超前支护实验平台液压系统设计【含4张CAD图纸、答辩稿、毕业论文】
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辽宁工程技术大学毕业设计（论文）前言煤矿是中国的重要能源和重要原料，占全国一次能源结构的70%以上中国煤矿分布区域十分广泛，地质条件变换多样，巷道围岩特性千差万别，是全球煤炭开采的典型区域据世界能源委员会(WEC)估计，世界煤炭可采的资源量达4.84104亿吨，占世界化石可采资源量的66.8因此，为了满足中国煤炭巨大的年产量及消耗量，必须提高综采、综掘的机械化程度和成套装备自动化程度但是，目前煤矿采掘工作面采掘比基本维持在1:3.1左右，采掘比例失衡，综掘发展远远后于综采据多地煤矿调研得知，影响综掘快速推进的主要原因之一就是掘进施工工艺（掘进、支护、锚钻等）不能最大限度的平行作业从中国煤矿发展实际情况，在煤巷机械化掘进施工中，矿井作业方式一般采用悬臂式掘进机与单体锚杆钻机相互配合使用如果掘进巷道顶板成形不好、深部厚顶煤强度较弱或者所处地应力水平较高，都会给迎头巷道支护带来困难，在施工上必须严格执行“一掘一锚”工艺，并缩短锚距在巷道掘进成巷作业中，支护时间占总作业时间的70%，这就造成掘进机频繁开进退出，开机效率较低，工人需来回搬运单体锚杆钻机，不仅占用人员多，辅助作业耗时间长，掘进效率低，而且工人劳动强度很大，生产安全性也较差解决这一问题的一个重要方法是掘进迎头巷道支护设备与掘进装备及其配套设备之间相互适应和匹配利用合理有效的巷道临时支护设备，使之与掘进和锚固工序相配套，达到掘、支、锚等多工序可以平行作业，这样可以有效保障巷道安全、高效、快速掘进因此解决综掘工作面临时支护问题将对提高煤矿安全生产，实现快速掘进，促进经济建设有重要理论意义和实际应用价值随着煤矿井下开采技术的发展，人们已逐渐认识到综掘工作面临时超前支护技术的重要性：在煤矿井下，浅部原岩大多处于弹性状态，而深部原岩处于潜塑性甚至塑性状态，巷道开挖后，由于巷道自由面一侧应力减为零，围岩由开挖前的三向应力状态调整为二向应力状态，如不及时有效地支护，表面围岩受到的压剪应力超过围岩强度，围岩很快由表及里发生大变形破裂碎裂整体失稳的过程但在对超前支护装置长期的研制过程中，人们仅认识到该装置应满足巷道的超前支护需要并应能适应随工作面开采的围岩应力变化，但已取得的相关理论研究成果却很少，无法满足工程设计需求因此设计了超前支护试验样机，其目的就是促进煤矿实现安全、高速生产具有重要的理论意义和工程实践意义.11 绪论1.1 超前支护技术概述随着近几年的发展超前支护有以下几种形式：(1) 机载式超前支护机载式超前支护设备作为一种结构较为简单、可与掘进机配合使用的一种临时支护设备，得到了国内外众多专家学者的广泛关注与研究，并总结出了较多适用于煤矿井下的应用成果。机载式超前支护液压系统通常与掘进机共用泵站，少数自备泵站，这就需要对泵站油路进行改造，通过安装二位三通阀使掘进机和支护设备互锁，使二者不能同时工作、互相干扰。在对顶板进行支护时，通过操纵操作阀使高压油液从掘进机自身的泵站中泵出，经液压分流阀对高压油液进行分流，使得超前支护在液压油缸的作用下实现提升，当顶梁接触顶板并起到支撑作用时，操纵阀换向，高压油液停止向液压油缸输送油液，完成超前支护的支护动作。液压系统的主要特点是：1) 双向锁的应用使设备可以保持稳定的支护状态；2) 二位三通阀的运用使掘进机和支护设备液压系统互不干扰；3) 掘进机液压系统中均安装有多路阀液压元件，能够使得多路阀的中位机能起到阀组卸荷的作用，从而使超前支护的液压缸工作压力直接由多路阀中的溢流阀调定，起到安全保护作用。综上所述，机载式超前支护液压系统较多采用手动操作控制方式，使用电液控制的所占比例极低，无法实现程序化控制。(2) 自移式巷道支架随着超前支护设备的深入研究与发展，自移式超前支护得到了广泛关注和较大的发展。但就目前来看，尽管少数井下采煤工作面顺槽处应用了自移式巷道支架，但在掘进工作面处使用的自移式支架依然处于理论研究、样机研发及井下试验阶段，远远没有达到大规模应用的程度。同时，由于自移式巷道支架与综采液压支架在结构上较为相似，使得较多专家学者均以液压支架液压系统作为参考来展开对自移式超前支架液压系统的研究。在超前支护设备液压系统设计与研究方面，王永安对其展开了初步研究。在液压系统的设计环节基本上照搬了液压支架液压系统的基本回路，将自移式巷道支架视作液压支架的一种特殊型号，并设计了液压系统。这说明了在对自移式巷道支架液压系统研究的初期，研究者缺乏现成设备参考，只能选择相似度较高的液压支架作为液压系统设计的蓝本，设计思想难以超越液压支架液压系统，导致液压系统的设计脱离了综掘工作面实际环境。作者提出用虚拟样机技术对液压系统进行设计来取代经验设计，但只是提出了这种思想，缺乏具体设计实例，其讨论过于空洞、宽泛。值得一提的是，文中提出利用双压回路来解决立柱和千斤顶需要液压力不同的问题，是一个很好的思路。总的来看，王永安对自移式巷道支架液压系统的研究没有突破液压支架液压系统，脱离了设备的具体应用环境，没有对液压系统特性进行缜密的分析，但这不失为一次有益的理论尝试。而在自移式超前支护液压系统设计与研究方面，倪继勇在回路设计、选型分析以及整体液压系统进行了较为深入的研究。在设计液压系统前详细分析了设备所处的环境，明确了设备的结构和动作原理，在此基础上进行基本回路的设计。主要包括供液回路、差动回路、连锁回路等。每一种回路都是根据设备所需而设计，如：连锁回路能防止不同换向阀分别控制的立柱同时降柱造成顶板冒落的风险，使设备始终有一组处于支护顶板状态；差动回路中采用交替逆止阀，提高了推移千斤顶活塞杆的推出速度；阻尼回路用于防倒千斤顶，使千斤顶具有一定的抗冲击能力；锁紧回路可使液压缸在任意需要的位置保持不动，适用于护帮千斤顶、推移千斤顶等。倪继勇的研究在王永安的基础上取得了更大的进步，相比王永安论文的空洞、宽泛及设计上的缺乏依据，倪继勇紧密结合掘进迎头环境提出液压系统的设计依据，结合设备运动、支撑需要设计出基本回路，对液压系统和主要元件进行数学建模和仿真，这都是对自移式巷道支架液压系统研究的重大进步。但这个进步主要是在设计方法和数学建模仿真方面，在将先进技术（如负载敏感、恒功率控制）引入液压系统方面做得还很不够，这是由于产品没能试验投产、缺乏现场经验造成的。1.2 国内外超前支护技术的发展及研究现状1.2.1 综掘装备研究现状煤矿巷道的综掘方式主要分为两种：一种是以连续采煤机为核心的掘进方式，另一种是以综掘机为核心的掘进方式掘进效率主要受施工水平、掘进设备配置、掘进工艺三个因素影响，其中掘进工艺为关键因素目前，煤矿普遍存在掘进工艺不够完善的问题，主要原因是掘进过程中迎头围岩支护时间长，导致掘进和支护不能同步进行，因此掘进机开机率低，限制了综掘巷道的进尺水平，极大影响了施工与生产的连续发展这样，煤矿综掘工作一直面临着如何实现优质高效掘进的问题随着综合掘进自动化技术的崭露头角，综掘装备得到了快速更新，推动了综掘技术的进一步发展初期的巷道掘进的主要方式为炮采或人工，之后随着人们对高效的掘进工艺的需求，逐渐展开了掘、钻、锚、支、运一体化理论的研究这样，为了满足高效的综掘工作，形成以掘进机为主的几种类型的自动机械化掘进装备：一种为综合自动化机械掘进装备，主要掘进机械为悬臂式掘进机；一种是锚杆钻车和连续采煤机配套作业装备，主要掘进机械为连续采煤机；另外，一种是掘锚机组自动化技术化装备，主要的掘进机械为掘锚机组(1) 