煤矿采掘运设备

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1．不动作        1．        管路堵塞、截止阀未开或过滤器堵；        1．        排除堵塞部位，打开截止阀，清洗过滤器；







千



斤



顶


       



2．        动作慢




3．        个别连动现象

4．        达不到要求支撑力









5．千斤顶漏液        2.千斤顶变形不能伸缩；

3.与千斤顶连接件蹩卡；

1．        泵压低；
2．        管路堵塞；
3．        几个动作同时操作，造成流量不足（短时）；
1．        操纵阀窜液；
2．        回液阻力影响。

1．        泵压低，初撑力低；
2．        操作时间短，未达到泵压初撑力值；
3．        闭锁液路漏液，达不到额定工作阻力；
4．        安全阀开启压力低，工作阻力低；
5．        阀、管路漏液；
6．        单向阀、安全阀失灵，造成闭锁超阻。
1．        外漏主要是密封件坏；

2．        缸底、接头焊缝裂纹。        2.来回供液均不动，则更换上井检修；
3．排除蹩卡；

1．        检修泵、调压；
2．        排除堵塞部位；
3．        协调操作，尽量避免过多同时操作。
1．        拆换操纵阀检修；
2．        发生于空载情况，不影响支撑；
1．        调整泵压；
2．        操纵充液时间足够、达泵压；

3．        更换漏液元件；

4．        调安全阀压力；

5．        更换漏液阀、管路；
6．        更换控制阀；

1．        除接头O形圈井下更换外，其它更换上井检修；
2．        更换上井检修补焊；













操





纵






阀        1．        不操作时有液流声，间或有活塞杆缓动；



2．        操作时液流声大，立柱千斤顶动作慢；


3．        阀体外渗液；





4．        操作手把折断；





5．手把不灵活不能自锁；        1．钢球阀座密封不好，内部串液
2．阀座上O形圈损坏；
3．钢球与阀座处被脏物卡住。
1．        阀柱端面不平与阀垫密封不严，进液通回液。
2．        阀垫、中阀套处O形圈损坏。
1．        接头和片阀间O形圈损坏；
2．        连接片阀的螺栓螺母松动；
3．        轴向密封不好，手把端套处渗液；
1．        重物碰击而折断；

2．        向阀运动方向重压手把；
3．        手把制造质量差；
1．        手把处进碎矸煤粉过多；
2．        压块磨损；
3．        手把摆角不到位；        1．        更换上井；

2．上井更换O形圈；
3．多动作几次无效，则更换清洗；
1．        更换上井，拆换阀柱；
2．        更换上井拆换；

1．        更换O形密封圈；

2．        拧紧螺母；

3．        更换上井拆换密封件；

1．        更换，严禁重物撞击；
2．        更换；操作时不要猛推重压；
3．        更换；
1．        清除；
2．        更换压块；
3．        手把摆角足够。


液

控

单

向

阀        1．        不能闭锁液路；






2．闭锁腔不能回液，立柱千斤顶不回缩。        1．钢球与阀座损坏；
2．        液中杂质卡住不密封；

3．轴向密封损坏；
4．与之配套的安全阀损坏；
1．        顶杆断折、变形顶不开钢球；
2．        控制液路阻塞不通液；
3．        顶杆处损坏，向回路串液；
4．        顶杆与套或中间阀卡塞，使顶杆不能移动。        1．        更换检修；
2．        充液几次仍不密封，则更换检修；
3．        更换密封件；
4．        更换安全阀。

