电牵引采煤机调高系统设计

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1、辽宁工程技术大学毕业设计（论文） 绪论 从上世纪八十年代开始，我国进入了采煤机发展的兴旺时期，在广泛吸取国外先进技术的同时，不断实践创新，锐意进取，重视采煤机成系列的开发，不断扩大使用范围，同时推广使用无链牵引，使采煤机工作更平稳，使用更安全。在九十年代，电牵引技术逐步成熟，多电机驱动横向布置的总体结构成为电牵引采煤机发展的主流，为提高生产效率立下了汗马功劳。 随着科技的进步，开发高产高效矿井综合配套设备已成为我国煤炭科技发展的主流：大功率，大截深电牵引采煤机被广泛的开发和使用，一些世界前沿的先进技术也被用到了采煤机的开发应用中，如变频调速技术，远程监控，无线遥控等等，

2、为更好的服务我国煤矿事业奠定了坚实的基础。 我国煤矿采掘机械化的提高，大量的新技术、新装备不断投入到煤炭生产当中，使煤矿生产能力和技术装备水平得到长足发展。我国是产煤大国，煤炭也是我国最主要的能源，是保证我国国民经济迅速增长的重要物质基础。煤炭工业的机械化是指采掘、支护、运输、提升的机械化。其中采掘包括采煤和掘进巷道。随着采煤机械化的发展，采煤机是现代最主要的采煤机械。 目前电牵引采煤机的技术特点及发展趋势 1）电牵引采煤机已成为国内采煤机的研究重点 国内从90年代初已逐步停止研究开发液压牵引采煤机，将研究重点转向电牵引采煤机；电牵引替代液压牵引，交流调速代替直流调速已成为国内采煤机

3、的发展方向。 2）装机功率不断增加 为了满足高产高效综采工作面快速割煤机的高强度、高性能需要。不论是厚、中厚煤层还是蒲煤层采煤机。其装机功率（包括截割功率和牵引功率）均在不断加大，最大已达1200kw。 3）牵引速度和牵引不断增大 电牵引采煤机最大牵引速度已达14.5m/min。牵引力已普遍增大到450~600kN。 4）电机横向布置总体结构发展迅速 近年来，我国基本停止了截割电机纵向布置采煤机的研制，新研制的采煤机中已广泛采用了多电机驱动横向布置的总体结构。 5）进一步发展中高压供电系统 随着采煤机装机功率和截割电机功率的大幅度提高，为减少输电线路损耗，提高供电质量和电机工作

4、性能。在中高电压供电系统及设备研究方面进行了大量工作。1000kW左右的电牵引采煤机已采用3300V供电系统及设备。 6）控制系统日趋完善 采煤机电气控制功能逐步齐全，可靠性不断提高，在通用性、互换性和集成化等方面有较大进步，开发了可靠的防爆全中文界面的PLC控制系统。实现了运行状态的监控、监测功能，以及故障记忆和诊断功能。 7）滚筒截深不断增大 目前已由630mm增至800mm~1000mm。 8）采煤机的可靠性将成为国产采煤机越来越重要的性能指标 通过上述可知，提高交流电牵引采煤机的可靠性、安全性、可维护性、自动性程度及设备的可利用率，为实现顺槽以及地面控制奠定良好的技术基础，

5、使我国电牵引采煤机研制技术达到国际先进水平，为我国双高综采工作面和双高矿井的建设，提供技术先进、性能可靠的滚筒采煤机。 目前电牵引采煤机摇臂的特点 1）整个系统结构紧凑，安装和维修方便。 2）摇臂壳体短小精悍，外形简洁美观，关键承载部位，设计合理，工艺性好。 3）摇臂采用强力冷却装置，冷却管全部置于高速传动部位，冷却效果好，所有管路均有护板保护，安全可靠。 4）摇臂电机护罩，侧护板，顶护板设计简单适用，布置整齐美观。 5）改进了滚筒座的支撑连接方式，使滚筒座受力合理，解决了掉滚筒问题。 6）摇臂截割功率大，可达200W，传动系统中零件的强度均按250W功率设计，安全系数大，可靠性

6、好，以满足不同用户需求 设计的主要内容及意义 电牵引采煤机，采用多电机驱动横向布置形式，截割摇臂用销轴与牵引部联接，左、右牵引部及中间箱，采用高强度液压螺栓联接。在牵引减速箱内横向装有开关磁阻电机，通过牵引机构为采煤机提供520KN的牵引力，中间控制箱中装有调高泵站，电控、变压器、水阀，每个主要部件可以从老塘侧抽出，易维修，易更换。调高油缸是采煤机一个很重要的部件，是液压油缸。调高油缸由油缸底座、液压锁、活塞、油缸缸体、导向套及活塞杆６个部分组成。根据摇臂摆角的大小确定油缸的行程，根据油缸前后连接位置确定油缸的最大长度好最小长度，根据工作中需要的推力及液压系统的额定压力缸径及活塞杆直径、前