综合自动化机械掘进装备悬臂式掘进机依靠截割部的摆动和截割头的旋转进行共同作用来破岩而形成整个巷道断面中国目前使用的掘进机大多为普通型掘进机，主要用于煤巷或硬度在f=5以下的巷道综合自动化机械掘进装备所配套的支护包括临时支护和永久支护随着中国对整机稳定性、截割断面成形控制技术和矿岩物料装运机构等问题的深入研究，现代悬臂式掘进机朝着自动化、智能化、信息化和无人化发展方向提高悬臂掘进机的自动化和智能化水平是国内外采煤行业探求的目标，中国对此也极为重视，并设立了863重点项目“煤矿井下采掘装备遥控关键技术”，其中“掘进机远程控制技术及监测系统”课题以掘进机远程监测和控制的关键技术为核心9，例如截割断面成形控制技术，可以利用断面自动成形控制系统可获得规整的断面形状尺寸，减少无用的掘进量和充填量，提高掘进效率，降低巷道掘进成本；同时通过检测截割头空间位置，利用PLC控制截割头按设计工艺路径准确截割，获得规整断面，避免了超挖和欠挖现象德国艾柯夫公司研制的微机轮廓和导向及机器运行状况监测系统于1983年开始在ET-160和ET-110掘进机上使用综合自动化机械掘进装备可采用不同的运输方式，目前有皮带机连续转载运输、岩石仓缓冲运输、梭式矿车运输等方式，也可采用这几种运输方式的结合(2) 锚杆钻车和连续采煤机配套作业装备连续采煤机是一种既可用于巷道掘进又可用于开采煤炭的综合机械化开采设备，在国外已被广泛使用深入研究发现，连续采煤机除截割机构以外，其它机构的结构和工作原理基本与部分断面掘进机大致相同，因此，借助于掘进机的结构设计有利于连续采煤机的研发同时，连续采煤机的结构和工作原理既不同于滚筒式采煤机，也有别于部分断面掘进机中国对于滚筒式采煤机和部分断面掘进机的研究无论从工作机构的载荷性质、破岩原理、截割控制，还是对整机工作稳定性和可靠性等方面都取得了很多成果而且，近年来国内在连续采煤机方面也进行了大量的基础性研究，获得了一系列的研究成果连采机掘进技术的机械化程度很高，每月掘进深度可达1000m以上20世纪70年代中国开始引进连续采煤机配套作业装备，大体经历了单机和成套设备引进两个阶段目前，中国神东公司、陕煤集团、晋城煤业等矿区使用连续采煤机200余台连采机掘进时，锚杆钻车和连续采煤机采用平行作业和交叉换位的方式连续采煤机在运输巷道掘进时，锚杆钻车在回风巷道中进行锚杆支护作业当连续采煤机完成一个掘进循环时，标志着它与锚杆钻车交叉换位为了满足运输和机器调动的要求，两条巷道之间每隔50m掘一条联络巷道由于实现了掘进和支护的平行作业，掘进速度大幅提高，但这种工艺适应范围有限且对地质条件的要求非常严格，一般控顶距需要为20m，而且只适合于多巷掘进连采机在巷道中掘进，截割下的煤岩由连采机的运输部转载给紧跟其后的运煤车或无轨梭车运煤车或梭车装满后离开连采机，此外空载的运煤车或梭车移动至连采机身后继续装煤，而满载的车辆会将煤运输至破碎机，破碎机破碎后转载给皮带运输机，最后由皮带机将煤运至地面卸完料的梭车再次返回连采机处，等待下一循环的运输(3) 掘锚机组自动化技术化装备掘锚机组是在悬臂式掘进机和连续采煤机的基础上发展的一种新型掘进机型掘锚机组按作业方式不同可分为两类，即同时实现掘锚作业的掘锚机组和先截割后支护的掘锚机组中国于2003年引进的ABM20型掘锚机组为同时实现掘锚作业的掘锚机组，在晋城煤业公司成庄矿使用目前，国内已有22台掘锚机组掘锚机组在中国的试验取得了初步成功，月进尺可达1200m由于对巷道条件要求高及适应范围较小等原因，目前还处于推广应用阶段掘进和支护技术是煤矿巷道掘进过程中最主要的工艺技术之一，为满足在不同矿质条件下完成掘进工作的系统自动化，有必要研究出适合中国煤层条件的掘进自动化技术掘锚机组自动化技术，可完成掘进过程中掘进、装载、运输、支护等工艺条件下的自动化作业，能够达到加强煤帮和顶板的支护和快速掘进截割的目的，确保掘进工作的稳定进行1.2.2 巷道支护装备研究现状“高产、高效”是中国综掘装备的设计要求，也是目前综掘装备的发展趋势然而，煤炭生产过程中存在着诸多难题，例如煤矿巷道支护时间影响掘进机掘进速度、掘进迎头安全问题、作业面工作人员的安全问题、掘进装备维护等煤矿顶板事故不仅会造成掘进工作停止，而且会引起工作人员的伤亡影响煤矿顶板事故的因素之一便是巷道支护形式，因此如何选取合适的支护装备是保障巷道作业安全生产的关键问题煤矿的巷道支护包括永久支护、临时支护和超前支护其中，在掘进工作面迎头，可临时支护迎头空顶处的顶板、戴帽点柱和悬顶梁的支护装备称为掘进工作面超前支护装备超前支护是避免作业人员在空顶区作业的有效支护形式而且，在综掘巷道迎头采用临时支护的支护方式，可减小综掘机械工作时的扰动、锚杆支护时的应力变化和顶板自身压力变化对巷道围岩变形、位移和破裂的影响1.3 选题意义随着国民经济快速的发展，电力、能源日趋紧张。由于我国的电力行业大部分是火力发电，所以对煤炭的需求量日益增加。为了加强安全生产，国家关闭了小煤窑，扶持大煤矿，加大煤矿开采的的现代化设备，从政策上带动煤矿机械的大发展。超前支护样机是结合先进技术，超前支护样机具有如下特点：1) 节约时间；2) 可以行走；3) 为掘进机提供了安全保障。液压超前支护装备主要应用于综掘迎头巷道的临时支护通过分布式支撑顶梁连接，能够在掘进成巷过程中及时有效支护掘进迎头顶板保持顶板稳定随着掘进机截割前移，超前支护装备也随之移动通过超前支护装备的两组支撑装置，可以进行单组和双组交替支撑，以保证顶板始终处于支撑状态，可以避免因反复支撑对顶板造成破坏使用超前支护装备可以使工作面临时支护范围延长至掘进机机身位置或者机尾处，工人可以在相对安全位置进行集中锚固作业，有效提高煤矿安全生产和掘进效率，同时推进了综掘工作面自动化成套装备的发展提供一种新超前支护的方式，可以使实现“多掘一锚”工艺，使掘进、支护、锚固并行作业。图1.1 超前支护装备工作示意1.4论文的研究框架2 超前支护样机液压系统分析2.1 超前支护样机简介液压超前支护装备属于综掘巷道临时支护设备，如图2.1，主要用于煤矿井下综掘工作面巷道的临时支护超前支护可以与掘进机和锚杆钻机配套使用，形成新的掘进工艺整体采用框架式结构，独特的龙门式结构使其在支护作业时整体跨“骑”在掘进机上方，将操作人员与掘进机等设备保护在支护体内这种跨“骑”结构有效利用了掘进工作面的作业空间，给其他综掘配套设备留下更多的布置空间，便于设备操作和搬运操作人员可以掘进机机身位置或机尾处进行集中多排锚固工作，切实可行的解决了掘、支、锚并行作业问题图2.1 超前支护结构模型在掘进机截割时，超前支护两组共同支撑迎头顶板和侧帮当开挖空顶距接近巷道许用空顶距时，超前支护采取单组支撑顶板，另一组下降卸载，由推移机构向前推移，实现迈步，然后上升加载，支撑顶板接下来处于支撑状态那一组重复上述操作，实现交替迈步前行，直到超前支护接近截割头且不与之作业空间干涉为止超前支护由机械系统、液压系统以及电控系统组成，各部分相互协调工作，完成超前支护的支撑作业任务2.2 超前支护样机的技术参数根据所具有的条件，定下超前支护样机的尺寸表2-1超前支护样机技术参数表名称参数外形尺寸/mm2440(长)1830(宽)1795(高)重量/kg1594整机参数支撑高度/mm1875推移距离/mm150支撑油缸最大移动速度/mm/s8加载油缸最大移动速度/mm/s2推移油缸的最大移动速度/mm/s22.3 超前支护样机的实验环境为了对超前支护装备试验样机的力学特性进行试验，需对设计的顶板试验台进行加载实验，并检测顶板试验台在不同加载方式和加载力作用下，顶板试验台的受力和位移变化情况，以确定顶板试验台设计合理性通过顶板试验台框架上的液压缸组分别施加不同的载荷，检测模拟顶板的应力和位移变化情况，将实验数据进与与理论研究结果进行对比由于试验样机是真机的小型模拟，没有真实环境。