單滾筒鏈牽引100KW采煤機牽引部液壓系統(tǒng)的設計【含3張CAD圖紙】

單滾筒鏈牽引100KW采煤機牽引部液壓系統(tǒng)的設計【含3張CAD圖紙】,含3張CAD圖紙,滾筒,牽引,100,KW,采煤,液壓,系統(tǒng),設計,CAD,圖紙 本科畢業(yè)論文（設計） 論文（設計）題目：單滾筒鏈牽引100KW采煤機牽引部液壓系統(tǒng)的設計 學 院： 專 業(yè)： 班 級： 學 號： 學生姓名： 指導教師： 年 本人鄭重聲明：本人所呈交的課程論文（設計），是在導師的指導下獨立進行研究所完成。課程論文（設計）中凡引用他人已經(jīng)發(fā)表或未發(fā)表的成果、數(shù)據(jù)、觀點等，均已明確注明出處。 特此聲明。 論文（設計）作者簽名： 日 期： 目 錄 摘要 III 第一章 前言 1 第二章 主系統(tǒng)設計 2 2.1 設計依據(jù) 2 2.1.1 采煤機牽引部液壓系統(tǒng)得特點 2 2.1.2 設計參數(shù) 2 2.2 主油路系統(tǒng) 3 2.2.1 主油路系統(tǒng) 3 2.3 調(diào)速及換向回路 5 2.4 保護系統(tǒng) 6 2.4.1 電動機功率過載保護 6 2.4.2 高壓保護 7 2.4.3 低壓欠壓保護 7 2.4.4 停機油泵自動回零保護 7 2.4.5 閉式系統(tǒng)充油排氣 7 2.5 液壓系統(tǒng)出現(xiàn)故障時應注意的問題 7 2.5.1 調(diào)試液壓設備時出現(xiàn)故障 7 2.5.2 運行階段應注意系統(tǒng)出現(xiàn)的以下故障 8 2.5.3 故障診斷步驟 8 第三章 采煤機牽引部液壓輔助裝置傳動系統(tǒng) 10 3.1 概述 10 3.2 牽引部輔助裝置液壓傳動系統(tǒng) 10 3.2.1 調(diào)高油路 10 3.2.2 調(diào)斜回路 10 3.2.3 翻轉檔煤板 10 3.2.4 防滑回路 11 第四章 牽引部傳動系統(tǒng) 12 4.1 牽引部傳動系統(tǒng)的分析 12 4.2 各級齒輪的傳動比的確定 12 4.2.1 確定電動機到主泵的傳動比 12 4.2.2 確定馬達至滾輪傳動比 12 第五章 主系統(tǒng)、液壓馬達以及輔助系統(tǒng)元件的選擇計算 14 5.1 主油泵和馬達的計算 14 5.1.1 已知參數(shù) 14 5.1.2 主回路的泵和馬達的選擇 14 5.2 主油泵，馬達及輔助泵（補油泵）的選擇 17 5.2.1 主油泵1的選擇 17 5.2.2 液壓馬達2的選擇 17 5.2.3 補油回路中輔助泵5的選擇 18 5.3 采煤機牽引部液壓控制元件的選擇 19 5.3.1 對牽引部中的粗慮油器3的選擇 19 第六章 牽引部液壓系統(tǒng)的壓力損失和溫升驗算 22 6.1 牽引部液壓系統(tǒng)的壓力損失驗算 22 6.2 牽引部液壓系統(tǒng)得溫升驗算 23 6.2.1 系統(tǒng)發(fā)熱功率的計算 23 6.2.2 系統(tǒng)散熱功率的計算 24 第七章 輔助液壓系統(tǒng)的設計計算 26 7.1調(diào)高油缸的設計計算 26 7.1.1已知參數(shù) 26 7.1.2當液壓缸以推力為負載時 26 7.1.3驗算 27 7.1.4液壓缸流量的確定 27 7.1.5輔助系統(tǒng)中液壓泵進行選擇 28 7.2調(diào)斜油缸的計算 28 7.2.1缸筒內(nèi)徑和活塞桿直徑的確定 28 7.3防滑缸的計算 29 7.4防轉擋煤板油缸計算 30 7.5輔助液壓系統(tǒng)中元件的選擇 31 7.5.1輔助液壓系統(tǒng)中手動換向閥的選擇 31 7.5.2對泵3的選擇 31 7.5.3對溢流閥5，6，10.11的選擇 31 7.6輔助系統(tǒng)中壓力損失和溫升驗算 32 7.6.1輔助系統(tǒng)的壓力損失驗算 32 7.6.2系統(tǒng)溫升的驗算 33 第八章 調(diào)高液壓缸的設計 36 8.1調(diào)高液壓缸參數(shù)的計算 36 8.1.1缸體基本參數(shù)的計算 36 8.1.2液壓缸各主要零件強度計算 37 8.1.3液壓缸的結構設計 38 8.2液壓缸的驗算 38 第九章 液控單向閥的設計 41 9.1溢流閥結構尺寸的設計計算 41 9.1.1確定P、T進出油口的直徑 41 9.1.2閥芯外徑D的確定 41 9.1.3確定閥口的封油長度L 42 9.1.4確定最大開口長度 42 9.2調(diào)壓彈簧的設計計算 42 小結 44 參考文獻 45 致謝 46 附錄A 采煤機牽引部液壓系統(tǒng)圖 47 附錄B采煤機牽引部輔助液壓系統(tǒng)圖 48 附錄C采煤機牽引部傳動系統(tǒng)圖 49 單滾筒鏈牽引100KW采煤機牽引部液壓系統(tǒng)的設計 摘 要 單滾筒鏈牽引100KW采煤機牽引部液壓系統(tǒng)的設計主要設計內(nèi)容包括：采煤機牽引部液壓傳動系統(tǒng)的設計，采煤機牽引部輔助液壓系統(tǒng)的設計，采煤機牽引部傳動系統(tǒng)的設計，調(diào)高液壓缸的設計，液控單向閥的設計，液壓系統(tǒng)的計算，系統(tǒng)發(fā)熱溫升的驗算，主回路參數(shù)的確定，標準控制元件的選擇。