7、后销轴直径等。设计的主演内容包括设计的目的及意义、采煤机摇臂传动系统的主要组成部分。 采煤机摇臂调高系统主要通过采煤机底托架的调高油箱和推拉调高小摇臂用来升降摇臂。其中调高油箱是主要的动力系统，采煤机摇臂，调高小摇臂等是主要传动系统。通过调高油箱传递动力，使摇臂实现摆动。实现预期结果是使电牵引采煤机实现向上32°摆动，向下11.5°摆动。 在综合参考了国内外各种适于中薄煤层开采的采煤机的基础上，对其摇臂部分的细致分析，研究设计出更加灵活的采煤机摇臂传动系统。 1.主要技术参数及液压系统调高的优缺点： 1.1主要参数选定： 采煤机摇臂摆角 向上32° ，向

8、下11.5° 采煤机摇臂长 2160mm 采煤机滚筒质量 1000kg 采煤机摇臂质量 2000kg 采煤机工作负载 20000N 采煤机工作压力 40MPa 1.2液压系统调高的优、缺点： 1.2.1液压传动的优点： 1）单位功率的重量轻，即在相同功率输出的条件下，体积小、重量轻、惯性小、结构紧凑、动态特性好。 2）可实现较大范围的无级调速，获得很大的力和转矩容易。 3）工作平稳、冲击小、能快速的启动、制动和频繁换向。 4）操作方便，调节简单，易于实现自动化可实现过载保护，安全性好。 5）液压元件以实现了标准化、系列化和通用

9、化，便于液压系统的设计、制造和使用。 1.2.2液压传动的缺点： 1）液压系统中存在着泄漏、油液的可压缩性等，这些都影响运动的传递的准确性，不宜用于对传动比要求精确地场合。 2）液压油对温度敏感，因此它的性能会随温度的变化而改变。因此，不宜用于问短变化范围大的场合。 3）工作过程中存在多的能量损失，液压传动的效率不高，不宜用于远距离传送。 4）液压元件的制造精度要求较高，制造成本大，故液压系统的故障较难诊断排除。 综上，电牵引采煤机摇臂传动选择液压系统调高使结构简单，灵活。故选择液压系统调高。 2

10、．液压缸主要几何尺寸的计算 图2-1 Fig.2-1 上图2-1中个主要符号的意义： —— 液压缸工作腔的压力（Pa） —— 液压缸回油腔的压力（Pa） A1——液压缸无杆腔工作面积 A2——液压缸有杆腔工作面积 D——液压缸内径 d——活塞杆直径 F1 —— 液压缸推力 （N） 2.1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液压缸内径D 液压缸内径D和活塞杆直径d可根据最大总负载和选取的工作压力来定，对单杆缸而言，无杆腔进油并不考虑机械效率时，         （

11、2-1） 有杆腔进油并不考虑机械效率时，          （2-2） 一般情况下，选取回油背压 ，这时，上面两式便可简化，即无杆腔进油时              （2-3） 有杆腔进油时：             （2-4） 设计调高油箱为无杆腔进油。 所以，=179.79mm 圆整取D = 180mm 即缸内径可以取为180mm。 2.2活塞杆直径d的计算 活塞杆直径d的计算，通常根据速度比的要求来计算活塞杆直径d。

12、 （2-5） 式中 D——液压缸内径 d——活塞杆直径 ——速度比 = = （2-6） V1——活塞杆伸出的速度 V2——活塞杆缩入的速度 液压缸的往复运动速度比，一般有2、1.46、1.33、1.25、和1.15等几种。下表2-1给出了不同速度比时活塞杆直径d和液压缸内径D的关系。

13、 表2-1 d和D的关系 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 式中的杆径d可根据工作压力选取，见表2-2；  

14、         表2-2 液压缸工作压力与活塞杆直径 Tab.2-1 Hydraulic cylinder working pressure and Piston rod diameter 液压缸工作压力P（MPa） £5 5~7 >7 推荐活塞杆直径d (0.5~0.55)D (0.6~0.7)D 0.7D 表2-3 液压缸往复速度比推荐值 表2-3 φ 和 P 的关系 Tab.2-3 the relation betweenφand P 液压缸工作压力P（MPa） £≤10 1.25~20 >>20 往复速度比φ 1.33 1.46~2 2

15、 当液压缸的往复速度比有一定要求时，由于速度比φ= 2 ，d=0.71,D = 127.8 计算所得的活塞杆直径应圆整为标准系列。 所以，取 d = 128 mm 活塞杆直径为128mm。 2.3液压缸行程s的确定 调高油箱位于牵引部底部，两端分别与牵引部和截割部铰接。通过活塞杆的伸缩，实现摇臂的摆动。液压缸行程s ,直接影响采煤机摇臂的摆动范围，进而影响采煤机的采高。 设计参数（摇臂摆角范围）：上32°，下11.5° 图2-2 Fig.2-2 设计分析实例的已知数据如下： 图2-2中： Hmax —— 最大采高,3.0m

16、 Ho —— 卧底量,1.45m L1 —— 摇臂长度,2.160m L2 —— 前销钉到摇臂拐角距离，0.65m F —— 采煤机牵引力，406KN Vq—— 牵引速度，4m/min a—— 滚筒调到最低位置时调高小摇臂与铅垂线的夹角（5°） L3 —— 摇臂回转中心到调高油箱后铰接点的距离，0.64m G1 —— 滚筒质量，1000kg G2 —— 摇臂质量，2000kg —— 滚筒位置角，（变化范围由 ~ ） 其中 = 90°- 32°

