矿用清车机液压系统设计

矿用清车机液压系统设计摘要矿用清车机在煤矿井下运输中占有十分重要的地位，煤矸粘结矿车车底是煤矿生产运输过程中存在的一个普遍问题。经常而及时地清扫矿车车箱是提高矿井轨道运输效率的重要因素。为了提高清车效率，减轻工人劳动强度。矿用清车机为清理粘结在矿车车底煤矸起了尤其重要作用。本设计主要对矿用清车机液压系统部分进行了设计，由摩擦离合器控制行走部该为液压控制，安装了多路电磁换向阀，分别控制清车机前后，左右的移动以及摇臂的运动，克服了摩擦离合控制因打滑无法清理矿车车底粘结物的弊端。关键词清车机；矿车；液压系统IABSTRACTMINECARCLEANINGMACHINEINCOALMINETRANSPORTOCCUPIESAVERYIMPORTANTPOSITION,THECOALGANGUEMINECARADHESIONISACOMMONPROBLEMEXISTINGINTHEPROCESSOFCOALPRODUCTIONANDTRANSPORTATIONREGULARANDTIMELYCLEANINGMINECARCARRIAGEISANIMPORTANTFACTORTOIMPROVETHEEFFICIENCYOFTHEMINETRACKTRANSPORTINORDERTOIMPROVETHECLEANINGEFFICIENCY,REDUCETHELABORINTENSITYOFWORKERSCLEANINGMACHINEFORCLEANINGMINEPLAYVERYIMPORTANTROLEINTHEADHESIONOFCOALGANGUEMINECARTHEDESIGNOFTHEMAINHYDRAULICSYSTEMDESIGNOFCLEANINGCARMACHINEPARTOFTHEMINE,THEFRICTIONCLUTCHCONTROLINTOTHEHYDRAULICCONTROL,INSTALLATIONOFTHEMULTIWAYELECTROMAGNETICREVERSINGVALVES,CONTROLTHEVEHICLECLEANINGMACHINE,ANDMOVELEFTORRIGHT,ANDTHEMOTIONOFTHEROCKER,OVERCOMETHEFRICTIONCLUTCHSLIPCONTROLDUETODEFECTSTOCLEANINGMINECARBOTTOMBONDEDFABRICKEYWORDSTHECARCLEANINGMACHINEHARVESTERHYDRAULICSYSTEMII目录摘要IABSTRACTII第一章绪论1第二章矿车清理机结构和原理2第三章矿用清车机液压系统设计431矿用清车机驱动方式的选择432可行性和必要性分析433仰俯液压缸的设计5331液压缸工作压力及主要结构尺寸的计算5332液压缸壁厚和外径的计算8333液压缸缸盖厚度的确定10334液压缸缸体长度的确定10335液压缸结构的设计1034纵向行走驱动液压缸的设计计算14341液压缸的受力分析及计算14342纵向移动液压缸的设计计算15343液压缸的结构设计1835横向行走驱动液压缸的设计计算21351液压缸的受力分析及计算21352横向移动液压缸的设计计算2236液压泵站的计算与设计25361液压泵参数的计算与选型26362电动机的选型27363液压控制阀的选择28第四章液压系统的维护保养3041使用液压系统的注意事项3042液压系统常见故障与处理方法3043液压系统的清理34结论35参考文献36致谢370第一章绪论当今，矿车在我国仍是重要的矿山生产设备。它在运送物料的过程中，不论煤质，粒度组成及含水量如何，由于煤矿生产环境的恶劣，加之在运输过程中的振动等原因，卸车之后总会有少量的煤炭、矸石岩粉等易粘结的物料粘结在矿车车箱底部及帮部，形成粘附层。若不将这些残留煤、岩粉及时清除干净，则会越积越厚，越积越结实，增加了矿车自重，使矿车的有效容积减少，不仅影响矿车的运输能力，造成运输系统的紧张状况，而且增加了电力资源的浪费。据不完全统计，煤矿粘底煤平均占矿车容积的20左右。这不但不能充分发挥矿车的装载效能，而且造成人力、电力、设备的浪费，降低了矿井运输能力及矿车利用率，影响矿井生产水平的提高，成为煤矿挖潜增产中带有普遍性和急需解决的问题。为了提高车辆的载重量，必须在矿井中进行矿车清扫工作。用人工完成这一工序时，劳动强度大、工作效率低、清挖效果差，因此需要定期进行清扫。清理车底的问题，在煤矿就显得尤为重要。清扫矿车车箱的主要要求是及时和干净，否则日积月累形成的煤、岩粉粘结层厚而结实，使用现有的任何清扫方法均难以立刻完全见效。清理矿车粘结物，可分为人工和机械清理、高压水射流清理等。采用机械清理，不仅可以降低劳动强度而且清车效果好，效率高；高压水射流清理由于耗水量大，在推广上受到限制。目前国内矿车清理机械形式繁多，品种不一，而且造价较高。1第二章矿车清理机结构和原理本文设计的矿用清车机主要由行走机构、截割机构、液压驱动系统以及操作机构等四部分组成。各部关系如下图所示。图1矿用清车机组成图框1、纵向行走机构由上车体、纵向行走轮轴、纵向行走液压缸等组成。由于纵向行走液压缸的缸体与纵向行走的轨道架连接，而活塞杆与上车架连接，因此通过操作换向阀，使液压油进入压力缸，使活塞作往复运动以带动清车机前进或后退。2、横向行走机构由下车体、横向行走轮轴、横向行走油液压缸等组成。