第二章 阻车器的设计说明书

2 阻车器的设计 述 车器的用途及种类 线路阻车器是用于窄轨线路上的一种停车设备，它能使运动着的矿车停止在某一要求的地点，例如：翻车机、罐笼以及道岔的前面。阻车器一般安设在自动滑行坡道上，尤其用在矿井井口，阻车器一旦失灵，阻不住运动的矿车，将会发生跑车事故，损坏设施，甚至危及人身安全，其后果是严重的。因此，线路阻车器既是矿井生产中不可缺少的专用设备，也是一种安全设备。 它的种类有单式和复式两种。单式阻车器作为停车之用，复式阻车器除停止列车外，还起分解列车的作用，即限数放车，故又名“限 数阻车器”。复式阻车器主要用于将整列车分配到罐笼或翻卸设备中去。这种配车方式既简单又可靠。阻车器配车方法有多种形式：有用杠杆控制的、有设前、后两阻爪方式的、也有用星轮控制的。在线路上一般使用的是设前、后两阻爪方式的。见图 2 1。 图 2式阻车器动作状态图 其动作要求是：当前爪阻车时后爪落下不起阻车作用；当前爪落下放车时，后爪一定要阻住后面的矿车。前后两副爪是互相连系的，其连系方式有连杆机构直接连系、有用供给气、液缸的管路连系的 。 车器的型式 (一 ) 根据用途分有： 1单式阻车 器； 2复式阻车器。 (二 )按阻车方式分有： 车挡板式； (三 )按操纵方式分有： 用手柄经杠杆系统操纵的 。 用气缸、液缸、电动减速装置、电磁铁和电力液压推动器等装置 操纵。 1)机械直接传动方式 利用与阻车器相配合使用的设备的运动，通过杠杆直接拨动阻车器的开、闭。如利用翻车机的回转、罐笼的升 降和矿车的运行等作为动力，碰撞连动阻车器的杠杆 系统，使阻车器进行自动开、闭。 2)电气操纵方式 利用相配合 使用的设备碰撞电气开关来操纵阻车器的开、闭。 车器设计的基本原则 阻车器是一个重要的安全设备，设计应达到如下要求： (一 ) 防止跑车措施 1阻车器要能自锁，即要求阻车器的阻爪在阻车时不得自行打开。 2阻车器的阻爪位置应在操纵台上有信号显示，以便使操作人员随时消除隐患事故。 3阻车器的开、闭应与相配合的设备连锁，尤其在罐笼井口及井底使用的阻车器要与罐笼的升降进行连锁，当罐笼不到位时，阻车器的阻爪，一定是处于阻车位置。 (二 )防止矿车掉道办法 在自动滑行道上运行的矿车，由于矿车新旧程度、检修 情况和气候变化等不同因素，矿车在运行中产生的速度差异很大。当运行速度较高的矿车突然被阻车器阻止时，矿车将发生剧烈地跳动，容易掉道，影响生产，而且易损坏道边设施。因此必须采取措施，以防掉道。 1应有较适宜的缓冲设施 阻车器上一般均设有弹簧，以吸收矿车冲击阻车器时产生的动能。要求弹簧不宜过硬，即最小工作负荷 (1P)和弹簧刚度 (P)都不宜过大，以便较多地吸收矿车动能，从而使矿车跳动较小，使矿车车轮不易掉道。 2设压轮装置和护轨 压轮装置和护轨是防止车轮掉道的有效措施。 如果只设护轨，仅能防止矿车作较小的跳动，而不掉道 。当车辆运动速度过大，阻车时 ， 跳动剧烈，矿车仍易于掉道。此时使其 复位 将 更加困 难，因为护轨比钢轨面高出 21 毫米，因此必须同时设压轮装置。 (三 )应具有便于检查、检修和清理的条件 设备运转的是否正常，既与设计、制造和安装的好坏有关，也 与运转中的维护、检 修有关。一台好的设备，如果没有正常的检修制度，也是用不好的。在设计和考虑布置时，必须具有便于检查、检修和清理的条件。 D、 列阻车器的设计 特点 现有阻车器有阻矿车车轮式、阻矿车车轴式和阻矿车挡板式。它们的 共同缺点是对矿 车某些零部件的受力状况不利。例如：阻矿车车轮式的，对车轮的滚珠轴承和轴都不利；阻矿车车轴式的，对车轴不利，尤其是阻列车时更为严重；阻矿车挡板式的，对矿车主梁的受力状况不利，主梁损坏严重，而且每台矿车必须专为阻车增设一块挡板装置。 复式阻车器采用了前、后爪型的配车方式。它具有操作简便、使用可靠并易于维护等特点。缺点是结构较复杂，例如，前、后爪动作的配合，在气、液动操作时，利用供给气、液管路连接的办法来操纵的。复式阻车器管路系统图 见图 2 2。在手动操作时，一种方法是 利用连杆机构直接连接操作。另一种方法是将前、后爪直接连成一整体， 一次操作。 (二 )自锁方式 自锁是保证阻车器阻车可靠的重要环节， 本阻车器可实现自锁的 有： 图 2式阻车器管路系统图 1利用重锤进行自锁。在支承杆上 设 有重锤扦，并在其上固定重锤块。自锁力为 100 公斤。当液压 压 力 不足，甚至为零时，打开换向阅，阻爪被抬起到阻车位置，将矿车阻住。 2利用支承杆过死点方式进行自锁用在井口操纵分车时，既适 用、又可靠。 3利用操纵部分控制原件的结构特点进行自锁。 1)用气 (液 )动操作时，首先应正确地选用换向阀 。气动式的应选用通路状态为中封式的换向阀；液动式的应选用 0 型或 M 型换向阀，见图 2 3(a)、(b)。主要目的是要求在停气时，气 (液 )缸的前、后两腔均成封闭状态，以保持缸内压强基本不变，防止支承杆随意倒下，阻爪自动打开而放走矿车造成事故。如选用了停气时就直通大气或直接与来气 (液 )管相通的换向阀时，应在缸的后腔管路上，安设一个气 (液 )控单向阀，见图 2 3(c)这样也可起到保持气 (液 )缸内压强基本不变的效果。 液压式效果较好，而气压式的密封困难，其效果难以达到理想。 图 2气（液）路控制系统图 2)手动操作时，首先打开自锁机构，然后才能进行对阻车爪的操作。 4机械自锁器 机械自锁器，式样很多，这里只介绍使用在气 (液 )动操作的阻车器上的二种：一种是爪式自锁器，其式样见图 2图 2一种是套式自锁器，见图 2些机械式自锁器都是利用气缸拉力的空行程来打开自锁装置的。当气缸推至尽头时，自锁装置将连接杆自行锁住。当连接杆被阻爪拉动时，自锁装置是无法打开的。只有气缸动作将叉形接头向后拉动，开 始的空行程区域动作即将自锁装置打开，随之连接杆才能动作。 图 2式自锁器 1 12345图 2式阻车器 2 12345图 2式自锁器 123456(三 )电气连锁和信号指示 气动、液动阻车器，在用电磁换向阀操作时，应与相配合使用的设备用 电气连锁 。当配合使用的设备不到位时，电磁换向阀就不能动作，使阻车器总是处于阻车状态。 阻车器传动装置 的轴头，考虑有装设水银开关装置的固定点。在集中操作时，应装水银开关并在操作台上设信号灯显示，用红、绿灯指示出阻爪的 开闭状 态。当与推车机配合使用时，应将水银开关与推车机连锁，以免阻车器未 打开前就硬 推车，损坏设备。 （四）设置防止矿车掉道设施 1提高弹簧吸收动能的能力 鉴于目前使用的阻车器弹簧的最小工作负荷较大、刚度也大， 当矿车冲击弹簧的弹性变形小 ， 吸收能量小。因此， 采取了以下措施： 1)将 1 吨和 1 5 吨矿车阻车器所用弹簧分别安设不同的数量。 弹簧规格和尺寸统 一。不同的矿车安装的弹簧组数有所 不同。阻 1 吨矿车是安设两组，阻 矿车时，则安设三组。 2)减小弹簧的最小工作载荷 弹簧的最小工作载荷160 2 720 公斤力， 180 公斤力，阻1 5 吨矿车时为 90 3 270 公斤力。 3)减小弹簧的刚度系数当矿车冲击时弹簧的弹阻 1 吨矿车时安设两改为阻 1 吨矿车时为 90 2弹簧的刚度系数由原来的 35 公斤力毫米，改为16 9 公斤力毫米。 2 设置了压轮装置和护轨 在阻车器的钢轨旁设置了护轨。在被阻的矿车车轮处设置了压轮装置。 这种压轮 装置的上部结构 压轮部分设计成可拆卸的。当电机车、装载机 等车辆、设备不能通过压车轮装置时，可将上部结构拆下来让其通过，之后再装上使用 。 (五 )设置了便于安装、检查、检修和清扫的地沟 设计中，阻车器主体采用工字钢支承，这样地沟较宽 ，而且也便于做成深、浅地沟等形式，对于安装、检查、检修和清扫都较方便。另外混凝土基础的施工也比较简便。 2 2 阻车器设计计算 计条件 （一）矿车特征 矿车型号 容积 V（ 3 轨距 B（ 自重1Q（ 载矸重2Q（ 总 重 W （ 00 630 1800 1630 （二） 1 吨单个矿车驶至阻爪处的最大许用速度 和缓冲行程 最大冲击速度.5 m/s 缓冲 行程2F=100 动能及弹簧计算 弹簧设计的条件是载矸重车以最大的许用速度冲击阻车器阻爪时所具有的动能，全部由缓冲弹簧的弹性变形吸收为条件来计算弹簧各参数。 （一） 载矸重车冲击阻爪时所具有动能 E 的计算 2 m a m v , N 式中 m 矿车质量 12m Q Q , k g式中 1Q、2对于 矿车 22m a x 1 2 m a m v Q Q （ 2 21 ( 6 3 0 1 8 0 0 ) 9 . 