17、=58° = 90°+ 11.5°=101.5° 由上图2-2可求出理论最小行程： S=- （2-7） 式中 =270° - - = 90° - 得，S =0.2732m 液压缸行程s，主要依据机构的运动要求而定。但为了简化工业工艺成本，应尽量采用下表2-4给出的标准系列值 。 表2-4液压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 所以液压缸行程S确定为320mm。 3液压缸的结构设计 3.1缸筒的结构 3.1.1缸筒结构的选择 缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力、缸体材料以及工作条件有关。主要连接形式有法兰连接、螺纹连接、半环连接。 a法兰连接 优点：(1)结构简单、成本低(2)容易加工、便于装拆(3)强度较大、能承受高压 缺点：(1

19、)径向尺寸较大(2)重量比螺纹连接的大(3)用钢管焊上法兰、工艺过 程复杂些 b螺纹连接 优点：(1)外形尺寸小(2)重量较轻 缺点：(1)端部结构复杂、工艺要求较高(2)装拆时需用专用工具(3)拧端盖时 易损坏密封圈 c 半环连接 优点：(1)结构较简单(2)加工装配方便 缺点：(1)外形尺寸大(2)缸筒开槽，削弱了强度，需增加缸筒厚度。 比较各连接形式，本设计中缸体端部连接选半环型式 3.1.2缸筒主要技术要求： 1）有足够的强度，能长期承受最高工作压力及短期动态实验压力而不致产生永久性变形； 2）有足够的刚度，能承受活塞阀向力和安装的反作用力而不致于产生弯曲；

20、 3）内表面与活塞密封件及导向环的摩擦力作用下，能长期工作而磨损少，有高的几何精度，足以保证活塞密封件的密封性； 4）有几种结构的钢筒还要求有良好的可焊性，以便在焊上法兰或管接头后不致于产生裂纹或过大的变形。 此缸筒采用无缝钢管制成，用45号钢调质。液压缸内圆柱表面粗糙度为R 0.2~0.4um。为不损伤活塞和缸盖上的密封圈，此缸筒在入口处及有密封圈滑过的孔槽口，均应作成 的坡口。 3.2活塞杆导向部分的结构 活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与端盖、导向套的结构，以及密封、防尘和锁紧装置等。导向套的结构可以做成端盖整体式直接导向，也可做成与端盖分开的导向套结构。后者导向套磨损

21、后便于更换，所以应用较普遍。导向套的位置可安装在密封圈的内侧，也可以装在外侧。工程机械中一般采用装在内侧的结构，有利于导向套的润滑；而油压机常采用装在外侧的结构，在高压下工作时，使密封圈有足够的油压将唇边张开，以提高密封性能。 a 端盖直接导向：(1)端盖与活塞杆直接接触导向，结构简单，但磨损后只能更换整个缸盖(2)盖与杆的密封常用O型，Y型等密封圈(3)防尘圈用无骨架的防尘圈。 b 导向套导向： (1)导向套与活塞杆接触支承导向，磨损后便于更换，导向套也可用耐磨材料(2)盖与杆的密封常用Y型等密封装置。密封可靠适用于中高压液压缸(3)防尘方式常用J型或三角形防尘装置。 由于密封圈

22、的是选用O形圈的密封类型，导向套磨损后便于更换，因此本设计选用与端盖分开的导向套结构。 3.3活塞及活塞杆处密封圈的选用 活塞及活塞杆处的密封圈的选用，根据密封的部位、使用的压力、温度、运动速度的范围不同而选择不同类型的密封圈。常用的密封圈类型有O形圈、Y形圈、V型和活塞环。 O形圈的结构简单，密封性好，安装空间小，摩擦力小，易于制造，所以应用较广，但运动速度不能太大。 Y形圈适用于压力在20MPa以下、往返速度较高的液压缸，密封性能可靠。 V形圈耐高压性能好，耐久性也好，缺点是安装空间大，调整困难，摩擦阻力大，只适用于运动速度较低的液压缸。 活塞环寿命长，不容易损坏，常常用在不便

23、于拆卸的液压缸中，缺点是泄漏较大，必须成组使用，加工工艺比较复杂，所以成本较高。 图3-1 O形圈示意图 Fig.3-1 schematic diagram of o-line ring 由于本设计中液压缸的工作压力为5MPa，速度范围<0.5m/s，因此选用缸体与缸盖的密封形式选用O形圈的密封形式（如图3-2）。 3.4液压缸的缓冲装置 常用的缓冲装置结构有： 1）环状间隙式节流缓冲装置，它适用于运动惯性不大、运动速度不高的液压系统。 2）三角槽式节流缓冲装置，它是利用被封闭液体的节流产生的液压阻力来缓冲的。 3）可调节流缓冲装置，它调节针形节流阀的流通面积，就可

