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中國礦業(yè)大學2007屆本科生畢業(yè)設計 第 82 頁
1 緒論
1.1引言
皮帶運輸機又稱帶式輸送機，是一種連續(xù)運輸機械，也是一種通用機械。工作過程中噪音較小，結構簡單。皮帶運輸機可用于水平或傾斜運輸。皮帶運輸機由皮帶、機架、驅動滾筒、改向滾筒、承載托輥、回程托輥、張緊裝置、清掃器等零部件組成。
隨著帶式輸送機技術的不斷完善與發(fā)展，帶式輸送機己經成為散體物料的主要運輸工具之一，因其能實現(xiàn)物料的連續(xù)裝卸運輸而且運輸距離長、輸送能力大、電耗低、投資費用相對較低以及維護方便等特點，而廣泛應用于港口、碼頭、冶金、熱電廠、露天礦和煤礦井下的物料運送。
然而作為煤礦運輸系統(tǒng)中的關鍵設備，在使用過程中由于膠帶各點的受力不均，滾筒轉動不靈活等原因，膠帶易發(fā)生跑偏及打滑、斷帶等事故。一旦發(fā)生斷帶故障時，由于重力和慣性的作用，斷裂的膠帶將與膠帶上的物料一同迅速下滑將膠帶和物料一同堆積在輸送機的下方機頭處，給帶式輸送機的修復工作帶來很多的困難，帶來較大的經濟損失。帶式輸送機的橫向斷帶事故時有發(fā)生。下面列舉一些資料中已公開的斷帶事故和統(tǒng)計數(shù)據。
(1)1994年5月20日和7月31日。山東省七五煤礦330采區(qū)鋼絲繩芯膠帶輸送機在正常生產運轉中，連續(xù)2次發(fā)生斷帶事故，雖未造成人員傷亡，但每次均造成直接經濟損失約9.8萬元。間接損失達250余萬元。第一起事故，編號為88—12—8的硫化接頭運行到膠帶機頭以下150 m左右一較大的變坡點處時脫落斷裂。斷后的膠帶在載荷和膠帶重力分力作用下，逐漸加速，飛速下滑，直至堆積到不能再下滑為止。下滑距離達500余米。膠帶托輥支架沖擊損壞150余架。托輥損壞60余只。打毀架空乘人裝置吊座20余架。第二起事故，編號為94—5—2的硫化接頭運行到膠帶機頭以下約200 m處發(fā)生脫落斷裂。膠帶下滑距離達550余米，情形與第一次事故基本相同。
(2)淮北礦業(yè)集團公司朱仙莊煤礦，隨著機械化程度的逐步提高，原煤產量也逐年增加，目前已超過170萬t/d，而85%以上的原煤需要強力輸送機來運輸。1996年以來朱仙莊煤礦陸續(xù)安裝并投入使用了5部ST型鋼絲繩芯輸送機，輸送機膠帶總長達到13200 m。隨著輸送機膠帶服務年限的增加,出現(xiàn)了不同程度的老化現(xiàn)象，致使輸送機膠帶覆蓋層與帶芯之間粘合強度下降。2002年底連續(xù)發(fā)生5起輸送機膠帶接頭拉斷事故，直接影響了全礦的安全生產。
(3)大同煤礦集團公司現(xiàn)有主提升斜井膠帶輸送機12部，暗斜井主運輸膠帶輸送機11部；斜井坡度為14～16度，膠帶寬度1～1.4 m、機長400～1100 m。從1989～1995年,有7部主斜井膠帶輸送機發(fā)生斷帶事故，共影響生產近400 h，影響產量達30萬噸。斷帶事故不僅影響了生產和經濟效益，還嚴重破壞了井下裝備，甚至威脅到職工的生命安全。
(4)平頂山礦務局至1996年有l(wèi)7臺鋼絲繩芯膠帶輸送機在運行，其中有SQD-440型上運大傾角膠帶輸送機、STJ/4X2805型鋼絲繩芯膠帶輸送機(運量達1000t/h)等等。共有10個礦使用鋼絲繩芯膠帶輸送機，其中有8個礦發(fā)生過斷帶事故。發(fā)生斷帶事故的膠帶輸送機占總數(shù)的58.82%。據不完全統(tǒng)計，截止1995年8月，全局共發(fā)生鋼絲繩芯膠帶斷帶事故16起，累計影響生產時間1706.2 h，影響產量20余萬噸。其中15起斷帶發(fā)生在接頭處，占斷帶總數(shù)的93.75%。
以淮北礦務局某煤礦為例:該礦日產量在5000 t以上，一個采區(qū)的日產量也有2000 t，停產1d,就會造成100余萬元的經濟損失，若斷帶后皮帶推倒皮帶架子，損壞設備，將產生更大的經濟損失，更嚴重可能引發(fā)人員的傷亡事故，將會給煤礦安全生產帶來更大的負面影響。
目前國內已有多廠家研制了膠帶輸送機綜合保護器，它們可有效地實現(xiàn)帶式輸送機在運行過程中的部分故障保護，但還無法完成帶式輸送機斷帶、飛車保護，加之輸送機的斷帶、飛車事故在煤礦、電廠、水泥廠工作中時有發(fā)生，因此這一問題急需解決。
1.2國內外皮帶的研究現(xiàn)狀
上世紀五十年代以來，從運輸谷物的帆布、木支座運輸機到現(xiàn)在鋼絲繩牽引運輸機、波狀擋邊帶式輸送機、斗式等各種輸送機，帶式輸送機技術得到了飛速發(fā)展。帶式輸送機不但在各大零部件的結構，性能以及整機管理方面有了很大的改善和提高外，在起制動動態(tài)特性的研究方面也有了重大突破，如德國、澳大利亞、美國、波蘭、南非、日本等，相續(xù)對此進行了大量的理論和實驗研究，在動態(tài)研究分析領域采用粘彈性流變力學理論對系統(tǒng)作了更接近于實際的假設分析，澳大利亞還對膠帶橫向振動問題進行了深入的研究。
20世紀60年代，前蘇聯(lián)在簡化的力學模型上提出了第一個帶式輸送機非穩(wěn)定狀態(tài)運行期間動態(tài)分析的計算公式，1973年形成了動態(tài)分析方法，并開始實際應用。1984年3月Harrison 的博士論文“動態(tài)測量與鋼絲繩芯帶的分析”，論述了輸送帶彎曲理論和帶式輸送機起、制動時瞬時彈性力的分析方法。1984年，美國的 Nordell 和 Gozda 發(fā)表了第一篇關于質量--彈簧模型的論文，題目是“起、制動時的瞬時張力和有限元法仿真彈力特性”。在國內，由于缺乏大型帶式輸送機的設計和使用經驗，動態(tài)分析研究起步較晚。從80年代初，我國逐步進行了帶式輸送機動態(tài)特性研究，進行了帶式輸送機受料處的動載荷的研究；進行了輸送帶和帶式輸送機的動力學模型的研究；進行了帶式輸送機膠帶的粘彈性及整機運動的動態(tài)過程的研究；進行了帶式輸送機在起、制動非穩(wěn)定工況下的動態(tài)響應的研究以及恒張力自動張緊系統(tǒng)等研究。