1．        更换检修
2．        拆检控制液管，保证畅通；
3．        更换检修，换密封件；
4．        拆检。

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文章编号：１００５－６０３３（２００５）１７－0260-02? 收稿日期：２００５－０５－２７
摘 要：对带式输送机运转过程中输送带跑偏的现象进行了分析，提出了输送带跑偏的调整方法和预防措施。
关键词：矿山运输；井下运输；带式输送机；输送带跑偏
中图分类号：TD528+.1??文献标识码：Ａ
胶带输送机在搅拌、破碎、筛分设备等短距离运输中应用很广，尤其在煤矿生产中，胶带输送机广泛应用于采区上山、下山、顺槽和平巷及斜巷中的煤炭及材料和人员的输送。尤其在大型煤矿生产中胶带输送机是不可缺少的设备，它的使用和维护，是煤矿生产中的设备维护和检修的一项重要工作。维护质量的好坏，直接影响到煤矿生产的顺利进行。
输送机在运行过程中，由于各种原因经常会出现胶带跑偏现象，这不仅会引起漏料、设备的非正常磨损与损坏，降低生产率，而且还会影响整套设备的正常工作。因此，正确判断出胶带输送机的胶带跑偏的原因并及时予以排除，是一项非常重要的工作。
１?输送机胶带跑偏的根本原因
造成输送机胶带跑偏的根本原因是胶带所受的外力在胶带宽度方向上的合力不为零或垂直于胶带宽度方向上的拉应力不均匀。由于导致胶带跑偏的因素很多，故应从输送机的设计、制造、安装调试、使用及维护等方面来着手解决胶带的跑偏。跑偏规律是：“跑紧不跑松”“跑高不跑低”“跑后不跑前”。即如果胶带两侧的松紧度不一样，则胶带向紧的一侧移动；如果胶带两侧的高低不一样，则胶带向高的一侧移动；如果托辊支架等装置没有安装于胶带运行方向的垂直截面上，而是一端在前，一端在后（沿胶带运行方向），则胶带会向后端移动。
根据多年的煤矿生产的经验，总结出造成胶带输送机跑偏的原因主要有以下几个方面：
１．１ 输送机自身的因素
（１）机体刚性差，在载荷作用下变形，使输送带在运行过程中受到不均匀向上的支撑力，引起跑偏。
（２）托辊转动不灵活，使输送带在运行过程中受到不均匀的摩擦阻力，引起跑偏。
（３）滚筒之间的中心线平行度和中心度在安装时就有了超标的误差，使输送带偏移中心线，输送带在运行过程中引起跑偏。
（４）输送带在生产中就出现了自身薄厚不均匀，各部位受力不等，使用时难免跑偏。
（５）输送带出厂时不合格，自身弯曲变形，各点受力不均匀，引起跑偏。
（６）输送带在安装热接时接头部位不正，产生一定的角度，连接误差大，使输送带在运行过程中引起跑偏。
１．２ 安装输送机的人为因素
（１）机头安装位置确定不当，滚筒中心线与输送机中心线垂直度偏差较大，使输送带与水平线之间产生较大的倾角，输送带在运行过程中引起跑偏。
（２）托辊轴线与输送机中心线垂直度偏差大，使输送带与水平线之间产生较大的倾角，导致输送带在运行过程中引起跑偏。
（３）落料管和导料槽安装位置不当，使物料在输送带宽度方向上分布不均匀，输送带所受载荷不均匀，致使输送带在运行过程中引起跑偏。
２ 调整胶带跑偏的方法
（１）跑偏调整的方法应根据胶带运行方向来确定。
（２）胶带的调偏应在输送机空载运行时进行。一般从机头卸煤滚筒开始，沿着胶带运行方向，先调回空段，后调承载段。
（３）调整张紧机构法。胶带运行时，若在空载与重载的情况下都向同一侧跑偏，说明胶带两侧的松紧度不一样，应根据“跑紧不跑松”的规律，调整张紧机构的丝杆或配重；如果胶带左右跑偏且无固定方向，则说明胶带松弛，应调整张紧机构。
（４）调整滚筒法。如果胶带在滚筒处跑偏，说明滚筒的安装欠水平，滚筒轴向窜动，或滚筒的一端在前一端在后。此时，应校正滚筒的水平度和平行度等。
胶带在滚筒处跑偏，主要从以下两方面入手进行调整：一是滚筒两端轴承座高度有误差，使滚筒轴线不水平，引起输送带跑偏，可对轴承座加减垫片调整滚筒轴线水平度。二是滚筒中心线与输送机中心线不垂直，可以调整轴承座位置，保证滚筒中心线与输送机中心线垂直。
（５）调整托辊支架（或机架）法。输送带在其他地方跑偏，可调整各处托辊。在托辊处调偏，胶带往哪边跑偏，就在那边将托辊朝胶带运行方向移动一个角度，角度的大小应根据胶带运行情况确定。
如果胶带在空载时总向一侧跑偏，则应将跑偏侧的托辊支架沿胶带运行方向前移１ ｃｍ～ ２ ｃｍ，或将另一侧托辊支架（或机架）适当地加高。
（６）清除黏物法。如果滚筒、托辊的局部上黏有物料，将使该处的直径增大，导致该处的胶带拉力增加，从而产生跑偏。应及时清理黏附的物料。
（７）调整重力法。如果胶带在空载时不跑偏，而重载时总向一侧跑偏，说明胶带已出现偏载。应调整接料斗或胶带机的位置，使胶带均载，以防止其跑偏。
（８）调整胶带法。如果胶带边缘磨损严重或胶带接缝不平行，将使胶带的两侧拉力不一致。应重新修整或更换胶带。
（９）安装调偏托辊法。若在输送机上安装两组自动调心托辊（平辊或槽辊），即能自动纠正胶带的跑偏现象。例如：当胶带跑偏与某一侧小挡辊出现摩擦时，应使该侧的支架沿胶带的运行方向前移，另一侧即相对地向后移动，此时胶带就会朝向后移动的挡辊一侧移动，直至回到正常的位置。
（１０）安装限位托辊法。如果胶带总向一侧跑偏，可在跑偏侧的机架上安装限位立辊，这样，一方面可使胶带强制复位，另一方面立辊可减少跑偏侧胶带的拉力，使胶带向另一侧移动。
（１１）安装自动纠偏装置法。在输送机上安装一个自动纠偏装置，以防止胶带跑偏。
３ 胶带输送机跑偏的预防措施
（１）输送机在选型设计时，对重载段每隔１０组托辊可设１组调心托辊，空载段每隔６～１０组托辊可设１个平行调偏托辊，让输送机自身调偏。
（２）在安装输送机时，首先应该保证输送机的安装中心与机头的安装位置准确，并要求输送机各部分沿中心线不要歪斜，要求整个机身平直。
（３）经常检查输送机各处胶带跑偏情况，不允许发生磨胶带边缘的现象。
（４）应经常检查胶带接头，对受损处应及时割除重做。重做时应保证割口与胶带中心线垂直。
（５）经常检查托辊转动情况，及时更换不合格的托辊。
胶带跑偏是比较棘手的事情，调偏时要认真分析胶带跑偏原因，仔细观察，对症下药，要在实践中进行探索，积累经验。同时，加强对胶带的日常维护和保养工作，可以消除和减少胶带跑偏现象，对提高生产率和提高经济效率，会起到很好的作用。
参考文献
［１］ 陈维键．矿井运输及提升设备［Ｍ］． 徐州：中国矿业大学出版社，１９８９：７０．
［２］ 赵立华．带式输送机典型故障的分析及处理［Ｊ］．起重运输机械，２００３（４）：４６－４８．（责任编辑：刘翠玲）
───────────────
第一作者简介：杨 政，男，１９６７年生，１９９１年毕业于太原工业大学机械制造工艺及设备专业，工程师，大同市同煤集团电力筹备处，山西省大同市，０３７００３．

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目    录、
第一部分  液压系统设计………………………………………………………………………                        (2)
  第一节  概述…………………………………………………………………    ……(2)
  第二节  液动机的推力或力矩………………………………………………………(2)
  第三节  确定系统的工作压力………………………………………………………(4)
  第四节  确定油马达的最大流量……………………………………………………(5)
  第五节  选择合理的液压系统………………………………………………………(5)
  第六节  液压元件的参数计算和选择，并确定电机容量…………………………(6)
  第七节  系统的发热计算，确定油箱容量和选择冷却器……………… …………(11)
  第八节  选定管道尺寸，验证系统的阻力损失………………… …………………(14)
第二部分  支护设备与采煤机选型设计……………………………………………(19)
  第一节  机械化采煤工作面类型的确定与论证……………………………… ……(19)
  第二节  液压支架的选型……………………………………………………… ……(19)
  第三节  单体液压支柱工作高度，支护强度及型式的选择………………… ……(24)
  第四节  滤筒采煤机的选择…………………………………………………… ……(24)
  第五节  采煤机、支护设备、输送机配套关系图…………………………… ……(30)
          附录…………………………………………………………………… …………(32)
第三部分  矿山运输机械选型设计……………………………    … …………………(75)
  第一节  回采工作面运输机械的选型设计……………………… …………………(75)
  第二节  采区顺槽运输机械的选择设计……………………………… ……………(80)
  第三节  采区上、下山运输及辅助运输……………………………………………(95)
  第四节  主要运输巷道运输…………………………………………………………(97)
  第五节  运输系统的绘制……………………………………………………………(112)
第四部分  矿井提升设备选型设计…………………………………………………(113)
  第一节  立井单绳绳绕式主提升设备的选型设计…………………………………(113)
  第二节  提升机房布置图……………………………………………………………(147)
第五部分  矿井排水、通风、压气设备选型设计……………………………………(155)
  第一节  矿井排水设备………………………………………………………………(155)
  第二节  矿井通风设备………………………………………………………………(164)
  第三节  矿井压气设备………………………………………………………………(174)
第六部分  供电系统设计……………………………………………………………(177)