24、改变缓冲作用的强弱和效果。 本设计中的液压缸运动惯性不大、速度也不高，因此选用圆柱形环状间隙式节流缓冲装置。 3.5缸筒材料的选取及强度给定 1）缸筒的材料 部分材料的机械性能如下表3-1： 表3-1材料的机械性能 Tab.3-1 mechanical character of materiale 材 料 ≥/MPa ≥/MPa ≥/% 缸筒 常用 无缝 钢管 材料 机械 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 本次设计选取45号钢 从表中可以得到： 缸筒材料的屈服强度=360MP； 缸筒材料的抗拉强度=610MP； 现在利用屈服强度来引申出： 缸筒材料的许用应力[]=100MPa (一般45钢无缝钢管：） 2）缸筒的加工要求 缸筒内径D采用H7级配合，表面粗糙度为0.16，需要进行研磨； 热处理：调制，HB240； 缸筒内径D的圆度、锥度、圆柱度不大于内径公差之半；

26、 刚通直线度不大于0.03mm； 油口的孔口及排气口必须有倒角，不能有飞边、毛刺； 在缸内表面镀铬，外表面刷防腐油漆。 3.6活塞 1)活塞的材料 液压缸活塞常用的材料为耐磨铸铁、灰铸铁、钢及铝合金等。 该设计选择45钢。 2)活塞与活塞杆的联接方式 活塞杆与活塞的连接结构有几种常用的形式，分整体式结构和组合式结构。 组合式结构又分螺纹连接、半环连接和锥销连接。 a 整体式结构：结构简单，适用于工作压力较大，而活塞直径又较小的情况 b 螺纹连接：常用的联接方式。结构简单，在振动的工作条件下容易松动，必须用锁紧装置。应用较多，如组合机床与工程机械上的液压缸。 c 半环连接

27、：结构简单，装拆方便，不易松动，但会出现轴向间隙。多应用在压力高、负荷大、有振动的场合 d 锥销连接：结构可靠，用锥销连接销孔必须配铰，销钉连接后必须锁紧，多用于负荷较小的场合。 由于本设计是采煤机摇臂用的液压缸，根据螺纹连接多用于组合机床的叙述，选用螺纹连接的活塞杆与活塞的连接结构。 3)活塞与缸体的密封结构 活塞与缸体之间既有相对运动，又需要使液压缸两腔之间不漏油，因此在结构之上应慎重考虑，选择鼓型密封圈密封。 3.7活塞杆 （1） 活塞杆端部结构 可分为外螺纹，内螺纹，单耳环，双耳环，球头，销轴，柱销，锥销，法兰等。 但考虑到活塞与活塞杆要定不动： 1)杆的端部需用螺

28、栓拧紧； 2)活塞杆与活塞采用螺纹连接： 所以活塞杆端部采用外螺纹，一侧有销轴式活塞杆，且端部需带衬套。 （2） 活塞杆结构 活塞杆有实心杆和空心杆两种。空心杆的一端要留出焊接和热处理时用的通气孔。本设计采用空心杆，内置输油管路。 （3） 活塞杆精度的选取 1)活塞杆 和 的圆度公差值，按9，10，11级精度选择 2)活塞杆d的圆柱度公差值，应按８级精度选取。 3)活塞杆 的径向跳动公差值应为0.04mm. 4)端面Ｔ的垂直度公差值，则应按７级精度选取。 5)活塞杆上的螺纹，一般应按７级精度选取。 6)活塞杆上联接销孔时，该孔按Ｈ11级加工，该孔轴线与活塞杆轴

29、线的垂直度公差值，按６级精度选取。 7)活塞杆上工作表面的粗糙度为 ，必要时，可以镀铬处理。 （4） 材料选择 空心活塞杆材料为35、45无缝钢管； 4液压缸的参数设计 液压缸的结构参数，主要包括缸筒壁厚，油口直径，缸底厚度，缸头厚度等。 4.1液压缸的效率 油缸的效率由以下三种效率组成： a.机械效率，由各运动件摩擦损失所造成，在额定压力下，通常可取=0.9。 b.容积效率，由各封密件泄露所造成，通常容积效率为： 装弹性体密封圈时 =1 装活塞环时 =0.98 c.作用力效率 ，由出口背

30、压所产生的反作用力而造成。 所以取： =0.9 =0.98 =0.9 =.. （4-1） 所以总效率为0.7938。 4.2缸筒壁厚的计算 液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般指缸筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律应壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。 液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。工程机械的液压缸，一般是用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算

31、 （4-2） 式中: ——液压缸壁厚(m)； ——液压缸内径(m)； ——试验压力，取最大工作压力的1.5倍（MPa）； ——缸筒材料的许用应力。无缝钢管。 但是，由于电牵引采煤机调高系统压力较大，所以应按中等壁厚计算。 当3.2≤<16时，液压缸缸筒属于中等壁厚，此时 = + c （4-3） 式中: —

