说明书-MG200-450-BWD采煤机液压系统设计.doc
MG200-450-BWD采煤机液压系统设计含6张CAD图
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MG200-450-BWD采煤机液压系统设计含6张CAD图,MG200,450,BWD,采煤,液压,系统,设计,CAD
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MG200/450-BWD采煤机液压系统设计摘要采煤机是集截割、行走、装载及运输于一体的巷道掘进的综合化机组，是井下巷道掘进的主要产品。采煤机液压系统作为采煤机控制系统中的核心技术之一，其控制性能的优劣直接决定了采煤机整体性能的优越与否。因此，对采煤机液压系统的研究对推动我国采煤机进机的发展具有重要的意义。论文通过对MG200/450-BWD型采煤机液压系统进行分析与设计，详细分析了其工况特性，并对其液压回路进行优化设计，通过对工况分析所得参数对其各部分执行元件的参数进行合理的计算，经过各个厂家液压元件的优缺点对比，合理的完成液压系统所需的主要液压元件的选型，再对所设计的液压系统进行系统性能验算，检验所设计的液压系统的合理性，并进一步完善设计上的不足，最终设计出一套带采煤机液压系统。此外，通过对MG200/450-BWD型采煤机液压系统进行分析与设计，明确液压系统在整体控制中的作用以及相互联系，为整体控制系统设计提供依据。关键词：采煤机；液压系统；工况分析；选型；系统性能验算THE HYDRAULIC SYSTEM DESIGN OF MG200/450-BWD SHEARERAbstractShearer is a cutting, walking, loading and transportation of tunneling in one integrated unit, is the underground tunneling main products. Shearer hydraulic system as the tunneling machine control system is one of the core technology, the control performance will directly determine the overall performance of Shearer superior or not. Therefore, the hydraulic system of Shearer research on the promotion of the development of TBM has important significance.Papers by MG200/450-BWD Shearer hydraulic system analysis and design, detailed analysis of its working conditions characteristic for constant power control, load sensing and pressure compensation control theory analysis and study, and to optimize the design of its hydraulic circuit through Engineering Analysis parameters obtained for each part of the implementation of its component parameters for a reasonable calculation, through the various advantages and disadvantages of hydraulic components manufacturer contrast, reasonable hydraulic system needed to complete the main hydraulic components selection, and then for the design of hydraulic system performance checking, testing the design of the hydraulic system is reasonable, and further improve the design deficiencies, and ultimately design a load sensing and pressure compensation with the boring machine hydraulic system. In addition, through the EBZ260 type Shearer hydraulic system analysis and design, specifically in the overall control of the hydraulic system and the role of linkages, the overall control system design to provide the basis.Keywords: boring machine; hydraulic system; Engineering Analysis; selection; system performance checking目录AbstractII前言31 绪论51.1采煤机概述51.2国内外采煤机的发展趋势及研究现状61.2.1国外采煤机的发展趋势及研究现状61.2.2 国内采煤机的发展趋势及研究现状81.3选题意义102 MG200/450-BWD型采煤机调高液压系统分析112.1 MG200/450-BWD型采煤机简介112.2 MG200/450-BWD型采煤机整机技术参数112.3 MG200/450-BWD型采煤机的使用环境122.4 MG200/450-BWD型采煤机工作过程分析122.5 MG200/450-BWD型采煤机液压调高系统的工况分析162.5.1 采煤机整机的工况分析162.5.2 采煤机滚筒调高系统的工况分析192.5.3 破碎机调高系统的工况分析243 MG200/450-BWD型采煤机调高液压回路设计263.1 MG200/450-BWD型采煤机液压系统额定压力的确定273.2 MG200/450-BWD型采煤机调高液压系统基本回路设计283.2.1 采煤机摇臂调高回路283.2.2 破碎机调高回路293.2.3 挡矸回路293.2.4 制动器回路304 MG200/450-BWD型采煤机液调高压系统参数计算324.1 调高液压缸设计与参数计算324.2.1 调高液压缸设计与参数计算324.2.2 破碎装置液压缸设计与参数计算344.2.3 挡矸装置液压缸设计与参数技术374.2 液压缸系数验算405 MG200/450-BWD型采煤机调高液压系统的元件选型425.1 液压泵的选型425.2 泵站电机的选型435.3 油箱的设计446 液压系统性能验算456.1 液压系统压力损失456.2 液压系统的发热温升计算466.2.1 计算液压系统的发热功率466.2.2 计算液压系统的散热功率476.2.3 根据散热要求计算油箱容量496.3 计算液压系统冲击压力497 技术与经济性分析528 总结54致谢55参考文献5620世纪40年代初，英国和前苏联相继研制出了链式采煤机，这种采煤机是通过截链截落煤，在截链上安装有被称为截齿的专用截煤工具，其工作效率低。同时德国研制出了用刨削方式落煤的刨煤机。50年代初，英国和德国相继研制出了滚筒式采煤机，在这种采煤机上安装有截煤滚筒，这是一种圆筒形部件，其上安装有截齿，用截煤滚筒实现落煤和装煤。这种采煤机与可弯曲输送机配套，奠定了煤炭开采机械化的基础。这种采煤机的主要缺点有二点：其一是截煤滚筒的高度不能在使用中调整，对煤层厚度及其变化适应性差；其二是截煤滚筒的装煤效果不佳，限制了采煤机生产率的提高。进入60年代，英国、德国、法国和前苏联先后对采煤机的截割滚筒做出革命性改进。其一是截煤滚筒可以在使用中调整其高度，完全解决对煤层赋存条件的适应性；其二是把圆筒形截割滚筒改进成螺旋叶片式截煤滚筒，即螺旋滚筒，极大地提高了装煤效果。这两项关键的改进是滚筒式采煤机称为现代化采煤机械的基础。可调高螺旋滚筒采煤机或刨煤机与液压支架和可弯曲输送机配套，构成综合机械化采煤设备，使煤炭生产进入高产、高效、安全和可靠的现代化发展阶段。从此，综合机械化采煤设备成为各国地下开采煤矿的发展方向。自70年代以来，综合机械化采煤设备朝着大功率、遥控、遥测方向发展，其性能日臻完善，生产率和可靠性进一步提高。工矿自动检测、故障诊断以及计算机数据处理和数显等先进的监控技术已经在采煤机上的到应用。 