ZY液压支架立柱液压系统的设计方案

摘要

本课题主要论述了液压支架的主要设计过程。其中包括：液压支架的选型、总体设计、主要零部件的设计、校核以及液压系统设计。

支架的形式为掩护式支架。支架除了要有效的对顶板进行有效支撑，还要实现升、降、推移四个步骤。支架采用四连杆机构，改善支架的受力状况，缩小支架的升降过程中顶梁前端前后移动的距离。立柱采用单伸缩液压缸，前端带有加长杆，以满足支架最低及最高位置时的高度要求。顶梁掩护梁、底座都做成箱体结构用钢板焊接而成。

在研制液压支架时，需要对支架进行生产实验和分析研究，确定合理的液压支架受力参数、运动参数和结构参数，以及选定液压支架最佳方案等方面综合性的科学技术问题。本设计主要从支架的工作原理这手，然后进行总体结构设计以及校核。

关键词：液压支架；顶梁；底座；立柱；结构设计

ABSTRACT

The article mianly elaborate the hydraulic support design for top-caving.includes:theselection

of

hydraulic

pressure

support

form,systemdesign,main spar part design and examination of hydraulic system design

The support eliminates must realize effectively carries on the strut to the roof,but also must realize ,to fall,to push,move four steps.the support uses four

link motion gears, improves the support the stress condition,reduces the support to rise and full the distance which in the process fort end the top-beam around moves. The column uses the list expansion and contraction hydraulic cylinder,front end has legthens the pole,satisfies the support to be lowest and time the highest position high request.The top-beam,shields Liang,the foundation all makes the packed in a box body structure,becomes with the steel plate welding.

At research to presses the support, need to carry on produce to experiment and analyze the research, make sure reasonable of liquid presses the support to be subjected to the dint parameter, the sport parameter and the structure parameters, and make selection the liquid to press the synthetic science technique problem of aspect of etc. of the best project of support. This design mainly this hand from the work principle of the support, then carry on the total structure design and school pits.

Keyword:Hydraulic pressuresupport；Top beam；Cradle；the column-type support；structure design

目 录

摘要……………………………………………………………………………I ABSTRACT………………………………………………………………I 1绪论………………………………………………………………………1

1.1国内外液压支架的研究现状及发展…………………………………1

1.2本课题的研究目的和意义……………………………………………3

2液压支架基本理论分析…………………………………………………

4

2.1液压支架的工作原理…………………………………………………4

2.2液压支架的类型和结构………………………………………………7

2.3对液压支架的基本要求………………………………………………9

2.4支架的选型设计………………………………………………………10

3液压支架的整体结构设计……………………………………………13

3.1支架高度、中心距的确定……………………………………………13

3.2底座长度的确定………………………………………………………14

3.3四连杆机构的设计……………………………………………………15

3.4顶梁长度计算…………………………………………………………错误！未定义书签。

4支架主要部件的设计……………………………………………………

22

4.1支架主要部件的设计要求……………………………………………22

4.2顶梁的设计……………………………………………………………

23

4.3底座的设计……………………………………………………………24

4.4支架技术参数和立柱的设计…………………………………………24

4.5力柱柱窝位置和受力计算……………………………………………31

4.6千斤顶技术参数的确定………………………………………………33

5支架受力分析与计算……………………………………………………

38

5.1支架工作状态…………………………………………………………38

5.2受力计算………………………………………………………………39

5.3顶梁载荷分布…………………………………………………………43

6液压支架的强度校核…………………………………………………44

6.1强度条件………………………………………………………………44

6.2主顶梁的校核…………………………………………………………45

6.3掩护梁强度校核………………………………………………………47

6.4底座强度校核…………………………………………………………

49

6.5立柱强度校核…………………………………………………………53

7液压系统设计……………………………………………………………61

7.1液压支架的液压系统特点……………………………………………61

7.2液压系统的设计方法…………………………………………………62

7.3千斤顶系统……………………………………………………………62

7.4乳化液泵站系统………………………………………………………65

8技术经济分析……………………………………………………………71 9结论…………………………………………………………………………

72

参考文献……………………………………………………………………72 致谢……………………………………………………………………………

73

附录……………………………………………………………………………

74

1绪 论

1.1国内外液压支架的研究现状及发展

地下开采的煤产量主要是利用由液压支架配套的综采设备产出的。综采设备的研制和广泛的运用，对煤炭工业革新技木装备不仅有着重大的作用，而且对采煤工艺各个环节技术水平的发展和提高，是强有力的促进因素。

加速现代化进程，必须加速煤炭工业企业的建设、改造和革新技术装备的进程，增加地下开采和露天开采的煤产量。地下开采方法是最复杂和闲难的方法，但是，这种方法在工业发达国家和以煤作为—次能源的地区，仍然普遍应用。而且，开采优质煤，包括炼焦煤，都是采用地下开采方法。

综合机械化采煤是煤炭工业的一次技术，从根本上改变了煤炭工业的面貌，综合机械化采煤是20世纪人类科技发展的重要成果。 综合机械化采煤技术在我国的研究实验、使用、发展，彻底改变了我国煤炭工业的面貌，降低了工人的劳动强度，提高了产量、劳动生产率和企业效益，满足了国民经济建设对煤炭的需求，合理的集中生产简化了生产系统，提高了生产安全性。我国综采技术发展的30多年，使我国的煤炭生产技术水平跨进了世界先进行列，综放技术跃居世界领先地位。

工作面支护问题始终是困扰煤矿生产安全、产量和效率的重要问题。以液压支架为主要设备的综合机械化采煤(以下简称综采)的诞生和发展是煤矿生产发展史上的一次重大。不仅从根本上改善了劳动和安全条件，也为工作面产量和效率的迅速提高奠定了基础。但是综采设备初期投资高，特别是液压支架占综采设备总投资约60%，因此液压支架的合理

选用特显重要。

30多年来在液压支架技术不断发展中，形成了以煤科总院专业研究所和骨干支架制造厂设计所为主的支架研究设计队伍，采用计算机CAD进行各种类型支架的设计，用有限元计算软件等进行计算，并普及计算机绘图。我国制订的缓倾斜工作面顶板分类及其它研究成果为支架设计、选型和使用提供了有力的指导依据。制造方面形成以原部属专业制造厂为主、机械工业部及船舶制造总公司等专业厂为辅的制造体系，以及以国家煤矿支护设备质量检测中心为骨干的检测队伍。制定有关支架检测标准11项，建立了各项支架检测手段，造就了一支研究、制造和使用液压支架的庞大队伍。形成了研制液压支架的雄厚基础。不仅能满足国内的需要，还向美国、俄罗斯、土耳其和印度等国家出口液压支架或成套综采设备。

为适应我国煤矿综采机械化的发展，国内综采设备科研设计和制造企业已研制开发出具有较先进技术水平的大功率电牵引采煤机、重型刮板输送机、电液控制强力液压支架和多点驱动大运力带式输送机。配套设备的生产能力达到1500~2 500 t/h， 在适宜的煤层和矿井条件下，综采工作面可实现年产300万吨以上。

新型矿用单体支护设备，采用悬浮式液压技术原理，生产矿用单体支护设备，技术水平达到了国际领先水平，填补了国际空白。DWX型液压支柱的柱塞悬浮，密封胀紧，密封补偿，无内泄漏、无圆弧焊缝等技术和安全特点，具有独创性。新型矿用单体支护设备的诞生，消除了五十年来国内外单体支护设备一直存在的内泄漏和圆弧焊缝脆断等安全隐患问题。解决了深部煤矿开采冲击地压条件下回采工作面顶板支护的关键技术，结束了由德国人发明的第二代单体支护设备的历史，开创了中国人发明的第三代单体支护技术设备的历史，并将会长期使用下去。该产品普遍适用于

煤矿回采工作面的顶板支护和端头支护，可广泛应用于薄煤层、中厚煤层及较厚煤层工作面，是煤矿的重要支护设备。

近10年来主要的发展趋势是向两柱掩护式和四柱掩护式架型发展，架型结构进一步完善，设计方法更先进，参数向高工作阻力、大中心距发展。液压支架另一重大突破是控制系统，应用电液控制技术，采用电磁控制的先导阀，先进可靠的压力和位移传感器，灵活自由编程的微处理机技术，红外线遥感技术等现代科技成果，使液压支架的动作自动连续进行，移架速度大大提高，支架循环时间达到6~8s。

我国自1973年开始大规模引进德国、英国等国家的综采设备，经历了消化、吸收和改进提高的过程，到目前已形成了较完整的设计、制造和科研体系，掩护式液压支架的制造和采煤技术已有长远发展。

1.2本课题的研究目的和意义

采用综合机械化采煤方法是大幅度增加煤炭产量、提高经济效益的必由之路。为了满足对煤炭增长的日益需要，必须大量生产综合机械化采煤设备，迅速增加综合机械化采煤工作面。由于采煤工作面的底顶板条件、煤层厚度、煤层的物理机械性质等的不同，对液压支架的要求也不同。为了有效的支护和控制顶板，必须设计出不同类型和不同结构尺寸的液压支架。因此液压支架的设计工作是很重要的。由于液压支架的类型很多，因此其设计工作量也是很大的，由此可见，研制和开发新型液压支架是必不可少的一个环节。

通过对液压支架的理论学习，完成液压支架的设计工作，加深对液压支架工作原理、工作性能、工作环境及其结构的认识和了解。通过对液压支架结构的分析，加深和巩固机械原理的相关内容；通过对液压支架受力的分析和强度的校核，加深对专业基础课理论力学和材料力学及专业课机

械设计相关内容的巩固和理解。同样通过对液压支架的设计，能够更好的认识国内外液压支架的发展趋势和发现目前煤矿液压支架主要存在的问题，从而为以后更深认的了解和设计液压支架打下良好的基础。

通过自己地完成指定的课程设计任务，提高理论联系实际、分析问题和解决问题的能力，学会查阅参考书和工具书的方法，提高编写技术文件的能力，进一步加强设计计算和制图等基本技能的训练，为毕业后成为一名出色的机械工程师打好基础。

现代社会对人才提出了更高的要求，作为一名当代大学毕业生，不仅打好坚实的专业知识，还应具备工程技术人才应有的综合素质。为了适应这一发展趋势，我们应立足变传统的、僵化的、单纯的毕业设计为培养主动学习、提高创新能力、树立团结协作精神、强化计算机运用等兼容性毕业设计。同时通过完成毕业设计，锻炼学生解决实际工程问题的能力；在整个毕业设计的过程中，以我们的主动学习为主，教师适时指导为辅；将素质教育也毕业设计教案相融合，从根本上提高毕业设计的质量和水平 。

2液压支架基本理论分析

2.1 液压支架的工作原理

液压支架在工作过程中，不仅要可靠的支撑顶板，维护一定的安全工作空间，而且要随工作面的推进，进行移架和推移输送机。因此，支架要实现升、降、推、移四个基本动作，这些动作是利用泵站供给的高压液体，通过工作面性质不同的几个液压缸来完成的，如图2.1所示。

图2.1 液压支架工作原理

1—顶梁；2—立柱；3—推移千斤顶；4—安全阀；5—单向筏； 6、7—操纵阀；

2.1.1 支架升降

当操作阀处于升柱位置时，从乳化液泵站来得高压液体通过操纵阀液控单向阀5进入立柱2的下腔，立柱上腔回液，支架升起，并撑紧顶板。当操纵阀处于降柱位置时，工作液体进入立柱的上腔，同时打开液控单向阀，立柱下腔回液，支架下降。 2.1.2支架推移

支架的前移和推移输送机是通过操纵阀和推移千斤顶3来进行的。移架时，先使支架卸载下降，再把操纵阀置于移架位置，从乳化液泵站来的高压液体进入推移千斤顶的前腔即活塞杆腔，后腔即活塞腔回液。这时，支架以输送机为支点前移。移架结束后，再把支架升起，使支架撑紧顶板。若将操纵阀置于推溜位置，高压液体进入推移千斤顶后腔即活塞腔，前腔即活塞杆腔回液，这时输送机以支架为支点被推向煤壁。 2.1.3 支架承载过程

支架的承载过程是指支架与顶板之间相互力学作用的过程，它包括初撑、承载增阻和恒阻三个阶段。

(1) 初撑阶段

在升架过程中，当支架的顶梁接触顶板，直到立柱下腔的液体压力逐渐上升到泵站工作压力时，停止供液，液控单向阀6立即关闭，这一过程为支架的初撑阶段。此时支架对顶板的支撑力为初撑力。

(2) 承载增阻阶段

支架初撑结束后，随着顶板的下沉，立柱下腔的液体压力逐渐升高，支架对顶板的支撑力也随之增大，呈现增阻状态，这一过程为支架的承载增阻阶段。

(3) 恒阻阶段

随着顶板压力的进一步增加，立柱下腔的液体压力越来越高，当升高到安全阀5的调定压力时，安全阀打开溢流，立柱下缩，液体压力随之降低。当降到安全阀的调定压力时，安全阀关闭。随着顶板的继续下沉，安全阀重复这一过程。由于安全阀的作用，支架的支撑力维持在某一恒定数值上，这是支架的恒阻阶段。此时，支架对顶板的支撑力成为工作阻力，它是由支架安全阀的调定压力决定的。对于掩护式和支撑掩护式支架，其初撑力和工作阻力的计算还要考虑到立柱倾角的影响因素。

图2.2 支架的工作特性曲线

由上可知，支架工作时，其支撑力与时间的关系，可用支架工作特性曲线表示，如图 所示，曲线上的t0、t1、t3分别表示支架的初撑、增阻、

和恒阻阶段的时间。

上述工作过程表明：支架在达到额定工作阻力以前具有增阻性，以保证支架对顶板有效的支撑作用；当支架达到额定工作阻力以后，支架能随顶板的下沉而下缩，即具有可缩性和恒阻性，支架的工作特性决定于立柱、液控单向阀、安全阀和操纵阀的性能和密封的好坏。所以这些元件是支架的关键液压元件