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第一部分液压系统设计
第一节概述
    一、液压系统设计的目的：  
    因为液压传动具有结构轻巧，保护完善。能无级调速，及很容易得到较大的力或力矩等
优点，因此在工程机械、国防工业、机械加工等方面得到广泛使用，在我们矿山机械专业中，
如采煤机、支架、掘进机、运输机及提升设备等机械中，液压传动系统应用非常广泛，所以
学会液压系统的设计与计算．对今后设计上述机械的传动及实现自动化控制等方面，将起很
大的作用。
  二：液压系统的设计步骤
我们想要写出一篇好文章决不能将句型逻例起来，同样设计液压系统，就像写文章一样，
也决不是液压元件的堆积，而是要根据主机对液压系统的工艺要求；便于对元件的安装维修
和调试，以及对液压系统本身的经济效益等方面进行全面的综合分析；才能设计出理想的液
压系统。
    液压系统的设计大致可分以下步骤：
    1．根据主机的工况分析．由负载循环图，确定液动机的最大推力或力矩•
    2．由主机速度循环图确定液动机所需最大供流量。
    3．确定系统的工作压力．    ‘
    4．通过对主机的设计要求和综合评价，初似液压系统(由已知条件初定>•
    5．根据液压元件的参数计算，选择元件确定电机功率•
    6．计算系统的发热，确定油箱的容量及采取冷却措施。
    7．，选定管道尺寸，验证系统的阻力损失．
    8．绘制正式液压系统图。
    以上的设计步骤是相互联系，综合考虑．交替进行的，而且可能进行必要的反复．另外有些计算内容例如第6和第7，它们既是选择部分辅助元件的依据，又是对液压系统性能的一种验算。
第二节液动机的推力或力矩
    因为本设计是采煤机牵引部的液压系统，所以主回路一般来说均属于泵——马达系统．计算可分以下几部分进行。
  一、牵引部的工作阻力矩M的确定
  牵引部的工作阻力矩是负载力矩的主要部分，因为采煤机是沿工作面往复运动的，所以在链轮直径选定的情况下，负载力矩主要由牵引阻力T来决定，用公式表示如下：
M=T•R  (千牛吨——米)                                  (2～1)
式中：T一采煤机最大牵引力  (千牛吨)
      R一链轮半径：若用无链牵，则为驱动轮半径，（米）
    由教科书所学知识可知．牵引阻力是由采煤机运行时各种阻力决定的，而且根据工况是在不断随机变化的一种变载荷，很难准确计算．所以设计的牵引力，往住根据同类采煤机参考其总功率，进行类比分析而确定，可参阅“采掘机械”的教科书（中矿编）P31一P32。
    链轮几何参数的选取(对本设计来说主要是节圆半径R及齿数z，其它参数不作要求，方法如下：
    (1)由牵引力T的大小，确定锚链的规格，（参看“采掘机械”的教科书P67表5一1)。
    (2)参考牵引部总体尺寸的要求，及链轮齿数z （一般5—8齿)确定链轮节圆直径D。
现将常用链轮与本设计有关的主要参数列表2-1表示。
表2一l                         常用链轮主要参数一缆表
节
圆
直
径
圆
环
尺
寸
链
轮
齿
数
        D0  (mm)
        d×t×b
14×50×48        d×t×b
18×64×60        d×t×b
22×86×75        d×t×b
24×86×79        d×t×b
26×92×87        d×t×b
30×108/×99
Z        5        162．47                 279．27        279．46        289．97        350．56
        6        193．74        247．99        333．08        333．30        356．48        418．43
        7        225．28        288．36        387．35        387．47        414．32        486．59
        8        256．81        328．72        441．60        441．70        472．32        544．69
        9        288．37        369．12        495．89        495．99                  
        10                 409．61                                    
    二、油马达工作阻力矩：MR的确定(参考初似液压系统，确定油马达类型)
在计算出牵引部工作阻力矩的情况下．油马达工作阻力矩MR的确定还和牵引部的传动方式有关；
(1) 采用低速大扭矩油马达．直接带动链轮时
油马达的工作阻力矩M低R。
  (千牛吨—米)                                      (2—2)
式中
    ηm一链传动效率    一般取0.95
     n一导向轮的个数
(2)采用中速油马达，通过行星轮减速,带动链轮减速时
    M中R= (千牛吨——米)                                         (2—3)
  式中
    i－行星轮传动比；
   η一油马达至链轮或驱动轮的总传动效率(由传动方式而定)。
(3)采用高速油马达通过齿轮及行星轮减速带动链轮时
M = (千牛吨——米)                                        (2—4)
式中：
I总—油马达到链轮的总传动比   
在计算中，到底采用哪种方式，将由给定的己知条件在设计中，对牵引部的整体布局所采用的传动方案来确定，从这一步的计算，也可体现液压系统的设计步骤是在交替反复中进行的。
三、由马达总的负载力矩的确定
油马达总的负载力矩
    Mm=MR+MF+MA    (千牛吨一米)                          (2—5)
式中：
MF一油马达在运行时所克服的摩擦力矩
MA一油马达回转部件惯性力矩  
一般按常规计算，应该求出油马达在启动、加速．恒速、制动等工况中不同的负藏力矩，根据负载力矩工作图，求出油马达最大负载力矩Mmax。正如以上所述，由于采煤机牵引阻力，在各工况工作过程中是由多种因素影响而无法具体确定，所以牵引阻力矩M各油马达工作阻力矩MR，均无法按工况一一求出，加之在采煤工作面，采煤机因工作条件，时开时停，时快时慢，所以各工况点的负载图及流量图均无法作出；摩擦力矩MF(可作为马达的机械效率来考虑)和惯性力矩MA，相对MR来说数值很小，在上述的情况下，考虑也意义不大，所以MA和MF可忽略不计。
根据机械工程手册3 4篇P73页规定：对不能作出负载和速度工况分析图表时，可按最大负载点，速度点来确定。
所以采煤机的油马达总的负载力矩，右根据给定最大牵引力求出，即
Mm=MR+MF+M A    (千牛吨一米)       或                      (2—6)

