《礦井支撐掩護式液壓支架液壓系統(tǒng)設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《礦井支撐掩護式液壓支架液壓系統(tǒng)設計（43頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、內蒙古工業(yè)大學本科畢業(yè)設計說明書1 （二二 九九 年年 六六 月月本科畢業(yè)設計說明書題 目： 礦井支撐掩護式液壓支架液壓系統(tǒng)設計學生姓名 ：學 院 ： 機 械 學 院系 別： 機 械 設 計 制 造 及 其 自 動 化 系專 業(yè)： 機 械 設 計 制 造 及 其 自 動 化班 級：指導教師 ：摘 要礦井液壓支架的應用對增加采煤工作面產量、 提高勞動生產率、 降低成本、 減輕工人的體力勞動和保證安全生產是不可缺少的有效措施， 因此液壓支架的設計是技術上先進、 經濟上合理， 安全上可靠、 是實現采煤綜合機械化和自動化的主要體現。采用綜合機械化采煤方法是大幅度增加煤炭產量、提高經濟效益的必由之路。為

2、了滿足對煤炭日益增長的需求，必須大量生產機械化采煤設備，迅速增加綜合機械化采煤工作面。因此對液壓支架的需求也是日益增加，而液壓系統(tǒng)是驅動液壓支架工作的心臟，是液壓支架所不可缺少的重要組成。本次設計主要是針對礦井支撐掩護式液壓支架液壓系統(tǒng)的設計。由于這里不能上傳完整的畢業(yè)設計（完整的應包括畢業(yè)設計說明書、相關圖紙 CAD/PROE、中英文文獻及翻譯等），此文檔也稍微刪除了一部分內容（目錄及某些關鍵內容）如需要其他資料的朋友，請加叩扣:二二壹五八玖一壹五一包括了立柱千斤頂和推移千斤頂的設計，泵站的設計及其整體的合理布局的設計。還涉及到對一些標準件的選用規(guī)則等。同時還對系統(tǒng)壓力損失、發(fā)熱、效率等性能

3、進行了驗算。關鍵詞：液壓傳動；液壓系統(tǒng)；泵站；液壓支架AbstractThe application of hydraulic support in coal mining face of increasing production and raise labor productivity, reduce costs, reduce manual workers and to ensure safety in production is indispensable for effective measures to, Therefore the design of hydraulic supp

4、ort is technically advanced and economically rational, safe and reliable is the main manifestation of the comprehensive mechanization and automation of mining.Integrated mechanization of coal mining is a significant increase in coal production, the only way to increase economic efficiency. In order

5、to meet the growing demand for coal to be mass-produced mechanized mining equipment, the rapid increase in the integrated coal face mechanization. Therefore, the demand for hydraulic support is also increasing, while the hydraulic drive system is the heart of the work of the hydraulic support is an

6、indispensable important component to the hydraulic support.The design of the main support for the cover of hydraulic mine support the design of the hydraulic system. Including the passage of jacks and jack column design, pump station design and the rational distribution of the overall design. Also i

7、nvolves a number of standard parts, such as the selection rules. At the same time, the performances of systematic loss, fever and efficiency are checked carefully.Key words: hydraulic transmission; hydraulic system; pump station; hydraulic support目錄引言.1第一章 液壓支架概論.31.1 綜采工作面的布置和循環(huán)工作過程 .31.2 液壓支架的組成及工

8、作原理 .41.2.1 液壓支架的組成 .41.2.2 液壓支架的工作原理 .61.3 液壓支架的分類 .91.3.1 按支架和圍巖的相互作用，液壓支架可分為三類 .91.3.2 按移動方式，液壓支架可分為兩類 .10第二章 液壓系統(tǒng)的設計.122.1 液壓系統(tǒng)總體方案的確定 .122.2 液壓缸的設計與計算 .132.2.1 液壓缸工作壓力的確定 .142.2.2 缸筒的設計計算 .142.2.3 缸筒的結構的設計 .142.2.4 缸筒內徑的計算 .142.2.5 液壓缸壁厚和外徑的計算 .152.2.4 缸筒的材科和毛坯 .162.2.5 缸筒的技術要求 .172.2.6 缸底厚度 .1

9、82.3 活塞桿設計計算 .192.3.1 活塞桿的結構設計 .192.3.2 活塞桿的材料 .202.3.3 活塞桿的按術要求 .202.3.4 液壓缸穩(wěn)定性的計算 .222.4 乳化液泵站的設計 .242.4.1 泵站壓力的確定 .242.4.2 泵站流量的確定.242.4.3 泵站電動機功率確定 .252.5 液壓元件的選擇 .252.6 油管內徑的計算 .262.7 油箱容量的確定 .272.8 活塞的設計 .272.4.1 活塞的技術要求 .272.9 密封裝置的設計 .282.9.1 密封裝置的一般知識 .282.9.2 O 型橡膠密封圈.29第三章 系統(tǒng)的驗算.313.1 壓力損

10、失的驗算 .313.1.1 驗算泵到液壓缸回路中的壓力損失 .313.1.2 管路系統(tǒng)總壓力損失及壓力效率 .323.2 系統(tǒng)溫升的驗算 .32結論.35參考文獻.36謝 辭.38引言隨著工業(yè)技術的不斷發(fā)展，國民經濟對煤炭需要量的日益增加，煤礦開采，特別是采媒工作面的生產技術面貌發(fā)生了巨大變化。自 1945 年英國裝備了世界上第一個液壓裝置開始，采煤技術實現了綜合機械化。綜合機械化采煤，就是工作面采煤、運輸和支護三大主要生產環(huán)節(jié)都實現機械化。也就是說，采用滾筒式或刨消式等采煤機械落媒與裝媒；工作面重型可彎曲運輸機，以及與之適應的順槽傳載機和可伸縮皮帶運輸機等運煤；自移式液壓支架支護和管理頂板。

11、這幾種設備相互配合，組成了綜合機械化采煤設備。液壓支架是以高壓液體為動力，由若干液壓元件（油缸和閥件）與一些金屬結構件組成的一種支撐和控制頂板的采煤工作面設備，能實現支撐、降落移架和推移運輸機等一整套工序。液壓支架技術上先進，經濟上合理，安全上可靠，當前世界各國都在不斷的提高采煤工作面的機械化水平。我國于 1964 年開始研制液壓支架，已先后試制了 MZ-1928 型、TZ 型、BZZC型、WKM-400 型、DM-400 型、YZ 型、ZYZ 型、ZY 型等多種形式的液壓支架，并在開灤、大同、陽泉、鶴壁、徐州、銅川、義馬、淮北等局礦進行了試驗和使用，取得了較好的效果。1974 年以來以德國、

