【文章內容簡介】 采用了三個串聯(lián)的H機能的換向閥，故三個油缸只能單獨操作。圖 –2 液壓滾筒調高 調高油路電磁閥30的右端電磁鐵通電時，調高液壓缸的活塞腔進油，活塞桿腔回油，活塞桿伸出，帶動搖臂上擺，油路是： 進油路：調高液壓泵29→手、液動換向閥30→液壓鎖的右方單向閥（同時打開左方單向閥） →調高液壓缸活塞腔。 回油路：調高液壓缸活塞桿→液壓鎖左方單向閥→手、液動換向閥332→油池。 手、液動換向閥30的左端手動按鈕打開時，油路與上述相反，搖臂下擺。 液壓鎖到調高液壓缸油路上的安全閥34是在滾筒割到頂板或支架頂梁以及頂板突然來壓造成液壓缸過載時實現(xiàn)保護的。 卸載回路 當手、液動換向閥332不動作時，手、液動換向閥32下端油口與油缸相通，液壓泵卸荷，油路是：液壓泵→手、液動換向閥332 →油池。當手、液動換向閥332動作時，手、液動換向閥32的下端油口不與油缸聯(lián)通，此油路不通，保證系統(tǒng)正常工作。 調高油缸位置鎖定同理，按動每對調高閥340或41之一時，即可利用液動的方法移動換向閥31或32的閥芯，使左右滾筒或破碎滾筒升降。松開按鈕，控制油源被切斷，換向閥在彈簧作，用下復位，即被鎖定在一定位置，如圖 –1所示圖 –1 油缸位置鎖定第 三 章 液壓系統(tǒng)計算液壓傳動系統(tǒng)的設計是整機設計的一部分，它除了應符合主機動作循環(huán)和靜動態(tài)性能等方面的要求外，還應當滿足結構簡單，工作安全可靠、效率高、壽命長、經(jīng)濟性好、使用維護方便等條件。（1）用途分析采煤機可與SGZ730/264型刮板輸送機、ZY400—18/38(或QY320—20/38)型液壓支架、SZZ—730/132型轉載機、PEM980815型顎式破碎機以及SDZ—150型伸縮帶式輸送機等組成綜采配套設備。（2）工作環(huán)境分析該機靠四個滑靴騎在工作面刮板輸送機上工作?？棵罕趥葍蓚€滑靴支撐在輸送機的鏟煤板上；靠采空區(qū)側的兩個滑靴支撐在輸送機的槽幫上，并通過齒條上的導軌為滑靴導向，使采煤機不至脫離齒軌。采煤機可用斜切法自開鎖口。 液壓缸的選擇（1） 確定液壓缸根據(jù)液壓缸作用特性，即牽引液壓系統(tǒng)需要將液壓缸的直線運動轉換成齒輪的回轉運動，截煤調高系統(tǒng)和破碎調高系統(tǒng)需要活塞雙向運動產(chǎn)生推力和拉力，故牽引液壓系統(tǒng)選用組合式齒條傳動活塞液壓缸，調高系統(tǒng)選用單活塞桿無緩沖液壓缸。液壓缸無桿腔工作面積為有桿面積的兩倍，活塞桿直徑d與缸筒直徑D的關系為d=。（2） 確定油缸面積由各類常用設備工作壓力可知，采煤機牽引液壓系統(tǒng)工作壓力小于16MPa。選定工作壓力 初選工作壓力P=16MPa.確定液壓缸有效工作面積A 確定缸筒內徑D，活塞桿直徑d 按GB/TR3481993 取D=160mm。d==, 按GB/TR3481993, 取d=110mm.液壓缸實際有效面積計算無桿腔面積 有桿腔面積 活塞桿面積 （3）最低穩(wěn)定速度驗算. 最低速度為工進時υ=50mm/min,工進采用無桿腔進油，單向行程調速閥速度，查得最小穩(wěn)定流量qmin= 滿足最低速度要求。（4）繪制液壓缸工況圖。計算各工況下的壓力，流量和功率匯總于表89，液壓缸的工況見表 1。系統(tǒng)計算公式速度（m/s）有效面積（M2）最大負載（kN）壓力（MP）牽引系統(tǒng)ρ=F+ρ2A2/A1q=υ1A1P=ρq0 6A1=20096106A2=10598106A3=949910640016表 1 液壓缸工況表 液壓泵與馬達的選擇根據(jù)油液流動循環(huán)路線的不同，主回路可分為開式循環(huán)系統(tǒng)和閉式循環(huán)系統(tǒng)兩種基本型式。由于與開式循環(huán)系統(tǒng)相比，閉式循環(huán)系統(tǒng)有如下優(yōu)點：油箱容積小，系統(tǒng)比較緊湊，系統(tǒng)封閉性能好；回路油有一定壓力（背壓），空氣和灰塵很難侵入工作液體，可延長液壓元件和液壓油的使用壽命；液壓馬達的轉速和轉向的調節(jié)一般使用雙向變量控制閥來控制，故主回路選擇閉式循環(huán)系統(tǒng)。 