通常液控单向阀和安全阀组合在一起，称为控制阀。支架的工作阻力是支架的一个重要参数，它表示支架支撑力的大小。但是，由于支架的顶梁长短和间距大小不同，所以并不能完全反映支架对顶板的支撑能力。因此，通常单位支护面积顶板上所受支架工作阻力值的大小，即支护强度来表示支架的支护性能。即

qP103MPa (式2.1) F式中 F—支架的支护面积，m2

2.2 液压支架的类型和结构

液压支架按其对顶板的支护方式和结构特点的不同，分为支撑式、掩护式和支撑掩护式三种基本架型。 2.2.1 支撑式支架

支撑式支架是出现最早的一种架型，按其结构和动作方式的不同，支撑式支架又分为垛式支架和节式支架两种结构型式。垛式支架每架为一整体，与输送机联接并互为支点整体前移。节式支架由2~3个框节组成，移架时，各节之间互为支点交替前移，输送机用与支架相连的推移千斤顶推移。节式支架由于稳定性差，现已基本淘汰。

支撑式支架的结构特点是：顶梁较长，其长度多在4m左右；而且立

柱多，一般4~6根，且垂直支撑；支架后部设复位装置和挡矸装置。以平衡水平推力和防止矸石窜入支架的工作空间内。支撑式支架的支护性能是：支撑力大，且作用点在支架后部，故切顶性能好；对顶板重复支撑的次数多，容易把本来完整的顶板压碎；抗水平载荷的能力差，稳定性差；护矸能力差，矸石易窜入工作空间；支架的工作空间和通风断面大。

由上可知，支撑式支架适用于直接顶稳定、老顶有明显或强烈周期来压，且水平力小的条件。 2.2.2 掩护式支架

掩护式支架的结构特点是：有一个较宽的掩护梁以挡住采空区的矸石进入作业空间，其掩护梁的上端与顶梁铰接，下端通过前后连杆与底座连接。底座、前后连杆和掩护梁形成四连杆机构，以保持稳定的梁端距和承受水平推力。立柱的支撑力间接作用于顶梁或直接作用于顶梁上。掩护式支架的立柱较少，除少数掩护式支架1根立柱外，一般都是一排2根立柱。这种支架的立柱都为倾斜布置，以增加支架的调高范围，支架的两侧有活动侧护板，可以把架间密封。通常顶梁较短，一般为3.0mm左右。

掩护式支架的支护性能是：支撑力较小，切顶性能差，但由于顶梁短，支撑力集中在靠近煤壁的顶板上，所以支护强度较大、且均匀，掩护性好，能承受较大的水平推力，对顶板反复支撑的次数少，能带压移架。但由于顶梁短，立柱倾斜布置，故作业空间和通风断面小。

由上可知，掩护式支架适用于顶板不稳定和中等稳定、老顶周期来压不明显、瓦斯含量少的破碎顶板条件。 2.2.3 支撑掩护式支架

支撑掩护式支架是在吸收了支撑式和掩护式两种支架优点的基础上发展起来的一种支架。因此，它兼有支撑式和掩护式支架的结构特点和性能，可适用于各种顶底板条件。

支撑掩护式支架的顶梁由前梁与主梁构成，四根立柱支撑在顶梁和立柱之间，掩护梁的上端与顶梁铰接，下端用连杆与底座相连。这种支架的优点是：支撑力大，切顶性能强，防护性能好，通风断面大，稳定性好，应用范围广。它的主要缺点是：结构复杂，成本较高。

支撑掩护式支架的立柱均为两排，立柱可前倾和后倾。也可倒八字形布置和交叉布置。通常，两排立柱都直接支撑在顶梁上，个别情况下，也有后排立柱支撑在掩护梁上而前排立柱支撑在顶梁上。 2.2.4 特种液压支架

特种液压支架是为满足某些特殊要求而发展起来的液压支架，在结构型式仍属于上述某种基本架型。

2.3 对液压支架的基本要求

1. 为了满足采煤工艺及地质条件的要求，液压支架要有足够的初撑力和

工作阻力，以便有效地控制顶板，保证合理的下沉量。

2. 液压支架要有足够的推溜力和移架力。推溜力一般为100kN左右；移

架力按煤层厚度而定，薄煤层一般为100kN~150kN，中厚煤层一般为150kN ~250kN，厚煤层一般为250kN~ 400kN。 3. 防矸性能要好。 4. 排矸性能要好。

5. 要求液压支架能保证采煤工作面有足够的通风断面，从而保证人员呼

吸、稀释有毒气体等安全方面的要求。 6. 为了操作和生产的需要，要有足够宽的人行道。 7. 调高范围要大，照明和通讯方便。

8. 支架的稳定性要好，底座最大比压要小于规定植。

9. 要求支架有足够的刚度，能够承受一定的不均匀载荷和冲击载荷。

10. 在满足强度条件下，尽可能减轻支架重量。 11. 要易于拆卸，结构要简单。 12. 液压元件要可靠。

2.4支架的选型设计

2.4.1设计的原始条件

煤层厚度：H＝1.8~3.2M；顶设条件老顶II级、直接顶II级，底板平整，无影响支架通过的断层。工作面配套设备：采煤机：MXA-300/3.5，刮板输送机：SGZ－730/320。煤层倾斜角小于15度，支护强度、底板抗压强度、泵站压力、安全阀调定压力40MPa。 2.4.2支架的支护性能与外载荷

由液压支架的工作状态知，支架承受的外载荷是顶板下沉形成的。在顶板下沉过程中，支架的顶梁与顶板有相对滑动的现象，支架不仅受有垂直于顶梁的力，还受有平行于顶梁的摩擦力。垂直于顶梁的力由支架的工作阻力来平衡。在支架承载过程中，支架底座承受工作面底板反作用力。

为了设计计算方便，要对支架的外载荷和支架本身进行简化，概述如下：

把支架简化成一个平面杆系结构。为偏于安全，在计算时把外载荷视为集中载荷；金属结构件按直梁理论计算；顶梁、底座与顶底板被认为均匀接触，载荷沿支架长度方向按线性规律分布，沿支架宽度方向为均布；通过分析和计算可知，掩护梁上矸石的作用力，只能使支架实际支护阻力降低所以，在进行强度计算时不计，使掩护梁偏于安全；立柱和短柱按最大工作阻力计算；产生作用在顶梁上的水平力的情况有两种，—是由于支架让压回缩，顶梁前端点运动轨迹为近似双纽线，顶梁与顶板间产生相对位移，顶板给予顶梁水平摩擦力，另一种是由于顶柜向采空区方向移动，使支架顶梁受一指向采空区的水平摩擦力。顶梁和顶板的静摩擦系数

W，

一般取0.15~0.3；按不同支护高度时各部件最大受力值进行强度校核。 2.4.3 影响架型选择的因素 (1) 煤层厚度

煤层厚度不但直接影响到支架的高度和工作阻力，而且还影响到支架的稳定性。当煤层厚度大于2.5~2.8m（软煤取下限，硬煤取上限）时，应选用抗水平推力强且带护帮装置的掩护式或支撑掩护式支架。当煤层厚度变化较大时，应选用调高范围大的支架。 (2) 煤层倾角

煤层倾角主要影响支架的稳定性，倾角大时易发生倾倒、下滑象。当煤层倾角大于10~15时，应设防滑和调架装置，当倾角超过18时，应同时具有防滑防倒装置。 (3) 底板性质

底板承受支架的全部载荷，对支架的底板影响较大，底板的软硬和平整性，基本上决定了支架底座的结构和支承面积。选型时，要验算底座对底板的接触比压，其值要小于底板的允许比压(对于砂岩底板，允许比压为1.96~2.16MPa，软底板为0.98MPa左右)。

(4) 瓦斯涌出量

对于瓦斯涌出量大的工作面，支架的通风断面应满足通风的要求，选型时要进行验算。

(5) 地质构造

地质构造十分复杂，煤层厚度变化又较大，顶板允许暴露面积和时间分别在5~8m2和20min以下时，暂不宜采用液压支架。

(6) 设备成本

在满足要求的前提下，应选用价格便宜的支架。

2.4.4 支架架型的确定

从架型的结构特点来看，由于架型的不同，它的支撑力分布和作用也不同；从顶板条件来看，由于直接顶类别和老顶级别的不同，支架所承受的载荷也不同。所以，为了在使用中合理地选择架型，要对支架的支撑力、采煤高度与承载的关系进行分析，使支架的支撑力能适应顶板载荷的要求。

根据煤层厚度1.8~3.2M，属于中厚煤层。支架的适应高度为1.5~3.5M煤质条件老顶II级、直接顶II级，底板平整，无影响支架通过的断层，根据表2.1初步选定为掩护式两柱液压支架。

老顶级别 直接顶类别 Ⅰ 1 2 3 掩掩护护支撑1 掩 护 Ⅱ 2 掩 护 或 支 撑 掩 护 式 3 Ⅲ 1 2 3 4 支掩掩撑护护掩或或护支支Ⅳ 4 采高小支撑式 于2.5m时 支 支撑 撑式 掩护式 式 式 式 支架类型 式 式 撑撑掩掩护护式 式 1.60.294 支撑掩 护式 采高大于2.5m时 1 支架支护强度 MPa 0.294 0.3431.30.294 >20.249 >20.343 应结合深孔爆采高m 2 （0.245） 0.4411.30.343（0.245） 1.60.343 破，软化顶板等措施3 （0.343） 1.30.441（0.343） 1.60.441 >20.441 处理采空区 0.5394 （0.441） 1.30.539（0.441） 1.60.539 >20.539 表2.1支架架型的选择

注：①括号内的数字是掩护式支架的支护强度。表中所列支护强度在选用时，可根

据本矿情况允许有5%的波动范围。

②表中1.3、1.6、2分别为Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ级老顶的分级增压系数；Ⅳ级老顶给出最低值2，选用时可根据本矿实际确定适宜值。

3 液压支架的整体结构设计

3.1 支架高度、中心距的确定

3.1.1支架高度的确定

支架高度的确定原则，应根据所采煤层的厚度，采区范围内地质条件的变化等因素来确定，其最大与最小高度为：

HmhmS1 （式3.1） HnhnS2 （式3.2）

h—煤层最大采高，

mhn—煤层最小采高

—伪顶冒落的最大厚度，一般取0.2~0.3m

S1S2—顶板最大下沉量，一般取100~200mm

a—移架时支架的最小可缩量，一般取50mm

a—矸、浮煤厚度，一般取50mm

本设计采高1.8~3.2m,取支架高度为1.5~3.5m 3.1.2支架伸缩比

支架的伸缩比指最大与最小支架高度之比值为：

m代入数据得m=2.33。 3.1.3支架间距

Hm （式3.3） Hn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：

bcBmnC3（式3.4）

式中： bc—支架间距（支架中心距）；

Bm—每架支架顶梁总长度；

C3—相邻支架（或框架）顶梁之间的间隙；

n—每架所包含的组架的组数或框架数，整体自移式支架。

支架间距bc要根据支架型式来确定，但由于每架支架的推移千斤顶都与工作面输送机的一节溜槽相连，因此目前主要根据输送机溜槽每节长度及帮槽上千斤顶连结块的位置来确定，我国刮板输送机溜槽每节长度为1.5m,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1.5m。

本次设计取支架的中心距为1.5m。

3.2底座长度的确定

3.2.1底座长度

底座是将板压力传递到底板和稳固支架的部件。在设计支架的底座长度时，应考虑如下诸方面：支架对底板的接触比压要小；支架内部应有足

够的空间用于安装立柱，液压控制控制装置、推移装置和其他辅助装置；使于人员操作相行走，保证支架的稳定性等。通常，掩护式支架的底座长度职3.5倍的移架步距(一个移架步距为0.6m)，即2.1m左右；支撑掩护式支架的底座长度取4倍移架步距，即2.4m左右。本次设计取底座长2.18m。 3.2.2 底座宽度

支架底座宽度一般为1.1~1.2m。为提高横向稳定性和减小对底板比压，厚煤层支架可加大到1.3m左右，放顶煤支架为1.3~1.4m。底座中间安装推移装置的槽子宽度与推移装置的结构和千斤顶缸径有关，一般为300~380mm。宽度取1350mm。

3.3四连杆机构的设计

3.3.1四连杆机构的作用与缺点

1．梁端护顶 鉴于四连杆机构可使托梁铰接点呈双纽线运动，故可选定双纽线的近似直线部分作为托梁铰接点适应采高的变化范围。这样可使托梁铰接点运动时与煤壁接近于保持等距，当梁端距处于允许值范围之内时，借此可以保证梁端顶板维护良好。

2．挡矸 鉴于组成四连杆机构的掩护梁既是连接件，又是承载件，为了承受采空区内破碎岩石所赋予的载荷，掩护梁一般做成整体箱形结构，具有一定强度。由于它处在隔离采空区的位置，故可以起到良好的挡矸作用。

3．抵抗水平力 观测表明：综采面给予支架的外载，不但有垂直于煤层顶板的分力，而且还有沿岩层层面指向采空区方向（或指向煤壁方向）的分力，这个水平推力由液压支架的四连杆机构承受，从而避免了立柱因承受水平分力而造成立柱弯曲变形。

4．提高支架稳定性 鉴于四连杆机构将液压支架连成一个重量较大的

整体，在支架承载阶段，其稳定程度较高。

四连杆机构在具有以上诸作用的同时，也有一些缺点。首先，支架在工作过程当中，四连杆机构必须承受很大的内力，从而导致支架结构尺寸的加大和重量的增加；其次，由于四连杆机构对顶板产生一个水平力（又称水平支撑力），因此对支架的工作性能将产生不良影响。 3.3.2 四连杆几何特征

（1）支架在最高位置时，P1=52°~62°，即：0.91~1.08弧度；

Q1=75°~85°即1.31~1.48弧度；支架在最低位置时，保证P125。

（2）后1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70mm以下。

（5）支架在最高位置时的tan应小于0.35，在优化设计中，对支撑掩护式支架最好应小于0.16。

3.3.3.四连杆机构各部尺寸的确定

四连杆机构各部参数如图3.1所示，图中的H1为支架在最高位置时的计算高度。令：o2a=A。 ab=B。 ab=C。 cd=D。 o2d=E。

a'e=G。 e'b=F。

Jo1=S。Je'=L。

ASabI。 I1。tan==U GLae'ea

图3.1四连杆机构参数图

1、四连杆的作用

四连杆机构是现代液压支架主要的稳定机构，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。对于四连杆的选择形式，大多数都是采用前整体后单的形式，这样可以增加尾部的空间。