12、英國蘇聯(lián)和波蘭等國引進了許多不同類型的液壓支架。實踐證明，液壓支架具有強度高、支護性能好、移設速度快、安全可靠等優(yōu)點，能使采煤工作面得到高采量、高回采率和高工效，能大大減輕勞動強度，降低成本和掘進率，實現安全生產。近幾年來，為適應采煤綜合機械化的發(fā)展需要，液壓支架獲得了迅速的發(fā)展，出現了很多類型，據統(tǒng)計，它的結構形勢已達數百種。每種支架的支柱從 1 根導 8根，支撐力從 50 噸到 800 噸，支架適應煤層厚度的范圍由 0.6 米到 5 米，也以至更厚的煤層，適應煤層傾角由 0到 45，甚至 70左右。在緩傾斜薄及中后煤層中，液壓支架已獲得廣泛的應用，但是由于煤層賦存條件復雜，支架的結構還不夠

13、完善，設備需要管理和操作經驗，所以液壓支架的使用范圍仍受到限制。為了改進支架的支護性能，提高它對不同礦山地質條件的適應性，擴大使用范圍，延長使用壽命，目前液壓支架有下列幾方面的發(fā)展動向：（1）大力發(fā)展掩護式和支撐掩護式支架，對其它形式的支架，應用逐漸減少。1976 年國際采礦設備展覽會展出的 89 種液壓支架中，有 80是掩護式支架，這些支架的主要特點是：采用四連桿機構，使梁端和煤壁之間的距離基本保持恒定；支柱支在頂梁上，提高了支架的工作阻力；頂梁和掩護梁鉸接，取消了兩者間易被矸石堵賽的三角區(qū)；掩護梁和頂梁的主梁部分均裝設側護板，提高了支架的防護能力；采用整體自移式，便于支架操作和實現自動控制

14、。（2）液壓支架的進一步發(fā)展，是著重解決擴大使用范圍的問題。目前，各國正在研制大傾角、大采高、大截深和薄煤層支架，并使支架和采煤機更好地配合。近幾年來，國外正在研制一次截深 1.5 米左右或一次采高 5.5 米的液壓支架。同時，為擴大支架適應的高度范圍，廣泛采用雙伸縮式支柱。（3）采用高壓乳化液泵，以提高支架的初撐力，很多國家使用的泵站壓力已達到 300 公斤/厘米2以上。（4）為了簡化支架管路系統(tǒng)和便于安全操作，開始采用“多芯管”先導式鄰架控制的操縱方式。（5）為加快支架移設速度，進一步改善操縱條件，支架控制正在向自動控制方向發(fā)展。目前，分組程序已開始使用，全工作面的自動控制還處在研究階段。

15、第一章 液壓支架概論1.1 綜采工作面的布置和循環(huán)工作過程綜合機械化采煤設備在工作面的布置情況如圖 1-1 所示，其中主要設備有：進行落煤和裝煤工作的滾筒式采煤機 1（也可用刨煤機） ；完成工作面用煤工序的可彎曲刮板運輸機 5 和順槽運輸設備（轉載機 4 與可伸縮皮帶運輸機 3） ，用于支護頂板的工作面支架 2 和端頭支架 10、11，設在下順槽的乳化液泵站（包括乳化液 8 和乳化液箱 9） ，以及由乳化液泵站引入工作面的主進管 6 和回液管 7 等。各種綜采工作面的布置方式基本相同，只是設備和使用條件的不同略有差異。上述各種設備在回采工作面中，按一定的生產工藝流程協(xié)調的進行工作，發(fā)揮著各自的

16、效能。綜采工作面的生產過程比較單一，只有采煤、移架、推溜三項主要工序，而這三項工序的組合，可以是采煤移架推溜也可以是采煤推溜移架。前者隨采煤機后緊接移架，及時支護頂板，稱及時支護方式。后者推溜后在移架，稱滯后支護方式，現在以采用先移架，后推溜工作方式的總采面為例，說明他的循環(huán)工作過程（見圖 1-1）： 圖 1-1 液壓支架循環(huán)工作過程A-A 斷面表示采煤機截割前狀態(tài)，此時，運煤機緊靠煤壁，移架裝置處于伸出狀態(tài)，支架相對于運輸機退后一個步距。B-B 斷面表示采煤機截割后狀態(tài)，這時支架頂梁端與煤壁之間的頂板裸露，需要及時支護。C-C 斷面表示采移架后狀態(tài)，采煤機截割后接著把支架移至緊靠運輸機的位置

17、，并升柱撐緊，以便及時支護新暴露的頂板，移架步距一般 600mm，它必須與采煤機的截割深度相配合。D-D 斷面表示推移運輸機后狀態(tài)，隨著采煤機的不斷截割前進，滯后采煤機約1012m 左右，把運輸機推至煤壁前的新機道上。 由此可知，這個綜采工作面的回采工藝流程是采煤、移架和推溜。沿工作面全長，每完成一個流程，即采煤機 割一刀，液壓支架和工作面運輸機前進一次，稱為一個循環(huán)。綜采工作面的生產過程，就是按此循環(huán)工作不斷進行的過程。1.2 液壓支架的組成及工作原理1.2.1 液壓支架的組成圖 1-2 為液壓支架的一種典型結構，它由頂梁（包括前梁 1 和主梁 2） 、支柱5、掩護梁 4、底座 8、推移裝置

18、 9、閥件、管路系統(tǒng)、連接部件及各種附屬裝置等組成。頂梁和底座通過數根支柱支撐在頂底板之間，構成一個可以活動的承載構件，支護頂板，維護工作空間。綜合各種類型液壓支架的結構它的組成可歸結為承載結構件、動力油缸、控制操縱元件、輔助裝置和工作液體五部分。(1)承載結構件：包括頂梁、掩護梁和底座等。1)頂梁：直接與頂板（包括鎂錠、分層假頂等）相接觸，并承受頂板巖石載荷的支架部件叫頂梁。它也為支柱、掩護梁和擋矸裝置等提供連接點。頂梁除整體結構形式外，一般由若干段組成，接它對頂板的支護作用和位置，可分為主梁、前梁和尾梁。如果頂梁在前后支柱間鉸接也可稱為前梁和后梁。掩護梁上部直接于頂梁鉸接，下部直接或簡接（

19、通過連桿機構）與底座鉸接。2）底座：直接和底板（包括分層煤底等）相接觸，傳遞頂板壓力到底板的支架部件叫底座。底座除為支柱、掩護梁提供連接點外，還要安設千斤頂等部件。（2）動力油缸：包括支柱和各種千斤頂1）支柱：支架上凡是支撐在頂梁（或掩護梁）和底座只間，直接和間接承受頂板載荷的主要油缸叫支柱。支柱是支架的主要承載部件，支架的支撐力和支撐高度，主要取決于支柱的結構和性能。2）千斤頂：支架上除支柱以外的各種油缸都叫千斤頂，如前梁千斤頂、推移千斤頂、調架千斤頂，還有平衡、復位、側推和護幫千斤頂，完成著推移運輸機、移設支架和支架的調整等各項動作。圖 1-2（2）控制操縱元件：包括控制閥（即液控單向閥和