8 1 1 . 5 2 7 3 4 N (二 )弹簧变形吸收的功 A 22， N （ 2 式中 2P 弹簧最大工作载荷， N； 2F 弹簧最大工作载荷是的压缩变形， n 弹簧的 根数 因为： A=E 即： 222 m a n m v （ 2 因为是阻 1 吨矿车， 取 n=2， 得弹簧最大工作载荷：2P=27340N (三 )弹簧计算 最大工作载荷：2P=27340N 最小工作载荷：1P= 981N 工作行程： h=100荷种类： 2 类 构造型式：两端拼紧 3/4 圈并磨平 制造精度： 2 级 弹簧材料： 6021）允许极限载荷 由于2 类 23 P 27340P 3 4 1 7 5 8 0 . 8 2）弹簧刚度 21 7 3 4 0 9 8 1P 2 6 4 0 0 3）弹簧工作圈数 11 Pn P 式中1P 弹簧刚度 ， N/P=1825N/表 2 1 1825n 6 264取工作圈数1n=7 此时弹簧实际刚度为 11P 1825P 2 6 0 . 8 N/）最小工作载荷 12P P P h 2 7 3 4 0 2 6 0 . 8 1 0 0 1 2 6 0 N 5）弹簧总圈数 21n n 1 . 5 7 1 . 5 8 . 5 6）弹簧自由高度 12H n ( n 0 . 5 ) d , m m 式中 3= f = 1 1 m m（见表 2 d D t 2P 1P 2F 3f 2f 1P l q mm mm N mm mm ( 7 0 . 5 ) 2 2 2 4 3 . 3 m m 7）允许极限载荷下弹簧变形 33 P 34175F 1 3 1 . 0 m 2 6 0 . 8 8）最大工作载荷下弹簧变形 22 P 27340F 1 0 4 . 8 m 2 6 0 . 8 9）最小工作载荷下弹簧变形 11 P 1260F 4 . 8 m 2 6 0 . 8 10）允许极限载荷下弹簧高度 33H H F 2 4 3 . 3 1 3 1 . 0 1 1 2 . 3 m m 11）最大工作载荷下弹簧高度 22H H F 2 4 3 . 3 1 0 4 . 8 1 3 8 . 5 m m 12)最小工作载荷下弹簧高度 11H H F 2 4 3 . 3 4 . 8 2 3 8 . 5 m m 13）弹簧展开总长 2L l n 3 4 1 8 . 5 2 8 9 8 . 5 m m 14）每根弹簧重量 2W q n 1 8 . 5 9 . 8 1 8 . 5 8 3 . 4 N 压 缸推、拉力计算 根据阻 车碰头式阻车器图计算 。见图 2 图 2爪及传动杆工作原理图 1 连接杆； 2 阻爪； 3 支撑杆 图中几何尺寸（单位为 L=800，1 530l ，22 700l =l ， 3 446l， 4 488l， 5 700l，6 206l， 7 164l， 8 228l，9 30l ，10 90l 图中重力及载荷（单位为 N） 1G 阻爪重力 1G=1413N 弹簧组最大工作载荷 式中 2P 每根弹簧最大工作载荷； 矿车撞击阻爪 时 的 最大允许力 。 （一） 关闭阻车器 的 液压 缸推力 1、 支承力 0 1 4 1 2N G 0 1214GN l= l (2式中 1N 支承杆托住阻爪是所需支承力。 2、 液压 缸推力 Q 1 7 1 5 4 1 0P N F 0l l l l 式中 F 支承杆推动阻爪时 的摩擦阻力1F Nff 支承杆上滚轮对销轴的摩擦系数，系滑动摩擦 f= 1 5 4 1 0l l l=l (2 将式（ 2入式（ 2得： 11 2 5 4 1 047QG l l l f (2将图 2各个数字代入式（ 4： 4 1 3 7 0 0 ( 7 0 0 4 8 8 0 . 