǎn)速/（r.min） 3500 最低轉(zhuǎn)速/（r

59、.min） 1400 1)主回路循環(huán)方式的選擇 回路中工作液壓的循環(huán)方式要根據(jù)調(diào)速方式、執(zhí)行元件數(shù)目、外形尺寸及效率等因素而定。本設(shè)計選擇容積調(diào)速，并且容積調(diào)速采用閉式系統(tǒng)。 6.6.2擬定基本控制回路 1)換向和速度換接回路 由手動三位四通換向閥調(diào)節(jié)。 2）壓力控制回路 由壓力表監(jiān)測壓力值，當(dāng)壓力達到一定值時，溢流閥工作，起到安全保護作用。 3）鎖緊回路 液壓鎖 4）多缸回路 6.6.3液壓系統(tǒng)的合成 把主回路及基本控制回路組合起來，就構(gòu)成了液壓系統(tǒng)。合成時應(yīng)注意以下幾點： 1)力求系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單，將作用相同或相近的元件進行合并。

60、 2)系統(tǒng)必須安全可靠，當(dāng)采煤機搖臂在某一角度開采時，要保證液壓缸的液壓桿鎖定在該位置，則系統(tǒng)應(yīng)有互鎖回路以防止造成事故。 3)盡量提高系統(tǒng)效率，減少發(fā)熱。 4)盡量采用標(biāo)準(zhǔn)件、通用液壓元件，減少自行設(shè)計的非標(biāo)準(zhǔn)件。 5)系統(tǒng)應(yīng)經(jīng)濟合理，工作平穩(wěn)，沖擊小。 6.6.4調(diào)高液壓回路的工作原理 該采煤機調(diào)高液壓系統(tǒng)原理圖如圖6-5所示，設(shè)左、右兩組。圖中只給出了其中一組的系統(tǒng)原理。在采煤機上，左、右液壓調(diào)高系統(tǒng)分別設(shè)置在左、右牽引箱內(nèi)。由2臺額定電壓為380V、額定功率為7.5KW的三相異步電動機分別驅(qū)動兩組液壓系統(tǒng)中的液壓泵，通過調(diào)高操作系統(tǒng)，實現(xiàn)搖臂升降的控制。 采煤機搖臂調(diào)高液

61、壓回路主要有兩個功能：滿足采煤機挖底的需要；適應(yīng)采高的要求。 調(diào)高液壓回路由齒輪泵、粗濾油器、安全閥、換向閥、電磁閥、調(diào)高油缸、液壓鎖等組成。調(diào)高齒輪泵由液壓泵電機驅(qū)動，齒輪泵為12mL/r，理論流量為42L/min。在調(diào)高時，調(diào)高油缸的阻力較大，為了防止系統(tǒng)回路的壓力過高，損壞液壓泵及附件，在齒輪泵出口處設(shè)一高壓溢流閥作為安全閥，調(diào)高壓力值為16MPa,可滿足調(diào)高要求。 兩只H形的手液換向閥操縱控制左、右搖臂的調(diào)高。當(dāng)采煤機不需要時，調(diào)高齒輪泵排出的壓力油通過換向閥中位，經(jīng)低壓溢流閥回油池。低壓溢流閥調(diào)定的壓力為2MPa，為電磁閥提供壓力油源。當(dāng)將調(diào)高手把往里推時，手液動換向閥動作，高

62、壓油經(jīng)換向閥打開液壓油鎖，進入調(diào)高油缸的活塞腔，另一腔的油液經(jīng)液壓鎖和低壓溢流閥回游池，實現(xiàn)搖臂的下降；反之，將調(diào)高手把外拉時，實現(xiàn)搖臂的上升。左、右油缸分別由兩個手液動換向閥進行手動操作，可實現(xiàn)兩個油缸即左、右滾筒的升降動作。 當(dāng)操作采煤機兩端的左右端頭控制站或左右遙控發(fā)射器上的調(diào)高按鈕時，電磁換向閥動作，將控制油引到手液動換向閥的兩端相應(yīng)的控制口，使其換向，實現(xiàn)搖臂的升降控制。當(dāng)調(diào)高操作命令取消后，手液動換向閥的閥芯在彈簧力的作用下復(fù)位，液壓泵卸荷，同時調(diào)高油缸在液壓鎖的作用下，自行封閉兩腔，將搖臂鎖定在調(diào)定的位置。 圖6-5滾筒調(diào)高液壓系統(tǒng)圖 Fig.6-5 Drum l