盡管對輸送機起制動問題目前以做了大量的理論和實驗研究，積累了一定的經驗，但由于各國研究的發(fā)展狀況不同，應用的客觀條件不同，技術本身研究的深度和廣度以及數(shù)學分析處理方法的種種不足，仍未提出一種切實可行的，能滿足工程設計要求的方法。如下：
（1）由于實際膠帶的組織是復合材料組成的三向異性體，要準確地描述其粘彈性動力特性是很困難的，即使理論上可以采用較好近似程度的復雜組合模型，但模型參數(shù)的試驗測定和動態(tài)分析也會變的相當復雜，有時甚至難以實現(xiàn)，目前的研究均按 Vogit 模型處理，且以ISO/DP9856標準測試。
另外，同一型號膠帶動態(tài)參數(shù)的離散性很大，加之托輥支座和物料的聯(lián)合作用，給動態(tài)分析帶來了更大的難度，我國膠帶廠生產的膠帶多數(shù)沒有給出動態(tài)參數(shù)或沒有進行這方面的測試，也給膠帶粘彈性模型的建立與其相應參數(shù)的測定帶來了一定的困難。
（2）輸送機回轉系統(tǒng)均簡化為沿膠帶長度方向的一維粘彈性桿或簡化為二維、三維粘彈性體來分析研究，關于驅動裝置的力矩傳遞特性的抽象簡化，相當于分析動態(tài)回轉系統(tǒng)的外加激勵，但是對起動裝置的動特性研究較少，另外驅動裝置特性曲線的計算機模擬和驅動滾筒打滑狀態(tài)的判斷方面研究也很少，這是對整個系統(tǒng)的動態(tài)分析都會帶來不利的影響。
（3）離散模型的電模擬法，連續(xù)模型的波動法，僅對膠帶動態(tài)特性作了近似的反映，計算工作量大，分析過程復雜。
（4）動態(tài)過程的控制分析未能同系統(tǒng)動態(tài)分析結合起來，這樣就將研究成果的應用范圍限制的很小，無法實現(xiàn)任意帶式輸送機系統(tǒng)動態(tài)過程控制。
（5）橫向彎曲振動的研究到目前還沒有一套工程適用的無共振設計方法或程序。
（6）目前僅能對任意點的帶速、驅動系統(tǒng)、張緊系統(tǒng)的響應進行測試，不能對任意點張力進行動態(tài)測試。
為改善輸送帶的耐磨、抗沖擊、防斷裂、阻燃和抗靜電等性能，其相關研究主要采取了一系列材料作為芯體（骨架層）的覆蓋層或涂層。
部分文獻報道如下：
（1）管狀高耐磨輸送帶：安徽天地人(集團)股份有限公司提供的該產品以尼龍帆布、鋼絲繩等構成的芯體為骨架，以高彈性、高耐磨、高強度橡膠為工作面組成新型運輸物件，主要用于輸送粉狀、顆粒狀等易污染環(huán)境的物料。產品具有耐屈撓，抗沖擊，附著力高等優(yōu)點。經測試和使用，其硬度為（邵氏A）65±5度，磨耗量不大于0.2cm3/1.61，彈性不小于30%，扯斷強度不小于20MPa，扯斷伸長率不小于450%，布-布粘著力不小于10N/mm，膠-布粘著力不小于6N/mm。
（2）CONVEYOR BELT EXCELLENT IN PARTIAL WEAR RESISTANCE AND ITSCOMPOSITION（PN：JP2002308410 PD：2002.10.23 PA：WATANABE HIROAKI）：日本專利JP2002306410涉及一種增強橡膠輸送帶局部區(qū)域耐磨性的方法。該專利在輸送帶兩端設置覆蓋層，覆蓋層采用橡膠混合烴作為主要成分與碳黑合成而呈現(xiàn)膠狀特性，以遏制輸送帶表面的磨耗。
（3）分層阻燃輸送帶（申請?zhí)枺?2270298.9；申請日：2002年10月28日；公告日：2003年11月12日；專利權人：兗礦集團有限公司）:中國實用新型專利ZL02270298.9涉及一種帶式輸送機分層阻燃輸送帶，特別適合于煤礦井下用的直經分層阻燃輸送帶。它由帶芯織物分層及其浸漬糊料形成的阻燃彈性體、阻燃上覆蓋層和阻燃下覆蓋層構成。其覆蓋層為硫化橡膠或者橡塑混膠層或者PVC層或者聚氨脂層，帶芯織物分層為多個，層間有阻燃的緩沖膠層。輸送帶具有抗拉強度高、相對拉伸模量高、伸長率低、耐動態(tài)疲勞、耐沖擊、抗撕裂、使用壽命長等優(yōu)點。
（4）PVC全塑阻燃輸送帶的研究：對PVC全塑阻燃輸送帶的骨架結構與材料、PVC糊和覆蓋膠進行了實驗研究，確定了適宜的組成和配方。制備的PVC全塑阻燃輸送帶阻燃、抗靜電和強度大，符合MT147-92標準要求。其技術指標為：表面電阻小于3.0×108Ω，表面摩擦生熱不大于325oC，酒精噴燈燃燒自熄時間不大于3s，巷道丙烷燃燒試樣全寬度未燒壞部分長度不小于250 mm。
（5）耐燃輸送帶聚氨酯涂層：江蘇省煤礦研究所研制的涂層由熱塑性聚氨酯彈性體為主要材料，與導電炭黑和磷酸酯類阻燃劑及溴系阻燃劑共同混煉成膠料，再與經過阻燃處理的整體編織帶芯復合而成。它主要作為煤礦井下帶式輸送機的輸送帶用。與橡膠及聚氯乙烯輸送帶相比，它具有機械強度高、曲撓性好、耐磨（為天然橡膠的2～10倍）、耐撕裂（也為天然橡膠的2～10倍）等優(yōu)點，并且抗靜電、阻燃。
總之，雖然帶式輸送機的理論和實驗研究上積累了一定的經驗，但仍然處在不斷摸索、不斷完善的過程中。
1.3皮帶斷帶抓捕工具的研究現(xiàn)狀
為了防止膠帶逆轉、飛車和斷帶，國內外一些科技人員進行了一系列的有意嘗試與研究，提出了一些解決辦法:
（1）帶下安裝阻尼板
帶式輸送機正常運行時膠帶被拉緊，膠帶基本上是一條直線，下垂量很小，而斷帶后，由于托輥間距的存在，即使是高強度鋼絲繩芯膠帶也有很大的下垂量，基于這一特點，采用在膠帶下面一定距離處安裝阻尼板，斷帶時，由于膠帶的自重作用及初始速度使得膠帶迅速松弛，并與阻尼板接觸，當阻尼板與膠帶之間的摩擦力足夠大時，可有效地阻止膠帶下滑，這就是阻尼板的工作原理，如圖1.1，阻尼板的防滑能力與阻尼板與膠帶之間的摩擦系數(shù)有關，與阻尼板的幾何長度、阻尼板與膠帶間的距離以及膠帶的傾角等因素有關。
圖 1.1 阻尼板法防斷帶示意圖
（2）單向托輥摩擦制動