1 9 0 )P 1 0 8 8 1 6 4 （二） 打开阻车器的 液压 缸拉力 图 21、 停止时打开阻车器所需的反力 E 1 2 1 2P n ( Q Q ) ( s i n c o s ) n ( Q Q ) ( i ) (2式中 n 阻车器前的停车数量 1Q 矿车自 重 2Q 矿车载重 i 阻车器前平均坡度（一般 i = 重车启动阻力系数，取 =、 支承力 0 E 1 5 9 1 2P N ( ) G 0l l + l l 1 2 E 159G P N l (2式中 N 抬爪时所需克服矿车反力1G 阻爪重力 3、 打开阻车器所需 液压 缸压力 ，如图 2 2爪阻车时受力图 Q 2 7 9 8P N F 0l l l 98 l=l( l + =l(2式中 F 支承力 N 所产生的摩擦力 f 支承杆上滚轮对销轴的摩擦系数，系滑动摩擦，取 f=、 液压 缸能产生的推力拉力 D (222 ( D d ) (2式中 D 液压 缸直径 d 活塞杆直径 p 起源压力 5、液压 缸选择 1）确定液压 缸行程 S 2）确定 液压 缸直径 液压 缸推力根据式（ 2算结果为 以无须计算。 液压 缸拉力 Q 2 Q 2P 2 1 0 87N ( f )( D d ) p k4 21 0 874 k N ( f )（ 2 将式（ 2式（ 2代入式（ 2则 21 2 1 1 0 85 1 0 74 1 . 1 5 1 4 ( Q Q ) ( i ) ( f )( ) pl l ll l l 式中 K 储备系数，取 K=n 阻车器前停车数。 按 1 吨 载矸车、 10 吨架线电机车牵引，双线存车，一般总存车为 。每列车数为 18 辆。因此， 1 8 1 3 ，取 n=14 辆， i= =p 0 . 3 9 N / m m 活塞杆直径 284 1 . 1 5 1 4 3 6 9 0 0 . 0 2 4 5 3 0 6 5 0 ( 3 0 0 . 1 2 2 8 )D 5 07 3 0 0 . 0 4 1 6 4 = D=50 主要零件强度计算 （一）设计条件 图 2爪受力分析图 图中 矿车撞击阻爪时最大允许力 弹簧最大工作载荷 0R 阻爪受撞击时向上反力 1G、1l、2l、5l、8 阻爪支承力 E m a x 2P P P式中2P 弹簧最大工作载荷， 2P 27340 N在最大工作载荷下的弹簧变形 2F 1 0 4 .8 m m弹簧最多组数 n=3 （二）力的分析 E m a P 2 3 2 7 3 4 0 8 2 0 2 0 N 0 5 2 9 E 1 1 2N ( F ) P G 0l - + l l l E 1 1 25 2 9 F ) + l = 8 2 0 2 0 5 3 0 1 4 4 6 5 0 6 9 6 4 7 0 1 0 4 . 8 3 0 0 5 2 9 E 3 1 5 2 9 2 m a x 1 3R ( F ) P G ( F ) P ( ) 0l - + l l l - + l l l l E 3 1 5 2 9 2 m a x 1 305 2 9P G ( F ) P ( )R ( F )l l - + l l l + l = 8 2 0 2 0 4 4 6 1 4 1 3 ( 7 0 0 3 0 1 0 4 . 8 6 5 0 ) 8 2 0 2 0 ( 5 3 0 4 4 6 )7 0 0 3 0 1 0 4 . 8 =69587N （三）传动杆轴计算 该轴 在受到矿车撞击时，受力最大，此时是不扳动连接杆的，因而无扭转力矩。当 液压 缸拉动连接杆时，该轴只承受列车在 度上的下滑力，所需的支承力很小，而且也是静力。 1、 轴支点上的力 6 9 6 4 7R R 3 4 8 2 4 2、 轴中部直径 最大弯矩 W A 0 ( x )2= 83 4 8 2 4 ( 1 7 . 5 ) 4 7 0 1 2 4 N c 式中 动力系数， W 45 号钢基本许用应力 W=20601 2N/ 30 . 8 4 7 0 1 2 4D 7 . 4 30 . 1 0 . 1 2 0 6 0 1 0D 75 2轴受力图 图中几何尺寸 （单位 L=650， a=80， b=210， x=35，0x=175 3、 轴颈直径 轴颈最大弯矩 R X 3 4 8 2 4 3 . 5 1 2 1 8 8 4 N c m K M D 0 式中 动力系数，取 W 45 号钢基本许用应力 W=20601 2N/ 31 2 1 2 1 8 8 4D 4 . 9 1 c 1 0 . 