32、—强度系数，对于无缝钢管，= 1： C—— 计入壁厚公差及腐蚀的附加厚度，通常圆整到标准厚度值。 计算得 = 24.46mm 圆整取 = 25mm 由此可知缸体外径为： = D + 2 =230（mm） 4.3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和油口最高流速而定 d= 0.13D （4-4） 式中: d—— 液压缸油口直径（m） D —— 液压缸内径（180mm） —— 液压缸最大输出速度（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缸底厚度计算 平形缸底，当缸底无油孔时 h =0.433D （4-5） 式中: h —— 缸底厚度（m） D —— 液压缸内径 p —— 试验压力（一般取最大工作压力的(1.25~1.5)倍） () —— 缸底材料45钢无缝钢管的许用应力（无缝钢管：） 所以，有公式得

34、 h =0.433D=0.025 m 4.5最小导向长度的确定 当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H称为最小导向长度。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定的最小导向长度。 对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求： 设 计 计 算 过 程 （4-6） 式中 L——液压缸的最大行程； D——液压缸的内径。 活塞的宽度B一般取B=(0.6~10)D；缸盖滑动支承面的长度，

35、根据液压缸内径D而定； 当D<80mm时，取； 当D>80mm时，取。 为保证最小导向长度H，若过分增大和B都是不适宜的，必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套K来增加H的值。隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定，即 （4-7） 滑台液压缸： 最小导向长度：H≥=106mm 取 H=106mm 活塞宽度：B=0.6D=108mm 缸盖滑动支承面长度： =0.7d=0.7*128=89.6mm 隔套长度：C=106-1/2（89.6+126）=-0.2 所以无隔套。 液压缸缸体内部

36、长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于内径的20~30倍。 液压缸： 缸体内部长度L=B+s=126+320=446mm 当液压缸支承长度LB(10-15)d时，需考虑活塞杆弯度稳定性并进行计算。 4.6液压缸流量的计算 液压缸流量根据下式计算 1） 当活塞外推时： =(m/s) （4-8） 式中 A——活塞无杆侧有效面积 ——活塞平均速度 设计要求中给定了活塞的平均速度： =3m/min 而活塞的面积： ==0.025

37、 容积效率：=0.98 根据式4-8得到活塞杆外推时的流量： =76.5L/min 2） 当活塞内拉时： =(m/s) （4-9） 式中 A——活塞有杆侧有效面积 ——活塞平均速度 设计要求中给定了活塞的平均速度： =3.5m/min 而活塞的面积： =-× π/4=0.012 容积效率：=0.98 根据式4-9得到活塞杆外推时的流量： =42.8L/min 由于设计中选择活塞内拉时计算液压缸流量，所以实际流量取42.8L/min. 理论流量取42

38、L/min. 5.关键部件校核 5.1活塞杆强度的验算 活塞杆端部的负载连接点与与液压缸支撑之间的距离为，如果： 10d（显然这个是成立的） 就用下式计算活塞杆强度： （m） (5-1) 式中 F——液压缸的最大推力（或拉力） ——材料的屈服强度（MPa） n ——安全系数（一般取2~4） d ——活塞杆直径（m） 实际上式中的/n 就是材料的许用应力，之前已经给出了45号钢无缝钢管的许用应力为： []=100MPa 最大推力F=30162N

39、于是根据式5-1得到活塞杆的直径： d23mm 可知强度符合要求。 5.2缸筒壁厚的验算 额定工作压力应低于一定极限值以保证工作安全。 下面从以下三个方面进行缸筒壁厚的验算： 液压缸的额定压力值应低于一定的极限值，保证工作安全： (MPa) （5-2） 根据式5-2得到： 26.44MP 显然，额定油压P=16MP，满足条件； 为了避免缸筒在工作时发生塑性变形，液压缸的额定压力值应与塑性变形压力有一定的比例范围： （0.35~0.42） （MPa） (5-3) 2.3log （M

40、Pa） (5-4) 先根据式5—4得到： =42.35MP 再将得到结果带入5—3得到： 16.94MP 显然，额定油压P=16MP，满足条件； 为了确保液压缸安全的使用，缸筒的爆裂压力应大于耐压试验压力： =2.3log （MPa） (5-5) 因为=610MP已经在选择缸筒材料的时候给出，根据式5-5得到： =71.77MPa 至于耐压试验压力应为： =1.5P=6MPa 依据为： 耐压试验压力，是液压缸在检查质量时需承受的试验压力。在规定时间内，液压缸在此压力下，全部零

41、件不得有破坏或永久性变形等异常现象。 各国规范多数规定为： 当额定压力16MPa时， =1.5（MPa） （5-6） 因为爆裂压力远大于耐压试验压力，所以完全满足条件。 以上所用公式中各量的意义解释如下： 式中 D——缸筒内径（m） ——缸筒外径（m） ——液压缸的额定压力（MPa） ——缸筒发生完全塑性变形的压力（MPa） ——液压缸耐压试验压力（MPa） ——缸筒的发生爆裂时压力（MPa） ——缸筒材料的抗拉强度（MPa） ——缸

42、筒材料的屈服强度（MPa） E——缸筒材料的弹性模数 （MPa） ——缸筒材料的泊桑系数（钢材：=0.3） 5.3活塞杆弯矩稳定性验算 当液压缸支撑长度(10~15)d时，需验算活塞杆弯曲稳定性。液压缸弯曲示意图如图5-1。 图5-1 Fig. 5-1 若受力完全在轴线上主要是按下式验证： / = N （5-7） 式中 ==1.80 MPa 圆截面： I==0.049 m 图5-2 Fig.5-2 图中以m计 ——活塞杆弯曲

