综采工作面设备列车自移装置毕业设计计算说明书(编辑修改稿)

综采工作面设备列车自移装置毕业设计计算说明书(编辑修改稿)内容摘要：

执行原件工况分析 a、由 fGx — (μ：摩擦系数，静摩擦因数一般 ～ ，动摩擦因数一般 ～。 ) 工作负载 KNtFW  b、惯性负载 aF 与重力负载 gF 因液压缸自重不知，故不予计算。 综上，负载 KNFF W   考虑支撑情况 KNKNFF W  3‐ 、初选液压缸的工作压 力 查表 3— 2和表 3— 3，取液压缸工作压力为 16MPa。 3‐ 、确定液压缸的主要结构参数 a、液压缸内径 D的计算： mmmPFD 22   查手册，综合考虑取 D=100mm。 b、活塞杆直径 d的计算： 为了实现快进速度与快退，采用差动连接，则 d=，所以d= 100mm=71mm。 同样，圆整成标准系列活塞杆直径，取 d=80mm。 由 D=100mm,d=80mm算出液压缸无杆腔有效作用面积为 1A = 2cm ，有杆腔有效作用面积 22 cmA 。 c、液压缸行程 S的确定： 液压缸行程 S，主要依据机构的运动要求而定。 但为了简化工艺和降低成本，应尽量采用机械设计手册中给出的标准系列值。 考虑到 工作负载 KNFW  KNF  工作压力 16MPa 缸筒内径 D=100mm 活塞杆 d=80mm 毕业设计 计算说明书 18 双杠单活塞，在回风巷中撑得到通的过，初步取 S=1600mm。 d、液压缸缸筒长度 1L 的确定 缸筒长度 1L 由最大工作行程长度加上各种结构需求确定，即： mmmCMABSL 0 0371 0 0907 0 01  式中： S — 活塞的最大行程； B — 活塞宽度，一般为（ ～ 1） D； A — 活塞杆导向长度，取（ ～ ） D； M — 活塞杆密封长度 ，由密封方式定； C — 其他长度。 e、最小导向长度 H的确定 对于一般的液压缸，其最小导向长度应满足下式： 220≥ DLH  =35+50=85mm 式中： L — 液压缸最大工作行程； D — 缸筒内径。 3‐ 液压 缸结构参数的计算 a、缸壁厚度的计算： 当 16≤D≤  时，液压缸缸筒壁厚属于中等壁厚，此时： mmCPDPyy ) ( )][(    式中：  — 液压缸缸筒厚度（ m）；  — 强度系数；一般取 1 yP — 实验压力（ MPa），工作压力 P≤ 16MPa时， yP =； D — 液压缸内径（ m）；  b — 缸体材料的许用应力（ MPa）；n][σ][ b； b — 缸体材料的抗拉强度（ MPa）； mmS 1600 mL  mmH 85 毕业设计 计算说明书 19 n — 安全系数，一般 ～n ，一般取 5n ； 对于： 27SiMn钢管  b =980MPa。 液压缸的缸体外径系列，查手册取液压缸外径，取标准 D=120mm。 （注： ； P≤ 16MPa时，煤矿用无缝钢管材料为 27SiMn钢。 ） b、液压缸油口直径的计算 液压缸油口直径应根据活塞最高运动速度 V 和油口最高液流速度 0V 而定 mmmVVDd 180 1 8 00 式中： 0d 液压缸油口直径（ m）； D﹣液压缸内径（ m）； V ﹣液压 缸最大输出速度（ m/min）； 0V ﹣油口液流速度（ m/s）。 c、缸底厚度计算 平行缸底，缸底无油孔时   mmmPDh y 150 1 5 1 9 6 3 3   式中： h — 缸的厚度（ m）； yP — 实验压力（ MPa），工作压力 P≤ 16MPa时， yP =； D — 液压缸内径（ m）；  — 缸体材料的许用应力（ MPa）；n][σ][ b b — 缸体材料的抗拉强度（ MPa）； n — 安全系数，一般 5n ； 对于： 27SiMn钢管  b =980MPa。 d、缸头厚度 计算 缸筒外径 mmD 120 材料 27SiMn 油口直径 mmd 180  缸底厚 度 mmh 15 毕业设计 计算说明书 20 半环连接法兰，这种联接的特点是重量比拉杆连接轻，相应的要加厚缸体壁厚。     mmmddDFhcpcp80 0 7 7 101 9 61 0 5 9 650       NF5556222  式中： h — 法兰厚度； F — 法兰受力总力（ N)，  qddpdFH 222 44  ； d — 密封环内径（ m)； Hd — 密封环外径（ m)； p — 系统工作压力（ Pa)； q — 附加密封力（ Pa)，对于 O型密封圈，无挡圈是，最大可达压力 20MPa,有挡圈时，最大可达 40MPa。 