1 2 0 6 0 1 取轴颈直径1D 70四）销轴 1、销轴所受合力 2 2 2 20 m a 9 5 8 7 8 2 0 2 0W ( ) ( ) ( ) ( ) 5 3 7 8 1 N c 2 2 2、 销轴 上最大弯矩 11a 5 3 7 8 1M W ( 2 a ) ( 8 . 4 4 ) 8 3 3 6 1 N c 2 4 8l + l l 图 2轴受力图 图中几何尺寸（单位 l=84， a=40 3、 销轴直径 3 4 7 0 1 2 4d 7 . 7 0 c 1 0 . 1 2 0 6 0 1 取销轴直径 d 80 式中 动力系数， W 45 号钢基本许用应力 W=20601 2N/4、 销轴剪切校核，其校验公式为： 2 5 3 7 8 1 1 0 7 0 1 0 7 9 1 N / c （五）弹簧拉杆 d s d sm a x 2 4 K 式中 动力系数，P 弹簧允许极限负荷 23P 2 1 5 8 2 N / c m0d 退刀槽处直径 0d m2m a x 24 2 2 1 5 8 24 4 3 8 N / c 5 2 90L/够满足流量要求。 由经验去泵的总效率为p=液压泵的驱动功率 Np= = 662 2 . 8 1 0 1 3 6 1 00 . 8 5 6 0 =p 液压泵的驱动功率 液压泵的最大流量 p 液压泵的总效率 2、电机的确定 由上述数据可以选定电机 技术数据如下： 型号 = 额定功率 10 满载同步转速 r/000 满载额定电流 A=209 满载效率 %=92 满载功率因数 转电流 /额定电流 =转转矩 /额定转矩 =声 )=0 3、 液压油的选型 根据所选液压泵的最大流量和压力，选择牌号为 液压油液，其运动粘度为其运动粘度为： 68s。 压油是在防锈、抗氧化型液压油的基础上发展而来的。在 20 世纪60年代，大多数液压系统采用黏度适宜的防锈、抗氧型液压油就可以满意的工作。随着液压系统向高压、高速、大功率和快速灵活控 制的方向发展，对工作介质极雅抗磨性能的要求不断提高，而防锈、抗氧型液压油难以满足要求，所以又发展了抗磨液压油。 是以深度精致的矿物油为基础油，出添加防锈剂外，主剂是极压抗磨剂，还辅以消泡剂、破乳化剂、金属钝化剂等。 磨液压油不仅具有良好的防腐、抗氧性，在极压抗磨性能方面表现更为突出，因此它适用于低、中、高压液压系统，也可用于其他承受中等载荷的机械润滑部位。 压控制阀 1 单向阀选型及技术数据 ： 图 3向阀 型号： 径： 32力： 32量： 200L/启压力： 制压力： p 产厂家： 上海液压件二厂 2 溢流阀选型及技术数据： 图 3流阀 型号： 量： 接方式： 板式连接 通径： 32定流量： 200L/压范围： 16 产厂： 上海元件二厂 3 减压阀 图 3压阀 减压阀是一种将较高的进口压力，降为所需出口压力的压力控制阀， 压口的流通面积随二次油压的变化而自动调节，使阀的油压基本恒定在调定值上。在用同一液压泵的液压系统中，减压阀可使系统区分成不同压力的回路，从而使不 同的执行机构各自得到所需的工作压力。它的另一种用途是稳定压力，利用该阀定值输出特点使二次油压平稳，以达到回路稳压的目的。此外利用定值输出特点，与节流阀串联组成液压系统的旁路调速，且不受负载变化影响。 功能：能使其出口压力低于进口压力，并使出口压力可以调节。 选择： 00 通径： 10高工作压力：进口 口 质：矿物油，磷酸酯 介质温度： 0摄氏度 流量： 80L/液比例溢流阀选型及数据 1、 采用电液比例阀的特点 采用电液比例 压力控制可以很方便地按照生产工艺及设备负载特性的要求，实现一定的压力控制规律，同时避免了压力控制阶跃变化而引起的压力超调、振荡和液压冲击。采用电液比压力控制阀与传统手调配用电磁方向阀的压力控制相比较，可以大大简化控制回路及系统，又能提高控制性能，而且安装、使用和维护都比较方便。在电液比例压力控制回路中，有用比例阀控制的，也有用比例泵或马达控制的，但是以采用比例压力控制阀控制为基础的被广泛应用。采用比例压力阀进行压力控制一般有以下两种方式：用一个直动式电液比例压力阀与传统溢流阀、减压阀等的先导遥控口相连接，以 实现对溢流阀、减压阀等的比例控制；或直接选用比例溢流阀或压力阀。 