551 绪论1.1 采煤机概述世界上第1台釆煤机是原苏联于1952年生产并开始使用的，我国于1952年购进并使用，而此同时，鸡西煤矿机械厂即开始进行仿制工作，于1954年制造出中国第1台深截式采煤机，即顿巴斯-1型釆煤康拜因，随后批量生产。在顿巴斯-1型釆煤康拜因的基础上，经过研究、改进和完善，设计制造了多种型式的采煤康拜因，这一时期的釆煤机称为中国第1代采煤机1。20世纪60年代初，在顿巴斯-1型釆煤康拜因的基础上，中国开始自行研制生产釆煤机，1964年生产出MLQ-64型，1968年生产出MLQI-80型浅截式单滚筒釆煤机，成为中国第2代釆煤机，中国第2代釆煤机的特点是截割部滚筒釆用摇调高，牵引机构也为钢丝绳牵引，通过应用证明，釆用钢丝绳牵引，绳筒磨损严重，使用寿命短，同时牵引力较小，容易拉断而导致伤人和机器下滑事故。该类型釆煤机釆用了液压传动，具有无级调速和过载保护等特点。中国于20世纪60年代末70年代初开始研制第3代釆煤机即双滚筒釆煤机。1975年生产的M巩-170型釆煤机，实现了滚筒釆煤机由单滚筒向双滚筒的飞跃。M巩-170型釆煤机的2个可调高滚筒放在釆煤机的两端，利用摇臂调高。牵引机构釆用圆环链牵引，提高了牵引力，但不适应大倾角釆煤。MXA-300型系列釆煤机是西安煤矿机械厂1983年研制生产的大功率无链牵引双滚筒釆煤机，釆用了三头螺旋滚筒，滚筒转速有所降低，牵引机构釆用齿轮销轨式，传动平稳，消除了链牵引的缺点，机器的使用寿命延长，增设了副牵引部和可靠的液压制动装置，可用于大倾角(4050)煤层而不需要设防滑安全绞车，提高了工作效率，加大了生产能力。MG132/320-W新型液压牵引釆煤机是由泰山建能公司、煤炭科学研究总院、新汉矿业集团联合研制完成的。该釆煤机釆用滚筒式釆煤机发展趋势的多电机横向布置，液压牵引系统打破常规，釆煤机牵引部泵箱把长期使用的“湿腔”布置分离液压元件改为“干腔”布置，实现了釆煤机液压系统的创新。该机在同类釆煤机设计中达到了国内先进水平。国外于1976年研制出第1台电牵引釆煤机。1991年，由煤炭科学研究总院上海分院与波兰科玛克公司合作，研制成功中国第1台釆用交流变频调速的G344-PWD型薄煤层强力爬底板电牵引釆煤机，性能良好，电牵引釆煤机成为中国第4代釆煤机。2005年煤炭科学研究总院上海分院又开发出总装机功率达1 815 kW的大功率釆煤机。随后，更大功率的电牵引釆煤机MG900/2215-GWD也问世，该型釆煤机的控制达到了国际先进水平，是目前国内功率最大的釆煤机。如果釆用长摇臂，最大釆高可达到创记录的6m，该型釆煤机完全能够满足国内煤矿高产高效工作面的生产需要。目前，国内使用的交流电牵引釆煤机的电牵引调速系统主要有3种：即交流变频调速系统、开关磁阻电机调速系统（简称SRD）、电磁转差离合器调速系统。调速原理不尽相同，但基本上都可分为控制部分和牵引电机部分。在这3种交流电牵引调速系统中，交流变频调速技术由于具有的诸多优点，在大功率釆煤机的应用已趋向成熟，并已成为目前釆煤机调速方式的主流，其主要特点是：启动性能好，可直接实现软启动；交流变频调速属转差功率不变型调速系统，故效率高。随着计算机技术和大功率电子元器件的不断发展，交流变频调速的调速性能和精度可与直流调速相比。SRD技术在采煤机上的应用虽然起步不久，但具有发展潜力，它有交流变频调速电动机结构简单、无刷无整流子的优点，也有直流调速系统调速性能好，控制电路简单、价格低廉等优势，而且启动转矩大、启动电流小，这种调速方式一旦解决了噪声问题和位置传感器存在的不可靠性问题，将更适合在煤矿井下釆掘机械中使用。电磁转差离合器调速技术本身比较成熟，它属于改变转差率的交流调速方式，釆用闭环系统能得到较大的调速范围，可平滑调速，并具备交流调速和直流调速的双重优点。随着计算机技术在控制系统中的应用，电磁调速电动机电流的控制精度和控制性能可以做得更适合釆煤机的使用，但它在釆煤机上的应用也存在低速性能差、电动机发热等问题。1.2 国内外采煤机的发展趋势及研究现状1.2.1国外采煤机的发展趋势及研究现状近年来，国外釆煤机的技术特点和发展趋势主要表现在以下几个方面：牵引方式釆用电牵引，传统的液压牵引釆煤机在国外虽然仍在生产和使用，但已不占主导地位，由于电牵引釆煤机的诸多优点，国外目前新开发的采煤机，特别是大功率采煤机基本上都是釆用电牵引方式2-3。装机总功率不断增大，国外釆煤机的功率在不断提高，电机截割功率通常在400 kW以上，功率大的已达l 000 kW；牵引电动机功率均在40 kW以上，大的甚至达到125 kW；总装机功率通常超过l 000 kW，最高已达2 000 kW以上；牵引速度、牵引力也大幅提高，目前大功率电牵引釆煤机的牵引速度普遍达到1525 m/min,牵引力达到757 kN以上。釆用大截深滚筒已成为提高釆煤机生产能力的重要途径。交流变频成为主流调速方式由于交流变频调速牵引系统具有技术先进、可靠性高，维护管理简单和价格低廉等特点，近几年发展很快，交流牵引正逐步替代直流牵引，成为今后电牵引釆煤机的发展方向。釆用2个变频器分别拖动2台牵引电机的牵引系统，可使牵引的控制和保护性能更加完善，这种一拖一的牵引系统也正被逐步釆用，成为电牵引技术发展的又一个特点。普遍釆用中高压供电80年代以来，由于装机功率大幅度提高以及工作面的不断加长，整个工作面容量超过5 000 kW，工作面长度达到300 m。为减少输电线路损耗，提高供电质量和电机性能，新一代大功率电牵引釆煤机乎都釆用中高压供电。主要供电等级有2 300 V、3 300 V、4 160 V和5 000 V等。监控保护系统的智能化现代电牵引釆煤机均具有建立在微处理机基础上的智能化监控、监测和保护系统，可实现交互式人机对话、远近控制、无线电遥控、工况监测及状态显示、数据釆集存储及传输、健康（故障）诊断及预警、自动控制、自动调高等多种功能，以保证釆煤机最低的维护量和最高的利用率；并可实现与液压支架、工作面输送机的信息交互和联动控制等功能。英国Long-Airdox 公司在EL系列机型上装置的Im-pact集成保护及监控系统；德国Eickhoff公司的 Eickhoff-数据汇集技术系统；美国JOY公司6LS型电牵引釆煤机的JNA网络信息中心等。监控保护系统的智能化主要功能可归结为：1. 负载控制：通过截割电机电流的精确监测，调整釆煤机的牵引速度，使釆煤机在不同工况下以最优化的参数进行工作，从而保证传动系统不易受持续冲击影响。2. 工作面定位控制：可以识别釆煤机在工作面的位置，在机头、机尾可自动减速和停止，与支架配合实现自动随机移架,并可检查支架是否正确支护。3. 与工作面输送机联机的负荷控制：通过输送机的负荷监测来调节釆煤机的釆煤量，使釆煤机和输送机的生产能力完全相匹配，既提高输送机的可靠性，又充分发挥工作面的生产能力。4. 自动调高控制：釆煤机每移动1 m就可精确地测量截割高度和角度10次，通过自动算法与存储数据进行比较校正，迅速对釆煤机进行最优化的水平调整。该控制可最大地减小底板的截割台阶，实现平滑过渡，加快工作面设备的推进速度，提高设备的使用寿命，使操作人员能尽量避开粉尘。5. 运行状态监控和显示：釆煤机的数据釆集系统可釆集大量各类机器参数，如：输入电压；电机电流，轴承、绕组和冷却水温度；控制电源；润滑油温度、消耗；液压系统油位、压力、温度；冷却和喷雾降尘水量/水压；机器速度、方向；摇臂的操作角度；过载保护监控等。6. 数据传输、顺槽控制及地面监控：釆煤机上的双向调制解调器可通过双芯拖移电缆输送到顺槽调制解调器，再通过双向通讯线路传送到地面调制解调器及协议控制器。传送的数据经过地面监控软型号。1.2.2 国内采煤机的发展趋势及研究现状国内电牵引采煤机代表机型在总体参数和性能方面已接近国外先进水平。但一些关键部件及其总体性能、功能、适应范围等方面还有待进一步完善和提高。尤其是在线工况监测、故障诊断及预报、信号传输与采煤机自动控制、传感器等智能化技术与国外相比还有较大的差距。因而国内电牵引采煤机的智能化程度低，设备可靠性、安全性和可维护性较差，今后国内电牵引采煤机的主要研究方向如下：1. 进一步完善和提高交流变频调速牵引系统的可靠性。重点是完善和提高系统装置的抗振、散热和防潮等性能。2. 研究可靠的微机电气控制系统。重点是高采煤机电控系统抗干扰、抗热效应的能力。3. 开发或增强电控系统的监控功能。重点是研究故障诊断与专家系统、工况监测、显示与信息传输系统、工作面采煤机自动运行控制系统、自适应变频电路的漏电检测与保护技术、摇臂自动调高系统等。4. 开发可四象限运行的矿用交流变频调速装置，使采煤机能适应较大倾角煤层开采的需要。5. 开发装机功率更大、采高更高的采煤机,提高煤炭产量及回采率。6. 加强提高采煤机开机率和可靠性的研究。7. 电器元件小型化的研究。由于装机功率增大，电动机、变压器、变频器等设备的体积也相应增大，为满足整机结构布置紧凑的要求，必须研究设备小型化的技术途径。随着煤矿对高产、高效工作面要求，近年来采煤机的技术发展日新月异。