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第三节确定系统的工作压力
一、确定系统工作压力的考虑因素有以下几方面
(1)确定系统压力的高低．与所选的主泵型号有关
一般轴向泵一中高压；叶片泵一中压；齿轮泵一中低压：其压力等级参看表3—1    表3—1                   压力分级(JB824—66)
压力分级         低  压          中  压         中高压          高压        超高压
压力范围        0~25        ＞25~80        ＞80~160        ＞160~320        ＞320
    (2)选定压力与系统的工况及控制方式有关，一般采煤机主回路选用中高压，控制回路考虑到操作轻便、减少振动冲击及平衡等因素一般采用低压。
    (3)从所学计算油马达输出力矩公式可知，为了保证油马达的输出力矩不变。提高系统的工作压力P，可相应减小油马达的每转排量q，故可减小油马达的体积；但是过份提高泵压，将影响密封．增加泄漏。不但减小容积效率，而且给维护检修带来困难。另外也影响元件的使用寿命，提高了加工精度．所以确定压力要综合考虑。
根据国内外采煤机的使用情况，采煤机的工作压力一般不超过160巴。辅助系统的压力由补油压力(一般6—10巴)或内曲线油马达所需的背压(一般8—12巴)而定(有利于防反链敲缸)。
二、确定工作压力。最好按国家标准，选在系列范围内。
可参看表3—2
表3—2    公称压力系列(JBS246--66)
公称压力(巴)        2.5        4        6        10        16        25        40        63        80        100        125        160        200        250        320        400        500        630        800
注：l巴=lkgf／cm2=105帕(帕:牛吨／米2)
第四节确定油马达的最大流量
同上述负载工况情况一样，一般来说采煤机的牵引速度无一定的循环规律，所以要由速度循环图来求油马达的最大流量非常困难，同样我们根据最大速度点，求油马达的最大流量，可分以下几步进行。：
    1．由已知最大牵引速度V，求链轮的最大速度n
式中：链轮节圆直径（米）查表2—1
2．油马达的最大转速nm
nm=n•I   或   nm=n
具体计算公式，由牵引部所采用的传动方式而定
3油马达的理论流量Qm(参看P13  公式（6—1），注意单位)
式中：—油马达的容积效率由具体马达类型而定。
通过以上计算，确定了系统的工作压力和计算系统最大流量的方法，似乎可以根据这些参数，可以进一步计算，并选择油马达油泵等元件了，但是必须先要考虑一下采用什么样的液压系统，才能最后进行元件的计算和选型。
第五节  选择合理的液压系统
所谓合理，就是说液压系统，必须结合机器在特定的使用条件下其性能稳定，安全可靠，调速方便、便于拆装、造价便宜，要全面做到这些也决非易举，是要有实践经验和对同类采煤机具有全面的了解才行。这里仅将设计系统时所要考虑的因素和注意的问题归纳以下风个方面。
一、要考虑牵引部的外形尺寸：
实际上就是要考虑采煤机的总体尺寸和牵引部减速箱的尺寸，非则设计再好的液压系统，放不进牵引部，或布局零乱、检修困难也难于实现。所以说液压系统复杂、全面，不一定是最好的系统。而是要根据对采煤机的工况能满足的情况下，力求系统简单。
二、要考虑采煤机的工作条件和牵引机构的布置方式：
主要指采煤机的运行方式和牵引机构方式和布局，例如，采煤机若在急倾斜煤层条件下工作，系统必须增设防滑、限速、制动、锁紧等油路。另处采用有链还是无链牵引？立链轮还是水平链轮布置？马达的型式？等等，均在总体设计油路的思构时加以全面考虑。
三、确定采煤机液压系统的基本回路：
这部分内容在教课书中均有介绍，这里不作详细，重复介绍，请参阅“矿山机械液压传动”教课书P348—P350页及采掘机械教课书p77—p88页。
这里将设计系统时有关方案对比和要求，例成表格供参阅。]
1、主回路
（1）选用开式和闭式系统比较表5-1
表5—1                      开式和闭式回路比较
循环形式        开式        闭式
适应工况        一般均能适应，泵可向多个液压执行器供油        限于要求换向平稳，换向速度高的一部分容积调速系统，一般泵仅向一个液动机供油
散热        较方便，但油箱较大        较复杂，须用辅助泵换油冷却。
抗污染能力        较差，可采用压力油箱来改善        较好，但液压过滤精度高。
管路损失及效率        损失较大，用节流调速时效率较低        损失较小，用容积调速时，效率较高。
（2）泵和油马达的配匹形式，参阅表5-2
表5-2                        系统主回路的选择
机器主要工作条件        主回路系统        循环形式        泵的类型        液动机类型
回  转  运  动        大功率，负载变化小        变量泵，定量马达（容积调速）        闭式        轴向柱塞泵        内曲线马达
                                轴向柱塞泵        轴向柱塞马达
        大功率负载变化大，容许重载时低速        定量泵，双速马达（扭矩调节）        开式        斜轴式        双速扭矩马达
        大功率，负载变化大，速度变化大，重载在中速工作        变量泵，变量马达（调速，调扭矩）        开式        斜轴式        轴向柱塞马达
（3）主回路采用或低速方案比较参阅表5-3
表5-3               高速马达与低速大扭矩马达的比较
类型        高速马达        低速大扭矩马达
常用型式        直轴，斜轴柱塞式        内曲线多作用径向柱塞式，星型径向柱塞式和双斜盘轴向柱塞式
主轴速度        一般为600转/分以上        一般为100转/分以下
安装        应将减速器和制动器一起布置        直接驱动工作机构，甚至可装在绞车和行走机械轮毂内
变量性能        可无级变量        排量一般不变，但也可有级变量，调速比一般为2
通用性        可与泵通用        与泵不通用
2．辅助回路
1）辅助回路包括热油交换、卸载、安全保护、（欠压、过压、保压）控制，防反链等等基本回路，为了力求系统简单可靠，防止油路间相互干挠，以及产生过多的热量，以上的基本回路不一定在设计时均要采用，应该由给定的条件满足需要，加以考虑。
2）调速回路也发球辅助回路，在采煤机中，包括手动、自动、遥控等，它是直接影响采煤机性能的控制油路，主要表现为主电机恒动率，牵引部恒功率、恒压、限压及过载回零等几种自动调节形式，但是在设计调速回路时要根据使用条件，设备配套情况易地制宜，不一定都要选复杂的调速系统，例如要求牵引速度在0—4米/分的工作条件下，采用牵引部恒功率自动调速，显然是不合理的。

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第六节 液压元件的参数计算和选择，并确定电机容量
一、根据油马达的参数计算选择油马达
油马达的主要参数是负载力矩Mm、每转排量qm和最大转速nm其中Mm和nm在前面第二节已求出，这里不再重复，其它计算如下：
1．求油马达每转排量qm
qm
式中：
（牛吨/米2）油马达进出口压力差，由初选系统工作压力和背压来选定，例如P2的大小和系统及油马达的型式有关。
—油马达的机械效率，柱塞式油马达取0.9~0.95
内曲线油马达取0.85~9
Mm—油马达负载力矩（千牛吨—米）
2．油马达实际需油量Qm

式中：一油马达容积效率，内曲线油马达，高速油马达可参看同类型结构，泵容积效率值的下限
    根据以上计算的参数通过Mm、Qm、Pm、可查设计手册选择油马达，但要注意上述单位和手册单位的统一。
    为了全面了解国内外采煤机使用油马达的类型，可参阅在矿采掘机械教课书P79页表5-6。
    关于这些油马达的技术性能可参阅矿山机械液压传动教课书Ｐ349页表8—2，表中介绍的摆线马达，因过去出的手册没有介绍其参数，现将AM—500和ZGC—300型采煤机所采用的摆线油马达技术特征列表6—1介绍，供设计参考。
表6-1
额定转速
分/转        额定输出
功率千瓦        排量
米3/转        额定转矩
牛吨-米        额定压差（巴）        总效率
η        重量
千克重
　　160　        20        62×10-3　　　        1260        140        0．8        25．2
从以往的设计可知采用高速油马达，一般均可以从手册查到，若采用低速大扭矩液压马达（内曲线），因为是专用的，一般不易查到，但可根据以上计算参数自行设计（不要求做），所以若无合适的类型，不一定选型。
3.关于内曲线油马达的设计．作方一般了解，大致可分以下三个步骤（不要求做），在毕业设计的专题部分可做。
(1)由计算公式：
再具体确定：x、h、z、i；
(2)包括定子导轨在内的零部件的设计与计算
(3)由计算参数及尺寸作图；
二、根据油泵的参数计算．选择主油泵
I.油泵的流量Qp