横向行走液压缸的缸体铰接在地面上，活塞杆与下车体底托盘连接。同理操作换向阔的手柄即可使清车机左、右行走。3、截割机构由圆形截盘，升降臂和支承截盘的轴承等组成。截割盘是清车机的主要工作部件。每个截齿盘上装有四个截齿。截齿的旋转是通过链条传动的。为适应矿车清理的需要，升降臂靠液压活塞可作上下摆动，以达清理整个车底之目的。4、驱动机构有气动、液动、电动和机械式四种形式。气动式速度快，结构简单，成本低。采用电位控制或机械挡块定位时，有较高的重复定位精度。液动式可实现连续控制，使工业机械的用途和通用性更广，定位精度一般在1MM范围内。本设计采用液动驱动方式。5、液压传动系统，如下图所示行走机构截割机构矿车操作机构2图2液压传动系统图1横向行走液压缸2电磁换向阀3电磁溢流阀4纵向行走液压缸5电磁换向阀6电磁溢流阀7仰俯液压缸8电磁换向阀9电磁溢流阀10液压马达11电磁换向阀12电动机13齿轮泵14滤清器15空气滤清器16液位液温计17压力表清车机安装在垂直于翻车机纵向中心线的专用硐室中，翻车机专用于安放待清矿车于水平位置。清扫过程是，载重矿车进入翻车机，翻车机连同矿车朝清车机的相反方向旋转270度完成卸载后开动清车机，割盘由液压马达通过链条带动旋转，操纵纵向液压换向阀，压力油进入液压缸，纵向液压缸伸出，使机身纵向前进，将割盘伸入到矿车内，割盘旋转，截割粘车底煤。然后操纵横向换向阀，压力油进入液压缸，横向液压缸作往复运动，使截盘沿矿车往复截割，并可配合仰俯换向阀，可使截盘上下摆动，直到全部清理干净为止。3第三章矿用清车机液压系统设计31矿用清车机驱动方式的选择设计矿用清车机时，选择哪一类驱动系统，要根据矿用清车机的作业要求、矿用清车机的性能规范、控制功能、维护的复杂程度、运动的功耗、性能与价格比以及现有条件等综合因素加以考虑。在注意各类驱动系统特点的基础上，综合上述各因素，充分论证其合理性、可行性、经济性以及可靠性后进行最终的选择。工业机械较之其他用处机械（如教育、医疗或科研等），显示出的主要特点就是输出功率大，需承受载荷重。因此，在本次设计如此定位的情况下，选择了液压传动方式。相比较其他的传动方式，如电动、气动、机械传动等，液压传动方式有着自己独有的优点1）液压传动能在运行中实线无级调速，调速方便且调速范围比较大，可达100120001。2）在同等功率的情况下，液压传动方式装置的体积小，重量轻，惯性小，结构紧凑（如液压马达的重量只有同功率电机重量的1020），而且能传递较大的力或转矩；3）液压传动工作比较平稳，反映快冲击小，能高速启动、制动和换向。液压传动装置的换向频率，回转运动每分钟可达500次，往复直线运动可达4001000次；4）液压传动装置的控制、调节比较简单，操纵比较方便、省力，易于实现自动化，与电气控制配合使用，能实现复杂的顺序动作和远程控制；5）液压传动装置易于实现过载保护，系统超负载，油液经溢流阀回油箱。由于采用油液做工作介质，能自行润滑，所以寿命长；6）液压传动易于实现系列化、标准化、通用化，易于设计，制造和推广使用；7）液压传动易于实现回转、直线运动，且元件排列布置灵活。制约因素较少；8）液压传动中，由于功率损失所产生的热量可由流动着的油带走，所以可避免在系统某些局部位置产生过度的温升。当然，相比其他传动方式，液压传动由于其工作方式的特殊性，也存在一些缺点1）液体为工作介质，易泄漏，油液可压缩，故不能用于传动比要求很高的场合。2）液压传动中有机械损失、压力损失、泄漏损失，效率较低，所以不宜作远距离传动。3）液压传动对油温和负载变化比较敏感，不宜在低、高温度条件下使用，对污染也很敏感。4）液压传动需要有单独的能源（例如液压泵站），液压能不能像电能那样从远处传来。5）液压元件制造精度高，造假高，所以需要组织专业生产。6）液压传动装置出现故障时不易追查原因，不易迅速排除。32可行性和必要性分析4本次矿用清车机的设计，采用的是液压驱动系统。在设计中要解决的几个核心问题有如下几个方面1）设计好矿用清车机的极限工作载荷（G），并当之为一个重要的已知条件来设计计算后续的结构尺寸；2）确定驱动液压缸的参数D、D；3）在设计臂部俯仰动作时，首先确定臂部的俯仰行程角度、。然后在计12算了俯仰各部的重量、轴销处的摩擦阻力矩后适当选择驱动液压缸。俯仰液压缸的行程如下图所示。4）各连接处的螺栓、螺钉或销钉连接要严格按照连接强度要求。各液压缸的各密封处的密封件也要严格按照密封条件选取。以上就是本次矿用清车机设计的可行性和必要性分析。可能在设计中，我还会遇到很多原理或是机构的矛盾和问题，我也会严格按照设计的功能和强度要求一一纠正的。图3俯仰液压缸行程示意图33仰俯液压缸的设计331液压缸工作压力及主要结构尺寸的计算1初选液压缸的工作压力初定液压缸工作压力液压缸工作压力主要根据运动循环各阶段中的最大总负载力来确定，此外，还需要考虑以下因素1各类设备的不同特点和使用场合。2考虑经济和重量因素，压力选得低，则元件尺寸大，重量重；压力选得高一些，则元件尺寸小，重量轻，但对元件的制造精度，密封性能要求高。所以，液压缸的工作压力的选择有两种方式一是根据机械类型选；二是根据切削负载5选。本设计主要根据液压设备的类型来确定的，对于不同用途的液压缸，由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。参考同类设计，初定液压缸的工作压力为351PMPA。2确定液压缸的主要结构尺寸本设计系统选用单作用、液压缸固定的单杆式液压缸。