采煤機液調(diào)高壓系統(tǒng)設計(范文)

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1、摘要 采煤機主要是煤礦進行破碎采煤和人工裝卸采煤的主要機器，是同時實現(xiàn)我 國煤礦安全生產(chǎn)過程機械化和工業(yè)現(xiàn)代化的重要動力設備之一。采煤機械的機械 化生產(chǎn)可以有效減輕職工體力勞動、提高生產(chǎn)安全性，達到高原料產(chǎn)量、高效率、 低能源消耗的生產(chǎn)目的。目前，煤礦井下廣泛生產(chǎn)使用的自動采煤挖掘機械主要 類型有以下兩類：滾筒式自動采煤挖掘機和臥式刨煤機。 為了充分利用適應固定好的煤層滾筒材料厚度的不斷升高變化，在己經(jīng)固定 好的煤層所用滾筒高度一定值的范圍內(nèi)上下調(diào)整滾筒的高度升高調(diào)整位置時也可 以稱為上下平整調(diào)高。采煤機調(diào)高有搖臂調(diào)高和機身調(diào)高兩種類型，都主要是通 過依靠一個液壓缸驅(qū)動來直接

2、實現(xiàn)電動滾筒旋轉(zhuǎn)位置的自動改變。使用直流液壓 法自動調(diào)高溫度具有振動噪聲很低，可靠性高，比較安全，效率很高，集成自動 化應用程度高等諸多優(yōu)點。 本次項目設計主要就是針對在液壓搖臂高度調(diào)低提高中普遍廣泛采用的將搖 臂調(diào)高液壓油缸系統(tǒng)安裝在柴油采煤發(fā)動機底盤及托架內(nèi)的系統(tǒng)布置設計方式， 對其中的液壓搖臂調(diào)高油缸系統(tǒng)設計進行總體設計與產(chǎn)品選型前的校核。 通過這次實習設計實踐能力的鞏固、擴大和不斷強化自己所實習學到的設計 理論知識與專業(yè)技能，提高自己從事設計、計算、制圖、編寫工程技術(shù)說明文件 的綜合能力，學會正確掌握使用工程技術(shù)說明資料、標準、手冊等技術(shù)工具書并 在這次設計中不斷培養(yǎng)

3、自己一種理論性強聯(lián)系企業(yè)實際、嚴肅認真的設計工作作 風和獨立性的工作管理能力，為自己畢業(yè)后繼續(xù)從事工程技術(shù)設計工作發(fā)展打下 一個良好的理論基礎。 關(guān)鍵詞：采煤機；液壓調(diào)高；油缸；機械設計 種類型的電動機通過齒輪箱以較高的傳動比來驅(qū)動支架。該驅(qū)動器系統(tǒng)易于安裝和更換。 2.2.2采煤機的截割部位的工況分析 使用者使用切割高度調(diào)節(jié)機構(gòu)根據(jù)碳層厚度的變化來調(diào)節(jié)工作高度。 采煤機截割部工作過程分析，切割部分包含電動機，機械安全裝置，減壓器，左右 軟管，切割鏈和剪刀。電動機通過機械安全裝置（通過滑動離合器和連接軸）將能量傳 遞到變速器。變速箱的輸出軸同時驅(qū)動左右切割鼓和切割鏈。切割臂采

4、用焊接結(jié)構(gòu)，前 側(cè)配有電動切割鼓和切割鏈，后側(cè)釵接用于構(gòu)造剪刀式電纜。下部釵接至液壓缸的連桿, 而液壓缸的下部釵接至主體。切割部分上下擺動并升高液壓缸以從切割鼓中清除碳。在 外部切掉機器的一部分（見圖2-1）。在使用中，只要指定了工作條件，敞開式挖掘機 就會開始在地面的另一側(cè)進行工作。通過進給臂，旋轉(zhuǎn)臂的可移動臂根據(jù)作業(yè)需要開始 工作。調(diào)整圓柱體的高度。 1-滾筒；2-截割部手臂；3-整體支架；4-液壓油缸 圖2-1截割部 2.2.3破碎裝置的工況分析 破碎裝置是采煤機的重要組成部分。它可以安裝在起動機的左下角或右下角，懸掛 在機器的機架上，并用旋轉(zhuǎn)針固定。破碎機以軸為

5、中心旋轉(zhuǎn)。磨輻可以上下移動。油壓 缸的沖擊力控制著壓力設備缸的沖擊力。調(diào)整壓輻與工作臺支架上的刮刀之間的距離。 1-破碎裝置液壓缸；2-搖臂機構(gòu)；3-滾發(fā)筒 圖2-2破碎裝置 第3章采煤機液壓系統(tǒng)回路的設計 采煤機液壓系統(tǒng)的基本要求和功能： 滾筒式采煤機的液壓系統(tǒng)油路采用開式系統(tǒng)。發(fā)動機由4臺液壓馬達驅(qū)動，因此位 于前輪，后輪，左輪和右輪上，并執(zhí)行整個機器的控制功能。使用者調(diào)整油缸的高度， 以使其由單作用油缸驅(qū)動?？紤]到油缸的重量和旋轉(zhuǎn)的影響，氣缸的提升力大于下降力, 因此選擇了連桿延伸部分作為下降的提升和縮回方式。 特別注意的是截割部液壓系統(tǒng)所要實現(xiàn)的功能和需要的元件：

6、 (1) 首先需要實現(xiàn)臥式采煤挖掘機杠桿搖臂的自動升降，保證搖臂伸出、縮進、鎖 緊三個關(guān)鍵動作。 (2) 在抽氣操作期間，傾斜角度必須恒定，即，在除垢過程中，確保將滾筒放置在 一定的高度，并且系統(tǒng)必須使用閉合回路。 (3) 為了限制系統(tǒng)中的最大壓力并保持系統(tǒng)中的恒定壓力，請在液壓泵的出口處安 裝安全閥作為安全閥。必須限制泄壓閥以限制液壓缸的最大工作壓力。用于連接到氣缸 的進氣口； (4) 為了實現(xiàn)手動操作和遠程控制的同時操作，必須安裝手動轉(zhuǎn)換閥和轉(zhuǎn)換電磁閥。 手動換向閥可以用手柄代替。快速高效。電磁閥可以操作以離開機器，同時電磁閥可以 為手動止回閥提供一定量的功率。當通過手動

