关键词： 液压

液压结构（精选十篇）

液压结构 篇1

如图1 所示, 液压机在进行薄板拉伸成形过程中,为了防止板料起皱或破裂,需要使用合适的液压垫进行压边, 液压垫公称力一般取液压机主机吨位的40%左右。 液压垫力由安装在液压机下横梁内的液压垫缸提供,通过顶杆作用在液压垫工作平面上,液压垫顶杆作用点位置与液压机工作台板顶杆孔位置一一对应,根据用户模具结构的不同,可使用不同的顶杆,则液压垫的受力状态各不相同。

关于液压垫的结构设计目前还没有统一的准则可循, 液压垫的设计应以其强度和刚度作为最基本的设计原则。 液压垫的结构较为复杂,形式各异,工作条件各不相同,采用解析法很难计算,有限元法则为液压垫结构设计和优化提供了依据。

本文以我公司设计的YL27-500B四柱式单动薄板拉伸液压机液压垫结构优化设计为例, 论述了液压垫设计的一些规律, 希望能为同行和读者提供一些参考。

1工况设计

YL27-500B四柱式单动薄板拉伸液压机的液压垫力由两只1000kN液压垫缸提供,如图1 所示。液压垫尺寸为1720mm×1120mm×500mm,顶杆布置如图2 中圆圈所示。

液压垫进行拉伸时并不是所有顶杆都参与工作,一般根据模具大小不同,使用其中的一圈或多圈顶杆,因此本文设计了如下三种工况,进行有限元计算。

假设:各顶杆接触面均匀受力,且液压垫力分布到各顶杆后各顶杆受力相等。

工况一:在最外圈顶杆接触面( 共36 个),如图所示的小圆圈面加载2000kN液压垫力。

工况二:在由外向内的第二圈顶杆接触面( 共28 个) 加载2000kN液压垫力。

工况三:在由外向内的第三圈顶杆接触面( 共20 个) 加载2000kN液压垫力。

2计算结果及分析

对上述三种工况, 采用ANSYS进行有限元分析,取工况一的液压垫顶平面z向变形等值线图,如图3 所示,并将各工况的结果列表1 所示。

有限元计算结论分析:

( 1) 从三种工况的计算结论来看,工况一为最恶劣工况。 根据图3 所示z向变形等值线图可知,液压垫顶平面周边相对中间向下变形 δ=0.40mm,换算为挠度( K=δ/L,其中L为液压垫长边方向尺寸,m),则K=0.232mm/m( ≈1/4300mm/mm) 。 目前国内液压机设计制造还没有统一的国家刚度标准, 液压机刚度要求一般较机械压力机要低( 拉伸加工用通用压力机刚度在1/6000~1/6600[1]) ,根据对相关文献检索[2、3]和笔者工作中对多家国内外知名液压机生产厂家液压机上梁和下梁的有限元计算表明, 液压机上下梁刚度取1/5000~1/6000 比较合适, 而对液压垫刚度取值的计算目前还鲜有报道,因此笔者认为,液压垫设计亦可取1/5000~1/6000 刚度标准。 因此本文所述液压垫刚度略低于标准值。

( 2) 工况一的大部分应力值也较大,油缸支撑处筋板2、4、5( 如图2 所示)应力集中较大,很可能会产生拉裂裂纹, 应注意坡口和焊接质量。 分析其原因,该处筋板承受弯曲载荷,在筋板下端产生弯曲压应力,因此,要减小该处应力,可增加筋板2、4、5 高度和厚度,以增加该部位的抗弯截面模量,从而减小弯曲应力。

( 3) 工况二情况相对工况一稍好,其最大局部凹陷量约为0.05mm( 取下方无筋板部位的顶杆接触面来计算),可以忽略不计,因此,顶杆的局部凹陷变形相对于液压垫顶平面整体变形很小,可以忽略不计,因而可以降低顶板的厚度, 而增加抗弯筋板的厚度或数量,以达到更加均匀的应力分布,具体将在后面详述。

( 4) 从三种工况下顶板的应力情况来看,顶板应力均较为富裕。 从最为恶劣的工况一的有限元计算结果来看,侧围筋板3、6 应力均较小,其大部分应力为18~37MPa,较为富裕,因此可减小该处筋板厚度。

3优化设计方案

根据上文的分析结论,给出两种优化方案。方案一:液压垫结构保持不变,改变板料的厚度;方案二:部分改变板料的厚度,长边方向增加筋板。

3.1优化方案一详解

( 1) 降低顶板1 厚度( 原板厚65mm) ,取大部分应力为70MPa( Q235 钢板许用应力[4]) ,则其厚度可降为:≈45( mm)(经验公式)。

( 2) 增加筋板2、4、5 的厚度( 原板厚40mm) 和高度,增加液压垫油缸安装面至液压垫顶平面高度,考虑到设计空间,该尺寸由305mm增加至375mm。按上述经验公式,取大部分应力70MPa,板料厚度可增加为:≈50( mm)。

( 3) 侧围筋板3、6 受力较小,减小侧围筋板的厚度,取大部分应力为70MPa,按上述的经验公式,则该板厚度可降为:≈30( mm)。

( 4) 筋板2、5 底部材料几乎无应力,按三种计算工况, 可以改为矩形结构, 去掉底部伸出的冗余材料,但考虑到该部位需要承受液压垫导轨部分反力,因此沿用原结构。

3.2优化方案二详解

( 1) 取方案一的( 1) 、( 3) 、( 4) 与方案二相同。

( 2) 增加长边方向的筋板数量,筋板厚度取30mm, 原筋板2、4、5 厚度不变。增加液压垫油缸安装面至液压垫顶平面高度, 由305mm增加至375mm。

方案二的液压垫结构如图4 所示。

4对比分析

对优化结构方案一、二按前文所述的最恶劣工况一进行有限元计算,将结果列表2 所示,两种优化结构方案与原结构的液压垫重量对比如表3 所示。

分析可知, 优化方案一和优化方案二的液压垫刚度均高于原结构,其刚度在1/5000~1/6000 内,顶板的最大应力和整体大部分应力基本等于预设值,顶板大部应力较原结构略有提高, 但完全满足强度条件。整体结构的应力分布更为均匀,特别是整体大部分应力较原结构显著减小。 优化后的方案整体重量比原结构有所减小,达到了优化设计的目标,最终选定优化方案二的结构作为液压垫的最终设计结构。

5结束语

( 1) 液压垫顶板并不需要很厚,在如本文所述的最恶劣工况一加载条件下, 液压垫顶部相对油缸装配面产生弯曲,顶板主要为拉应力,且应力主要靠近中间部分。

( 2) 液压垫中间筋板较侧围筋板承受更多的弯曲载荷,因而中间筋板厚度应比侧围筋板要大,也可按本文所述优化方案二, 增加中间筋板的数量来增强液压垫的抗弯强度。

( 3) 液压垫油缸支撑面到液压垫顶板的距离在满足设计空间的条件下,取值越大越好。其原理是增加了油缸支撑面的抗弯截面模量, 从而减小该部位筋板的弯曲应力。

( 4) 本文所述的优化方案达到了增加液压垫刚度、满足设计强度,同时减轻设计重量的优化设计目标。

( 5) 本文所述的经验公式计算预期板厚所对应的应力值与其后的优化设计方案算例很好地吻合,说明该公式基本可以应用在对板料厚度取值的估算中。

( 6) 所述的液压垫设计的一些规律适用于机械压力机气垫的结构设计中。

摘要：本文采用有限元法对我公司生产的YL27-500B型四柱式单动薄板拉伸液压机的液压垫设计了三种工况进行模拟分析,并根据计算结论拟定了两种优化结构方案,选择三种模拟工况中最为恶劣的工况对优化结构重新进行有限元分析,结果表明,两种优化结构方案均能提高液压垫刚度并满足强度要求,液压垫的应力分布更为均匀,同时液压垫的设计重量较原结构有所降低,达到了优化设计的目标。