设计取液压缸缸体内径等D于活塞杆的直径的两倍，即。取液压缸回油腔背压为04MPA。D2DD2P当压力油进入无杆腔时，对活塞产生的推力F（31）21PAF（32）CMF式中工作过程中最大的外负载，即活塞杆伸出时最大的推力；液压缸密封处的摩擦力它的精确值不易求得，常用液压缸的机械效率FCF来进行估算；液压缸的机械效率，一般09097CMCM设计取095；C将各数值代入公式（31）、（32），可计算液压缸无杆腔的有效面积1A6211025390475PFCM21507则液压缸的直径D1918MMA40715取D80MM由，可求活塞杆的直径2DD40MM，80MMD3活塞杆弯曲稳定性的验算活塞杆完全伸出时需考虑活塞杆弯曲稳定性，设定受力完全作用在活塞杆轴线上1F设活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷为KP取活塞杆的安全系数为3安N6根据保守的校核公式得124K0LNDP式中N末端条件系数,把活塞杆两端看作两端绞支,查表得1ND活塞杆杆径L活塞杆计算长度,故得124K0LNDP1243N605安全系数为85394721N由此可见,活塞杆满足稳定性要求4液压缸的工作压力的确定根据设计选取缸径和活塞杆的直径，计算出活塞杆伸出时所需液压油的压力PA2514008497231MPAFP5液压缸实际所需流量的确定液压缸处于工作行程时其活塞杆的行进速度V为01MSV2D4QD式中V活塞杆的行进速度Q进入有杆腔的流量代入数据计算，得LD3720M40841D422活塞杆的行进速度V为/S9408437Q223A332液压缸壁厚和外径的计算71液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知，承受压力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚不同而各异。一般设计可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。液压缸的内径与其壁厚的比值的圆筒称为薄壁圆筒。工程机械的液压D10/D缸一般用无缝钢管材料，大多数属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算332PY式中液压缸的壁厚，M；液压缸的内径，M；D试验压力，MPA,一般取最大工作压力的（12515）倍，设计取YP151251875MPA；缸筒的材料的许用应力,MPA,缸筒的材料选用无缝钢100110MPA,设计取110MPA。将各数据代入上式33，计算出液压缸的壁厚为000068M设计取10MM。则液压缸缸体的外径1DMM9021D参照工程机械用标准液压缸的外径系列（JB106867）将液压缸外径进行圆整得M9512液压缸壁厚的验算液压缸壁厚的验算应包括以下四个方面（1）额定工作压力应低于一定的极限值，以保证工作安全NPMPA3421350DSN式中额定工作压力，MPA；NP缸筒材料的屈服强度，MPA，设计选用缸筒材料为45钢，则335SSMPA。液压缸缸体的外径；1D液压缸缸体的内径；将各已知数据代入上式34，得8341MPA125MPA2958030NP计算知额定工作压力远小于一定的极限值。NP（2）额定压力也应与完全塑性变形压力有一定的比例范围，以避免塑性变形的发N生（035042）NPRLPMPA57809LG352LG321DSRL（035042）（035042）RLP（20132415）MPA125MPANP式中缸筒发生完全塑性变形的压力，MPA；RLP（3）验算缸筒径向变形应处在允许的范围内D3421EPR式中缸筒耐压试验压力，MPA，设计取35MPA；RPRP缸筒材料的弹性模数，MPA，设计取MPA；E3102E缸筒材料的泊松比，钢材03；将已知各数据代入上式34，求得D000823MM30895210382D查手册，变形量没有超出密封圈的允许范围。（4）验算缸筒的爆裂压力是否远大于耐压试验压力EPRP236EP8095LG6132LG1DB1047MPA35MPARP式中缸筒的爆裂压力；EP缸筒材料的抗拉强度，MPA，设计取610MPA；BB9通过以上四方面的计算知液压缸壁厚满足要求。333液压缸缸盖厚度的确定液压缸多为平底缸盖，其有效厚度按强度要求进行近似计算无孔时4302YPDT有孔时022DTY式中缸盖的有效厚度，M；T缸盖止口内径，M；2D缸盖孔的直径，M；0D试验压力，MPA,设计取35MPA；YPYP则液压缸无孔后缸盖的厚度1T618MM0538401T液压缸前缸盖的厚度2T874MM408153042T将计算的数据圆整设计取值后缸盖的厚度10MM；前缸盖的厚度10MM。1T2T334液压缸缸体长度的确定液压缸缸体内部长度应大于活塞的行程、缸盖滑动支承面的长度与活塞的宽度1LLL之和。缸体外形长度还要考虑端盖的厚度。B活塞的行程等于活塞杆的行程为320MM；缸盖滑动支承面的长度设计取60MM；LL活塞的宽度48MM。B则液压缸缸体内部长度1L3206048428MM考虑实际，取液压缸缸体内部长度428MM，缸体外形长度471MM。12L335液压缸结构的设计液压缸是将液压能转变为机械能的装置，它将液压能转变为直线运动或摆动的机械能。液压缸的分类（1）按结构形式分活塞缸、柱塞缸、摆动缸。