系統(tǒng)特點：整個系統(tǒng)為泵馬達組成的閉式系統(tǒng)。調(diào)速方式有手動、按扭等多種手動調(diào)速，也可以電動機恒功率自動調(diào)速，恒壓調(diào)速。整個系統(tǒng)具有高壓保護、低壓欠壓保護、充油排油保護、油質保護等完善可靠的保護裝置。整個系統(tǒng)安全可靠、結構緊湊、維修方便。 關鍵詞： 采煤機，牽引部，液壓系統(tǒng)，液壓閥，溢流閥。 第一章 前 言 貴州省是一個煤炭資源豐富的省份，因此綜合機械化采煤在我省得到廣泛的應用，其中采煤機是礦山機械化采煤的主要設備。該設計課題結合礦山機電教學內(nèi)容和我省礦山機電設備，通過本次畢業(yè)設計，有利于我們掌握和了解采煤機液壓系統(tǒng)的設計理論和方法，使我們鞏固了對液壓技術的進一步熟悉和掌握，加強了我們對礦山設備進一步了解和認識。通過本次設計，使我們以后在工作中能夠很快地進入工作狀態(tài)，更好地投入到煤炭開采行業(yè)中，為貴州省煤炭事業(yè)的發(fā)展貢獻自己微薄的力量。 液壓技術是一門先進的科學技術，目前隨著當今世界工業(yè)和科學的不斷發(fā)展，液壓技術在機床工業(yè)、汽車工業(yè)、工程機械、冶金工業(yè)、礦山機械和輕工業(yè)等民用工業(yè)，還在國防工業(yè)的方面得到了廣泛的應用。 在礦山機械中，液壓技術多用于采煤機的牽引部和液壓支護設備上，可提高整體的技術指標和經(jīng)濟效益，其發(fā)展趨勢是在機電液一體化的基礎上，提高采煤機的自動化水平，更好的適應井下多變的工作條件，這樣不僅提高了井下的安全因素，還可以較大的提高經(jīng)濟效益，從而給企業(yè)帶來更好的發(fā)展空間和市場競爭力。 主要研究和設計的內(nèi)容是采煤機液壓系統(tǒng)的設計；采煤機輔助液壓系統(tǒng)的設計；牽引部傳動系統(tǒng)的設計；液壓缸和液壓閥的設計；液壓系統(tǒng)的設計計算；標準液壓元件選擇及非標準液壓元件的設計計算。 解決的問題應該有以下幾點：（1）系統(tǒng)的調(diào)速問題，自動調(diào)速和人工調(diào)速；（2）液壓系統(tǒng)的高低壓保護；（3）電動機的過載保護。 通過綜合運用所學的液壓基礎知識，全方位考慮和解決以上關鍵問題。我們通過所學的基礎理論、基本技能和專業(yè)知識的掌握，使我們系統(tǒng)化、綜合化。從而更好地完成學校和指導老師對我們的設計提出的要求。 第二章 主系統(tǒng)設計 2.1 設計依據(jù) 2.1.1 采煤機牽引部液壓系統(tǒng)得特點 1.設計用于緩傾中厚煤層的雙滾筒采煤機牽引部液壓系統(tǒng)。 2.調(diào)速方式為液壓調(diào)速。 3.具有完善的可靠保護裝置。 4.采煤機采用無鏈牽引，搖臂可調(diào)高，機身可調(diào)斜，擋煤板可以翻轉。 5.調(diào)高液壓剛能在任意位置鎖緊，且鎖緊可靠。 6.左右調(diào)高，液壓缸，調(diào)斜油缸，采取單獨操作。 7.安全可靠、結構緊湊、方便維修。 2.1.2 設計參數(shù) 1.采煤機裝機功100KW，電動機轉速n=1470r/min,最大牽引力Tmax=130KN,牽引速度。 2.牽引部液壓傳動系統(tǒng)得工作壓力P=10~12MPa。 3.調(diào)高液壓缸： 工作壓力 推力 F推=14× N 拉力 F拉=8× N 行程 S=640mm 活塞外伸速度 m/min. 2.2 主油路系統(tǒng) 2.2.1 主油路系統(tǒng) 1主油路是由一個變量泵和一個液壓馬達組成的閉式回路，改變油泵的排油方向和流量大小來實現(xiàn)采煤機牽引速度的調(diào)節(jié)和牽引方向的改變。該牽引部主油泵采用TZXB723型軸向柱塞泵，該柱塞泵的特點有：壓力高、流量范圍大、油泵強度高、即可以承受各種性質的負荷的強烈變化的優(yōu)點。它適用于冶金、鍛壓礦山機起重運輸機的液壓系統(tǒng)中。（如圖1.1所示） 圖2.1 2.補油及熱交換回路 (1)補油回路：該主油路系統(tǒng)為閉式系統(tǒng)，存在油液的泄漏和溫升等不穩(wěn)定因素，因此在該系統(tǒng)中設置了補油回路。油液先經(jīng)過粗慮油器24進入輔助泵23，在進入精慮油器18，進入補油單向閥6或7的低壓側，這樣油液就進入了該閉式系統(tǒng)的低壓回路，從而進行補償住回路的泄漏 。補油回路主要防止了主油泵的吸空現(xiàn)象，因此避免了引起巨大的響聲和震動，是液壓系統(tǒng)正常的工作，給系統(tǒng)中的液壓元件帶來了可靠的保障。（如圖1.2所示） 圖2.2 （2）熱交換回路：液壓油是在封閉的油路中循環(huán)工作的，因此在該環(huán)境下會出現(xiàn)油量少、散熱條件差、溫升高等對系統(tǒng)的穩(wěn)定性產(chǎn)生不利因素。一旦油溫超過設計所規(guī)定的45°C時，那么，將會使整個系統(tǒng)的工作性能惡化，泄露增加，從而導致液壓元件和密封件的損壞。為了滿足以上要求在該主油路系統(tǒng)中設計有熱交換回路，對系統(tǒng)進行冷熱油的交換。（如圖1.3所示） 圖2.3冷熱油交換 （3）冷熱油的交換是通過閥4和低壓溢流閥27完成的。