20、安全閥） 、操縱閥等各種閥件和管件。這些元件是保證支架獲得足夠的支撐力、良好的工作特性以及實現預定動作所需的液壓元件，它的種類和數量，隨支架結構和動作要求的不同而異。（4）輔助裝置：支架上除上述三項構件以外的其它構件，都可歸入輔助裝置，它包括推移裝置、復位裝置、擋矸裝置、護幫裝置、防倒防滑裝置、照明和其它附屬裝置等。（5）工作液體：這時傳遞泵站能量，使液壓支架能有效工作的工作介質。液壓支架的工作液體是乳化液。1.2.2 液壓支架的工作原理（1）液壓支架自動移設的原理：液壓支架以高壓液體為動力，通過各種動力油缸的伸縮，使支架完成升起、降落、行走和推移運輸機等各種動作，以便支架隨工作面不斷推進而反

21、復支撐、前移和調整。圖 1-3 是一個最簡單的液壓支架的工作系統(tǒng)示意圖。下面按支架降柱、移架、升柱和推溜的工作過程分別加以敘述。1）降柱：當旋轉式操縱閥轉到降柱位置，打開供液閥時，高壓液體由主進液管經操縱閥和油管，進入支柱活塞桿腔，同時也進入液控單向閥的控制管路，打開液控單向閥，支柱活塞腔的油液經油管、液控單向閥和操縱閥，流回主回液管，支柱卸載下降。2）移架：液壓支架卸載后，操縱閥轉到移架位置，打開供液閥時，高壓液體由主進液管經操縱閥和油管進入到推壓千斤頂的活塞桿腔，同時也進入液控油路，打開液控單向閥，而活塞腔的油液經油管、液控單向閥和操縱閥流回主回液管，推移千斤頂收縮，以運輸機為支點，拉架前

22、移。運輸機靠相鄰的推移千斤頂來固定，千斤頂由液控單項閥緊鎖。圖 1-3 液壓支架工作原理3）升柱:液壓支架移到新的位置后，應及時升柱，以支撐新暴露的頂板。操縱閥轉到升柱位置，打開供液閥，高壓液體由主進液管進入，經操縱閥到液控單向閥，進入到推移千斤頂的活塞桿腔，支柱活塞桿腔的油液，同時也進入液控油路，經油管和操縱閥流回主回液管，活塞和頂梁升起，支撐頂板。4）推移運輸機:當液壓支架前移并重新支撐后，操縱閥轉到推移位置，打開供液閥時，高壓液體由主進液管經操縱閥、液控單向閥進入到推壓千斤頂的活塞桿腔，活塞桿腔的油液經油管和操縱閥流回主回液管，推移千斤頂的活塞桿伸出，以液壓支架為支點，把運輸機推移到新的

23、工作位置。在實際生產中，對于具體支架的動作，根據該支架的結構和需要來確定。（2）液壓支架的支撐承載能力：液壓支架的支撐承載能力是指液壓支架與頂板之間相互力學原理，它包括初撐增阻、承載增阻和恒阻三個工作階段。1）初撐增阻階段：在升柱過程中，從頂梁接觸頂板起，至支柱活塞腔的油液壓力達到泵站的工作壓力時，松開手把，停止供液，液控單向閥立即關閉，閥球封閉了支柱活塞腔的油液，這就是支架的初撐階段。此時支柱和支架對頂板產生的支撐力稱為初撐力。支架初撐力的大小，取決于泵站的工作壓力，支架支柱數和支柱缸體的內徑以及架型等。實際上支柱初撐后，活塞腔的油液壓力由于阻力損失、操作情況和閥的靈敏度等原因，往往低于泵站

24、工作壓力。2）承載增阻階段：支架初撐后，隨頂板的下沉，支柱活塞腔被封閉的油液受到壓縮，油液壓力繼續(xù)升高，呈現承載增阻狀態(tài)。這時由于支柱缸徑增大，油液被壓縮而體積縮小，即使乳化液沒有任何漏損，安全閥并未動作卸載，支柱總長度也降縮短。這個縮短量是有彈性的，如果作用在支柱上的載荷，反過來從工作阻力減小到初撐力時，支柱仍會恢復到原來的長度。因此，這個支柱長度上的縮短量，稱為支柱的彈性可縮量。根據開灤局井下實測，在各種不同的初撐力、工作阻力喝才高的情況下，MZ-1928 型支柱的彈性可縮量在 610mm 范圍內。這個彈性可縮量會使支柱工作還未達到工作阻力之前，就造成頂板的下沉，有可能使巖石離層，對頂板管

25、理是不利的。經試驗證明，減小支柱的彈性可縮量，對改善頂板管理起著重要的作用。具體措施是，使用高壓乳化液泵，提高支柱初撐力；改善單向閥的質量，要能及時關閉也路；注意操作方法，使支柱下腔盡可能達到泵站的工作壓力。3）恒阻階段：支架承載后，如果完全支撐住頂板，不允許頂板下沉，需要有強大的支撐力。在實際生產中，由于頂板壓力有時相當巨大，想設計出能抗住巨大頂板壓力，而一點也不讓壓的支架是及困難的，實際上也沒有這種必要。 都使支架能隨頂板下沉時，有一定的可縮量，但又保持一定的支撐力不敢于使頂板任意下沉而造成破壞冒落。要求支架即具有一定的支撐力，又具有可縮性。液壓支架的這種特性，是由支柱的安全閥來控制的。在

26、頂板壓力增大時，支柱活塞腔被封閉的油液壓力就迅速升高，當壓力值超過安全閥的動作壓力時，支柱活塞腔的高壓液體經安全閥泄出，支柱降縮，支柱活塞腔的液體壓力減小，這就是支架的“讓壓” 特性；當壓力小于安全閥的動作壓力時，安全閥又關閉，停止卸液，支柱活塞腔的液體又被封閉，支架恢復正常工作。由于安全閥動作壓力的限制，支柱呈現出恒阻特性，此時支柱和支架承受的最大載荷稱為工作阻力。支架的工作阻力取決于安全閥的動作壓力、支架支柱數、支柱缸體內徑和架型等。安全閥使支柱具有恒定的設計工作阻力，同時又使支柱在承受大于設計工作阻力的頂板壓力時，可隨頂板的下沉而下縮，這就是液壓支架的恒阻性和可縮性。未防止安全閥頻繁動作