10（2）按作用方式分单作用液压缸，即一个方向的运动依靠液压作用力实现，另一个方向依靠弹簧力、重力等实现；双作用液压缸，即两个方向的运动都依靠液压作用力来实现；复合式缸，即活塞缸与活塞缸的组合、活塞缸与柱塞缸的组合、活塞缸与机械结构的组合等。液压缸结构简图如下12356487图4液压缸结构简图1活塞杆；2法兰盖；3缸盖；4、7密封圈；5活塞；6缸体；8连接螺栓1缸体与缸盖的连结形式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。设计选用缸体与缸盖的连接形式法兰连接，结构形式简图如下图所示。法兰连接结构的优点结构简单、成本低、易于加工、便于装拆、强度较大、能承受高压。图5法兰连接结构形式简图112活塞杆与活塞的连结形式活塞杆与活塞的连接形式分整体式结构和组合式结构；组合式结构又分为螺纹连接、半环连接和锥销连接。设计选用螺纹连接形式。其特点结构简单、在振动的工作条件下容易松动，必须用锁紧装置、应用较多3活塞杆导向部分的结构活塞杆导向部分的结构采用端盖整体式直接导向。其特点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端盖。4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，应根据密封的部位、使用压力、温度、运动速度的范围不同而选择不同类型的密封圈。选用密封圈密封的优点（1）结构简单，制造方便，成本低；（2）能自动补偿磨损；（3）密封性能可随压力加大而提高，密封可靠；（4）被密封的部位，表面不直接接触，所以加工精度可以放低（5）既可用于固定件，也可用于运动件。设计选用O型密封圈，其截面结构简图如下图所示。图6O型密封圈截面简图5液压缸的安装连结结构液压缸的安装连接结构包括液压缸的安装结构、液压缸进出油口的连接等。1液压缸的安装形式根据设计的工作要求和安装位置，选用尾部后耳环的安装形式。即缸体固定，活塞杆运动。其安装结构简图如下图12图7耳环的安装形式简图2液压缸进、出油口形式及大小的确定液压缸进、出油口设计布置在缸体上，液压缸设计无专用的排气装置，进、出油口设在液压缸的最高处，以便空气能首先从液压缸排出。进、出油口的形式选用螺孔连接，安装尺寸M1815。6液压缸主要零件的材料和技术要求液压缸主要零件如缸体、活塞、活塞杆、缸盖的材料和技术要求如下1）缸体材料QT60002；主要表面粗糙度液压缸内圆柱表面粗糙度为；AR024M技术要求（1）内径用H9的配合；（2）内径圆度、圆柱度不大于直径公差之半；（3）缸体与端盖采用螺纹连接时，螺纹采用H6级精度；（4）为防止腐蚀和提高寿命，内径表面可以镀003004MM厚的硬铬，再进行抛光，缸体外涂耐腐蚀油漆。简图如图2）活塞材料45钢；主要表面粗糙度活塞外圆柱表面粗糙度为RA0816；M技术要求（1）外径D的圆度、圆柱度不大于外径公差之半；（2）活塞外径用橡胶密封圈密封时可取F7F9配合，内径与活塞杆的配合可取H8。3）活塞杆材料45钢；主要表面粗糙度杆外圆柱表面粗糙度为RA0408；技术要求（1）材料热处理调质2025HRC；（2）外径表面直线度在500MM长度不大于003MM；（3）与活塞的连接可采用H8/H8配合。其简图如图D2H8013图8活塞杆简图4）缸盖材料HT200；主要表面粗糙度配合表面粗糙度为RA0816UM；技术要求（1）配合表面的圆度、圆柱度不大于直径公差之半；（2）端面A、B对孔轴线的垂直度在直径1000MM上不大于004MM；（3）对D的同轴度不大于00323D、MM34纵向行走驱动液压缸的设计计算341液压缸的受力分析及计算矿用清车机在移动的过程中油缸主要克服启动时的惯性力，轨道的摩擦力，工作时滚筒的工作载荷等力。启动时的惯性力FANGF1052TUG3A工作载荷FGT52525MNDT73501022G导轨摩擦系载荷FF）（NGFFF导轨摩擦系数，F02外载作用在导轨上的正压力NNFGN470350120F4）（）（则矿车在纵向移动时受到的工作阻力为9271GFAW取其机械效率为90M则液压缸的驱动力为NF41290MW342纵向移动液压缸的设计计算缸筒内径的确定1初选液压缸的工作压力14液压缸工作压力主要根据液压设备的类型来确定的，对于不同用途的液压缸，由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。初定液压缸的工作压力为6MPA。1P2确定液压缸的主要结构尺寸本设计系统选用双作用、液压缸固定的单杆式液压缸。设计取液压缸缸体内径等D于活塞杆的直径的两倍，即2。取液压缸回油腔背压为04MPA。DDD2P当压力油进入无杆腔时，对活塞产生的推力F（51）21PAF（52）CMF式中工作过程中最大的外负载，即活塞杆伸出时最大的推力；液压缸密封处的摩擦力它的精确值不易求得，常用液压缸的机械效率FCF来进行估算；液压缸的机械效率，一般09097，设计取095；CMCMCM将各数值代入公式（51）、（52），可计算液压缸无杆腔的有效面积1AM1A62110456250PFCM21762CM则液压缸的直径D473CM473MMA4按GB234880和GB234880圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封元件。