高壓油路和低壓油路同時進入閥4的上、下腔時，由于高低壓油路的壓力差，使閥芯鄉(xiāng)下移動，由馬達排出的一部分熱油回主油泵繼續(xù)工作，一部分油液直接回油箱冷卻，剩余的油液經(jīng)過閥4。低壓溢流閥27，冷卻器28回油箱。另外，輔助油泵23把所需補充的冷油經(jīng)單向閥6或7補充到系統(tǒng)的低壓油路中去，使系統(tǒng)中的液壓油進行熱交換，從而使主油路中的工作油液達到小于規(guī)定的45°C的范圍內(nèi)工作，因此，保證了該設計中的液壓元件和密封件的工作穩(wěn)定性和可靠性。 2.3 調(diào)速及換向回路 它的在作用是改變主泵的排量和吸排油方向，也即調(diào)節(jié)采煤機的牽引速度和改變牽引方向。 采煤機的電動機啟動后，主泵和輔助泵即運轉。輔助泵排出的低壓油除進入主回路進行補油和熱交換外，還有一路分別進入伺服閥11、功控電磁閥16和失壓控制閥15的進油口。 有伺服閥11、變量油缸9和差動桿10組成的泵位調(diào)節(jié)器是用于直接改變主泵8的排量和排油方向的。差動桿10位于圖示位置時，變量油缸9的活塞、伺服閥11的閥芯均處于中位，主泵擺缸傾角為0°。這時雖然電動機驅動主泵旋轉，但并不吸、排油，油馬達也不轉，采煤機停止牽引。當差動桿上的C點繞F點向左擺動一定距離并保持不動時，桿上的G點也隨著左移并帶動伺服閥11的閥芯向左移動一定距離，從而低壓控制油經(jīng)閥11右位中的進油道進入變量油缸左缸，而其右缸經(jīng)伺服閥中的回油道與油池接通。于是，變量油缸的活塞桿右移并推動主泵擺缸，使傾角從0°向某個方向增大一定值。主泵變吸、排油，由馬達則順時針或逆時針方向從停止開始旋轉，采煤機也就沿著采煤工作面向上或向下牽引。在變量油缸活塞桿右移的工程中，差動桿10則被油缸左側的活塞桿（F點）帶動繞C點向右回擺，使桿上G點向右移動，推動伺服閥閥芯又回到中位，從而關斷了通往變量油缸的低壓控制右路。這樣，主泵便調(diào)定在某一擺缸角度下工作，采煤機相應地以某一牽引速度割煤。顯然，C點移動的距離越大，主泵的擺角也越大，采煤機的牽引速度也就越高。若C點向右移動，則主泵擺缸的傾斜方向相反，其吸、排油方向改變，采煤機的牽引方向也就改變了。 采煤機牽引速度大小的調(diào)節(jié)和牽引方向的改變，是通過操縱系統(tǒng)實現(xiàn)的。操縱系統(tǒng)由操縱機構（由手把29、調(diào)速套13組成）和主泵擺缸回零系統(tǒng)（包括功控電磁閥16、失壓控制閥15和回零油缸14等元件）組成。 一般情況下，反映電動機負荷是“欠載”或“超載”的功控電磁閥處于“欠載”位置（即右位）。失壓控制閥15在輔助泵正常工作（即排油壓力為1.5MPa）時其閥芯左移。這時低壓控制閥從功控電磁閥16的進油口（右位）→失壓控制閥15（右位）→回零油缸14兩端油缸，推動兩側的活塞都向中間移動而壓縮里面的彈簧D。這一工程叫做“解鎖”。因為，只有回零油缸14中的彈簧D被壓縮后，順時針或逆時針方向轉動手把29時，才能通過螺旋傳動機構13、調(diào)速套12中的拉桿E、預壓彈簧A（也稱記憶彈簧）、外套帶動差動桿（即C點）向左或向右擺動，即才能調(diào)節(jié)牽引速度和改變牽引方向。 2.4 保護系統(tǒng) 由于該設計為采煤機牽引部液壓系統(tǒng)，在井下復雜的地質條件下我們對采煤機液壓系統(tǒng)必須采取多種保護措施，來適應采煤機在井下的復雜工作環(huán)境，保證正常在井下工作，因此采用有下列保護。 2.4.1 電動機功率過載保護 電動機功率保護是通過功控電磁閥16，回零油缸14及調(diào)速套12的原來整定位置來實現(xiàn)的。采煤機正常工作時，功控電磁閥16處在欠載位置，壓力控制油經(jīng)功控電磁閥16，失壓控制閥15進入回零油缸14兩活塞的外側油腔。內(nèi)側彈簧壓縮，從而使調(diào)速套解鎖。這時把牽引手把29可任意將牽引速度調(diào)定所需的速度值上。當電動機功率超載時，在電氣系統(tǒng)中的功率控制器發(fā)出信號，使功控電磁閥16處于右位，回零油缸14中的油液經(jīng)失壓控制閥15，功控電磁閥16，節(jié)流器回油箱。此時，回零油缸中的彈簧就推動拉桿使調(diào)速套12向減小牽引速度方向移動，牽引速度即降低，因此調(diào)速手把未動，因此調(diào)速套只能壓縮其中的記憶彈簧。一旦電動機超載消失，功控電磁閥16又恢復到欠載位置，回零油缸14解鎖，通過拉桿10使調(diào)速套12的位置向增速方向移動，牽引速度增大，但是由于記憶彈簧的位置被調(diào)速手把的整定位置所限制，過牽引速度最大值只能恢復到原來整定數(shù)值。 2.4.2 高壓保護 高壓保護由高壓安全閥1和2實現(xiàn)，當系統(tǒng)壓力高于調(diào)定壓力時，可由高壓安全法1和2進行保護，系統(tǒng)高壓油液經(jīng)高壓安全閥1或2從高壓腔流向低壓腔。 2.4.3 低壓欠壓保護 低壓欠壓保護是為了使系統(tǒng)維護一定的背壓，它由失壓控制閥15來實現(xiàn)。當主回路低壓側壓力低于允許值時，失壓控制閥15復位，回零油缸14的彈簧與油箱接通，使主油泵回零，機器停止工作。 