此種制動，主要利用托輥反向逆止原理，如圖1.2，當具有一定傾角的帶式輸送機正常工作時，托輥隨之轉動，膠帶與托輥間為滾動摩擦，摩擦阻力很小，而當膠帶斷裂下滑時，由于托輥是單向的，所以托輥反向無法轉動，膠帶與托輥間為滑動摩擦，摩擦阻力增大，通過滑動摩擦力來實現(xiàn)制動。
圖 1.2 單向托輥防斷帶法
（3）自適應摩擦棘輪式斷帶保護器
摩擦棘輪式帶式輸送機斷帶保護逆止器是利用棘輪機構的反向制動原理實現(xiàn)斷帶保護，實際工作時逆止器成對地布置在輸送帶兩側，其一側的結構如圖1.3，由結構完全對稱的上下兩個組成部分，主要零件有支架、彈簧、加緊桿、摩擦式扇型棘爪、偏心凸輪、支撐軸和夾緊輪。
帶式輸送機正常工作時，輸送帶沿斜面向上運動，在摩擦力的作用下輸送帶驅動夾緊輪正向轉動，夾緊輪相對于輸送帶作純滾動。由于支承軸與夾緊桿之間裝有滾動軸承，工作阻力很小。
當出現(xiàn)異?，F(xiàn)象輸送帶斷裂時，輸送帶及物料在重力作用下將沿斜面向下滑動，在摩擦力的作用下輸送帶要驅動夾緊輪反向轉動。由于摩擦式扇形棘爪的升角小于金屬之間的摩擦角，棘爪使夾緊輪反向自鎖，不能轉動，夾緊桿與夾緊輪成為剛性連接。輸送帶沿斜面向下滑動的摩擦力使上夾緊桿與夾緊輪一起順時針擺動，使下夾緊桿與夾緊輪一起逆時針擺動，下滑力越大夾緊力也越大。由于夾緊制動動作是隨著輸送帶下滑動作自動實現(xiàn)的，夾緊力的大小隨著輸送帶下滑動作自動實現(xiàn)的，夾緊輪的大小隨著膠帶下滑力的大小而自動適應，無需其他控制就可實現(xiàn)自動斷帶保護，從而防止了輸送帶和物料下滑堆積與巷道，避免事故的進一步擴大。
圖 1.3 自適應摩擦棘輪式斷帶保護器
1—支架；2—彈簧；3—加緊桿；4—摩擦式扇型棘爪；5—偏心凸輪；6—支撐軸；7—夾緊輪
（4）GBZ型滾動下落膠帶抓捕器
抓捕裝置主要結構如圖1.4，當膠帶正常運行時，抓捕輥高高舉起，它們不與膠帶接觸，不影響物料的運輸。只有特制的托輥位于膠帶下面隨膠帶前進而轉動。當膠帶倒轉或斷帶后膠帶下滑時，特制托輥則跟著反轉，反轉時帶動托輥軸一起倒轉，倒轉的軸則帶動一個螺旋副運動，當達到我們控制的倒轉長度時，則可推動抓捕輥的固定卡爪，使抓捕輥沿內裝齒條的直槽快速旋轉下落，繼而滑入斜槽，并在倒轉膠帶的帶動下繼續(xù)沿斜面運動，因而把膠帶緊緊的卡住在抓捕輥和基砧之間， 由于抓捕輥旋轉下落，可以把膠帶上的煤屑清除掉，使抓捕的更可靠。
(a) 正常狀態(tài)抓捕器 (b) 抓捕狀態(tài)抓捕器
圖 1.4 GBZ型滾動下落膠帶抓捕器
（5） 雙向抓捕器
抓捕器由左右兩個抓捕臂、兩個單向抓捕輥和與其對應的帶下單向托輥組成。工作狀態(tài)如圖1.5所示。
左側單向抓捕輥允許轉向與膠帶運行方向相反，右側抓捕輥允許轉動方向與膠帶運行方向相同，膠帶正常工作時，左側的抓捕臂與單向抓捕輥由電磁鐵懸置，右側抓捕臂與單向抓捕輥始終懸浮在膠帶上，如圖(a)所示。設帶的運行方向為向右，當膠帶發(fā)生斷帶時， 斷帶信號迅速由傳感器傳給控制系統(tǒng)，控制系體接到信號后，發(fā)出控制指令，迅速切斷驅動電路和懸置磁鐵電源，電磁鐵掉電后，左側抓捕臂和單向抓捕輥在重力作用下落下， 由于左側抓捕輥的允許轉向與帶速方向相反，抓捕器與膠帶產生較大的摩擦阻力，懸臂在摩擦阻力拖動下逆時針擺動， 逐步抓緊并卡死膠帶，如圖(b)所示。同理，當膠帶發(fā)生逆轉時， 右側的懸臂立即在摩擦力的作用下，抓緊膠帶。
(a) 正常狀態(tài)抓捕器 (b) 抓捕狀態(tài)抓捕器
圖 1.5 雙向抓捕器
比較，上述各種斷帶保護裝置主要分為兩大類：一類是使用單向托輥和阻尼板的摩擦制動的方法；另一類是采用抓捕原理的方法。
第一類方法是將皮帶的上托輥按一定比例換成單向托輥，在下層皮帶下方安放阻尼板。當皮帶因斷裂下滑或逆轉時，因上托輥不可逆轉，利用托輥對上層皮帶的滑動摩擦阻力，使上皮帶不能長距離下滑；下層皮帶因松弛與阻尼板接觸，因摩擦而制動。為了防止下層皮帶的下滑要在皮帶下面安放大量的阻尼板。這種方法需要將大多數(shù)或全部托輥更換為單向托輥，而單向托輥是非標準產品，價格較高，使用壽命短，一次性改造工程量大，且長期投資也較大。
第二類采用抓捕原理的方法又可分為兩種。其一，主要是在膠帶上、下側設置抓捕裝置，并配上傳感裝置、清煤裝置和抓捕裝置等組成抓捕器，當膠帶斷帶時，膠帶上、下側的抓捕裝置動作，把下滑皮帶緊緊抓住。一般選用電機、液壓執(zhí)行元件驅動，在井下各種電器設備還要考慮防爆等問題，因此該設備造價昂貴，投資較大，工程量大，維護煩瑣，很少在煤礦生產中應用，而且常常發(fā)生誤動作，比如，在井下惡劣的環(huán)境下，傳感器常常失效，若在正常的情況下傳感器給出斷帶信號，則產生誤動作，影響生產；一旦事故發(fā)生，沒有檢測到，抓捕將失敗。其二，是利用皮帶斷帶后下滑或逆轉來觸發(fā)相應的抓捕機構制動下滑的皮帶。利用這種原理的設計方案僅國內就公布了十余項專利，但是實施起來均有很大的困難。
1.4本設計研究的主要內容
本設計對帶式輸送機的斷帶進行了分析，結合現(xiàn)有帶式輸送機斷帶保護裝置，設計了偏心輪夾緊機構，整個系統(tǒng)由偏心輪機構、液壓泵站、單片機檢測控制系統(tǒng)組成。應用速度傳感器與單片機對帶式輸送機斷帶進行動態(tài)檢測控制，從而通過設計的液壓系統(tǒng)控制偏心輪夾緊機構，盡可能有效及時地進行斷帶保護。
2 夾緊機構的設計
2.1斷帶的原因
從目前大量的帶式輸送機斷帶事故分析可知，帶式輸送機斷帶原因大概有以下幾種。
(1) 齒輪減速器損壞，液力耦合器噴液或電動機逆轉。
(2) 輸送帶接頭質量問題。輸送帶接頭分為機械接頭和硫化接頭，機械接頭的質量遠不如硫化接頭，所以現(xiàn)在已很少采用。就硫化接頭而言，如果未按要求控制硫化溫度和硫化壓力，溫度和壓力在硫化板上分布不均，溫度和壓力的保持時間設定不合理，采用不合理的材料等對硫化工藝均有影響。
(3) 運輸中因其它東西卷入而引起運輸載荷突然增加。比如大塊矸石或其它質量特別大的物體突然混在正在運輸?shù)拿褐小?