27、而失效，應使支架的工作阻力大于正常的頂板壓力，也就是說，在工作生產過程中，支架還沒有達到設計工作阻力之前，就已前移到新的支撐位置。工作阻力時液壓支架的一個基本參數，用來表示支架支撐力的大小。但是，由于支架的頂梁長短和間距大小不同，并不能完全反應支架對頂板的支撐力，因此常采用表示單位面積頂板上所受支架工作阻力值大小的支護強度參數，來比較支架的支護性能。由上可知，支柱或支架工作時，其支撐力隨時間的變化是，支架升起，頂梁開始接觸頂板至液控單向閥關閉時的初撐增阻階段 to，初撐結束至安全閥卸載前的承載增阻階段 t1和安全閥出現重復卸載時的恒定階段 t2。這種變化過程反應了支架的支撐力和時間之間的關系（

28、圖 1-4） 。圖中虛線表示，有些支架的支柱并未達到額定的工作阻力值就已降柱前移，支架前移后按原過程重新支撐。 圖 1-4 支撐力與時間之間的關系曲線上述工作過程表明：液壓支架在額定工作阻力值以下工作時，具有增阻性，以保證支架頂板的有效支撐作用；當支架支撐力超過額定工作阻力值時，支架隨頂板下沉而下縮，使支架保持恒定的工作阻力，即具有可縮性和恒阻性。支架本身的增阻性取決于液控單向閥和支柱的密封性能，可縮性和恒阻性則由安全閥的溢流性能決定。因此，液控安全閥、單向閥、支柱這三個部件，是保證支架性能的關鍵元件。通過上述，對液壓支架的工結構和工作原理的分析，可初步確定液壓支架系統(tǒng)的原理圖。1.3 液壓支

29、架的分類1.3.11.3.1 按支架和圍巖的相互作用，液壓支架可分為三類（1）支撐式支架：它有較長的頂梁，較多的支柱，并呈垂直布置，支架的穩(wěn)定性由支柱的復位機構來保證，因此有堅固的箱式底座。它靠支柱與頂梁的支撐作用，控制工作面的頂板，維護工作空間，而頂板巖石則在頂梁后部切斷跨落。這種類型的支架具有交大的支撐能力和良好的切頂性能，因此適應于頂板堅硬完整，周期壓力明顯或強烈，底板也較硬的煤層中。（2）掩護式支架：它的頂梁較短，支柱一排，一般僅 12 根，多呈傾斜布置與掩護梁連接或直接與頂梁相連接。它靠支柱和頂梁支撐頂板，而掩護梁只與冒落矸石相接觸，防止矸石涌入工作面，以維護一定的工作空間。這種類型

30、的支架，有良好的防矸掩護性能，主要適用于頂板中等穩(wěn)定和破碎，底板也較軟的煤層中。（3）支撐掩護式支架：支撐掩護式支架是介于支撐式和掩護式之間的一種架型。它的特點是，支柱兩排，每排 12 根，多呈傾斜布置，靠采空區(qū)一側，裝有掩護梁和四連桿機構（見圖 1-2） 。這類支架靠支撐和掩護作用來維護工作空間，兼有支撐式和掩護式支架的優(yōu)點，適用于頂板穩(wěn)定和中等穩(wěn)定，有較明顯的周期壓力，底板中等穩(wěn)定的煤層中。支撐式、掩護式和支撐掩護式等三類支架中，對照采煤工藝對支架的要求來看，掩護式支架具有很多特點和較廣的適用范圍。雖然掩護式支架單位工作面長度上的支撐能力不如其余兩種，但由于控頂距小單位面積上的支撐力較大，

31、能對頂板進行有效的支撐；還有有效的擋矸裝置，能更好 的適應破碎頂板的支護需要；支架本身為一定的運動機構，抗水平力性能好，且便于支架前移；支架的結構和液壓系數簡單，操作簡便，管理維修容易；支架調高范圍較大，對煤層厚度變化的適應性強。所以，掩護式支架在使用中已取的良好的經濟效果，使用范圍正在擴大。1.3.2 按移動方式，液壓支架可分為兩類（1）整體自移式：支架成整體結構，因而整體移動。掩護式，和部分支撐式支架，均采用這種移架方式。（2）邁進式：邁進式支架又可分為交互前移式和提步前移式兩種。1）交互前移式支架，是利用主副架護為著力點交互推拉前移的方式，架間安裝推移千斤頂和導向裝置。一般節(jié)式支架常用這

32、種移架方式。2）提步前移式支架，是采取頂梁不大量下降，提腿跨步的方式。例如，蘇 2M-81型支撐掩護式支架，移架時沿著支撐柱頂板的臨架頂梁推移。還有一種是滑行頂梁式支架，移架時本架頂梁在內部滑移。（3）根據使用地點的不同，液壓支架又可分為工作面支架和端頭支架兩類。上述各類支架均為工作面支架，用來支護工作面的頂板。端頭支架，則用在工作面兩端與順槽的連接處，由于此處的機械設備較多，需要占有的工作空間大，同時又是人員的安全出口，要求端頭支架能很好的和各設備相配合，達到有效的支護懸露面積較大的頂板。因此，端頭支架在結構上具有特殊性。第二章 液壓系統(tǒng)的設計2.1 液壓系統(tǒng)總體方案的確定根據任務書內容可知

33、：所需設計液壓支架為四柱式支撐掩護式液壓支架，它應該包括四個立柱千斤頂來支撐頂梁頂梁前應裝有起預支撐作用的前梁前梁上裝前梁千斤頂與頂梁連接；前梁前還應裝護幫板起到保護切煤機的作用；液壓支架還應有進行推溜和移架的推移千斤頂；頂梁和掩護梁加裝側推千斤頂用以封閉支架間的縫隙防止矸石從縫隙冒落；此外為了防止支架間的相對滑動還應裝有防滑千斤頂。支架總體結構如圖 2-1 所示圖 2-1 液壓支架總體結構其中立柱千斤頂 2 個為一組分別控制，其它千斤頂均分開控制其液壓控制原理圖如圖 2-2 所示圖 2-2 液壓原理圖2.2 液壓缸的設計與計算液壓缸作為本次設計最主要的元件之一，本章將詳細介紹液壓缸的整體設計

34、思路和具體尺寸的計算和標準件的選擇。設計思想：液壓缸的設計通常要求滿足下述最基本的技術要求：（1）承受最大的負載力，即輸出力 P;（2）輸出最大速度 v 或動作時間 t；（3）最大工作行程 L. 為了滿足所提出的技術要求，設計液壓缸最基本的內容在于保證其一定的有效面積，強度和不漏油，并滿足性能指標及使用要求。2.2.1 液壓缸工作壓力的確定按任務書所給工作壓力。31.5pPMPa2.2.2 缸筒的設計計算缸筒是液壓缸的主體零件，它與缸蓋、活塞等零件構成密閉的容腔，形成內壓，推動活塞運動。設計缸筒時，不僅要保證液壓缸的作用力、速度和有效行程，而且必須有足夠的強度和剛度，以便抵抗液壓力和其它外力的