2.4.4 停機油泵自動回零保護 當采煤機在某一調(diào)定牽引速度下工作而突然停電時，失壓控制閥15失壓，失壓控制閥15左位工作，回零油缸14彈簧則立即推動主泵擺缸自動回到零位，從而使主泵在下次啟動時主泵在零位啟動。 2.4.5 閉式系統(tǒng)充油排氣 在牽引部液壓系統(tǒng)檢修組裝后，或在清洗更換濾油器及其其它元件后，或機器長時間不工作等，系統(tǒng)中都會進入空氣。排氣的方法是打開設在系統(tǒng)中的排氣塞，用手壓泵20或點動電動機對系統(tǒng)進行充油排氣，直至排氣空中冒出不帶氣泡的油液為止。然后再將排氣塞擰上。 2.5 液壓系統(tǒng)出現(xiàn)故障時應注意的問題 2.5.1 調(diào)試液壓設備時出現(xiàn)故障 1.當外泄漏嚴重時，我們應該及時檢查液壓設備中的管路接頭，和液壓系統(tǒng)中相關元件的端蓋還有密封處，這時應該及時更換接頭或元件的密封件。 2.當發(fā)現(xiàn)執(zhí)行元件的運動速度不穩(wěn)定或者運動不靈活時，我們應當及時檢查油路是否有堵塞或者是閥類元件的閥芯或彈簧有問題。 3.在安裝整個液壓系統(tǒng)時，千萬不能漏裝閥類元件的彈簧，還有各個密封元件，還有要仔細檢查管路是否接好并且不能互相干擾，一旦發(fā)生上述錯誤，不僅要造成控制失靈，還會使整個液壓系統(tǒng)運行錯亂。 2.5.2 運行階段應注意系統(tǒng)出現(xiàn)的以下故障 1.管路接頭由于系統(tǒng)在運行時的振動而松脫后，我們這是應該及時停車，檢查接頭，若接頭處已損壞，必須馬上更換。 2.由于選擇的密封元件質量不好，或是由于在裝配過程中因為裝配不當而造成的密封件損壞，這樣同樣會造成整個液壓系統(tǒng)的外泄漏嚴重，維修人員必須立即更換好的密封元件，還有在裝配過程中注意裝配的合理性。 3.在使用的地質條件下，當外界環(huán)境條件散熱條件差時，石油液溫度過高，從而引起的泄漏，要注意周圍的散熱和整個系統(tǒng)的散熱還要檢查周圍的散熱條件，還要及時檢查液壓系統(tǒng)的散熱裝置和冷卻裝置。 4.設備運行長期的一段時間后，因為由于長期的運行會對元件造成極大的磨損，要注意全面系統(tǒng)中元件，對已經(jīng)失效的元件要及時維修或更換，以防止液壓設備不能運行而被迫停產(chǎn)，這樣會對企業(yè)產(chǎn)生較大的影響和經(jīng)濟損失。 2.5.3 故障診斷步驟 1.液壓系統(tǒng)中的傳動設備如果運轉不正常。例如，馬達，液壓缸等沒有運動，運動不穩(wěn)定，運動方向不正確，運動速度不符合要求，動作順序錯亂，力輸出不穩(wěn)定，泄露嚴重，爬行等。無論是什么緣故，都可以歸納為：流量、壓力和方向三大問題。這時我們首先要通過安裝在液壓缸上的壓力表看其是否失靈。 2.審核液壓回路圖，并檢查每個液壓元件，確認它的性能和作用，初步評定其質量狀況。 3.列出與故障相關的元件清單，進行逐個分析。進行這一步時，一要充分利用判斷力，二是注意絕不可泄漏對故障有重大影響的元件。 4.對清單中所列元件按以往經(jīng)驗和元件檢查的難易排列次序。必要時，列出重點檢查的元件和元件的重點檢查部位。同時安排測量儀器等。 5.對清單中列出的重點檢查元件進行初檢。初檢應判斷以下一些問題：元件的使用和裝備是否合適；元件的測量裝置、儀器和測試方法是否合適；元件的外部信號是否合適，對外部信號是否響應等。特別注意某些元件的故障先兆，如過高的溫度和噪聲、振動和泄漏等。 6.如果初檢中未查出故障，要用儀器反復檢查。 7.識別出發(fā)生故障的元件。對不合格的元件進行修理或更換。 8.在重新啟動主機前，必須先認真考慮一下這次故障的原因和后果。如果故障是由于污染或油液溫度過高引起的，則應預料到另外元件也有出現(xiàn)故障的可能性，并應針對隱患采取相應的補救措施。例如，由于鐵屑進入泵內(nèi)引起泵的故障，在換新泵之前要對系統(tǒng)進行徹底清洗，以免造成新的堵塞，對元件損害較大。 第三章 采煤機牽引部液壓輔助裝置傳動系統(tǒng) 3.1 概述 由于在設計的采煤機牽引部液壓系統(tǒng)時，油路比較多而復雜，因此在輔助裝置傳動系統(tǒng)中采用簡單容易操作的理念，因為設計的是單滾筒有鏈牽引的采煤機液壓系統(tǒng)，因此采用一個泵供油來驅動調(diào)高缸、調(diào)斜缸、防滑缸、翻轉油缸、離合油缸。在系統(tǒng)中的各個功能不能同時進行動作。 3.2 牽引部輔助裝置液壓傳動系統(tǒng) 3.2.1 調(diào)高油路 1.手動操作：定量泵1→閥3→換向閥10→液壓鎖20→調(diào)高缸1。使閥3處于中位和手動換向閥10處于右位工作，調(diào)高油缸開始動作，若要使油缸活塞桿外伸停止，則搬動換向閥10的手把處于中位，在20a和20b 組成的液壓鎖作用下，將活塞桿停在所需要的位置。閥2、5、6、13在油路中起安全閥的作用。 2.按鈕操作：使閥3處于中位，按動按鈕使換向閥10使其在左位工作，油液進入油路 ，這樣液壓缸的動作與手動操作完全一樣，在這里就不再進行詳細的說明。 3.2.2 調(diào)斜回路 1.手動操作：定量泵1→閥3→換向閥10→換向閥11→調(diào)斜缸14和16。閥3和換向閥11處于中位，搬動換向閥11的手把，油液分別進入兩個調(diào)斜油缸14和16。 2.