具有四连杆机构的液压支架从问世以来，经过长期的实践考验，显示出巨大优越性，并从根本上克服了支撑式支架稳定性和力学持性的缺陷，成为液压支架技术发展史上的一个重要里程碑。

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时保持比较稳定的梁端距，即要求掩护梁和顶梁的铰接点的运动轨迹近似为一条直线，故称底座、前连杆、后连杆和掩护梁组成的机构为近似直线机构，从而得到一个近似相等的端面距，以提高管理顶板性能，使支架能承受较大的水平力。

液压支架升降时，顶梁的运动轨迹是由四连杆机构决定的，既有顶梁与掩护梁的铰点E的轨迹所决定，其轨迹如图3.2所示：

图3.2升降柱运动轨迹

2、支架四连杆机构的运动轨迹

支架在最大高度和最小高度范围内运动时，E点的运动轨迹呈3种形式：双向摆动(ABCD段)、单向向后摆动(BC段)和单向向前摆动(AB段和CD段)。选择不同的四连杆参数．可以使E点轨迹处于上述3种曲线段。支架工作时，受到顶板载荷的作用，有下缩趋势。当E点轨迹处于AB段时，顶梁相对于顶板有向煤壁移动的趋势，顶板对顶粱的摩擦力指向采空区侧。当E点轨迹处于BC段时，顶梁相对于顶板有向采空区移动的趋势，此时顶板对顶梁的摩擦力指向煤壁。当顶板运动趋势超过支架运动趋势时，顶梁与顶板间的摩擦力方向将取决于顶板的运动趋势。

从顶板管理方面分析，顶梁向煤壁方向移动比顶梁向采空区方向移动有利。前者对于保持粱端顶板处于挤压状态有利，而后者容易导致顶板产生离层或断裂，造成顶板断裂线前移或梁端冒顶。因此，合理设计四连杆参数．使支架工作段内，E点轨迹处于AB段比较理想，但对于调高范围大的支架，要达到要求是困难的。然而，由于四连杆销孔间隙的作用，使E点实际运动轨迹与上述理论轨迹不完全相同。为了保持支架梁端距的稳定，一般应控制梁端摆动幅度Δ≤30~80mm。液压支架的纵向稳定性完

全是由四连杆机构决定的，而不取决于立柱的多少。

液压支架实际受力状态十分复杂，经常受到非对称载荷和横向载荷的作用，保持支架横向稳定性和整体刚性十分重要。如图示支架立柱为二力构件，不具有承受较大横向载荷的能力。支架的横向载荷只能靠四连杆机构承受。

3、四杆机构之间的关系

掩护式和支撑掩护式支架的四连杆机构都是双摇杆机构。双摇杆机构形成的条件是：最短杆C和最长杆之和小于其余两杆长度之和，而最短杆为上连杆（掩护梁），最短杆的对边a为固定杆（底座），即：

C＋b各杆之间的关系如图3.3所示：

图3.3各杆之间的关系

4、作图方法

已知条件是支架的最大高度hmax和支架的最低高度hmin。要求在这范围内掩护梁上下运动时轨迹是一条直线或近似直线。水平偏移量不允许超过75mm。

图3.4作图轨迹及对应参数

1)在图3.4中，先画基线AB向上取hmax，在hmax顶端向下取一定距离（顶梁顶面之掩护梁的铰接轴中线的距离），得到I点。由I点向下取（hmax~hmin）的长度得到H点。

2)以AB作为底座的底线，在AB上取一定的长度得B点，由B点向上一定距离得J点，J点作为后连杆和底座的铰接轴。

3)由H作一斜线HC与水平线成角，必须使>15o。在J点作角，再取JC一定长度与HC交于C点，C点作为后连杆和掩护梁的铰接轴。 4)以J为圆心，JC为半径画一圆弧ab。以I为圆心，以HC的长度为半径画圆弧与ab弧交于E点。C点和E点就是后连杆在支架为最小高度和最大高度时的极限位置。

5)在CH上取一长度CD，必须使CD6)在IE上，由E点取EF，使EF＝CD。作D和F连线的垂直二等分

线，在垂直二等分线上取G点，必须使DG成为最长杆，又使GJ>DC,这样CD就是最短杆。而且要使CD＋DG7)IH之间的轨迹的校核。在CE弧内平均取几点，例如1、2、3点，依次的以1、2、3为圆心，以CD为半径画弧，与以G点为圆心GD

2'、3'点，连接11'、22'、33'，并都给予延长得为半径的FD弧交于1'、1''、2''、3''点，使11''=22''=33''＝CH。这样，I、3''、2''、1''所形成的

曲线要接近直线。如果差别太大，要改变四连杆的尺寸或角度，以上述的过程画出I~H间的轨迹，使近似于直线。

除要求水平偏移量不超过规定值外，对角的变化要求均匀。特别要注意在最大高度时，不要发生突变。角是连杆瞬时中心与掩护梁铰接轴的连线和顶梁延长线之间的夹角。

注意，CDH上的D点，可以不在CH连线上。

确定掩护梁上铰点至顶梁顶面之距和后连杆下铰点至底座底面之距按同类型支架用

类比法来确定得：掩护梁上铰点至顶梁顶面之距为160mm；后连杆下铰

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还要考虑到整体支架与一节溜槽长度相匹配的问题。 故顶梁宽取1.4m。

4支架主要部件的设计

4.1支架主要部件的设计要求

各部件设计要求要满足总体配套的要求，就是应满足采煤机、双输送机和支架配套的空间要求。各部件设计的基本要求：

（1）四连杆机构应进行优化设计，使支架梁端距变化小，支架受力状态最佳，结构上既满足工作空间要求，又能承受足够的纵向、横向力及扭矩。

（2）前梁由前梁千斤顶控制，可上下摆动15°，与顶板保持良好的接触，维护机道上方顶板。挑梁是和前梁铰接的可翻转支护板，由防片帮千斤顶控制，可及时支护，并超过水平线上挑3°~5°，拉架时收回，还可在移架后支护煤壁，以防止片帮。

（3）顶梁 顶梁是支架主要承受顶板压力的部件，并起切顶作用。它可多次反复支撑顶煤，以利于放煤。顶梁装有侧护板，活动侧装有千斤顶和弹簧，防止架间漏煤、矸及调节支架间距。

（4）掩护梁受扭力和横向载荷力大，是十分重要的部件。

（5）底座 底座是将支架承受的顶板压力和侧向力传至底板。它既要有足够的强度和刚度，又应满足底板比压不超限。保证支架整体稳定性的关键是在底座上铰接四连杆机构，在底座中间设置有推移装置，侧面设置拉后输送机的千斤顶和推移杆。

（6）推移装置 此机构关系到支架能否正常推移，由千斤顶和推移杆组成。推移杆结构有长推杆或是由两部分短推移杆组成。

（7）液压控制系统及立柱、千斤顶 液压系统由各液压件、管路系统组成，它应保证立柱、千斤顶完成支架要求的各种性能，并达到设计技术参数。

4.2顶梁的设计

图4.1 支架的顶梁

顶梁前、后分别与前梁和掩护梁铰接，球面柱窝与立柱的活柱头相连。顶梁有铰接耳座与四连杆机构的上连杆联接，此外还设有所需千斤顶的耳座，如前梁、掩护梁千斤顶耳座。顶梁体箱式结构件的设计可根据总体受力分析，按不同支护高度时各部件最大受力值计算其强度。一般柱窝断面为最危险断面，断面安全系数n应大于1.1，同时要充分考虑各个铰接孔的挤压强度，以免孔受塑变拉长而损坏，特别是与上连杆铰接的耳座，一定要加大强度。

侧护板与导杆连接的结构以长方形拉板为好，可以保证导杆与侧护板的连接强度。

其机构与一般掩护式支架相同，梁体由钢板焊成箱式结构件，设计强度要求同上，安全系数n大于1.1，侧护板设计要考虑降架式不与邻架侧

护板脱离接触。侧护板采用长方形拉板与导杆连接，支架工作阻力400吨以上时，侧推千斤顶采用内供液式，有利于保证梁体的焊接强度。

本设计采用铰接式的顶梁，具体结构见图纸。

4.3底座的设计

4.3.1液压支架的底座

图4.2四连杆机构的底座

底座为整体式刚性底座，四连杆机构铰接在底座前部(有的铰接在中部或后部)，有两个球面柱窝与立柱缸底相连，底座中间布置有推移装置，侧面有拉后输送机千斤顶固定耳座。该底座整体性强，稳定性好，与底板接触面积大，比压小。由于四连杆机构在中部连接，使底座受力状态不好。上连杆与底座的铰接座为两突出的内主筋形成的箱体结构，应合理设计，使突变过渡处强度足够，呈圆弧状过渡，以免损坏。

本设计采用整体式刚性的底座，具体结构见图纸。

4.4支架技术参数和立柱的设计

4.4.1 支护面积

支架的支护面积按下式计算：

Fcbc(Lg)mm （式4.1）

式中 Fc—支护面积，mm；

—移架后顶梁前端点到煤壁的距离(m)，一般=0.3+e

将各数值代入公式(4.1)得支架的支护面积为：

Fc1.5(2.910.33)＝4.86m

4.4.2 支护强度

支护强度的计算可借助表2.1，首先按表2.1根据老顶级别和直接顶类别确定支架架型，再根据老顶级别和采高确定支护强度。由于实际最大采高不一定正好和表2.1所列采高相同，所以要用插值法重新计算。

qxq1(q2q1)式中：

Hmh1qh2qh1q kN/m2 （式4.2）

qx—当支架最大采高为Hm时，支架应有的支护强度，kN/m2； q1—在架型选样表2.1中与低于Hm但与之相邻的采高相对应的支护强度；kN/m2；

q2— 在架型选择表2.1中与高于Hm但与之相邻的采高相对应的支护强度，kN/m2；

h1q—q1所对应的采高，m； h2q—q2所对应的采高，m。 根据表2.1将各数值代入公式得支护强度为：

qx(1.3441)1.3(441245)3.22598.78kN/m2 42支架理论支护阻力为：

F1=Fc·qx （式4.3）

代入数值得F1=2910kN

4.4.3 确定立柱的技术参数 立柱缸径按下式进行计算：

Dd式中 Dd—立柱缸体内径，cm；

40F1mm （式4.4）

ndpacosmF1—支架承受的理论支护阻力，kN；

F1Fcqx kN

nd—每架支架立柱数；

pa—安全阀调整压力，MPa，按产品样本选取(或参考同类支架选取)。其中，YF1B型pa=40 MPa；YF2型pa=30~60 MPa；

m—立柱最大倾角(度)，(支架降到最低工作位置时，m角最大)。

将各数值代入公式3.9得立柱缸径为：

Dd40291022.9cm 3.14240cos28 按北京煤矿机械厂标准（Q/BM327—82）表4.1选取比计算值大的标准值作为内径De，再选取配合尺寸。

表4.1 内径标准 单位：mm

50 160 63 180 80 200 100 210 110 220 125 230 140 250 (145) 查表4.1，选De=230mm，

查表，选取配合尺寸为：外缸内径230mm，活柱外径210mm，工作阻力1800kN，额定工作压43.3 MPa，泵站压力31.4Mpa。

取泵站额定工作压力pb( MPa)减去从泵站到支架沿程压力损失后的

'值pb为30 MPa，代入公式得立柱初撑力为：

3.14232Pt301246.6kN

4104.4.4 安全阀压力与立柱工作阻力的确定

1、立柱的工作阻力

安全阀的调整压力，按选定后的立柱缸体内径De和支架承受的理论支护阻力F1m来确定。即

Pa式中的Fz按下式计算：

40Fz MPa （式4.5） 2DcFzF1m kN （式4.6）

ndcosn式中 n—支架在最高位置时立柱倾角，度； 将数据代入公式得Fz为：

Fz29101506.3kN

2cos15401506.336.3 MPa 23.1423 由公式得安全阀的调整压力为：

PaPa求出后，在选定一种动作压力与Pa相近的标准安全阀。此安全阀的动作压力即为支架安全阀的调整压力。取Pa=40MPa。

立柱工作阻力P2按下式进行计算：

P2De2410Pa kN （式4.7）

将各数值代入公式得立柱工作阻力P2为：

3.14232P2401661.9kN

410表4.2支架工作阻力数值圆整标准（MT169-87）（kN）

1200 3600 00 1600 4000 7200 2000 4400 8000 2400 4800 9000 2800 5200 10000 3200 5600 12000 圆整取支架工作阻力为3200kN，则P2=1600kN。

2、最小导向长度的确定

当活柱全部伸出时，从活塞导向环中点倒导向套中点的距离称为最

小导向长度的H，如图4.3所示。如果导向长度过小，将使立柱的初折曲增大，影响立柱的强度和稳定性。因此在设计时，必须保证有一定的最小导向长度。一般要求满足下式。

HLD2102

式中 L—立柱最大工作行程，L=1000mm

D2—缸筒内径，mm

一般导向长度A，当缸内径D280mm，取活柱外径的0.6~1.0倍。。活塞宽度B则取缸内径的0.6~1.0倍。 C取缸内径的0.6~1.0倍。为了保证导向长度，过分增大导向套长度和活塞宽度都是不适宜的，最好在活塞上不装一个距离套，距离套的宽度有所需要的最小导向长度决定。

图4.3立柱导向长度关系图

1—缸筒；2—活塞；3—导向环；4—距离套；5—导向套；6—缸盖；7—活柱

3、缸底厚度计算

掩护式和支撑掩护式支架立柱的缸底，一般在缸内做成平地，在缸

‘

外做成球面形，如图4-35所示。在直径D（mm）处的底后可用下列公式

计算：

‘0.43D’

p[]0.4318043.351mm 100式中 p—缸内所能形成的最大压力，P=43.3MPa；

[]—缸底材料的许用应力，铸钢[]=100MPa。

图4.4立柱缸底示意图

4、缸体长度的确定

液压缸缸体内度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体的外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸的缸体长度不应大于内径的20~30倍。 4.4.6支护效率