35、作用。特別是液壓系統(tǒng)的工作壓力越來越高因而缸筒的強度和剛度設計也就顯得越來越重要，要求更全面地考慮受力情況，進行精確的計算。另外，缸筒與活塞之間的相對運動，既要能滑動自如，又要能保持密封，所以必須具有一定的幾何精度、表面光潔度和配合精度。2.2.3 缸筒的結構的設計缸筒一般采用圓筒結構，這種結構均勻，節(jié)省材料便于加工裝配應用最普遍。長行程液壓缸可采用分段式缸筒，對于大型高壓液壓缸還可采用加強環(huán)式缸筒或雙筒壁缸筒，這兩種缸筒能使較薄的壁厚得到較高的強度和剛度。本文設計所采用的是無縫鋼管，其結構簡圖如圖 2-3： 圖 2-3 缸筒結構簡圖 2.2.4 缸筒內徑的計算 設計中，往往需要根據已經給出的

36、工作壓力、要求的作用力或工作速度計算缸筒內徑。本設計采用圓筒結構雙作用單活塞桿液壓缸，液壓缸內徑 D 和活塞桿直徑d 的確定： 根據任務書內容可知本設計為四支柱式液壓支架=1125 kN （2-1）4clFF 45004=1184.21 kN （2-2）lcmFF11250.95式中 F作用于活塞上的載荷，kN；工作負載，kN；lF 液壓支架初撐力(=4500)，kN；cFcF 液壓缸的機械效率，一般取=0.9-0.97 這里取=0.95。cmcmcm根據液壓系統(tǒng)設計簡明手冊公式 2-3= =218.84mm （2-3） PFD4134 1184.2 103.1431.5式中 立柱缸筒內徑，m

37、m；1DF作用于活塞上的載荷，N； P供油壓力（這里取液壓泵站額定工作壓力 P=PP=31.5MPa） ，MPa。表 21 液壓缸內徑尺寸系列（GB2348-80） mm參照上表，故最終選取=220mm。1D2.2.5 液壓缸壁厚和外徑的計算液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。液壓缸的壁厚一般指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受內壓力的缸筒，其內應力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異。一般計算是分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。81012162025324050638090100110125140160180200220250320400500630缸筒壁厚的計算，在實際使用中有三種公式，這里采用下

38、述公式： ( 2-4 )CPDP1sh3 . 2式中 液壓缸壁厚，m； D 液壓缸內徑，m； 試驗壓力，一般取工作壓力的（1.25-1.5）倍，MPa；shP 缸筒材料的許用應力（無縫鋼管：=100-110MPa） ，MPa； 為強度系數，無縫鋼管=1； C 考慮壁厚公差及侵蝕的附加厚度，m。取 D=220mm，=1.25P=42.77MPa，=250MPa，C=0.0024m,將上述值代入公式得：shP=0.0189 m除上述計算外，確定缸壁厚度時，還要考慮以下兩個問題： (1)制造工藝對缸筒壁厚的要求： 缸筒內孔采用液壓加工時，壁厚不能太薄否則容易產生變形，影響加工精度。(2)連接方式對壁

39、厚的要求： 在缸筒上加工較大的溝槽或螺紋時，必須注意對缸筒強度的影響。設計時可將螺紋或溝槽的底徑作為計算壁厚的實際尺寸或者為了減小它們對缸筒強度的影響，規(guī)定螺紋、溝槽部的最小壁厚不能小于壁厚的 70。當槽深為 0.3t 時，槽寬不能超過 0.5t，當槽深為 0.1，槽寬不能超過 1t，而且槽底根部應為圓角。缸筒外徑 +2=220+218.9=257.8 （2-5）2D1D式中 缸筒外徑，mm；2D缸筒內徑，mm；1D缸筒壁厚，mm。查機械設計手冊表 23.6-6 可知內徑 220mm 時標準外徑為=275mm 大于計2D算外徑取標準外經 275mm。2.2.4 缸筒的材科和毛坯選擇缸筒材料和毛

40、坯，主要需考慮機械性能，此外兼顧它的工藝性和經濟性。缸筒常用材料和毛坯如下：（1） 無縫鋼管 無縫鋼管作缸筒毛坯加工余量小，工藝性能好，生產準備周期短，適于大批量生產。標準液壓缸大部分采用無縫鋼管作缸筒毛坯。一般常用調質的 45 號鋼。需要焊接時，常用焊接性能較好的 2035 號鋼。無縫鋼管的規(guī)格參見“熱軋無縫鋼管(YB23l70)”和“冷拔(冷軋)無縫鋼管(YE23l70)”。（2） 卷焊管 卷焊管適用于特殊規(guī)格的薄壁低壓液壓缸，一般使用 2035 號鋼。它需要較高的焊接技術和完善的探傷、質量鑒定措施。（3） 鑄件 鑄造能獲得形狀復雜的缸筒毛坯，機械加工工藝性好生產率高。但容易出現氣孔、疏松

41、、偏析、砂眼等鑄造缺陷，廢品率較高，灰鑄鐵鑄件常用HT2040 至 HT356l 之間的幾個牌號，要求較高者，可采用球墨鑄鐵 QT50150、QT60200 等。此外，還可以采用 ZG251ZG35、ZG45 等鑄鋼件。（4） 鍛件 鍛造毛坯適用于內徑大、行程短、筒壁較厚的缸筒。與鑄件毛坯比較，它的質量較高。大型液壓缸多采用鑄-鍛聯(lián)合工藝制造毛坯。特殊要求的缸筒，還可以采用鋁合金、不銹鋼等材料。綜合各方面考慮，選擇無縫鋼管。2.2.5 缸筒的技術要求缸筒的技術要求高，工藝過程復雜，是液壓缸中最難加工的零件。缸筒的技術要求應合理、適當。過高的技術要求會導致大幅度提高成本；技術要求過低將影響液壓缸

42、的工作性能和使用壽命。（1） 缸筒內徑公差等級和表面光潔度缸筒與活塞一般采用基孔制的間隙配合?；钊捎孟鹉z密封件時，缸筒內孔可采用 H8、H9 公差等級，與活塞組成、78fH、等不同的間隙配合。缸筒內孔表面光潔88fH88gH78hH88hH89gH89hH99hH度取 GB1031-83 Ra8-Ra10。采用活塞環(huán)密封時，缸筒內孔公差等級一般取 H7，它可與活塞組成、等等不同的間隙配合。內孔表面光潔度取67gH77gH67hH77hHGB1031-83 Ra8-Ra9。 液壓缸常用基孔制間隙配合的極限間隙應盡量不采用 H 對 h 的配合，因為它有可能出現配合過緊的現象。（2） 缸筒的形位公