圆整后取D80MM可求活塞杆的直径DD40MM计算压力腔实际的工作压力PA7240812AFP2WM）（计算执行元件实际所需流量设理论流量为Q）（2V4QDD15式中V活塞杆的运动速度MS取速度为V01SL370S48014Q22）（）（DD活塞杆弯曲稳定性的验算活塞杆完全伸出时需考虑活塞杆弯曲稳定性，设定受力完全作用在活塞杆轴线上，1F主要验算设活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷为KP取活塞杆的安全系数为3安N根据保守的校核公式得124K0LNDP式中N末端条件系数,把活塞杆两端看作两端绞支,查表得1ND活塞杆杆径活塞杆计算长度,L故得124K0LNDP1245N8167安全系数为3460N由此可见,活塞杆满足稳定性要求。液压缸的壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般是指缸壁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，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。由于缸筒和后缸盖采用焊接式连接所以缸筒的材料采用焊接性良好的液压缸筒用精密内径无缝刚管，材料45钢，内径D80MM，壁厚H10MM（GB/T3639）。此时缸筒的外径为8020100MM16液压缸工作行程L的确定液压缸工作行程的长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，选取L1250MM。最小导向长度H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。对于一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求20DL式中L液压缸的最大行程；D液压缸的内径。M51028250H活塞的宽度B一般取B0610D取B48MM缸盖厚度的确定缸筒底部为平面时，可由下式计算厚度（53）PD430式中缸筒底部的厚度；D缸筒内径；筒内最大的工作压力；P筒底材料的许用应力，其选用方法与缸筒壁厚计算相同。代入式（53）数据计算，得M5310672840PD设计根据的实际情况取10MM缸体长度的确定液压缸缸体内部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。一般液压缸缸体的长度不应大于内径的2030倍。本次设计结果为1250MM,约为156倍，满足要求。17液压缸进出油口尺寸的确定液压缸的进，出油口可布置在端盖或缸筒上，进出油口处的流速应不大于5M/S，油口的连接形式采用螺纹连接。所以选取流速为M/S1由油泵的供油量Q/07334所以油口截面积244M1073107QA再由9923424D再结合前述的油管的选取和管接头的选取由GB287881可取油口连接螺纹尺寸为2M343液压缸的结构设计液压缸主要尺寸确定以后，就进行个部分得结构设计。主要包括缸体与缸盖得连接结构,活塞杆与活塞的连接结构，活塞杆导向部分结构，密封装置，缓冲装置，排气装置，及液压缸的安装连接结构等。由于工作条件不同，结构形式也各不相同。缸体与缸盖的连接形式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。本设计缸筒与前缸盖采用螺纹连接，缸筒与后缸盖采用焊接。这类液压缸适用于中型液压缸，能承受较大的冲击载荷和恶劣的外界环境条件。缸筒的设计缸筒的材料一般要求有足够的强度和冲击韧性，缸筒的材料采用焊接性良好的液压缸筒用精密内径无缝刚管，材料45钢。根据前面的计算结果主要满足缸筒的外径为100MM,内径为80MM。缸筒的底端开有油口，其油口的连接。缸筒的技术要求缸筒内径表面的粗糙度取。M80AR缸筒内径应进行研磨不得有纵向和横向刀痕。活塞与活塞杆的连接活塞与活塞杆连接有多种型式，所有型式均需有锁紧措施，以防止工作时由于往复运动而松开。同时在活塞和活塞杆之间设置静密封。密封型式根据工作条件来定。活塞的结构有整体和组合活塞两类。整体活塞可采用活塞环，O形密封圈，唇形密封圈及迷宫密封等。组合活塞可采用组合密封，但结构较复杂，加工工作量大。本设计采用O形密封的设计。这种设计的活塞密封圈结构简单。18当活塞和缸筒密封时采用组合密封的设计。这种设计的活塞密封圈密封性好，耐磨性好，结构简单紧凑，工作位置稳定。内部活塞杆和活塞之间的O形密封圈，由于活塞杆和活塞连接配合处的活塞内径为M40D查表选取名称O形橡胶密封圈的尺寸与公差标准摘自GB/T345211992参照ISO3601/11988内径D1400内径极限偏差030截面直径D2180008截面直径D2265009截面直径D2355010截面直径D2530013截面直径D2700015活塞的技术要求设计的活塞选用35号钢。活塞与活塞杆的配合为9/FH活塞与缸筒的配合为外径粗糙度为M80AR活塞杆的设计活塞杆的技术要求设计的活塞杆选用45号钢。活塞杆和前端盖配合为；/HH活塞杆表面的粗糙度；80AR强度验算活塞杆的直径通常是按照液压缸的速度或速比的要求来确定的，然后再校核结构强度和稳定性。先前计算中按照速比确定了活塞杆的直径为。