整台支架的工作阻力是由立柱工作阻力产生的。对于掩护式支架而言，用支护效率来评价立柱工作阻力转为支架工作阻力的有效程度，效率

按下式计算：

F1291091%（4.8） 3200Pt值与支架的架型、结构尺寸和支架高度有关，值过大或过小都不好。

由于支架的工作阻力F1由立柱工作阻力之和的垂直分力及掩护梁和前、后连杆来承担，而立柱的工作阻力之和不变，当值过大，说明掩护梁和前、后连杆受载增加，对掩护梁和前、后连杆不利；当值过小，说明立柱的工作阻力不能充分发挥。一般要求在支架工作段内，掩护式支架由于立柱倾角较大，值应大于90%以上。故满足要求。 4.4.7 底座接触比压

顶板对支架的巨大载荷有整台支架传到底板，在支架底座与底板接触处将具有一定的比压。由于底板岩性不同，含水量不同等因素，使底板具有不同的抗压强度。则在设计支架时，应验算底板的比压。

qjpA（式4.9） bL则平均接触比压为： qj3200161.6（式4.10） 1.98式中 qj—平均接触比压；

pA—支架工作阻力；

B—底座与底板的接触宽度； L—底座与底板的接触长度。

结论：该底座比压在允许范围内。

4.5立柱柱窝位置和受力计算

立柱是液压支架的主要承载与高度调节件。它除了要具有较高的承载能力外，还应有较大的伸缩行程，以满足支架工作高度的要求。在厚煤层开采中，为了增大支架对煤层厚度变化的适应性，常需使支架的伸缩比较大。此时，单伸缩立柱就难以满足要求。虽然采用在支架上装设机械加长杆的方法，在一定程度上可以扩大其调高范围。但机械加长杆在安装后就成为固定活塞杆，需要调节时装拆比较困难。目前，在国内外一些大高度的新型支架上日益采用伸缩式立柱。本设计采用单伸缩加长杆立柱结构。 4.5.1立柱布置

1）立柱数，本课题设计3200/15/35取支架为2柱。

2）支撑方式：掩护式支架为倾斜布置，这样可克服一部分水平力，并能增大调高范围。一般立柱轴线与顶两的垂线夹角小于30（支架在最低工作位置时），由于角度较大，可是调高范围增加。同时又与顶梁较短，立柱倾角较大可以使顶梁柱窝位置前移，是顶梁前端支护能力增大。

4.5.2立柱柱窝位置的确定

液压支架立柱上柱窝位置的确定原则，从理论上分析，要使顶梁支撑

力分布与顶板载荷分布一致。但顶板载荷复杂，分布规律因支架顶梁与顶板的接触情况而异。为简化计算，假定顶梁与顶板均匀接触，载荷沿顶梁长度方向按线性规律变化，沿支架宽度方向均布。把支架的空间杆系结构，简化成平面杆系结构。同时为偏于安全，可以认为顶梁前端载荷为零，载荷沿顶梁长度方向向后越来越大呈三角形分布，并按集中载荷计算。所以，支架支撑力分布也为三角形，以此计算立柱上柱窝位置。此时认为支架顶梁承受集中载荷F1在顶梁1/3处，取顶梁为分离体，受力情况如图4.4所示。对A取距，可算得x

图4.5 顶梁受力分析

xF1LgF1Wh1Ptsin(h2h1)3 （式4.11）

Ptcos式中：x－立柱上柱窝至顶梁和掩护梁铰点之距；

F1－支架支护阻力； q－支架最大支护强度； Fc－支护面积； Lg－顶梁长度； pt－支护工作阻力之和；

h1－顶梁和掩护梁铰点至顶梁顶面之距；

h2－立柱上柱窝中心至顶梁顶面之距；

－立柱在最高位置时的倾角。

由前面的计算可知道

缸径(mm) 160 140 125 100 80 63 q＝598.78kN/m2F1=2910kN Lg=2.91m

pt=2P2=3200kN h1=0.26mh2=0.16m=15度

代入得x=800mm

由立柱倾角可得下柱窝位置。

4.6 千斤顶技术参数的确定

4.6.1推移千斤顶

推移千斤顶选用框架推移方式，则其缸体内径为：

Dt40F移Pb'mm （式4.12）

式中 F移—推移千斤顶的移架力，kN。在薄煤层中F移=100~150 kN；中

厚煤层中F移=150~250 kN；厚煤层中F移=300~400 kN。 由于是中厚煤层，所以取F移=150 kN，代入公式得推移千斤顶缸体内径为： Dt4015071.4mm

3.1425由以上计算出来的推移千斤顶的缸体内径，再按表4.3选取标准值：

表4.3 推移千斤顶缸、杆配合关系

杆径(mm) 泵压(MPa) 推力(kN) 拉力(kN) 推荐材料缸 140 100 85 100 85 70 32.6 70 (63) 50 45 45 40 633 1500 490 392 284 14614 85 元 钢 245 157 98 382 445 234 304 16820 95元钢 110 105元钢 95元钢 127 157 98 108 48 58 12114 80 85元钢 70元钢 10214 8311 19422 105规格杆 15217 元钢 (mm) ／ ／ ／ ／ 经查表，选用标准缸径为80mm。

推移千斤顶的行程与推移步距有关，当推移步距为600mm时，推移千斤顶的行程为700~750mm，按液压缸行程系列表选用700mm。 4.6.2平衡千斤顶在顶梁上位置的确定

(1)参考液压支架技术表千斤顶缸径、活塞杆径与工称载力匹配关系 选取平衡千斤顶缸径160mm，推力/拉力(KN)633/454。

取顶梁为分离体如图所示，对a点取距有：

图4.6顶梁受力图

F1P8sin2L2P8cos2(h7h1)ptcos1(L1L2)Ptsin1(h2h1)F1Wh10 （式4.13）

p8—平衡千斤顶推力/拉力

W —顶板与顶梁之间的摩擦系数，计算时取0.3

1—支架在最高位置时立柱倾角

2—支架在最高位置时平衡千斤顶倾角

为保证平衡千斤顶与掩护梁不发生干涉，保证支架在不同高度时平衡千斤顶与掩护梁平行，可以取在最高位置时顶梁上平面与掩护梁的夹角。

为保证平衡千斤顶与掩护梁不发生干涉，h7按下式计算

h7h1Be/2Db/2p(m) （式4.14）

h70.160.110.080.040.39(m)

式中： Be—掩护梁厚度（m） Db—平衡千斤顶外径（m） P—平衡千斤顶外径与掩护梁间之间隙，一般取0.03~0.05（m） L2—平衡千斤顶上铰点至顶梁和掩护梁铰点之距

平衡千斤顶受拉力时，取x=0.27Lg 平衡千斤顶受推力时取x=0.35Lg 以上参数具体数值如下表，将数据代入得L2=0.322m

表4.4 计算平衡千斤顶各种参数

pt 3200 p8 633 p8 454 0.35L 1018.5 W 0.3 0.27L 785.7 1 15 L4 670 2 53 h1 160 Db 160 h2 260 h6 611 L1L2 800 Be 220 L3 1661 (2)平衡千斤顶的行程计算

为了防止平衡千斤顶的耳环或平衡千斤顶本身背被拉坏，对平衡千斤顶的行程有如下要求：当支架在最高位置时，顶梁能下摆15度；支架在最低位置时顶梁能上摆10度，或顶梁和掩护梁近似180度。为简化计

算，取如下两种情况：假设平衡千斤顶的活塞杆全部伸出时顶梁和掩护梁成180度；平衡千斤顶的活塞全部缩回时，支架恰好在最高位置。

当支架在最高位置时，平衡千斤顶达到最小长度L4,如图4.7所示

aL2a3a4x'L4L7图4.7平衡千斤顶最短位置

L4L7X' （式4.15）

上式中X由下式进行计算

X'L2(h7h1)2sin(90aarctg(h7h1)/l2) （式4.16）

2 当顶梁和掩护梁成180度时，平衡千斤顶达到最大长度L5,如图4.8所示。

L5L7L2

行程 S=L2-X=0.322-0.01=312（m） 查表液压活塞行程系列表取 S320mm

L2L7h7L5L6h7h1 图4.8平衡千斤顶最长位置

(3)平衡千斤顶在掩护梁上位置的确定

平衡千斤顶的行程确定后，即可确定它在掩护梁上的位置，如图4.8

L7L5L2a1b12SL20.652m （4.17）

式中 a1-当活塞全部缩回时，缸体上铰点之活塞上部之距，如图4.8所示。对于掩护型支架， a1=209mm。

b1-当活塞杆全部缩回时，活塞杆铰点之活塞杆腔出油孔中心线之距，对于掩护式支架，b1=141mm。

L6Be/2Db/2p0.22/20.16/20.040.23m 4.6.3侧推千斤顶位置的确定

侧推千斤顶伸出时，使活动侧护板外移，可密闭架间间隙，起到防矸、导向、防倒和调架等作用；侧推千斤顶缩回时，使活动侧护板回缩，可减少移架阻力。

1. 侧推千斤顶控制方式

(1)无锁紧回路且在不操作时，侧推千斤顶处于浮动状态，靠弹簧筒的弹簧力控制活动侧护板与邻架的间隙。防止顶板岩石从架间冒落，移架时摩擦阻力小。其中ZYZ型掩护式支架每个弹簧筒的弹簧力为6.2KN，QY型掩护式支架每个弹簧筒的弹簧力为17.2KN。这种结构的缺点在于防矸、防倒效果与弹簧式差不多。

(2)有锁紧回路时，用液控单向阀锁紧。优点为防矸、防倒效果好。缺点在于移架时要操纵千斤顶，使移架操作复杂化，而且架间易掉矸。 2. 侧推千斤顶位置布置

由于顶梁在顶板载荷作用下，要求侧推千斤顶的推拉力大，才能灵活

操纵顶梁侧护板。因此在顶梁上一般布置两个侧推千斤顶，两个弹簧筒。 在掩护梁上一般仅在中间一个侧推千斤顶，两端各对称布置一个弹簧筒。 由于在顶梁和掩护梁上焊有横筋板，则侧推千斤顶的安装位置要与横筋板相适应。一般为对称布置，这样可以使侧护板受力平衡。具体布置方式有如下三种：

二孔式—采用两个侧推千斤顶，在侧推千斤顶处同时布置弹簧筒，靠弹簧力实现架间密封。

三孔式—中间孔安装侧推千斤顶，两侧对称安装弹簧筒。 四孔式—中间两孔安装侧推千斤顶，侧面两孔布置弹簧筒。

5 支架受力分析与计算

5.1支架工作状态

5.1.1 顶板状态

在采煤工作面中，当煤被采出后，就会出现一定的空间，由于受上部岩层压力，出现离层和裂隙，如果不及时支护，顶板就要冒落，不支护的时间越长，危险就越大。而顶板冒落是有一定过程的，一般可分为三个阶段，开始顶板处于无压状态，此时顶板较完整，而且没有下沉，称为无压状态；但经一定时间后，顶板就会下沉，通常称为老顶来压，此时顶板并不破裂，而且这种下沉带有一定的周期性，所以称为老顶周期来压状态；如果不及时支护，顶板就会破裂而冒落，此时叫冒落状态。 5.1.2支架工作状态

支架在这三种状态下是这样工作的：开始支架以初撑力支撑顶板，此时为无压状态；当周期来压时，顶板下沉，使立柱下腔压力增大，当增大到大于安全阀调正压力时，安全阀被打开，使立柱下腔压力下降，称为立

柱让压状态，使支架以工作阻力支护顶板；如果继续来压，就要不断让压，所以立柱要有一定的向下行程，如没有向下行程，称为压死状态，这是在设计和使用中必须注意避免的现象；当支架前移后，此时顶板处于无支护状态，顶板就要冒落，这就是液压支架在工作过程中的三种状态。 5.1.3支架受力

支架在工作面受力是由于顶板下沉，同时又有向采空区移动的趋势，使顶梁受合力和底座受底板反力，其中顶板合力的垂直分力F,由支架工作阻力来克服，所以在计算支架的工作载荷F时按支架的工作阻力来确定。

5.2受力计算

该支架整体受力如图5.1所示，图中Pt和P8为已知，需求F1、F1'及作用点位置。

图5.1铰接式顶梁支架受力

首先取顶梁为分离体：

图5.2 顶梁分离体受力

各力对a点取矩，可写出F1作用点的位置x的表达式：

xP8sin2l2P8cos2(hkh2)Ptcos1(l1l2)Ptsin1(h1h2)F1Wh2F1(式5.1）

再取顶梁和掩护梁为分离体：

如图5.3所示，对O点取矩，可求得F1的表达式，将此式与上式联立，解出F1如下：

F1Pt(l3cos1h3sin1)P8[l2sin2cos2(hkh2)] （式5.2）

l3Wh3再把此式代回上式，x可解出。

F1F1Wh2a1'PtxL3ah1h6oL1+L2P5P6

图5.3顶梁和掩护梁分离体

所以，在验算顶梁强度时，按平衡千斤顶受拉且W=0.3时进行计算。若这个条件强度计算能满足，其他条件都能满足。

将Pt=3200 kN，P8=-454 kN，W=0.3，1=15

，2=53

，

l2=0.322m，l3=1.661m，h3=0.611m，h2=0.16m，hk=0.39m代入公式得

F1为：

代入数据算得F1=3242kN 将F1值代入公式得F1作用点的位置x为：

454sin530.322454cos53(0.390.16)3200cos150.913200sin15(0.260.16)0.332420.16x3242=0.77m

再取掩护梁为分离体如图5.4所示:

图5.4掩护梁分离体

由顶梁分离体写出力系平衡方程，再由此解出顶梁与掩护梁铰点的内力xaPtsin1P8cos2F1W （式5.3）

yaPtcos1P8sin2F1 （式5.4）

从这两式中可以看出平衡千斤顶受推力时，有最大值，掩护梁受力最大，前后连杆受力也最大，所以，演算掩护梁和前后连杆强度时，用这种情况进行。

计算得xa3200sin15633cos5332420.3236.5kN

ya3200cos15633sin533242354.4kN

取掩护梁为分离体，写出力系的x方向和y方向平衡方程解出F5、

F6。

P8'(cos2sin2cos3)xasin3yacos3 （式5.5） F6cos4sin4cos3=

633(cos53sin55sin53cos55)236.5sin55354.4cos55

cos78sin78cos55= -588kN

xaP8'cos2F6cos4 （式5.6） F5cos3 =

236.5633cos53588cos78=-39.2kN

cos55底板对底座的支撑反力F1'与F1大小相等。F1'作用点的位置可以由取整体支架为分离体求出。 对图d'点取矩，整理后有：

x'F1(XX1)F1Wh （式5.7） 'F1将各数值代入公式(3.19)得x'值为：

x'3242(0.781.15)32420.33.50.88m

32425.3 顶梁载荷分布

在把顶梁所受顶板的载荷求出后，就可以进一步计算出载荷在顶梁上面的分布情况。由于顶板与顶梁接触情况不同，载荷实际分布很复杂。为了计算方便，假设顶梁与顶板均匀接触且载荷为线性分布。

设顶梁长为Lg，顶板的集中载荷为F1，其作用点距顶梁一端为x。

则xLg 3

图5.5顶梁三角形载荷分布

时，载荷分布为三角形。如图5.5所示。

顶梁前端比压q2为0，顶梁后端比压q3为：

q3 当

2F1103M （式5.8） 3xBmLgLg>x>时，载荷呈梯形分布，如图5.5所示。 23顶梁前端比压为：

q2顶梁后端比压为：

F1(6x2Lg)3 MPa （式5.9） 102LgBmq3由于x=0.77小于

F1(4Lg6x)3 Mpa （式5.10） 102LgBmLg所以载荷分布为三角形。 3将F1=3242 kN，Bm=1.4m，x=0.77m代入公式(5.10)得顶梁后端比压

q3为：

q3232421032.1MPa

31.40.776 液压支架的强度校核

6.1 强度条件

在液压支架的研制、实验过程中，各构件的强度汁算是极为必要的。前面数章的内容已经给出了支架主要零件部件受力分析和负荷的计算方法。但是由于液压支架的结构特点、外载荷特点以及使用条件的特殊性，

在强度计算中的强度条件也有其特殊性。当然强度条件要以现阶段液压支架所选用的材料、制造工艺以及大致形式等为依据，随着时间的推移，如果上述诸点有变，强度条件也必须作相应调整。强度校核均以材料的屈服极限为计算安全系数如表6.1所示。

安全系数 n 安全系数 n 前梁 1.1 后连杆 1.3 表6.1支架安全系数 底座 顶梁 1.1 主要轴 1.3 1.1 缸体 3.3－4 掩护梁 1.3 焊缝 3.3－4 前连杆 1.3 活塞杆 >1.4 6.2主顶梁的校核

6.2.1主顶梁的弯距计算

假设前梁失去作用，主顶梁受一集中载荷，其受力如图6.1（a）所示：

由上面求出F为3242kN，距离铰接点770mm。 做主顶梁的受力及力矩图6.1所示：

图6.1（a）顶梁受力图

图6.1（b）顶梁弯矩图

由图可知：

sin15×0.26+3200×cos15×0.03=308.07N/m Mmax3200×

主顶梁做成等断面箱式结构，在最大弯矩处的断面如图6.2所示：

图6.2最大弯矩断面图

6.2.2主顶梁的强度计算 (1) 形心位置

各板件计算数据如表6.2所示：

表6.2各板件计算数据

件号 数量 1 1 2 2 3 2 27.8 15.8 4 4 52.2 15.8 5 2 26.8 15 6 2 7 2 8 2 26.2 29.2 5.6 9 1 56 19.1 4968 Fncm2 139.2 73.6 0.8 2.4 yn 40.32 35.2 29.2 29.2 5.6 Jncm4 29.7 15.7 2133.7 4812.2 1107.4 8.6 结构件的形心位置为：

yc(Fnyn)=[139.20.8273.62.4227.815.8452.215.8 Fn226.815240.3229.2240.3229.2235.22925619.1][13.9273.6227.8452.2226.8240.32235.2226.256]=14.23cm

(2) 惯性矩

J[JnFn(ynyc)2]=[29.7139.2(0.814.23)2]2[15.773.6 (2.414.23)2]2[2133.740.3(15.814.23)2]4[481275.6(15.8 14.23)2]+2[8.640.32(2914.23)2]2[7.535.2(29.2114.23)2] [496826.2(19.114.23)2]=125318.6cm4 （3） 弯曲应力

maxMmax(18yc)376.92105(3514.23）6246.98kN/cm2

Jz125318.66.2.3安全系数

钢板材料选取16Mn，σs =34335 kN/cm2

ns343355.5[n] 满足强度要求。 max6246.986.3 掩护梁强度校核

6.3.1掩护梁受力情况

掩护梁的受力分析如图6.3所示处理后的力学模型由受力图可以看出掩护梁的危险截面在前连杆与掩护梁铰接处，故需校核此危险截面的弯曲强度。

此处截面的弯曲强度为：

MmaxF6sinG588sin0.43143.5kNm2

图6.3掩护梁受力分析图

主顶梁做成等断面箱式结构，在最大弯矩处的断面如图6.4所示：

图6.4最大弯矩断面图

6.3.2掩护梁强度计算 (1)形心位置

各板件计算数据如表6.3所示：

表6.3掩护梁板件数据 件号 数量 面积cm2 1 1 151.2 2 2 90.88 3 4 79.6 4 2 68.8 5 1 21.5 6 2 40 7 2 40 形心位置cm 0.6 8.2 14.6 15.3 15.3 28.6 27.6 结构件的形心位置为：

yc(Fnyn)Fn

代入数据得：yc13.3cm （2）惯性矩

JJnFn(ynyc)2ab3cm4 Jn12将数据代入公式，算得总惯性矩为：

JZJn24405.285544.21901.73629.92182.79365.38181.3

=58210.3cm4

（3）弯曲应力

maxMmax(37.6yc)143.5105(37.613.3)5990.4kN/cm2

Jz58210.36.3.3安全系数

钢板材料选取16Mn，σs =34335 KN/cm2

ns343355.7[n] 满足强度要求。 max5990.46.4 底座强度校核

6.4.1底座受力情况

底座通过立柱，前后连杆支撑支架的顶梁及掩护梁，是支架的主要承压部件，主要对其压力强度进行校核，基本不受弯矩影响。

底座的受力分析见图6.5示。

(a)底座受力图

(b)底座弯矩图 图6.5底座受力情况

图中立柱的压力以及前后连杆的拉力或压力在前面已经算出，由

M0得

RAl1l2pBcosBHBPBsinBl3pCsinCHCpCsinCHDPDcosD0由上式求得前端的支反力为 1）最高位置时的情况：

RA1(l2pBcosbHBPBsinbl3PCsinCHCPCsinCHDPDcosD)l1 =

1(1.193200cos15o0.213200sin15o0.9739sin55o 2.180.60439sin55o0.4588cos78o

=1590.42kNm

MBRA(L1L2)HBPBsinB=1748.45kNm

MCRA(l1l3)PB(l2l3)cosbHBPBsinBHCPCcosC

=1590.421.213200(1.190.97)cos15o173.930.60439cos55o =1404.82kNm

MDHDPDcosD0.4588cos78o48.9kNm 在最低位置时的情况：

RA1(1.193200cos28o0.213200sin28o0.9739sin13o 2.180.60439sin13o0.4588cos18o=1296.46kNm

MB12960.99315.481598.98kNm

MC1296.461.2132000.22cos28o315.480.60439cos13o

1239.65kNm

MDHDPDcosD223.7kNm

表6.4相应位置对应的弯矩

弯矩 位置 最高位置 最低位置 Mb KN·m 1748.5 1599 Mc KN·m 1404.8 1239.7 由表6.4中可知，最大弯矩发生在立柱的柱窝处。但是柱窝处专门焊接了柱窝，断面加强。危险断面在离柱窝中心250mm处，如图6.6所示。该处弯矩为 M1.15RA1.151590.421828.98kNm

图6.6 柱窝结构示意图

最大弯矩处截面如图

图6.7底座最大弯矩箱体结构图

材料数据

表6.5材料数据

件号 1钢板 2钢板 3钢板 厚度 40 20 20 钢号 16Mn 14MnTiRe 14MnTiRe σNcm2 34335 45126 45126 形心位置计算数据列于表6.6中

表6.6形心位置

件号 件数 1 4 2 1 3 1 Fn cm2 Jn cm2 Yn cm2 80 1.35103 268 60 9.2 268 60 9.2 0 结构的形心位置为结构的对称轴线。其惯性距为

2J(JnFnyn)

=41.351031201202689.222689.22

540024045367.0451007.04cm4

弯曲应力

Myc1828.981059.232988.8N/cm2s34335N/cm2故

J51007.04满足要求。

6.5立柱强度校核

立柱的强度校核包括立柱的稳定性验算，活柱，加长杆和缸体的强度验算。

6.5.1预算缸筒内径和缸壁厚度

采用乳化液泵的压力为31.4MPa。

经以上立柱参数的计算确定：缸内径为230mm，材料为27SiMn无缝钢管，s83385N/cm2。安全系数选取1.5，

许用应力[]83385/1.555917N/cm2。缸壁厚度为：

`d3[]0.4p(1)=0.7cm

2[]1.3p4P416001032式中 p—缸内压力，p·。 3800N/cm2d323我国液压支架一般用27SiMn无缝钢管做缸筒和立柱。考虑到缸口要车槽、台阶或螺纹等，应选较厚的管壁。取壁厚为21.5mm。

6.5.2计算重叠长度

Ld·10002303215mm 最小导向长度为：H102102式中 L—液压行程，根据立柱长度需要，液压行程为1000mm。 考虑了活塞厚度和导向长度，取重叠长度为228mm。

为了使立柱结构简单一些，立柱采用单伸缩加加长杆的结构。在计算加长杆作为伸缩活柱，因此，按双伸缩立柱计算。立柱结构尺寸表示如图6.8（a、b）。计算数据列于表6.7所示：

P=1600KN l1=95.5cm l2=239.5cm l3=122.5cm l=356.1cm F112d1254.5cm2 41·22F2（d2d）94.7cm 224J14d15153cm4 ·4J2（d44507cm4 2d2）44J3（d3d·13529cm4 3）a1=11cm k1P10.0053 EJ1cma2=22.8cm k2P10.0041 EJ2cmP10.0022 EJ3cmp=3800N/cm2 120.05cm k330.0355mm 40.025mm d1=180mm d2=210mm d·2=179mm E20.6106N/cm2 d·3=230mm d3=273mm

（a）立柱受力情况

图6.8（b）立柱等价受力图

6.5.3各段的弯矩

M1(X1)P(Asink1x1Bcosk1x1)0,l1 M2(X2)P(Csink2x2Dcosk2x2)[l3,l2]

M3(X3)P(Gsink3x3Hcosk3x3)0,l3

其中各系数的计算如下，假设立柱受一轴向力P，没有横向力，不偏载，即e1=e2=0。

sink1l1=0.4848 sink2l2=0.8315

cos k1l1=0.8746 cosk2l2=0.5554

sink3l3=0.2662 sink2l3=0.4813

cosk3l3=0.9639

sink2l3=0.8765

14120.0045230.0013 2a12a2k1sink2l2 cosk1l1 k2cosk2l2sink1l10.0049

k1cosk2l2 cosk1l1 k2sink2l2sink1l10.00092

k3sink2l3 cosk3l3 k2cosk2l3sink3l30.00006 k3cosk2l3 cosk3l3 k2sink2l3sink3l30.0018

0.00490.00180.000920.000068.7106

(sink2l2cosk2l2)][()sink1l1]0.9174A[1sink1l1(sink2l2cosk2l2)2sink3l3C(1sink1l12sink3l3)()0.4147

D(2sink3l31sink1l1)()0.1798

G[(sink2l3-cosk2l3)1sikk1l1(-sink2l3cosk2l3)2sink3l3] (-)sink3l31.34216.5.4加长杆强度核算 最大弯矩所在位置为：

X12EJ1P220.61065153257l195.5 3160010由上式知道最大弯矩发生在l1处。最大弯矩为：

M1max（l1）PAsink1l116000.91740.4848711.6N·cm 加长杆内的应力由于轴向力形成的压应力和弯曲形成的弯曲应力，

PM1maxd11600103711.610318即： 17529.7N/cm2

F12J1254.525153加长材料选用45号钢，s35316N/cm2。 安全系数：

ns353164.7>[n]=1.4 17529.7故满足强度要求。 6.5.5活柱强度核算

油缸的挠度1计算

1式中

12l1l22alG0l1l2cos 2Pml1—活塞杆与导向套处的最大配合间隙，1=0.1353cm；

2—活塞与缸体的最大配合间隙，2=0.11cm； l1—活塞杆头部销孔中心至最大饶度处的距离，cm；

l2—缸底尾部销孔中心至最大饶度处的距离，cm；

l—缸体全部外伸时，液压缸两端销孔间的距离，cm；

Pm—活塞杆的最大推力，即立柱的工作阻力，kN；

a—活塞杆全部伸出时，导向套前端到活塞滑动面末端的距离； G0—液压缸的重力，kN；G0=mg=360103.6kN；

—立柱轴线与水平面的夹角；=75。

把以上数据代入公式中得：

(0.13530.11)95.5239.53.695.5239.5cos750.4cm

222.8326.521600326.51最大弯矩所在位置为：

X22EJ2P220.61064507241>l2=239.5

1600103由上式可知活柱的最大弯矩发生在l2处，即加长杆与活柱发生初折曲的地方。活柱的最大弯矩为：

M2max（l2）M1max（l1）711.6N·cm

活柱内的应力为由于轴向力形成的压力和弯曲形成的弯曲应力，即：

PM2maxd21600103711.610321218533.3N/cm2 活

F22J294.722767柱选用27SiMn无缝钢管，s83385N/cm2。 安全系数：

ns833854.5>[n]=1.4 18533.3故活柱满足强度要求。 6.5.6缸体强度核算

最大弯矩发生的地方为：

X32EJ3P220.610613529655.5l3122.5 3160010由上式知道，缸体最大弯矩发生在l3处，即活柱与缸体发生初曲折的地方。最大弯矩为：

M3max（l3）PGsink3l316001.34210.2662571.6kN·cm

缸体内壁三个应力为：

3rp3800N/cm2

`d323021()21()d3227321657 p3800.4N/cm`230d1()21(3)2273d33t30

M3maxd·571.6103233472.1N/cm2

2J3213529按第四强度理论进行验算，即：

12[(3t30)2(303r)2（3r3t）]23967.4N/cm2 2安全系数： ns833853.6>[n]=3.3 23967.4故缸体满足强度要求。 6.5.7立柱的稳定裕量验算