一是采煤机装机功率不断增加。为了满足高产高效综采工作面快速割煤对采煤机的高强度、高性能需要，不论是厚、中厚煤层还是薄煤层采煤机，其装机功率（包括截割功率和牵引功率）均在不断加大。二是控制系统日趋完善。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已有较大进步。三是国内从20世纪90年代初已逐步停止研究开发液压牵引采煤机，并将研究重点转向电牵引采煤机，后者已成为国内采煤机的研究重点。本文主要介绍国内电牵引采煤机产品与技术的有关情况。几款国内产品介绍 目前，天地科技股份有限公司、太原矿山机器集团有限公司、鸡西煤矿机械有限公司和无锡盛达机械制造有限公司等采煤机主要生产厂商推出了各种型号规格的电牵引采煤机，从直流电牵引采煤机到交流电牵引采煤机，又到四象限电牵引采煤机。 天地科技股份有限公司研制的MG250/600AWD采煤机采用PWM变频调速技术、它由模块式大功率晶体管和微机控制技术组成；采用摆线轮销轨无链牵引系统，调速范围广。截割电机横向布置在整体弯曲摇臂上，摇臂和机身联接没有动力传递，减少了传动环节。采用两级直齿轮，一级行星轮传动，摇臂与机身采用铰轴联接，摇臂和调高油缸支承力及牵引的反作用力均作用在牵引减速箱上，机身三段之间不受此力影响；采用整体弯曲摇臂，增大了过煤空间。 太原矿山机器集团有限公司推出的MGTY200/500-1.1D电牵引采煤机适用于较薄煤层高产效工作面，机身由左、右牵引部和中间箱体三部分组成，结合面采用燕尾槽、楔铁定位，偏心螺母连接，此结构增加了过煤空间，缩短了机身长度。采用弯摇臂结构，强度按250kw设计，可配用200kw和250kw截割电机。牵引方式为链轮销轨式无链牵引系统。采用机截式一拖一交流变频调速系统。计算机控制系统对运行状态随时检测显示，可配备无线遥控装置实现离机操作。阀组装配和水路系统的主要元件都集中在集成块上，调高油缸设计为近水平。 无锡盛达机械制造有限公司推出的MWG200（250）/500（600）CD开关磁阻电机调速牵引采煤机，其截割电机横向布置在摇臂上，摇臂和机身采用销轴连接，取消螺旋伞齿轮传动结构，机身主体分三段，取消了底托架，用高强度液压螺母联接，紧固可靠，各主要部件均可从采空处侧抽出，更换方便。 鸡西煤矿机械有限公司推出的MG250/591-WD电牵引采煤机主要特点为：机身三大部件之间使用高强度T形螺栓和四个楔形哑铃销以及两个150定位销连接和紧固。截割电机、牵引电机的启动、停止等操作采用旋转开关控制外，其余控制如牵引速度调整、方向设定、左右摇臂的升降，急停等操作均由设在机身两端操作站的按钮进行。所有电机横向布置。机械传动都是直齿传动。电机、行走箱驱动轮组件等均可从老塘侧抽出。可通过更换电控部或液压传动部而成为交流变频调速电牵引或液压牵引采煤机以实现电液互换，而其它部件通用。两动力输入部位可安装液压马达，也可安装40Kw牵引电机。1.3 选题意义煤炭是中国的主要能源之一。长期以来，煤炭在中国一次能源生产和消费结构中一直占70以上，虽然近年来新能源和可再生能源快速发展，但中国能源资源的赋存特点决定了在相当长的时期内，以煤炭为主的能源格局很难改变。随着中国煤炭资源开发强度加大，煤矿开采深度增加，构造相对复杂，自然灾害增多，易采煤区的不断枯竭，釆煤的难度不断加大。为了保证我国煤炭能源的安全，同时也为了保证在难度大的采煤区机械保障较高的效率，就必须要在釆煤机械上下功夫，提高采煤机械化设备的使用效率，以保证我国煤炭资源的战略安全。要想达到这个目标，现代化、高产、高效、安全可靠的采煤机的研究相当重要，采煤机技术的创新有助于推动中国采煤机械装备整体水平的提高，有助于中国煤炭事业发展。本文主要针对大功率电牵引采煤机MG200/450-BWD型的无链电牵引采煤机的液压系统进行设计，并对其工作装置进行工况分析。目前，长壁工作面的煤炭机械化开采主要应用采煤机，而无链电牵引采煤机在煤矿的使用率最高，与国外先进的机型相比，国产的设备在使用寿命和可靠性上都有很大差距，智能化程度不高，本课题旨在对采煤机对摇臂调高液压系统进行设计计算，结合采煤机工作环境及工作要求，力求液压系统高效、稳定、性能优越。2 MG200/450-BWD型采煤机调高液压系统分析2.1 MG200/450-BWD型采煤机简介随着我国经济的迅速发展，对能源的需求量将会日益增加。而作为我国传统能源的煤炭是推动我国经济持续健康发展的重要能源保障。我国目前煤矿大部分都已经经过了多年的开采，而对一些薄煤矿由于技术的原因我们的开采还不到位，潜力很大，因此对薄煤层采煤机的需求量很大。所以说研制开发薄煤层采煤机有着长远的社会效益。而目前我国的薄煤层采煤机并不能满足实际工况的需要，其中一个主要的原因是由于其截割部的设计并不是很完善，而该设计正是在这样一个背景下进行的，对薄煤层采煤机截割部的设计就是为了满足实际工况的需求，使其发挥更大的作用。我国薄煤层资源丰富,1.3m以下煤层可采储量约占全部可采储量的20%。但由于薄煤层开采煤层厚度薄,与中厚及厚煤层相比,薄煤层机械化开采存在着:工作条件差,设备移动困难;煤层厚度变化、断层等地质构造对薄煤层设备生产性能影响大,以及投入产出比高,经济效益不如厚与中厚煤层等特殊问题,造成薄煤层机械化开采技术发展速度相对缓慢。发展机械化开采,是提高薄煤层工作面生产效率的唯一出路,而实现薄煤层工作面高产高效的关键是要有高性能的薄煤层生产设备。滚筒采煤机由于具有截割效率高、破煤岩能力强、适应性好等优点,必将成为薄煤层开采的主力设备。2.2 MG200/450-BWD型采煤机整机技术参数表 2-1 MG200/450-BWD型采煤机的主要参数Tab. 2-1 Main parameters of MG200/450-BWD Shearer项 目数 据单 位装机功率2*200+2*25Kw采高范围1.0-1.7m牵引调速方式无链交流电牵引牵引速度0-6m/min牵引力1000 -1250Kw滚筒直径600mm滚筒转速44.7（40）r/min截深800mm机身布置方式骑输送机机器重量20T2.3 MG200/450-BWD型采煤机的使用环境MG200/450-BWD型采煤机结构紧凑,运转灵活,重心低,工作稳定；具有可靠性好、先进性、适用性、经济性、互换性等特点，但一般在下列条件下才可正常工作：1) 海拔不超过2000m；2) 环境温度-20+40；3) 周围空气相对湿度不大于90%(+25)； 4) 在有瓦斯、煤尘或其他爆炸性气体环境矿井中； 5) 与垂直面的安装斜度不超过18； 6) 无破坏绝缘的气体或蒸气的环境中； 7) 无长期连续漏水的地方； 8) 污染等级：3级； 9) 安装类别：类。2.4 MG200/450-BWD型采煤机工作过程分析采煤机的功能有两个，即对煤岩的截割破落和装载。采煤机通过螺旋滚筒上的截齿对煤壁进行切割；通过滚筒螺旋叶片的螺旋面进行装载，将从煤壁上切割下来的煤运出，在利用叶片外缘将煤抛到刮板输送机中部槽内运走。单滚筒采煤机（见图1-5a、图1-5b）滚筒一般位于采煤机下端，以使滚筒割落下的煤不经机身下部就运走，从而可降低采煤机机面（由底板到机身上表面）高度。单滚筒采煤机上行工作（图1-5a）时，滚筒割顶部煤并把落下的煤装入刮板输送机，同时跟机悬挂铰接顶梁，割完工作面全长后，将弧形挡煤板翻转180；机器下行工作（图1-5b）时，滚筒割底部煤及装煤，并随之推移刮板输送机。这种采煤机沿工作面往返一次进一刀的采煤法称为单向采煤法。图 1-5 滚筒采煤机的工作原理Fig. 1-5 Working principle ofdrumshearer双滚筒采煤机（1-5c）工作时，前滚筒割顶部煤，后滚筒割底部煤。因此，双滚筒采煤机沿工作面牵引一次，可以进一刀，返回时，又可进一刀，即采煤机往返一次进两次刀，这种采煤法称为双向采煤法。必须指出，为了使滚筒落下的煤能装入刮板输送机，滚筒上螺旋叶片的螺旋方向必须与滚筒旋转方向相适应，对顺时针旋转（人站在采空区侧看）的滚筒，螺旋叶片方向必须右旋；逆时针旋转的滚筒，螺旋叶片方向必须左旋，可归结为“左转左旋，右转右旋”。当采煤机沿工作面双向割煤时，每次割完工作面全长时，工作面就向前推进一个截深的距离。在采煤机重新开始截割下一刀之前，首先要使滚筒切入煤壁，推进一个截深，这一过程称为进刀。综采工作面两端巷道的断面较大，刮板输送机的机头和机尾一般可伸进巷道，当采煤机截割到工作面端头时，其滚筒可截割至巷道，因此不需要人工预开切口，而是由采煤机在进刀过程中自开切口。采煤机的进刀方式主要有斜切式进刀和正切式进刀两种。(1) 端部斜切法利用采煤机在工作面两端2530m范围内斜切进刀称为端部斜切法，如图7-2所示。图 7-2 端部斜切进刀法其操作过程如下：1) 采煤机下行正常割煤时，滚筒2割顶部煤，滚筒1割底部煤（图7-2a），在离滚筒1约10 m处开始逐段移输送机。当采煤机割到工作面运输巷处（输送机头）时，将滚筒2逐渐下降，以割底部残留煤，同时将输送机移成如图7-2b所示的弯曲行。