(4) 啟動和停車時應力變化大。帶式輸送機的啟動和停車也會造成輸送帶斷裂，一般最好在空載下啟動輸送機。
(5) 輸送帶自身質量不過關，輸送帶服務年限過長，輸送帶長時間超負荷運輸，日常維護不到位。
(6) 物料分配不均，輸送帶跑偏。帶式輸送機有空載段和超載段，使輸送帶受力不均。
為了防止由這些原因引起的斷帶事故，除了進行人為的檢修和維護外，在輸送機沿線上布置斷帶保護裝置尤為重要。因為它可以避免突發(fā)事故，隨時處于待命狀態(tài)。在輸送帶正常工作時，它不影響物料運輸，當斷帶事故發(fā)生時，布置的斷帶保護裝置便馬上動作，迅速抓住斷裂下滑的輸送帶，減少事故損失。
2.2斷帶抓捕器的性能要求
了解現(xiàn)場對斷帶捕捉器的性能要求是正確設計斷帶捕捉器的關鍵。斷帶捕捉器應有如下性能：
(1) 在斷帶或逆轉時均起作用；
(2) 非斷帶或無逆轉時不能誤動作；
(3) 捕捉力應有足夠的作用帶寬，最好整個帶寬捕捉。以使輸送帶在承壓許可范圍內。提高單臺捕捉器的捕捉力；
(4) 在捕捉力施加時，應清除大部分物料；
(5) 捕捉力緩施。以便輸送帶的制動減速度不致過大。避免過大慣性力。造成二次斷帶；
(6) 結構力求簡單。
2.3夾緊機構的組成部分及工作原理
夾緊機構采用偏心輪實現(xiàn)夾緊，整個機構主要由動作執(zhí)行元件、單片機檢測系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)組成。主要執(zhí)行動作元件是偏心輪和液壓缸。安裝時整個偏心輪夾緊機構安裝在帶式輸送機兩邊對稱的機架上，安裝保證偏心輪的兩端面與膠帶上表面垂直；膠帶兩邊緣部分由偏心輪下方通過；偏心輪的中心線與托輥中心線重合。
工作原理：當帶式輸送機出現(xiàn)斷帶故障時，通過安裝在上運皮帶下面的速度傳感器檢測出斷帶信號，由A/D轉換器送入單片機，經單片機判斷處理后發(fā)出動作指令，驅動滾筒電動機斷電，同時液壓系統(tǒng)中的電磁換向閥換向導通，驅動液壓缸活塞桿伸出帶動偏心輪轉動，直至夾緊皮帶。整個保護系統(tǒng)原理圖如下圖2.1：
圖 2.1 系統(tǒng)原理圖
1—速度傳感器；2—單片機控制系統(tǒng)；3—液壓系統(tǒng)；
4—偏心輪夾緊機構；5—驅動滾筒電機
2.4夾緊機構所需理論夾緊力的計算
設計所選帶式輸送機的特征參數(shù)：
帶寬：1000 mm ；安裝時最大傾角：20°；最大運輸能力：630 t/h；輸送長度：90 m；運輸物料：原煤；帶速：1.9 m/s。
輸送帶特征參數(shù)：
型號：鋼絲繩芯膠帶 GX-1000 mm；鋼絲繩直徑：4.5 mm；帶厚：16 mm；膠帶每米質量：24.63 kg/m。
根據帶帶式輸送機最大運輸能力計算公式，可計算出輸送帶上物料的最大橫斷面積。
(t/h) （2.1）
式中 A—輸送帶上物料的最大橫斷面積 m；
—輸送帶的運行速度 ；
—物料的松散密度 kg/m，原煤 =700 kg/m；
k—輸送機的傾斜系數(shù)，k=0.91；
由公式（1）求得輸送帶上物料的最大橫斷面積：
0.145 m
帶式輸送機運送長度為90米，整個輸送機每隔30米安裝一套夾緊機構，物料與膠帶每30米的總重量：
37 kN （2.2）
由總重量和輸送機的傾角，由下圖2.1膠帶的受力分析，可計算出物料與膠帶每30米總重量在沿斜面、垂直斜面方向上的分力。
圖 2.2 膠帶的受力分析
沿斜面分力：sin20°=37×sin20°=12.65 （2.3）
垂直斜面分力: cos20°=37×cos20°=34.8 kN （2.4）
由以上計算可知；偏心輪有效的實現(xiàn)夾緊膠帶，必須產生的夾緊力為12.65 kN，夾緊力是依靠偏心輪與膠帶間的摩擦產生的，查手冊取膠帶與偏心輪之間的摩擦系數(shù) =0.3，則所需偏心輪產生的正壓力為：
=42.12 kN （2.5）
為了能安全有效地制動膠帶，取安全系數(shù) =2 將正壓力擴大2倍，此時偏心輪產生的正壓力與夾緊力為：
正壓力：=2×42.12=84.24 kN （2.6）
夾緊力：=0.3×84.24=25.27 kN （2.7）
帶式輸送機斷帶時所需的夾緊力為12.65 kN，設計偏心輪夾緊所產生的夾緊力為25.27 kN，滿足斷帶夾緊要求。
2.5偏心輪夾緊旋轉角度與活塞桿行程的確定
2.5.1偏心輪夾緊旋轉角度的確定
夾緊機構安裝時，取偏心輪與膠帶之間的距離為10 mm；膠帶受壓壓縮變形為6 mm；偏心輪的直徑=200 mm；偏心距=60 mm；結構尺寸如圖2.3可知偏心輪的位移：
（2.8）
由公式（8）可計算出偏心輪夾緊膠帶所旋轉的角度：
（2.9）
可求得：=42.8°，設計取偏心輪夾緊膠帶所旋轉的角度=45°。
圖 2.3 偏心輪夾緊位移圖
2.5.2活塞桿行程的確定
根據實際設計，由偏心輪夾緊位移圖，可知： AC=280 mm ；AB=200 mm 則活塞桿的行程：