为了简化计算，把加长杆作为活柱的一部分，这样就相当与单伸缩立

柱，因此，则：

J151530.617 J313529·l(l2l3)95.5(239.5122.5)l110.63

ll356.1 由图6.9查得0.4。

图6.9 关系图

临界载荷为：

Pk2EJ3J20.4220.61061352910152kN 2356.1Pk101526.3>[n]=4.0 P1600稳定裕量：

所以立柱的稳定性符合条件。

7 液压系统设计

7.1液压支架的液压系统特点

液压支架由不同数量的立柱合千斤顶组成，采用不同的操纵阀以实现升柱、降柱、移架、推溜等功作。虽然支架的液压缸(立柱和千斤顶)种类、数量很多，但其液压系统都采用多执行元件的并联系统。

液压支架的液压传动，与其它机械的容积式液压传动有很大的区别，其特点加下：

工作液的压力高(管路内的压力达20~40MPa，立柱内的压力达30~70MPa)，流量大(35~140l/min)；在液压系统种，采用粘度低和容量大的液体作为工作介质；液压缸、操纵阀，其它调节和控制装置等总的数量大(高压泵1~6台、液压缸300~1500个、安全阀150~300个，还有同样数量的液控单向阀)；

泵－液压缸传动系统的换算弹性模数较低；根据支架的数目改变液流的参数；所有支架在结构上都有着相同的液压缸、液压装置以及它们之间都有相同的连接方式(相同的液压系统)；每节支架都重复着相同的工序，这些工序的总和构成液压支架的基本工序；为了保证系统具有较高的容积效率，实现无故障作业及工作人员的安全，液压系统的元件和部件要有好的密封性和可靠性。

这些特点体现了液压传动元件以及整个系统在结构上的特点，即：液压支架是以单节支架为单元的，这就决定了液压系统的构成，即工作面支架和端头支架的液压系统成为液压支架的基本组成部分。此外，可以把泵站、中心控制台和支架的液压管路等部分作为支架的公用液压系统。其中每个部分都具有的功能，在改善液压传动或者制定新的方案时，一般都可以单独地加以研究。

7.2 液压系统的设计方法

根据液压系统的架型和结构设计，确定立柱和千斤顶数目，并拟定液压系统。

带压移架回路如图7.1所示。在立柱控制阀前面装设一个由移架液路控制的支撑保持阀和一个与立柱活塞杆腔液路相通的截流阀，可时支架带压移架，设计时应考虑在移架时，支架对顶板的支撑力应大于10KN/m。

2

图7.1带压移架回路

1－输送机；2－支架；3－推移千斤顶；4－立柱；5－安全阀；

6－液控单向阀；7－制成保持阀；8－节流阀

7.3 千斤顶系统

千斤顶系统包括前梁、平衡、侧推、推移、护帮、防倒、防滑和调架千斤顶。这类千斤顶控制系统一般由油缸上加一些必要的液压阀构成。

常用的千斤顶控制回路有如下形式： 7.3.1. 侧推、调架、防倒系统

图7.2为单作用式，图7.3为双作用式。

图7.2

单作用式 图7.3双作用式

7.3.2. 推移千斤顶系统

推移千斤顶系统如下图所示。a为单向锁紧回路，b为差动回路，c为千斤顶定压回路，用于辅助移架千斤顶的推力在一定范围，在该千斤顶的活塞腔一侧液路上增设一个定压开关阀。当操纵操纵阀时，压力液经分流阀后分成两路：一路去推移千斤顶，另一路经定压开关阀去辅助移架千斤顶。当液压力超过定压关闭阀的调整压力时，该阀关闭，切断液路，保证辅助移架千斤顶的推力不超过调定值。 7.3.3.平衡千斤顶系统

平衡千斤顶系统一般用双向锁紧限压回路图7.4所示。

图7.4双向锁紧限压回路

7.3.4. 活动侧护板控制方式

（1）弹簧机构式。其优点式结构简单，不需要液压元件，但功能较差，不具备调架性能，适应煤层倾角很小的工作面。

（2）弹簧与液压无闭锁混合系统。这种方式除弹簧机构外，需装备3－4个千斤顶及其操纵系统。与第一种方式相比，增加了设备费用，在功能方面并未获得显著的改善。但目前我国煤矿大量的支架式采用这种控制方式的活动侧护板。

（3）弹簧与液压闭锁系统混合式。与第二种无闭锁系统比较，只是控制阀的功能不同，并增加了2—3个安全阀，使设备费用并不会显著增加，却获得了较好的防倒、防矸和调架的性能。

（4）全液压控制系统。这种系统在结构方面取消了弹簧，增加了一条低压供液系统和压力顺序阀，使活动侧护板具备了良好的性能，还可简化顶梁和掩护梁的结构。

根据支架的工作原理，做出液压系统如下图7.5所示：

图7.5 液压系统图

1-立柱 2-推移千斤顶 3-护帮千斤顶 4-前梁千斤顶 5-平衡千斤顶 6-顶梁侧推千斤顶 7-掩护梁侧推千斤顶 8-后连杆侧推千斤顶 9-调整千斤顶

7.4乳化液泵站系统

7.4.1乳化液泵站

乳化液泵站是采煤工作面文护设备及推移装置的动力源。主要由乳化液泵组、乳化液箔组组成，还包括必要的控制、保护、监视等元件及联接管路。

泵站的布设分为固定式和移动式两种。供液的方式为单一工作面供掖和集中对多个工作面供液。

表7.1泵站供液方式

方式 集中固定式泵站 单一供液 移动式泵站 在工作面顺槽端部硐室内，配两台泵组和一台乳化液箱组 在距采煤面30~50m的顺槽内布设两台泵组，一台箱组，随工作面的推进而移动，也可安装于动力列车上 供液 布设地点与配置 在采区或矿井硐室中，配置多台泵组和大容量液箱 供给地点与输送 通过大管径金属管道向去全采区或矿井的各个采煤工作面供液 通过大管径硬管或高压软管向本工作面供液 单一供液 通过高压软管于工作面主供液管连接供液 泵站主要多数应满足采煤工作面供液需要，同时要有合理的管路和阀类配套。

泵站公称压力取决于立柱初撑压力和杏千斤顶的t作压力。在此基础上考虑一定的富裕系数，以补偿系统沿程的压力损失。

泵站的液箱容积应能保证系统正常循环时液体的充分沉淀和排气，洒温不要超出0℃，

能容纳由于顶板下沉等原因回流的液体。一胜液箱容积不少于泵公称流量的6倍。

为了验证泵站系统组配的合理性，可用液压支架液压系统优化程序进行检验。

7.4.2泵站液压系统

乳化液泵站系统应符合以下基本要求：

(1)系统及其元件应能满足工作面支护设备和推移设备的要求。 (2)控制系统中，应配有各自的两台泵组。 (3)应有完善的过滤装置及磁过滤。

(4)必须有两级压刀保护装置。固定泵站应有失压保护。 (5)应设有压力指示。

(6)应有消除系统脉动和补能的蓄能器。

由于工作面支架的立柱和千斤顶所需要的压力不同，就需要泵站共给不同的压力液。一般情况下，立柱要达到较高的初撑力，就需要高压液。要求推力较小的千斤顶，例如侧推千斤顶等就要较低的压力液。由此，本次设计选用高压—低压泵液压系统：工作面同时需要高压和低压时，可以设置一套高压泵，一套低压泵，组成整套乳化液泵站，其原理系统图表示如图7.6示。高低压泵可以用一台电机拖动。

图7.6泵站液压系统

1低压蓄能器2低压单向阀3低压卸载阀4低压手动卸载阀

5低压安全阀6油箱7低压泵8高压泵9高压安全阀

10高压手动卸载阀11高压卸载阀12高压单向阀13高压蓄能器

1、乳化液泵

乳化液泵与电动机、机架等组成乳化液泵组，作为一个泵站组件。 工作原理：机械化采煤工作面一般采用卧式三往塞往复式乳化液泵。它是由电动机驱动，将曲轴的转动经连杆—块沿机构带动柱塞作往复直线运动。其工作原理如图7.7所示。当柱塞左行时，缸体腔容积增大形成真空。液箱里的乳化液在大气压力下经吸液阀被吸入缸体。此时排液阀在排液管内液压下关闭。当柱塞右行时，缸体腔逐渐缩小，液体受压．推开排液阀，关闭吸液阀．将乳化液注入排液管路输入系统。柱塞往复一次完成一个吸、排液循环。其排液量呈正弦规律变化。由于三个柱塞运动互呈120度的相位角，泵的连续流量为三个柱塞排量总和，其流量压力脉动为三条正弦曲线的叠加，如图7.8所示。

图7.7乳化液泵工作原理

图7.8乳化液泵压力、流量脉动线

2、乳化液箱

乳化液箱是泵站系统中贮存、回收和过滤工作液的装置。具有较完善的过滤系统和监控系统。有些还配有自动卸载阀、减压阀、蓄能器等元部件。由液箱及装在其上的元件和连接胶管组成乳化液箱组。一般单一供液的工作面泵站系统配一台液箱组和两台泵组。在必要时增设辅助液箱组。

乳化液箱的结构大体分为四个部分：1．沉淀室；2．过滤室；3．工作室；4．控制室。系统液流的循环如图7.9所示。

新配制的乳化液 支架用液 支架回液 沉淀室 去泡沫隔板 磁性过滤器 支架供液 乳化液泵 吸液断路器 工作室 过滤网槽 卸载阀回液 图7.9乳化液循环方框图

7.4.3乳化液泵站的元部件 1、泵用安全阀

泵用安全阀是乳化浓泵的过载保护装置。安装于泵的高压排液口。当高压管路意外堵塞或系统自动卸载阀失灵时，泵压升高超道安全阀的弹簧调定压力时，使安全阀开启，释放出高压液体，使泵卸载。 2、自动即截阀

该阀是泵站的压力控制和过载保护元件。正常工作时泵排出的液体流经卸载阀的单向阀进入供液系统。在系统异常或工作面不需供液，系统压力超过卸载阀调定压力最高值并控制液流使卸载阀口自动打开，泵排出的液体流回乳化液箱，使泵处于空载循环远行，在系统压力低于卸载阀调它

的恢复压力值时，卸载阀自动关闭，使泵恢复正常循环供液。

自动卸载阀往往还联通一个手动卸载阀组成卸载阀组可以起三个作用：

（1）保证泵组在排供液时，进入低压或空载运行。节省能量消耗，延长泵站使用寿命。

（2）在系统出现异常，压力超调时，起卸载保护作用。

（3）当起动时打开手动卸载阀，可零压起动。因此卸载阀在系统中是一重要元件，并且呈频繁动作状态，要求性能稳定、可靠。卸载阀的频繁动作给系统带来振动和冲击，一般应装于泵组上，与泵出口直接连接，并配以较大的系统蓄能器。 3、减压阀

为满足两种或两种以上的工作面支护设备所需要的工作压力，采用系统减压阀，使泵排出的高压液降到所需要的工作压力，同时供给使用。减压阀主要由主阀、调节装置及安全阀三部分组成。主阀通过间隙节流产生压降，成为减压部分，调节装置是靠弹簧或蓄能器及调节活塞来调定二次压力，并保持其压力稳定；安全阀起二次侧压力过压保护作用。 4、过露装置

液箱的过滤装置包括吸液过滤器(装于吸液断路器上)、过滤网槽、磁过滤器及高压过滤。 5、蓄能器

泵站系统由于工作介质近似于水，为保证密闭性，选用气囊式蓄能器。按用途和安装位置分为两类。一类是用以减缓泵的脉动冲击，一般安装于泵高压出口，容量约4L；另一类是用以稳定系统压力，补充液源，减少由于系统泄漏等原因造成泵的频繁工作，容量大(目前有16L、25L、或2xl6L、2x25L)，一般安装于系统高压入口(即单向阀、交替单向阀之

后)。

蓄能器充气压力应大于、等于系统最大工作压力的25％或小于、等于最小工作压力的90％。对于不同泵站系统，一般以卸载阀恢复工作压力为调定压力70％计算。 6、自动配液装置

配液装置是混合乳化油与水溶液的装置。主要由阀体、喷嘴、内芯、节流螺杆及浸于乳化液中的断路阀等组成，装于乳化液箱上部。

8技术经济分析

本设计的液压支架经过多方面学习调查，综合国内外先进综采技术，根据市场需求，经济可靠的原则，在多个方案中进行选择，最后确定的方案。

该方案综合国家标准和机械设计标准所提出的一些问题，本着结构简单、费用低、可靠性高等原则设计的。特别是支架四连杆的设计，充分运用了计算机，数据准确可靠。

本次设计充分考虑人机关系、布局合理、操作方便，在工作中，利于观察，利于对应急情况的处理， 液压系统结构简单，各液压元件位置关系明确，操作方便。

由于液压支架是在地下工作的，安全是极其重要的，本设计本着这个原则进行了相关的强度校核，保证其在井下的安全可靠。另外，本设计的支架维修方便，零件共用率高；移架方便，降低了经济成本和工人的劳动强度，为企业带来了经济效益。

9结论

综采面中厚煤层液压支架设计即将结束。几个月来，从开始接到论文题目到参数计算、作图，再到论文的完成，每走一步对我来说都是新的尝试与挑战，这也是我在大学期间完成的最大的工程。在这段时间里，通过对液压支架的选型设计，总体设计，受力分析，强度校核，综合运用了大学期间所学到的知识并学到了很多知识，也有很多感受。开始对液压支架等相关技术很不了解的状态，通过的学习，查看相关的资料和书籍和老师指导，让自己头脑中模糊的概念逐渐清晰，又通过实习进一步了解了液压支架，为顺利的设计奠定基础