式中：K一为泄漏系数主要是指沿程及各元件的泄漏损失。在主回路中，因为管路简单，管路短，元件少所以K的取值K=1.02~1.1左右．建议取上限。
       一在主回路中为系统供油量即油马达实际最大需油量。
    2．油泵的压力Pp
      Pp,=Pm+(牛吨／米2)                                                               （6-5)
式中：P一已在油马达计算中确定
       一主回路压力损失,按程序应该在各元件选定后画出安装图，才可计算出准确值。
一般初算时按经验给定：若管路简单，流速不大；
牛吨／米2
若管路复杂，流量较高，牛吨／米2
因为采煤机主回路简单．流速较低，管子短，管径较大．
     ∴ Pp=Pm（牛吨／米2）　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　（6-6）
    说明主油泵的工作压力，近似等于油马达的所需压力。
    格据机械工程手册第34篇规定；考虑到油泵在静动态过渡时产生的压力超调，选择油泵的额定压力应比计算时的系统最高压力（即油马达所需实际最大压力）大25-60％的要求，并结合该设计，所以在选择油泵的额定压力时，比系统最高压力大25％左右．这样既有一定的压力储备，又可使选出的泵压符合机械工程手册所规定的公称压力系列，例如系统压力定为16O巴．则选择油泵额定压力为200巴，二者均在公称压力系列范围内详见表3-2。
    恨据以上计算参数Qp和Pp×125％，可查有关设计手册，选择主油泵。
    为了在选择中了解国内外采煤机主泵使月的类型可参阅中矿采掘机械教课书P79页表5一5，有关直轴和斜轴泵的选型。
    关于油泵的技术性能可阅中矿“矿山机械液压传动”P350页表8-3。从表中可知直轴和斜轴在国内外采煤机牵引部均有使用，本身的结构来说也各有优缺点，其技术性能参看表6-2。至于在设计中到底采用哪种型式的轴向泵，应具体分析，一般来说在中厚煤层以上的大功率采煤机（相应的采煤机总体尺寸也大）常选择斜轴泵，而中层煤层以下功率较小的采煤机，因受其总体尺寸的限制，另外从结钩简单，价格便宜等因素考虑，一般选用直轴式为宜。
    表6-2                    直轴式和斜轴式向柱塞泵比较
型式        直轴式        斜轴式
结构        结构较简单,柱塞弯矩对缸体产生倾覆力矩,故斜盘倾角一般为20°.        结构较复杂,用连杆传动,柱塞不受弯矩,对缸体无倾覆力矩,故轴倾角一般为25°30°,伞齿轮传动可达45.°
排量        一般小于5×10-4米2/转，个别可达2×10-3米2/转        一般可达1×10-3米2/转以上,较大者可达每转数倍上述值.
转速和变量响应性        体积和重量较小,转动部件惯性小,适用于较高转速(1500-3000转/分)变量泵响应较灵敏.        体积和重量大,转动部件惯性大,适用于较低转速(1000-1500转/分)变量响应较差.
进滤要求        绝对过滤精度要求10~15μ        绝对过滤精度要求20~25μ
自吸能力        1500转/分以下可以自吸,但进油口真空度应小于125mm汞柱.        定量泵自吸能力好,变量泵限于结构,自吸能力较差,要求用辅助泵供油,或油箱液面高于泵的入口.
容积效率        ≥0.95        0.97~0.98
集成比        通轴式还可在主泵上附加辅助泵.        主泵上附加辅助泵结构复杂.
同时，选泵的类型，还要注意生产厂家对某种泵的生产技术能力和该厂采煤机系列配套考虑，所以选泵的类型时，应根据实际使用条件具体而定。
    三、辅助泵的选择
    按理辅助泵也应和主泵一样，按计算程序最后确定，但考虑到辅助泵主要是用于补油热交换，至于其它控制回路用油是少量的，短时的，所以辅助泵的流量按补油要求一般为主泵流量的20-30％；控制保护回路多，系统复杂取下限，反之取上限。
    补油压力一般为10巴左右，管路复杂或油马达要求一定的背压还可适当增加，另外在选择辅助泵时，同样也要考虑压力储备。
    选辅助泵的类型，可选叶片和齿轮泵，但是内啮合摆线齿轮泵（或叫梅花泵），具有流量大、体积小、噪音小，特别是流量脉动小等优点，所以是理想的辅助泵。
    四、确定牵引部所需电机容且
        牵引部所需电机功率，实际上是主泵和辅助泵所需功率的总和

式中：          一分别为主泵辅助泵的总效率，具体值参看表6—3
      一分别为主泵辅助泵的泵压，牛吨／米2（帕）
      Qp；Qp一分别为主泵辅助泵的流量，米3／秒
表6-3                   油泵的总效率
液压泵类型        齿轮泵        螺杆泵        叶片泵        柱塞泵
总效率        0.6~0.7        08~0.85        06~0.75        0.80~0.85
关于泵的总效率及技术性能，还可参看中矿“矿山机械液压传动”教课书P350页选取。
    注意一下， Pp；及Pp均指的是计算的泵压即系统最大供油压力，非则计算值偏大，给下边发热计算带来麻烦．
    因为一般截煤部和牵引部均采用同一电机，所以不存在另选电机的问题，仅通过计算，校核一下，牵引部所需功率占总功率的比例，一般约占25％左右．假如采煤机采月多电机工作系统，可参照计算值另选电动机。
    五、液压阀的选择
    液压阀的选择，主要是根据系统的工作压力P和通过该阀的最大实际流量Q的参数来选用标准阀类或设计专用阀。
    在选择参数时应注意以下几点：
    1.选择溢流阀时，应按泵的最大流量选取；在辅助回路中的安全溢流阀，除了流量按辅助泵的最大流选取外，在结构上常采用先导式，主要原因是辅助还为控制回路供油，保持系统的压力稳定性是重要指标。另外背压阀是常开的也宜采用先导式。在主回路中安全阀的结构形式要由系统具体而定，若在过载时要求立即停机（高压油通过安全阀直接回油池。或高低压油路直接勾通时）为了使反应灵敏常采用直动式，若在过载时，具有停机的同时，又有使主泵卸载的控制回路，这时安全阀的结构宜采用先导式．另外使用直动式安全阀，对采煤机在起动、变速、制动及外载荷突变时而产生的液压冲击，能起缓解作用（类似缓冲回路）
    2.选择其它各类阀的额定流量可大于通过阀的实际流量，即按接入回路所需最大流量选取，一般应与产品样本上标明的阀的公称压力与公称流量相近．必要时，最大流量允许超过公称流量20％，但不宜过大，以免增加阻力损失，油温上升，产生噪声及使阀的性能变坏。
    3.阀的安装结构形式可分以下几种：
    (1)管式：直接和管子用管接头连接，所以安装方便，但受总体布局的影响，另外管路多，压力损失较大，易引起振动。
    (2)法兰式：用法兰固定在底座上：一般用于大型实验台控制系统。
    (3)板式：实际上是一种专用阀，在整块平板上铸孔、开槽、装上阀件再相互连接固定，所以也叫组合阀，由于取消了阀间的管道所以压力损失小，同时因体积小，故特别适用体积受限制的狭小空间，但维修困难。
    采煤机牵引部因受空间限制，尤其是控制保护完善的采煤机常采用专用组合润．因本设计时间有限，对专用阀不作要求，为了掌握熟悉选择阀的方法，可参阅设计手册和样本选择标准阀类。
    另外在阀的体积方面也不作过多的推敲，若有些专用阀类例如梭行阀等选不到时，可借用同类采煤机产品，也可将确定的参数标注一下即可。