2) 翻转挡煤板，将滚筒1升到顶部，然后开始上行斜切（图7-2b中虚线），斜切长度约为20m，同时将输送机移直（图7-2c）。3) 翻转挡煤板并将滚筒1下降割煤，同时将滚筒2上升，然后开始下行截割（图7-2中虚线），直到工作面运输巷。4) 翻转挡煤板，将滚筒位置上下对调，由滚筒2割残留煤（图7-2d），然后快速移过斜切长度（2530 m）开始上行正常割煤，随即移动下部输送机，直到工作面回风巷时又反向牵引。重复上述进刀过程。可见，端部斜切法要在工作面两端近20 m地段使采煤机往返一次，翻转挡煤板及对调滚筒位置3次，所以工序比较复杂。这种进刀法适用于工作面较长、顶板较稳定的条件。(2) 中部斜切法（半工作面法）利用采煤机在工作面中部斜切进刀称为中部斜切法，如图 7-3 中部斜切进刀法其操作过程如下：1) 开始时工作面是直的，输送机在工作面中部弯曲（图7-3a），采煤机在工作面运输巷将滚筒1升起，待滚筒2割完残留煤后快速上行至工作面中部，装净上一刀留下的浮煤，并逐步使滚筒斜切入煤壁（图7-3a中虚线）；然后转入正常割煤，直到工作面回风巷；再翻转挡煤板，将滚筒1下降割残留煤，同时将下部输送机移直。这时工作面是弯的，输送机是直的（图7-3b）。2) 将滚筒2升起，机器下行割掉残留煤后，快速移到中部，逐步使滚筒斜切入煤壁（图7.3b中虚线），转入正常割煤，直到工作面运输巷；再翻转挡煤板，将滚筒2下降，即完成了一次进刀；然后将上部输送机逐步完成图7-3c所示状态，即又恢复到工作面是直的，输送机是弯的位置。3) 将滚筒1上升，机器快速移到工作面中部，又开始新的斜切进刀，重复上述过程。2.5 MG200/450-BWD型采煤机液压调高系统的工况分析2.5.1 采煤机整机的工况分析（1） 正常截割工况采煤机在正常截割工况下工作时，处于水平底板且煤层条件较理想，采煤机骑在刮板输送机上，有牵引电机经过减速调节驱动采煤机前进，前滚筒处于升起状态，截割顶板以下部分，后滚筒与其相反，截割底板以上部分的煤。在采煤机推进过程中，受到牵引力、推进阻力、截割阻力、轴向力等不同方向的作用力，根据工况需要，采煤机的液压系统需确定系统压力及调高油缸的参数，保证采煤机截割部摇臂在工作过程中完成调高和锁死动作，提高采煤机的可靠性11。图 3-1 采煤机的静力学分析Fig. 3-1 Statics analysis of shearer要准确进行受力分析是很难的，因此，应对其进行简化，并以采煤机实际工作中受力最不利的工况进行分析12-13。如图3-1所示，采煤机所受的外负载和各支撑反力示意图，以水平工作、无链牵引为分析前提。图中，、为滑靴、导向套支撑反力和对应的摩擦力，=1，6,；为摩擦系数；、为前、后滚筒的推进阻力，；、为前、后滚筒的截割阻力，；、为前、后滚筒的轴向力，；为采煤机质量，；、为各受力点对应的位置尺寸，；、为采煤机的牵引速度、牵引力，、。如图3-1所示，沿、三个坐标轴列出力平衡方程，即 (3-1)以点的三个坐标轴列出力矩平衡方程，即， (3-2)其中 式中 煤层倾角，（）。将式3-1和式3-2写成矩阵形式即 （2）斜切开采工况采煤机处于初始斜切阶段时，由于前导向装置已进入弯道，后导向装置仍保持直线移动，随着采煤机的推进，前导向装置将对后导向装置向煤壁侧偏移，使采煤机逐渐切入煤壁，截深由零逐渐加大，此时采煤机为斜切进刀方式，既有牵引方向进刀，同时又有轴向进刀。目前，为了实现斜切进刀，国内外广泛采取了在滚筒端盘的煤壁侧端，安装端面截齿，同时在端盘上开有较大的排煤窗口，以降低斜切时滚筒轴向力的增量。采煤机在斜切状态下工作时，滚筒截割阻力Pz随切削厚度的增加而增加，并基本成线性关系，而推进阻力Py与Pz亦成比例关系,即Py=KqPz，因此Py与切削厚度亦成比例关系。通过计算可以看出，在采煤机斜切开采过程中，滚筒刚进入煤壁进行斜切作业时，前导向滑靴受到了一个比较大的压力，然后压力随截割深度的增加而变大，比正常开采工况下的压力要大290 kN左右。在这个过程中，后导向滑靴由于受力不平衡开始翘起，随着截割深度的增加受力开始向下转移，最后平稳的落在刮板输送机上。随着截割深度的增加，采煤受到扭动力逐渐增大，前后导向滑靴受到的向力越来越大。由此可判断倾斜开采工况下的采煤机机械性能，随着牵引力的增加斜切作业过程中滚筒的进刀角越大，载荷也会随之增加，说明该工况下采煤机要在十分恶劣的条件下开采14-16。图 3-2 采煤机的斜切工况Fig. 3-2 miter conditions of shearer在此工况条件下，采煤机所受的轴向力对工作机构的影响最大。若将斜切时滚筒轴向进刀的推进阻力视为附加轴向力PA，则可引申推论：滚筒牵引方向推进阻力Py和轴向推进阻力PA分别于各自方向的切削厚度成正比。由于滚筒沿牵引方向及轴向切削煤体的体积与各自方向的切削厚度成正比，因此滚筒的Py与PA分别与各自方向切削煤体的体积成正比。由于滚筒端盘安装了端面截齿，斜切时，滚筒轴向进刀不是靠端盘周边上齿体甚至是齿座的侧面来强行挤压煤体，而是靠端面截齿的齿尖来有序地完成正常破煤进刀，因此，也可以认为，斜切时滚筒轴向进刀与牵引方向进刀的截割状态，在一定程度上是相似的。2.5.2 采煤机滚筒调高系统的工况分析采煤机利用调高机构来调整工作高度，以适应不同煤层的厚度变化。受井下工作空间和采煤机总体结构限制，调高机构既要具有足够的强度和刚度，保证提供足够的调高力矩，又要结构合理、安装紧凑，不影响采煤机其他功能部件的正常使用。（1）采煤机滚筒调高系统工作过程分析螺旋滚筒式采煤机的调高机构（如图3-3所示）主要通过液压缸带动摇臂上下摆动来调整滚筒高度。综采过程中，在确定工作条件的前提下，以斜切开口为例，采煤机在靠近巷道的工作面一端开始与刮板输送机配合工作，随着采煤机的行进，截割部的摇臂开始根据工作需要调整螺旋滚筒的高度17-19。图 3-3 滚筒的调高机构Fig. 3-3 Height adjusting mechanism of drum1- 螺旋滚筒；2-摇臂；3-机架；4-调高油缸首先前摇臂调高油缸活塞杆外伸，推动摇臂向上摆动，滚筒上升到指定位置停止，而后摇臂此时需向下摆动，使后滚筒截割机身下方的煤，在采煤机行进过程中，根据不同的底板条件，调高油缸需要适当的调节，使螺旋滚筒处在合适的位置，当采煤机行进至长壁工作面的另一端时，前、后截割滚筒分别落下和升起，沿工作面继续工作，采煤机以此循环工作。螺旋滚筒的直径应大于采高的二分之一，通过前、后螺旋滚筒的配合，完成整个煤壁的开采工作，在采高范围内完成最大的采煤效率。（2）滚筒采煤机调高系统受力分析(1) 滚筒调高的基本受力分析滚筒是采煤机的工作机构，它可随摇臂上下摆动，以便调节采煤机的截割速度。滚筒截煤时，其受力情况（如图3-4）所示。作用在滚筒上的主要外力有：沿采煤机牵引方向的推进阻力、垂直牵引方向的纵向截割阻力、滚筒轴向力、滚筒的重力G1和摇臂重力G2。此外、还有截割阻力矩M 20-22。这里主要讨论与调高有关的和的计算方法。图 3-4 滚筒截煤时的受力分析Fig. 3-4 Stress analysis of the drum at cutting coal(2) 滚筒的推进阻力影响推进阻力的因素比较复杂，很难精确地计算，当采煤机牵引力确定，在有倾角的条件下，常采用近似估算。即 (3-3)式中 T采煤机的最大牵引力，N； K1后、前滚筒的截割阻力之比，取K1=0.20.8（薄煤层取小值，中煤层取大值。对于单滚筒K1=0）。已知最大牵引力为980kN，则计算可得Py为321 kN。(3) 滚筒的纵向截割阻力根据截煤理论，单截齿截煤时的受力情况（如图3-5）。作用在一个截齿上的截割阻力为 (3-4)式中 A截割阻力系数，N/m；hmax截齿的最大切屑厚度，m；i第i个截齿在截齿分布圆上的位置角。图 3-5 滚筒受力Fig. 3-5 Stress analysis of drum在垂直牵引力方向上的分力为 (3-5)故滚筒的纵向截割阻力为 (3-6)由力矩平衡原理可知，滚筒的驱动力矩Mq应等于其截割力矩M，即Mq=M，则 (3-7)式中 P滚筒的切向圆周力，N；Rc(Dc)从齿尖算起的滚筒半径（直径），mm。若设 (3-8)当沿圆周截齿间的齿距角=15时，K=0.79；而当=30，K=0.8。显然，的变化对二力的比值影响不大，故取K=0.8。对于确定的采煤机，当装机功率一定时，给出的滚筒圆周力计算公式为 (3-9)式中 NH驱动截割部电动机的额定功率，kW；截割部机械传动效率；n螺旋滚筒转速，rad/min；Dc螺旋滚筒直径，mm。所以有 (3-10)已知截割部额定功率为200kW，螺旋滚筒转速为447 rad/min，滚筒直径为600mm。计算可得P为102 kN，则P z为81.6 kN。(4) 摇臂的转矩及油缸的拉力计算确定调高油缸设计载荷时，需正确选择调高油缸的设计工况。从现场使用来看：一种是采煤机不牵引，滚筒调高；另一种是采煤机牵引，滚筒调高。对比两种工况，显然，选择后者工况是合理的（后一种工况油缸载荷较大）。