7、止回閥激活AC閥時，杠桿和手動止回閥向 液壓缸供油，導致連桿膨脹并減少搖臂調(diào)節(jié)。 3.1采煤機液壓系統(tǒng)額定壓力確定 初選滾筒式大型露天液壓選采機的實際液壓壓力傳動系統(tǒng)的實際工作狀態(tài)壓力。 壓力的選擇取決于負載的大小和設備的類型。根據(jù)表3-1,精算情況和經(jīng)濟水平都 被考慮在內(nèi)。 從板式采煤機的設計角度分析來看，鼓板式支架主機是固定的采煤步行機，因此升 降液壓驅(qū)動系統(tǒng)的升降壓力額定不應太低，以使擋板驅(qū)動液壓機構(gòu)的升降液壓驅(qū)動系統(tǒng) 額定產(chǎn)生25 MPa的壓力，整機具有機身的頂部升降、截面切割機械部件的升降、破碎機 的底部升降和擋砰驅(qū)動機構(gòu)的升降液壓驅(qū)動系統(tǒng)額定升降壓力16MPa。

8、 3.2采煤機液壓系統(tǒng)基本回路設計 3.2.1行走機構(gòu)液壓回路設計行走機構(gòu)是剪切機的重要組成部分，移動速度會影響工作效率以及生產(chǎn)能力和工作 類型。車架的液壓系統(tǒng)連接到高壓系統(tǒng)，并且在運動方向上發(fā)生了許多變化。向前，向 后，向左和向右前進更加復雜。手工工作更為復雜。結(jié)束選擇了電動液壓分配器作為液 壓分配器。該開關(guān)控制電動液壓換向閥以改變方向和速度。底盤液壓系統(tǒng)如圖3-1所示。 表3—1各種機械常用的系統(tǒng)工作壓力 機床 農(nóng)業(yè)機械 液壓機 小型工程機械 大中型挖掘機 機械類型 組合機床 龍門刨床 拉床 建筑機械 液壓鑿巖機 重型機械 起重運輸機械 工作壓力MPa

9、3~5 2~8 8~10 10—18 20 ?32 表3-2采煤機行走液壓傳動系統(tǒng)通電順序表 按鈕 方向 電磁鐵的狀態(tài) 1YA 2YA 3YA 4YA 5YA 6YA 按下左轉(zhuǎn)按鈕 左轉(zhuǎn) + 一 一 —_ 按下右轉(zhuǎn)按鈕 右轉(zhuǎn) — + + _ _ _ 按下前進按鈕 .、\44- 刖進 ■ 按下后退按鈕 后退 ■ ■ ■一 一 | o I I JL V 。i ! 0 0 ! cd H I cd H y fca H * 0 圖3-1采煤機行走機構(gòu)液壓回路圖 3.2.2截割部升降液

10、壓回路設計 切割頭高度調(diào)節(jié)環(huán)具有兩個主要功能：執(zhí)行舉升運動和鎖定切割臂。 （1） 如果不需要調(diào)整框架的高度，則控制泵提供的壓力油會從分流閥的中心位置轉(zhuǎn)移, 并通過低壓閥返回到油箱。 （2） 從切塊中提取。將帶有切割臂的手動液壓離合器閥桿推入系統(tǒng)。液壓泵中的液壓油 流經(jīng)止回閥以打開液壓塊，并進入液壓缸活塞中的腔。機油通過液壓系統(tǒng)流入另一個空 腔。低壓鎖定裝置和安全閥返回到燃油箱，以控制搖臂下降。 （3） 提起切割部分。另一方面，拉動杠桿后，擺動上升。 （4） 當激活剪刀式遙控器上的高度調(diào)節(jié)旋鈕時，電磁閥控制手動液壓單向閥兩端的液壓 油來旋轉(zhuǎn)和抬高切割刀片。如果不需要舉升，則手動

11、液壓換向閥的活塞在彈簧的作用下 返回其原始位置，并拆下液壓泵。此時，液壓缸在液壓鎖的作用下關(guān)閉兩個腔室，以隔 離回轉(zhuǎn)在所選位置。 圖3-2截割部升降回路 3.2.2破碎機構(gòu)' 擋奸裝置調(diào)高回路 破碎保護裝置、擋板和砰保護裝置上的調(diào)高液壓回路指的是和第一截割部線的液壓 調(diào)高回路類似的液壓回路。要及時升高右側(cè)液壓缸，請及時調(diào)節(jié)右側(cè)換向閥，以使左側(cè)閥 門關(guān)閉，機油完全流出。當止滑溢回閥迅速滑入整個液壓缸的整個活塞腔中時，液壓缸 的整個活塞腔就會迅速升起。此時，連桿腔內(nèi)其中的兩個液壓油泵會繞過氣動止滑返回 閥，最后通過返回閥送到裝有液壓泵的油箱。如果不需要調(diào)節(jié)高度，則可以將離合

12、器閥 手動移動到中心位置，液壓缸將不移動，并且液壓安全閥將保持在該位置。同時，切換 電磁閥還用于控制手動液壓切換閥的操作。該工作模式符合切割單元液壓系統(tǒng)的工作原 理 3.3整體液壓回路設計 (1) 在油缸操作員液壓驅(qū)動系統(tǒng)中，從上面可以看出，驅(qū)動機構(gòu)壓力為25MPa,重 達80kN,驅(qū)動油缸性能良好。 (2) 液壓驅(qū)動系統(tǒng)的壓力較高，因此所選液壓泵需要大功率，高壓和大流量?，F(xiàn)有 的液壓泵包括高工作壓力，低泄漏和大活塞泵。高效且安靜，更適合液壓驅(qū)動系統(tǒng)，因 此選擇了定量軸向柱塞泵。與其他機構(gòu)一樣，可以選擇齒輪泵以節(jié)省設計空間，因為齒 輪泵結(jié)構(gòu)簡單，體積小，易于制造，價格便宜

13、，使用可靠，吸收性強，由于油污而不準 確且易于維護。由于并非所有液壓工作都足夠，并且電動機或液壓缸處于運動狀態(tài)，因 此必須在活塞上增加液壓鎖定和解鎖系統(tǒng)，以使活塞停止在所需位置并鎖定在任何位置 并牢固鎖定。 (3) 油循環(huán)方式 根據(jù)梁的系統(tǒng)整體功能結(jié)構(gòu)，液壓傳動系統(tǒng)的具體工作使用條件和具體工作使用環(huán) 境，液壓系統(tǒng)可以采用開放式系統(tǒng)。 (4) 旋轉(zhuǎn)圓圈并改變速度 由于滾筒本體的高度自動化，驅(qū)動機構(gòu)的液壓系統(tǒng)的高壓以及操作過程中的頻繁旋 轉(zhuǎn)，因此無法手動完成。同時工作區(qū)域還有一個較大的范圍和另一個移動位置。為了在 液壓系統(tǒng)中選擇電磁止回閥作為主止回閥，必須有液壓沖擊和其他因素。