按鈕操作：閥3和換向閥11處于中位，按動換向閥11左側按鈕使其左側工作，兩個調(diào)斜油缸開始工作，按動換向閥11右側按鈕時，處于卸荷狀態(tài)。 3.2.3 翻轉檔煤板 1.定量泵1→閥3→換向閥10→換向閥11→單向閥12→離合缸9 首先向外拉閥3和4的公用的超縱手把，就可以關閉閥4回油池的通路閥4處于左位，閥3、換向閥10、換向閥11處于中位。離合缸9克服彈簧力將活塞 銷插入弧形擋煤板的圓空中。 2．操縱閥3使其在左位，高壓油進入翻轉油缸8，另一翻轉油缸7排油。 3.2.4 防滑回路 根據(jù)煤礦安全規(guī)定，采煤機在傾角10°以上的工作面工作時，必選安裝防滑裝置。該設計中采用一個單向閥19、轉閥17和防滑油缸18組成防滑回路。首先操縱閥4的手把讓其在左方位工作，轉閥17在圖示位置，讓高壓油進入防滑油缸18的右腔，防滑油缸18的彈簧被壓縮，然后操縱閥4的手把讓它處于圖示位置，由于單向閥19的作用，防滑油缸18的彈簧繼續(xù)被壓縮。當采煤機開始工作時，首先將轉閥17轉到另一位置，防滑油缸18左、右腔即可串通，活塞桿被彈簧推出，防滑裝置進入可工作狀態(tài)。 第四章 牽引部傳動系統(tǒng) 4.1 牽引部傳動系統(tǒng)的分析 由于設計參數(shù)種所規(guī)定的電動機的轉速為1470r/min，但是在所選的主泵的轉速為970r/min，所以必須采用一級此輪減速來滿足主泵的轉速要求，這才能達到我們設計所需要的目的和要求。 在設計的采煤機牽引部液壓系統(tǒng)時，采用的是中速方案，并且確定傳動比，因此在馬達至滾輪之間采用三級齒輪加上一級行星齒輪減速，來達到我們對采煤機速度的要求。 4.2 各級齒輪的傳動比的確定 4.2.1 確定電動機到主泵的傳動比 (4－1) 選取齒輪的齒數(shù)為20，那么由上式得到齒輪=30，這樣我們就可以，查閱相關手冊選取這樣的一對齒輪。根據(jù)設計的內(nèi)容和時間上的問題，在這里我們就不 在選取齒輪的規(guī)格型號。 4.2.2 確定馬達至滾輪傳動比 在設計時是采用一級齒輪和一級行星輪傳動，根據(jù)所選定=18，=59，， ，=17， ， (4－2) 將所有的已知數(shù)據(jù)帶入上式，可以得出，，所以設計的傳動系統(tǒng)滿足系統(tǒng)的要求，是采煤機的牽引速度V=0-8.5m/min。輔助泵由電動機經(jīng)和連接在一起，輔助泵在這里的作用是給牽引部液壓系統(tǒng)中的主右路補油和供給控制回路壓力油用的。 第五章 主系統(tǒng)、液壓馬達以及輔助系統(tǒng)元件的選擇計算 5.1 主油泵和馬達的計算 5.1.1 已知參數(shù) 1.采煤機的裝機功率100KW，電動機轉速n=1470r/min，最大牽引力=130KN,牽引速度=0～8.5m/min。 2.牽引部液壓傳動系統(tǒng)的工作壓力P=10～12MPa。 5.1.2 主回路的泵和馬達的選擇 1.確定液壓馬達的最大轉速： 采用四級齒輪傳動， =161.23 由公式： (5－1) 式中：—采煤機的最大牽引速度； —液壓馬達軸至驅動鏈輪的總傳動比； t — 鏈環(huán)節(jié)距；mm z—鏈輪齒數(shù)，一般取z=5 。 將已知數(shù)據(jù)帶入公式 (4-1)中，就有； =1594r/min 2.確定液壓馬達的輸出扭矩： 由公式： = (5－2) 式中：—液壓馬達輸出轉矩； —采煤機最大牽引力； —查閱相關手冊，取280mm； —液壓馬達軸至驅動鏈輪的總傳動比； —液壓馬達軸驅動輪的總轉動功率： —無鏈牽引查閱相關手冊后，取1。 將已知數(shù)據(jù)帶入公式 (4-2)中，就有： = =135 3.確定液壓馬達的排量： 由公式： (5－3) 式中：—液壓馬達輸出轉矩； —液壓馬達的排量； —液壓馬達的機械效率，由于選擇的是柱塞馬達，取為0.9-0.95； = —液壓馬達的有效工作效率；—進口壓力；—出口壓力。 將已知數(shù)據(jù)帶入公式 (4-3)中，取壓力損失為1 就有： =93.2mL/r 4.確定液壓馬達的實際輸出流量： (5－4) 式中：—液壓馬達的實際輸出流量；L/min —液壓馬達的最大轉速；r/min —液壓馬達的排量；mL/r —馬達的容積效率。 將已知數(shù)據(jù)帶入公式 (4-4)中，就有： =160L/min 5.確定主油泵的最大輸出流量： (5－5) 式中：—系統(tǒng)漏損系數(shù)和流量裕度系數(shù)，=1.1-1.3，取1.1857 —液壓馬達的實際輸出流量; L/min —主油泵的最大輸出流量. L/min 將已知數(shù)據(jù)帶入公式 (4-5)中，就有： L/min 6.確定主油泵的最大工作壓力： (5－6) 式中：—主油路的總壓力損失，初步估算后可取=0.5—1 —進口壓力。 將已知數(shù)據(jù)帶入公式 (4-6)中，就已知=11， 有： 7.確定采煤機的最大牽引速度： 有鏈牽引，有公式： (5－7) 將上述的已知數(shù)據(jù)帶入公式(4-7)，就有： =8.5m/min 5.2 主油泵，馬達及輔助泵（補油泵）的選擇 5.2.1 主油泵1的選擇 根據(jù)上一節(jié)所計算的設計的內(nèi)容，主油泵應該流量大于190L,壓力應該大于11.7，這樣就滿足了主油泵在液壓系統(tǒng)的中的工作要求，讓系統(tǒng)能夠正常的運行，因此選擇表5－1得到的泵。 