当然，从安全的角度出发，还应以采煤机下行闷车时的工况对调高油缸进行强度校核，一旦强度不能满足要求（油缸尺寸受到限制），应在调高油缸的进出口油路中加设安全阀。图 3-6 调高机构的受力分析Fig. 3-6 Stress analysis of the height adjusting mechanism对选定的工况，由于滚筒的转向和升降方向不同，调高油缸的载荷也不同。以双滚筒采煤机前滚筒顺转、下摆为例进行分析。当滚筒顺转、下摆时，其受力情况（如图3-6）。滚筒轴心的绝对速度应是采煤机牵引速度vq与滚筒下摆速度vg2的合成，即 (3-11)将参数代入，计算得偏离牵引方向的角度为 (3-12)可得=3.79。此时滚筒的推进阻力为 (3-13)由图3-8得小摇臂R与油缸活塞杆AB的夹角 (3-14)可得=50.75其中，（取98、取15均为定数）。油缸活塞杆的作用力臂，作用在摇臂上的力矩主要有：1) 由推进阻力产生的力矩 (3-15)2) 由截割阻力产生的力矩 (3-16)3) 由滚筒和摇臂重力G产生的力矩 (3-17)式中 G滚筒和摇臂折算到滚筒轴上的总重量，N。4) 滚筒和摇臂的惯性阻力矩 (3-18)式中 回转部分的转动惯量，kg/m-2；角加速度，rad/s2。5）摇臂转动时摩擦阻力矩 (3-19)式中 摩擦系数； 摇臂支撑轴承的直径，m； 摇臂支撑轴承的支反力，N。6）调高油缸的驱动力矩 (3-20)由力矩平衡方程,得 (3-21)油缸的输出力为 (3-22)若考虑粘性摩擦阻力，则油缸的拉力为 (3-23)式中 油缸的黏性摩擦系数，Ns/m； 油缸活塞的运动速度，m/s。表 3-1 调高系统各力矩的计算值Tab. 3-1 Calculate the value of each moment of adjusting systemMyMzMGMgM26982.489242.614由计算可得，摇臂调高液压缸工作拉力为1 526.04kN，同理可得工作推力为2 034.7kN。2.5.3 破碎机调高系统的工况分析破碎装置是大功率大采高采煤机重要部件。可配置于采煤机右端或左端，与机身悬挂铰接，用铰接销连接，破碎机以铰接销为回转中心旋转；实现破碎机的滚筒上升和下降。破碎装置滚筒的升降由调高油缸的行程来控制。从而调节破碎滚筒相对，工作面输送机刮板之间的距离。图 3-7 破碎装置Fig. 3-7 Crushing device1-调高油缸；2-破碎机摇臂；3-破碎滚筒由于长壁采煤的采煤高度增加，片帮和落煤的块度增大。当片帮和落煤的块度较大时，煤不能顺利通过机身与工作而输送机之间的过煤通道。为此需专门的装置进行破碎即破碎装置。连接在破碎机上的液压缸通过伸缩动作，控制摇臂的升降，采煤机骑在刮板输送机工作时，摇臂下降最低调节位置，滚筒与刮板槽钢顶的最小距离a=0.3 m；在片帮和落煤块度不大的工况下，摇臂上升至预定高度，滚筒与刮板槽钢顶的最大距离b=1000 mm。破碎装置工况分析简图（如图3-8），其中L为2.7 m，R为1.8 m，L1为1.350 m，机重G为5 370 kN,破碎装置在采煤机机身铰接点的位置高度c=2 m，a，b为破碎机滚筒最低和最高位置到刮板输送机槽钢顶部的距离，c为破碎机与采煤机机身铰接点到刮板输送机槽钢顶部的距离，L为破碎机摇臂长度。图 3-8 破碎机的工况分析Fig. 3-8 Analysis of the crusher working conditions由力矩平衡方程,得 (3-24)计算液压缸的活塞杆的拉力 (3-25)式中 G破碎机机重，kN； R破碎机重心到铰接点的距离，m； F ，F液压缸的拉力，kN； ，破碎机摇臂与水平面的角度，； ，液压缸与破碎机摇臂之间的夹角，； L1液压缸与摇臂的铰接点到破碎机与采煤机机身铰接点的距离，m；在摇臂上升的过程中，以O1为中心，由重力产生的力矩随着滚筒高度的增大而增大，液压缸与水平方向的夹角为随着滚筒高度的增大而减小，不难推出液压缸活塞杆的拉力在最高点时拉力最大，其中取15，取40。根据简图可知， (3-26)计算可得=39.02，=21.74。这样就可计算液压缸活塞杆的拉力F=2 315 kN。3 MG200/450-BWD型采煤机调高液压回路设计采煤机滚筒调高液压系统的基本要求和功能：采煤机采用油缸调高，所以采用双作用单活塞油缸进行驱动。考虑到滚筒和摇臂自重影响，滚筒升比降载荷大，所以选定活塞杆伸出为升，缩进为降。本课题的液压调高系统所要实现的功能及所需元件如下：(1) 实现采煤机摇臂的升降，通过活塞要实现伸出、缩进、锁紧三个动作，就要建立油缸和换向阀；(2) 截煤时要实现摇臂的举角不变，即为了保证摇臂在采高的过程中固定在某一位置，需要系统采用精度较高的锁紧回路，就要在油缸的进出油路装液压锁丁；(3) 为了保证系统压力恒定或是限制系统的最大压力，在油泵的出口应当安装溢流阀做安全阀；为了限制执行原件的最大工作压力，需将溢流阀旁接在油缸的进口；(4) 为能实现手动和遥控换向的功能，需安装手动换向阀和电磁换向阀。手动换向阀可以通过操纵手柄来实现阀芯的换向;通过电磁换向阀可以进行离机控制，同时电磁换向阀可以提供一定的动力给手动换向阀，当电磁换向阀向手动换向阀提供动力后，操纵手把，手动换向阀就可以向油缸提供大量的油液使得活塞杆伸缩而调节摇臂。3.1 MG200/450-BWD型采煤机液压系统额定压力的确定液压系统工作压力的选定，直接关系到整个系统设计的合理程度。选择液压系统的工作压力主要考虑的是液压系统的重量和经济性之间的平衡，在系统功率已确定的情况下，如果系统工作压力选得过低，则液压元件、辅助的尺寸和重量就增加，系统造价也相应增加；如果系统工作压力高，则液压执行元件液压缸的活塞面积（或液压马达的排量）小、重量轻，设备结构紧凑，系统造价会相应的降低。同时执行元件油腔的容积减小，体积弹性模量增大，有利于提高系统的响应速度。但如果系统的工作压力选择过高，则对管路、接头和元件的强度以及对制造液压元件、辅助的材质、密封、制造精度等要求也会大大提高，有时反而会导致液压设备重量和成本的增加以及系统效率和使用寿命的下降。同时，高压时，内泄漏大量，容积效率降低，系统发热和温升严重，系统功率损失增加，噪声加大，元件寿命缩短，维护也较困难。通常液压系统执行元件的工作压力可以根据经验按照负载大小或主机的类型进行选择，推荐的选择方法如表4-1和4-2所示，执行元件的回油背压经验值如表4-3所示，液压系统的压力损失经验值如表4-4所示23。表 4-1 按负载选择执行元件工作压力Tab. 4-1 Select working pressure of executive component according to the load 负载/kN551010202030305050工作压力/MPa.811.522.53344557表 4-2 按主机类型选择执行元件工作压力 Tab. 4-2 Select working pressure of executive component according to the host type主机类型磨床组合机床龙门刨床拉床农业机械工作压力（MPa）535288101016主机类型塑料机械航空航天液压机、大中型工程机械、起重运输机械工作压力（MPa）62521282032表 4-3 执行元件回油背压Tab. 4-3 Return oil pressure of executive component系统类型背压/MPaMP/MPa系统类型背压/MPa简单系统或轻载节流调速系统0.20.5用补油泵的闭式回路0.81.5回油路带调速阀的系统0.40.6回油路较复杂的工程机械1.23回油路设置有背压阀的系统0.51.5回油路较短，且直接回油箱可忽略不计表 4-4 液压回路的压力损失Tab. 4-4 Pressure loss of hydraulic circuit系统结构情况总压力损失/MPa采用节流阀调速及管路简单的系统0.20.5进油路有调速阀及管路复杂的系统0.51.5采煤机属于大型矿用设备，选定系统工作压力为20MPa。3.2 MG200/450-BWD型采煤机调高液压系统基本回路设计3.2.1 采煤机摇臂调高回路采煤机调高回路在正常工作过程中需要经历低压待机、正常工作、高压待机等几个过程，在这几个工作过程中，与常规调高系统相比较，负载敏感调高系统都有较明显的节能优势17。当机器启动，多路阀未动作而处于中位时，液压系统没有流量和压力的需求，此时，泵输出压力小于多路阀节流口压差，液压泵只需提供足以补偿内部泄漏的流量以维持作用于压力一流量补偿器控制滑阀左端的等待压力。因此，调高系统的功率损失很小。调高系统的这一工作状态称之为低压待机工况。在这一工况下，压力流量补偿器的滑阀将左右振颤以维持作用于斜盘倾角控制活塞上的需求压力，作为控制作用的又一结果，也将对液压泵的供油流量产生影响。图 4-3 采煤机摇臂调高回路Fig. 