mm （2.10）
2.6偏心輪的結構設計
材料：偏心輪采用45鋼，偏心輪外圓面滾粗花；
尺寸：偏心輪的直徑=200 mm、偏心距=60 mm、偏心輪外圓柱面的寬度=40 mm。
與軸的連接結構：采用鍵連接。
偏心輪夾緊機構安裝簡圖如下圖2.4：
(a) 夾緊機構安裝橫截面視圖 (b) 夾緊機構A-A截面視圖
圖2.4 偏心輪夾緊機構安裝簡圖
1—夾緊液壓缸；2—偏心輪；3—膠帶；4—托輥
3液壓泵站的計算與設計
3.1液壓系統(tǒng)方案的設計
液壓系統(tǒng)設計作為液壓主機設計的重要組成部分，設計必須滿足工作需要的全部技術要求，且靜動態(tài)性能好、效率高、結構簡單、工作安全可靠、壽命長、經濟性好、使用維護方便。
1.確定回路方式
選用開式回路，即執(zhí)行元件的排油回油箱，油液經過沉淀、冷卻后再進入液壓泵的進口。
2.選用液壓油液
設計液壓系統(tǒng)選用礦油型液壓油作為工作介質
3.確定液壓泵類型及調速方式
選用變量液壓泵調速，選用蓄能器，補償液壓系統(tǒng)泄露，保持系統(tǒng)的壓力恒定。
4.選用執(zhí)行元件
根據系統(tǒng)動作要求，選用單活塞桿液壓缸，設計選型的帶式輸送機安裝3套夾緊機構，故設計需要6個雙作用液壓缸。
5.換向回路的選擇
該系統(tǒng)設計選用：三位四通電動換向閥的換向回路，一個換向閥同時控制同一位置的兩個液壓缸。此時各執(zhí)行元件的順序、互鎖、聯(lián)動等要求由電氣控制系統(tǒng)實現(xiàn)。
6.執(zhí)行元件同步動作設計
系統(tǒng)中3套夾緊機構，6個液壓缸，為保證同一位置的2個液壓缸能同時動作，設計選用：分流閥，基本上能達到2個液壓缸同步運行。
7.液壓系統(tǒng)的原理圖
本設計液壓泵站系統(tǒng)原理如圖3.1所示。當輸送機正常工作時，電磁換向閥無電關閉，電動機帶動油泵工作，此時溢流閥調定壓力為31.5 MPa。
圖 3.1 液壓系統(tǒng)的原理圖
1—電磁溢流閥；2—液控單向閥；3—電磁換向閥；4—蓄能器；5—壓力繼電器；6—壓力表；7—電動機；8—液壓泵；9—過濾器；10—油箱
壓力繼電器接點與液壓站電動機的控制開關的接線原理如圖3.2所示。
圖 3.2 控制開關的接線原理
壓力繼電器高壓接點為1—2，高壓調定壓力為31 MPa，當壓力小于31 MPa時，1—2接通，當壓力大于31 MPa時，1—2關斷；低壓接點為4—5，低壓調定壓力為6.3 MPa，當壓力小于6.3 MPa時，4—5接通，大于6.3 MPa時，4—5關斷。當液壓系統(tǒng)壓力達到31MPa時，1—2關斷(此時4—5已斷)，液壓站電動機停電，此時靠系統(tǒng)蓄能器和單向閥保壓，當系統(tǒng)壓力降至6.3 MPa時，4—5接通(此時1—2已接通，為自保作了準備)，電動機重新起動，液壓系統(tǒng)又升高至31MPa停止。
當出現(xiàn)斷帶時，單片機控制系統(tǒng)使電磁換向閥動作，使夾緊機構動作。此時蓄能器保證系統(tǒng)的初壓力為6.3 MPa，系統(tǒng)壓力降低使電動機強迫起動，向蓄能器及油缸供液。由于蓄能器容量較大，故充液至31 MPa的時間就是夾緊機構夾緊力緩施的時間。
3.2液壓缸參數(shù)的計算
3.2.1液壓缸工作壓力及主要結構尺寸的計算
1.初選液壓缸的工作壓力
液壓缸工作壓力主要根據液壓設備的類型來確定的，對于不同用途的液壓缸，由于工作條件不同，通常采用的壓力范圍也不同。參考同類設計，初定液壓缸的工作壓力為=6 MPa。
2.確定液壓缸的主要結構尺寸
本設計系統(tǒng)選用單作用、液壓缸固定的單桿式液壓缸。設計取無桿腔有效面積等于有桿腔有效面積的兩倍，即=2。取液壓缸回油腔背壓為=0.4MPa。
當壓力油進入無桿腔時，對活塞產生的推力：
（3.1）
= （3.2）
式中 —工作過程中最大的外負載，即活塞桿伸出時最大的推力；
—液壓缸密封處的摩擦力它的精確值不易求得，常用液壓缸的機械效率來進行估算；
—液壓缸的機械效率，一般=0.9～0.97，設計取 =0.95；
將各數(shù)值代入公式（3.1）、（3.2），可計算液壓缸無桿腔的有效面積：
=
=21.4 cm (3.3)
則液壓缸的直徑：
===5.22 cm=52.2 mm (3.4)
由=2，可求活塞桿的直徑：
=0.707=0.707mm （3.5）
設計考慮實際工作條件，設計取液壓缸缸體內徑=90 mm、活塞桿直徑=45 mm。
3．活塞桿彎曲穩(wěn)定性的驗算
活塞桿完全伸出時需考慮活塞桿彎曲穩(wěn)定性，設定受力完全作用在活塞桿軸線上，主要驗算：
(3.6)
N (3.7)
圓截面： m (3.8)式中 MPa
—活塞桿彎曲失穩(wěn)臨界的壓縮力，N；
—安全系數(shù)，設計取=4；
—實際彈性模數(shù)；
—材料組織缺陷系數(shù)，鋼材一般?。?
