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液压油缸的设计
液压缸的设计
一、液压缸类型与安装方式的确定
当下各种液压缸规格品种比较少，主要是因各种机械对液压缸的要求差别太大。比如对液压缸的内径、活塞杆直径、液压缸的行程和连接方式等要求不一样。由于本次液压设计主要是实现立式快速的原则，故选双作用单活塞杆立式快速液压缸的设计。
因为是活塞式，故用螺纹连接。
二、液压缸的结构设计
1、缸体与缸的连接
缸体与缸的连接形式较多，有拉杆连接、法兰连接、内半环连接、焊接连接、内螺纹连接等。在此选用法兰连接，如下图所示：这种连接结构简单，装拆方便。
3、活塞与活塞杆的连接
活塞与活塞杆的连接大多采用螺纹连接结构和卡键连接结构。螺纹连接结构形式简单实用，应用较为普遍；卡键连接机构适用于工作压力较大，工作机械振动较大的油缸。因此从多方面的因素考虑选择螺纹连接结构。
4、液压缸缸体的安全系数
对缸体来说，液压力、机械力和安全系数有关的因素都对缸体有影响。液压缸因压力过高丧失正常工作能力而破坏，往往是强度问题、刚度和定性问题三种形式给表现出来，其中最重要的还是强度问题。要保证缸体的强度，一定要考虑适当的安全系数。
三、液压缸的主要技术性能参数的计算
（一）、压力
所谓压力，是指作用在单位面积上的负载。从液压原理可知，压力等于负载力与活塞的有效工作面积之比。
P=F/A(N/m)
式中：F—作用在活塞上的负载力（N）
A—活塞的有效工作面积（m）
从上述可知，压力值的建立是因为负载力的存在而产生的，在同一个活塞的有效工作面积上，负载越大，所需的压力就越大，活塞产生的作用力就越大。如果活塞的有效工作面积一定，压力越大，活塞产生的作用力就越大。由此可知：
1、根据负载力的大小，选择活塞面积合适的液压缸和压力适当的液压泵。
2、根据液压泵的压力和负载力，设计和选用合适的液压缸。
3、根据液压缸的压力和液压缸的活塞面积，确定负载的重量。
在液压系统中，为了便于液压元件和管路的设计选用，往往将压力分级。见下表1.1所示：表1.1
压力范围（Mpa）
因本次液压缸的设计要求中已知的公称压力为30Mpa，由表1.1可知，本此液压缸属于高压。
（二）、流量
所谓流量是指单位时间内液体流过管道某一截面的体积。对液压缸来说，等于液压缸容积与液体充满液压缸所需时间之比。即：
式中：V—液压缸实际需要的液体体积（L）
t—液体压力充满液压缸缸所需的时间（min）
（三）、运动速度
运动速度是指单位时间内液体流入液压缸推动活塞（或柱塞）移动的距离，运动速度可表示为：
式中：q—流量（m3/s）
A—活塞活塞受力作用面积（m）
设计规定快进速度为0.2m/s
计算运动速度的意义在于：
1、对于运动的速度为主要参数的液压缸，控制流量是十分重要。
2、根据液压缸的速度，可以选用流量合适的液压泵。
3、根据液压缸的速度，可以确定液压缸的进、出油口的尺寸，注塞杆，活塞和活塞杆的直径。
4、利用活塞杆前进和后退的不同速度，可实现液压缸的慢速攻进和快速退回。
（四）、速比
速比是指液压缸活塞杆往复运动的速度之比，因为速度与活塞的有效工作面积有关，速比也是活塞两侧有效工作面积之比。
式中：D—液压缸直径（m）
d—活塞杆的直径（m）
计算速比主要是为了确定活塞杆的直径和决定是否设置缓冲装置。速比不宜过大或过小，以免产生过大的背压或造成活塞杆太细，稳定性不好。值可根据公称压力表值1.3选定
表1.3公称压力与速比值
公称压力（Mpa）
（五）、推力和拉力
液压油作用在活塞上的液压力，对于双作用单活塞杆液压缸来说，活塞杆伸出时的推力为F：
活塞杆缩回时的拉力为F：
F=Ax10=（D-d）Px10
P—工作压力（Mpa）
D—缸筒内径（m）
d—活塞杆直径（m）
（六）、行程
液压缸的活塞行程S，在初步设计时，主要是按实际工作需要长度来考虑。但是，实际需要的工作行程并不一定是液压缸的稳定性所允许的行程，为了计算行程，应首先计算出活塞杆的最大允许计算长度。