液压旋转接头的产品结构 篇2

液压旋转接头可依工作情形来选择连结方式。内有独立管路，可作不同工作情况需求做选择，来发挥最大的效益。旋转接头内部有两个精密轴承，运转平稳持久可靠、坚固灵活，磨擦系数小，故可以高速运转。一般来说，液压旋转接头通常是用于向旋转设备之上的液压执行机构等输送液压介质的设备。

同时传输介质入口可依工作情况自由选择侧边或后端进入。密封面及密封圈为特殊材料所制成的，抗磨损、寿命长、耐腐蚀、不泄漏。内部密封件磨损的状况可由产品外观目测得知，可以预防机械停机或机械损坏，来达到预防的效果和减少损失。密封件磨损更换维修简易，不用重新购置新品，节省成本。单回路系列旋转接头:满足国内外各种产业需求,流体介质水(water)、蒸气(steam)、油(oil)、空气(Air)、真空(vacuum)切削液(coolant)、甲苯等化学溶剂。

液压旋转接头的产品优点

由于液压传动相对于电气传动及机械传动的优点，液压传动在各行业中使用越来越广泛。液压旋转接头的应用逐渐广泛。如果液压执行机构相对于介质源是固定的，可使用钢管向执行机构输送介质。如果执行机构相对于介质源有小量运动（移动、转动、摆动）则可使用高压软管连接。如果在高速旋转的轴上有一个液压缸，向其输送介质则需要用到旋转接头。目前，旋转接头还没有形成标准化，生产厂家比较少。液压旋转接头的适用场合

液压支架连接头结构设计研究 篇3

【关键词】液压支架;连接头;结构设计

1、前言

液压支架主要是采用高压液体为动力，由许多元件与金属构件共同组成，用来防护与支撑矿井下的煤壁以及回采工作面的顶板。液压支架能够实现切顶、支撑、推溜以及自移等等工序，与采煤机上的大运量刮板输送机有机结合配套使用，这样就能够有效提高矿井下的生产效率与安全性。因此，液压支架连接在现代化的矿山生产中使用极为广泛。

2、液压支架连接头功能

连接头主要作用就是将刮板输送机与液压支架有机连接起来，实现两者之间传力的作用。在工作的时候，连接头就要移动支架和推动运输机进行作业，要完成这两个环节有机操作。因此，连接头除了还承受正常的拉压扭弯的交变应力之外，加之矿井下作业的环节比较差，且空气中湿气较重，还有可能会出现诸多意料不到的因素，导致连接头受力情况恶化。一旦连接出现损坏就可能导致刮板输送机与液压支架不能正常工作，可能会出现停机而停止生产，造成巨大的损失。

3、液压支架连接头结构设计

无论连接头材料还是结构上都必须要达到相应标准，才能承受较大拉扯力，才能确保刮板输送机与液压支架正常工作。本文就的从材料选择与结构设计上探究连接头。

3.1液压支架连接头选材要求

因为液压直接连接头至关重要，其选材上都不得马虎，必须要有一定的标准，必须要满足权威部门相关数据标准。对于新出来的材料，都必须要经过冶炼、性能检测、热处理、金相分析等工艺测试，相关的工艺参数必须符合标准才能投入使用。

3.2液压支架连接头结构模型设计

液压支架主要在作为矿用的支护设备，连接头仅仅是液压支架设备中的一个零部件，按照生产图纸上的要求采用锻件。本文就的从连接头几何形状入手，分析连接头的技术难度、可锻性、工艺特点等。

1）连接头初锻设计。在设计的过程中，要按照连接头形状以及大小、批量及不同的规格具有不同的特点，将连接头的设计分为了初锻与终锻两种情况，两次都使用了合模结构的形式。就是将上下两个模合二为一来使用

2）连接头终锻设计。经过初锻之后，连接头上有一端以及基本成型了，这个时候就需要再次加热，放进终锻模具之中，将连接头的另一端也成型，然后将飞边打磨掉，最后就两个成型后连接起来就成为了连接头锻件。

根据整个工艺，再结合连接头形成过程进行工艺分析，可知去制造过程为：制胚，模锻，切边三个基本工步。

4、液压支架连接头问题分析

按照平常所设计，连接头大都使用了铸钢结构，具有了连接可靠、制造方便等优点。但是铸钢也存在较大问题，那就是冶炼与结晶过程之中，内在并不均匀。有很多研究表明，这种不均匀在一定条件下有效提升材料弯曲强度与硬度，但是却恶化了铸件的韧性与塑性，严重一些的还会降低铸件的抗拉强度，这样势必造成铸件在使用中不能够充分的发挥金属材料潜在的性能。在很多矿井下采用这种连接头，经过大冲击、坚硬顶板的负载条件之下，就会导致连接头出现了严重断裂现象，必将影响到正常的生产。从很多使用实际情况来看，主要还存在如下一些问题：

①进行数控气割之时，因为气割的厚度都达到了150mm到200mm以上，加之气流的影响，就会造成切割线出现偏斜，不能够将切割面达到垂直度的要求。而且还有出现横截面较小，不能满足受力的状况而出现断裂，必然不能够正常的使用。

②因为传送机的联接板断头都是圆弧状，那么输送机与连接头的接触面也相应为圆弧面才能给相配合，但是实际操作中考虑到数控切割只能够出现直线状，就会将连接头与输送机的接触面转变为线接触，增大了磨损程度进而降低使用的寿命，并且直线切割还要确保连接够的强度，就只有使用加长连接头中心距离方法作为弥补，必将影响到移架的距离以及工作面的空顶距离。鉴于这些存在的问题，必须进行相应改进才能满足生产需要。

5、改进液压支架连接头结构

①根据实际使用情况对连接头结构进行相应的改进，就是将连接头改为了铆焊结构设计。具体如下图：

其中1为连接耳板（推杆），2是输送机连接的耳板，3是加强肋板。

在本研究结构设计中采用的是Q345板材，使用数控切割下料，能够满足各种比较复杂形状的下料要求，其中两种连接的耳板都使用了互相交错对接箱型结构，还使用2到3快肋板相互进行连接，不但具有良好工艺性能还有可靠焊接强度，大幅度降低了制造成本。这种改进技术投入到生产使用中，以使用效果良好、性能可靠受到使用者一致好评。

②经过改进之后的连接头具有如下一些优点：1）方便制造，中间连接板的断面能够随着切割的各种形成曲面结构，不但降低了互相磨损还提高了连接的精度；2）节省了原材料的投入降低生产成本；3）选材的要确保塑性、强度硬度以及韧性具備良好性能。

6、结束语

对液压支架连接头结构进行巧妙的改进，有效的增加了连接头质量，降低了断裂现象与严重变形现象，方便了生产降低了因接头损坏而带来的停机损失。而且这种设计不但方便用户还带来社会效益，极大满足了生产上对液压支架结构需求，具有十分广袤的应用前景。

参考文献

[1]高昆.液压支架连接头结构研究[J].河北能源职业技术学院学报,2008（2）:165-168.

[2]李金花.液压支架连接头结构设计探讨[J].煤矿机械,2006（7）；179-182.

[3]刘齐,卢云杰.液压支架结构件焊接防变形支撑间距初论[J].煤矿机械,2009（11）:27-29.

[4]杨家山.液压支架连接头的模具设计及热处理工艺研究[J].魅力中国,2010（13）:165-167.

液压支架整体结构设计 篇4

1.1 支架的高度和支架的伸缩比

首先确定支架适用煤层的平均采高,然后确定支架高度。由于我国急斜煤层厚度都比较大,一般厚度在20～80 m之间,所以按厚煤层高度来确定该放顶煤液压支架的高度。

式中,Hmax为支架最大高度,mm;Mmax为最大采高,mm;Hmin为支架最小高度,mm;Mmin为最小采高,mm。本设计最大采高Mmax=5 000 mm,取支架最大高度Hmax=5 000+200=5 200 mm,则支架的最小高度Hmin=3 000-300=2 700mm,调高范围为2 500 mm,支架的伸缩比系指其最大高度与最小高度之比值,

即m=Hmax/Hmin,(3)

代入有关数据,

得m=5 200/2 700=1.92.