—活塞桿截面不均勻系數(shù)，一般??；
—材料的彈性模數(shù)，MPa,鋼材 =；
—液壓缸安裝及導向系數(shù)，根據實際安裝取 =2；
—活塞桿橫截面慣性矩，m；
—液壓缸的支承長度，根據設計 =320 mm
將各數(shù)據上述公式，可求得：
N
N =80 kN=11.8 kN (3.9)
∴ 活塞桿彎曲穩(wěn)定性滿足設計要求。
4.液壓缸的工作壓力的確定
根據設計選取缸徑和活塞桿的直徑，計算無桿腔有效面積=63.6 cm
有桿腔有效面積=47.7 cm。由公式3.1，計算出活塞桿伸出時所需液壓油的壓力：
=4.37 MPa (3.10)
根據計算結果，設計取液壓缸的工作壓力 =4.4 MPa。
3.2.2液壓缸壁厚和外徑的計算
1.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。
液壓缸的壁厚一般是指缸筒結構中最薄處的厚度。從材料力學可知，承受壓力的圓筒，其內應力分布規(guī)律因壁厚不同而各異。一般設計可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。
液壓缸的內徑與其壁厚的比值的圓筒稱為薄壁圓筒。工程機械的液壓缸一般用無縫鋼管材料，大多數(shù)屬于薄壁圓筒結構，其壁厚按薄壁圓筒公式計算：
(3.11)
式中 —液壓缸的壁厚，m；
—液壓缸的內徑，m；
—試驗壓力，MPa ,一般取最大工作壓力的（1.25～1.5）倍，設計取 MPa；
[]—缸筒的材料的許用應力, MPa, 缸筒的材料選用無縫鋼[]=100～110 MPa,設計取 []=110 MPa。
將各數(shù)據代入上式(3.11)，計算出液壓缸的壁厚為：
0.012 m
設計取 =15 mm。則液壓缸缸體的外徑：
mm (3.12)
2.液壓缸壁厚的驗算
液壓缸壁厚的驗算應包括以下四個方面：
（1）額定工作壓力應低于一定的極限值，以保證工作安全：
MPa (3.13)
式中 —額定工作壓力，MPa；
—缸筒材料的屈服強度，MPa，設計選用缸筒材料為：45鋼，則[]=335 MPa。
—液壓缸缸體的外徑；
—液壓缸缸體的內徑；
將各已知數(shù)據代入上式(3.13)，得：
=31.1 MPa ﹥=4.4 MPa
計算知：額定工作壓力遠小于一定的極限值。
（2）額定壓力也應與完全塑性變形壓力有一定的比例范圍，以避免塑性變形的發(fā)生：
（0.35～0.42） (3.14)
MPa (3.15)
（0.35～0.42）=（0.35～0.42）
=（18.1～21.7）MPa ﹥=4.4 MPa (3.16)
式中 —缸筒發(fā)生完全塑性變形的壓力，MPa；
（3）驗算缸筒徑向變形應處在允許的范圍內：
= (3.17)
式中 —缸筒耐壓試驗壓力，MPa，設計取 =6.16 MPa；
—缸筒材料的彈性模數(shù)，MPa，設計取 MPa；
—缸筒材料的泊松比，鋼材：=0.3；
將已知各數(shù)據代入上式(3.17)，求得：
=0.0121 mm
查手冊，變形量沒有超出密封圈的允許范圍。
（4）驗算缸筒的爆裂壓力是否遠大于耐壓試驗壓力：
=2.36 (3.18)
=93.9 MPa﹥﹥=6.16 MPa
式中 —缸筒的爆裂壓力；
—缸筒材料的抗拉強度，MPa，設計取 =610 MPa；
通過以上四方面的計算知：液壓缸壁厚滿足要求。
3.2.3液壓缸缸蓋厚度的確定
液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度按強度要求進行近似計算：
無孔時： (3.19)
有孔時： (3.20)
式中 —缸蓋的有效厚度，m；
—缸蓋止口內徑，m；
—缸蓋孔的直徑，m；
—試驗壓力，MPa ,設計取 =6.16 MPa；
則液壓缸無孔后缸蓋的厚度：
=11.4 mm (3.21)
液壓缸前缸蓋的厚度：
=16.5 mm (3.22)
將計算的數(shù)據圓整設計取值：后缸蓋的厚度=15 mm；前缸蓋的厚度=20 mm。
3.2.4液壓缸缸體長度的確定
液壓缸缸體內部長度應大于活塞的行程、缸蓋滑動支承面的長度與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮端蓋的厚度。
活塞的行程等于活塞桿的行程為：80 mm；
缸蓋滑動支承面的長度：設計取 =22 mm；
活塞的寬度：參考設計，=32 mm。
則液壓缸缸體內部長度：
mm (3.23)
考慮實際，取液壓缸缸體內部長度=172 mm，則缸體外形長度=192 mm，具體結構尺寸見設計圖紙。
3.3液壓缸結構的設計
液壓缸與液壓馬達一樣，也是將液壓能轉變?yōu)闄C械能的一種能量轉換裝置，同為執(zhí)行元件。與液壓馬達不同，液壓缸是將液壓能轉變?yōu)橹本€運動或擺動的機械能。
液壓缸的分類：
（1）按結構形式分：活塞缸、柱塞缸、擺動缸。
（2）按作用方式分：單作用液壓缸，即一個方向的運動依靠液壓作用力實現(xiàn)，另一個方向依靠彈簧力、重力等實現(xiàn)；雙作用液壓缸，即兩個方向的運動都依靠液壓作用力來實現(xiàn)；復合式缸，即活塞缸與活塞缸的組合、活塞缸與柱塞缸的組合、活塞缸與機械結構的組合等。
液壓缸結構簡圖如下：
圖 3.3 液壓缸結構簡圖
1—活塞桿；2—法蘭蓋；3—缸蓋；4、7—密封圈；
5—活塞；6—缸體；8—連接螺栓
3.3.1缸體與缸蓋的連接形式
缸體端部與缸蓋的連接形式與工作壓力、缸體材料以及工作條件有關。
設計選用缸體與缸蓋的連接形式：法蘭連接，結構形式簡圖如圖3.4：
圖 3.4 法蘭連接結構形式簡圖
法蘭連接結構的優(yōu)點：結構簡單、成本低、易于加工、便于裝拆、強度較大、能承受高壓。
3.3.2活塞桿與活塞的連接形式
活塞桿與活塞的連接形式分：整體式結構和組合式結構；組合式結構 又分為螺紋連接、半環(huán)連接和錐銷連接。
設計選用：螺紋連接形式。其特點：結構簡單、在振動的工作條件下容易松動，必須用鎖緊裝置、應用較多。結構簡圖如圖3.5：
圖 3.5 螺紋連接結構簡圖