需要设计一个实验环境，用于对样机进行实验，对于超前支护样机的实验环境，设计了4个液压油缸这4个油缸产生的负载为5t。2.4 超前支护样机实验原理分析超前支护在功能、结构等方面与液压支架相似，可以借鉴部分液压支架的液压系统设计理论来研究超前支护的液压系统，液压系统工作原理如图4.3超前支护作为临时支护主要用来完成单组支撑、双组支撑、推移（即主、副支撑架组移架迈步过程）、护帮等动作完成这些动作主要液压控制系统分别操作立柱油缸、推移千斤顶等来完成超前支护液压系统工作原理如下：(1) 单组支撑过程超前支护在液压系统的控制下，主支撑组（或副支撑组）立柱油缸同步伸出 (2) 双组支撑过程超前支护处于双组支撑状态时，主、副支撑组立柱油缸全部伸出，使支撑组纵梁与顶板接触并用初撑力值来支撑顶板随着顶板变形不断增大，主、副顶部支撑液压缸逐渐达到工作阻力值若顶板出现极端现象：顶板压力大于超前支护支撑的工作阻力值，立柱油缸开始降压并缩回；当顶板顶板压力达到超前支护承受的最大值时，主、副支撑组立柱停止缩回，并与机械系统“合为一体”，将顶板压力完全传递给机械部件形成刚性支撑，以保护在突发极端现象时操作人员与掘进设备的安全(3) 推移过程推移过程主要包括主支撑架组移架和副支撑架组移架两个过程依据现场实际需求选择两组移架动作的先后，实现交替移架动作1) 主支撑组移架过程主支撑组移架时，副支撑架组保持支撑状态主支撑架组通过控制立柱缩回，平衡千斤顶伸出，使得主支撑纵梁、横梁及主顶部阻尼体组平稳下落，当主支撑纵梁下落至副支撑横梁上时，副支撑横梁阻止主支撑纵梁继续下落，立柱继续缩回将使底部滑靴上提至脱离地面一定位置处在推移油缸用下，主支撑架组被向前推移一个步长，推移动作完成后，主支撑架组控制立柱伸出，平衡千斤顶缩回，当底部滑靴下落至巷道底面时，主支撑横梁、纵梁上升当纵梁及阻尼体接触并有效支撑顶板，立柱油缸及平衡千斤顶停止运行，此时主支撑架组移架动作完成2) 副支撑组的移架过程副支撑组的移架过程与主支撑架组的移架过程基本一致移架过程中，主、副支撑架组中的横梁及纵梁起到一定的限位作用1.纵梁 2.侧护板 3.推移油缸 4.侧推油缸 5.平衡千斤顶 6.横梁 7.顶部阻尼体8.副支撑组9.掩护梁10.底座 11.导向板 12.前连杆 13.后连杆 14.立柱15.主支撑组图2.2 超前支护设备结构示意2.5 超前支护样机的液压系统组成及特点超前支护液压系统是由10个油缸(包括：支撑油缸8个、推移油缸2个、) 、操纵台、泵站以及相互联接的配管等组成。整个液压系统主要完成机器的行走、向上支撑功能。泵站由电机驱动，通过定量泵、阀组，将压力油分别送到支撑油缸推移油缸的为防止执行元件过负荷而造成的损坏，液压系统一般都有过载保护功能。由于设计的试验样机工作环境良好，为了完成所设计的动作，需要使超前支护设备具备以下几个特点：1) 支撑油缸需要同步支撑，保证速度同步；2) 支撑油缸和推移油缸速度可调； 2.6 超前支护样机液压系统的实验工况分析工况分析包括对样机的受力分析、速度变化、绘制负载和功率的分析，在设计时应满足机构的运动速度、动作配合和传动功率的合理有效。2.6.1 迈步前进的工况分析1）运动分析及运动循环图图2.3 位移循环图超前支护设备的行走及转弯是通过推移千斤顶的伸出和收缩完成的，但与其他支护设备不同的是，本设备在迈步过程中，是通过立柱、顶梁等部件的共同作用，将底部滑履抬起的条件下，再进行超前支护设备的推移动作，不需要克服滑履与地面的摩擦力，仅需要克服主、副支架相互移动时产生的摩擦力。这样可以大大降低推移千斤顶所需的推力和拉力。因此，在计算推移千斤顶的缸径时，仅考虑支架自身重力所产生的摩擦力。在设计过程中，对本设备的整体重量进行了初步计算，设备总重共计20t，则推移千斤顶需要克服的摩擦力为： (3-15)式中：推移千斤顶需要克服的推力，kN；摩擦系数，取钢钢摩擦系数0.15；设备的整体重量，则单组重量为=0.797t。根据上式计算得出，推移千斤顶需要克服的摩擦力为0.24KN。为了保证本设备能够行走，使用1根推移千斤顶来完成迈步动作，因此，推移千斤顶需要满足的推力和拉力大小为0.009kN。2.6.2 支撑部的工况分析1）运动分析及运动循环图图2.4 位移循环图立柱油缸支撑时，有可能是单组支撑，也有可能是单组支撑。对于单组支撑来说，有4个油缸，支撑5t的负载，每一个油缸所有力的大小为1.25KN，对于全支撑来说8个油缸同时支撑负载，每一个油缸力的大小为0.625KN。在超前支护设备在进行支护过程中，油液进入立柱无杆腔，立柱活塞杆在油液的作用下向上运动，当超前支护设备的顶梁接触到顶板时，立柱内部压力升高直至与定量泵压力相同时，控制换向阀停止供液，此过程为超前支护设备的初撑阶段，超前支护设备此时提供的力即为初撑力。则超前支护设备的初撑力为： (3-6)根据上式计算可以得出超前支护设备的初撑力为kN。对于超前支护试验样机有以下几种工况情况：工况一：支撑油缸1组支撑油缸 2组推移油缸1组推移油缸2组加载油缸组原位原位原位原位加载此工况是使顶板发生变形。加载油缸组产生5t的负载。工况二：支撑油缸1组支撑油缸2组推移油缸1组推移油缸2组加载油缸组上升上升不动不动保持加载此工况使顶板恢复变形，由两组油缸同时支撑负载。工况三：支撑油缸1组支撑油缸2组推移油缸1组推移油缸2组加载油缸组不动快速下降不动不动保持加载此工况主要研究由全支撑变为过渡支撑时，由于速度的变化对于支撑油缸的力的影响。工况四、五：支撑油缸1组支撑油缸2组推移油缸1组推移油缸2组加载油缸组不动中速下降不动不动保持加载不动慢速下降不动不动保持加载这两个工况与三工况类似，全支撑变为过渡支撑时，由于速度的变化对于支撑油缸的力的影响。工况六：支撑油缸1组支撑油缸2组推移油缸1组推移油缸2组加载油缸组不动上升不动不动保持加载此工况主要由过渡支撑变为全支撑。液压缸负载的变化。工况七：支撑油缸1组支撑油缸2组推移油缸1组推移油缸2组加载油缸组下降下降不动不动不动此工况是表示缩回油缸时的变化。工况八十一：支撑油缸1组支撑油缸2组推移油缸1组推移油缸2组加载油缸组不动不动伸出不动保持加载不动不动不动伸出保持加载不动不动缩回不动保持加载不动不动不动缩回保持加载这些工况表示在过渡支撑状态下，液压缸的迈步行走。3 超前支护样机液压回路设计3.1 超前支护样机系统压力的确定液压系统压力的选择，关系到整个系统的合理程度。选择液压系统的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前提下，如果系统工作压力选得比较低，则辅件的尺寸、液压元件和重量就增加，系统造价也增加；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，系统造价会相应降低。同时执行元件油腔的容积减小，体积弹性模数增大，对提高系统的响应速度有好处。但如果系统的工作压力过高，则对接头、管路和元件的强度以及对制造液压元件、辅件的材质、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，内泄漏量大，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。