63、ift system diagram 6.7調(diào)高元件的計算和選擇 6.7.1確定調(diào)高泵的工作壓力、流量 1）液壓泵的工作壓力 在設(shè)計液壓系統(tǒng)時，要求泵的壓力高于系統(tǒng)壓力，差值以10%—30%為宜。 因此： （6-2） =25 =27.5Mpa 取泵的最高壓力取28MPa。 式中 P—系統(tǒng)最高壓力，P=25Mpa 2）液壓泵的流量 調(diào)高泵的實際流量是指液壓泵在實際具體工作情況（存在泄漏）下，單位時間內(nèi)所排出的液體體積。設(shè)

64、計要求每個液壓缸的伸縮速度3.5m、min，初步確定液壓缸的參數(shù)：（單位：mm） 缸內(nèi)徑D=180 活塞桿徑d=128 行程S=320 由“4.6液壓缸流量的計算”可知，液壓缸理論流量為42L/min。 6.7.2調(diào)高泵的確定 當(dāng)初選系統(tǒng)壓力及調(diào)節(jié)方式以后，可以根據(jù)以上計算數(shù)據(jù)，查閱產(chǎn)品目錄，選用相近規(guī)格CBK1012-B4F型齒輪泵。 調(diào)高泵箱的結(jié)構(gòu)如圖6-7-5所示。由調(diào)高電機，調(diào)高泵，高、低壓溢流閥，粗、精過濾器，壓力表，手液動換向閥，剎車電磁閥，閥塊，閥體，接頭排座等組成。各部件均可以從中間框架的老塘側(cè)抽出，維修方便。 6.7.3調(diào)高電機的選擇 液壓

65、泵電動機功率為： 由工況圖可知，液壓缸的最大輸出功率出現(xiàn)在快進工況，其值為 0.33kW。此時，泵的輸出壓力應(yīng)為28MPa ，流量為= 42L/min。 取泵的總效率ηp= 0.85 ，則電動機所需功率計算為 / =15kW 由以上計算，可選擇調(diào)高電機參數(shù)為： 型號：YBRB-7.5隔爆型三相異步電動機 功率：15kw 供電電壓：380kw 額定轉(zhuǎn)速：1438r/min 冷卻方式：定子水套冷卻 工作方式：S1 絕緣等級：H級 該電機為礦用隔爆型三相異步電動機?？蛇m用環(huán)境溫度低于40℃，且有甲烷或爆炸性煤塵的采煤工作面。 6.7.4液壓閥的選擇 依據(jù)系統(tǒng)的最高壓力和通

66、過閥的最大流量來選取控制閥，按產(chǎn)品樣本或手冊選取標(biāo)準(zhǔn)元件。所選元件的額定壓力和流量盡可能與其計算所需值相近，必要時，通過元件的最大流量可大于它的額定流量，但一般不超過20%，以免壓力損失過大，引起油液發(fā)熱，噪聲和其他性能的惡化。流量閥按系統(tǒng)中流量調(diào)節(jié)范圍選取，其最小穩(wěn)定流量應(yīng)滿足機器性能要求。 對液壓閥的基本要求： 1). 動作靈敏，使用可靠，工作時沖擊和振動小。油液流過時壓力損失小。 2). 密封性能好。結(jié)構(gòu)緊湊，安裝、調(diào)整、使用、維護方便，通用性大 根據(jù)液壓系統(tǒng)的工作壓力和通過各個閥類元件及輔助元件型號和規(guī)格。主要依據(jù)是根據(jù)該閥在系統(tǒng)工作的最大工作壓力和通過該閥的實際流量，其他還需考慮閥的動作方式，安裝固定方式，壓力損失數(shù)值，工作性能參數(shù)和工作壽命等條件來選擇標(biāo)準(zhǔn)閥類的規(guī)格 在電牽引采煤機搖臂的調(diào)高系統(tǒng)中，采煤機左、右牽引箱上各設(shè)有一只手液動換向閥組。該閥組由一只H形三位四通換向閥、一只電磁換向閥、DBD型高、低壓溢流閥組成，其調(diào)定壓力值分別為16MPa和2MPa。壓力油從進油口進入溢流閥座前腔，當(dāng)作用在錐芯上的液壓超過調(diào)定值時，錐芯被打開溢流，這種溢流閥，結(jié)構(gòu)簡單，由于