43、失稳临届压缩力（N） ——安全系数，通常取=3.5~6 K——液压缸安装及导向系数 E——实际弹性模数 a——材料组织缺陷系数，钢材一般取a=1/12 b——活塞杆截面不均匀系数，一般取b=1/13 E——材料的弹性模数（MPa）钢材E=2.10 I——活塞杆横截面惯性矩（m） 先计算活塞杆截面的惯性矩 I=481890.304 油缸支撑长度=1630mm 导向系数根据安装方式选择，如图5-3第二格所示： 功能 示意图 K值 刚性固定，有导向 1 前耳环，有导向 1.5 支撑，无导向 4

44、 图5-3 Fig.5-3 因此安装导向系数K=1.5 将以上各量带入公式中得到活塞杆失稳力： =3.028N 选取安全系数=5 得到最大承载力的判别式 F/=6N 显然这是符合要求的，因为最大工作压力是3N，而额定工作压力只有1N。 6.调高系统设计 6.1明确调高系统的设计要求 设计液压系统时，首先要明确设计依据和要求，满足主机所需的运动和性能。 （1） 电牵引采煤机调高液压系统主要用于电牵引采煤机摇臂的调高； （2） 液压杆伸缩行程由以上计算求得为320mm； （3） 电牵引采煤机摇臂设计摆角摆动范围是+32°~ -11.5°

45、； （4） 调高油箱在液压锁的作用下，可以自行封闭两腔，将摇臂锁定在调定的位置； （5） 摇臂的摆动运动要平稳，不应有冲击。 6.2系统工况分析 工况分析的目的是明确主机在工作过程中执行机构的运动速度和负载大小及变化规律，这是满足主机规定的动作要求和承载能力所具备的。工况分析提供性能方面的明确要求。调高油箱通过液压杆的伸缩，实现摇臂的摆动，所以它需要支撑起整个截割部的重量，而且还要受到滚筒采煤时受到的反作用力。液压杆伸出时，由于设计行程大于工作行程，受到的作用了小，伸出速度快。当执行元件开始受力时，将实现摇臂在任意位置锁定，以实现在设计采高内，采煤机实现采煤。当液压杆收缩时，受力较小，

46、可以速度稍快一些。 6.3运动分析 主机的执行元件按工艺要求的运动情况，一般用工作循环图和速度图来表示。两张图确切给出了一个完整的工作循环内执行元件的运动规律。图为6-1调高油箱的工作循环图，图为6-2则是完成这一循环的速度曲线，图6-3是整个过程中负载循环图。 6.4负载分析 执行元件在工作循环中各阶段所克服的负载，其大小和性质用图表示出来，即为负载循环图，它负载变化规律。 作直线往复运动的液压缸，克服的外负载力主要有：工作负载F，摩擦负载， 图6-1 Fig.6-1 图6-2速度循环图

47、 Fig.6-2 Speed ​​Circular Chart 图6-3负载循环图 Fig.6-3 duty cycle map 惯性负载。 首先根据已知条件，绘制运动部件的速度循环图，如图6-1所示。然后计算个阶段的外负载并绘制负载图。 （6-1） 式中 ——工作负载，对于调高油箱来说，即为沿活塞运动方向的切削力，在本设计中 ； ——运动部件速度变化时的惯性负载； ——导轨摩擦阻力负载，启动时

48、为静摩擦阻力，启动后为动摩擦阻力，对于平导轨可由下式求得 ——运动部件重力； ——垂直于导轨的工作负载，本设计中为零； ——导轨摩擦系数，在本设计中去静摩擦系数为0.2，动摩擦系数为0.1则求得 =0.2(1000+2000)9.8=5880N =0.1(1000+2000)9.8=2940N

49、上式中为静摩擦阻力，为动摩擦阻力。 式中 ——重力加速度 ——加速或减速时间，一般； ——时间内的速度变化量。 在本设计中 =N=15306N 根据上述计算结果，列出个工作阶段所受的外负载（见表6-1），并画出如图6-3所示的负载循环图。 表6-1 工作循环各阶段的外负载 Tab.6-1 Various stages of the work outside the load c

50、ycle 工作循环 外负载 工作循环 外负载 启动、加速 21186 工进 22940 快进 2940 快退 2940 6.5初选调高系统的工作压力 根据执行元件外负载（F或）及速度（v）的值，可以确定执行元件的有效功率的数值，即 =Fv==200003=60000Nm 若不计系统的效率，则满足有效的系统输入功率N为 N=P1Q1=P2Q2=......=PnQn=1542=630kw 式中 Pi，Qi(i=1,2,3,...,n)——系统的压力和流量 可见，满足系统输入功率N为常数，可见有多种方案。即系统压力选得低，则流量大；反之，系