就目前的技术和材质情况，综合考虑重量和经济性指标，一般认为选取35MPa左右的工作压力是最经济的，但条件允许时，通常还是选用较低的供油压力(常用的供油压力等级为728)。设计时，可根据系统的具体要求和结构限制条件综合考虑更多的因素，选择适当的供油压力。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表3-1所示。表3-1 按主机类型选择液压执行元件的工作压力设备类型机床农业机械，汽车工业，小型工程机械及辅助机构工程机械重型机械锻压设备液压支架等船用系统磨床组合机床齿轮加工机床牛头刨床插床车床铣床镗床研磨机床拉床龙门刨床工作压力/MPa1.26.3242510101616321425通过分析，此液压系统与机床类液压系统压力相类似，但由于其属于煤矿机械，因此选择了拉床、龙门刨床中最大的10Mpa。3.2 液压系统的控制分析根据本液压系统的要求，本系统采用系统、液压泵类型、液压阀控制方式进行选择。3.2.1系统类型的选择液压系统的类型有闭式系统和开式系统两种。选择系统的类型主要取决于系统的调速方式和散热要求。一般来说，采用节流调速和容积节流调速方式、有较大空间放置油箱且要求结构尽可能简单的系统宜采用开式系统；采用容积调速方式、要求减小体积和质量且对工作稳定性和效率有较高要求的系统宜采用闭式系统。开式系统和闭式系统的比较见表3-2。表3-2 开式系统与闭式系统的比较系统类型开式闭式适应工况一般均能适应，一台液压泵可向多个执行元件供油限于要求换向平稳、换向速度高的部分容积调速系统，一般一台液压泵只能向一个执行元件供油结构特点和造价结构简单，造价相对较低结构复杂，造价高散热散热好，但油箱较大散热差，常用辅助液压泵换油冷却抗污染能力较差，可采用压力油箱来改善较好，但对油液的过滤要求较高管路损失和效率管路损失大，用节流调速时效率较低管路损失小，用容积调速效率时较高考虑本系统需要向多个执行元件供油，并且从价格来讲需要一个较低的价格。所以选择开式系统。3.2.2执行元件类型的选择本液压系统本液压系统，主要完成的是行走和向上支撑的两个动作，没有旋转类的动作，因此选择液压缸作为执行元件。3.2.3泵类型的选择系统采用节流调速回路，或可通过改变原动机的转速调节流量，或系统对速度无调节要求，可选用定量泵或手动变量泵，此时手动变量泵一旦调定即相当于定量泵。定量泵可以提供稳定的压力，并且比较经济。所以选择了定量泵。3.2.4调速方式的选择定量泵节流调速回路，因调节方式简单，一次性投资少，在中小型液压设备，特别是机床中得到广泛应用。节流调速回路中的进、回油路调速系统为恒压系统，系统的刚性较好；旁油路调速系统为变压系统(压力适应系统)，系统刚性差，主要用于对速度稳定性要求不高的粗加工机床和行走机械。用调速阀或旁通型调速阀替代普通节流阀可提高系统的速度刚性，但会增加系统的功率损失。换向阀原理简单，实用性高。所以选用三位四通换向阀进行缸的方向变换对于方向的调节选用三位四通换向阀，对于速度的调节选用节流阀。3.2.5调压方式的选择当系统中有垂直负载作用时应采用平衡阀平衡负载，以限制负载的下降速度。由顺序阀和单向阀简单组合而成的平衡阀的性能往往不够理想，不能应用于工程机械如起重机、汽车吊等液压系统。实际使用的平衡阀为了使执行机构动作平稳，还要在其各运动部位设置很多阻尼。选择平衡阀的结构等要根据执行机构的具体要求而定。为使执行元件不工作时液压泵在很小的输出功率下运行(卸荷)，定量泵系统一般通过换向阀的中位(M型或H型机能)或电磁溢流阀的卸荷位实现低压卸荷；变量泵则可实现压力卸荷或流量卸荷，流量卸荷时换向阀的中位选O型等滑阀机能。需要指出的是：若换向阀为电液换向阀，采用压力卸荷时，需保证卸荷压力不低于液动阀要求的最小控制压力。本液压系统采用带卸荷的先导溢流阀和滑块中位为H型的三位四通换向阀。3.3 超前支护样机液压系统基本回路设计超前支护液压实验平台主要回路包括立柱支撑回路、推移回路、模拟顶板加载回路等。3.3.1立柱支撑回路1-吸油过滤器，2-电机，3-齿轮泵，4-压力表，5-单向节流阀，6-电磁换向阀，7-油缸（带平衡阀），8-先导溢流阀（带卸荷的），9-空气滤清器，10-液位计图3-1立柱支撑回路立柱支撑回路是由一个换向阀，一个节流阀，一个平衡阀组成的。首先液压油经变量泵输出，并流向多路阀回路，当多路阀中的换向阀处于中间位置时，立柱液压缸不动作；当多路阀中换向阀处于左右位置时，高压油液通过液控单向阀的作用进入立柱液压缸的上下腔，使得本设备完成升柱和降柱的动作。同时，立柱回路安装了液控单向阀，使得当立柱处于支撑状态时，能够有效承载。本设备共有8组立柱回路，由于多路阀回路较为复杂，可将其进行简化，立柱回路工作原理如图3.5。3.3.2推移回路1-吸油过滤器，2-电机，3-齿轮泵，4-压力表，5-单向节流阀，6-电磁换向阀，7-油缸（带平衡阀），8-先导溢流阀（带卸荷的），9-空气滤清器，10-液位计图3-2推移回路此推移回路包括节流阀、3位四通换向阀、平衡阀等。推移回路中的两个千斤顶分别作用于主副支撑，推移时有可能向前行走有可能向后行走，也有可能停止在某一个位置支撑保护，所以需要Y型换向阀。平衡阀保证运行的平稳性。节流阀的主要作用就是为了控制推移千斤顶的伸出速度。3.3.3模拟顶板加载回路模拟顶板加载回路，是为了模拟岩层对超前支护液压支架的力。而进行设计了顶板加载回路。此回路要求可以对顶板进行各种类型的加载实验。其中包括中心加载、两边加载和总体加载，以此来模拟各种岩层的不同接触方式对顶板的压力的实验。图3-2模拟顶板加载回路4 超前支护样机液压系统参数计算4.2 油缸的参数计算4.2.1 立柱液压缸设计与参数计算1）液压缸工作压力的确定液压缸工作压力主要是根据液压设备的类型来确定的，对不同用途的液压设备的类型来确定，对不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用压力范围也不同。设计时，可用类比法来确定。设备类型机床农业机械或中型工程机械液压机、重型机械、起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力p/(Mpa)0.82.0352881010162032根据工矿分析可知，单个液压缸的负载F=1.25KN，查表可知液压缸的工作压力为10Mpa。2）液压缸内径D和活塞杆直径d的确定通过查阅资料，在确定立柱及千斤顶的数量和支撑角度等基本参数时，均是由超前支护设备的工作阻力决定，可由如下公式计算得出： (4-1)式中： 超前支护设备的工作阻力，kN； 立柱液压缸内径，mm；立柱液压缸的内部压强，泵站额定压力为10MPa，考虑到压力损失此处取8MPa； 在单组支撑过程中立柱数量，取4； 立柱处于支撑状态时，立柱的竖直倾角，考虑到超前支护设备在支撑时，立柱基本保持垂直状态，因此角度取0。为了满足超前支护设备的支护要求，依据以上的计算结果并结合支护设备的宽度，根据查表GB/T23481993。最终确定立柱的缸体内径为：=63mm。并根据超前支护设备在升柱和降柱过程中，具有良好的速比等要求，使其速比为2，将立柱的杆径定为：=45mm。3）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。液压缸的内径D与其壁厚的比值D/10的圆筒称为薄壁圆筒。