14、 (5) 壓力控制回路 由于通過框架的高壓和高流量，控制閥與液壓肥料泵的輸出并聯(lián)連接。對于其他機 構(gòu)，直接作用的安全閥就足夠了。 (6) 液壓系統(tǒng)的組成 基于一個主輔助回路的傳動預選，如果我們需要一個輔助傳動回路，則我們可以幫 助創(chuàng)建一個完整的交流液壓傳動系統(tǒng)。示例：在一臺液壓泵的兩個入口處分別放置一個 液壓過濾器，在液壓出口的兩處分別放置一個使用壓力表示的開關(guān)，以顯示泵的壓力。 圖3-3 采煤機液壓系統(tǒng)總圖 12 第4章 采煤機液壓油缸設計與選型 4.1截割液壓缸設計與參數(shù)計算 4.1.1液壓缸速度選擇 按照實際經(jīng)驗分析可知，礦山機械行業(yè)中的液壓

15、采煤機油缸截面切割主要部位，液 壓煤機油缸截割速度一般設定為0. 05~0. 3m/so在這里我們就選取了一截割部缸式液壓 機的油缸啟動速度表示V=0.2m/s。 4.1.2液壓油缸工作壓力確定 根據(jù)本文之前已經(jīng)確定的統(tǒng)計數(shù)據(jù)的：這臺選油開采機是一截割部用于液壓傳動油 缸的F=200KN,它的壓力是16MPao 4.1.3計算選采機截割部液壓油缸缸筒內(nèi)徑 已知升降油缸負載公式為： F = 3 = % [D2(P - Po) + d2P0]rjm (4-1) 式中，D為活塞直徑，m； P為系統(tǒng)壓力，Pa； Po為系統(tǒng)背壓，Pa； 為機械效率，取rjm=O. 95o 由表

16、4-1可以得出烏二0.5； D = 2 I 「max = 132mm (4-2) 7i(p1-p2)r]cm 活塞桿直徑 d = D = 78.57mm (4-3) 液壓缸桿的缸筒內(nèi)徑和液壓活塞桿的缸筒直徑等數(shù)值都需要根據(jù)設計表4-2與4-3 進行綜合圓整，這樣你就可以對以后面臨到液壓缸的其他各種密封傳動裝置進行選擇。 Abstract The shearer is the main machine for crushing coal mining and manual loading and unloadi ng coal mining. It is one of the

17、important power equipment to realize the mechanization and in dustrial modernization of China's coal mine safety production process. The mechanized produ ction of coal mining machinery can effectively reduce the physical labor of workers, improve production safety, and achieve the production goal

18、 of high raw material output, high efficiency and low energy consumption. At present, the main types of automatic mining and mining mac hinery widely used in underground coal mine include the following two categories: automatic drum mining excavator and horizontal coal planer. In order to make f

19、ull use of the constant change of the material thickness of the fixed coal seam drum, the height of the fixed coal seam drum is adjusted up and down within the range o f a certain value, Shearer elevating has rocker arm elevating and fuselage elevating two types, which are mainly driven by a hydr

20、aulic cylinder to directly realize the automatic change of ele ctric drum rotating position. Using the direct current hydraulic method to automatically adjust the temperature has the advantages of low vibration and noise, high reliability, relatively safe, high efficiency and high degree of integ

21、ration and automation application. The design of this project is mainly aimed at lowering and improving the height of the hy draulic rocker arm, which is widely used in the installation of the rocker arm raising hydraulic cylinder system in the chassis and bracket of the diesel mining engine syst

22、em layout design, th e overall design of the hydraulic rocker arm raising cylinder system design and the check befo re product selection. Through this internship design practical ability to consolidate and expand and strengthen t heir practice knowledge of the design theory knowledge and profess

23、ional skills, improve their design, calculation, drawing, engineering and technical documents of the comprehensive abilit y to write, learn to correctly use project information, standards, technical specifications, manu als and other technical reference books and continuously develop in the desig

24、n of a kind of the ory Strong contact with the actual enterprise, serious design work style and independent work management ability, for my graduation to continue to engage in the development of engineerin g technology design work to lay a good theoretical foundation. Keywords: shearer; hydrauli

25、c height adjustment; oil cylinder; mechanical design 高壓系統(tǒng)一般〉16?32MPa 如大型機械等 背壓值忽略不計 表4-2液壓缸內(nèi)徑尺寸系列 (GB2348-80) (mm) 8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 (90) 100 (110) 125 (140) 160 (180) 200 (220) 250 320 400 500 630 系統(tǒng)類型 背壓P2/MPa 輕載的調(diào)一個速系統(tǒng) 0.2-0.5 帶有調(diào)速閥的

26、調(diào)速系統(tǒng) 0.5 ?0.8 中、低壓系統(tǒng)一般為 0 ?8MPa 帶背壓閥的回路 0.5-1.5 閉式回路 0.8-1.5 中高壓系統(tǒng)一般〉8?16MPa 帶補液壓油液壓油可泵的閉式回路中 比上表高50%?100% 注:不帶括號的要優(yōu)先選擇。 表4-3活塞桿直徑系列(GB2348-80) (mm) 4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 36 40 45 50 56 63 70 80 90 100 110 125 140 160 180 200 220 250 280

27、 320 360 400 所以門cm =0.95 Pi=16MPa P2=0.5MPa D= 140mm d=80mm 4.L4液壓缸壁厚的計算 液壓缸的壁厚由根據(jù)液壓缸的機械強度及其條件作用來進行計算。液壓缸的缸體壁 厚一般都是指液壓缸筒內(nèi)部結(jié)構(gòu)中最薄的一處的缸壁厚度。從圓筒材料內(nèi)應力學分析可 知，承受內(nèi)外層壓力的塑料圓筒，其材料內(nèi)應力層的分布及其材料層的規(guī)律因壁厚的不 同而各異。一般根據(jù)計算時間又可以區(qū)分為單層薄壁玻璃圓筒和雙層厚壁玻璃圓筒。 材料的許用應力計算: (4-4) (4—5) Q _ Sb 式中，氣為缸體材料的許用應力，MPa