M40D按强度条件校核当活塞杆的长度时，应按强度条件校核活塞杆直径DL10（54）14F式中F活塞杆推力1活塞杆材料的许用应力SN/式中材料屈服极限S19241SSNN屈服安全系数，一般取代入式（54）数据计算得MFD40810810643231满足强度条件。活塞杆导向部分的结构活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与缸盖、导向环的结构、密封、防尘和锁紧装置等。导向环的结构可以做成端盖整体式直接导向，也可以做成与端盖分开的结构。导向环的位置可安装在密封圈的内侧。本设计采用做成与端盖分开的结构。液压缸的缓冲装置当工作机构的质量较大，运动的速度较高时即运动的速度大于02M/S时，液压缸有较大的动量。为减小液压缸在行程终端由于大的动量造成的液压冲击和噪声，必须采取缓冲措施。当停止位置不要求十分准确时，可在回路中设置减速阀或制动阀。当要求准确停止在两端时，可在缸的末端设置缓冲装置。设置在液压缸行程末端的缓冲装置可分为恒节流型缓冲和变节流型缓冲两类。此种缓冲装置结构简单。便于设计制造，但缓冲效果差。液压缸处于工作行程时其活塞杆的行进速度V为AQ式中V活塞杆的行进速度Q进入有杆腔的流量A活塞面积代入数据计算，得M/S0758417324V同上当液压缸处于回程时其活塞杆的行进速度V为/S1040847322AQV其特点说明当活塞在其走向行程终端时在活塞和缸盖形成两腔封住一部分油液强迫其从细逢中挤出，产生很大的阻力，使工作部件受到制动，逐渐减慢运动速度，达到避免活塞和缸盖相互撞击的目的。两个缸盖的设计20后缸盖的设计其具体结构见下图，后缸盖上开有进油口、密封槽。前缸盖的设计内侧开有密封圈的沟槽，伸入缸筒内的缸盖部分也开有密封沟槽。图9液压缸后缸盖设计缸筒和前缸盖连接处的螺纹选用M903。名称普通螺纹的基本牙型及基本尺寸标准摘自GB/T1921981，单位MM公称直径D、D第一系列90螺距P3中径D2或D288051小径D1或D18675235横向行走驱动液压缸的设计计算351液压缸的受力分析及计算确定横向移动液压缸的活塞及活塞杆的直径，缸的载荷力。矿用清车机在移动的过程中油缸主要克服启动时的惯性力，轨道的摩擦力。启动时的惯性力FANGF1052TUG3A导轨摩擦系载荷FF）（NFF导轨摩擦系数，F02外载作用在导轨上的正压力NFNGN470350120F4）（）（则矿车在纵向移动时受到的工作阻力为NF71FAW21取其机械效率为90M则液压缸的驱动力为NF369057MW352横向移动液压缸的设计计算缸筒内径的确定1初选液压缸的工作压力液压缸工作压力主要根据液压设备的类型来确定的，对于不同用途的液压缸，由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。初定液压缸的工作压力为6MPA。1P2确定液压缸的主要结构尺寸本设计系统选用双作用、液压缸固定的单杆式液压缸。设计取液压缸缸体内径等D于活塞杆的直径的两倍，即2。取液压缸回油腔背压为04MPA。DDD2P当压力油进入无杆腔时，对活塞产生的推力F（51）21PAF（52）CMF式中工作过程中最大的外负载，即活塞杆伸出时最大的推力；液压缸密封处的摩擦力它的精确值不易求得，常用液压缸的机械效率FCF来进行估算；液压缸的机械效率，一般09097，设计取095；CMCMCM将各数值代入公式（51）、（52），可计算液压缸无杆腔的有效面积1AM1A01921405690752621PFCM则液压缸的直径D373MMM4按GB234880和GB234880圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封元件。圆整后取D80MM由2D，可求活塞杆的直径DDD05D40MMD80MM22D40MM计算压力腔实际的工作压力PA431A05273147AFP62WM计算执行元件实际所需流量设理论流量为Q）（2V4QDD式中V活塞杆的运动速度MS取速度为V01SL370S48014Q22）（）（DD活塞杆弯曲稳定性的验算活塞杆完全伸出时需考虑活塞杆弯曲稳定性，设定受力完全作用在活塞杆轴线上，1F主要验算设活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷为KP取活塞杆的安全系数为3安N根据保守的校核公式得124K0LNDP式中N末端条件系数,把活塞杆两端看作两端绞支,查表得1ND活塞杆杆径活塞杆计算长度,L故得124K0LNDP1246N10安全系数为8975N由此可见,活塞杆满足稳定性要求23液压缸的壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般是指缸壁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，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。由于缸筒和后缸盖采用焊接式连接所以缸筒的材料采用焊接性良好的液压缸筒用精密内径无缝刚管，材料45钢，内径D80MM，壁厚H10MM（GB/T3639）。此时缸筒的外径为8020100MM液压缸工作行程L的确定液压缸工作行程的长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，选取L1600MM。最小导向长度H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。