4-3 Shearer arm raised Circuit1-哈威PSV比例多路阀；2-平衡阀；3-调高液压缸当采煤机需要调高时多路阀动作，调高油缸内的压力将通过多路阀内的反馈油路，进入压力流量补偿器滑阀右端的弹簧腔。由于这部分油液压力与初始设定的弹簧力一同作用使压力流量补偿器控制滑阀移至左端。导致斜盘倾角控制活塞内的部分压力油通过泄油路接通油箱。弹簧力迫使斜盘倾角控制活塞到达一个新的位置，此时泵输出压力为负载压力与节流口压差之和，液压泵向调高油缸提供与系统需求相适应的流量18。当调高油缸的活塞运动至行程终了位置，作用于压力流量补偿器控制滑阀两端的压力相等。预调定的弹簧力将压力流量补偿器控制阀芯推至左端。此时液压泵的出口液流再次处于封闭状态，而泵的流量将导致出口压力迅速升高，致使高压补偿器滑阀克服预调定的弹簧力移至右端，高压油通过该阀通路作用于斜盘倾角控制活塞。活塞的运动使斜盘倾角转至排量近乎为零的位置。液压泵停止供油，仅提供保持高压的泄漏量。这种工作情况称液压泵的高压待机状态。3.2.2 破碎机调高回路图7-22 破碎机调高回路1-油箱；2-过滤器；3-液压泵；4,9-溢流阀；5-手动三位四通换向阀；6-压力表；7-截止阀；8-单向节流阀；10-液压锁；11-液压缸破碎装置调高回路（图7-22）是控制采煤机破碎装置摆动角度的液压回路，其控制原理与摇臂调高回路相似，都是主油路由“Y”型三位四通手液动换向阀动作，辅助控制油路由“Y”型电磁液动换向阀控制，“Y”型电磁液动换向阀右位接通时，“Y”型三位四通手液动换向阀动作，右位位接通时，液压缸无杆腔进油，为高压腔，无杆腔回油到油箱，此时，液压缸活塞杆外伸，采煤机摇臂向上摆动；当“Y”型电磁液动换向阀左位接通时，原理相反，液压缸活塞杆收回，采煤机摇臂下降；当“Y”型电磁液动换向阀处于中位时，液压缸不动作，通过液动安全阀保持摇臂的位置不动。3.2.3 挡矸回路顶护板升降回路是控制挡矸装置工作的液压回路，工作时，左、右顶护板油缸大腔同时进油，活塞杆伸出，推动顶护板绕与机身的铰接点旋转，顶护板倾斜升起，支柱组件上的支撑杆与其筒体之间产生位移，顶护板达到所需的倾斜角度，并使支撑板上的光孔与筒体上的光孔相对时，用悄轴插入。在销轴一端装上开口销，把顶护板锁定在所需的工作位置上。图7-23 顶护板升降回路1-油箱；2-过滤器；3-液压泵；4-溢流阀；5-手动三位四通换向阀；6-压力表；7-截止阀；8-液压缸3.2.4 制动器回路图7-24 制动器回路1-油箱；2-过滤器；3-液压泵；4-溢流阀；5-二位四通换向阀；6-压力表；7-截止阀；8-压力继电器；9-制动器液压制动器安装在牵引传动箱的煤壁侧，与一轴的伸出端啮合，制动器液压回路（图7-24）控制通过。当采煤机断电停车或阀组停止向其提供压力油液时，碟形弹簧恢复原状推动活塞移动，通过压力板压紧摩擦片。摩擦片通过花键轴套联接，轴套通过花键与轴齿轮联接，摩擦片上产生的摩擦力阻止轴齿轮转动，从而使一轴停止转动，采煤机不牵引，从而保证了采煤机的安全。采煤机牵引时，需要先松开制动器。当接通开关阀时，刹车电磁阀得电，压力油通过接头进入制动器腔空内，压缩碟形弹簧，松开摩擦片，此时轴齿轮即可随着一轴轴组中的一轴转动，制动被解除。若需要人为解除制动，可将螺塞拆去，用合适的螺栓和垫块，将活塞吊起，使内外摩擦片松开即可。4 MG200/450-BWD型采煤机液调高压系统参数计算4.1 调高液压缸设计与参数计算4.2.1 调高液压缸设计与参数计算1.液压缸工作压力的确定液压缸的工作压力主要根据液压设备的类型来确定，对于不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。根据工矿分析可知，单个液压缸的负载F=475KN，查表可知液压缸的工作压力为20Mpa。2.液压缸缸筒内径D的计算已知升降油缸负载公式为： (4-1)式中：D活塞直径 m P系统压力 Pa 取P=20Mpa 系统背压 Pa 取=0.5Mpa 机械效率 =0.95取系统速比=1.6，所以活塞杆直径，所以d=由此即可求出升降油缸活塞直径： = (4-2)最终求得D=179.82mm，根据查表GB/T23481993圆整得到D=180mm。3.液压缸活塞杆直径d的确定 =110.2mm (4-3)查表GB/T23481993得知活塞杆规定尺寸圆整得：d=110mm。活塞杆应力校核：=53.6MPa (4-4)活塞杆材质为45调质钢，经查表得知强度极限=800材料的许用应力为=160(n为安全系数)，由此可知，应力满足要求。4.液压缸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，其内应力分布材料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。材料的许用应力计算： =160MPa (4-5)式中：缸体材料的抗拉强度，缸体材料为45钢，抗拉强度800MPa； n安全系数，一般取n=5；缸筒内径和壁厚之比=7.210，属于厚壁缸筒，按照材料力学第二强度理论验算。=10.8mm (4-6)5.缸体外径尺寸的计算缸体外径：201.54mm (4-7) 查机械手册表：外径=219mm6.液压缸工作行程的确定根据整机设计技术要求，截割高度为4800mm；卧底量为250mm。并对图2-16进行分析，当截割部处于工况一状态时，升降油缸处于最短状态，即油缸的安装距；当截割部处于工况四状态时，升降油缸处于最长状态。由于M和N的长度已知，根据2.6.2 截割部的工况分析可知，、和的角度已知，则可求出，的长度，则有计算出油缸的工作行程=-= 590mm。7.缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度 按强度要求可用下式进行近似计算： mm (4-8)式中： D缸盖止口内径(mm) T缸盖有效厚度(mm) T16.53mm8.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距离为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增大，影响液压缸的稳定性，因此在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： mm (4-9)式中：L液压缸的最大行程(mm) D液压缸内径(mm)这里取H=120mm9.活塞宽度B的确定活塞的宽度B一般取B=(0.61.0)D，即： B=(0.61.0)180=(108180)mm (4-10)取B=120mm10.缸体长度L的确定根据欧拉载荷条件有：当安全系数=3.5，液压缸两端铰连接，刚性导向n=1时，则有=1840mm (4-11)4.2.2 破碎装置液压缸设计与参数计算1.液压缸工作压力的确定液压缸的工作压力主要根据液压设备的类型来确定，对于不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。根据工矿分析可知，单个液压缸的负载F=475KN，查表可知液压缸的工作压力为20Mpa。2.液压缸缸筒内径D的计算已知升降油缸负载公式为： (4-12)式中：D活塞直径 m P系统压力 Pa 取P=18Mpa 系统背压 Pa 取=0.5Mpa 机械效率 =0.95取系统速比=1.6，所以活塞杆直径，所以d=由此即可求出升降油缸活塞直径： = (4-13)最终求得D=319.82mm，根据查表GB/T23481993圆整得到D=320mm。3.液压缸活塞杆直径d的确定 =180.2mm (4-14)查表GB/T23481993得知活塞杆规定尺寸圆整得：d=180mm。活塞杆应力校核：=53.6MPa (4-15)活塞杆材质为45调质钢，经查表得知强度极限=800材料的许用应力为=160(n为安全系数)，由此可知，应力满足要求。4.液压缸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，其内应力分布材料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。材料的许用应力计算： =160MPa (4-16)式中：缸体材料的抗拉强度，缸体材料为45钢，抗拉强度800MPa； n安全系数，一般取n=5；缸筒内径和壁厚之比=7.210，属于厚壁缸筒，按照材料力学第二强度理论验算。=10.8mm (4-17)5.缸体外径尺寸的计算缸体外径：340.16mm (4-18) 查机械手册表：外径=340mm6.液压缸工作行程的确定根据整机设计技术要求，截割高度为4800mm；卧底量为250mm。并对图2-16进行分析，当截割部处于工况一状态时，升降油缸处于最短状态，即油缸的安装距；当截割部处于工况四状态时，升降油缸处于最长状态。由于M和N的长度已知，根据2.6.2 截割部的工况分析可知，、和的角度已知，则可求出，的长度，则有计算出油缸的工作行程=-= 250mm。