图 3电流要求曲线 由上图可以知道：要得到 系统压力，需要输入的电流 00线圈电阻大约为 25 ，则需要输入的电压大约是 10V。 本系统所选用的电液比例溢流阀具体数据具体如下图： 所选型号是： 3箱附件 1、 开式油箱液面应和大气连通，为防止空气中的污物进入油箱，油箱上部的通气孔上配置空气滤清器， 并且通气孔兼作注油孔用。 选择 气过滤精度： 10 m 空气流量： 油过滤网孔： 度适应范围： 100 外形尺寸： D 1 502 443 28 H 1341 82栓规格 312 图 3、 在液压泵的吸油管路上，安装网式过滤器，以清除较大的颗粒杂质保护液压泵。为了不影响液压泵的吸油能力，过滤器的通油能力选为大于泵流量的 2倍。 选择 180： 过滤精度： 180 m 压力损失： 油压 释放能量 性能特点：结构简单，容量大，压力稳定，但结构尺寸大而笨重，运动惯性大，反应不灵敏，易漏油，有摩擦损失。常用于蓄能。 2、 弹簧式蓄能器 工作原理：弹簧能量 油压 释放能量 性能特点：结构简单，反应尚还灵敏，但容量小，易内泄并有压力损失 ,不适于高压和高频 动作场合。一般可用于小容量、低压系统，用作蓄能和缓冲。 3、 充气式蓄能器 1）气瓶式蓄能器（直接接触式蓄能器） 性能特点：容量大，但由于气体混入油液中，影响系统工作的平稳性，而且耗气量大 ,需经常补气，仅适用于中、低压大流量系统。 2）活塞式蓄能器 性能特点：结构 简单，工作可靠，安装容易，维修方便，寿命长，但因有摩擦，反应不灵敏，容量较小。一般用于蓄能。 3） 气囊式蓄能器 性能特点：重量轻、尺寸小、安装容易、维护方便、惯性小、反应灵敏，但气囊制造困难。既可用于蓄能、又可用于缓和冲击、吸收脉动。 4）薄膜式蓄能器 （三） 、蓄能器的应用 1、 作辅助动力源 2、 作应急动力源 3、 保压补漏 4、 吸收压力脉动，缓和液压冲击 （四） 、蓄能器的安装 1、 气囊式蓄能器应垂直安装，油口向下 2、 用作 降低噪声、吸收脉动和冲击的蓄能器应尽可能靠近振源。 3、 与泵之间应安装单向阀 4、 必须用支架或支板将蓄能器固定 5、 蓄能器必须安装于便于检查、维修的位置，并远离热源。 6、 搬运和拆装时应排出压缩气体 在本系统中，由于液压缸活塞杆长时间不动，又要保持一定的压力，因此可用蓄能器来补偿泄漏。蓄能器作为补偿泄漏，保持压力用，当系统压力达到克服弹簧的弹力的时候，液压泵通过电液比例溢流阀卸荷，由蓄能器继续保持系统的 压力，并放出少量油液补充系统中的泄漏。当系统压力因泄漏过多而降低到规定数值时，电液比例溢流阀关闭，液压泵油箱蓄能器充压，使系统压力恢复到要求的数值。 本系统中选用气囊式蓄能器 （五） 蓄能器的计算 蓄能器总容积 在本系统中，蓄能器的作用是蓄能保压，有以下公式来计算蓄能器总容积： )1()1()1(11121 工作中要求输出的油液体积 系统最高压力 系统最低压力 充气压力，本蓄能器使用折合型皮囊，有经验公式得： 指数：蓄能器保压时间比较长，近视为等温过程，取 n=1 带入以下数据： 2=A=n=1 0 =20L （六） 蓄能器的选型 由以上蓄能器总容积和压力的计算，选 蓄能器的选型如下： 型号： 术数据： 公称压力： 称容积： 20L 他辅助元件及液压油 1、 管件 由前所述可知，进油口的实际最大流量是 表中经验值可得管中的油液流速为 4m/s，则有以下公式可以计算出管件的管内径 d d= = =9手册， 6 根油管均选用 14 2 （外径 14厚 2 10号冷拔无缝钢管；查手册的管材的抗拉强度为 412N/查手册取安全系数 n=2 按下式对管子的强度进行校核 : =2mm = 6 36 104 1 22 210)2214( =选的管子壁厚安全。 其他油管，可直接按所连接的液压员、辅件的接口尺寸决定其管径的大小。 油液流经油管 吸油管 高压管 回油管 短管及局部 收缩处 允许流速（ m/s） 5 7 表 3、管接头 管接头的主要功用是连接硬管或软管与液压元件、连接管子与管子以及在隔墙 处提供连接与固定。 