起重运输机械和工程机械的液压缸，一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算 （4-2）式中 液压缸壁厚（m）D液压缸内径（m）代入0.63mPy试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍（Mpa）代入27Mpa缸筒材料的许用应力。其值为：锻钢=110120Mpa；铸钢：=100110Mpa；无缝钢管：=100110Mpa；高强度铸铁：=60Mpa；灰铸铁：=25Mpa。代入锻钢的115Mpa最终得到=0.07m=7mm由于本实验平台是中低压系统，按照计算所得的液压缸壁厚往往很小，使缸体的刚度往往不够，如在切削加工过程中的变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死或漏油。因此一般不作计算，按经验选取，必要时按上式进行校核。对于D/10时，应按材料力学中的厚壁圆筒公式进行壁厚的计算对脆性及塑性材料 （4-3）式中符号意义同前。最终得到=0.08m=8mm（用这个数据）液压缸壁厚算出后，即可求出缸体外径D1为 （4-4）式中D1值应按无缝钢管标准，或按有关标准圆整为标准值。最终确定D1=80mm。4）液压缸工作行程的确定液压缸的工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，由于此液压缸为非标准件，根据我的设计要求，选用80mm的行程。5）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。对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求 （4-5）式中 L液压缸的最大行程 D液压缸的内径计算得H4+31.5=35.5，取H=36mm活塞的宽度B一般取B=（0.61.0）D；缸盖滑动支承面的长度l1 ,根据液压缸内径D而定；当D80mm时，取l1 =（0.61.0）D当D80mm时，取l1 =（0.61.0）d。计算得l1 =63mm为保证最小导向长度H，若过分增大l1 和B都是不适宜的，必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套K来增加H的值。隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定，即 （4-6）6）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。一般液压缸缸体从长度不应大于内径的2030倍。最终确定缸体长度305mm。超前支护设备的主要支撑元件即为立柱。当设备处于支撑状态时，由于会受到顶板等外界条件的扰动，使得超前支护设备的支护性能会受到影响，并直接影响着立柱的工作性能。因此，对立柱的选型设计是至关重要的，其必须具备如下基本特性:足够的抗压强度、良好的密封性能、工作阻力合理等。根据超前支护设备的机械结构及液压系统设计要求，立柱液压缸选用单活塞双作用液压缸。此种液压缸与同类液压缸相比，结构简单，成本较低，使用方便，可以通过液压力实现升降柱等特点。同时，在本设备设计过程中，充分考虑到结构强度和成本的问题，将立柱的下端以法兰的连接方式加装机械支筒，以满足支护高度的变化要求。7) 油缸稳定性验算a) 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：=2.012x (4-7)b) 活塞杆断面最小回转半径mm (4-8)c) 活塞杆柔性系数=7.11 (4-9)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。d) 钢材柔度极限值=60.7 (4-10)式中，45号钢比例极限，=550Mpa； E材料弹性模量E=2.06。e) 从以上计算可知，即为大柔度压杆，稳定力为：=63852.0N (4-11)f) 油缸最大闭锁力=31156.65N (4-12)g) 稳定系数=2.05 (4-13)8) 立柱实际工作阻力和安全阀压力计算超前支护设备立柱的实际工作阻力，是指当立柱的内部压力达到变量泵的额定压力时所受到的工作阻力。超前支护设备实际工作阻力： (4-14)式中：超前支护设备的实际工作阻力，N；超前支护设备的额定工作压力，取10MPa。根据上式计算得出kN。通过对比单根立柱所承受的理论工作阻力可知：kNkN说明选取=63mm的立柱完全满足要求。同时，为了确保在极端条件下，超前支护设备的性能要求，选定安全阀的调定压力为=18MPa。则在极端条件下，立柱工作阻力为： (4-15)式中：立柱在极端条件下的工作阻力，N；根据上式计算得出立柱在极端条件下的工作阻力5.61kN。根据上面计算出来的缸径、杆径对立柱的流量进行计算： （4-16)式中：立柱的流量，L/min；立柱的伸出速度，初定=8mm/min；容积效率，取=0.98。根据以上公式及参数计算得：=2.5L/min。对立柱的功率进行计算： (4-17)式中：液压缸机械效率，可取0.90.95，在此取=0.95；根据以上公式及参数计算得：=0.4kW。4.2.2 推移油缸的设计计算1）液压缸工作压力的确定液压缸工作压力主要是根据液压设备的类型来确定的，对不同用途的液压设备的类型来确定，对不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用压力范围也不同。设计时，可用类比法来确定。设备类型机床农业机械或中型工程机械液压机、重型机械、起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力p/(Mpa)0.82.0352881010162032根据工矿分析可知，单个液压缸的负载F=0.24KN，查表可知液压缸的工作压力为10Mpa。2）液压缸内径D和活塞杆直径d的确定通过查阅资料，在确定立柱及千斤顶的数量和支撑角度等基本参数时，均是由超前支护设备的工作阻力决定，可由如下公式计算得出： 式中： 超前支护设备的工作阻力，kN； 立柱液压缸内径，mm；P立柱液压缸的内部压强，泵站额定压力为10MPa，考虑到压力损失此处取8MPa； 在单组支撑过程中立柱数量，取1。为了满足超前支护设备的支护要求，依据以上的计算结果并结合支护设备的宽度。最终确定缸体内径为：=18mm。并根据超前支护设备在推移过程中，具有良好的速比等要求，使其速比为2，将立柱的杆径定为：=14mm。3）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。液压缸的内径D与其壁厚的比值D/10的圆筒称为薄壁圆筒。起重运输机械和工程机械的液压缸，一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算式中 液压缸壁厚（m）D液压缸内径（m）代入0.18mPy试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍（Mpa）代入18Mpa缸筒材料的许用应力。其值为：锻钢=110120Mpa；铸钢：=100110Mpa；无缝钢管：=100110Mpa；高强度铸铁：=60Mpa；灰铸铁：=25Mpa。代入锻钢的115Mpa最终得到=0.02m=2mm由于本实验平台是中低压系统，按照计算所得的液压缸壁厚往往很小，使缸体的刚度往往不够，如在切削加工过程中的变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死或漏油。