表5－1 主油泵的型號及參數(shù) 型號 排量 額定壓力 最高壓力 轉速 r/min 容積效率 驅動功率 KW TZXB732 243.3 16 25 970 64.3 注意事項：1，空載時，采煤機牽引力由于達不到最大的T，因此我們可以按T考慮。 截煤時，采煤機的牽引速度也達不到最大的牽引速度，因此我們也按V考慮。 5.2.2 液壓馬達2的選擇 在選擇液壓馬達時，必須要滿足轉速要大于我們計算的轉速1593.6r/min，另外就是壓力一定要大于工作壓力12，還有就是所選擇的馬達的轉矩必須大于135.3，但是在選擇時，要考慮到性價比，還有就是所選馬達的實用性，選擇表5－2所得到的泵。 表5－2馬達的型號及參數(shù) 馬達型號 排量 壓力 轉速 r/min 扭矩 MFB45 94.50 20.7 100-2200 271 所選馬達的驗算： = (5－8) = =137.3 因此有: (5-9) = =132 KN 因為計算的132KN大于我設計所規(guī)定的130KN，所以我所選的馬達符合我的設計要求。 5.2.3 補油回路中輔助泵5的選擇 因為主油路為閉式系統(tǒng)，選擇是因考慮選擇低壓泵，例如有外嚙合齒輪泵，內(nèi)嚙合擺線泵，而且泵的工作壓力P≤2.5 MP，并且補油泵的流量。將已知的帶入到公式中，得到=41.4L/min ，選擇表5－3所得到的泵。 表5－3輔助泵的型號及參數(shù) 型號 排量 額定壓力 轉速 rpm 容積效率% 驅動功率kw 重量 kg CB—B50 50 2.5 1450 ≥94 2.6 11.0 5.3 采煤機牽引部液壓控制元件的選擇 5.3.1 對牽引部中的粗慮油器3的選擇 慮油器的流量應該大于=41.4L/min ，這樣才能滿足泵所需要的流量，過濾精度在考慮性價比后不宜選擇太高，選擇下表所示的慮油器。 表5－4粗慮油器的型號及參數(shù) 型號 過濾精度μ 流量 壓力損失 MP 通徑mm 發(fā)信號壓力MP CXL-63×80C 80 63 ＜0.01 25 0.03 4.3.2對手動液壓泵4的選擇 在選擇手動液壓泵時參照補油回路中輔助泵5的參數(shù)和指標 ，所以選擇表5－5所得到的泵。 表5－5手壓泵的型號及參數(shù) 型號 高壓壓力MP 低壓壓力MP 高壓流量 低壓流量 最大手壓力 MP 油箱容量 L SYB—2 7 1 2 12.5 0.5 3 4.3.3對精慮油器6的選擇 設置精慮油器6的目的是，讓油也流入運行元件時的雜質盡量的少，這樣就可以減少整個系統(tǒng)中元件的堵塞和磨損，因此必須選擇過濾精度高的慮油器，流量參照粗慮油器的流量，選擇下表所示的慮油器。 表5－6精慮油器的型號及參數(shù) 型號 流量 額定壓力 MP 初始壓力降MP 過濾精度μ XU-63×200 63 6.18 0.06 200 4.3.4對單向閥7、10、11、12的選擇 首先在選擇單向閥時我們要考慮它的流量應該大于63L這樣才能滿足補油回路對主回路的補油，并且開啟壓力應該盡量選擇小一些，工作壓力必須大于24 MP，這樣單向閥在右路中才能液壓系統(tǒng)的壓力要求，從而使整個系統(tǒng)的運行比較正常，選擇下表所示的單向閥。 表5－7單向閥的型號及參數(shù) 型號 額定壓力 MP 開啟壓力 MP 流量 A-H32b20l 32 0.4 100 4.3.5對高壓安全閥15的選擇 在系統(tǒng)中設置高壓安全閥-15的作用主要是，起到對主油路的高壓側保護作用，因此所選的安全閥的壓力應該大于工作壓力24 MP，流量必須大于138.6L，這樣對系統(tǒng)得的高壓油路中才能更好的起到保護作用，選擇表5－8所示的安全閥。 表5－8 高壓安全閥的型號及參數(shù) 型號 通徑mm 流量 壓力MP DB10G150YW220-50DZR 32 250 35 4.3.6對剎車電磁閥18的選擇 在主液壓系統(tǒng)中，剎車電磁閥-18是對液壓制動器-17的控制，又輔助泵提供壓力油，因此在選擇時，流量和壓力都應該大于所選的輔助泵的參數(shù)值，選擇表5－9所示的電磁閥。 表5－9剎車電磁閥的型號及參數(shù) 型號 流量 壓力MP 重量kg 3WE6A50W220 60 31.5 1.2 4.3.7對電磁換向閥32的選擇 電磁換向閥-32是通過電信號轉換成液動信號，由輔助泵供油，因此在選擇時同樣要以輔助泵人能夠的流量和壓力作參照，流量和壓力必須大于輔助泵的流量和壓力，這樣才能更好的實現(xiàn)電氣操作調(diào)速，選擇表5－10所示的電磁換向閥。 表5－10電磁換向閥的型號及參數(shù) 型號 流量 壓力MP 通徑mm 重量kg 34D-63BY 63 6.3 18 5 4.3.8對遠程調(diào)壓閥37的選擇 在第一章里面已經(jīng)敘述，遠程調(diào)壓閥-37是對采煤機牽引部恒壓控制，因此該閥的選擇上不僅要依靠輔助泵做參照，還要依靠高壓安全閥-15做參照，因為遠程調(diào)壓閥的壓力一定要比高壓安全閥的壓力小，這樣才能使整系統(tǒng)運行穩(wěn)定，選擇表5－11所示的遠程調(diào)壓閥。 表5－11遠程調(diào)壓閥的型號及參數(shù) 型號 流量 壓力MP 通徑mm 重量kg Y2-Hd6L 63 32 6 1.3 第六章 牽引部液壓系統(tǒng)的壓力損失和溫升驗算 6.1 牽引部液壓系統(tǒng)的壓力損失驗算 (6－1) 。