L=1.01dx10(cm)
d—活塞杆直径（cm）
P—活塞杆纵向压缩负载（N）
n—末端条件系数，可查表求出，依题可知n=1/4
n—安全系数，n6
根据液压缸的各种安装形式和欧拉公式所确定的活塞杆计算长度及导出行程计算式。一般情况下，液压缸看纵向压缩负载是知道的，有上式即可大概求出液压缸的最大允许行程。
设计要求液压缸的行程为300mm。
（七）、液压缸的基本参数
1.1液压缸内径及活塞杆外径尺寸系列
1.1.1液压缸内径系列（GB/T）
（140） 160
（280） 320
括号内为优先选取尺寸
1.1.2活塞杆外径尺寸 系列（GB/T）
活塞杆连接螺纹型式按细牙，规格和长度查有关资料。
1.2液压缸的行程系列（GB）
1.2.1第一系列
1.2.1第二系列
在设计计算后按1.1.1、1.1.2、1.2.1、1.2.2选用缸径、杆径和行程，并验算与要求控制在±5%内
四、液压缸主油缸的设计计算
1、缸体内径D的计算
设计过程中，根据已经给出的工作压力、公称压力计算缸体的内径，对于双作用单活塞杆液压缸的计算如下：
F---液压缸的公称压力；
P---液压缸的工作压力；
D = = =0.206mm
根据（GB/T）圆整后取D =220mm
实际公称力F=30x10x=949850N1140KN
所以合理，即D =220mm
2、缸体壁厚的计算
按厚壁筒计算，因我们本次设计缸体的材料为QT500-7球墨铸铁，是脆性材料，则考虑用第一和第二强度理论计算，又因第二强度理论比第一强度理论更节省材料，故选用第二强度理论来计算：
P为试验压力：
当缸的额定压力P16Mpa时，P=1.5P
当缸的额定压力P&16Mpa时，P=1.25P
=1.2530=37.5Mpa
=(-1)=0.049m
根据国标GB，圆整后取=50mm
3、缸体外径D1的计算
D1 = D+2δ
D—缸体内径（参见4.4.1重型机械表）
D1 = D+2δ=220+250=320mm
根据重型机械表4.41，取D1=320mm合理。
4、缸体壁厚的验算
因我们本次设计缸体的材料为QT500-7球墨铸铁,是脆性材料，采用第二强度理论验算（以能量为依据）即：
==71.99MPa
D=D=0.22=0.317m
=71.99Mpa&90MPa
所以液压缸的壁厚是符合要求的。
5、支承台肩处强度计算
1）支承台肩接触面挤压应力
式中： P=1000KN
S=2mm（倒角尺寸）
—许用挤压应力，=90Mpa
则：==58.54MPa 90MPa
2）支承台肩断面，从图可见，台肩处断面上的合成应力为弯曲应力与拉伸压力之和。
式中：D3=360mm
=(D1-D2)=30mm
=0.25(材料泊松比系数)
得：=20.58
Ma=254831N
五、缸体的材料和技术要求
1)缸体材料
选取QT500-7球墨铸铁，球墨铸铁的各种要求参数。
2)缸体的技术要求、精度、表面粗糙度和形位公差要求
a.缸筒的内径可选用H8、H9或H10配合。内径的表面粗糙度：活塞选用橡胶密封件密封，故取0.4~0.1，并进行研磨
b．缸筒内径的圆度和圆柱度可选8级或9级精度
c．缸筒端面的垂直度可选7级精度
其他技术要求
a．缸筒内径端部倒角，或倒R3以上的圆角，粗糙度不得过高，以免装配时损伤密封件
b．缸筒外露表面可涂耐油油漆。
c.铸件不得有砂眼、气孔、夹渣及组织疏松等缺陷
d.铸件时效处理
e.螺纹退刀槽圆角半径R1
f．在31.5MPa压力下保压10min不得有渗漏现象
六、活塞杆径的计算与校核
（一）、活塞杆径的计算
1）用流量定回程速度V
由回程速度V=q/A可计算出活塞杆直径d：
根据（GB/T）选取d=200（mm）
注： V—液压泵的回程速度。
q—液压泵的额定排量。
A—活塞与活塞杆的环形面积
（二）、活塞杆直径的校核
设计要求回程力为175KN,根据计算实际回程力校核。
=25x10x=25x10x
所以合理，即活塞杆直径为200mm
（三）、活塞杆的材料和技术要求