因此一般不作计算，按经验选取，必要时按上式进行校核。对于D/10时，应按材料力学中的厚壁圆筒公式进行壁厚的计算对脆性及塑性材料式中符号意义同前。最终得到=0.00m=2mm（用这个数据）液压缸壁厚算出后，即可求出缸体外径D1为式中D1值应按无缝钢管标准，或按有关标准圆整为标准值。最终确定D1=22mm。4）液压缸工作行程的确定液压缸的工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，由于此液压缸为非标准件，根据我的设计要求，选用150mm的行程。5）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。对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求式中 L液压缸的最大行程 D液压缸的内径计算得H84，取H=84mm活塞的宽度B一般取B=（0.61.0）D；缸盖滑动支承面的长度l1 ,根据液压缸内径D而定；当D80mm时，取l1 =（0.61.0）D当D80mm时，取l1 =（0.61.0）d。计算得l1 =18mm6）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。一般液压缸缸体从长度不应大于内径的2030倍。最终确定缸体长度180mm。7) 油缸稳定性验算a) 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：=1.017xb) 活塞杆断面最小回转半径mmc) 活塞杆柔性系数=50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。d) 钢材柔度极限值=60.7式中，45号钢比例极限，=550Mpa； E材料弹性模量E=2.06。e) 从以上计算可知，即为大柔度压杆，稳定力为：=3.23Nf) 油缸最大闭锁力=3617Ng) 稳定系数=898) 立柱实际工作阻力和安全阀压力计算超前支护设备立柱的实际工作阻力，是指当立柱的内部压力达到定量泵的额定压力时所受到的工作阻力。超前支护设备实际工作阻力： 式中：超前支护设备的实际工作阻力，N；超前支护设备的额定工作压力，取10MPa。根据上式计算得出kN。通过对比单根立柱所承受的理论工作阻力可知：kNkN说明选取=18mm的立柱完全满足要求。同时，为了确保在极端条件下，超前支护设备的性能要求，选定安全阀的调定压力为=18MPa。则在极端条件下，立柱工作阻力为： 式中：立柱在极端条件下的工作阻力，N；根据上式计算得出立柱在极端条件下的工作阻力4.58kN。根据上面计算出来的缸径、杆径对立柱的流量进行计算： 式中：立柱的流量，L/min；立柱的伸出速度，初定=2m/min；容积效率，取=0.98。根据以上公式及参数计算得：=0.52L/min。对立柱的功率进行计算： 式中：液压缸机械效率，可取0.90.95，在此取=0.95；根据以上公式及参数计算得：=0.48kW。4.2.3 加载液压缸的设计与参数计算1）液压缸工作压力的确定液压缸工作压力主要是根据液压设备的类型来确定的，对不同用途的液压设备的类型来确定，对不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用压力范围也不同。设计时，可用类比法来确定。设备类型机床农业机械或中型工程机械液压机、重型机械、起重运输机械磨床组合机床龙门刨床拉床工作压力p/(Mpa)0.82.0352881010162032根据工矿分析可知，单个液压缸的负载F=1.25KN，查表可知液压缸的工作压力为10Mpa。2）液压缸内径D和活塞杆直径d的确定通过查阅资料，在确定立柱及千斤顶的数量和支撑角度等基本参数时，均是由超前支护设备的工作阻力决定，可由如下公式计算得出： 式中： 超前支护设备的工作阻力，kN； 立柱液压缸内径，mm；立柱液压缸的内部压强，泵站额定压力为10MPa，考虑到压力损失此处取8MPa； 在单组支撑过程中立柱数量，取4； 立柱处于支撑状态时，立柱的竖直倾角，考虑到超前支护设备在支撑时，立柱基本保持垂直状态，因此角度取0。为了满足超前支护设备的支护要求，依据以上的计算结果并结合支护设备的宽度，根据查表GB/T23481993。最终确定立柱的缸体内径为：=63mm。并根据超前支护设备在升柱和降柱过程中，具有良好的速比等要求，使其速比为2，将立柱的杆径定为：=45mm。3）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。液压缸的内径D与其壁厚的比值D/10的圆筒称为薄壁圆筒。起重运输机械和工程机械的液压缸，一般用无缝钢管材料，大多属于薄壁圆筒结构，其壁厚按薄壁圆筒公式计算式中 液压缸壁厚（m）D液压缸内径（m）代入0.63mPy试验压力，一般取最大工作压力的（1.251.5）倍（Mpa）代入27Mpa缸筒材料的许用应力。其值为：锻钢=110120Mpa；铸钢：=100110Mpa；无缝钢管：=100110Mpa；高强度铸铁：=60Mpa；灰铸铁：=25Mpa。代入锻钢的115Mpa最终得到=0.07m=7mm由于本实验平台是中低压系统，按照计算所得的液压缸壁厚往往很小，使缸体的刚度往往不够，如在切削加工过程中的变形、安装变形等引起液压缸工作过程卡死或漏油。因此一般不作计算，按经验选取，必要时按上式进行校核。对于D/10时，应按材料力学中的厚壁圆筒公式进行壁厚的计算对脆性及塑性材料式中符号意义同前。最终得到=0.08m=8mm（用这个数据）液压缸壁厚算出后，即可求出缸体外径D1为式中D1值应按无缝钢管标准，或按有关标准圆整为标准值。最终确定D1=80mm。4）液压缸工作行程的确定液压缸的工作行程长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，由于此液压缸为非标准件，根据我的设计要求，选用80mm的行程。5）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。对一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求式中 L液压缸的最大行程 D液压缸的内径计算得H4+31.5=35.5，取H=36mm活塞的宽度B一般取B=（0.61.0）D；缸盖滑动支承面的长度l1 ,根据液压缸内径D而定；当D80mm时，取l1 =（0.61.0）D当D80mm时，取l1 =（0.61.0）d。计算得l1 =63mm为保证最小导向长度H，若过分增大l1 和B都是不适宜的，必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套K来增加H的值。隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定，即6）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。一般液压缸缸体从长度不应大于内径的2030倍。最终确定缸体长度305mm。超前支护设备的主要支撑元件即为立柱。当设备处于支撑状态时，由于会受到顶板等外界条件的扰动，使得超前支护设备的支护性能会受到影响，并直接影响着立柱的工作性能。因此，对立柱的选型设计是至关重要的，其必须具备如下基本特性:足够的抗压强度、良好的密封性能、工作阻力合理等。