那么，現(xiàn)在可以根據(jù)公式：在整個液壓系統(tǒng)中必定有油液的流動，在各種各樣的因素干擾下，液壓系統(tǒng)必定要產(chǎn)生壓力損失，當壓力損失大于估計的損失1 MP時，那么該液壓系統(tǒng)就不能夠被使用，在該設計中，一般所選用的油液為礦物油磷酸酯液液壓油，查閱相關手冊得在一般情況之下，該液體的粘度為 式中： —系統(tǒng)的壓力損失; —沿層阻力損失; —局部阻力損失; —因為中間過程中不經(jīng)過閥，我們可以以0計算。 下面由公式： (6－2) 式中：—油液的介質粘度; L—管路的長度，取1m； Q—通過管路的流量，取為; d—管道內(nèi)的直徑，取為25mm. 將一直數(shù)據(jù)代入公式(5-2)，就有： 還有公式： (6－3) 將一直數(shù)據(jù)代入公式后，就有： =0.027 MP 因此在該系統(tǒng)得壓力損失就為： (6－4) = =0.207 MP 所以可以得知=0.207 MP＜1 MP，完全滿足系統(tǒng)得壓力損失要求。 6.2 牽引部液壓系統(tǒng)得溫升驗算 系統(tǒng)的發(fā)熱來源于系統(tǒng)內(nèi)部的能量損失，例如液壓泵和執(zhí)行元件的功率損失，溢流閥的溢流損失，液壓閥及管道的壓力損失等。這些能量轉換為熱能，使油液溫度升高。油液溫升會使其黏度下降，溢漏增加，同時會使油分子裂化聚合，產(chǎn)生樹脂狀物質，堵塞液壓元件小孔，影響液壓系統(tǒng)的正常工作。 6.2.1 系統(tǒng)發(fā)熱功率的計算 (6－5) 式中， —液壓泵的輸入功率，KW —液壓執(zhí)行元件的輸出功率，KW 考慮到采煤機正常工作時： 截煤時，采煤機的牽引速度也達不到最大的牽引速度，因此我們也按V考慮。 就有： 取 那么我們將已知的數(shù)據(jù)，帶入以下公式： (6－6) （6－7） 將所有計算所得的數(shù)據(jù)，帶入公式： =5.222KW 6.2.2 系統(tǒng)散熱功率的計算 通風良好時，就可以以下面的公式計算： (6－8) 式中：—油箱散熱系數(shù)，取℃ 3.2.5 油箱的散熱面積，， —查閱相關手冊后，取40℃ 所以將所有已知數(shù)據(jù)帶入 得， (6－9) 因此我們將計算所得的數(shù)據(jù)代入該公式后得 這樣我們就可以對系統(tǒng)中的冷卻器進行選擇：根據(jù)上述的數(shù)據(jù)，查閱相關手冊后，選擇表6－1所示的冷卻器。 表5－1冷卻器的型號及參數(shù) 型號 換熱面積 傳熱系數(shù) 設計溫度 工作介質壓力 2LQFW 0.6-16 368-407 100℃ 1.6 MP 第七章 輔助液壓系統(tǒng)的設計計算 7.1調(diào)高油缸的設計計算 7.1.1已知參數(shù) 工作壓力 P=10 MP 推力 F=14×10N 拉力 F=8×10N 行程 S=640mm 活塞外伸速度 V=0.7 7.1.2當液壓缸以推力為負載時 = (7－1) D = = =137mm 查手冊選擇缸內(nèi)徑 D=140mm 拉力時 F= (7－2) 94.2mm 查手冊選擇缸內(nèi)徑取 d = 90mm 7.1.3驗算 將D=140mm d=90mm代入原式 = = N F= =N 均符合要求 7.1.4液壓缸流量的確定 Q=VS (7－3) V=0.7 S ===0.015386 (7－4) =VS=0.70.15386 =10.77 P=10 MP時 =10+1=11 MP 7.1.5輔助系統(tǒng)中液壓泵進行選擇 所選的液壓泵的流量和壓力應該大于計算所得出的值，這樣才能使整個輔助液壓系統(tǒng)的供油正常，是系統(tǒng)能夠打到設計的要求，選擇表7－1所示的泵。 表7－1液壓泵的型號及參數(shù) 型號 額定壓力 MP 最大壓力 MP 額定轉速 排量 ml/r 容積效率 流量 CBB 14 17.5 2000 6 0.9 12 7.2調(diào)斜油缸的計算 7.2.1缸筒內(nèi)徑和活塞桿直徑的確定 調(diào)斜油缸的推力和拉力可以由下面的經(jīng)驗公式確定： F=0.8 F=0.8×14×10=11.2×10N F=0.8 F=0.8×8×10=6.4×10N 那么每一個調(diào)斜油缸的推力和拉力就是： F=0.5 F=5.6×10N F=0.5 F=3.2×0N 推力時 F= (7－5) D= = = 0.08665m =86.7mm 取D = 100mm 拉力時 F= (7－6) 0.0756m 75.6mm 取d = 70 驗算調(diào)斜油缸的伸，縮速度： V===0.686 (7－7) ===3.26 (7－8) 7.3防滑缸的計算 已知： 由式（3-1）得缸內(nèi)徑 查手冊，選擇63mm，則此時實際推力 活塞桿直徑 查手冊，選擇為40mm,則此時實際拉力 。 以的流量供油給調(diào)斜缸時，活塞的移動速度： 活塞桿伸出時的速度， 活塞桿縮回時的速度， 7.4防轉擋煤板油缸計算 已知： 缸內(nèi)徑 查手冊，選擇80mm，則此時實際推力 活塞桿直徑 查手冊，選擇為50mm,則此時實際拉力 。 