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六、蓄能器的选择
    蓄能器的用途是很多的，在采煤机牵引部液压系统中主要用在使用低速大扭矩径向柱塞式油马达的防反链敲缸的油路系统中，在突然停电时起及时补油作用。
    蓄能器的选择，主要是在公称压力允许的范困内，由公称流最来选，所以关键是确定多大的补油量Q补。从实践经验所知，反链敲缸在链轮回返三个链环瞬间最为严重，返三个链环后，由于锚链的弹性收缩接近消失，所以再返已不再对马达造成危害，所以补油量可按链轮反转3/Z圈，计算马达所需补油童．计算如下
Q补一i•q．(米3)                                         （6一8）
式中:i一油马达至链轮间的传动比（同前）
      Z一所选链轮齿数
      qm一油马达每转排里（米3／转）
    因为在突然停电时，辅助泵不工作，旁通阀及时沟通高低压，所以系统中的高压油也及时参加补油，所以在选蓄能器时，可以使
Q需≤Q补
    这样蓄能器的外形尺寸，尽可能小些．关于蓄能器类型的选择，可参阅液压传动设计手册P961页。
    七、滤油器的选择
    在采煤机牵引部中，污染油液的因素很多，主要是井下空气中含有的尘粒和机械传动过程中所产生的固体杂质等。它们通过各种方式污染油液，损坏元件，所以采煤机大多数的故障都是由于油液不清洁造成的。除了将液压用油和机械传动箱用油分开（如MLS3—L—170采煤机）以及主回路采用闭式系统外，使用滤油器，加强过滤是最有效的方法。
    选择滤油器有以下个步骤：
    1.确定过滤精度：
    过滤精度是根据液压系统的类型和工况决定的，可参阅中矿“矿山机械液压传动”教课书P281表7-3确定精度。
    2. 确定过滤等级：
    滤油器的精度等级与过滤精度关系可同时参阅上述P281页表7-2。
    3.选择滤油器型号：
    根据确定的过滤等级参阅液压传动设计手册查出滤油器型号。
    4.滤油器的安装一般有四种方法，具体参阅中矿“矿山机械液压传动”教课书P285页图7-19及P286页图7-20，7-21，7-22。
    关于管径尺寸，油箱容量及冷却器的选择，在对液压系统进行热平衡和阻力损失计算后，再进行较为合理。
第七节  系统的发热计算，确定油箱容量和选择冷却器
    整个液压系统总的能量损失，包括油泵、油马达、液压阀及系统的管路阻力损失，它们主要以热能表现出来，从而使工作液体的油温升高，把它们统称为发热源。
    油箱、油管及液压油从平常的环境温度升到允许的油温要散发和吸收热量统称散热源。
    各种机械的允许油温可参阅表7-1。允许油温就采煤机而言也不尽相同，例如D Y-150
牵引部油温不超过70℃，MLS3-170牵引部油温不超过80℃。
    为了保证系统正常工作，必须进行热平衡验算，并从验算结果决定是否要选择冷却器，及校核油箱容积大小。
    现将计算步骤表示如下：   
表7-1                  各种机械允许油温
液压设备名称        正常工作温度        最高允许温度        油及油箱的温升
机床        30~55        55~70        ≤30~35
工程机械,矿山机械        50~80        70~90        ≤35~40
数控机床        30~50        55~70        ≤25
金属粗加工机械,金属无屑加工机械        40~70        60~90         
机车车辆        40~60        70~80         
船舶        30~60        80~90         
一、液压系统产生的热量
系统产生的热最主要由以下几部分组成：
1.主泵功率损失所产生的发热量H主
H主＝N主入•(1一η主总）•860     千卡／小时　　　　　　　　　　　　（7一1）
2.油马达的功率损失所产生的发热量H马
H马=N马入•（1一η马总）•860千卡／小时　　　　　　　　　　　　　　（7一2）
3.辅助泵的功率损失所产生的发热量H辅
H辅=N辅入•（1一η辅总）•860千卡／小时　　　　　　　　　　　　　　（7一3）
4.溢流阀损失的功率所产生的发热量H溢
H溢＝  P调×Q实X 860千卡／小时　　　　　　　　　　　　　　　　　（7一4）
式中：
    N主入；N马入；N辅入；一分别表示主泵、马达及辅助泵的输入功率，在计算时为了避免太大，应按计算值求出。
  η主总；η马总；η辅总；一分别表示主泵、马达及辅助泵的总效率。取值不能太低
    1千瓦功率，工作1小时，能够产生860千卡的热量；
    P调一溢流阀实际调整压力   牛吨／米2
    Q实一通过溢流阀的实际流量  米3／秒
    5.系统总的发热量
H总发=H主＋H马＋H辅十H溢      千卡／小时
    因为其它阀的发热量很小，故不予考虑；各段管路的发热计算和散热计算均不进行，大致认为平衡，所以也不予考虑。
    二、液压系统的散热盘
    系统的散热量主要有以下几部分组成
    1.油箱的散热量
    (1)求油箱的散热面积A（经验公式）
A=6.66   （米2）                                   （7-5）
式中：
      V一初选油箱体积，V=a Q泵：（米3），其中a为经验系数，对移动机械a=1.5~2对固定机械a=3. 5
    公式(7-5)的使用条件是牵引部尺寸长：宽：高在1：1：1~3：2：1之间，而且油位高度为油箱高度80％时，才可使用。
（2）求油箱的散热量H箱
H箱=KA•Δτ（千卡／小时）                                  （7一6）
式中
K一散热系数（千卡／米2•小时•℃）井下若通风良好
    K＝14～20；通风差  K=7~8  一般情况   K＝13~16；
Δτ一油与周围的空气在工作时的温升Δτ=τ1-τ2