7.缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度 按强度要求可用下式进行近似计算： mm (4-19)式中： D缸盖止口内径(mm) T缸盖有效厚度(mm) T16.53mm8.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距离为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增大，影响液压缸的稳定性，因此在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： mm (4-20)式中：L液压缸的最大行程(mm) D液压缸内径(mm)这里取H=120mm9.活塞宽度B的确定活塞的宽度B一般取B=(0.61.0)D，即： B=(0.61.0)180=(108180)mm (4-21)取B=140mm10.缸体长度L的确定根据欧拉载荷条件有：当安全系数=3.5，液压缸两端铰连接，刚性导向n=1时，则有=1930mm (4-22)破碎装置液压缸的工作压力为20 MPa，利用前面工况分析计算出的作用力，计算液压缸的的相关参数：表 5-5 破碎装置液压缸的主要参数Tab. 5-5 Main parameters of the hydraulic cylinder crushing plant项目数据项目数据项目数据缸径320mm行程250mm最大流量32.1l/min杆径180mm活塞杆伸出速度0.4m/min挡矸装置液压缸的工作压力为18 MPa，利用前面工况分析计算出的作用力，计算液压缸的的相关参数：4.2.3 挡矸装置液压缸设计与参数技术1.液压缸工作压力的确定液压缸的工作压力主要根据液压设备的类型来确定，对于不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。根据工矿分析可知，单个液压缸的负载F=420KN，查表可知液压缸的工作压力为20Mpa。2.液压缸缸筒内径D的计算已知升降油缸负载公式为： (4-23)式中：D活塞直径 m P系统压力 Pa 取P=18Mpa 系统背压 Pa 取=0.5Mpa 机械效率 =0.95取系统速比=1.6，所以活塞杆直径，所以d=由此即可求出升降油缸活塞直径： = (4-24)最终求得D=249.82mm，根据查表GB/T23481993圆整得到D=250mm。3.液压缸活塞杆直径d的确定 =180.2mm (4-25)查表GB/T23481993得知活塞杆规定尺寸圆整得：d=180mm。活塞杆应力校核：=53.6MPa (4-26)活塞杆材质为45调质钢，经查表得知强度极限=800材料的许用应力为=160(n为安全系数)，由此可知，应力满足要求。4.液压缸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，其内应力分布材料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。材料的许用应力计算： =160MPa (4-27)式中：缸体材料的抗拉强度，缸体材料为45钢，抗拉强度800MPa； n安全系数，一般取n=5；缸筒内径和壁厚之比=7.210，属于厚壁缸筒，按照材料力学第二强度理论验算。=10.8mm (4-28)5.缸体外径尺寸的计算缸体外径：200.16mm (4-29) 查机械手册表：外径=200mm6.液压缸工作行程的确定根据整机设计技术要求，截割高度为4800mm；卧底量为250mm。并对图2-16进行分析，当截割部处于工况一状态时，升降油缸处于最短状态，即油缸的安装距；当截割部处于工况四状态时，升降油缸处于最长状态。由于M和N的长度已知，根据2.6.2 截割部的工况分析可知，、和的角度已知，则可求出，的长度，则有计算出油缸的工作行程=-= 480mm。7.缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度 按强度要求可用下式进行近似计算： mm (4-30)式中： D缸盖止口内径(mm) T缸盖有效厚度(mm) T16.53mm8.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距离为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增大，影响液压缸的稳定性，因此在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： mm (4-31)式中：L液压缸的最大行程(mm) D液压缸内径(mm)这里取H=210mm9.活塞宽度B的确定活塞的宽度B一般取B=(0.61.0)D，即： B=(0.61.0)180=(108180)mm (4-32)取B=140mm10.缸体长度L的确定根据欧拉载荷条件有：当安全系数=3.5，液压缸两端铰连接，刚性导向n=1时，则有=2014mm (4-33)挡矸装置液压缸的工作压力为18 MPa，利用前面工况分析计算出的作用力，计算液压缸的的相关参数：表 5-6 挡矸装置液压缸的主要参数Tab. 5-6 Main parameters of the hydraulic cylinder unit block Dagan项目数据项目数据项目数据缸径250mm行程480mm最大流量4.9l/min杆径180mm活塞杆伸出速度0.4m/min根据采煤机各部分执行元件（液压缸）的计算参数，截割滚筒调高油缸2个，破碎装置油缸1个，挡矸装置油缸6个，计算出执行元件的总流量4.2 液压缸系数验算(1) 油缸在工作时所承受的压应力最大，所以有必要验算活塞杆的压稳定性。活塞杆断面最小惯性矩： =7.2x (4-34)(2) 活塞杆断面最小回转半径 mm (4-35)(3) 活塞杆柔性系数 =82 (4-36)式中，为长度折算系数，对于两端铰接约束方式一般取1； L为有效计算长度。(4) 钢材柔度极限值=60.7 (4-37)式中，45号钢比例极限，=550Mpa； E材料弹性模量E=2.06。(5) 从以上计算可知，即为大柔度压杆，稳定力为：=19.2NN (4-38)(6) 油缸最大闭锁力=6.63N (4-23)(7) 稳定系数=2.99 (4-39)由此可见，稳定性可以满足。5 MG200/450-BWD型采煤机调高液压系统的元件选型5.1 液压泵的选型(1) 确定液压泵的最大工作压力Pp液压泵的最大工作压力Pp的计算公式为 (5-1)式中 液压执行元件的最大工作压力； 液压泵出口到执行元件入口之间所有沿程压力损失和局部压力损失之和。由于液压元件的规格、管路长度和直径均未确定，初算时可按经验选取，即简单管路系统取(0.20.5) MPa，复杂管路系统取(0.51.5) MPa。这里取0.5 MPa，则：(2) 确定液压泵最大流量qp液压泵流量qp的计算公式为 (5-2)式中 同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值； K系统泄露系数，一般取K=1.11.3，大流量取大值，小流量取小值。本设计实例为双滚筒采煤机，摇臂调高回路有两个液压缸作为执行元件，破碎机调高回路有一个执行元件，挡矸支护回路有六个执行元件，流量计算时应考虑到各个执行元件的流量。(3) 选择液压泵规格根据所选定的液压泵类型、最大工作压力和流量，参照哈威产品样本选取额定压力比系统最高压力高10%30%、额定流量不低于上诉计算结果的液压泵。本文选择进口德国博世力士乐REXROTH型变量轴向柱塞泵，依据已计算和确定出的系统流量和压力，查找哈威样本，确定型号为R910994306 A4VSO125DR/30R-PPB13N00的变量轴向柱塞泵。图5-1 博世力士乐A4VSO125DR型变量轴向柱塞泵Fig.5-1 InLine A4VSO125DR type variable axial plunger pump额定压力350 bar，排量125 cm3/rev，当转速为1500 rpm时，流量为186 l/min，最大功率109 KW，最高转速1800 rpm ,重量为88 KG，此泵循环备货，大量现货。A4VLO系列变量泵具有如下特点：(1) 泵在自吸条件下、油箱加压或带升压泵(离心泵)工作；(2) 可提供多种变量机构用于不同的控制和调节功能；(3) 即使机器运行时也可经外部来设定功率控制；(4) 该泵可带有通轴驱动以承装齿轮泵或直到相同规格的轴向柱塞泵；(5) 输出流量与驱动转速及泵排量成正比，并可在最大与零之间无级变化。5.2 泵站电机的选型由于采煤机特殊的工作环境，需选用矿用隔爆型三相异步电动机，采煤机上使用的电机有两种系列，分别是YBC系列和YBQY系列。