1.2 支架间距和宽度的确定

所谓支架间距,就是相邻两支架中心线间的距离。按下式计算

式中,bc为支架间距(支架中心距);Bm为每架支架顶梁总宽度;C3为相邻支架(或框架)顶梁之间的间隙;n为每架所包含的组架的组数或框架数,整体自移式支架n=1,整体迈步式支架n=2,节式迈步支架n=支架节数。支架间距bc要根据支架形式来确定,但由于每个支架的推移千斤顶都与工作面输送机的一节溜槽相连[1]。因此,根据输送机溜槽每节长度及帮槽上千斤顶连结块的位置,我国刮板输送机溜槽每节长度为1.5 m,千斤顶连结块位置在溜槽中长的中间,所以除节式和迈步式支架外,支架间距一般为1.5 m。

大采高支架为提高稳定性,中心距可采用1.75 m,轻型支架为适应中小煤矿工作面快速搬家的要求,中心距可采用1.25 m。本次设计取支架的中心距为1.5 m,支架宽度是指顶梁的最小和最大宽度,宽度的确定应考虑支架的运输、安装和调架要求。支架顶梁一般装有活动侧护板,侧护板行程为170～200 mm,其中宽面顶梁为1 200～1 500 mm,节式支架为400～600 mm。本次设计取支架顶梁的最小宽度为1 380 mm,最大宽度为1 550 mm,即顶梁侧护板侧推千斤顶的行程取170 mm。

2 支架四连杆机构的确定

2.1 四连杆机构的作用

1)四连杆机构是现代液压支架主要稳定机构,其主要作用是保证支架纵向和横向的稳定性;承受和传递载荷以及保持液压支架的整体刚度等。

2)现代掩护式和支撑掩护式支架都用前后连杆把掩护梁和底座连结在一起,这样组成的双摇杆四连杆机构,可使支架升降保持比较稳定的梁端距,以提高管理顶板性能,使支架能承受较大的水平力。

四连杆机构在具有以上作用的同时,也有一些缺点。首先,支架在作业过程中,四连杆机构承受很大的内力,从而导致支架结构尺寸的加大和重量的增加;其次,四连杆机构对顶板产生一个水平力(又称水平支撑力),对支架的工作性能将产生不良影响[2]。

2.2 四连杆机构的设计

四连杆机构设计的主要方法有:直接求解法、解析法、几何作图法等。本设计鉴于各种方法的优缺点,采用了计算机求解的方式,在计算之前,先确定几个值。根据以往的设计经验,取顶梁与掩护梁的绞点至上顶板的距离为400 mm,要求双纽线的偏摆量为30 mm,后连杆下绞点至底座的距离为900 mm,采用电算法。

2.2.1 目标函数的确定

为了减少附加力,必须使tanθ有较小值。为有效地控制顶板,要求支架在某一高度时的θ角恰好是顶梁前端点的双纽线轨迹上切线与顶梁垂线间的夹角。当支架由高到低变化时,顶梁前端点运动轨迹近似成直线为目标函数,这两项要求都能满足。

2.2.2 四连杆机构的几何特征

1)当支架在最高位置时,P1≤62°,即1.08弧度;Q1≤85°,即1.48弧度。支架在最低位置时,保证P1≥25°。

2)后连杆与掩护梁的比值,掩护式支架为I=0.45～0.61;支撑掩护式为I=0.61～0.82。

3)前后连杆上绞点之距与掩护梁的比值为I1=0.22∶0.3。

4)e'点的运动轨迹呈近似双纽线,支架由高到低双纽线运动轨迹的最大宽度e<70 mm以下。

5)支架在最高位置的tanθ应小于0.35,但优化设计中,对支撑掩护式支架最好应小于0.2。

2.2.3 四连杆机构的优选

笔者根据已学知识绘制出很多组四连杆机构,但并非所有的值都可以用,故要优选,优选的方法是给定约束条件,对已计算出的各组值进行筛选,最终选出一组最优的值来。其约束条件是根据四连杆机构的几何体特征要求,以及支架的结构关系,通过对国内外现有支架的调查统计,得出约束条件如下:一是前后连杆的比值范围,应根据现有资料的调查统计,前后连杆的比值C/A=0.9∶1.2范围;二是前连杆的高度不宜过大,一般为D

3 顶梁长度的确定

3.1 支架工作方式对顶梁长度的影响

支架工作方式对支架顶梁长度有很大影响。先移架后推溜方式(及时支护)要求顶梁有较大长度;先推溜后移架方式(滞后支护)要求顶梁长度较小[4]。这是因为采用先移架后推溜的工作方式时,支架要超前输送机一个步距,以便采煤机过后,支架能及时前移,支控新暴露的顶板,做到及时支护。

3.2 顶梁长度计算

式中,配套尺寸为原煤炭部煤炭科学研究院编制的综采设备配套图册确定;底座长度为底座前端至后连杆下铰点之距;e为支架由高到低顶梁前端点最大变化距离;Q1,P1为支架在最高位置时,分别为后连杆和掩护梁与水平面的夹角。急斜特厚煤层放顶煤综采选用的配套设备如下:采煤机为MGD150NW型;前输送机为SGZ 880/800型;后输送机为SGW—764/264型。经过计算得该支架的顶梁长度为5 237 mm(见图1)。

4 结束语

笔者通过对液压支架整体结构进行设计,大大提高了液压支架在综采设备中的使用寿命及煤矿应用中的安全系数。它能有效地支撑和控制工作面的顶板,隔离采空区,防止矸石进入回采工作面和推进输送机。它与采煤机配套使用,实现采煤综合机械化,解决机械化采煤工作中顶板管理落后于采煤工作的矛盾,进一步改善和提高采煤和运输设备的效能,减轻煤矿工人的劳动强度,最大限度地保障煤矿工人的生命安全。

摘要：从液压支架主要尺寸的确定、四连杆机构的分析、设计、顶梁长度计算等方面,阐述了液压支架整体结构的主要设计思想,提出了液压支架中主要部件的设计方案和计算方法。

关键词：液压,支架,结构,设计

参考文献

[1]丁绍南.液压支架设计[M].北京:世界图书出版社,1992.

[2]程居山.矿山机械[M].徐州:中国矿业大学出版社,2000.

[3]成大先.机械设计手册[S].北京:化学工业出版社,2004.

液压结构 篇5

1.确定液压泵的最大工作压力

pPp1p

Pa

（3-5）

式中p1——液压缸的最大工作压力，根据

FFwp1A1p2A（3-6）

m可以求出p1F0.2A270MPa A1p——从液压泵出口到液压缸入口总的管路损失。初算可按经验数据选取：管路简单、流速不大的取0.2~0.5MPa；管路复杂，并且进油口有调速阀的，取0.5~1.5 MPa。这里取0.5MPa。

即pP700.570.5MPa 2.确定液压泵的流量QP

QPKQmax

m3/s

（3-7）

K——系统泄漏系数，一般取1.1~1.3，这里取1.2 Qmax——液压缸的最大流量，对于采用节流调速方式的系统，还需要加上溢流阀的最小溢流量，一般取0.5104m3/s

在前面已经初步选定车辆被顶起的速度变化量v0.16m/s，那么设定车辆被顶起的最大速度vy0.16m/s，则活塞的运动速度：

a2l22alcos2sin()vvy

（3-8）

2lcosv00.22vy=0.04m/s（这是在车辆刚刚起升状态时，5）

Q2v0A120.047.851036.28104m3/s

所以QPKQmax1.2(6.281040.5104)8.14104m3/s 3.选择液压泵的规格

根据以上求得的液压泵最大工作压力和流量，依据系统中初步选定的液压

泵，从手册中选择相应的液压泵产品。为了使液压泵相比于最大工作压力有一定的额外压力储备，所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大25~60%。