虽然我的论文不是很成熟，还有很多不足之处，但这里面的每一个图、每一个数，都有我辛勤汗水的结晶。使我感觉到了知识充实带来的快乐。

这次做论文的经历也会使我终身受益，我感受到做研究是要真真正正用心去做的一件事情，是真正的自己学习的过程和研究的过程，没有学习就不可能有研究的能力，没有自己的研究，就不会有所突破。希望这次的经历能让我在以后学习和工作得到更大的进步。

参 考 文 献

[1] 丁绍南.液压支架设计.北京：世界图书出版社，1992 [2] 邢福康，刘玉堂.煤矿支护手册.北京：煤炭工业出版社，1991 [3] 赵宏珠.综采面矿压与液压支架设计.徐州：中国矿业学院出版社，1987

[4] 杨振复，罗恩波.放顶煤开采技术与放顶煤液压支架.北京：煤炭工业出版社，1995

[5]《综采技术手册》编委会.综采技术手册.北京：煤炭工业出版社，2000

[6] 程居山.矿山机械.徐州：中国矿业大学出版社，2000 [7] 雷天觉.新编液压工程手册.北京：北京理工大学出版社，1998 [8] 成大先.机械设计手册.北京：化学工业出版社，2004 [9] 曾正明.机械工程材料手册.北京：机械工业出版社，2003 [10] 陶驰东.采掘机械.北京：煤炭工业出版社，1993

[11] 张家鉴，陈文享.液压支架. 北京：煤炭工业出版社，1985 [12] 甘永立.几何量公差与检测.上海：上海科学技术出版社，2001 [13] 徐灏.机械设计手册.北京：机械工业出版社，2003 [14] 单辉祖.材料力学.北京：高等教育出版社，1999 [15] 王国法.液压支架技术.北京：煤炭工业出版社,1999

[16] 王国彪，饶明杰.液压支架优化设计与计算机模拟分析.北京：煤炭工业出版社，1994

[17] 白杰平，伍锋，潘英.机械工程科技英语.徐州：中国矿业大学出版社，1997 [18] 张艳.Visual Basic 程序设计教程.徐州：中国矿业大学出版社，2001

[19] Jaroslav Ivantysyn and Monika Ivantysynova.Hydrostatishe Pumpen and Motoren：Konstruktion and Berechnug.Aufl.-Wurzburg：Vogel,1993

[20]Yeaple F.Fluid Power Design Handbook.Znd Ed.Revised and Expanded.New York and Basel：Marcel Dekker lnc,1990

致谢

本次设计给我们的大学生活画上了一个的句号，设计的成功离不开指导老师和同学的帮助。在这里，我要感谢我的毕业设计指导老师。在设计过程中，老师给了我以悉心的指导，无论是在论文的选题、收集资料中，还是在具体的写作过程中，在此我向敬爱的指导老师表示真诚的感谢。

其次，我还要向机电系的各位领导和老师在学习期间对我的教诲和帮助表示感谢！还要感谢同窗的各位同学，感谢他们的帮助、理解与支持，他们真挚的友谊我将永存于心！

最后，向百忙之中抽出时间来评阅论文的各位教授及老师致意最衷心的感谢！由于时间仓促，论文中一定有不完善之处，并真诚的希望各位教授及老师对论文提出宝贵的意见。

附录一（英文）

I.SHEARER LOADERS FOR LONGWALL MINING

In Europe， longwall mining is comprehensively mechanized by the almost exclusive use of shearer loaders and ploughs. In the Federal Republic of Germany ploughing has been applied to a greater extent than in other coutries .In spite of this ，the proportion of coal extracted by shearer loaders is steadily increasing .It accounted for 36 percent of the total national output in October 1977.

There are a number of convincing reasons why shearer loaders are gaining ground. Their operation is essentionly more independent of the floor and roof conditions ，dirt bands and changing seam conditions than that of ploughs. Optimum adaptation of the cutting height，the fixed cutting depth， and better roof control are further arguments in favour of shearer loaders.

In October 1976 the effective working time on a plough face was in the range of 35 percent ，compared with 48 percent on a shearer face. The average outputs reflect the aboxe figures (FRG October 1977—1130 t from a plough face ，1678 t from a shearer face).It should be noticed ， however， that shearer loaders are generally operating in seams of greater thickness.

Shearer loaders are now available for seams ranging from 0.75 m to 4.50 m in thickness. The various machine versions for the respective operating conditions encountered are assembled from a great number of major components in accordance with the unit principle of construction.

Eickhoff shearer loaders， for instance， can be equipped with longitudinal motors having ratings of 170，200，and 300 kw ，and 450 kw at present and 230 kw units will be available soon.

The shearers travel on or alongside the conveyor . Ranging arms of different length from 740 mm to 2230 mm are available .The shearers can be manufactured to operate on various voltages and frequencies generally used ，with various haulage methods and speeds， and different drum speeds and drum design for various machine heights.

Contrary to former years the manufacturers of such machines are therefore no longer in a position to produce identical machines in large series ，but are compelled to assemble the mining machines from a large number of existing components according to principles which require continuous revision and improvement ，and to integrate them into complete systems together with the face conveyor and roof supports as required by the mining conditions encountered.

Although a high degree of development and great operational safety for the severe operating conditions underground have already been reached， efforts have to be made to develop the mining machines further with a view to meet the following future requirements：

(1)—increased outputs (and at the same time a further improvement in operational safety )，

(2)—Extension of the working range (e.g. into steeply inclined seams )， (3)—Improvement of the ergonomical conditions (e.g. reduction of dust make and noise ). Increased Outputs

The current trend is for more coal to be extracted from fewer faces.

The output from some faces is already so high that even short stoppages on a face result in an enormous loss of output .The required increase of outputs from shearer loaders is therefore closely connected with the requirement for higher operational safety ，a better degree of utilisation and easier monitoring of all functions of the machine .

The improvement in performance is therefore not limited to the development of more powerful motors ， haulgeaboxes ，gearheads，and ranging arms ，but also includes the electrical monitoring of the machines and eventually full automation.

This also applies to the development of cutting tools， as the tool life and the tool costs are decisive for the performance of a machine .

Outputs can also be increased by multi-machine operation on a face .The efficiency can be improved by the elimination of stable holes and by avoiding stoppages caused ，for instance ，by large lumps breaking out of the face and which must be crushed manually.

It is also obvious that the limitation of the operating voltage to 1000 v sets a limit to performance and that the further increase of the nominal motor ratings will require the introduction of higher voltages. Extension of the WorkingRange

Comprehensive experience has been gained with shearer loaders in level

and slightly inclined seams or workings to the rise.

The mining of thin seams is affected by inherent limitations set by the height of the conveyor ， the necessary clearance underneath the machine ， and the height of the machine itself .Thin seams can therefore only be extracted by shearer loaders if the machine travels alongside the conveyor. This results in guiding problems which can not be solved by the use of a guiding arrangement provided in the traveling track only. A solution eventually found was to trap the machine against the conveyor. This opened possibilities for the shearer loader in a seam thickness which so far was reserved for the plough .A great number of EDW—170—LN shearers are now operating ， particularly in Great Britain where they extract thin seams of high-grade coking coal .

In steeply inclined seams the use of shearer loaders has been limited due to haulage difficulties， and finding adequate safety devices to retain the shearer on the gradient .New developments which dispense with additional safety devices outside of the machine and which provide for the necessary haulage arrangements have extended the working range of shearer loaders into steeply inclined seams .

The cost of roadway drivage and maintenance increase considerably with the depth of the workings. The development of advanced heading has so far impeded face advance .The chainless haulage system for shearer loaders now allows for multimachine operation .Within such a system face and machines can be used which are designed for the purpose and which thus not only eliminate stable holes ，but also cut the roadway section， so that high outputs are achieved with the resulting increased productivity . Improvement of Ergonomical Conditions Underground

Compared with other industrial activities， working underground is particularly laborious and dangerous. Efforts are therefore being made to ease the tasks and to increase the safety of the workings underground not only because of the necessity to obtain people who are willing to operate the equipment .This also urges the need for further development .

For many years the problem of dust suppression on shearer loader faces has been a concern ，and much remains to be done in this field .In this connection， reference is lately often made to the hydraulic extraction of coal by water jets or to the use of water jets for assisting conventional mining machine .

Underground operations are continuously jeopardized by the occurrence of fire damp .To eliminate such hazards hollow shaft ventilation is frequently used in the U.K. for feeding water and air into the depth of cut by means of Venturi spray jets.

The operation of shearer loaders is also improved by the provision of controls at each end of the machine by radio control ，and by automatic control enabling independent operation of the shearer on the face .

COMPONENTS OF SHEARER LOADERS

The targets of development outlined in the foregoing call for continuous improvement and further development of all machine components. Motors：

High outputs require high motor ratings .An optimum machine adaptation must be employed for each particular type of coal to keep the specific energy at a minimum .

The accommodation of high ratings within the limited space necessitates

the use of water-cooled motors .Whilst cooling the stators of motors is now an accepted standard and end-shield cooling is applied for the latest motor designs ，trials are now also being made to increase the motor rating further within a given space by cooling the shafts.

The motors used so far for longwall power loading machinery are three-phase induction motors which due to their design are sufficiently robust to meet the operating conditions underground .In an effort to reduce the specific energy to a minimum it is necessary to coordinate the drum speed with the traveling speed of the power loader ，and this could be achieved by a machine equipped with d.c. motors for powering the drums which is said to have been developed in the USSR， although there is no information of the operating results.

The motors of conventional shearer loaders are positioned in the longitudinal axis of the machine and require a shaft at either side for power transmission to the gearheads. Such machines therefore require a complex gearing system which ，however ，offers the advantage that the motor power can be divided among the two drums and the haulage box as required .

New machines such as ， for instance ，the EDW-150-2L are equipped with transverse motors fitted direct to the ranging arm .The advantage ，however ，is achieved at the expense of the power distribution the two drums which is no longer possible ， and the drum which is subjected to the higher load determines the traveling speed of the shearer by marking full use of its motor power . Haulage Units

Hydraulic haulage units for power loaders have been used for nearly 30 years now .In the course of the decades they have been improved to a high degree of

the shearer as a function of the lood on the motor and the haulage box (Eicomatik).They prevent overloads and operate safely using flame-resistant fluids .

However ，the development of the semi-conductor technique has progressed to a stage during the last decade that it is now possible to design electrical haulage units powered by d.c. motors the speed of which is controlled by thyristors .Compared with hydraulic haulage units electric haulages are simpler and maintained via the use of plug in control units .In addition ，their various functions are monitored and they respond more rapidly to speed alterations than hydraulic haulage units . Amongst the first power loaders equipped with such electric haulage units are the Eickhoff double-ended ranging drum shearers EDW-150-2L，and the electric haulages have fully met the expectations from the very first installation. Chainless Haulage Systems

After the use of haulage ropes and chains ，chainless haulage systems are now gaining ground .They offer the advantages of greater safety ，of a steadier machine operation ，and of multi-machine operation on a face .

In Great Britain， a number of various designs are used .A problem connected with some chainless haulage systems is the fact that they impede the flexibility of the face conveyor and can cause operational restrictions.

The Eicotrack system of Gebr. Eickhoff has overcome this problem， because contrary to other systems the rack sections have half the pan length ，so that displacements and deflections between the line pans have only half the effect between the rack sections .This unique advantage naturally entails higher costs .

In special cases， however ，the flexibility of the face conveyor is still not considered sufficient .In such cases， the rack sections are not fixed to the face accessories ，but are slidingly arranged in a channel or at the trapping tube .This fully eliminates any effect on the flexibility of the conveyor .Depending on the conditions ，the line of rack sections is fixed at one or several points along the face.

Existing haulage units can be converted for operation via Eicotrack .Haulage forces of up to 300 KN are currently ased for present-day power loaders . But even these forces are sometimes insufficient for heavy machines in steeply inclined seams. Higher haulage forces are obtained if booster haulage units are installed in addition to an existing haulage unit to house an additional hydraulic motor and with the follow up train of gear wheels .The oil flow from the pump in the main haulage unit is then distributed to the two hydraulic motors which transmit the power to the two rack wheels .This hydraulic arrangement ensures that both rack wheels exert the same force on to the rack .Higher haulage forces are therefore reached at the expenses of correspondingly reduced traveling speed. Gear Boxes

Shearers powered by longitudinal motors need gearboxes to which the ranging arms with the planetary gearings can be mounted .The gearheads are built in different sizes in accordance with the existing motors and house the bevel wheels ，lubrication pumps and hydraulic pumps . Oil cooling is required for high ratings .Intermediate ，two-speed gearboxes are available when a lower drum speed is required .

It is unavoidable ，however， that low drum speeds result im a higher

torque load on the gearings at a given rating . All two-speed gearboxes known so far can therefore not operate at full load and should therefore be protected against overloads. However ， the trend for low drum speeds is quite obvious ，and new developments must be planned from the beginning to transmit the full motor power at low speeds. Ranging Arms

Ranging Arms in many different lengths are available for shearer loaders .For face end machines ， for instance ，extra long ranging arms ，sometimes obtained by bolting two together ，can be installed .Here again ，oil circulation and oil cooling are required for the transmission of high powers .The low drum speed is now finally reached at the end of the ranging arm in the planetary gearing .If the requirement for low drum speeds continues in the future ，even higher reduction ratios and loads must be coped with by the planetary gearing .If ，in addition ，the use of hollow shafts increases with dimensions foe a sufficient air flow to ensure adequate ventilation ， the only practical solution seem to be double planetary gearings . Meeting such requirements will lead to very complex and expensive designs . Electrical Equipment

With the almost universal use of shearer loaders for longwall mining and the demand for increased productivity the demand for monitoring and control functions has become extremely urgent .

The realization of this however ，has only become feasible after the introduction of instrinsically safe electronics . The latest machines are therefore equipped with s great number of sensors at various points to detect and indicate conditions of temperatures ，pressures， flow rates ， circulation， voltages

etc. On Eickhoff shearer loaders the monitored functions are relayed to function indicators which provide the facility for obtaining the desired information by means of selective push-buttions and digital read-outs.