根据超前支护设备的机械结构及液压系统设计要求，立柱液压缸选用单活塞双作用液压缸。此种液压缸与同类液压缸相比，结构简单，成本较低，使用方便，可以通过液压力实现升降柱等特点。同时，在本设备设计过程中，充分考虑到结构强度和成本的问题，将立柱的下端以法兰的连接方式加装机械支筒，以满足支护高度的变化要求。7) 油缸稳定性验算a) 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：=2.012xb) 活塞杆断面最小回转半径mmc) 活塞杆柔性系数=7.11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。d) 钢材柔度极限值=60.7式中，45号钢比例极限，=550Mpa； E材料弹性模量E=2.06。e) 从以上计算可知，即为大柔度压杆，稳定力为：=63852.0N f) 油缸最大闭锁力=31156.65N g) 稳定系数=2.058) 立柱实际工作阻力和安全阀压力计算超前支护设备立柱的实际工作阻力，是指当立柱的内部压力达到变量泵的额定压力时所受到的工作阻力。超前支护设备实际工作阻力： )式中：超前支护设备的实际工作阻力，N；超前支护设备的额定工作压力，取10MPa。根据上式计算得出kN。通过对比单根立柱所承受的理论工作阻力可知：kNkN说明选取=63mm的立柱完全满足要求。同时，为了确保在极端条件下，超前支护设备的性能要求，选定安全阀的调定压力为=18MPa。则在极端条件下，立柱工作阻力为： 式中：立柱在极端条件下的工作阻力，N；根据上式计算得出立柱在极端条件下的工作阻力5.61kN。根据上面计算出来的缸径、杆径对立柱的流量进行计算： 式中：立柱的流量，L/min；立柱的伸出速度，初定=2mm/min容积效率，取=0.98。根据以上公式及参数计算得：=0.64。对立柱的功率进行计算： 式中：液压缸机械效率，可取0.90.95，在此取=0.95；根据以上公式及参数计算得：=0.1W。5 超前支护样机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液压泵的最大工作压力的计算公式为 (5-1)式中 液压执行元件的最大工作压力，约为18Mpa； 液压泵出口到执行元件人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=(25)105 Pa，复杂管路系统取=(515) l05Pa。最终求得=20Mpa2确定液压泵最大流量液压泵流量的计算公式为 (5-2)式中 同时动作的各执行元件所需流量之和的最大值； 系统泄漏系数，一般取=1.11.3，大流量取大值，小流量取小值。8个立柱油缸的最大流量为2.54L/min，2个推移油缸最大流量0.52L/min，4个加载油缸的最大流量0.6L/min。最终确定8个立柱油缸和4个加载油缸同时工作时流量最大。17.08L/min3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，参照产品样本选取额定压力比系统最高工作压力高10%30%、额定流量不低于上述计算结果的液压泵。根据工况分析与参数计算可知，上升时所需流量最大，并且已知系统压力为10MPa。以下为液压泵的选型标准：1) 通常推荐液压泵的额定压力可比系统最大压力高25%60%(高压系统取小值，中低压系统取大值)；2) 液压泵的额定流量宜与系统最大流量相当，不应超过太多；3) 应尽量选用高效液压泵并尽量使泵在高效区工作。综合考虑，液压泵选择CBHB-F510-CFPL。图5-1CBHB-F510-CFPL型齿轮泵具体含义如下表所示：表5-1 CBHB-F510-CFPL系列组合定量泵代号含义表代号含义产品代号CBHB压力等级FF:20Mpa齿轮模数55公称排量10公称排量为10ml/r安装形式A/CA：菱形法兰 C：矩形法兰油口形式F法兰连接轴伸形式P/H/P：平键、H：矩形花键、：SAE花键L旋向L：左旋、R：右旋CBHB系列组合变量泵具有如下特点：1) 连续工作压力20Mpa；2) 高强度铝合金壳体，前、后盖采用铸铁材料；3) 对称双润滑环保滑动轴承结构；4) 输入轴连接形式油平键、矩形花键；5) 工作压力高，转速范围广；6） 进、出口联接形式有螺纹、法兰等可供选择；7）转速600rpm时仍能保持高容积效率；8）轴向间隙自动补偿机构，使油泵能够长期保持高容积效率。5.2 泵站电机的选型选取原动机功率。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。根据液压泵所计算的功率，液压泵选用Y132S-4选择液压泵的主要原则是满足系统的工况要求，并以此为根据，确定泵的输出量、工作压力和结构型式。 (1)确定泵的额定流量:泵的流量应满足执行元件最高速度要求，泵的输出流量应根据系统所需的最大流量和泄漏量来确定,因此根据流量选用泵有以下几种情况：如果系统由单泵供给一个执行元件，则按执行元件的最高速度要求选用液压泵。如果系统由双泵供油，则按工作进给的最高工进速度要求选用小流量泵；快速进给由双泵同时供油，应按快速进给的速度要求，求出快速进给的需油量，从中减去工作进给的小流量泵的流量，即为大流量泵的流量。系统由一台液压泵供油给几个执行元件，则应计算出各个阶段每个执行元件所需流量，做出流量循环图，按最大流量选取泵的流量。多个执行元件同时动作，应按同时动作的执行元件的最大流量之和确定泵的流量。如果系统中有蓄能器做执行元件的能源补充，则泵的流量规格可选小些。对于工作过程始终用节流阀调速的系统，在确定泵的流量时，还应加上溢流阀的最小溢流量(一般取3 Lmin)。具体参数如下表所示：表5-2 Y132S-4三相异步电动机参数表型号Y132S-4三相异步电动机功率/kW5.5马力/hp7.5额定电流/A11.6额定转速/r/min1440效率85.5功率因数0.85堵转转矩额定转矩2.2堵转电流额定电流7.0重量865.3 液压控制阀的选型液压阀是任何一个液压系统的重要组成部分，其选型合理与否，对整个液压系统的工作可靠性、制造经济性、维护方便性等性能有着至关重要的影响。1一般原则(1) 按系统的拖动与控制功能要求，合理选择液压阀的机能和品种，并与液压泵、执行器和液压辅件等一起构成完整的液压回路与系统原理图。(2) 优先选用现有标准定型系列产品，除非不得已才自行设计专用液压控制阀。(3) 根据系统工作压力与通过流量（工作流量），并考虑阀的类型、安装连接方式、操纵方式、工作介质、尺寸与重量、工作寿命、经济性、适应性与维修方便性、货源及产品历史等，从相关设计手册或产品样本（型录）中选取。2公称压力与额定流量的选择各液压控制阀的公称压力和额定流量一般应与其工作压力和工作流量相接近。对于可靠性要求较高的系统，阀的公称压力应高出其工作压力较多。一般而言，阀的公称压力大于或等于系统工作压力是比较安全与合理的选择。系统工作流量若与阀的额定流量接近，显然是最经济、合理的匹配；如果额定流量小于工作流量，则易引起液压卡紧和液动力，并对阀的工作品质产生不良影响。对于系统中的顺序阀和减压阀，其工作流量不应远小于额定流量，否则易产生振动或其他不稳定现象。对于流量阀，应注意其最小稳定流量。液压阀的实际工作流量与系统图中油路的串、并联有关：串联油路各处流量相等；同时工作的并联油路的流量等于各条油路流量之和。