活塞杆是液压缸传递力的主要元件，它必须具有足够的强度和缸度，以便能承受拉力、压力、弯曲力、振动和冲击等载荷的作用，同时还要注意到它多活塞有效工作面积的影响，保证液压缸达到所要求的作用力和运动速度。活塞杆应具有一定的耐磨性。它的端部要选择适当的连接形式，并有较好的连接强度，此外还应具有较高的尺寸精度、几何精度和表面光洁度。活塞杆的杆体分为实心杆和空心杆，本次设计选用空心杆。
1.活塞杆的材料
活塞杆通常选用棒料进行加工，此处选用球墨铸铁QT600-3。
2.活塞的技术要求
A．粗加工调质HB229~285
B．可高频淬火HRC45~55
C．外圆圆度公差按9、10、11级精度，圆柱度按8级，两外圆跳动公差为0.01mm，端面垂直度公差按7级
D．活塞杆表面需镀硬铬，镀层厚度30~50，镀后抛光
E．工作表面粗糙度。
F、时效处理
G．不得有影响强度和表面的铸造缺陷
3.活塞杆的密封和防尘
（1）、活塞杆的密封
A、在一定工作压力和温度下具有良好的密封效果，泄漏小
B、摩擦系数小，摩擦力均匀，不会引起运动零件的爬行或卡死等现象
C、耐磨性好，寿命长，在一定程度上能自动补偿被密封件的磨损和几何精度的误差
D、不损坏被密封件表面
E、耐油性、抗腐蚀性好，不易老化
F、成本低廉，制造容易，使用方便，维护简单
G、采用标准化结构和尺寸
H、适应液压缸工作条件的特殊要求
所以，其密封装置移动部分选用型聚氨酯密封圈密封；静止部分选用&O&型橡胶密封圈密封。
（2）活塞杆的防尘装置
液压缸工作时常有灰尘、沙粒、铁屑等污物落在活塞杆上。若将污物带进液压缸，不仅会加剧零件的磨损、产生划痕，而且会影响液压系统的正常工作，因此需要安装防尘装置。
因防尘圈能刮掉落在活塞杆上的污物，则按（QZB336—77）选用&防尘圈115聚氨酯Ⅱ—3&型的密封圈。
七、快速液压缸柱塞直径的计算
根据由快进速度V=q/A可计算出活塞杆直径d柱：
根据(GB/T)取d柱=63（mm）
注：V快—快进（空载下行）速度。
（一）、实际工作压力的计算
已知：D1—液压缸外径，D1=320（mm）
D—液压缸内径，D=220(mm)
d—活塞杆直径，d=200（mm）
主压力：p=0.785D2P
回程压力：
p—液体的工作压力p=25Mpa
主压力：p=0.7850.22225106=949.85（KN）
检验： 等于公称力的5%，合格。
回程压力：
检验： 未超过额定回程力的5%，合格。
八、缸盖的设计计算
缸盖装在液压缸两端，与缸筒构成紧密的油腔。缸盖、缸底和它们的连接部分都有足够的强度。
（一）、缸盖的结构
缸底与缸筒的连接形式：螺栓连接形式
缸头与缸体的连接形式：螺栓连接形式
（二）、缸底厚度的计算
1、缸筒底部厚度计算
缸筒底部为平底面且为有孔底时，其厚度h可以按照下面公式进行计算：
式中：h—缸筒底部厚度，（mm）
—油口直径，（mm）
D—液压缸内径，（mm）
—缸筒底部材料的许用应力，（90Mpa）
P—试验压力，（Mpa）P=31.25（Mpa）
查机械零件设计手册可知：=20mm，计算如下：
2、法兰盘厚度的计算
因为法兰 材料用QT500-7，其材料许用应力90106pa。
所以，法兰盘厚度h的计算公式如下：
式中：h—法兰厚度，（m）
F—法兰受力总和，（m）
d—密封环内径，（m）；d=0.2m
—密封环外径，（m）；=0.36m
p—系统工作压力，（pa）；p=25106pa
q—附加密封力，（pa）；p=25106pa
—螺孔分布圆直径，（m）；D0=0.32m
—密封环平均直径，（m）；=0.28m
—法兰材料许用应力，（pa）；=90106pa
将上述数值代入两式：
实际设计中取h=45mm
（三）、缸盖的材料和技术要求
本次所设计的液压缸选用材料为球墨铸铁QT500-7,它属于塑性材料,具有良好的焊接性能,缸筒与缸头为法兰连接。
1.缸盖材料
缸头：此处缸盖又是导向套，故选用铸铁，QT500—7
缸底：缸筒与缸底为螺栓连接，故选用QT500-7