管子连接件的种类与特点如下表： 种类 管子与连接件的连接 密封方法 所用管子 特性 种类 口径 螺纹式 锥管螺纹 螺纹垫料 口径定寸管、壁厚 需要加工螺纹作业；如螺纹加工精度；中压以下使用；耐振性差 焊接式 接头式 焊接 O 形圈 外径定寸管 外径50下 焊接工作量大；需要酸洗；适用于高压；耐振性好 法 口径定 口径兰式 寸管 80下 扩口式 加紧管子的喇叭口 扩口部分金屑接触 外径定寸管薄壁 外径34下 需要扩口作业；用于16下；耐振性差 非扩口式 压缩套式 主要靠摩擦力 套管内外金属接触 冷拔精密钢管 外径以下 仅需切断管子和拧紧螺母（作业性好） 卡套式 卡套刃口的面压力和摩擦力 仅需切断管子和拧紧螺母（作业性好）；小口径可用于高压；耐热性好 表 3、连接螺纹 液压元件及其在油路块油口主要是用米制螺纹中的细牙螺纹和米制锥螺纹，进口液压元件中常用惠式管螺纹和 纹。 本系统中采用焊接式管接头，查手册，连接螺纹规格选型为： ，焊接式管接头，焊接式管接头由接头体、螺母和接管组成。其中，借关于系统管路中的厚壁钢管焊接连接，接头体与接管之间用 O 形密封圈密封。接头体拧入机件，采用细牙螺纹或锥螺纹连接。采用细牙螺纹的接头体与机件之间用金属垫圈或组合垫圈密封 . 焊接式管接头的特点是：连接牢固、密封可靠、耐高压；但是焊接工作量大。 箱容量的计算 按经验公式确定油箱的容量，根据经验，油箱有效容积（即液面高度只占有相高度 %是的油箱容积）一般为液压泵每分钟输出流量的 7 倍，对于行走机械和设置冷却装置的设备，又 想的容量可选择小些 ;对于固定设备，空间、面积不受限制的设备，则采用较大的容量。本系统油箱的倍数去后者。 V= V 油箱的容积 液压泵的总额定流量 系统压力经验系数，本系统取 =8 带入相关参数可得油箱的容积： V=8 90 =720L 可以从标准油箱洗脸中选取油箱的具体规格来确定油箱的外形尺寸，公称油液容量： 1000L，按长：宽：高比例： 1： 1来确定油箱的长宽高，得： 长： 1000： 1000： 1000算压力损失 由于本系统的管路布局尚未确定，所以，仅仅按以下经验公式来估算阀类元件的压力损失。 液压缸进油打开摩擦片时，进油路上阀类元件的总压力损失为： = 2)+ 2)=11以上可知：尽管上述计算结果于估取值不同，但是不会使系统工作压力超过其能达到的最高压力。 定系统调整压力 根据上述计算可知：液压泵也即溢流阀的调整压力应为进油阶段系统工作压力和压力损失之和，即 1 =系统效率、发热和温升 本液压系统在整个工作循环持续时间中，绝大部分时间内，液压缸活塞没有任何动作，压力又通过电液比例溢流阀，蓄能器保压。 1） 系统效率计算 整个液压装置的总效率： 式中：e 驱动液压系统的原动机效率，即电动机的平均工作效率； c 能量转换效率，即泵和液动机效率 之积 ; s 液压系统效率。 其中：e=c= = s=11116qp =13031 =中： 量 所以整个系统液压装置的总效率： =见效率非常低，主要是由压力损失造成的。 2)系统温升计算 根据系统的发热计算公式 H=1- ） 其中： 液压泵运行消耗的功率 可以得到皮带机从停止到正常运行时系统的发热功率 H= 系统的温升 t =A=V = t 此温升超出了许用范围 t 350 C，为此，采取两条措施：通过适当加大油箱容量以增大油箱散热面积，取 K=30，则 t 从而满足了许用温升要求。 （液压冲击验算略） 路的作用及要求 （ 一 ）、 作用 液压系统中元件与元件之间的连接，以及载能工作介质的输送是借助于管路、软管、油路块的孔道来实现的。在接口处通常使用可以拆开的连接件。选择管路、接头与连接件时要考虑的因素有：静态和动态压力、所通过的流量、密封特性、机械振动和液压脉动、安装的便利性、周围的条件和货源及成本等。 （ 二 ） 、一般要求 1、 管子的强度 管子的强度应足以承受所使用的工作压力，并能承受及其循环中的任何阶段可能出现的最高冲击压力；足以支撑安装在管路中的元件；足以减小或抑制由机器的正常工作所产生的冲击等。 2、 管子的口径 既能保证最佳的流动状态，又最经济地利用材料。 3、 管子的连接 与元件连接处要设置可拆开的连接件（管接头或法兰），以便检修或拆装元件；连接处要妥为密封；连接密封要设计成能以最短的时间和最少的维修工作量重复使用。 