51、统压力选得高，则流量小。于是，系统的压力大小，将直接影响液压元件的尺寸、型号、系统重量等。若适应提高系统压力，对减小系统的尺寸和重量是有益的；但提高系统压力要受元件结构强度、密封性能、制造精度、抗污染能力等因素限制，因此应合理选择系统压力。表6-2，表6-3列出了根据负载图中的最大负载和主机类型选定初始压力的参考值，所以调高系统压力选定为16.0MPa。 6.6拟定调高系统原理图 拟定液压系统原理图是液压系统设计中的重要步骤，它直接影响着系统性能，以及设计方案的经济合理性。拟定过程中首要依据设计任务中提出的动作和性能要求，综合运用液压系统的有关知识，选择和拟定主回路和基本控制回路，将主回路

52、和基本控制回路组合起来，就构成了液压系统。 表6-2按负载选择执行元件工作压力 Tab.6-2 Actuator operating pressure 负载F/N 工作压力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按主机类型选择执行元件工作压力 Tab.6-3 Implementation of the components selected by the host type of work pressure 主机类型 机

54、 床 1.农业机械 2.小型工程机械 3.工程机械辅助机构 1.液压机 2.中、大型挖掘机 3.重型机械 起重运输机械 磨床 组合机床 龙门刨床 拉床 工作压力P/MPa ≤2 3~5 ≤8 8~10 10~16 20~22 6.6.1拟定液压回路 系统压力初选后，可根据工作机的负载及速度的性质和其他要求拟定总主回路。液压系统见示意图6-4。 图6-4 辅助液压系统整体示意图 Fig.6-4 Schematic diagram of auxiliary hydraulic system as a whole 1)执行元件类型的选择

55、 执行元件的类型应与工作机械的运动要求相一致。液压缸选择双作用液压缸，图形为图2-1。 2）回路调速方式的选择 回路调速方式应根据负载功率的大小和变化，以及调速范围等要求，所以按容积调速原则来选择。该液压系统外负载变换化较大，换向时采用H型三位四通换向阀。 表6-4液压泵的技术性能 Tab.6-4 Technical performance of the hydraulic pump 齿轮泵 叶片泵 柱 塞 泵 类 型 外啮合 摆线转子 单作用 双作用 轴 向

56、 径向轴配刘 直列阀配流 直轴式 斜轴式 阀配流 压力范围/（10Pa） <200 16~160 <63 63~320 ≤320 ≤320 <700 100~200 ≤400 转速范围/（r/min） 300~30000 1000~3000 500~2000 500~2000 600~3000 600~2000 ≤1800 700~1800 200~2200 功率质量比/（W/kg） 中 中 小 中 大 中 大 小 中 容积效率/% 70~95 80~90 58~92 80~94 88~95 88~95 90

57、~95 80~90 90~95 总效率/% 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）液压泵型式选择 当初选系统压力及调节方式以后，可以选择液压泵的型式。液压泵的选择除了考虑压力要满足要求外，还应考虑效率、重量及外形尺寸，污染敏感性，自吸能力，调节特性，噪声及成本，维护方便等因素。表6-4列出了各类液压泵的技术性能，可供选择时参

58、考。 综上，考虑到该采煤机调高油箱在工作时负载较大，速度较低。从节省空间、减少放热考虑，泵源系统宜选用齿轮泵。现在，左、右摇臂调高泵的型号为CBK1012-B4F型齿轮泵。该泵具有体积小、质量轻、工作可靠、抗污染能力强等优点。其主要技术参数如下表6-5。 表6-5调高泵主要技术参数 Tab.6-5 The main technical parameters to increase the pump 额定压力/M 25 理论排量/（ml.r） 12 最高压力/M 28 容积效率/% ≥91 额定转速/（r.min） 3500 最低转速/（r

59、.min） 1400 1)主回路循环方式的选择 回路中工作液压的循环方式要根据调速方式、执行元件数目、外形尺寸及效率等因素而定。本设计选择容积调速，并且容积调速采用闭式系统。 6.6.2拟定基本控制回路 1)换向和速度换接回路 由手动三位四通换向阀调节。 2）压力控制回路 由压力表监测压力值，当压力达到一定值时，溢流阀工作，起到安全保护作用。 3）锁紧回路 液压锁 4）多缸回路 6.6.3液压系统的合成 把主回路及基本控制回路组合起来，就构成了液压系统。合成时应注意以下几点： 1)力求系统结构简单，将作用相同或相近的元件进行合并。

60、 2)系统必须安全可靠，当采煤机摇臂在某一角度开采时，要保证液压缸的液压杆锁定在该位置，则系统应有互锁回路以防止造成事故。 3)尽量提高系统效率，减少发热。 4)尽量采用标准件、通用液压元件，减少自行设计的非标准件。 5)系统应经济合理，工作平稳，冲击小。 6.6.4调高液压回路的工作原理 该采煤机调高液压系统原理图如图6-5所示，设左、右两组。图中只给出了其中一组的系统原理。在采煤机上，左、右液压调高系统分别设置在左、右牵引箱内。由2台额定电压为380V、额定功率为7.5KW的三相异步电动机分别驱动两组液压系统中的液压泵，通过调高操作系统，实现摇臂升降的控制。 采煤机摇臂调高液