28、； %為所用材料的抗拉強度，設計的液壓缸缸體使用的是45鋼，查資料可得出 是 610Mpa； n為安全系數(shù)，按照實際經(jīng)驗一般來說取n=5； PD 16 x 140 SQ = —= ~7；——7777T = 9.18mm 0 28P 2 x 122 4.1.5缸體外徑尺寸的計算 缸體外徑 " + 26 = 140 + 2 x 9.18 = 158.36mm (4-6) 表4-4缸體外徑表 產(chǎn)品 系列 號 額定 63 80 缸筒內(nèi)徑/碩 140 160 180 200 材料 壓力 50 /MPa 40 100 125 16 50 6

29、0 76 96 121 146 168 194 218 235 20 A型 20 50 60 76 96 121 146 168 194 218 235 45 25 50 60 83 101 121 152 168 194 218 235 45 31 52 64.5 83 101 127 151 168 194 218 235 45 B型 17 52 64.5 76 121 127 151 168 194 218 235 查上表4-4：外徑Di=168mm 4

30、.1.6液壓缸油口直徑的計算 = O.UDJv/vq (4-7) 式中，d為液壓缸的油口直徑，m； 〃為液壓缸的內(nèi)徑，m； u為液壓缸的最大輸出運動速度，m/min； 氣為油口的液流速度，m/min； 當單個外活塞桿連續(xù)進行不與差動速度連接的動作時候，向外活塞伸出的差動速度 及其計算公式： u = 60 華 (4-8) A3 式中，V為活塞的外伸的速度，m/min； Qv為泵的流量,m3/s； A3為截割部油缸活塞桿的面積，m2； 由 4-8： d0=27nim D n竹 圖4-1液壓缸的油口 4.1.7液壓缸工作行程的確定 根據(jù)所選采煤機的使用技術(shù)

31、性能要求，選采采煤機截割部應按液壓缸的規(guī)定工作運動 行程590mmo 缸蓋厚度的確定 計算厚度按強度進行計算： T > 0.433D 仁=0.433 x 140 x 絲竺=11.18 ?12.26mm (4-9) 7 M \ no 式中，D為缸蓋內(nèi)徑，mm； T為缸蓋有效厚度，mm； cr為材料應力，無縫鋼管為100?110MP； TN12. 26mm 4.1.8最小導向長度的確定 當橫向活塞桿全部向向外伸時，從橫向活塞滑動支撐軸承面上部中點末端到主氣缸蓋 上的滑動活塞支撐軸承面末端中點間的距離為H,稱為最小導向長度。如果導向長度過小, 將使液壓缸的初始撓度增大，影

32、響液壓缸的穩(wěn)定性，因此在設計時必須保證有一定的最小 導向長度。 TT L D 590 , 180 “ c L H > — — = 1 = 119.5mm 20 2 20 2 式中，L為液壓缸的最大行程，mm； D為液壓缸內(nèi)徑，mm； 這里取H= 120mm 4. 1.9活塞寬度B確定 一般來說，B二（0.6?1.0） 所以 B = (0.6 ?1.0) x 140 = (84 ?140)mm (4-10) (4-11) 所以取B=120mm 4.1.10確定截割部液壓油缸缸體長度L 192.4d2 屁='=二苻=1840mm (4-12) 歐拉載荷條件：當適

33、當安全系數(shù)nfe=3.5,液壓油缸兩側(cè)皎連接時，剛性導向n二1時 4.1.11油缸的校核 對液壓缸必須要進行校核，才能保證液壓缸的穩(wěn)定性。包括對液壓缸活塞桿和缸筒 的校核。 已知產(chǎn)品技術(shù)參數(shù):采煤機截割部的液壓油缸內(nèi)徑D= 168mm；活塞桿徑d=80mm;最 大行程S=590mm；壁厚5=14mm （1）用于活塞桿應力[列校核 D2 a = P x — = 52MPa 液壓傳動油缸的主體活塞桿的主體材質(zhì)一般是45鋼，其中的強度極限指的是 [&]=600MPa 材料的許用應力為[8]=驊=120MPa 所以5<[5],活塞桿能夠滿足要求。 （2）缸筒的強度驗算 (4

34、-13) 所以，缸筒的強度合格。 4.1.12液壓缸的技術(shù)要求 液壓缸的每兩個零件之間的連接方式必須保證液壓缸穩(wěn)定運行，并且在保證重量輕, 方便安裝。液壓缸各個部件連接形式如下表4-5所示： 4.2機身升降液壓缸選型 由上述已知系數(shù)可由此得出由于采煤發(fā)動機總?cè)剂腺|(zhì)量為80t,所以采煤機身上的 升降架和液壓燃氣油缸的最大推力系數(shù)為400KN。系統(tǒng)的壓力為16MPa。 PrA. - P2A2 = （4-14） ^Icm 式中，P］、P2分別為風力采煤柴油機組的機身燃油升降機和液壓泵背油缸的回收工 作壓力腔回收背油腔的工作壓力測量值（Pa）；其中背壓力測量的值按表4-5選??；

35、 Ai=?D2一無桿腔有效面積（m2）； 刀2=?（D2-d2）一有桿腔的有效面積，m2； 匕 4 D為液壓油缸的缸筒內(nèi)徑，m； D為活塞桿直徑，m； Fmax為液壓油缸的最大負載力，kN； rjcm為機械效率（取0.92-0.98） o 表4-5連接方式圖 連接方 連接項目 說明要求 附圖 卡鍵 在設備生產(chǎn)的整個過程中一 定要嚴格要求保證每個活塞相連 的兩個活塞零件之間的連接長度, 防止最后一個裝配的過程時候一 活塞桿和活塞 卡鍵連接 個活塞與活動卡鍵之間由于連接 空隙密度過大而斷裂使得整個生 產(chǎn)線和制造安裝出來的活塞液壓