以的流量供油給調(diào)斜缸時，活塞的移動速度： 活塞伸出時的速度， 活塞桿縮回時的速度， 7.5輔助液壓系統(tǒng)中元件的選擇 7.5.1輔助液壓系統(tǒng)中手動換向閥的選擇 全部選擇一個型號，因為這樣可方便更換和維修，所以根據(jù)第二節(jié)中所計算的泵的流量和壓力，所以選擇表7－1所示的手動換向閥。 表7－1手動換向閥的型號及參數(shù) 型號 最大流量 l/min 最大壓力 MP 允許背壓 MP DCT-01-2B3-40 30 21 7 7.5.2對泵3的選擇 7.5.3對溢流閥5，6，10.11的選擇 這時我們首先要考慮到缸的工作壓力，還要以所選的輔助泵的技術參數(shù)為參考，選擇表7－2所示的溢流閥。 表7－2溢流閥的型號及參數(shù) 型號 重量kg 通經(jīng)mm 額定流量 壓力 MP 生產(chǎn)廠 YF—L10H 2.4 10 40 7～21 大連 在輔助系統(tǒng)中還有6個按鈕（換向閥），因為他們實在輔助泵的壓力條件下工作，因此我們自行設計該閥。 7.6輔助系統(tǒng)中壓力損失和溫升驗算 7.6.1輔助系統(tǒng)的壓力損失驗算 管子內(nèi)徑，查手冊，選擇公稱內(nèi)徑為8mm的軟管，由于調(diào)高缸在系統(tǒng)的最后一個回路上，所以現(xiàn)驗算調(diào)高缸的壓力損失。 由于調(diào)高和降低時的供油流量相等，各回路對稱，則有 液壓油在管內(nèi)的流速 管道流動雷諾數(shù) 油液在管道內(nèi)為層流，其沿程阻力系數(shù) 進油管道的沿程壓力損失 查和多路換向閥ZF-L20H-YT-Y的壓力損失，單向閥的壓力損失，濾油器的壓力損失，換各閥的壓力損失和為 所以油路的總壓力損失為 無需修改原設計。 7.6.2系統(tǒng)溫升的驗算 輔助系統(tǒng)的溫升驗過和和主回路系統(tǒng)的溫升驗算類似，使用公式相同。計算過程如下： 1）管路的當量機械效率由式得 式中：——主泵的工作壓力，。 ——系統(tǒng)的壓力損失，。 2）管路的容積效率由式得 式中：——系統(tǒng)無儲能器，最大工作流量=。 ——管路系統(tǒng)中各個閥的泄漏量和溢流量之和，稱為管路系統(tǒng)的容積損失，=-=24.25-21.24=1.395。 3）管路系統(tǒng)的總效率由式得 4）液壓傳動系統(tǒng)的總效率由式得 式中：——液壓系統(tǒng)總的能量損耗。 ——液壓泵的輸出功率。 ——液壓泵的總效率。 ——管路系統(tǒng)的總效率。 ——液壓缸或液壓馬達的總效率，此時為液壓馬達的效率。 泵的輸出功率 （7-9） 式中：——泵的容積效率。=0.94。 泵的輸入功率 式中：——泵的總效率，。 液壓系統(tǒng)的總發(fā)熱量 （2）系統(tǒng)溫升的計算 系統(tǒng)的溫升 式中： ——散熱系數(shù)，=9.32 ——油箱散熱面積， （7-10） 油箱的有效容積 （7-11） 其中：——經(jīng)驗系數(shù)，在此取1.2。 ——液壓泵的流量， 溫度不高，無需設置冷卻器。 第八章 調(diào)高液壓缸的設計 8.1調(diào)高液壓缸參數(shù)的計算 由前面已知和計算可知：調(diào)高缸缸筒內(nèi)徑D=140mm，d=90mm,，縮回速度為，工作壓力，推力，拉力，行程，活塞外伸速度。 8.1.1缸體基本參數(shù)的計算 最小導向長度的確定 當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點向導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度，用H表示，如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度增大，影響液壓缸的穩(wěn)定性，因此必需保證有一定的導向長度。由下式確定： （8-1） 取H=110mm。 式中：L——液壓缸的最大行程，mm。 D——缸筒內(nèi)徑，mm。 活塞的寬度B 一般取 取B=110mm。 導向套滑動面的長度A 在時取，在時取。 此處D=140mm，因此， 取A=75mm。 為了保證導向長度，過分增加A和B是不適合的，因此，在導向套與活塞之間裝一個隔套，隔套的長度由需要的最小導向長度H決定，即 取C =18mm 8.1.2液壓缸各主要零件強度計算 （1） 缸筒壁厚的計算 由于采煤機在煤礦井下長時間工作，滾筒的高度時常變化，而且力較大，因此對液壓缸的要求較高，采用厚壁鋼筒——缸筒壁厚與內(nèi)徑之比大于。采用鋼制鋼筒，壁厚按下式計算： （8-2） 查手冊圓整，取為14mm. 式中：——實驗壓力，一般可取最在工作壓力的（1.25～1.5）倍，。此處取1.5 D——缸筒內(nèi)徑，mm。 〔〕——缸筒材料的許用應力，可取〔〕=110。 ——缸筒壁厚，mm。 （2） 缸筒外徑 （3） 缸蓋厚度 （8-3） 取25mm。 式中：——缸蓋厚度，mm。 ——為缸蓋止口內(nèi)徑，mm。 P——同（4-2） （3） 缸體長度 缸體內(nèi)部長度應等于活塞的行程與活塞的寬度這和，L=S+B=640+110=750mm。缸體外部長度為892mm。 8.1.3液壓缸的