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τ1一允许最高工作温度，因地而易，一般70℃一90℃；
τ2一井下空气温度一般为20℃
2．油仁夜吸收的热量H油吸：
  H油吸=C油•V油•γ•θ　　　（千卡／小时）　　　　　　　　　　　　　　（7-7）
式中:  C油一油液的比热   C油=0.4 5千卡／公斤力•℃
V油一包括油箱在内的系统总油量，在系统内的油近似为主泵流量的一半
  ∴V油=V箱+1/2 Q泵。（米3）
γ一油的重度  γ=900kgf/米3，
θ油每小时产生的温升    θ
τ一允许最高油遇温  τ 1=70~90℃
τ2一运转前的温度   τ 2=20℃
t一连续运转时间,井下采煤机经常时开时停,所以油液可以吸收热量,如果连续长时工作的机械,油液达到最高温度后就不再吸收热量,这里t=2(小时)
3．系统总和散热量
H总散＝H箱散-H油散
三、热平衡计算
假如某机械达到热平衡
则   H总发一H总吸＝0
一般来说采煤机牵引部达不到热平衡，故热交换量为
H交换=H总发一H总吸     （干卡／小时）                               （7-8）
四、热交换装置的选择
    采煤机牵引部液压系统几乎均采用闭式系统，所以在减速箱体积受限制时，油液发热严重，散热不足，所以一般均设置冷却器，从以往同类产品分析，绝大部分使用多管水冷式冷却器．板翅式冷却器比普通冷却器的冷却效果显著得多，而且体积小、重量轻，已普遍受到重视。据《煤矿机械与电气》82增刊介绍，板翅式已在日本DR6565采煤机牵引部（热平衡温度65℃以下）、DY一150牵引部(热平衡温度55℃)使用，国产板翅式冷却器，参看P16。
水冷式冷却器的计算选择步骤如下：
1.求冷却面积A冷面
A冷面＝
式中：
K：一散热系数（千卡／米2：•小时•℃）
    水冷多管式K1＝95一150
    水冷板翅式K1＝900~1000
Δτm一油与水的平均温差（℃）
Δτm=                                                            （7-10）
τ 1、τ 2—分别为油液进出口温度：τ 1=70'C
   一般由冷却器性能决定：τ 1一τ 2=5°~10℃
   ∴　可求。
τ 1、τ 2一分别为冷却水进出口温度，根据冷却器的性能一般τ 1、τ 2=3°-5℃；τ 1取
  水温20℃；所以τ 2可求。
2.求需要的冷却水量Q冷水。
Q冷水=                                                         （7-11）
式中：
      C一油的比热，同前
      r一油的重度900（公斤力／米3）
      C′一水的比热（l千卡／公斤•℃）
     γ′一水的重度1000（公斤力／米2）
      Q油交一油液热交换量，可认为辅助泵的流量。
    3.计算需要水管数量n
    若选用多管式冷却器，先求出一根水管的冷却面积
A每根=πdL（m2）                                           （7-12）
式中：
          d一水管内径   一般d=10—16mm
          L一水管长度：要恨据是否能放入采煤机牵引部，所以要从机身高度及布局考虑，一般L=0. 3～0.4米。
水管根数n
   （根）（7-13）                                                         
4．冷却器的简体直径及长度可查液压传动设计手册，计算选取。
若选用翅板式冷却器，其型号，参数如表7—2
表7—2                       国产板翅式冷却器BL—100系列
型号        BL104        BL106        BL108        BL112        BL114
油流量升/分        10~30        25~50        20~50        20~100        30~110
水流量升/分        10~15        30~90        20~90        20~120        30~140
热交换量千卡/小时        7000        8300        9900        19000        21500
第八节  选定管道尺寸，验证系统的阻力损失
一、确定管径和流速
合理的选择通径对决定系统的安装空间，保持一定的液压效率和促进机械的正常运转等，都是极为重要的，一般通径可由下式计算：
   （毫米）
式中：d—油管通径（毫米）
Q—管中通过流量（升/分）由在具体油路定
V—液体在管中允许的流速（米/分）可参阅表8-1
关于推荐流速还可参阅中矿“矿山机械液压传动”教课书P289页表7-6；
将（8-1）式计算出的管径d，对照“液压传动设计手册”P766页查出标准通径。
表8-1
管道名称        推荐平均流速米/分        推荐长度(米)
辅助泵吸油管        1.5        0.5
辅助泵排油管道        4        1
热交换,回路管道        2        2
主泵回路管道        6        2
其它控制油路管道        4        2
由标准通径值,再求出各管道内的实际流速(校核计算)
        (米/秒）                   （8-2）
    以上各管道的实际流速，对下面计算损失很重要。

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二、液压油的选择
    液压油除了作为工作介质转换和传递能量外，还具有冷却系统，润滑元件的功能．所以液压系统的工作好坏，和所选择的液压油有很大的关系．选择液压油的基本要求是，使油液有较好的杭磨性．适合所配机械的粘度和理想的粘温性能，另外还具有抗锈蚀，抗乳化，抗氧化等性能；对于采煤机来说，在井下工作，安全非常重要，所以，所用油，还需防燃。
    因为牵引部液压系统的动力源是主泵，所以液压油，首先要满足主泵对粘度的要求，具体值请参阅中矿“矿山机械液压传动”教课书p28页表2一9和表2一10。
    抗磨液压油，对于矿山机械，特别是采煤机和掘进机的液压系统，尤为适合，此类液压油我国已生产五种系列产品，其中   N100及N150号抗磨液压油是专为煤矿综采设备使用的专用液压油，具体在不同温度下的运动粘度，可参阅同上教课书P23页表2-4。
    这里要注意的是对所查运动粘度V的单位是厘沲，为了将所查值用米2／秒表示，必须乘以10-6
另外可先查V50的运动粘度
求出                                               （8-3）
式中：vmax一最高允许油温时的运动粘度（厘沲）
n一经验指数，查同上教裸书P12页表2-1
t 一最高允许油温C（70℃-90℃）
    三、系统的总压力损失．包括管路的沿程损失、局部损失和油液流经液压元件产生的局部压力损失，它是元件的一项性能指标，前二项可以通过计算确定，后一项可以通过查表近似选取：
    1.沿程损失△P沿，是表示油液流经各段直管时的阻力损失，所以可逐段分别进行，其计算步骤及公式如下：
    （l)辅助泵的吸油管路△P吸沿
    已知：d泵（米），v吸（米／秒），v（米2／秒），L泵=0.5米
则，雷诺数R e吸
                                                 （8-4）
其判别式
当R e吸＜2320  为层流，一般常用　 　　
当R e吸＜2320  为紊流，　 　
　
式中：L吸一吸油管长度（米）
      d吸一吸油管内径（米）
      V一吸油管内平均流速（米／秒）
      γ一液压油的重度（牛吨／米2）；γ=8.8×103
      λ一沿程阻力系数
      g一重力加速度9.81米/秒2
                                             (8-6)
式中： P吸沿总一吸油管总的沿程损失
      P咀一油液通过粗过滤器的压力损失
          P＝5x104  牛吨／米3
    2.辅助泵排油回路上的压力损失
    因为辅助泵排油回路很多，又通过不同的阀类（均有损失）和管接头，所以就每一条油路而言，也是包括上述三项压力损失之和．其中各段管路的沿程损失计算公式和方法同上。
  (1)油液通过液压元件的压力报失，可查表8一2，并通过如下公式求出实际 P实。
表8-2