36、 缸不能正常使用。 液壓缸缸體和液 內(nèi)半環(huán)連接 壓缸上蓋 質(zhì)量特別小，在缸體安裝的 過程時候，端部墊圈進入整個液壓 缸體時缸體內(nèi)的墊圈長度較大， 這樣在缸體安裝時沒有密封的墊 圈特別容易被液壓缸體開口用力 內(nèi)半環(huán) 摩擦進而損壞。 由于采煤機機身升降機構(gòu)，由上面求出的條件，可以查表4-7是高壓系統(tǒng)，所以P2忽 略不計。 da-上 ax 11_汀 & =凄地=即 PlUcm 4 表4-6液壓執(zhí)行器的背壓力 液壓系統(tǒng)類型 背壓力值（MPa） 中低壓系統(tǒng) 簡單系統(tǒng) 回油帶調(diào)速閥的系統(tǒng) 回油帶背壓閥 設補油泵的閉式系統(tǒng) 0.2-0.5 0.4

37、~0.6 0.5-1.5 0.8-1.5 高壓系統(tǒng) 初算時忽略不計 所以缸筒內(nèi)徑D是 4X100X103 nPlUcm =J3.14xl6xl06x0.9 =0.094m = 94mm 選擇D二100mm,查《液壓元件產(chǎn)品手冊》中我應該選擇HSG型礦山工程經(jīng)常需要用 到的液壓油缸，再根據(jù)缸筒內(nèi)徑求出的值選取了 HSGFOl-lOO/dE型號的液壓油缸。參數(shù) 如表

38、4-7所不。 表4-7型號分別是HSGF01-100/dE液壓油缸動力參數(shù) 缸筒內(nèi)徑/mm 速比/ 活塞桿的直徑 /mm 最大的工作行 程/mm 推力大小/N 拉力大小/N 100 1.46 55 1350 125560 87650 經(jīng)嚴格質(zhì)量校驗考核，所選產(chǎn)品使用各種型號HSGFO1-100/dE的液壓缸各項各項主 要性能參數(shù)均達到完全符合國家要求。 4.3破碎機構(gòu)液壓油缸的選型 由上述方法確定的統(tǒng)計數(shù)據(jù)分析可得，破碎傳動機構(gòu)進氣油缸的最大推力系數(shù)是 60KN、壓力是 16MPao 液壓缸缸筒內(nèi)徑D為 4 x 60 x 103 D = "P

39、i吁 D=80mm的液壓缸的品種選取，之后經(jīng)過查《液壓元件產(chǎn)品手冊》，選了 cm 3.14X16X10^X0.9 = °?°73m = 73mm HSGF01-80/dE型號的液壓油缸，參數(shù)如表4-8所示。 缸筒內(nèi)徑/nun 速比/ 活塞桿的直徑 /mm 最大的工作行 程/mm 推力大小/N 拉力大小/N 80 1.46 45 1000 80220 52980 表4-8型號為HSGF01-80/dE的各種液壓油缸的主要參數(shù) 經(jīng)嚴格校核，所選油缸型號為HSGFOl-80/dE液壓油缸各項性能參數(shù)完全符合要求。 4.4擋奸裝置升降液壓缸的選型 擋砰負

40、載推力控制裝置指的是在汽車升降高速時日寸一個液壓缸的最大負載推力為 40kN,壓力是 16MPao 擋砰裝置的液壓油缸內(nèi)徑D是 4 x 40 x 103 J 兀PiUcm [3.14 x 16 x 106 x 0.9 =0.059m = 59mm cm  選擇的是D=63mm,和液壓破碎機的油缸選擇方式相同，經(jīng)過多次查詢《液壓元件 產(chǎn)品手冊》選擇了 HSGFOl-63/dE型號的液壓油缸。參數(shù)如表4-8所示。 表4-9型號為HSGF01-63/dE的液壓油缸的各種主要參數(shù) 缸筒內(nèi)徑 D/mm 速比 J/min 活塞桿的直徑 D/mm 最大的工作行程 /mm

41、 推力大 小/N 拉力大小/N 63 1.46 35 800 49660 34350 經(jīng)嚴格設計校驗考核，所選的柴油缸設計型號確定為HSGFOl-63/dE液壓缸各項參 數(shù)均達到完全符合設計要求。 第5章采煤機液壓系統(tǒng)的其他元件的設計與選型 5.1行走機構(gòu)液壓馬達的選擇 5.1.1減速器的選擇 (1) 鏈輪轉(zhuǎn)速n的計算 17 1 0 n = ^ = = 3.98r/min 牝 4r/min (5-1) 式中u—行走速度(10m/min)； D一行走機構(gòu)的鏈輪直徑(m) o (2) 我設計的行走機構(gòu)有左側(cè)和右側(cè)兩條履帶，所以一條承擔的力是牽引力的二分之

42、-o鏈輪在行走的時候的牽引力F為 /7=5r/ = ^xl.2 = 240000N (5一2) 式中，瑤ax為總的牽引力N; ，為擴大系數(shù)。 (3) 一個驅(qū)動鏈輪在正常工作時所需要的轉(zhuǎn)矩系數(shù)T為 7 =生=冬m = 96000N?m 2 2 (5-3) 我們在正確選擇自動減速機的位置時候，保證額定輸出轉(zhuǎn)矩值T Z計算得到的輸出 轉(zhuǎn)矩7。查資料就可以明顯看出在我選取力樂士液壓股份集團有限公司的減速器的機械 參數(shù)完全符合要求，因為這種新型減速器專門用于適合行走機構(gòu)，常用于各種工程機械 當中。由于根據(jù)T' (110000N-m) >T (96000N-m)時，選擇了 GFT110

43、T3型減速機， 其主要技術(shù)參數(shù)如表5-1所示。 表5-1 GFT110T3P2型減速機參數(shù) GFT110 T3型減速器 傳動比iq 轉(zhuǎn)矩T/N?m 質(zhì)量/kg 數(shù)值 173.9 1060 440 5.1.2液壓馬達的選擇 輸出轉(zhuǎn)速街為 ni 711 = 吁m = =773r/min 0.9 ' (5-4)  式中，〃,〃一馬達的機械效率。 N = N/i=96000/173.9=552N - m (5.5) 最后我還是選擇了液壓馬達為A2FE160/61W-VZL型號定量插裝液壓馬達參數(shù)設置如 下圖圖表5-2所示 表5-2 A2FE160/61

44、W-VZL型定熱量插裝液壓馬達參數(shù) 規(guī)格 排量 /ml 最高轉(zhuǎn)速 rad/s 扭矩常數(shù)N ? m/Pa 扭矩 /N - m 殼體容積 /L 慣性 /kgm3 160 160 3600 2.45X105 10116 1.1 47 可得馬達的實際輸出轉(zhuǎn)矩烏為 T1 = TK ?/\P = 2.54 x 10一5 x 25 x 106 = 635N - m (5-6) 經(jīng)過減速機后的輸出轉(zhuǎn)矩&'為 ? i = 635 x 128.8 = 81788N - m 所以馬達選取很符合要求。 流量叩為 治?九1 160.4 x 773 qv =——