43、差缸筒內徑的圓度、圓柱度誤差不大于直徑尺寸公差的一半。缸筒軸線的直線度誤差在 500mm 長度上不大于 0.03mm。缸筒端面對軸線的圓跳動在 100mm 的直徑上不大于 0.04mm。（3） 安裝部位的技術要求 缸筒安裝缸蓋的螺紋應采用 2a 級精度的公制螺紋。采用耳環(huán)安裝方式時，耳環(huán)孔的軸線對缸筒軸線的位置度誤差不大于 0.03mm，垂直度誤差在 l00mm 長度上不大于 0.1mm。采用軸銷式安裝方法時，軸銷的軸線與缸筒軸線的位置度誤差不大于 0.1mm，垂直度誤差在 100mm 長度上不大于 0.1mm。（4）其它技術要求 1)缸筒內徑端部倒角 15 30 ，或例 R3 以上的園角，光

44、潔度不低 Ra7，以免裝配時損傷密封件； 2)缸筒端部需焊接時，缸筒內部的工作表面距焊縫不得小于 20mm； 3)熱處理調質硬度一般為 HB24l 一 285； 4)為了防腐蝕，提高壽，缸筒內徑可以鍍鉻，鍍層厚度一般為 0.03mm0.05mm，然后進行研磨式拋光。缸筒外面表面可涂耐油油漆。2.9.1 鋼筒壁厚當=（0.1-0.3）D 時用下式校核 ( 2-6) eepDp33 . 2式中 缸筒壁厚，m； 試驗壓力=（1.25-1.5）p，p 是液壓缸的額定工作壓力，MPa；epep D 缸筒內徑，m； 缸筒材料的許用應力。 將=42.77Mpa；D=0.22m；=250Mpa 代入上式進行計

45、算得ep =0.0211 ( 2-7 ) eepDp33 . 2而=0.0275 故滿足要求。 eepDp33 . 22.2.6 缸底厚度缸底有孔時 ( 2-8 ) )(D433. 001dDDPe式中 缸筒內徑，mm；D 缸底孔的直徑，mm；0d 試驗壓力，MPa。eP將=275, =25mm, =42.77Mpa 代入上式進行計算得:D0deP=18.5mm de2pD433. 0目前選用缸底=100mm18.5.故滿足要求。12.3 活塞桿設計計算 活塞桿是液壓缸傳遞力的主要組件，它必須具有足夠的強度和剛度，以便承受拉力、壓力、彎曲力、振動和沖擊等載荷的作用。同時還要注意到它對活塞有效工

46、作面積的影響，保證液壓缸達到所要求的作用力和運動速度?；钊麠U應具有一定的耐磨性。它的端部要選擇適當的連接形式并應有較好的連接強度。此外還應具有較高的尺寸精度、幾何精度和表面光潔度。2.3.1 活塞桿的結構設計（1） 活塞桿外端連接結構及尺寸 活塞桿外端與被拖動部件之間可采用外螺紋、內螺紋、單耳環(huán)、雙耳環(huán)、半球鉸單耳環(huán)、球鉸、銷鈾、銷釘、法蘭等不同的連接方式如圖 2-4：圖 2-4 活塞桿的外端連接結構為滿足設計使用要求，故選用耳環(huán)連接。2.3.2 活塞桿的材料 活塞桿常使用 35、45 鋼等材料。對于沖擊振動很大的活塞桿，也可以使用 55鋼或 40Cr 鋼。要求耐腐蝕或在海水中工作的活塞桿，有

47、必要采用不銹鋼。 活塞桿一般用棒料。如果采用冷拉棒認可以大大減少加工余量，甚至可以不加工。用于沖擊振動條件下的活塞桿，也可以用鍛造毛坯，以提高機械性能。但它不適用于長活塞稈。綜合考慮選用 45 鋼。2.3.3 活塞桿的按術要求 (1)活塞桿與導向套之間一般采用、級配合，光潔度一般為 Ra8-Ra987gH87fH(2)活塞桿外徑的圓度、圓柱度誤差不大于直徑 d 誤差的一半。軸線的直線度誤差在 500mm 長度上不大于 0.03mm。(3)活塞桿外徑 d 與安裝活塞軸頸的外徑 d 的圓跳動不大于 0.01mm，軸肩 T 面1的圓跳動在直徑 100mm 上不大于 0.020.04mm。(4)外徑可

48、鍍鉻 0.05mm，熱處理硬度調質 HRC229 一 285.必要時高頻淬火，硬度HRC44-45；(5)活塞汗的連接螺紋一般為 23 級公制螺紋，退刀槽不應清根，以減少應力集中，提高疲勞強度。液壓缸相關參數如圖 2-5 所示圖示狀態(tài)為活塞桿受外部載荷時 （2-9）1122FPAP A （2-10）214DA （2-11）222()4DdA 21222()4DPPFdPP3266664 1184.21 100.22(31.5 100.5 10 )3.140.5 100.5 10=0.1215m式中 液壓缸工作腔壓力，Pa；1P 液壓缸回油腔壓力，即背壓力其值根據回路具體情況而定，2P算時可參照

49、機械設計手冊表 23.4-4 取值，這里取=0.5MPa，Pa；2PD活塞直徑，即缸筒內徑，m。考慮液壓支架為重載機械，為安全考慮，查表 2-2 取 d/D=0.7，d=0.7D=154mm 查表 2-3 活塞桿直徑可圓整為 d=160mm表 2-2 按工作壓力選取 d/D mm 工作壓力/MPa5.05.07.07.0A1A2Fw圖 2-5 液壓缸相關參數P1P2d/D0.50.550.620.700.7本設計中活塞桿設計為空心活塞桿取活塞桿外徑為 200mm，內徑為 160mm。表 2-3 活塞桿直徑系列（GB2348-80） mm 2.3.4 液壓缸穩(wěn)定性的計算液壓缸承受的負載 F 超過

50、某臨界值時將會失去穩(wěn)定.穩(wěn)定性可用下式進行校核:cF ( 2-12 )cFF 當活塞桿時21crl ( 2-13 )222lEJFc當活塞桿=20120 時21crl ( 2-14 )221ccrlafAF式中 安裝長度（見表 2-4） ，m；l 活塞桿橫截面的最小回轉半徑，m；cr 材料柔性系數（見表 2-5） ；1 液壓缸支撐末端系數（見表 2-4） ；2 E 活塞桿材料的彈性模量,可取 E=2.06, MPa；Mpa510J 活塞桿橫截面慣性矩,對于實心桿;對于空心桿642dJ6444dDJ,D 為桿的外徑,d 為桿的內徑，m；456810121416182022252832364045