查找液压缸设计手册P37-135选择CB-FA型齿轮泵，其参数如下表

4.确定液压泵的驱动功率

在工作中，如果液压泵的压力和流量相对比较恒定，则

PpPQPkW

（3-9）103P其中P——液压泵的总效率，参考下表选择P=0.7

pPQP15.88.14104则P318.4kW，据此可选择合适的电机型号。310P100.73.5.5管道尺寸的确定

钢管能够承受较高的压力，并且价格低廉，有助于减少设备成本，但安装时需要弯曲半径不能太小，一般用于装配条件比较好的地方。这里采用钢管连接。

管道内径计算

d式中

4Qm/s

m

（3-10）vQ——通过管道内的流量m3/s

v——管道内允许流速 m/s，推荐取值如下：

允许流速推荐值

取v吸0.8m/s，v压4m/s, v回2m/s.分别应用上述公式得d吸20.2mm,d压10.7mm,d回15.2mm。根据钢管内径按标准系列选取相应的直径钢管。经过圆整后分别选取d吸20mm，d压10.7mm, d回15mm。对应钢管壁厚1.6mm。3.5.6本系统油箱容量的确定

在确定液压系统油箱尺寸时，首先要满足系统供油的需求，然后保证执行元件即使在全部排油工况时，油箱也不能溢出，与此同时应满足系统处于最大可能充满油工况时，油箱的油位也不能低于最低限度。初设计时，按经验公式

VaQV4QP(m3)

（3-11）

选取。

式中QV——液压泵每分钟排出压力油的容积

a——经验系数,按下表取 a=4：

3.6液压缸的主要零件材料、结构和技术要求

3.6.1缸体

1.缸体端部联接模式

采用简单的焊接形式，其优点：结构简单，重量轻，尺寸小，应用广泛。但是缸体被焊接后可能会发生不同程度的变形，并且内径不易加工。所以在加工时应小心注意。主要用于柱塞式液压缸。

2.缸体的材料（45号钢）

液压缸缸体一般有20、35、45号无缝钢管三种材料。20号钢的机械性能略低，而且不能调质，使用比较少；35号钢焊接性能比较好，一般用于缸筒与缸

底、缸头、管接头或者耳轴等需要焊接的情况下，粗加工后调质；一般情况下，液压缸缸体均可采用45号钢，并应调质到241~285HB。

液压缸缸体毛坯可采用锻钢，铸铁或铸铁件。铸钢可采用ZG35B等材料，铸铁可采用HT200~HT350之间的铸铁或者球墨铸铁。特殊情况可采用铝合金等材料。

3.缸体的技术要求

1)缸体内径D的圆度公差值可按9、10或11级精度选取，圆柱度公差值应按8级精度选取。

2)缸体内径采用H8、H9配合。表面粗糙度：当活塞采用橡胶密封圈密封时，Ra为0.1~0.4m，当活塞采用活塞环密封时，Ra为0.2~0.4m。且均需衍磨。

3)当缸体与缸头采用螺纹联接时，螺纹应取为6级精度的公制螺纹 4)缸体端面T的垂直度公差可按7级精度选取。

5)当缸体带有耳环或销轴时，孔径或轴径的中心线对缸体内孔轴线的垂直公差值应按9级精度选取。

6)为了防止腐蚀和提高寿命，缸体内表面应镀以厚度为30~40m的铬层，镀后进行衍磨或抛光。

3.6.2活塞

1.活塞与活塞杆的联接型式见下表

表3-4活塞与活塞杆的联接型式表

这里采用螺纹联接。

2.活塞与缸体的密封结构，随液压系统工作压力、环境温度、介质等条件的不同而不同。常用的密封结构见下表

表3-5活塞与缸体的密封结构适用范围表

结合本设计所需要求，采用O型密封圈密封比较合适。3.活塞的材料

液压缸常用的活塞材料为耐磨铸铁、灰铸铁（HT300、HT350）、钢及铝合金等，这里根据设计要求采用45号钢。

4.活塞的技术要求

1)活塞外径D对内孔D1的径向跳动公差值，按7、8级精度选取。2)端面T对内孔D1轴线的垂直度公差值，应按7级精度选取。3)外径D的圆柱度公差值，按9、10或11级精度选取。画图 3.6.3活塞杆

1.端部结构

活塞杆的端部结构可分为内螺纹、外螺纹、单耳环、双耳环、球头、柱销等多种形式。根据本设计液压缸的结构，为了便于活塞杆的拆卸和维护，可选用内螺纹结构外接单耳环。

2.端部尺寸

论液压支架结构与检修方式 篇6

如图1所示, 液压支架主要由结构件和液压系统组成。结构件包括底座、顶梁、掩护梁、连杆和推移装置等;液压系统由立柱、各种阀件和管路构成。液压系统检修时需要重点注意的是液压缸类和阀件。支架结构件受力一般都比较复杂, 容易产生应力集中。结构件的损坏形式主要是主筋板断裂、开焊以及面板变形等, 从现场拆卸情况来看, 阀件和管路损坏程度比较严重, 考虑到使用时的安全性, 通常情况下只有一半可以翻新再利用, 并需要经过严格的检验。由于立柱造价高, 所以维修过程中应尽量翻新再利用。

1.挑梁;2.前梁;3.千斤顶;4.立柱;5.阀组;6.顶梁侧护板及顶梁;7.底座;8.推移杆;9.前连杆;10.后连杆;11.掩护梁;12.尾梁;13.插板

2 结构件的检修

支架的结构件中受力状况比较复杂, 主要承受底板来压、支架自重、通过连杆和立柱传递的顶板来压。另外, 还要承受拉架和移溜时互为支点的相互作用力以及底板支撑面不平所带来的附加作用力。复杂的受力情况致使支架容易出现断裂、变形和开焊, 开焊的修复办法比较简单, 可采用炭弧气刨清除原有焊缝, 再补焊到规定高度。

断裂和变形经常发生在如图1所示各结构件的销轴孔、顶梁侧护板和挑梁等处。对于变形的结构件可采用火焰加热的办法整形;对于轻微断裂的结构件可采取对断裂处开坡口后单侧或双侧焊固, 另外要注意在裂缝端头处钻孔 (孔径为6-8mm) , 以阻止裂纹发展;对于变形不太大的销轴孔的解决办法是扩镗销轴孔, 然后配装与主筋板材质相同的衬套。

对于断裂、变形比较严重的结构件修复难度比较大。修复方案为在主筋板适当位置将破裂部位切割去掉, 加工损坏主筋板的修补筋板, 再与剩余的主筋焊接在一起。为了提高强度, 主筋板单侧或双侧贴附板焊固。此种方案利用原有的弧板及盖板, 在满足强度、刚度的基础上, 对原有主筋基础上进行修复, 不改变其原有框架, 操作难度系数小, 且材料成本也有所降低。

液压支架使用中容易出现问题的结构件有推移杆、护帮机构、侧护板。下面分别进行阐述。

2.1 推移杆

推移杆常见的故障有弯曲、开焊、耳孔变形、中间断裂等。支架检修时, 要对推移杆认真检查, 对弯曲不太严重, 整形不会对整体强度产生破坏的, 可以整形处理。对弯曲严重, 压力整形有可能使推移杆焊缝开裂、钢材内部应力发生改变的必须报废更新。推移杆联结部件损坏需更换的, 要保证更换部件的强度符合设计要求, 不得随意用铸件替换锻件, 用普通钢板代替高强度钢板, 保证修复工艺, 修复后整体强度不能低于设计标准, 推移杆的不直度应小于5%。

2.2 侧护板

侧护板侧板与上板夹角大于90°, 夹角变大时, 上板与顶梁上面之间易塞进煤、矸石等, 造成侧护板收回困难。出现这种情况, 必须对侧护板整形, 恢复原来的形状, 侧护板侧板与上板的垂直度不得超过3%。侧护板弹簧套筒导向杆弯曲时, 导向杆可以整形。弹簧套筒应及时更新, 复位弹簧弹性变形不得大于5%。另外, 出现以上情况时, 往往顶梁上装配弹簧套筒和导向杆的筒子也会发生明显变化, 且变形多发生在外侧管口处, 维修时要注意, 既要保证修复部位的强度, 又不能破坏顶梁的强度。