2.缸盖的技术要求
A、活塞杆的直径（缸内径）等各种回转面（不含密封圈）的圆柱度按9级、10级或11级精度
B、缸筒内外经的同轴度公差为0.03mm
C、与液压缸的配合端面垂直度按7级精度
D、导向面的表面粗糙度为
E、铸件时效处理
F、棱角倒顿
九、液压缸油口的直径计算
由活塞的最高运动速度和油口最高流速而定。
—油口流速（m/min）
V—活塞输出速度（m/min）
—液压缸油口直径（m）
D—液压缸内径（m）
根据国家标准柱塞缸油口取直径为30mm
根据国家标准活塞杆油口取直径为45mm
十、螺栓的计算
（一）、缸体连接所用螺栓个数K1
螺栓选用M30双头螺栓，由GB/T193-2003可知底径Φ26.211mm=0.026211m
缸底受的力，
螺钉材料选用Q235，，安全系数S=3
所以，每个螺钉承受的拉力，
，所以螺栓数
螺钉所承受的压力大于缸底所受的压力,
故取螺栓为6个，合格。
（二）、缸口连接所用螺栓个数K2
螺栓选用M24双头螺栓，由GB/T193-2003可知,底径Φ20.752mm=Φ0.020752m
缸底承受的负载力，根据设计尺寸与倒角后，缸口直径为235mm，则
螺钉材料采用Q235，，安全系数S=3
每个螺钉承受的拉力，
因F=300KN,所以螺杆数
螺钉所承受的压力大于缸底所受的压力,
故取螺栓为12个，合格。
十一、导向套的设计计算
导向套对活塞杆起导向和支承的作用，它要求配合精度高，摩擦阻力小，耐磨性好，能承受活塞杆的压力、弯曲力以及冲击振动。
（一）、导向套的结构
选用易拆导向套，因为这种导向套采用螺钉或螺纹固定在缸盖上，当导向套和密封圈磨损而需要更换时，不必拆卸端盖和活塞杆就能进行。维修方便，并且适用于工作条件恶劣，需经常更换导向套和密封圈而又不允许拆卸液压缸的情况。
(二)、最小导向长度的确定
当活塞杆全部伸出时，从活塞支撑面的中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度（H），它应满足下式要求：
L—最大工作行程cm；L=50cm
D—液压缸内径cm；D=22 cm
导向套滑动面的长度A两种确定形式：
当缸径小于80时取：A=（0.6∽1.0）D
当缸径大于80时取：A=（0.6∽1.0）d
d---活塞杆直径(cm)
D---液压缸内径(cm)
活塞宽度B取:B=（0.6∽1.0）D=19.5cm
因为液压缸的缸径为220mm&80mm,则取
A=0.6X20=12 cm
根据实际情况考虑:
（三）、导向套的材料及技术要求
1.导向套的材料
导向套一般采用摩擦系数小、耐磨性好的青铜材料制作，也可以选用铸铁、球铁。
2.导向套的技术要求
a.外圆与端盖内孔的配合多为H8/f7
b.导向套内孔与活塞杆外圆的配合多为H9/f9
c.外圆与内孔的同轴度误差不大于0.03
d.形状误差不大于公差之半
e．内孔中的环形油槽和直油槽要浅而宽，保证润滑条件良好
f．表面粗糙度为周热销排行
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拖拉机不拆卸也可以检查
来源：不祥 | 责任编辑：小语
拖拉机的四个系统，都是通过产生一定的压力来满足工作需要的。当各系统技术状态变坏时，它的压力也随之发生变化，因此用压力表测定各系统压力变化，即可准确了解内部状态好坏。“拖拉机四系不拆卸检查仪”就是根据这个原理制成的。
　　对压缩系进行不拆卸检查，主要是测定压缩终了的气缸压力。应拆下被测气缸喷油嘴，装上测气头和0千克--60千克气缸压力表。用起动机带转发动机，压力表的最大值就是压缩终了的压力值。如果压缩系密封性变坏，压缩终了的压力也随之降低。因此将实测数值与标准值相比较，即可准确了解内部状况。