45、 =————— =134.8L/min = 135L/min 1000確 1000 x 0.92 / / 式中，％為馬達的每轉(zhuǎn)體積排量，ml； 久為馬達的容積效率。 輸出轉(zhuǎn)矩為 =以, p , T]mh = 2.54 x 250 x 0.9 = 571.5N - m (5-7) (5-8) 式中，九為機械一液壓效率。 p = Td —9549 571.5X773 9549 =46.3kW 輸出的功率為 確定液壓馬達的排量: Qm = (5-10) 式中，峋為液壓馬達輸出轉(zhuǎn)矩，N?m ； 目錄 第1章緒論 1 1.1國內(nèi)外采煤機發(fā)展現(xiàn)狀 1

46、1.2礦山機械中的液壓傳動 1 1.3研究課題內(nèi)容及研究意義 1 第2章 采煤機的液壓系統(tǒng)分析 3 2.1采煤機技術(shù)參數(shù) 3 2.2采煤機機的液壓傳動系統(tǒng)的工況分析 3 2.2.1行走機構(gòu)的工況分析 3 2.2.2采煤機的截割部位的工況分析 4 2.2.3破碎裝置的工況分析 4 第3章 采煤機液壓系統(tǒng)回路的設計 7 3.1采煤機液壓系統(tǒng)額定壓力確定 7 3.2采煤機液壓系統(tǒng)基本回路設計 7 3.2.1行走機構(gòu)液壓回路設計 7 3.2.2截割部升降液壓回路設計 9 3.2.2破碎機構(gòu)、擋砰裝置調(diào)高回路 10 3.3整體液壓回路設計 10 第4章 采煤機液壓油缸設計與

47、選型 13 4.1截割液壓缸設計與參數(shù)計算 13 4.1.1液壓缸速度選擇 13 4.1.2液壓油缸工作壓力確定 13 4.1.3計算選采機截割部液壓油缸缸筒內(nèi)徑 13 4.1.4液壓缸壁厚的計算 14 4.1.5 缸體夕卜徑尺寸的計算 15 4.1.6液壓缸油口直徑的計算 15 4.1.7液壓缸工作行程的確定 16 qm為液壓馬達的排量，mL/r ； 似為液壓馬達的機械效率，取為0. 9-0.95； △Pm = P\—P2 △丹為液壓馬達的有效工作效率。 取壓力損失為IMPa ,則 2 x 3.14 x 387.8 知=25 x 0.95 = 102'5mL/r

48、 對行走液壓馬達的輸出的流量的計算： Qm = 九771。??110 3 Vmv (5-11) 式中：Qm為液壓馬達的實際輸出流量，L/min； 幾血為液壓馬達的最大轉(zhuǎn)速，r/min； Qm為液壓馬達的排量’mL/r； 為馬達的容積效率。 Qm = 2022 x 102 x 10一3 0^94 =206L/min 5.2采煤機液壓泵和電動機的選型 5.2.1行走機構(gòu)液壓油泵和電動機選擇 (1) 液壓泵選取原則 采煤機的所選油泵型號是按照采煤壓力表的大小和采煤流量情況選取油泵型號。因 此根據(jù)不同液壓傳動回路，行走機構(gòu)的動力泵和液壓電動機我只要選擇

49、同種類和型號的 液壓產(chǎn)品使用即可。 (2) 最高工作壓力Pp PP>P + (5-12) 式中，P為計算液壓馬達泵到傳動油缸或其他液壓馬達間的所有壓力傳動損失量的總和, Z4P為液壓泵到油缸或液壓馬達間的壓力損失總和，(Pa) o 由上面所我們述說的這個液壓壓力系統(tǒng)的自動行走壓力馬達的工作壓力值就是 25MPao在之前我們介紹的兩個液壓傳動回路中，行走機構(gòu)的方向液壓油壓泵流動閥的方 向回路是從液壓泵流動閥到泵的分流集中整流閥之后一分為二并在連接后形成兩條分流 管路各一端通過一個液壓換向閥，控制回路前后左右四個傳動馬達。由下列經(jīng)驗公式取 ￡4P=lMPa,泵的實際壓力由(5-

50、11)得 Pp = P + ￡XP = 25 + 1 = 26MPa (5-13) (3) 液壓泵的最大輸出流量Qp Qp — K(ZQ)max 式中：K一液壓系統(tǒng)的泄漏系數(shù)，一般取1.1?1.3； (EQ)max—一起工作的液壓馬達或者液壓油缸所用的流量總和(L/min) 由上面我們設計的液壓系統(tǒng)公式可知，兩個液壓馬達由一個液壓泵來供給機油， (EQ)max為兩個液壓馬達的流量系數(shù)相加的平均數(shù)值，按照以往的設計經(jīng)驗，系統(tǒng)的最 大漏油系數(shù)K的平均值為1.1,泵的最大流量由以下公式5-12求 Qp > K(ZQ)max = 1?1 x 206 = 226.6L/min (

51、4) 液壓泵的選取 根據(jù)液壓采煤機正常工作時的壓力和采煤流量情況來合理確定各種行走壓力液壓泵 的型號種類與使用型號，查閱《液壓元件產(chǎn)品樣本》手冊書并選擇行走液壓柱塞油泵的型 號種類，最后將其選定為A2F250R5P型斜軸式軸向柱塞泵，其參數(shù)如下圖表5-3。 表5-3 A2F250R5P型斜軸式軸向人柱塞泵的參數(shù) 泵 A2F250 質(zhì)量大小/kg 88 額定的壓力 /MPa 35 壓力最大值 /MPa 40 轉(zhuǎn)速最大值/rad/s 1500 功率最大值/N?m 功率最大值/kW 功率大小/kW 排量大小ml/r 廠家 1383 218 211

52、 250 北京國華液壓廠 真實流量Qp為 QP = Vnr]v = 0.25 x 1480 x 0.92 = 340L/min (5-14) 取A2F250R5P型斜軸式軸向柱塞泵的輸出效率加=0. 9,所以具有行走機構(gòu)的軸向液 壓泵的輸出功率Np是 契=26x106x340x10-3 = Skw (5-15) Tjp 0.9x60 (5) 電動機的確定 礦山火力發(fā)電維修工程所用的調(diào)速高壓直流電動機一般用戶都會考慮選擇具有Y系 列的三相異步調(diào)速高壓直流電動機，主要選擇工作區(qū)的原因之一也就是因為目前我國礦 山發(fā)電工作區(qū)的環(huán)境空氣條件相對較差。查《機械設計手冊》，按照它的