此外，对于采用单活塞杆液压缸的系统，要注意活塞外伸和内缩时的回油流量的不同：内缩时无杆腔回油与外仲时有杆腔回油的流量之比，与两腔面积之比相等。3安装连接方式的选择由于阀的安装连接方式对液压装置的结构形式有决定性的影响，所以选择液压阀时应对液压控制装置的集成化方式做到心中有数。例如，采用板式连接液压阀，因阀可以装在油路板或油路块上，一方面便于系统集成化和液压装置设计合理化，另一方面更换液压阀时不需拆卸油管，安装维护较为方便；如果采用叠加阀，则需根据压力和流量研究叠加阀的系列型谱进行选型，等等。以液压传动系统为例，其液压阀安装连接方式的选择，通常应考虑如下四个方面的因素。(1) 体积与结构 液压系统工作流量在100L/min以下时，可优先选用叠加阀，这样会大大减少油路块（或通道体）的数量，从而使系统体积减小，重量减轻；系统工作流量在200L/min以上时，可优先考虑使用插装阀，这时插装阀的一系列优点可得到充分发挥；系统流量在100200L/min之间时，优先顺序应是常规阀、叠加阀、插装阀。(2) 价格 实现同等功能时，相同规格的不同类型的阀相比较，常规液压阀价格最低，叠加阀次之，而插装阀最高。随着国内叠加阀、插装阀生产厂商的增多和技术的不断进步，其价格将会与常规阀接近。另外，虽然单个叠加阀、插装阀的价格最高，但是由它组成系统时油路块的简化，反而会抵消一部分成本。从目前发展趋势看，叠加阀与插装阀的使用量处于增长和上升状态，而常规阀则保持以往水平或稍有下降。(3) 货源 国内生产常规阀的历史较长且制造厂家较多，技术工艺也比较成熟，因此显得货源充足，价格低廉。生产叠加阀的厂家较少且规模较小，产品品种规格不全，货源远不如常规阀充足，从而造成系统设计中不能大量采用叠加阀。但随着一批国内合资企业叠加阀的批量生产，会大大改善叠加阀货源不足问题。制造插装阀的厂家较多，但目前的状况是，以盖板式二通插装阀为例，各制造厂家出于自身经济效益目的，一般不愿意将插装阀（插装件与盖板）以元件的形式出售给用户使用，希望提供整套插装阀液压系统。但插装阀系统价格一般较高，致使用户难以接受，从而限制了插装阀的大量推广应用。(4) 其他 现代液压系统日趋复杂，通常一个液压系统往往包含许多回路或支路，各支路通过的流量和工作压力不尽相同，这种情况下若牵强、机械地选用同一类型的液压阀有时未必合理。这时可统筹考虑，根据系统工况特点，混合选用几类阀（如有的回路选用常规阀，而有的回路则选用叠加阀或插装阀）。同等功能、相同规格的常规阀与叠加阀比较，一般常规阀性能指标要优于叠加阀，所以对于性能指标有较高要求的系统在选择液压阀时除了考虑压力、流量的合理匹配外，还应对液压阀的性能指标有所了解。4操纵方式的选择液压阀有手动、机动、电动、液动、电液动、气动等多种操纵方式，各种操纵方式的特点与适用场合，可根据具体情况进行选择。根据以上方法最终选用DSG-G02-3C4-D2，3位四通换向阀。此液压阀有以下几个特性：1） iso标准、安装尺寸具有绝对互换性2） 湿式电磁设计、作动平稳无冲击、噪音值低；3） 50HZ、60HZ共用端子结线，解决不同周波数之困扰；4） 电磁本体及线圈一体设计，散热性良好，完全防止受潮，H中卷线能耐高温；5） 插入型电磁设计，分解阻力非常容易；6） 灯光指示作动方向、明确清晰。型号说明DSGG022B2ACLW系列编号口径尺寸阀位数阀芯型号线圈型式接线方式DSGG02G0323见机能表A1:AC 110V/50HZ 120V/60Hz A2:AC 220V/50HZ 240V/60HzD1：DC 12V D2：DC 24VLWDLG02的性能参数最大流量60L/min，最高工作压力25Mpa，最大允许背压10Mpa，最高换向频率240times/min使用说明：1） 油路互通状况说明，电磁线圈a通电时，PA,BT, 电磁线圈b通电时，PB,AT;2） 双电磁线圈换向阀切忌两边同时通电；3） 应避免将阀的回油或控制泄油口接在可能有冲击压力的管路，回路管末端应浸在油中，以防空气混入。对于溢流阀来说选用BG-06C型号最高使用压力Mpa压力调整范围Mpa最大流量L/min重量kgBG-0625C：3.5-142006.0特性1、 限制泵及控制阀的最高压力，使液压系统维持一定压力；2、 利用遥控口可对阀进行遥控或卸载；3、 安装尺寸符合ISO6264标准6 超前支护样机实验分析为了验证超前支护装备结构和支护性能合理性以及研究方法的科学性，设计了模拟巷道顶板的顶板试验台和超前支护实验样机为了研究液压超前支护装备的结构特征和支护特性，对未支护状态下顶板试验台进行实验，以得到和验证顶板试验台结构和设计的合理性；同时，以顶板试验台为基础，考虑巷道顶板不同的压力和分布实际情况，对处于不同支护状态下的顶板试验台以及超前支护实验样机进行静、动载荷加载实验，得到顶板实验台和超前支护实验样机纵、横梁的位移和应变变化规律将实测结果与理论研究结果进行对比，分析顶板试验台和超前支护实验样机的静、动力学特征及变化规律，验证超前支护装备研究方法的科学性和理论研究结果的合理性具体实验内容为(1) 为了对超前支护装备试验样机的力学特性进行试验，需对设计的顶板试验台进行加载实验，并检测顶板试验台在不同加载方式和加载力作用下，顶板试验台的受力和位移变化情况，以确定顶板试验台设计合理性通过顶板试验台框架上的液压缸组分别施加不同的载荷，检测模拟顶板的应力和位移变化情况，将实验数据进与与理论研究结果进行对比；(2)为了验证超前支护装备机械结构的合理性，以及本文研究方法的科学性，在顶板试验台不同加载方式的前提下，对实验样机纵梁的接触力、纵梁和横梁的应变进行实验利用超前支护实验样机对已施加静载荷的模拟顶板进行支护，模拟单组支撑和双组支撑工况下超前支护实验样机与顶板试验台的应力和位移变化情况，并与理论研究结果进行比较和分析；同样，模拟超前支护装备过渡态支护工况时，应力和位移的变化规律；(3)为了验证超前支护装备支护性能的优越性，在实验样机处于单组、双组和过渡状态下，顶板试验台的应变分布情况实验开始前，需对模拟顶板的数据采集点进行划分和安装传感器，由于模拟顶板的中轴线与超前支护样机的中间纵梁空间位置相同因此，以模拟顶板的纵向中轴线为基准，相对超前支护样机中间纵梁支撑点位置为位移采集点，并安装位移传感器在中轴线两侧各取两条测试线，该四条测试线分别位于超前支护样机两纵梁之间，采集点的位置与支撑点位于一条直线上五条测试线和采集点的具体命名如图6-1图6-1 综掘巷道超前支护装备实验检测分组6.1模拟顶板实验台静力学实验在对模拟顶板实验台静力学进行实验时，通过顶板上方的顶板压力加载油缸组对顶板施加压力，压力值在1 s内由零增加5 MPa，以未加载时顶板位置为测量基准，测试加载过程中，模拟顶板的位移变化量，模拟顶板静力学实验数据采集系统如图6-2(a)所示(a)静力学实验数据采集系统(b)静力学实验数据图6-2 未支护模拟顶板的静力学实验通过控制系统的中央处理单元，将位移传感器信号传送到上位机组态画面中，并对信号进行一定处理，得到较平滑的采集点处位移变化曲线由于模拟顶板上部采集点数量较多，在对传感器数据进行处理时，选取具有代表性采集点的数据，得到模拟顶板来压时，采集点处的位移变化如图6-2(b)所示图6-2(b)中，1号线为模拟顶板第一条测量线上的第四测量试点，2号线为模拟顶板第二条测量线上的第二测量试点，3、4号线为模拟顶板第三条测量线上的第三和第四测量试点，5号线为模拟顶板第四条测
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