Considerable progress still has to be achieved in the field of horizon control .So far ，there is no reliable and operationally safe method for horizon control which would enable the shearer to cut automatically along the roof or floor line . All concepts and designs conceived and tried so far have not had the expected success ，although the height control of the drums of s shearer is now possible .

A programmed shearer loader was already shown by Eickhoff during the 1976 mining exhibition in Dusseldort .Still lacking full automatic horizon control ，the system is based on manually measureing the actual roof and floor cutting horizons along the face at predetermined intervals .and if satisfactory ，programming the shearer so that the cutting profile is respeated during successive shears .

Electrical supply to shearer loaders has ben improved in the course of the last years .The shearer cables originally used had no armouring and were therefore vulnerable to mechanical damage when guided in the open spill plate channel .Shearer cables have therefore been provided with a steel mesh armouring or they are protected by a cable handling chain .It must be noted ，however ，that the failure rate of shearer cables is often complained about and that in steeply inclined seams neither the armoured shearer cable in the handling chain offer acceptable solutions .

The cable carrier operating in a closed channel of the spill plate developed within a research program sponsored by the Federal Minister for

Economy is therefore recognized as the better solution .The production of this idea by Eickhoff and the first installation in a steeply inclined seam at Erin Colliery of Eschweiler showed good results. The shearer cable and the water house are held tight in the channel from the maingate by a pulley in the cable carrier by maintaining an even pull. Hence ，the cable is no longer subjected to torsion at the cable entry into the shearer loader .The operating lift of the shearer cable has thereby been considerably extended.

附录二（译文）

长臂式采煤用的采煤机

长臂式采煤在欧洲已普遍机械化，几乎全部使用采煤机和刨煤机。在德意志联邦共和国，刨削式采煤比其他国家用得更为广泛，尽管如此，用采煤机采出煤炭时的比率稳步增加。在1977年10月，他的产量占全国总产量的36%。

采煤机之所以得到发展有许多令人信服的理由。采煤机的运转比刨煤机受顶底板条件，夹石和煤层厚度的变化影响更小。截高适应性强，截深稳定、顶板易于控制，是倾向于使用采煤机的另一些理由。

1976年10月，刨煤机工作面的有效工作时间在35%左右，相比之下，采煤机工作面为48%。平均日产量也反映了上列数字（在德意志联邦共和国1977年10月刨煤机工作面平均日产煤1180吨，采煤机工作面采煤1678吨）。但是，这里必须指出，采煤机通常是在厚度较大的煤层中使用。

目前采煤机的适用范围是厚度从0.75M到4.5M的煤层。适用于可能遇到的不同工作条件的各种形式的采煤机是根据积木式结构原理由许多主要部件组装而成的。例如，Eickhoff采煤机分别备有纵置式电动机，功率

为170，200，300千瓦，而450千瓦的不久即将问世。横置式电动机目前为150千瓦，230千瓦的也即将供货。

采煤及骑在输送机上面或者贴着输送机移动。摇臂有不同长度，从740毫M至2230毫M，各种采煤机可以制造成在常用的各种电压和频率下运转，可以用各种的牵引方法和速度，可以有不同的滚筒速度以及为各种高度的机型作出不同的滚筒设计。与前些年不同，这类机械的制造厂商不再大批生产同型号的机械设备，而不得不根据不断修正与改进的原则利用现有的大量组件组装采矿机械，并根据所遇到的采掘条件使这些机械与工作面输送机和顶板支护设备配套，形成完整的系统。尽管对于恶劣的井下工作条件来说已经取得了很大的技术发展并达到了很高的工作安全性，为了满足下列的要求，尚需进一步做出努力来发展采掘机械：增加产量（同时进一步改进操作安全性）；扩大工作范围（例如，开采急倾斜煤层）；改善工人工作条件（例如，减少粉尘产生和噪音）。 增加产量

当前的趋势是从更少的工作面中采出更多的煤炭。

某些工作面的产量已经很高，以致工作面工作稍有停顿，即会造成大量损失产量的后果。因此，采煤机产量的提高就与提高运转安全性、提高利用率，以及更方便的监控机械所有的功能密切相关。

因此性能的改进就不仅限于研制更大功率的电动机、牵引部、机头和摇臂，而且还包括研制机器的电器监控系统，最终实现全面自动化。这也适用于截齿的改进，因为截齿的寿命和价格决定采煤机的性能。提高产量，还可以通过在一个工作面使用多台采煤机的办法实现。这样，由于免开切口，避免因大块煤从工作面脱落不得不用人力破碎等原因而造成的停顿，就可以提高效率。还有一个很明显的问题，那就是把工作电压在1000伏以内了采煤机的性能发挥，要进一步增大电动机的额定功

率，就必须采用更高的电压。 扩大应用范围

在水平煤层，缓倾斜煤层或仰斜开采中，采煤机的应用已经取得全面经验。薄煤层的开采受到难以克服的，这是由于输送机的高度，采煤机下应留有必要的间隙，以及采煤机本身高度的。因此只有当采煤机贴着输送机移动式薄煤层的煤才能被采出。这就造成一个导向问题，仅仅利用行走道轨上的导向设备是解决不了问题的。一个新近发现的解决办法是使采煤机卡住输送机滑行。这就使得把采煤机运用于到目前为止只适用于使用刨煤机的煤层厚度成为可能。大量的EDW-170-LN型采煤机正在工作，特别是在英国，用于开采高品位炼焦煤的薄煤层。在急倾角的煤层，采煤机的使用受到牵引困难的，而且不易找到一种能把采煤机保持在坡道上的使用装置。一些新的设计，无需在采煤机以外另设安全装置，它备有必要的牵引装置，已把采煤机的工作范围扩大到急倾斜煤层。

随着作业深度增加，巷道的掘进与维护费大量增加。掘进超前平巷一向妨碍采煤工作面的推进。目前用于采煤机的无链牵引系统允许使用多机操作。专门设计的工作面端头采煤机可以在此种系统中使用，它不仅可以免开切口，还可以切割巷道部分，因此产量提高，结果导致生产效率的提高。

改善井下工人工作条件

与其他工业活动相比，在井下工作特别劳累而且危险。因此目前正在致力于减轻劳作负担和提高井下作业的安全性，这不仅是由于有严格的规程，而且还处于能招募到愿意开采煤机的工人的需要。这一点也促进了不断改进技术的必要性。

多年以来，采煤机工作面的防尘问题一直是个至关重要的问题，至今在这方面还有许多工作要做。为此最近常常有人议论用水进行水力开

采，或是用水协助传统的采煤机。

井下作业不断地受到爆炸性气体的威胁。为了消灭这类事故，在英国常常采用空心轴通风法，用文丘里喷嘴把水和空气注入截槽深部。

采煤机的操作改进，还包括在采煤机的两端配备了控制设备，用无线电控制，还可用自动控制使采煤机在工作面运转。

采煤机的部件

上文简要谈到的发展目标不断改善和进一步发展采煤机的所有部件。 电 动 机

提高产量要求强大的电动机功率。每一特定的煤种应该使用一种最适用的机械设备以便使单位能耗（千瓦小时/立方M）最低。在有限的空间内容纳很高的功率需要采用水冷式电机。目前，冷却电机定子已作为既定标准，最新设计的电动机已有了端罩冷却，此外，为了进一步提高一定空间内的电动机功率还正在实验冷却主轴。

到目前为止，长臂采煤机所用的电动机都是三相感应电动机，由于它的结构足够坚固，可以应付井下运转条件。为尽量把单位能耗（千瓦小时/立方M）降至最小，就必须使滚筒转速与采煤机牵引速度相协调，为达到这一目的，可以在采煤机上配备直流电动机来驱动滚筒，据说在苏联研制了这种机械，而关于使用结果还没有资料。

一般的采煤机都是沿机身的纵轴方向装置电动机，在两端都需要出轴以便把动力传递给机头。这样的采煤机需要复杂的传动系统，但是有个好处，就是电动机的动力能够按需要分配给两个滚筒和牵引部。像EDW-150-2L这样的新式采煤机装备有横置式电动机，他们直接安装在摇臂上。但是这个优点是有代价的，既不可能在两个滚筒之间分配动力，而承受较重载荷的那个滚筒由于达到了最大的功率，将决定采煤机的移动速度。

牵引部

采煤机的液压牵引部件到目前也使用了将近三十年。在这三十年当中，液压牵引已改进到高度完善的程度。目前已可以把采煤机的牵引速度作为电动机和牵引部负荷的函数来控制（Eicomatic）。这样的牵引部可以避免过负荷，并可采用难燃液安全运行。

但近十年来半导体技术已发展到一定阶段，目前已有可能以直流电动机驱动牵引部，其速度由可控硅整流器控制。与液压牵引部相比，电气牵引部比较简单和牢固耐用，电气部件容易通过使用控制插件进行检查和维护。此外，它的各种功能可以得到监视，他的变速反应比液压牵引快。在第一批配备了这种电力牵引部的采煤机中，有Eickhoff EDW-150-2L型双端可调高滚筒采煤机，首次安装试用以来，其电力牵引部完全满足预期的要求。 无链牵引系统

继牵引绳和牵引链之后，无链牵引系统使用日益广泛。这类系统的优点是更为安全，机械运转稳定，并可以在一个工作面使用多台采煤机。

目前有若干种不同结构形式在英国使用。对于某些无链牵引系统来说，有一个问题是他们妨碍工作面输送机的弯曲性能，可能使运行受到约束。Eickhoff 工厂出产的Eicotrack 系统解决了这个问题。因为与其他系统不同，他的导轨节段长度只用输送机槽的一半，所以两输送机槽之间的错位和折角对两个导轨节段之间只有一半的影响。这一优越性能自然需要较高的成本。然而在某些场合，工作面输送机的弯曲性能还是显得不够。在这些场合，导轨节段就不固定在工作面的设备上，而是根据情况滑装在导槽中或导管上。这就彻底的消灭了对输送机弯曲性能的任何影响。根据条件，可沿工作面全线在一个或几个点上把导轨的节段固定起来。现有的牵引不可以经改装试用Eicotrack系统。目前常用的采煤机牵引力可高达

300千牛顿。但即使这样大的力对于急倾斜煤层的重型采煤机来说有时还是不够。如在现有的牵引部中加上助推装置，内设一个辅助液压马达和齿轮传动系统，就可以得到更大的牵引力，油液从主牵引部的油泵中流出，然后分配到两个液压马达，这两个液压马达再把动力传递给两个导轨齿轮。这样的液压装置可以保证两个导轨齿轮对导轨施加的力相等。因此，更大的牵引力是以相应的降低移动速度而获得的。 变 速 箱

装有纵置式电动机的采煤机需要齿轮箱，行星齿轮传动的摇臂可以与它接装。根据现有电动机的不同，齿轮箱可以做成不同的尺寸，内装伞齿轮，润滑泵和液压泵。如果功率大，则需要冷却油液。如果滚筒需要较低转速，可采用双速的中间齿轮箱。在一定的功率下滚筒速度低必然会造成扭矩负荷的增加。因此目前所有的两速齿轮箱都不能满载运转，必须有过负荷保护。可是，降低滚筒速度的趋势是很明显的，新的设计应该从一开始就考虑以低速传递电动机的全部功率。 摇 臂

采煤机可配备各种不同长度的摇臂。例如，工作面端头采煤机就可以安装用超长摇臂，通常是用螺栓把两个摇臂接在一起。为了传递大的功率，油液的循环和冷却在这里也是必要的。目前终于做到了以行星传动把很低的滚筒速度传递到摇臂末端。如果将来要求继续降低滚筒速度，那么行星传动装置就要负担更高的减速比与载荷。此外，假如由于为了通过足够的空气流量以改善通风而使用空心轴来加大尺寸，那么唯一可行的解决办法似乎就是使用双级行星传动装置。要满足这些要求，机构势必复杂昂贵。 电 器 设 备

由于采煤机在长臂采煤方面日益广泛使用和提高生产率的要求，对于

监视和控制性能的要求也变得极为迫切。然而这个要求的实现，只有在引用了本质安全型电子器件之后才切实可行。所以，最新型的采煤机都配备了大量的传感器，分布于机体不同部位，检视与指示温度、压力、流速、环流量、电压等各种状态参数。在Eickhoff采煤机中各种压力的监视都通过功能指示器实现，它具有获取所需信息的能力，这是通过选择性按钮和数字显示实现的。在层位控制方面，尚有待于取得更大进展。截至目前，还没有一种可靠的、操作安全的，可以使采煤机能沿顶板或底板分界线自动截割的层位控制方法。虽然采煤机滚筒的调高控制现已解决，目前所设想的或实验过的概念和设计都没有取得预期效果。1976年杜塞尔多夫采矿展览会上，Eickhoff公司展出了一种程序控制采煤机。这种采煤机还是没有一套全自动的层位控制，机器是依靠人力按预先规定好的间隔沿工作面测量顶底板的实际截割层位，如测的结果满意，就把程序输入采煤机，使其下一刀重复截割出这一曲线。

近年来，采煤机的供电系统得到了改进。从前所用的采煤机电缆没有铠装，因此在敞开式的挡板槽中移动时容易受到机械式损伤。所以，后来的采煤机电缆采用金属网铠装或用电缆移动链来加以保护。但必须指出，关于采煤机电缆故障率的抱怨之声仍时有所闻，而在急倾斜煤层，无论是用挡煤板槽中的铠装电缆或用电缆移动链来移动电缆结果都不令人满意。

联邦经济部发起的一项科研工程中，在封闭的挡板槽中进行拖动电缆操作被公认为是一个较好的解决办法。这个设想是Eickhoff公司提出的，首次在埃施魏勒的爱林煤矿急倾斜煤层安装使用取得很好的效果。在通往运输平巷的槽中，采煤机电缆和水管牢牢的缚在一起，再拖加上用电缆托滚托着，维持平稳的拖动。这样电缆在进入采煤机电缆口的地方就不再受到扭曲。采煤机电缆的寿命因而大大延长。