0D — 螺钉孔分布圆直径（ m)； cpd — 密 封 环 平 均 直 径 （ m ）；  — 法兰材料的许用应力（ Pa)。 3‐ 、缸盖联结的计算 缸盖联结方式有焊接、（内、外）螺纹连接、法兰连接、拉杆连接、（内、外）半环连接、钢丝连接，综合考虑选用外半环连接。 其特点：质量比拉杆连接小，缸体外径需加工。 半环槽削弱了缸体，为此缸体壁厚应加厚。 半环连接的计算： 当缸体与缸盖用外半环连接时，外半环截面上的切应力为 M P alpD 6   mmh 8 NF  半环连接 毕业设计 计算说明书 21 外半环侧面上的挤压应力为     M P ahDh pDc 262   缸筒危险界面上的拉应力为     M P aDhD pD 22 26221 21   式中： D — 液压缸内径（ m)； l — 半环宽度（ m）；  — 为半环截面上的切应力（ Pa）； h — 半环厚度（ m）； 1D — 液压缸外径（ m）； n — 安全系数，通常取 n =5； 3‐ 、活塞与活塞杆的联结计算 活塞杆联结螺纹的计算 a、螺纹外径的计算 假设可忽略螺顶与螺底的尺寸差别，则可下式概略计算   mmFd 21101 9 6 6 40   查《切削手册》普通螺纹直径与螺距表（ GB193— 63)，取第一系列标准值 mmd 720 。  NPdDF462222)(4  式中： 0d — 螺纹外径（ m）； F — 活塞拉力（ N），  PdDF 224  。 b、螺纹强度的计算 活塞与活塞杆采用螺纹联结时，活塞杆危险截面（螺纹退刀槽） mmd 720 毕业设计 计算说明书 22 处的拉力为 M P adKF )0 6 7 6 (44 2421  mmtdd 8 2 8 2  切应力为   M P adK F dK 3431 01   合成应力为  1 9 6 M P a1 6 . 6 5 M P a9 6 M P 32222  n 满足要求。 式中： 1d — 螺纹底径（ m）， tdd  ； t — 螺纹螺距（ m)； 其他符号同上式。 活塞拉力几乎有 40%作用在第一圈螺纹上，所以第一圈螺纹应力按下式计算： M P atd Fb 41  M P asd F 41  3‐ 、液压缸外部联结的计算 为了适应顶板起伏变化，综合考虑液压缸外部联结用耳环销轴铰 接。 a、耳环宽度为 查《机械设 计手册》，选耳环宽度为 EW=60mm，销轴直径 d=40mm。 b、耳环强度的计算 耳环拉应力 合成应力 MPaMPan 满足要求 毕业设计 计算说明书 23   9 6 M P a11 2 50 2 6 4 5 0 5 46222221221222221MPabdPDRRRR 挤压应力 M P abdPDt 2 6 2612  耳环轴销剪切应力       MPaMPaMPaPadPD～1 1 7 .69832196～0 .～0 .2226212  式中： 1R — 耳环座内半径， mmR 201  ； 2R — 耳环座外半径， mmR 542  ； b — 耳环座宽度， mmb  ； 1d — 耳环孔直径， mmd 501  ； D — 液压缸直径； P — 液压力。 满足要求。 3‐ 、缓冲装置的设计 当液压缸中活塞运动速度在 6m/min以下时，一般不设缓冲装置，故本液压缸无需设缓冲装置。 3‐ 、排气装置 如果排气装置设置不当或者没有设置排气装置，压力油进入液压缸后，缸内仍会有空气。 由于空气具有压缩性和滞后扩张性，会造成 剪切应力 ～ MPa满足要求 毕业设计 计算说明书 24 液压缸和整个液压系统在工作中的颤振和爬行，影响液压缸的正常工作。 排气装置一般有整体排气塞和组合排气塞两种。 整体排气塞由螺纹与缸筒或端面连接，靠头部锥面起密封作用。 排气时，拧紧螺纹，缸内空气从锥面空隙中挤出并经斜孔排除缸外。 这种排气装置简单、方便，但螺纹与锥面密封处同轴度要求较高，否则拧紧排气塞后不能密封，造成外泄漏。 组合排气塞一般由螺塞和锥阀组成。 螺塞拧紧后，锥阀在压力的推动下脱 离密封面排出空气。 综合考虑后用整体排气塞。 3‐ 、耳环支座的选择 煤的硬度一般介于摩氏硬度指标的 1～ 4。