2.3 护帮机构

护帮机构包括前梁、伸缩梁、护帮板, 最容易出现的问题是部件受力变形, 造成伸缩梁、护帮板伸出时支护效果差或收回时与顶梁靠不紧, 影响采煤机通过。支架检修时对护帮机构及其关联的联结耳、销轴等出现变形的部位都要进行整形处理或更换, 保证护帮机构动作灵活、准确、无障碍。

2.4 平面结构件

顶梁、掩护梁、尾梁、底座等具有较大平面的结构件, 在任一尺寸上的变形不能超过10%, 构件平面上出现的凹坑面积不得超过100cm2, 深度不能超过2cm, 构件平面出现的凸起不得超过100cm2, 高度不得超过1cm, 处理时不许减少材料厚度。平面上的凸凹点, 每平方米面积内不得超过两处, 连杆两端的销孔轴线不平行度小于0.2%, 与销轴配合后最大间隙应小于2.5mm.

3 液压缸的检修

液压缸是液压支架的主要支护部件, 也是易损件, 一旦发生串液, 活柱杆弯曲, 电镀层脱落等失效现象, 必须更换。

3.1 液压缸串液

液压缸常见的失效形式是串液, 原因主要是密封圈损坏或性能降低, 致使上下腔封闭不严, 液压缸支撑能力降低, 出现这种现象大致有两种原因:一是密封圈损坏, 二是缸体内径局部变大, 即平时所说的涨缸。活塞运动到这个部位时密封圈性能降低或失效。涨缸情况多发生在带有安全阀的承压缸体底部200mm~400mm之间, 发生涨缸的原因主要是操作者错误操作, 或者是岩层周期来压、采空区顶板垮塌等因素的影响, 支架部分主要承载液压缸受力过大, 此时安全阀打不开或安全阀卸液量太小, 缸内压力在瞬间超过缸体的受力极限所致, 缸体一旦涨缸, 必须及时更换新缸。

3.2 液压缸活塞故障

各部液压缸出现活塞杆弯曲都是在向外伸出时受到较大径向力所致。在检修时要保证活塞往复的行程内, 结构件活动无障碍, 减少因结构件变形等原因造成的阻力, 有助于减少使用过程中液压缸活塞杆的损坏。

活塞杆与活塞脱离主要发生在用卡块对活塞进行限位的这一类液压缸中, 原因主要是液压缸加工制造时, 活塞杆和卡块的材质或热处理有问题, 长期使用使活塞杆上安装卡块的沟槽变宽, 台阶变得圆滑, 卡块也产生变形, 承受冲击的能力减弱, 在一定条件下, 卡块从挡槽中脱离出来, 活塞与活塞杆分离开了。检修液压缸时发现沟槽轻微变形的, 可以对沟槽进行修复, 变形严重的要把活塞杆报废换新杆, 卡块变形的, 也要及时报废更新。活塞杆断裂也大都发生在安装卡块的沟槽处, 因为这里是活塞杆的最薄弱处, 长期使用会发生疲劳断裂, 如果加工中存在缺陷, 也会发生脆性断裂。液压缸检修时一定要对缸口处的弹性挡圈槽进行检修, 若挡圈槽磨损, 变形明显, 弹性挡圈安装不牢靠, 使用中有可能脱出的, 都必须对该部位进行修正, 以避免出现使用中弹性挡圈脱出, 压盖随之脱出, 挡导向套的卡块从槽中出来, 导向套移位或被从缸体中推出来, 致使液压缸失效。

4 液压阀类的检修

检修液压阀时, 应对所有的密封件都要更换, 经过严格检查、实验后合格的密封件, 可以有选择性的部分重新使用。阀的拆装及实验应使用专门的工具和仪器, 不得生打硬敲。解体后的阀体及零件要彻底清洗, 所有的孔道、退口槽、螺纹底部不能有积垢、铁屑等杂物, 轻微损伤的螺纹应采用可靠的工艺修复, 恢复原尺寸。阀上的所有各类弹簧, 不能有锈斑和腐蚀点, 对塑性变形大于5%的要及时更换。阀在装配时, 在密封及配合表面上涂少许油脂, 以防擦伤相应表面, 并能保证运动的灵活性。组装后的阀在有压和无压时, 操纵力不应有很大的差异, 操纵力适当, 不能有涩滞、别卡和摩擦、串漏声。

摘要：本文在阐述液压支架的结构及损坏特点的基础上, 对液压支架的检修进行了探讨。液压支架主要由结构件和液压系统组成, 液压系统中的液压缸和各种阀件都较易损坏。本文对结构件、液压缸和各种阀件的检修分别进行了探讨。

关键词：液压支架,结构件,液压缸,阀件

参考文献

[1]胡敏, 曹必德.ZY10800/28/63D型液压支架横向稳定性分析[J].煤矿机械, 2008, 29 (8) .

液压支架推杆前端结构改进研究 篇7

1工作面概况

(1) 采区范围。采区西以F4断层为界, 东以F20断层为界, 北以防水煤柱线为界, 南以F1-2断层和-750 m煤层底板等高线为界。总体构造形态为一宽缓的倾伏向斜, 煤岩层走向SN—NE, 倾向E—ES, 煤层倾角3°~10°, 平均8°, 煤厚4.0~5.7 m, 平均厚4.8 m, 顶板为泥岩, 底板为泥岩、砂质泥岩。

(2) 采区范围内钻孔揭露资料。133孔:0.36 (0.54) 4.12 (0.26) 0.23 m, 总厚度5.51 m, 有益厚度4.71 m;135孔:0.45 (0.34) 3.39 (0.16) 0.35 (0.14) 0.25 m, 总厚度5.08 m, 有益厚度4.44 m;139孔:0.45 (0.8) 4.59 m, 总厚度5.84 m, 有益厚度5.04 m;171孔:0.54 (0.51) 4.28 (0.15) 0.34 m, 总厚度5.82 m, 有益厚度5.16 m;173孔:4.73 (0.20) 0.68 (0.26) 0.30 m, 总厚度6.17 m, 有益厚度5.71m。

2液压支架使用情况

该套液压支架于2013年3月29日到矿, 4月17日开始解体下井, 8月28日试采。工作面长310m, 走向长2 400 m, 目前推进2 000 m, 过煤量260万t。井下目前为俯采, 角度约9°, 部分支架压力表记忆压力显示为60 MPa。存在问题为部分推杆前端出现损坏现象。

3损坏原因分析

(1) 正常受力情况, 竖销未上窜时, 推杆正常受力情况应力云图如图1所示, 最大应力239.45MPa, 未出现应力超过材料的屈服极限区域。

(2) 当方键销脱落后, 竖销从孔中上窜而脱离底板孔 (图2) , 且没有及时将竖销复位。此时拉架并抬底, 在拉架力和抬底力作用下, 仅上盖板承受拉架力, 且同时上盖板前端产生上翘的力F, 造成上盖板撕裂或开焊。

该状态的推杆有限元分析结果如图3所示, 其中危险区域的最大应力为3 086.4 MPa, 超过材料的屈服极限890 MPa[1]。

(3) 当方键销脱落后, 竖销从孔中上窜脱离底板孔, 且没有及时将竖销复位。支架底座扎底时受力情况如图4所示, 底座前过桥压住前推杆, 压前推杆的力F远大于抬底力, 更易造成上盖板撕裂或开焊。

(4) 开裂基本过程分析。开裂最先从推杆前端圆弧板缺口处过渡圆弧R处起始, 变形逐步加大后, 连接头与推杆头连接处失控, 此后推杆前端包板上侧孔单边耳板受力。当达到单边耳板的屈服极限时, 孔会被逐渐拉长;当达到单边耳板的抗拉极限时, 单边耳板的孔处会被拉断。