对于一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求20DL式中L液压缸的最大行程；D液压缸的内径；M1208620H活塞的宽度B一般取B0610D取B48MM缸盖厚度的确定缸筒底部为平面时，可由下式计算厚度（53）PD430式中缸筒底部的厚度；D缸筒内径；筒内最大的工作压力；P筒底材料的许用应力，其选用方法与缸筒壁厚计算相同。代入式（53）数据计算，得24M02741064383PD设计根据的实际情况取10MM缸体长度的确定液压缸缸体内部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。一般液压缸缸体的长度不应大于内径的2030倍。本次设计结果为1600MM,约为20倍，满足要求。液压缸进出油口尺寸的确定液压缸的进，出油口可布置在端盖或缸筒上，进出油口处的流速应不大于5M/S，油口的连接形式采用螺纹连接。所以选取流速为M/S1由油泵的供油量Q/07334所以油口截面积244M1073107QA再由9923424D再结合前述的油管的选取和管接头的选取由GB287881可取油口连接螺纹尺寸为2M36液压泵站的计算与设计361液压泵参数的计算与选型液压泵是液压系统的动力元件，将原动机输入的机械能转换为压力能输出，为执行元件提供压力油。液压泵的性能好坏直接影响到液压系统的工作性能和可靠性。选择液压泵主要根据系统最高工作压力与最大流量。1液压泵最高工作压力的计算系统中三个液压缸的最高工作压力为27MPA，取进油路总压力损失051PPMPA，压力继电器可靠动作压力差取05MPA，则液压泵最高工作压力P270537MPAP25因此，液压泵的额定压力可取PR1237444MPA取PR45MPA2液压泵最大流量的计算VPMAXQK360719450328/INL根据上面计算所需的液压泵的最高压力和最大流量，查手册产品样本，选用CBFC16型单齿轮泵，参数如下单齿轮泵型号CBFC16理论排量/MLR12019压力/MPA|额定16压力/MPA|最高20转速/RMIN1|额定2000转速/RMIN1|最高2500允许用户长期使用转速/RMIN1|最低600容积效率/90总效率/81驱动功率/KW额定工作状况99单齿轮泵尺寸图如下图26图10单齿轮泵尺寸图362电动机的选型由于泵的驱动功率额定工作状况为99KW，所以电机的额定功率应满足KWP9Y系列封闭式三相异步电动机适用于灰尘多，土扬水溅的场合，效率高，耗电少，性能好，重量轻，运行可靠且维修方便据此查样本选用Y160M4型异步电动机，参数如下电机名称Y系列三相异步电动机类别代号Y型号规格Y160M4额定功率/KW11铁心长度/MM100气隙长度/MM055定子外径/MM290定子内径/MM187定子线规NCDC1118每槽线数54并联支路数2绕组型式双层叠式节距111槽数Z1/Z248/4427图11电动机363液压控制阀的选择液压控制阀在液压系统中被用来控制液流的压力、流量和方向，保证执行元件按照要求进行工作。属控制元件。液压阀基本工作原理利用阀芯在阀体内作相对运动来控制阀口的通断及阀口的大小，实现压力、流量和方向的控制。流经阀口的流量Q与阀口前后压力差P和阀口面积A有关，始终满足压力流量方程；作用在阀芯上的力是否平衡则根据结构形式需要具体分析。根据用途不同分类（1）压力控制阀用来控制和调节液压系统液流压力的阀类，如溢流阀、减压阀、顺序阀等。（2）流量控制阀用来控制和调节液压系统液流流量的阀类，如节流阀、调速阀、分流集流阀、比例流量阀等。（3）方向控制阀用来控制和改变液压系统液流方向的阀类，如单向阀、液控单向阀、换向阀等。液压阀的性能参数（1）公称通径代表阀的通流能力的大小，对应于阀的额定流量。与阀的进出油口连接的油管应与阀的通径相一致。阀工作时的实际流量应小于或等于它的额定流量，最大不得大于额定流量的11倍。（2）额定压力阀长期工作所允许的最高压力。对压力控制阀，实际最高压力有时还与阀的调压范围有关；对换向阀，实际最高压力还可能受它的功率极限的限制。选择液压阀的基本要求（1）动作灵敏，使用可靠，工作时冲击和振动要小。28（2）阀口全开时，液流压力损失要小；阀口关闭时，密封性能要好。（3）所控制的参数（压力或流量）要稳定，受外干扰时变化量要小。（4）结构紧凑，安装、调试、维护方便，通用性要好。根据液压阀在系统中的最高工作压力与通过该阀的最大流量，可选出液压阀的型号及规格，查手册，选取各阀的型号如下（1）换向阀DSG013C2电磁换向阀，如下图（2）溢流阀MBP0130叠加式溢流阀，压力调定范围0314MPA，29第四章液压系统的维护保养41使用液压系统的注意事项1）使用者应明白液压系统的工作原理，熟悉各种操作和调整手柄的位置及旋向等。2）开车前应检查系统上各调整手柄、手轮是否被无关人员动过，电气开关和行程开关的位置是否正常，主机上工具的安装是否正确和牢固等，再对导轨和活塞杆的外露部分进行擦拭，而后才可开车。3）开车时，首先启动控制油路的液压泵，无专用的控制油路液压泵时，可直接启动主液压泵。4）液压油要定期检查更换，对于新投入使用的液压设备，使用3个月左右即应清洗油箱，更换新油。以后每隔半年至1年进行清洗和换油一次。5）工作中应随时注意油液，正常工作时，油箱中油液温度应不超过65。油温过高应设法冷却，并使用粘度较高的液压油。