液壓馬達的選擇根據(jù)采煤機機械部分設計參數(shù)，液壓馬達外負載轉為1300 Nm，液壓馬達設計實際排量625mL/r，額定轉速160 r/min,則液壓馬達的排量液壓馬達所需要的最大流量為式中 ——液壓馬達機械效率，一般取= ~ ?！簤厚R達的最高額定工作轉速； ——液壓馬達的容積效率，是個不定值，隨馬達工作狀態(tài)改變。端面配流型低速大扭矩液壓馬達具有良好的啟動型，調速平穩(wěn)，低速穩(wěn)定，過載保護簡單，重量輕等優(yōu)點。查表（見[[]張嵐，弓海霞，劉宇輝編. 新編實用液壓技術手冊. 北京：人民郵電出版社，2008]163頁），選擇BM—ES630擺線液壓馬達，其具體參數(shù)如表 1所示 馬達液壓馬達型號BM—ES630液壓馬達型式端面配流擺線馬達排量 ml/r625額定轉距 Nm1300額定壓差 MPa14額定轉速 r/min160表 1 馬達參數(shù) 液壓泵的選擇根據(jù)所選定的液壓泵類型及系統(tǒng)工作壓力，以計算出的液壓泵最大工作壓力和最大流量選擇液壓泵。選擇時，泵的額定流量不低于計算所需流量，泵的額定壓力可以比系統(tǒng)最高工作壓力高10%~30%。先根據(jù)設計要求和系統(tǒng)工況確定泵的類型，然后根據(jù)液壓泵的最大工作壓力和最大供油量來選擇泵的規(guī)格。比較液壓泵的應用及主要性能優(yōu)點，軸向柱塞泵具有轉速高、結構緊湊、徑向尺寸小的優(yōu)點，故選擇軸向柱塞泵。液壓泵的最大工作流量，所以液壓泵最高流量為為了使液壓泵的工作安全可靠，液壓泵應有一定的壓力儲備，通常泵的額定壓力可比高25% ~ 60%。泵的額定流量則宜與相當，不要超過太多，以免造成過大功率損失。根據(jù)計算結果，（查閱[[] 黎啟柏主編. 液壓元件手冊. 北京：冶金工業(yè)出版社，機械工業(yè)出版社，1999 . 液壓傳動（第二版）. 北京：機械工業(yè)出版社，2009，韓振鐸主編. 采掘機械與液壓傳動（第二版）. 徐州：中國礦業(yè)大學出版社. 機械設計手冊（液壓傳動）. 北京：化學工業(yè)出版社，2004. 機械設計手冊（第四卷）. 機械工業(yè)出版社，2005. 編液壓工程手冊. 北京：北京理工大學出版社，1999]第94頁）先預選ZB125型斜軸式軸向柱塞泵。根據(jù)前面計算結果(理論排量125 ml/r，最高轉速2500 r/min)，需要檢驗預選泵的正確性由此可見，經(jīng)過計算后預選的ZB125型斜軸式軸向柱塞泵與手冊理論參數(shù)相符，所以預選型號滿足設計要求。液壓泵的具體參數(shù)如表 2所示主油泵主油泵型號ZB125主油泵型式斜軸式軸向柱塞泵理論排量 ml/r125額定壓力 MPa25最高壓力 MPa32實際工作壓力MPa16額定轉速 r/min2200最高轉速 r/min2500最大擺角177。25176。柱塞數(shù)7表 2 液壓泵技術參數(shù) 輔助泵的選擇由于雙作用葉片泵兩個吸油區(qū)和壓油區(qū)分別對稱分布，壓力油作用在軸承上的徑向力相互平衡，這種泵的軸承壽命長，并有利于提高工作壓力，所以選擇YB型定量葉片泵。排量和流量計算：=式中 、——葉片泵定子表面圓弧部分的長，短半徑（mm）； ——轉子半徑（mm）。考慮葉片厚度和葉片傾角為：泵的實際輸出量為：公式 1一般在雙作用葉片泵中，葉片底部全都接通壓油腔，因而葉片在槽中作往復運動時，葉片槽底部的吸油和壓油不能補償，由于葉片厚度所造成的排量小，因此，雙作用葉片泵流量必須按公式 1計算。當雙作用葉片泵的葉片數(shù)為4的倍數(shù)時，脈動率最小，因此雙作用葉片泵的葉片數(shù)一般都取12或16片。輔助泵主要用來補充主回路泄露。按主油泵最大排量的15% 計算泄露，則輔助泵所需流量為由于齒輪泵具有自吸性好、對油污染不敏感等優(yōu)點，所以優(yōu)選齒輪泵。查液壓技術手冊（見[1]第74頁），將計算流量值圓整，選擇CB32型齒輪泵，其詳細參數(shù)如表 3所示輔助泵輔助泵型號CB32型齒輪泵額定壓力 MPa16額定轉速 r/min1500