掩護式液壓支架液壓系統的設計畢業論文(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 頂梁長度（m）m: 移架后頂梁前端至煤壁的距離，一般m=640mm則 Fc＝（＋640）＝4200000mm＝㎡2．支護強度 支護強度是指支架對單位面積頂板提供的工作阻力，按下式計算：式中(KN/) mm3. 底板平均接觸比壓 平均比壓按下式計算 = (MPa)式中 ：平均比壓 （MPa） P：支架工作阻力 （N） :底座長度 （m）：底座當量寬度（m）4. 確定平衡千斤頂的規格 由平衡千斤頂的拉力計算圖可知取頂梁和掩護梁為分離體,對瞬時中心點O取矩,列平衡方程:=0 其中 則 再取頂梁為分離體,對頂梁和掩護梁的鉸點g取矩列平衡方程: mm 根據1984年我國正式發布的《礦用液壓立柱、千斤頂、柱徑系列》MT94－84煤礦工業部標準。鑒于所計算數據查表得柱徑為d＝150mm以此類推，計算出側推千斤頂缸徑100mm，行程160mm，推移千斤頂缸徑90mm，行程500mm，推力157KN,拉力98KN.5. 泵站壓力的確定 泵站壓力的確定按照立柱和千斤頂的工作壓力需要確定為： P = 32MPaFc＝㎡ =245=343==2=3計算得q＝KN/P=2000KN==求得＝ 28MPa 計算得ZY2000/16/28 掩護式液壓支架技術參數如下： 支架形式掩護式操作方式本架操作高度～m寬度～m初撐力1286kN工作阻力1960kN支護寬度m支護強度284kPa底座面積㎡底座比壓MPa重量5200Kg泵站工作壓力32MPa立柱(2根)缸徑160mm活柱直徑150mm行程1350mm初撐力643kN工作阻力980kN平衡千斤頂（1根）缸徑140mm活塞桿直徑85mm行程mm推力kN拉力317kN第三章 液壓支架的工況分析 立柱液壓缸的工況分析液壓支架立柱基本工況是出于制動狀態，立柱由卸載初撐支撐—卸載，如此不斷地工作循環，重復進行。根據計算數據描繪負載工況圖，如圖31：圖31立柱負載循環圖根據立柱的負載圖，得出液壓缸的最大負載980KN,得出液壓缸的工作壓力大于57MPa，取20MPa。 推移千斤頂液壓缸的工況分析液壓支架的推移千斤頂用于移架和推溜，負載在工作時不斷變化，同時具有周期性，大概的負載圖如32所示：圖32 推移千斤頂負載圖根據負載圖，得出液壓缸的工作壓力大于57MPa。根據實際取值。 平衡千斤頂液壓缸的工況分析平衡千斤頂工作時不斷變化，大概繪制出負載圖，如33所示：圖33 平衡千斤頂負載圖根據負載圖，得出液壓缸的工作壓力大于57MPa，根據實際取值。第四章 液壓支架的液壓系統圖設計液壓執行元件分為液壓缸，擺動缸，液壓馬達。根據本課題的設計要求，主要實現的是直線運動，所以主要采用液壓缸進行驅動。（1）對于要求往返速度一致的場合，可采用雙活塞桿式液壓缸，若有快速返回的要求，則宜用單活塞桿式液壓缸，并可考慮差動連接。（2）行程較長時，可采用柱塞缸，以減少加工的困難；行程較長但負載不大時，也可考慮采用一些傳動裝置來擴大行程。（3）工程機械設備要求的液壓缸強度大，不易使用普通液壓缸。要適當進行變換。（4）間隙密封活塞的液壓缸不宜承受重載。當液壓缸的活塞與缸筒之間采用間隙密封時，液壓系統壓力不能過高，負載不宜太大，否則容易泄露，降低效率。（5）柱塞缸不能靠液壓力回程，由于只有一個控制口，因此只能驅動正向負載，柱塞缸只能用在回程有外力的場合。 綜合各方面考慮，本設計采用單作用伸縮液壓缸。 液壓系統的整體介紹該系統需要完成立柱的升降，推溜，移架，側護板推出和收回，頂梁和掩護梁的角度調整等動作。 液壓主要回路設計（1）立柱的升降需要用鎖緊回路進行控制，鎖緊回路分為單向閥鎖緊回路和換向閥鎖緊回路以及液控單向閥鎖緊回路。單向鎖緊回路，活塞只能在行程終端鎖緊。換向閥鎖緊回路，活塞可以在行程的任何位置上鎖緊。液控單向閥鎖緊回路，活塞可以在行程的任何位置上鎖緊，其鎖緊精度只受油缸內較小量的漏損所影響。該回路鎖緊可靠，持久，經得起負載變化的干擾。根據液壓支架負載不斷地變化，選擇液控單向閥的鎖緊回路，同時進行限壓。（2）支架的推溜只是簡單的利用閥控制液體進入推移千斤頂的活塞腔，推動活塞桿實現推溜。（3）支架的移架與支架的推溜相反，使液體進入推移千斤頂活塞桿腔，實現支架的移架。（4）支架的頂梁和掩護梁的角度調整，通過將平衡千斤頂的控制進行。由立柱的升降類似，根據動作的要求，兩梁之間可以實現可調整范圍內任意角度的調整，可以得知采用雙向鎖緊限壓回路，進行控制。（5）側護板的推出和收回必須在支架降下后進行，通過參考書本和動作的分析，參照方向控制回路，選擇換向控制回路，同時需要完成推出頂梁側護板，推出掩護梁側護板，收回側護板，三個動作，利用四個缸并聯進行實現。 