YBC系列采煤机用隔爆型三相异步电动机适用于煤矿井下采煤机用及其他类似机械的驱动电动机；YBQY牵引用隔爆型三相异步电动机适用于煤矿井下供牵引采煤机等机械用电动机，包括采煤机行走部变频调速用三相异步电动机。电动机的电气性能执行。根据液压泵的最大功率选取电动机的功率。即 (5-3)式中 液压泵的压力和流量乘积的最大值；液压泵效率，齿轮泵取0.60.8，叶片泵取0.70.8，柱塞泵取0.80.85。综合考虑，最终决定采用抚顺煤矿电机厂生产的YBRB(原DYB)-132A 隔爆型三相异步电动机。具体参数如下表所示：表 5-1YBCB-45G型三相异步电动机的主要参数Tab. 5-1 Main parameters of YBCB-45G type three-phase asynchronous motor项目参数项目参数项目参数项目参数功率(kW)45频率(Hz)50绝缘等级H冷却方式水套冷却极数4转速(r/min)1 463工作制S1冷却水量(l/min)20额定电压(V)3 300额定电流(A)9.9接法Y冷却水压(MPa)1.55.3 油箱的设计油箱是最主要的作用是储存油液，此外还起着散热、分离油液中的气泡、沉淀杂质等作用，因此油箱的设计和计算原则是其容积要能够满足液压系统的流量需要，通常按照液压泵从油箱中吸油的最大理论流量来计算。 (5-4)式中 V油箱容积，m3； a经验系数； q液压泵的最大流量。按式(4-9)计算油箱的容积时，经验系数a可采用表4-8的推荐值。表 5-2 经验系数a的推荐值Tab. 5-2 Recommended values of the empirical coefficient 系统类型行走机械低压系统中压系统锻压机械冶金机械a12245761210本文选用的经验值a=7，则油箱的有效容积。大多数场合还要在油箱液面上部留出油箱容积10%20%的空间，即h液面=4/5h油箱，液面高度为油箱高度的4/5。油箱的整体容积V=V有效/0.8=1.4 m3，查液压泵站油箱公称容积系列，取油箱容积为1.5 m3。如果油箱的长宽高按照3：2：1设计，则计算得到长、宽、高分别为a=0.09 m，b=0.06 m，c=0.03 m。6 液压系统性能验算液压系统初步设计是在某些估计参数情况下进行的，当各回路形式、液压元件及联接管路等完全确定后，针对实际情况对所设计的系统进行各项性能分析。对一般液压传动系统来说，主要是进一步确切地计算液压回路各段压力损失、容积损失及系统效率，压力冲击和发热温升等。根据分析计算发现问题，对某些不合理的设计要进行重新调整，或采取其他必要的措施。6.1 液压系统压力损失压力损失包括管路的沿程损失，管路的局部压力损失和阀类元件的局部损失，总的压力损失为 (6-1) (6-2) (6-3)式中 管道的长度(m)；管道内径(m)；液流平均速度(m/s)；液压油密度(kg/m3)；沿程阻力系数；局部阻力系数。 (6-4)式中 阀的额定流量(m3/s)；通过阀的实际流量(m3/s)；阀的额定压力损失(Pa)。对于泵到执行元件间的压力损失，如果计算出的比选泵时估计的管路损失大得多时，应该重新调整泵及其他有关元件的规格尺寸等参数。系统的调整压力 (6-5)式中 液压泵的工作压力或支路的调整压力。6.2 液压系统的发热温升计算6.2.1 计算液压系统的发热功率液压系统工作时，除执行元件驱动外载荷输出有效功率外，其余功率损失全部转化为热量，使油温升高。液压系统的功率损失主要有以下几种形式：1) 液压泵的功率损失 (6-6)式中 工作循环周期(s)；投入工作液压泵的台数；液压泵的输入功率(W)；各台液压泵的总效率；第i台泵工作时间(s)。2) 液压执行元件的功率损失 (6-7)式中 液压执行元件的数量；液压执行元件的输入功率(W)；液压执行元件的效率；第j个执行元件工作时间(s)。3) 溢流阀的功率损失 (6-8)式中 溢流阀的调整压力(Pa)；经溢流阀流回油箱的流量(m3/s)。4) 油液流经阀或管路的功率损失 (6-9)式中 通过阀或管路的压力损失(Pa)；通过阀或管路的流量(m3/s)。由以上各种损失构成了整个系统的功率损失，即液压系统的发热功率 (6-10)上式适用于回路比较简单的液压系统，对于复杂系统，由于功率损失的环节太多，计算较麻烦，通常用下式计算液压系统的发热功率 (6-11)式中是液压系统的总输入功率，是输出的有效功率。 (6-12) (6-13)式中 工作周期(s)；分别为液压泵、液压缸、液压马达的数量；第i台泵的实际输出压力、流量、效率；第i台泵工作时间(s)；液压马达的外载转矩、转速、工作时间(Nm、rad/s、s)；液压缸外载荷及驱动此载荷的行程(Nm)。6.2.2 计算液压系统的散热功率液压系统的散热渠道主要是油箱表面，但如果系统外接管路较长，而且计算发热功率时，也应考虑管路表面散热。 (6-14)式中 油箱散热系数，见表6-1；管路散热系数，见表6-2；分别为油箱、管道的散热面积(m2)；油温与环境温度之差()。表6-1 油箱散热系数(W/(m2)Tab.6-1 tank heat coefficient (W/(m2)冷却条件通风条件很差89通风条件良好1517用风扇冷却23循环水强制冷却110170表6-2 管道散热系数(W/(m2)Tab.6-2 pipe heat coefficient (W / (m2 )管道外径/m风速/ms-10.010.050.1086512514105694023若系统达到热平衡，则，油温不再升高，此时，最大温差 (6-15)环境温度为，则油温。如果计算出的油温超过该液压设备允许的最高油温(各种机械允许油温见表6-3)，就要设法增大散热面积，如果油箱的散热面积不能加大，或加大一些也无济于事时，需要装设冷却器。冷却器的散热面积表6-3 各种机械允许油温()Tab.6-3 kinds of machinery to allow the oil temperature ()液压设备类型正常工作温度最高允许温度数控机床30505570一般机床30555570机车车辆40607080船舶30608090冶金机械、液压机40706090工程机械、矿山机械50807090 (6-16)式中 冷却器的散热系数， 平均温升()， (6-17)液压油入口和出口温度；冷却水或风的入口和出口温度。6.2.3 根据散热要求计算油箱容量在初步确定油箱容积的情况下，验算其散热面积是否满足要求。当系统的发热量求出之后，可根据散热的要求确定油箱的容量。可得油箱的散热面积为 (6-18)如不考虑管路的散热，式(6-18)可简化为 (6-19)油箱主要设计参数如图6-1所示。一般油面的高度为油箱高h的0.8倍，与油直接接触的表面算全散热面，与油不直接接触的表面算半散热面，图示油箱的有效容积和散热面积分别为图6-1 油箱结构尺寸Fig.6-1 Structure size tank (6-20) (6-21)若求出，再根据结构要求确定的比例关系，即可确定油箱的主要结构尺寸。如按散热要求求出的油箱容积过大，远超出用油量的需要，且又受空间尺寸的限制，则应适当缩小油箱尺寸，增设其他散热措施。6.3 计算液压系统冲击压力压力冲击是由于管道液流速度急剧改变而形成的。例如液压执行元件在高速运动中突然停止，换向阀的迅速开启和关闭，都会产生高于静态值的冲击压力。它不仅伴随产生振动和噪声，而且会因过高的冲击压力而使管路、液压元件遭到破坏。对系统影响较大的压力冲击常为以下两种形式：1) 当迅速打开或关闭液流通路时，在系统中产生的冲击压力。直接冲击(即t)时，管道内压力增大值 (6-22)间接冲击(即t)时，管道内压力增大值 (6-23)式中 液体密度(kg/m3)；关闭或开启液流通道前后管道内流速之差(m/s)；关闭或打开液流通道的时间(s)；管道长度为时，冲击波往返所需的时间(s)；管道内液流中冲击波的传播速度(m/s)。若不考虑粘性和管径变化的影响，冲击波在管内的传播速度 (6-24)式中 液压油的体积弹性模量(Pa)，其推荐值为=700MPa；管道的壁厚和内径(m)；管道材料的弹性模量(Pa)。2) 急剧改变液压缸运动速度时，由于液体及运动机构的惯性作用而引起的压力冲击，其压力的增大值为 (6-25)式中 液流第i段管道的长度(m)；第i段管道的截面积(m2)；液压缸活塞面积(m2)；与活塞连动的运动部件质量(kg)；液压缸的速度变化量(m/s)；液压缸速度变化所需时间(s)。计算出冲击压力后，此压力与管道的静态压力之和即为此时管道的实际压力。实际压力若比初始设计压力大得多时，要重新校核一下相应部件管道的强度及阀件的承压能力，如不满足，要重新调整。7 技术与经济性分析目前，中国煤矿主要使用交流电牵引采煤机，装机功率从几百到两千多不等，国产采煤的占有率相对较高，国产采煤机研制水平基本满足中国煤矿生产的需要，也有很多大型煤矿企业选择可靠性更好、生产效率更高、技术水平领先的进口大功率采煤机，以美国JOY、德国Eickhoff为代表的国外
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