温度过低时，应进行预热，或在运转前进行间歇运转，使油温逐步升高后，再进入正式工作运转状态。6）检查油面，保证系统有足够的油量。7）有排气装置的系统应进行排气，无排气装置的系统应往复运转多次，使之自然排出气体。8）油箱应加盖密封，油箱上面的通气孔处应设置空气过滤器，防止污物和水分的侵入。加油时应进行过滤，使油液清洁。9）系统中应根据需要配置粗、精过滤器，对过滤器应经常地检查、清洗和更换。10）对压力控制元件的调整，一般首先调整系统压力控制阀溢流阀，从压力为零时开调，逐步提高压力，使之达到规定压力值；然后依次调整各回路的压力控制阀。主油路液压泵的安全溢流阀的调整压力一般要大于执行元件所需工作压力的1025。快速运动液压泵的压力阀，其调整压力一般大于所需压力1020。如果用卸荷压力供给控制油路和润滑油路时，压力应保持在0306MPA范围内。压力继电器的调整压力一般应低于供油压力0305MPA。11）流量控制阀要从小流量调到大流量，并且应逐步调整。同步运动执行元件的流量控制阀应同时调整，要保证运动的平稳性。42液压系统常见故障与处理方法一、工作部件产生爬行的原因及排除方法301、因为空气的压缩性较大，当含有气泡的液体到达高压区而受到剧烈压缩时，会使油液体积变小，使工作部件产生爬行。采取措施在系统回路的高处部位设置排气装置，将空气排除。2、由于相对运动部件间的磨擦阻力太大或磨擦阻力变化，致使工作部件在运动时产生爬行。采取措施对液压缸、活塞和活塞杆等零件的形位公差和表面粗糙度有一定的要求；并应保证液压系统和液压油的清洁，以免脏物夹入相对运动件的表面间，从而增大磨擦阻力。3、运动件表面间润滑不良，形成干磨擦或半磨擦，也容易导致爬行。采取措施经常检查有相对运动零件的表面间润滑情况，使其保持良好。4、若液压缸的活塞和活塞杆的密封定心不良，也会出现爬行。采取措施应卸除载荷，使液压缸单独动作，测定出磨擦阻力后，校正定心。5、因液压缸泄漏严重，导致爬行。采取措施减少泄漏损失，或加大液压泵容量。6、在工作过程中由于负载变化，引起系统供油波动，导致工作部件爬行。采取措施注意选用小流量下保持性能稳定的调速阀，并且在液压缸和调速阀间尽量不用软管联接，否则会因软管变形大，容易引起爬行现象。二、液压系统油温升高的原因、后果及解决措施液压系统在工作中有能量损失，包括压力损失、容积损失和机械损失三方面，这些损失转化为热能，使液压系统的油温升高。一般液压系统的油温应控制在（3065）范围内，最高不超过（6570）。油温升高会引起一系列不良后果1、使油液粘度下降，泄漏增加，降低了容积效率，甚至影响工作机构的正常运动；2、使油液变质，产生氧化物杂质，堵塞液压元件中的小孔或缝隙，使之不能正常工作；3、引起热膨胀系数不同的相对运动零件之间的间隙变小，甚至卡死，无法运动；4、引起机床或机械的热变形，破坏原有的精度。三、保证液压系统正常工作温度的措施1、当压力控制阀的调定值偏高时，应降低工作压力，以减少能量损耗；2、由于液压泵及其连接处的泄漏造成容积损失而发热时，应紧固各连接处，加强密封；3、当油箱容积小、散热条件差时，应适当加大油箱容积，必要时设置冷却器；314、由于油液粘度太高，使内磨擦增大而发热时，应选用粘度低的液压油；5、当油管过于细长并弯曲，使油液的沿程阻力损失增大、油温升高时，应加大管径，缩短管路，使油液通畅；6、由于周围环境温度过高使油温升高时，要利用隔热材料和反射板等，使系统和外界隔绝；7、高压油长时间不必要地从溢流阀回油箱，使油温升高时，应改进回路设计，采用变量泵或卸荷措施四、空气侵入到液压系统的不良后果及解决措施空气侵入到液压系统的不良后果主要有1、使油液具有一定的压缩性，致使系统产生噪声、振动和引起运动部件的爬行，破坏了工作的平稳性；2、易使油液氧化变质，降低油液的使用寿命。解决措施1）空气由油箱进入系统的机会较多，如油箱的油量不足；液压泵吸油管侵入油中太短；吸油管和回油管在油箱中距离太近或没有用隔板隔开；回油飞溅，搅成泡沫；液压泵吸入空气；回油管没有插入油箱，使回油冲出油面和箱壁，在油面上会产生大量气泡，使空气与油一起吸入系统。因此，油箱的油面要经常保持足够的高度；吸油管和回油管应保证在最低油面以下，两者要用隔板隔开；2）由于密封不严或管接头处和液压元件接合面处的螺钉拧得不紧，外界空气就会从这些地方侵入；系统中低于大气压部分，如液压泵的吸油腔、吸油管和压油管中油流速度较高（压力低）的局部区域；在系统停止工作，系统中回油腔的油液经回油管返回油箱时，也会形成局部真空的区域，在这些区域空气最容易侵入。因此，要尽量防止各处的压力低于大气压力；各个密封部件均应使用良好的密封装置，管接头和各接合面处的螺钉应拧紧；经常清洗液压泵吸油口处的过滤器，以防止吸油阻力增大而把溶解在油中的空气游离出来进入系统；3）对于主要的液压设备，液压缸上最好设有排气装置，以排除系统中的空气。五、系统中流量不足的原因及解决措施1、由于液压泵流量不足，致使系统中流量不足时，应检查液压泵零件是否有损坏情况，及时地更换或修复损坏超差件；如果因泵内吸入空气影响了液压泵的流量，则要采取措施，防止空气吸入，变量泵由于变量机构工作不良影响泵的流量，应对变量机构拆卸、清洗或修理、更换；2、压力分配阀工作不良引起流量不足时，应修理或更换；323、因油液粘度不合适而影响流量时，要更换粘度适当的油液，并注意油温对粘度的影响；4、溢流阀工作不良影响流量时，应采取措施，使其工作正常；5、由于