液壓系統圖由此得出液壓系統圖如圖41 圖41 液壓系統圖1－平衡千斤頂；2－立柱；3－推移千斤頂；4－側推千斤頂；第五章 液壓元件的選擇根據前面計算的數據，得出泵站的壓力為32MPa。泵站流量的大小，決定了支架的移動速度。為了較好的發揮采煤機的效能，支架的移動速度，必須與采煤機正常的牽引速度相適應。泵站的流量應根據每架支架在移動時的工作循環中需要的油缸的最大流量來確定：式中：﹑、……支柱、推移千斤頂、平衡千斤頂……的缸體內徑 (厘米)；﹑、……移架時支柱的升降值和推移千斤頂……的行程(厘米)﹑、……支柱、推移千斤頂、平衡千斤頂……的個數。2每架支架在一次移動中支柱、推移千斤頂、平衡千斤頂……伸縮各一次；采煤機在使用中的正常牽引速度，812（米/分）；l支架中心距（米）。上式可以寫成一般式： 由于在操作中需要一定的輔助時間，同時還應考慮統的漏損，所以泵站的實際流量應比計算值要大,計算流量為670L/min,根據數據查參考書《機械設計手冊》得，選擇泵的類型參數如表51表51型號排量/ml/r壓力/MPa轉速/r/min生產廠A2V324750上海液壓泵長 泵站電動機功率確定泵站的壓力和流量確定以后,泵站的輸出功率既可確定： 式中：P泵站的額定壓力（公斤/）；Q泵站的額定流量（升/分）；y泵站的總效率；泵站的容積效率；泵站的機械效率；N泵站的輸入功率。對上式代入數值： 由《機械設計手冊》查得選擇ys7134型電機，具體參數如下表52：表52型號額定功率kw同步轉速r/min電流A功率因數cosYKK400 52500300059 乳化液箱容積的確定選擇集中式液壓站。乳化液箱是工作面液壓支架工作時，所需要工作液體的總倉庫。由于井下條件所限，油箱容積不能過大，以免過分笨重，給安裝、搬運帶來困難，但容積過小了，又不能滿足液壓支架正常工作的需要。因此，必須合理確定乳化液箱的容積。液壓油箱在不同的工作條件下，影響散熱的條件很多，通常按壓力范圍來考慮。液壓油箱的有效容量V可概略地確定為：在低壓系統中（P≤）可取： V=(2～4) 在低壓系統中（P≤）可取：V=(5～7) 在低壓系統中（P ）可取： V=(6～12) 式中： V——液壓油箱有效容量； ——液壓泵額定流量。根據以上條件，得出油箱的容量4020L，根據《液壓設計手冊》查得油箱型號為AB4002/05000，選擇筒形油箱，容量5000L。根據計算的壓力和流量，根據液壓系統設計簡明設計，液壓系統采用的閥類元件有：（1）4WMM16J型三位四通電磁換向閥，（2）SLGG230/2型液控單向閥,（3）Y2H20型溢流閥，（4）H91320P型單向閥（5）CJZQH3215F型截止閥。 輔助元件如下表52表52序號元件名稱規格技術指標出處1液位計YWZ150《液壓系統設計簡明手冊》2空氣濾清器QUQ3《液壓系統設計簡明手冊》3濾油器SU1BF80*67《液壓系統設計簡明手冊》4聯軸器NL2《機械零件設計手冊》5壓力表開關KF3E3B《液壓系統設計簡明手冊》6壓力表Y100T《機械零件設計手冊》 管道尺寸的確定油管尺寸一般可以參照選用的液壓元件的接口尺寸，也可以按管路充許的流速進行計算。綜合諸因素，本系統油管可參照各閥件的尺寸，分別選通徑為1120的鋼管，在液壓站通往支架的一段選用通徑為15的膠管。第六章 驗算液壓系統 驗算泵到液壓缸回路中的壓力損失（1）沿程壓力損失泵到液壓缸間管路較長，管路長粗略取，管內徑取，油在管路中的實際流速為:所以，油在管路中呈紊流流動狀態，其沿程阻力系數為按式 ，求得沿程壓力損失為（2）局部壓力損失管路局部壓力損失閥類元件的局部損失的數值參考產品樣本及計算得，所以泵到液壓缸的系統壓力損失由以上計算結果看，泵的實際出口壓力距泵的額定壓力還有一定的壓力裕度，因此所選用的泵是合適的。 管路系統總壓力損失及壓力效率（1）管路系統總壓力損失=沿程壓力損失之和+局部壓力損失之和，即對于多條支路的液壓系統，通常選壓力損失最大的支路來計算， （2）管路系統的壓力效率式中 —液壓系統的調速壓力。 液壓支架液壓油油溫升太高，會使油的質量變壞，影響元件壽命和系統效率，一般情況下，若液壓支架的正常工作油溫是20～50℃，則最高允許油溫是60～80℃。系統的發熱由泵和執行元件功率損失，溢流節流損失和閥及管道壓力損失等引起的，驗算可按下式粗略地計算，系統溫升是否超過允許值，若超過則要采取冷卻措施。泵和執行元件功率損失引起的熱量是 （W）式中 P—液壓泵功率（KW）； —油泵效率，取=～。 溢流損失引起的熱量 (W)式中 —溢流閥的調定壓力(KPa)—溢流流量(L/min)。 閥的壓力損失引起的熱量 (W)式中 —閥的壓力損失(KPa)； —閥的流量（L/min）。 總的發熱量系統靠管道和油箱散熱，若溫升超過許可值，要采用一定的冷卻措施。由于管道的發熱與散熱基本平衡