4、 管路布置的一般要求和限制因素 1） 一般要求 1管路布置一般在所连接的元件及设备布置完毕后进行，这就限制了布置方案的多样性。 2管路敷设位置应便于装拆、维修，且不妨碍生产人员通道、维修区、操作者活动区的通畅，不妨碍液压元 件和设备部件的调整、运转、检修和拆装。 3 管子外壁与相邻管路的关键轮廓边缘之间，应留有一段允许最小距离。同一排管路的法兰或活管接头应错开一段距离，保证安装和拆卸方便，能单独拆装而不干扰其它管路或元件。 4穿墙管路的接头位置应离开墙面足够距离。部件之间的管路，尽量采用明确以便于检修。采用敷设在地沟里的暗管时，地沟要有足够的尺寸。 5肌体上的管路应尽量靠近机体，且不得妨碍机器动作。 6管子应有 充分的支撑和固定，不得在元件连接面上诱发应力。 7对于有若干个独立的部分（如液压泵站、阀架、蓄能器架等）组成的液压泵，则每部分内部的管路应引到该部分的一侧结束。对外连接的各油口或接头应有与回路图上一致的标记。各油口之间要留有足够的空隙以便能单独拆装每根外部接管。 8管子应有弯，万贯半径要足够大。但管接头附近应是直管。 9对于软管，应使其不被拉紧、不受扭曲、不被弯成过小半径、不在管接头附近弯曲，不互相摩擦也不被摩擦。 2） 限 制因素 管路布置的限制因素有管路通经、材质、妨碍操作、空间大小、干涉（与机件的干涉及管路间的干涉）、可转拆性、管路用料量、压力损失、动态特性等，这些因素互相关联。根据这些限制因素，管路布置应遵循的具体规则如下： 1美观性原则。管路应横平竖直，排列整齐、疏密适当。 2 最短距离原则。这不是单纯几何意义上的直线距离最短。由于系统中元件布置、干涉问题、弯道工艺性等的影响，最短距离原则主要应考虑管路用料及管路能量损耗。 3 直角化 原则。理论上，为了连结的需要，管道弯曲可以是任意角度。但由于施工条件的限制，在大多数情况下，金属管采取直角弯管。 4 规避原则。管路的具体布置，一般是在连接的元件及设备布置完毕后进行。由于不允许元件或部件的位置作较大变动，因此只能对管路的走向加以调整。规避原则，要考虑避免用到干涉及装配干涉等。并考虑避免与先前布置好的管路干涉。 5 贴近原则。由于系统中的管路是在给定系统布置后，例如泵站的管路布置在油箱、阀组之间，为了既有利于固定亦可节省管路用料，管路应 贴近油箱表面布置。 6 工艺原则。即考虑到管路的动态特性、管路压力损失和管道加工型对管道布置的影响，要求对管长、管径、弯角有所限制。 路的选择 对于不同的管路长度的刚性连接，一般使用硬管。因为硬管成本低，阻力小、安全，故在硬管和软管间作出选择时，应该先选用硬管。在本液压系统中，选用的就是硬管。硬管可以分成两大类，一类是通经定寸的，另一类是外径定寸的。 1、 通经定寸硬管（ 通经定寸管子的规格按公称口径确定。公称口径表示近视内径的参考尺寸，其外径取决于对应的锥管螺纹 的尺寸，每种规格的实际内径随着管壁厚度而变化，而壁厚有普通型和加厚型之分。公称口径不等于外径减 2倍壁厚之差。例如 压流体输送用镀锌焊接钢管就属于这一类。通经定寸管子一般比外径定寸管子成本低。它可以不用管接头而直接连接与液压元件、底板或油路块上的管螺纹油口、用聚四氟乙烯生料带密封，用于很少拆卸的场合，必须输送很大流量的场合或者管路长而直的场合且不能弯管。 2、 外径定寸硬管（ 外径定寸管的规格按外径和壁厚确定。液压系统主要使用这种管子，例如3639拔或冷轧精密无缝钢管。 外径定寸管比内径通经定寸管更坚固更整洁，容易弯曲加工成系统所需要的形状，并且有多种管接头可以选用。外径定寸管子的材料通常有钢、铜、和铝，其特点如下： 钢管：尺寸精度高、表面整洁，常用于各类液压设备； 铜管：汽油液氧化催化剂作用、扩口时易砷作硬化、耐正性差，常用于固定用途。 铝管：易弯管易扩口，常用于低压液压系统。 箱 （ 一 ）、 油箱的作用 1、 存储液压油液 油箱必须能够存放系统中的所有油液。液压泵从油箱抽吸油液送至系统，载能油液在系统中完成动力传递之后返回油箱。 2、 散发油液热量 液压 系统中的容积损失和机械损失导致油液温度升高。油液从系统中带回来的热量有很大一部分靠油箱壁散发到周围空气中。这就要求