61、压回路主要有两个功能：满足采煤机挖底的需要；适应采高的要求。 调高液压回路由齿轮泵、粗滤油器、安全阀、换向阀、电磁阀、调高油缸、液压锁等组成。调高齿轮泵由液压泵电机驱动，齿轮泵为12mL/r，理论流量为42L/min。在调高时，调高油缸的阻力较大，为了防止系统回路的压力过高，损坏液压泵及附件，在齿轮泵出口处设一高压溢流阀作为安全阀，调高压力值为16MPa,可满足调高要求。 两只H形的手液换向阀操纵控制左、右摇臂的调高。当采煤机不需要时，调高齿轮泵排出的压力油通过换向阀中位，经低压溢流阀回油池。低压溢流阀调定的压力为2MPa，为电磁阀提供压力油源。当将调高手把往里推时，手液动换向阀动作，高

62、压油经换向阀打开液压油锁，进入调高油缸的活塞腔，另一腔的油液经液压锁和低压溢流阀回游池，实现摇臂的下降；反之，将调高手把外拉时，实现摇臂的上升。左、右油缸分别由两个手液动换向阀进行手动操作，可实现两个油缸即左、右滚筒的升降动作。 当操作采煤机两端的左右端头控制站或左右遥控发射器上的调高按钮时，电磁换向阀动作，将控制油引到手液动换向阀的两端相应的控制口，使其换向，实现摇臂的升降控制。当调高操作命令取消后，手液动换向阀的阀芯在弹簧力的作用下复位，液压泵卸荷，同时调高油缸在液压锁的作用下，自行封闭两腔，将摇臂锁定在调定的位置。 图6-5滚筒调高液压系统图 Fig.6-5 Drum l

63、ift system diagram 6.7调高元件的计算和选择 6.7.1确定调高泵的工作压力、流量 1）液压泵的工作压力 在设计液压系统时，要求泵的压力高于系统压力，差值以10%—30%为宜。 因此： （6-2） =25 =27.5Mpa 取泵的最高压力取28MPa。 式中 P—系统最高压力，P=25Mpa 2）液压泵的流量 调高泵的实际流量是指液压泵在实际具体工作情况（存在泄漏）下，单位时间内所排出的液体体积。设

64、计要求每个液压缸的伸缩速度3.5m、min，初步确定液压缸的参数：（单位：mm） 缸内径D=180 活塞杆径d=128 行程S=320 由“4.6液压缸流量的计算”可知，液压缸理论流量为42L/min。 6.7.2调高泵的确定 当初选系统压力及调节方式以后，可以根据以上计算数据，查阅产品目录，选用相近规格CBK1012-B4F型齿轮泵。 调高泵箱的结构如图6-7-5所示。由调高电机，调高泵，高、低压溢流阀，粗、精过滤器，压力表，手液动换向阀，刹车电磁阀，阀块，阀体，接头排座等组成。各部件均可以从中间框架的老塘侧抽出，维修方便。 6.7.3调高电机的选择 液压

65、泵电动机功率为： 由工况图可知，液压缸的最大输出功率出现在快进工况，其值为 0.33kW。此时，泵的输出压力应为28MPa ，流量为= 42L/min。 取泵的总效率ηp= 0.85 ，则电动机所需功率计算为 / =15kW 由以上计算，可选择调高电机参数为： 型号：YBRB-7.5隔爆型三相异步电动机 功率：15kw 供电电压：380kw 额定转速：1438r/min 冷却方式：定子水套冷却 工作方式：S1 绝缘等级：H级 该电机为矿用隔爆型三相异步电动机。可适用环境温度低于40℃，且有甲烷或爆炸性煤尘的采煤工作面。 6.7.4液压阀的选择 依据系统的最高压力和通

66、过阀的最大流量来选取控制阀，按产品样本或手册选取标准元件。所选元件的额定压力和流量尽可能与其计算所需值相近，必要时，通过元件的最大流量可大于它的额定流量，但一般不超过20%，以免压力损失过大，引起油液发热，噪声和其他性能的恶化。流量阀按系统中流量调节范围选取，其最小稳定流量应满足机器性能要求。 对液压阀的基本要求： 1). 动作灵敏，使用可靠，工作时冲击和振动小。油液流过时压力损失小。 2). 密封性能好。结构紧凑，安装、调整、使用、维护方便，通用性大 根据液压系统的工作压力和通过各个阀类元件及辅助元件型号和规格。主要依据是根据该阀在系统工作的最大工作压力和通过该阀的实际流量，其他还需考虑阀的动作方式，安装固定方式，压力损失数值，工作性能参数和工作寿命等条件来选择标准阀类的规格 在电牵引采煤机摇臂的调高系统中，采煤机左、右牵引箱上各设有一只手液动换向阀组。该阀组由一只H形三位四通换向阀、一只电磁换向阀、DBD型高、低压溢流阀组成，其调定压力值分别为16MPa和2MPa。压力油从进油口进入溢流阀座前腔，当作用在锥芯上的液压超过调定值时，锥芯被打开溢流，这种溢流阀，结构简单，由于