51、505663708090100110125140160180200220250280320350400 f 材料強度決定的試驗值,（見表 2-5） ； A 活塞桿橫截面積，m2；a 系數,（見表 2-4） 。 表 2-4 活塞桿安裝長度 l 及末端系數 n表 2-5 系數 1,f,a 材料12810mNfa鑄鐵805.61/1600鍛鐵1102.51/9000軟鋼903.41/7500硬鋼1154.91/5000從上述進行計算120201021crl,按照所設計的方案來看屬于兩端鉸接,參照上表=1,f=5.6108,A=0.0113,a=1/9000.l=2m,222()4Dd2m代入上式進行

52、計算得:mrc010. 0 1423KNcF cFKNF1125故液壓缸滿足穩(wěn)定性校核。2.4 乳化液泵站的設計2.4.1 泵站壓力的確定乳化液泵站的工作壓力，主要根據支柱的初撐力或千斤頂的最大推力來確定。本設計任務書中已給定乳化液泵站的工作壓力。=31.5Mpa。pP2.4.2 泵站流量的確定泵站流量的大小，決定了支架的移動速度。為了較好的發(fā)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(huán)中需要的油缸的最大流量來確定： （2-15）62665255424432332222211211444444SDSDSDSDZSDZSDQtttt

53、tt = 300632043006320430020020430063204230063204420002203042622222=11.381L/S=682.86L/min式中 、支柱、推移千斤頂、側推千斤頂、前梁千1D2D3D4D5D6D斤頂、防滑千斤頂、護幫千斤頂的缸體內徑 ，mm；、移架時支柱的升降值推移千斤頂、側推千斤1S2S3S4S5S6S頂、前梁千斤頂、防滑千斤頂、護幫千斤頂的行程，mm；、支柱、側推千斤頂的個數。1Z2Z由于在操作中需要一定的輔助時間，同時還應考慮統(tǒng)的漏損，所以泵站的實際流量應比計算值要大。根據流量查機械設計手冊表 23.5-42 選取 YCY14-1B 型柱塞

54、泵其相關參數如表 2-6表 2-6 柱塞泵相關參數型 號排量（ml/r）壓力（MPa）轉速（r/min）容積效率（%）驅動功率（kW）YCY14-1B40031.51000922502.4.3 泵站電動機功率確定根據柱塞泵的功率來選取電動機的功率查機械設計手冊表 35.1-12 選取 Y2-355L-6 型電動機其相關參數如下：額定功率250kW轉 速990r/min效 率94.9%2.5 液壓元件的選擇根據先前計算的系統(tǒng)壓力、流量等相關參數，并根據擬定的液壓系統(tǒng)原理圖，通過相關手冊選取液壓元件，詳見表 2-7表 2-7 液壓元件明細表序號元件名稱規(guī)格出處1柱塞泵SCY14-1B機械設計手冊卷

55、 42電機Y2-355L-6機械設計手冊卷 53液位計YZY-600T液壓系統(tǒng)設計簡明手冊4濾油器SU1B-F80*67液壓系統(tǒng)設計簡明手冊5聯(lián)軸器NL2機械設計課程設計手冊6油箱液壓系統(tǒng)設計簡明手冊7溢流閥YF3-E3B液壓系統(tǒng)設計簡明手冊8壓力表YN60機械設計手冊卷 49手動換向閥WMM16機械設計手冊卷 410液控單向閥 SV30PB機械設計手冊卷 411節(jié)流閥DRVP40機械設計手冊卷 42.6 油管內徑的計算本系統(tǒng)管路較為復雜，取其主要幾條， （其余略） ，按式（2-16）進行計算， （2-16）vqdv4式中 通過管道內的流量，；vq3/ms 管內允許流速（見表 2-8） ，m/

56、s。v計算出內徑 d 后，按標準系列選取相應得管子。表 2-8 管內允許流速由于本設計流量較大流速取最大值計算即 =6m/s。v計算結果如表 2-9 所示表 2-9 管道內徑管道計算結果（mm）最終取值（mm）泵壓油管4850泵吸油管4850立柱千斤頂管道23.0625推移千斤頂管道23.0625其它管道23.06252.7 油箱容量的確定根據經驗油箱容積應滿足 （2-17）0VV式中 油箱容積，；V3m 將所有千斤頂注滿所需要的乳化油液體積，。0V3m2.8 活塞的設計活塞的最大運動速度最好不超過 1ms，活塞的最大接觸壓力不超過 2MPA，長管 道推薦流速)/(sm液壓泵吸油管道0.51.

57、5，一般取 1 以下液壓系統(tǒng)壓油管道36，壓力高，管道短，粘度小取大值液壓系統(tǒng)回油管道1.52.6行程或承受側向載荷的液壓機，活塞的有效接觸長度應適當取大些，這樣可增大 DL值(活塞直徑與有效接觸長度的乘積)，從而減小比壓，降低磨耗，提高活塞的耐磨性能。2.4.1 活塞的技術要求 （1） 活塞的外徑基本偏差一般采用 f、g、h 等，橡膠密封活塞公差等級可選用 7、8、9 級，活塞環(huán)密封時采用 6、7 級，間隙密封時可采用 6 級，皮革密封時采用 8、9、10 級。活塞內孔的公差等級一般取 H7，與活塞桿軸頸組成 h7/g6 的過渡配合?；钊鈴?、內孔的表面光潔度均取 Ra7 一 Ra8。（2）

58、 活塞外徑、內孔的圓度、圓柱度誤差不大于尺寸公差的二分之一。 （3） 活塞外徑對內孔的圓跳動不大于尺寸公差的二分之一。端面對內孔的圓跳動在 100mm 的直徑上不大于 0.020.04mm。 （4） 活塞外徑表面可以鍍青銅、黃銅等銅合金或噴涂尼龍等。2.9 密封裝置的設計 液壓缸依靠密閉油液容積的變化傳遞動力和速度。密封裝置的優(yōu)劣，將直接影響液壓缸的工作性能。密封不好的液壓缸，不僅會污染環(huán)境、降低容積效率、增加功率損失有時還會影響液壓缸的正常動作。當然絕對的密封是不可能的?；钊麠U往復運動總要帶出油液。但是，這種滲漏要盡量小。相反，如果活塞桿往復運動不帶出絲毫油液，使活塞桿處于干摩擦，反而會影響