53、設定轉(zhuǎn)速與動 力驅(qū)動器的功率，我最終作出決定為它選擇了采用動力技術(shù)等級比較我認為的一種等級 為IP44的Y315L1-4型封閉式的三相異步電動機，這樣我們也就可以有效率地適應惡劣 的企業(yè)工作生活環(huán)境。參數(shù)計算如果見下圖表5-4所示： 表5-4 Y315L1-4型三相異步電動機的參數(shù) 滿載時 額定功率/kW 額定電流/A 轉(zhuǎn)速rad/s 效率/% 功率因數(shù) cos。 質(zhì)量/kg 160 289 1480 94.5 0.89 1105 522截割部、破碎裝置、機身自動升降和擋奸裝置泵和通用電機設備選型 (1) 液壓泵的選取原則 參考我設計的各種液壓切割

54、系統(tǒng)，截面切割機底部、機身壓力升降、破碎制動機構(gòu)、 擋板和砰制動裝置等在設計時將壓力都控制為16MPa0截割部和部件機身擋板升降、破 碎驅(qū)動機構(gòu)和機身擋砰驅(qū)動裝置所用可找到的各種液壓泵和其他電動機械請選擇兩個同 樣的類型液壓泵和電動產(chǎn)品。 (2) 最高工作壓力Pp的確定 Pp = P + ￡AP = 16 + 0.5 = 16.5MPa (3) 液壓泵的最大流量Qp的確定 根據(jù)目前礦山機械的工作特點，這些人在機構(gòu)上的動作不是很劇烈。一般可以選取 30L/mino (4) 液壓泵的選取 根據(jù)上述方法算得的實驗結(jié)果，最后除了液壓傳動系統(tǒng)其余部分也都選擇了傳動齒 輪泵。查《液

55、壓元件產(chǎn)品樣本》手冊，鑒于不受經(jīng)濟壓力方面的因素影響，并且不一定 需要過大的機械工作傳動壓力，所以最終選擇型號CBG1025型齒輪泵。參數(shù)如下圖表 5-5所不： 表5-5 CBG1025型齒輪泵的參數(shù) 型號 排量大小/ mNr1 質(zhì)量/kg 最高壓力/MPa 驅(qū)動時功率/kW CBG1025 25.4 13.7kg 20 16.2 最高轉(zhuǎn)速/”血疽 容積效率 總效率 額定轉(zhuǎn)速 /r.min1 額定壓力/MPa 3000 91% 83% 2000 16 由此上表5-5可以直接計算得出所選類似齒輪泵的最大實際容積效率卯=0.91,轉(zhuǎn)速

56、 n=1460r/min,根據(jù)實際容積輸出公式5-16計算出下列泵的最大實際輸出功率流量Qp QP = Vnrjy = 0.0254 x 1460 x 0.91 = 33.75L/min (5-16) 總效率加=0.82,所以齒輪泵的驅(qū)動功率峋 NP =耍=165x106x33.75x10-3 = (5-17) r T]p 0.82x60 (5) 電動機的確定 選擇將防護等級設定為IP44的Y160M-4型三相異步電動機，考慮到整個選采機的正 常工作使用環(huán)境，這種異步電動機接口是完全封閉的，剛好可以適應。參數(shù)如下圖表5-6 所示： 表5-6 Y315L1-4型三相異步電動機

57、的參數(shù) 額定功率 /kW 滿載時 重量 /kg 額定電流 /A 轉(zhuǎn)速 r*min_l 效率 /% 功率因數(shù) COS0 11 22.6 1460 88 0.84 122 5.3液壓控制閥的選擇 5.3.1液壓閥的選擇原則 根據(jù)專用液壓控制系統(tǒng)的最高額定工作液位壓力和通過液壓閥的最大流量，考慮液 壓閥的自動控制系統(tǒng)特性、外形尺寸、操作運動方式等均可選擇不同產(chǎn)品的專用液壓閥。 溢流閥根據(jù)每個液壓泵的最大穩(wěn)定流量進行選取；在正確選擇液壓節(jié)流閥和液壓調(diào)節(jié)減 速閥時，要正確想到最小最高穩(wěn)定運行流量的需要必須滿足液壓執(zhí)行傳動機構(gòu)最低穩(wěn)定 運行速度。特別注意

58、的一點是，截面切割機內(nèi)部的換向閥組由一只手液動手式換向閥， 一只三位四通液動換向閥、一只電磁換向閥和DBD型高壓換向閥、低壓換向閥組成，其 調(diào)定壓力為20MPa和2MPa。液壓油從進油口進入溢流閥前腔，當作用在錐閥芯上的液壓 超過調(diào)定值時，錐閥芯被打開溢流，這種溢流閥結(jié)構(gòu)簡單，由于閥芯尾部采用了導向結(jié) 構(gòu)，閥芯開啟平穩(wěn)，復位可靠。低壓的發(fā)動機油為主要使用手動電磁換向閥門而電動換 向閥門是可以直接提供的而高壓的驅(qū)動力可以作為高壓油源。系統(tǒng)內(nèi)部四個行走機構(gòu)的 實際設計工作壓力流量傳動壓力大約為20MPa,截面物料切割傳動機頭的內(nèi)部、機身、 破碎物料傳動行走機構(gòu)、擋板液壓油砰物料傳動裝

59、置四個行走機構(gòu)的實際設計工作壓力 流量傳動壓力大約為16MPa,各個工作部位擋板液壓物料傳動壓力控制閥的具體實際設 計工作壓力流量以及壓力系數(shù)可以根據(jù)系統(tǒng)已知部位壓力傳動條件情況進行綜合確定。 5.3.2液壓閥的選擇 閥的型號見表5-7所示： 5.4管路的選擇、布置與連接 (1) 管路的選擇的要求 管子的最大強度范圍應大于足夠足以承受所用的各種工作機械壓力，并能足夠承受 其在機器運行循環(huán)過程中的任何一個階段中盡可能不會出現(xiàn)的最高強度沖擊運動壓力； 足以能夠支撐用于安裝在各種管路結(jié)構(gòu)中的各種元件；管子的最大口徑既要能夠保證最 佳的液體流動運行狀態(tài)，又最經(jīng)濟地充分利用各種材料。