4结构优化方案

(1) 尽量减短支架推移连接头长度, 原连接头孔中心距为430 mm, 如果将推移连接头孔中心距减小到350 mm (图5) , 在相同力F的作用下, 支架前推杆上盖板前端产生的弯矩将增大约22.8%[2]。

(2) 原支架推杆前端加强板强度结构较弱, 将加强板向前延伸过竖销孔中心线, 且加强板同时向后加宽 (图6) , 增大推杆前端的承载力臂, 减小连接头对推杆前端的上翘力。

(3) 原支架推杆前端前弧板缺口处过渡圆弧R小 (图7) , 存在应力集中现象, 易从此处撕裂。在不影响连接头摆动的情况下, 尽量增大圆弧R。

(4) 原支架推杆与连接头的连接竖销固定方式为方键销固定方式。此种固定方式易脱落, 当竖销脱落且没有及时修复时, 竖销易从孔中上窜而脱离底板孔, 此时仅上盖板孔受偏载力[3,4]。当拉架时, 上盖板受力较大, 且同时存在偏载弯矩作用, 造成上盖板撕裂或开焊。固定方式应该采用销轴固定方式 (图8) 。

5注意事项

(1) 操作液压支架要做到:快、够、正、匀、平、紧、严、净。“快”即快速移架;“够”即移架步距要够, 立柱初撑力要够;“正”即正确无误操作;“匀”即操作要均匀平衡;“平”即推刮板机移架要确保“三直两平”;“紧”采煤机要及时紧跟;“净”即架前架内浮煤碎矸, 及时清理。保证推杆只承受移架和推溜的拉压力。

(2) 维护保养要做到:一经常、二齐全、三无滴漏。“一经常”即坚持经常维护保养;“二齐全”即连接件齐全、液压元部件齐全;“三无滴漏”即阀类无滴漏、立柱千斤顶无滴漏、管路无滴漏。保证推杆的连接件齐全, 避免推杆工作在非正常状态。

(3) 软底工作面尽量避免底座前过桥压死推杆。如果压死推杆后同时顶板来压, 很容易损坏推杆。

6结语

通过软件分析和使用经验, 得出导致推杆前端频繁损坏的两大原因:①内因, 推杆结构仍有可优化的空间;②外因, 需加强液压支架连接件管理和工作面底板管理。针对这两大原因提出了优化方案和管理要求, 以期提高矿井生产效率, 降低采煤的吨煤成本。

摘要：综采工作面液压支架使用时经常出现推杆前端损坏现象, 推移机构用来移架和推刮板输送机。如果推移机构失效, 将无法实现移架和推刮板输送机, 对工作面的生产影响很大。通过对推杆使用情况下的受力分析, 优化推杆前端结构, 加强工作面液压支架的使用管理, 从而避免出现推杆前端损坏现象。

关键词：综采工作面,液压支架,推杆,受力,安全系数

参考文献

[1]王勖成, 邵敏.有限单元法基本原理和数值方法[M].北京:清华大学出版社, 1997.

[2]成大先, 王德夫, 姜勇, 等.机械设计手册[M].北京:化学工业出版社, 2002.

[3]王国法, 史元伟, 陈忠恕, 等.液压支架技术[M].北京:煤炭工业出版社, 1999.

液压油缸结构改进技术探讨 篇8

液压设备在工程建筑业、矿山开采业、制造业等行业都有着非常广泛的应用。液压油缸作为液压系统的执行元件, 其能否正常使用会直接影响到工作的质量以及可靠性, 例如在挖掘机的挖掘机构、汽车的起重部分、推土机的铲土部分等, 很大部分要依靠液压油缸。

1 液压油缸的结构以及工作特点

液压油缸一般由缸体、缸杆以及密封件组成。在缸体的内部, 活塞将缸体分为2个部分, 2个部分分别通着一个油孔, 在液体压缩比较小的情况下, 一个油孔进油, 会带动活塞, 推动的结果是使另一个油孔出油, 如此, 活塞便带动了活塞杆的伸出、缩回运动。现着重介绍活塞和活塞杆、密封装置以及缓冲装置。

活塞与活塞杆的形式及结构多种多样, 最常见的有一体式、推销连接式、螺纹式以及半接环式等等。其中, 螺纹式结构较为简单, 拆卸方便, 但由于有高压大负荷, 因此螺帽的防松装置最关键。半环式连接结构较为复杂, 装拆也不方便, 但工作较为可靠。值得注意的是, 虽然活塞与活塞杆有的也制成整体式的结构, 但是这种方式只适合于尺寸较小的场合使用。活塞一般采用耐磨的铸铁制造, 而对于活塞杆, 不论实心还是空心, 均采用钢料制作。

密封装置的结构主要有间隙密封、摩擦环密封以及密封圈密封。间隙密封是通过运动件之间及其微小的间隙来防止泄露。有时会在活塞的表面制出细小的环形槽提高装置的密封能力, 以增大油液通过间隙的阻力。其结构优点是结构简单、摩擦阻力小、耐高温, 然而其对于加工的要求较高, 仅可以在尺寸较小、压力较低、相对运动速度较高的缸筒或者活塞间使用。摩擦环密封可以依靠套在活塞上的摩擦环, 这种材料的效果很好, 摩擦阻力较小, 比较稳定, 在磨损后有着自动补偿的能力, 可耐高温, 适用于缸筒以及活塞之间的密封。密封圈主要利用橡胶或者是塑料来防止泄露, 因为这种材料的弹性可以使得各个界面环形圈紧紧贴在动静配合面之间, 磨损后也有自动补偿的能力, 性能较为可靠, 并且在缸筒与活塞之间、活塞与活塞杆之间、缸筒与缸盖之间都能有效地使用。缓冲装置的工作原理是运用活塞与缸筒可在行程终端以及在活塞与缸盖中间封住一部分的油液, 强迫油液在小孔以及细缝之间挤出, 产生较大的阻力, 工作部件由此受到制动, 慢慢地减慢运动的速度, 就可避免活塞与缸盖之间的相互碰撞。

2 几个不同类型液压油缸的改进技术

下面对几种不同的液压油缸进行简要的介绍。

第一, 卡键式液压缸。卡键式液压缸就是活塞头或者活塞杆为卡键式连接。如图1 (a) 所示, 这种连接对于锻材以及轧材而言, 心部与表层相比加工效果无法在心部充分体现, 心部的金属没有外周的金属质地致密, 加之会受到应力集中以及液压冲击的作用, 从而造成心部力学性能大幅度的降低, 由此就会出现一些活塞杆从卡键槽处断裂的现象。这种情况下, 就需要在设计时将活塞杆设计成为整体式的活塞杆, 在活塞杆车去部分的外周金属以后再车卡键槽。

此外, 对于图1 (a) 所示的这种形式的活塞杆, 还可进行一系列的改进, 可在活塞杆上直接车2个卡键槽, 在活塞的两端改用卡槽来连接, 经过改进以后, 可以得到效果图1 (b) , 如此, 改进后的卡键槽对于活塞杆有着很强的削弱作用, 极大程度的改进了活塞杆的安全系数。

如果活塞杆与缸体的内径相差较大时, 即可用双卡键来卡住活塞头, 而相差的直径以及缸体的内径若不大, 就可直接用鼓型圈进行2个圈的密封, 如此便可大大的减少活塞杆以及活塞的损坏, 便于拆装, 在拆装时不需使用特殊的专业工具, 便于维护。

第二, 螺纹式液压导向套的改造。螺纹式导向套拆装、设计以及加工很方便, 所以应用非常广泛, 但是螺纹容易损坏而出现烧丝或是磕碰受损的情况, 并且受损以后不容易修复。因此, 在设计时, 需要将螺纹定位面的长度设计稍大于螺纹的配合长度, 从而使得装配的定位面先进入配合状态, 当导向套改进以后, 无论是卧式还是立式的拆装机都可以保证同轴度对导向套进行安装或拆卸。除此之外, 定位面如果加长的话, 也能够提高千斤顶的抵抗偏载的能力, 如果千斤顶一旦受到偏载以及侧向推力的时候, 活塞杆的大部分的径向分力就可以转移到导向套的定力位置来承受, 可以大大地减小螺纹部分承受的额外的径向力, 极大地提高了螺纹的疲劳强度。