3.3.3活塞桿導向部分的結構
活塞桿導向部分的結構采用：端蓋整體式直接導向。其特點：端蓋與活塞桿直接接觸導向，結構簡單，但磨損后只能更換整個端蓋。其結構簡圖如圖3.6：
圖 3.6 端蓋整體式直接導向結構簡圖
3.3.4活塞及活塞桿處密封圈的選用
活塞及活塞桿處的密封圈的選用，應根據密封的部位、使用壓力、溫度、運動速度的范圍不同而選擇不同類型的密封圈。
選用密封圈密封的優(yōu)點：
（1）結構簡單，制造方便，成本低；
（2）能自動補償磨損；
（3）密封性能可隨壓力加大而提高，密封可靠；
（4）被密封的部位，表面不直接接觸，所以加 工精度可以放低
（5）既可用于固定件，也可用于運動件。
設計選用：O 型密封圈，其截面結構簡圖如圖3.7：
圖 3.7 O 型密封圈截面簡圖
3.3.5液壓缸的安裝連接結構
液壓缸的安裝連接結構包括液壓缸的安裝結構、液壓缸進出油口的連接等。
1.液壓缸的安裝形式
根據設計的工作要求和安裝位置，選用：尾部后耳環(huán)的安裝形式。即缸體固定，活塞桿運動。其安裝結構簡圖如下圖3.8：
圖 3.8 尾部后耳環(huán)的安裝形式簡圖
2.液壓缸進、出油口形式及大小的確定
液壓缸進、出油口設計布置在缸體上，液壓缸設計無專用的排氣裝置，進、出油口設在液壓缸的最處，以便空氣能首先從液壓缸排出。
進、出油口的形式選用：螺孔連接，安裝尺寸：M18×1.5。
3.3.6液壓缸主要零件的材料和技術要求
液壓缸主要零件如缸體、活塞、活塞桿、缸蓋的材料和技術要求如下：
1.缸體
材料：QT600-02；
主要表面粗糙度：液壓缸內圓柱表面粗糙度為Ra=0.2～0.4；
技術要求：（1）內徑用H9的配合；（2）內徑圓度、圓柱度不大于直徑公差之半；（3）缸體與端蓋采用螺紋連接時，螺紋采用H6級精度；（4）為防止腐蝕和提高壽命，內徑表面可以鍍0.03～0.04 mm厚的硬鉻，再進行拋光，缸體外涂耐腐蝕油漆。簡圖如圖3.9：
圖 3.9 缸體簡圖
2.活塞
材料：HT200；
主要表面粗糙度：活塞外圓柱表面粗糙度為Ra=0.8～1.6；
技術要求：（1）外徑D的圓度、圓柱度不大于外徑公差之半；（2）活塞外徑用橡膠密封圈密封時可取f7～f9配合，內徑與活塞桿的配合可取H8。其簡圖如圖3.10：
圖 3.10 活塞簡圖
3.活塞桿
材料：45；
主要表面粗糙度：桿外圓柱表面粗糙度為Ra=0.4～0.8；
技術要求：（1）材料熱處理：調質20～25HRC；（2）外徑表面直線度在500mm長度不大于0.03mm；（3）與活塞的連接可采用H8/h8配合。其簡圖如圖3.11：
圖 3.11 活塞桿簡圖
4.缸蓋
材料：HT200；
主要表面粗糙度：配合表面粗糙度為Ra=0.8～1.6；
技術要求：（1）配合表面的圓度、圓柱度不大于直徑公差之半；（2）端面A、B對孔軸線的垂直度在直徑1000 mm上不大于0.04 mm；（3）對D的同軸度不大于0.03 mm；其簡圖如下圖3.12：
圖 3.12 缸蓋的結構簡圖
3.4液壓泵參數(shù)的計算與選型
液壓泵是液壓系統(tǒng)的動力元件，將原動機輸入的機械能轉換為壓力能輸出，為執(zhí)行元件提供壓力油。液壓泵的性能好壞直接影響到液壓系統(tǒng)的工作性能和可靠性。選擇液壓泵主要根據系統(tǒng)最高工作壓力與最大流量。
1.液壓泵最高工作壓力的計算
設計系統(tǒng)中單液壓缸的工作壓力為=4.4 MPa，取進油路總壓力損失=0.5 MPa，壓力繼電器可靠動作壓力差取0.5 MPa，則液壓泵最高工作壓力：
=6++0.5=27.4 MPa (3.24)
因此，液壓泵的額定壓力可?。篜r1.1×27.4=30.1 MPa
2. 液壓泵最大流量的計算
設計取液壓缸活塞桿的運行速度為0.1 m/s。
活塞桿伸出時所需流量：
=0.1×63.6×10=6.36×10 m/s=19.05 L/min (3.25)
活塞桿縮回時所需流量：
=0.1×47.7×10=4.77×10m/s=14.3 L/min (3.26)
比較，活塞桿伸出時所需流量最大，因此，液壓泵的額定流量：
6×38.1=114 L/min
根據上面計算所需的液壓泵的最高壓力和最大流量，查手冊產品樣本，選用：160SCY14-1B型斜盤式軸向柱塞泵，其額定轉速為1000 r/min，額定壓力為32 MPa。
斜盤式軸向柱塞泵結構圖如圖3.13 ，其結構特點：
（1）三對磨擦副：柱塞與缸體孔，缸體與配流盤，滑履與斜盤。容積效率較高，額定壓力可達31.5 MPa。
（2）泵體上有泄漏油口。
（3）傳動軸是懸臂梁，缸體外有大軸承支承。
（4）為減小瞬時理論流量的脈動性，取柱塞數(shù)為奇數(shù)：5、7、9。
（5）為防止密閉容積在吸、壓油轉換時因壓力突變引起的壓力沖擊，在配流盤的配流窗口前端開有減振槽或減振孔。
圖 3.13 軸向柱塞泵結構圖
3.5電動機的參數(shù)計算與選型
液壓系統(tǒng)采用變量泵供油，所需泵的流量為114 L/min。下面分別計算活塞桿伸出與縮回時所需電動機的功率。
1、活塞桿伸出時
泵的出口壓力為27.4 MPa，所需流量為1.9×10 m/s，取總效率為0.9。
電動機的功率：
===57.8 kW (3.27)
2、活塞桿縮回時
泵的出口壓力為7.3 MPa，所需流量為1.43×10m/s，取總效率為0.9。
電動機的功率：
===43.5 kW (3.28)
比較，活塞桿伸出時所需電動機的功率最大。據此查樣本選用：Y315S-6型異步電動機，額定功率為75 kW，額定轉速為980 r/min
3.6液壓控制閥的選擇
液壓控制閥在液壓系統(tǒng)中被用來控制液流的壓力、流量和方向，保證執(zhí)行元件按照要求進行工作。屬控制元件。
液壓閥基本工作原理：利用閥芯在閥體內作相對運動來控制閥口的通斷及閥口的大小，實現(xiàn)壓力、流量和方向的控制。流經閥口的流量q與閥口前后壓力差Δp和閥口面積 A 有關，始終滿足壓力流量方程；作用在閥芯上的力是否平衡則根據結構形式需要具體分析。
根據用途不同分類：