59、液壓缸的工作性能和壽命。 2.9.1 密封裝置的一般知識（1） 密封裝置的分類根據工作原理和結構特點的不同，密封裝置可作如下分類： 1)擠壓密封 密封件在液壓力的作用下，緊貼于相互配合件之間的間隙實現密封，如 O 形密封圈和矩形密封圈。 2)唇邊密封 密封件的唇邊在液壓力作用下貼在互相配合的另一個零件表面上形成密封圈等。 3）壓緊密封 依靠外力或液力壓緊密封件，使其產生過盈量貼緊于被密封表面實現密封。 4)間隙密封 通過嚴格控制兩個相互配合零件的間隙防止漏風實現密封。 密封裝置還可按使用方法不同分為固定密封、往復運動密封和旋轉運動密封；按密封件材料不同可分為橡膠、塑料、皮革和金屬密封。（2）對

60、密封裝置的主要要求 1)在一定的工作壓力和溫度下具有良好的密封效果，泄漏量??；2)摩擦系數小，摩擦力均勻，不會引起運動零件的爬行或卡死等現象； 3)耐磨性好，躍壽命長，在一定程度上能自動補償密封件的磨損和幾何精度的誤差； 4)不損壞被密封件表面；5)耐油性、抗腐蝕性好，不易老化；6)成本低廉，制造容易使用方便；7)采用標準化結構和尺寸；8)適應液壓缸工作條件的特殊要求。設計密封裝置時要注意掌握液壓缸的用途、使用壓力、運動速度、工作環(huán)境、工作油液及添加劑的性能，密封件的材質、形狀、用途、摩擦力、允許泄漏量，接觸面的加工精度和光潔度等，以便正確合理地選用密封件，設計密封裝置。液壓缸密封件所使用的材

61、料，必須具備一定的耐油性、耐磨性、耐熱性、耐寒性、耐化學藥品的性能并具備一定的反彈力和抗壓強度。密封裝置設計不當，密封件在液壓力作用下會被擠出、擰扭甚至破裂從而出現漏油現象，或者密封件的碎屑卡住間隙，使液壓缸不能正常運動。為了防止這種現象的產生應該根據壓力適當選擇兩個密封面之間的配合間隙正確選擇密封材料的硬度必要時使用保護擋環(huán)等。2.9.2 O 型橡膠密封圈 0 形橡膠密封圈是應用最廣泛的擠壓密封件。在沒有液壓力作用時 O 形橡膠密封圈靠預壓縮變形實現初始密封(圖 2-6)。液壓力作用時 O 形橡膠密封因被擠到槽的一側，貼于糟壁和密封面上，增加了密封面的接觸壓力，提高密封效果(圖 2-6)。

62、O 形密封圈的結構簡單，密封性好，安裝空間小，摩擦力小，易于制作所以應用較廣。它作為運動密封時工作壓力可達 2030MPa。硬度較高的 O 形橡膠圖，也可以用于旋轉運動密封。但運動速度不能太大，一般在 2ms 以下。它的工作溫度在一般在 2090之間。 （1） O 形橡膠密封圈的標準尺寸 O 形橡膠密封圈的尺寸系列參見 GBl235-76 的規(guī)定。（2）O 形密封圈安裝溝槽的設計 O 形密封圈安裝溝槽的形式很多，有矩形槽、三角槽。矩形槽應用最多。本設計就采用矩形槽。圖 2-6 O 型密封圈的自密封和擠壓密封O 形密封圈的預壓縮量在設計制造密封圈時就已考慮進去它的實際尺寸也包括預壓縮量。設計溝槽

63、時應以公稱尺寸為準。密封圈選用 GBl235-76 所標注的標準件。第三章 系統(tǒng)的驗算在液壓系統(tǒng)設計計算結束后，需要量對所設計系統(tǒng)的技術性能進行驗算，判斷設計質量，即以便調整設計參數及方案。3.1 壓力損失的驗算3.1.1 驗算泵到液壓缸回路中的壓力損失（1） 沿程壓力損失1P泵到液壓缸間管路較長，管路長粗略取，管內徑取 0.025m，快速時通過流m10速為 2.5L/s，油在管路中的實際流速為: （3-1）smsmdq/1 . 5/025. 04105 . 2423223002965103 . 4025. 01 . 55vdRe所以，油在管路中呈紊流流動狀態(tài)，其沿程阻力系數為25. 0316

64、4. 0eR按式 （3-2）221dlP 求得沿程壓力損失為MPaMPaP117. 0102025. 029659601 . 593164. 0625. 021（2） 、局部壓力損失管路局部壓力損失2P （3-3）MPaP009. 096021 . 52 . 12222閥類元件的局部損失的數值參考產品樣本及計算得3P，MPaP16. 32)3 . 095. 033. 0(3所以泵到液壓缸的系統(tǒng)壓力損失321PPPPMPaP286. 316. 3009. 0117. 0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。3.1.2 管路系統(tǒng)總壓力損失及壓力

65、效率（1） 、管路系統(tǒng)總壓力損失=沿程壓力損失之和+局部壓力損失之和，即1P （3-4）PdlP221對于多條支路的液壓系統(tǒng)，通常選壓力損失最大的支路來計算，1P MPaP983. 3286. 3652. 01（2） 、管路系統(tǒng)的壓力效率p （3-5）010101PPPPPp式中 液壓系統(tǒng)的調速壓力，取 31.5MPa。0P 87. 05 .31983. 35 .31p3.2 系統(tǒng)溫升的驗算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(tǒng)效率，一般情況下，若液壓支架的正常工作油溫是 2050，則最高允許油溫是 6080。系統(tǒng)的發(fā)熱由泵和執(zhí)行元件功率損失，溢流節(jié)流損失和閥及管道壓力

66、損失等引起的，驗算可按下式粗略地計算，系統(tǒng)溫升是否超過允許值，若超過則要采取冷卻措施。泵和執(zhí)行元件功率損失引起的熱量是 （3-6）)1 (10001thPQ式中 P液壓泵功率（KW） ；油泵效率，取=0.92；tt泵和執(zhí)行元件功率損失引起的熱量，W。1hQ WQh20000)92. 01 (25010001溢流損失引起的熱量 （3-7）eehQPQ0167. 02式中 溢流閥的調定壓力，kPa；eP溢流流量，L/min；eQ溢流損失引起的熱量，W。2hQ WQh526010105 .310167. 032閥的壓力損失引起的熱量 （3-8）QPQh0167. 03式中 閥的壓力損失，kPa；P 閥的流量，L/min；Q閥的壓力損失引起的熱量，W。3hQ WQh6651010983. 30167. 033總的發(fā)熱量 （3-9）321hhhhQQQQ25925665526020000hQ系統(tǒng)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(fā)熱與散熱基本平衡，因此，通常只要計算油箱的散熱，油箱散熱量是 （3-10）tAQu式中 散熱系數（） ，風冷取 23；循環(huán)水冷取 11