第三, 螺纹式立柱外缸的改进。传统液压油缸的导向套容易被液压力打出, 并且缸体的螺纹被损坏的状况也时常发生, 极易出现安全事故。以ZFS6200油缸为例, 可以将外缸做成图2的形式, 用外径较大的钢管以及缸体来焊接缸口部分, 以此增加缸体上定位面以及螺纹部分的壁厚, 另外, 还可以将螺纹部分改到前面, 从而使得螺纹之间没有液压力的作用。

3 液压油缸结构的改进技术

3.1 缸底焊缝的改进

推移千斤顶易出现缸底焊缝开裂, 由于推移千斤顶的安装方式一般采用中间耳轴连接, 缸底和缸体的焊缝不仅要承受液体均匀的周向力, 同时还必须承受轴向力, 由此具有更高的焊缝要求。在以往设计中, 缸底厚度比缸筒壁大得多, 致使焊接中由于壁厚相差大造成了传热散热的不均, 致使缸底和和缸筒难以良好融合, 容易出现掉底现象。采用V型焊缝也容易导致缸底裂缝, 可将缸底的焊缝改为U形的坡口, 减小缸底和缸筒焊接厚度, 从而使缸底焊接厚度与缸筒相近, 并使焊缝稍与缸底底部较厚的部分保持一段距离, 让缸底焊接的部分也形成U形坡口, 保持传热和散热均匀, 减少了截面的突变量, 减小应力集中, 提高了焊缝的质量。

3.2 防尘压盖的改进

螺纹式可采用专用的拆装机, 而半环式拆装过程由于防尘面和缸体配合间隙较小, 使用后, 压盖和缸体之间存在煤尘和锈蚀, 拆卸方式相对复杂;在液压缸的维修中, 对于半环式的液压缸, 可通过对活塞杆和缸体内壁空间进行改造, 改造压盖, 从而保证施工简单方便, 并且不对液压油缸的其他零部件损伤。同时还可对千斤顶进行类似改造, 拆卸过程中使用尖锥在环形槽上施力, 从而节省人力物力。

3.3 半环的改进

对于三半环或四半环式的液压缸, 有时在液压缸使用后由于导向套对半环压得较紧, 或是半环出现形变后难以去除;有时由于千斤顶的半环较小, 拆卸孔的直径只有3 mm或是小于3 mm, 使用挑针有时较难取出。若在半环的头部制作出大约65°左右的斜面, 那么在拆卸过程中可用扁铲或尖锥等工具, 较容易地从斜面处将半环挑出。

3.4 锁紧螺母式连接的活塞杆的改进

在液压支架的设计过程中, 大部分千斤顶的活塞和活塞杆的连接方式为螺纹连接, 一般使用2个粗牙的对顶螺母防止松动, 然而其防松效果很差, 容易在变载荷和液压的冲击下失效, 相应的连接松动将导致螺纹损坏, 甚至部分活塞自活塞杆上脱落压碎对顶螺母, 部分螺纹在损坏后使得活塞难以拆下, 并且由于活塞杆前端较大, 导向套在活塞杆上难以有效拆除, 只能按报废状况处理。针对该种现象, 在此处的连接设计应为细牙螺纹, 并在连接处加一个防转顶丝, 不仅有效提高了防松效果, 还提高了连接强度和耐冲击性。

4 结语

综上所述, 液压支架在实际运行过程中, 液压油缸的使用量较大, 若在具体的实践和发展过程中实现对液压油缸结构持续改进, 则能在很大程度上提高液压缸的质量, 保证液压支架结构的可靠运行, 减少相应设备的损坏, 同时也降低了设备的运行和维修成本。

参考文献

[1]刘贤波, 宋峰, 王玉宝.液压油缸结构的改进[J].煤矿机械, 2008 (11)

[2]王利志, 殷建祥.浅析延长液压油缸使用寿命措施[J].北方钒钛, 2010 (4)

液压支架油缸结构改进和优化研究 篇9

煤矿液压支架的油缸主要包括立柱油缸和千斤顶等方式,其中,立柱油缸是液压支架实现支撑和承载的主要部件,直接影响支架的工作性能,而双伸缩双作用立柱油缸是煤矿液压支架中应用最多的一种。如图1所示,是双伸缩双作用立柱油缸的结构示意图:

2煤矿液压支架油缸结构优化和改进

2.1液压支架的倒拉推移油缸的液控单向阀

液压支架通过倒拉推移油缸进行运动,由于液压支架体积重量大,在运动过程中要保持其平稳性能,因此用于液压支架的倒拉推移油缸的液控单向阀是一个重要的部件,在现有的用于液压支架的倒拉推移油缸的液控单向阀中,由于设计了一个阀芯,不能保证倒拉推移油缸的油压的稳定性能,从而影响了液压支架运动的平稳性能。

为了克服上述技术缺点,现设计一种用于液压支架的倒拉推移油缸的液控单向阀,主要包含具有腔体的壳体、设置在壳体的腔体中的并相互联接的两个阀芯、把阀芯固定在壳体的腔体中的堵头,分别设置有通过阀芯控制的两个接口,两个接口分别与倒拉推移油缸进入口和浮化液源泵连通。在注入浮化液时,一个阀芯开启和另一个阀芯关闭,相对应的两个接口连通,从把浮化液注入到倒拉推移油缸中当倒拉推移油缸中浮化液的压力较高时,另一个阀芯开启和一个阀芯关闭,相对应的另外两个接口连通,把浮化液排出,由于设计了两个阀芯,保证了倒拉推移油缸中的浮化液压力的稳定性,因此提高了液压支架运动平稳性能。

2.2液压支架推移油缸控制装置

在煤矿自动化生产过程中,由于综采工作面电液控液压支架推移油缸推移刮板输送机行程控制精度低,易造成综采工作面刮板输送机弯曲,导致刮板输送机运行阻力增大、能量消耗加大、寿命降低等一系列问题。产生这些问题的主要原因是向液压支架推移油缸供液的电液控系统主阀开口大、压力液体流量大,而若电液控系统的主阀开口小、流量小,又不能满足生产工艺对液压支架动作速度的要求。为解决这一问题,现设计了一种液压支架推移油缸控制装置,其原理如下:

该液压支架推移油缸控制装置包括:液压支架电液控制系统液压支架推移回路以及用于执行液压支架推移刮板输送和拉移液压支架的推移油缸15。液压支架电液控制系统包括控制主机10、支架控制器11、支架驱动器12、第一先导阀13a、第二先导阀13b。推移油缸15内设有行程传感器151,该行程传感器151与支架控制器11电连接。液压支架推移回路包括第一主阀14a、第二主阀14b、液控单向阀16a、安全阀17以及供液回路20和回液回路19,第一主阀14a、第二主阀14b、第一先导阀13a、第二先导阀13b的进液口分别与供液回路20液连接,第一主阀14a、第二主阀14b、第一先导阀13a、第二先导阀13b的回液口分别与回液回路19液连接,第一主阀14a、第二主阀14b的控制口分别与第一先导阀13a、第二先导阀13b的工作口液连接,支架控制器11通过支架驱动器12控制第一先导阀13a、第二先导阀13b的开启和关闭,第一先导阀13a、第二先导阀13b的开启和关闭控制其对应的第一主阀14a、第二主阀14b的开启和关闭,安全阀17经过液控单向阀16a与推移油缸15的推移进液口液连接,用于限定推移油缸15的推移进液口的压力;第一主阀14a的工作口通过液控单向阀16a与推移油缸15的推移进液口液连接。

推移刮板输送机先由大流量液压支架推移回路后由小流量液压支架推移辅助回路向推移油缸供液,从而提高推移油缸推移刮板输送机行程的控制精度,减缓综采工作面刮板输送机因推移行程控制精度低所带来的相关问题。

3总结

液压支架是综合机械化采煤的关键设备之一,液压支架油缸更是其关键部件,因此,如何对液压油缸及其系统进行相关的改进,保证其工作的安全性和稳定性,是煤矿机电设备管理和维护人员所应该深入研究的问题。

摘要：液压支架是煤矿综合机械化采煤工作面的支护设备,也是综合机械化采煤的关键设备之一,液压支架的正常运行和运行质量的优劣决定着煤矿开采的生产效率和安全性。而液压油缸是液压支架中的关键部件,受工作环境的影响,其工作状况很容易产生损毁,运行的稳定性受到一定的影响。本文针对这种状况,对液压支架油缸的结构进行一定的分析研究,以期对其优化方式进行一定的探究。

关键词：液压支架油缸,结构改进,优化方式

参考文献

[1]陈俊.煤矿液压支架技术应用与分析[J].中国科技纵横,2015(06).