（1）壓力控制閥：用來控制和調節(jié)液壓系統(tǒng)液流壓力的閥類，如溢流閥、減壓閥、順序閥等。
（2）流量控制閥：用來控制和調節(jié)液壓系統(tǒng)液流流量的閥類，如節(jié)流閥、調速閥、分流集流閥、比例流量閥等。
（3）方向控制閥：用來控制和改變液壓系統(tǒng)液流方向的閥類，如單向閥、液控單向閥、換向閥等。
液壓閥的性能參數(shù)：
（1）公稱通徑：代表閥的通流能力的大小，對應于閥的額定流量。與閥的進出油口連接的油管應與閥的通徑相一致。閥工作時的實際流量應小于或等于它的額定流量，最大不得大于額定流量的1.1倍。
（2）額定壓力：閥長期工作所允許的最高壓力。對壓力控制閥，實際最高壓力有時還與閥的調壓范圍有關；對換向閥，實際最高壓力還可能受它的功率極限的限制。
選擇液壓閥的基本要求：
（1）動作靈敏，使用可靠，工作時沖擊和振動要小。
（2）閥口全開時，液流壓力損失要小；閥口關閉時，密封性能要好。
（3）所控制的參數(shù)（壓力或流量）要穩(wěn)定，受外干擾時變化量要小。
（4）結構緊湊，安裝、調試、維護方便，通用性要好。
根據液壓閥在系統(tǒng)中的最高工作壓力與通過該閥的最大流量，可選出液壓閥的型號及規(guī)格。本設計系統(tǒng)所有液壓閥的額定壓力為31.5 MPa，額定流量定為114 L/min。查手冊，選取各閥的型號如下：
（1） 單向閥：SVPA2-30型液控單向閥；最大工作壓力：31.5 MPa；最大流量：114 L/min。
（2） 換向閥：DSG-03-3C2-A50型電磁換向閥；最高工作壓力：31.5 MPa；最大流量：120 L/min。
（3） 溢流閥：YDF3-20B電磁溢流閥；通徑：20 mm；額定流量：120 L/min。
（4） 分流閥： FL-B15H型分流閥；通徑：15 mm；額定流量：63 L/min。
（5） 壓力繼電器：SG-02-K-20型壓力繼電器；是一種將液壓系統(tǒng)的壓力信號轉換為電信號輸出的元件。其作用是實現(xiàn)執(zhí)行元件的順序控制或安全保護。
根據選擇的各閥設計系統(tǒng)所需要的閥組如圖3.14所示
圖3.14 各控制閥的安裝簡圖
1—電磁溢流閥；2—液控單向閥；3—電磁換向閥；
4—壓力繼電器；5—分流閥
3.7液壓輔件的選擇
液壓輔件是系統(tǒng)的一個重要組成部分，它包括蓄能器、過濾器、油箱、熱交換器、管件、密封裝置、壓力表裝置等。液壓輔件的合理設計和選用在很大程度上影響液壓系統(tǒng)的效率、噪聲、溫升、工作可靠性等技術性能。
3.7.1蓄能器的計算與選型
蓄能器是液壓系統(tǒng)中儲存和釋放油液壓力能的裝置。其功用可分為：
1、作輔助動力源或緊急動力源
在工作循環(huán)不同階段需要的流量變化很大時，常采用蓄能器和一個流量較小的泵組成油源。另外當驅動泵的原動機發(fā)生故障時，蓄能器可作緊急動力源。
2、保壓和補充泄漏
需要較長時間保壓而泵卸載時，可利用蓄能器釋放儲存的壓力油，補充系統(tǒng)泄漏，保持系統(tǒng)壓力。
3、吸收沖擊和消除壓力脈動
在壓力沖擊處和泵的出口安裝蓄能器可吸收壓力沖擊峰值和壓力脈動，提高系統(tǒng)工作的平穩(wěn)性
本系統(tǒng)設計選用蓄能器補充泄漏功能、穩(wěn)定系統(tǒng)的工作壓力。其有效容積的計算：
(3.29)
式中 —蓄能器的充氣壓力，MPa，系統(tǒng)設計取值 =27.4 MPa；
—蓄能器的最低工作壓力，MPa，系統(tǒng)設計取值 =27.4 MPa；
—蓄能器的最高工作壓力，MPa，==37.8 MPa
—液壓油的動力粘度 ，Pa·s,設計選用46號液壓油，其動力粘度=0.0405 Pa·s；
—一定時間內機組不動作的時間間隔，s，設計取=10 s；
—系統(tǒng)各個元件的泄漏系數(shù)，m,設計取值=4.0 m；
將以上數(shù)值代入公式(3.29)，可計算出蓄能器的有效容積：
=48.75 L
查設計手冊，選用：NXQ1-L25/10-L-H型氣囊式蓄能器兩個，總容積為50 L。氣囊式蓄能器尺寸小、重量輕、反應靈敏、充氣方便、最高工作壓力高。
蓄能器的安裝:
（1）氣囊式蓄能器應垂直安裝，油口向下，以保證氣囊的正常收縮。
（2）蓄能器與管路之間應安裝截止閥，以便充氣檢修；蓄能器與泵之間應安裝單向閥，防止泵停車或卸載時，蓄能器的壓力油倒流向泵。
（3）安裝在管路上的蓄能器必須用支架固定。
（4）吸收沖擊和脈動的蓄能器應盡可能安裝在振源附近。
3.7.2過濾器的選型
過濾器的功用：濾去油中雜質，維護油液清潔，防止油液污染，保證系統(tǒng)正常工作。
過濾器的選用要求：
?。?）過濾精度應滿足系統(tǒng)要求：過濾精度以濾去雜質顆粒的大小來衡量。不同液壓系統(tǒng)對過濾器的過濾精度要求見推薦表。0.1mm為粗濾器； 0.01mm為普通濾器；0.005mm為精濾器；0.001mm為特精濾器。
（2）要有足夠的通油能力：通流能力指在一定壓力降下允許通過過濾器的最大流量，應結合過濾器在系統(tǒng)中的安裝位置選取。
（3）要有一定的機械強度，不因液壓力而破壞。
（4）要考慮一些特殊要求，如抗腐蝕、磁性、發(fā)訊、不停機更換濾芯等。
（5）要清洗更換方便。
根據設計所需要的流量選用：TF-160100L-S型箱外自封式吸油過濾器。這類過濾器可直接安裝在油箱側邊底部或上部，設有自密封閥、旁通閥、壓差發(fā)信器。當壓差超過0.032 MPa時，旁通閥會自動打開。更換或清洗濾芯時，自封閥關閉，切斷油箱油路。
（6）要清洗更換方便。
過濾器的安裝：
（1）安裝在泵的吸油口：用于保護泵，可選擇粗濾器，但要求有較大的通流能力，防止產生氣穴現(xiàn)象。
（2）安裝在泵的出口：須選擇精濾器，以保護泵以外的元件。要求能承受油路上的工作壓力和壓力沖擊。
（3）安裝在系統(tǒng)的回油路上：濾去系統(tǒng)生成的污物，可采用濾芯強度低的過濾器。為防止過濾器阻塞，一般要并聯(lián)安全閥或安裝發(fā)訊裝置。
（4）安裝在系統(tǒng)的支路上