压
力
等
级
压
力
损
失
元
件
名
称
        中低压        高压
        △Pmax(巴)        ma        △Pmax(巴)        备注
溢流阀类        2        卸载压力        4~5        卸载压力
单向减压阀        2        反向式        4        反向式
顺序阀        3                 4         
单向阀类        2                 4         
节流阀类        3                 4         
调速阀类        5        最小压差        10        最小压差
        2        反向时        5        反向时
二位二通电磁阀        1~2        流量大取大值        3         
四通电磁阀        1~2        同上        4         
二位二、三通电磁阀        1~2        同上        4         
五通电磁阀        1~1.5        同上                  
五通电液动或手动阀        1~1.5        同上                  
四通电液动或手动        1~2.5        同上        4         
一般粗过滤器        0.3~0.6        常在吸油口(线隙式)                  
精过滤器        0.1~0.4                 0.3~2        烧结式,一般用在油泵出口
                                                （8-7）
      一在额定流量下、通过液压件（包括阀）的压力损失（帕）
      Q额一元件（阀）的额定流量：m3/s
      Q实一通过元件的实际流量：m3/s
2.关于通过管径的局部损失 ，有几种简单计算法：
（I）公式法：
                                          （8-8）
式中：ξ一局部阻力系数，由具体管路而定，可参阅液压设计手册P20~P26页
          V、 一同前
（2）近似法：（参考南工‘金属切削机床液压传动”P292页
      △P是=（0。05~1.15）△P沿（帕）
式中：                              （8一9）

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(3)当量长度计算法：
    将局部压力损失折合成相当于直管某个长度的沿程摩擦阻力损失，所以可用直管沿程损失公式来计算总的管径损失。
                               （8一l0）
式中：
        一表示管子的沿程和局部损失之和（帕）
        L直一直管长度（米）
        L当一折合局部损失的当量长度（米）
    参考数据：45°弯头：L当=15d内
              90°弯头：L当=（30-40）d内
    大半径弯管（曲率半径大于管径3倍时）L当=20d内
直角弯头和三通的直角弯曲部分L当=（50-70）d内  
d内一所接管子内径（米）
    所以辅助泵排油回路上的总压力损失：
        （帕）
    以上计算项目有多少？由具体油路而定。
    (4)图解法：虽较准确，但由于各元件的实验曲线在样本中一般没有，而且图解量大，这里不作介绍。
    主回路的阻力损失计算可参考辅助回路方式进行，不再重复．要注意的是，因为液压系统安装图未画，所以管子长度，管接头等均无法确定。但作为同学们练习，可以将这些参数给定，各段管子的长度，可参考表8-1的推荐值．
关于采煤机液压系统的液压冲击现象，是经常发生的，由于井下采煤的工况复杂，所以要准精计算十分困难，一般用实验方法测定，为了防止产生冲击时带来不良的后果，采取了一系列措施，例如元件本身有一定压力储备；增加操作时间；使用反应灵敏的直动式安全阀个别回路增设蓄能器；注意采煤机本身速度的控制等等，尽量减小液压冲击带来的后果。


第二部分  支护设备与采煤机选型设计
侯孝福 编
第一节  机械化采煤工作面类型的确定与论证
机械化采煤工作面，根据支护设备型式不同。可分为普通机械化采煤工作面(简称普采)及综合机械化采煤工作面(简称综采)。综采工作面主要设备为双滚筒采煤机、刮板输送机、液压支架，综采工作面机械化程度高、安全、生产率高，国内不少综采工诈面年产量超过100万吨．但它的设备投资大，对煤层厚度、倾角、地质条件变化要求严格．普采工作面主要设备为滚筒采煤机、刮板机输送机、金属摩擦支柱或单体液压支住及金属铰接顶梁。(采用单体液压支往、金属铰接顶粱的工作面亦称高档普采工作面)。普采工作面设备投资小，在煤层厚度、倾角、地质条件变化较大时，适应性好，但它的机械化程度、安全、生产率比综采低。
当工作面的煤层厚度、倾角、地质条件，设计生产能力等已知时，究竟采用那种类型的机械化
采煤工作面，应经过经济技术方面认真分析，论证后再去确定，一般讲当工作面内煤层厚度较厚，煤层倾角及煤层厚度变化不大，地质条件比较稳定，没有大的断层，夹矸等，工作面没计生产能力又比较高．采用综采比较好，相反，当煤层厚度不大．但厚度、倾角变化较大，工作面设计生产能力不很高时，采用高档普采能更好的适应煤层地质条件的变化，并能取得较好的经济效益．我国目前规定普采年生产量为20～30万吨。综采；当采高大于2米，年产量为50～80万吨，采高1．1米时年产量为30～50万吨。
第二节  液压支架的选型
一、影响液压支架选型的因素
影响液压支架选型的因滚．主要是矿山地质条件，如顶、底板稳定性、煤层厚度、煤层倾角、煤层赋存状况及瓦斯含量等，其中以煤层及顶，底扳稳定性影响最大。
1．顶板稳定性：
顶板稳定性直接影响支架的架型支护强度，顶板岩性的不同．决定支架的架型的型式，岩层载荷和顶板的稳定性主要影响支架支护强度和顶梁的结构型式。一般讲：煤层顶板稳固平整，应选用支撑式支架；煤质松软、顶板破碎煤层，应选用掩护式支架；而煤层顶板坚硬。则应选用支撑掩护式支架。
2．底板稳定性：
底板岩石的组成．结构及岩石力学性质是支架选型不可忽视的另一重要条件．底板的稳定性．对支架底座影响颇大．支架架型选取不当，会使支架陷入底板，使移架困难。根据我国煤层底板岩石抗压强度。建议：按表2-1选型。
表2-1                    不同底板条件下选用的架型
岩石        松软粘土岩
页岩（或松软煤）        较软粘土岩
页岩（或松软煤）        一般粘土岩
砂页岩、砂岩（或煤）
抗压强度MPa        ＜2.0        ＞2.0        ＞4.0
应选架型        掩护式液压支架式
两柱支掩式        掩护式支架
支掩式支架        支掩式及强力支撑
四柱及强力支撑
3．煤层厚度：   
煤层厚度主要影响支架支护强度，煤层厚度越大支护强度应越高，煤层厚度大小及变化情况，又决定着支架的结构高度和伸缩范围。
4．煤层倾角：