双层液压剪的结构特点及对比 篇10

近几年国内各大钢铁公司新投产了多条大型带钢冷连轧机组, 双层液压剪作为机组中的关键设备之一其作用在于将常温状态下经过双开卷机开卷的带钢分层进行切头切尾, 然后送入自动焊机, 经自动焊机焊接后实现连续轧制, 特别适用于酸洗冷连轧机组中在不降低轧制速度的条件下, 实现全连续无头轧制工艺要求。

2 双层液压剪的分类

双层液压剪作为机组中频繁使用的设备, 剪刃的磨损较为严重, 需要经常更换剪刃, 且双层液压剪结构较一般的浮动剪结构复杂, 需要经常维修维护, 同时对于液压剪来说, 剪刃侧隙是一个至关重要的参数。它与剪切质量有着密切的关系。剪刃间隙大则剪切端面有毛刺, 倒角等现象;间隙过小则容易造成剪刃过快钝化。而且剪刃侧隙与剪切力也有直接较大的关系。因此可以看出, 剪刃侧隙这个参数非常重要, 恰当的选择剪刃侧隙对于剪切质量的提高非常重要, 通常一般冷轧带钢的经验参数是剪刃侧隙为带材厚度的10%左右。可见对于要求带材规格多, 厚度相差较大的机组, 剪刃侧隙必须做到可以调整。这就又涉及到如何方便快捷准确的调整剪刃侧隙。

基于以上这些考虑双层液压剪可分为固定式和可推拉式两类。

2.1 固定式双层液压剪

如上图所示, 这是一种由液压缸驱动的四连杆机构以满足双层剪切的结构特点。本双层液压剪一改以往用两个液压缸驱动一个活动剪刃实现剪切的结构, 巧妙的引入一个四连杆机构, 从而用一个液压缸就达到驱动活动剪刃实现剪切的目的。双层液压剪通过采用四连杆机构既减化了驱动形式, 又缩小了外形结构, 减轻了设备重量。同时这种四连杆机构还能起到同步机构的作用, 使剪切过程同步稳定。

2.1.1 动作过程

如图1、2所示, 上层通道穿带时, 上通道夹送辊的入口和出口活动夹送辊在气缸2控制下同时下降与固定夹送辊6配合转动送料, 当需要切料头时转动停止, 上层液压剪1的活动剪刃3升降进行剪切, 切头后夹送辊6重新转动将切下的料头送入废料收集装置, 接着将带材送入1#转向夹送辊并向自动焊机喂料, 机组正常工作后入口和出口活动夹送辊在气缸2控制下同时抬起, 电机停止工作。

实现切尾的过程与切头过程相同。下层通道穿带时, 下通道夹送辊的入口和出口活动夹送辊在气缸2控制下同时下降与固定夹送辊6配合转动送料, 当需要切料头时转动停止, 下层液压剪1的活动剪刃5升降进行剪切, 切头后夹送辊6重新转动将切下的料头送入废料收集装置, 接着将带材送入2#转向夹送辊并向自动焊机喂料, 机组正常工作后入口和出口活动夹送辊在气缸2控制下同时抬起, 电机停止工作。实现切尾的过程与切头过程相同。

2.1.2 剪刃侧隙的调整

本液压剪的剪刃侧隙调整是通过调节螺栓7带动斜楔来实现的。这种调节方式简便易行, 但是因为没有刻度, 很难直观确定调节量, 调整较为困难。

2.1.3 剪刃的更换

剪刃是液压剪中磨损最为严重的零件, 需要经常更换。本液压剪因为无法移出, 且与相关设备间距较小, 剪刃更换较为不便。上述剪刃侧隙调整和剪刃更换这两点中的不足在下述可推拉式液压剪中得到了较好的解决。

2.2 可推拉式双层液压剪

如图3所示, 整个液压剪形成一个可以移动的框架结构, 整体机构位于框架内部。其中1为机架 (框架) , 2为推拉液压缸, 3为剪切液压缸, 4为小翻板, 5为翻板气缸, 6为过渡导板, 7为螺旋千斤顶, 8为连接轴, 9为斜楔, 10为手轮, 11为齿轮机构, 12为刻度盘, 13为轴。这种液压剪的动作过程和之前所讲述的固定式液压剪是相同的。以下主要就和上述液压剪的不同之处展开讨论。主要是以下三点:

2.2.1 本双层液压剪一改以往固定式的结构, 整个液压剪形成一个可以移动的框架结构, 整体机构位于框架1内部, 框架下部安装有轮子, 当需要维修或更换剪刃时, 液压缸2带动框架1进而使整个剪子在轨道上行走, 将液压剪整体推出, 更换剪刃等维修工作变得非常方便。

2.2.2 固定式双层液压剪在切带尾的时候如果带尾很短 (即长度小于剪刃到夹送辊的距离) 会直接留在剪子内部, 需要人工方式将其取出。这给生产和维修造成一定的麻烦。该液压剪在剪刃附近加了一个小的导板4, 由气缸5驱动, 如图4所示, 当带尾落下时, 气缸5顶起, 将小导板4翻起, 从而将带尾沿斜滑道6送入废料收集装置。

2.2.3 如图5所示, 当带材厚度发生较大变化需要调节剪刃侧隙时, 人工方式转动手轮10, 手轮通过轴13与螺旋千斤顶7连接, 两个千斤顶 (传动侧和操作侧) 之间由接轴8连接, 可实现同步运动。这样手轮转动的同时千斤顶带动斜楔9上下滑动, 进而改变剪刃的侧向间隙。手轮上方设置刻度盘12, 指针由齿轮机构11与轴相连, 这样间隙的数值便直接显示在刻度盘12上, 十分方便。

3.1 上面的分析中只列举了两种双层液压剪, 这是目前最为常用的两种双层液压剪。当然双层剪的具体实例不只这两种, 比如有的液压剪中用电机代替手轮来调节剪刃侧隙, 这样调节更为方便, 且可以将数据直接反馈都系统中, 便于机组的自动化控制。还有的液压剪将上下两层制作成独立的, 有各自的液压缸带动, 可单独的推出和拉进其中的一层。

3.2 通过上面的对比可以显而易见的看出, 固定式双层液压剪虽然能够满足这一要求, 但是调整剪刃侧隙和更换剪刃等维修工作都比较麻烦, 而可移动式双层液压剪就可以很好的解决以上问题。应该说可移动式双层液压剪的设计是较先进, 更代表液压剪发展趋向的。当然任何结构设计都不可能尽善尽美, 这种液压剪虽然目前在一些钢厂使用较好, 但是弊病也会在不断地使用中被发现, 还有待于进一步的改进和研究。

3.3 对双层液压剪的结构稍加变动, 将两层变成一层, 还可以作为单层液压剪使用, 起到和浮动液压剪相同的作用, 这种结构在一些钢厂也有使用。

参考文献