60、與其它元件連接處理時要注意設置一個可自動拆分的金屬連接件(如銅管接頭或法蘭)，以便及時檢修或重新拆裝這些 元件；連接處理時要注意妥為保持密封。管路安裝敷設點的位置選擇應正確便于管路裝 拆、維修。 表5-7選采機液壓系統(tǒng)液壓閥的選擇 序 額定流量/ 號 液壓閥 工作壓力/ (MPa) (L/min) 閥名 數(shù)量 1 分流集流閥 32 320 ZSTH-L100-320 1 2 先導式溢流閥 31.5 400 DB25G 2 28 210 4WEH16 2 3 三位四通電液換向閥 28 400 4WE

61、H25 1 31.5 175 SVG25 8 4 液控單向閥 31.5 65 SVG15 8 5 直動式溢流閥 20 50 DBD-H-6-P-10/20 3 6 三位四通手液動換向閥 20 40 ZY-L10F-T-Y 3 7 高壓溢流閥 20 50 DBDA8k 10/20 1 8 低壓溢流閥 2 50 DBDA8kl0/2 1 9 三位四通手動換向閥 20 40 ZS-L10F-T-Y 1 對于液壓選采機的這種液壓動力傳動系統(tǒng)，介于它的主要工作原理特點首先是它需 要不

62、斷的轉(zhuǎn)動行走，最后需要采用一種高壓無縫軟管進行連接，在其他機種需要的連接 地方為15號無縫鋼管和冷拔機的無縫鋼管。 (2) 行走機構(gòu)的主管徑的確定 液壓泵的實際最大流量為340L/min,則每個液壓馬達的流量為170L/min。按照油管 中允許的流速要求，油管中限定的流速為5m/s。求得行走機構(gòu)的主油管內(nèi)徑d為 4x170x10-3 ————-———— =0.027m = 27mm 3.14 x 5 x 60 由于高壓行走機構(gòu)的系統(tǒng)承載壓力大約為25MPa以及其它的主要輸油管內(nèi)徑 d=27mm來所以選擇它是高壓輸油軟管的主要技術(shù)標準規(guī)格。由《液壓元件產(chǎn)品樣本》, 選擇254

63、S-JB1985-77型高壓膠管，如下圖表5-8所示。 表5-8 256s-JB1985-77型高壓膠管參數(shù) 膠管的內(nèi)徑/mm 鋼絲旋繞的層數(shù) 壓力/MPa 爆破 額定 彎轉(zhuǎn)半徑/mm 25 4 108 27 360 （3）計算橫截面切割機頭部、機身、破碎、擋砰部等機構(gòu)以及液壓切割系統(tǒng)的各個 主管道直徑距離大小 油管中最大流速為5m/so和計算行走機構(gòu)的方式一樣，計算橫截面切割機底部、機 身、破碎、擋砰傳動機構(gòu)等等機構(gòu)的方式主油管d d=巨=,4x33.75x10-3 = 0 01198m H 11.98mm （5-19） y nv 勺 3.14x5x60

64、 根據(jù)截割部、機身、破碎傳動機構(gòu)以及液壓傳動系統(tǒng)的系統(tǒng)傳動壓力大小為16MPa 以及其它的主要輸油管內(nèi)徑大d=l 1.98mm來確定選擇一種高壓輸油軟管。由《液壓元 件產(chǎn)品樣本》來檢查鋼絲高溫編織高壓膠管相關(guān)產(chǎn)品規(guī)格，最終可以確定產(chǎn)品選用1311 -JB1986-77型高壓膠管，其主要技術(shù)條件規(guī)格如下圖表2—20所示。 表5-9高壓膠管參數(shù) 膠管內(nèi)徑 /mm 鋼絲的層數(shù) 工作壓力 /MPa 最小的彎曲半徑 /mm 13 2 20 180 5.5油箱及其組件的設計 5.5.1油箱箱體的總體設計 完整的自動液壓箱體油箱系統(tǒng)包括了所有安裝油箱的液壓箱體、空氣

65、中的過濾器、 放油塞、清洗孔、帶液壓溫度計的高壓液面油箱指示燈助劑、隔板上的濾油器、清洗孔 另外還有頂蓋等基本功能組件及其構(gòu)成它不僅可以起到有效存放箱內(nèi)油液而且同時可以 有效分離含有污染箱內(nèi)油液的其他東西且整體散熱穩(wěn)定性良好。 計算露天選采機對液壓箱體油箱的使用容積，和高度設計液壓箱體 油箱容量V： ，=，Qp = 3 x （2 x 340 + 2 X 33.75） = 2242.5L a 2.24m3 （5-20） 式中：Qp為液壓油泵的額定流量之和，（L/min）； 〈為對于該系統(tǒng)?。?3?5。 由于我們首先想到一個大型油箱的及其整體外觀形狀以及對其空間占用面積及其大

66、 小等，最后我們將要設計的一個大型油箱按其空間面積大小計算公式為：長、寬、高分 別為1400mm, 900mm, 910mm,求得所設計的大型油箱的壁厚和可見箱 頂壁厚分別為10mm和15mm。 5.5.2設計油箱的箱頂 箱頂上面需要裝的有一個空氣中的過濾器和需要注射的油口，空氣中的過濾器剛剛 拿取了下來就己經(jīng)看到了需要注射的油口，然后把汽機油從需要注射的油口那里直接注 射了進去。當不存在需要額外注油的情況時候，放上就是油也可以了它起到快速過濾車 內(nèi)空氣的重要作用。過濾器的兩個網(wǎng)眼是需要在250|im左右，過濾器的整體容積也是需 要能夠達到一般液壓泵的兩倍以上，防止在整個液壓選采系統(tǒng)不能達到最大大氣流量的 這個時候就在液壓選采油面壓力急劇下降的這種情況下，還需要可以在整個液壓選采油 箱里面同時保證大氣壓力和實際大氣壓力差不多，這樣我們才能有效保證整個液壓選采 系統(tǒng)的穩(wěn)定正常運行，同時也能保證液壓選采機的工作效率。對于我們所設計的兩款油 箱，查看《機械設計手冊》，挑選一款型號命名為EF5-64的空氣濾清器，其主要設置 參數(shù)見5-10所示。 表5-10 EF5-