　　对燃油系进行不拆卸检查，主要是测定柱塞副、出油阀和喷油嘴这三个精密偶件的严密性。柱塞副严密性好坏，直接影响喷油泵的工作。当柱塞副严密性变差时，供油压力随之降低。因此，测定柱塞副供油压力是检查其严密性的主要依据。测定时，将0千克--600千克三通压力表进油接头与油泵相接，三通旁侧接头用螺帽封好。把油门放在最大供油位置，用起动机带转曲轴，如果供油压力超过250千克／平方厘米，表明柱塞副严密性良好。出油阀锥面严密性的检查要在检查柱塞副严密性后进行。当压力表指针读数超过
　　200千克／平方厘米时，立即停油，观察压力表指针从200千克／平方厘米降至180千克／平方厘米的时间，正常时间应大于15秒。在柱塞副密封良好时，0千克--600千克三通压力表与油泵配合即构成简易喷油嘴试验器。将需检查的喷油嘴接在三通表旁侧，即可进行喷油压力试验。
　　实践证明，发动机的故障(如起动困难、功率下降、冒烟及工作粗暴等)多因压缩、燃油两系工作不正常而引起。因此，判断故障时60千克气缸压力表和600千克三通压力表往往结合使用。
　　对润滑系进行不拆卸检查，主要是测定机油泵供油能力和各阀门的开启压力，从而准确判断、排除机油压力低和机油温度高的故障。检查时，使用0千克--10千克压力表和一些专用阀门、接头。
　　对液压系统进行不拆卸检查，主要是测定油泵供油能力、分配器内各阀门开启压力和油缸密封性。从而准确判断、排除农具不能提升和提升缓慢的故障。检查时使用0千克--600千克压力表和专用阀门、接头。这种仪器不但可对分置式液压系进行测定，还可对半分置式液压系进行测定。
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JOY刮板输送机机尾自动张紧装置的改进及其应用
　　摘 要：本文介绍了国内外刮板输送机尾机自动张紧装置的构成形式、工作原理、应用情况，针对性的分析了JOY刮板输送机机尾自动张紧装置在使用过程中存在问题和改进内容，介绍了改进后的JOY刮板输送机机尾自动张紧装置的应用情况，同时还展望了未来自动张紧装置的发展方向。 中国论文网 /8/view-4485577.htm　　关键词： 刮板输送机；自动张紧装置；刮板链；张紧力 　　中图分类号：TD528 文献标识码：A 　　1 概述 　　煤矿综采工作面刮板输送机工作过程中，因采煤机截深，采煤机截割速度，以及液压支架推溜等因素导致刮板输送机输送的负载发生变化，负载的变化使得刮板输送机链条张力发生变化，会出现链条时松时紧。当链条过松时，链条不能与链轮顺利啮合、脱开，容易出现堆链和刮卡现象，造成链条非正常磨损和断裂，加速刮板和链条的磨损；当链条过紧，刮板链运行阻力增大，运行功率增大，造成设备启动困难，同时加速了链轮的磨损，增加了切链次数。 　　为了保证刮板链的正常运转，提高刮板输送机溜槽、链轮、刮板和链条的使用寿命，尤其是大功率、长运距的刮板输送机输送机，就必须有安全、高效、可靠的刮板输送机机尾自动张紧装置（以下简称自动张紧装置），用于拉紧刮板链，控制链条的张紧力，能够使刮板链适应负载的变化，使链条工作在适度松紧状态中。 　　2 国内外现状 　　国内外的重型刮板输送机均配置了自动张紧装置，具有手动和自动两种工作状态，下面介绍几种国内外的典型自动张紧装置。 　　2.1 国外典型的自动张紧装置 　　（1）美国JOY公司的刮板输送机链条动态张力控制系统（DCC），主要由载荷检测装置（包括载荷检测块、载荷传感器）、信号处理器、可编程控制器（PCU）、系统压力传感器、张紧油缸位移传感器、电磁阀、控制电缆、电源、液压控制阀、节流阀、安全阀、单向阀、液压胶管和接头、压力表、张紧油缸等零部件组成。 　　工作原理： 　　刮板输送机运行时，安装在机尾架上的载荷检测装置与将实时检测机尾驱动上链道刮板链张力（靠刮板与机尾弧形压链板上载荷检测块的接触来实现），并将载荷传感器检测到的信号传送到信号处理器。该信号被信号处理器转换成与链条实际动态张力对应的4-20mA的信号，4-20mA的信号被传送到可编程控制器（PCU）。 　　可编程控制器（PCU）将检测到的张力值与用户预设的张力值进行比较，如果检测到的张力值大于预设的张力值时，可编程控制器（PCU）将通过电磁阀控制张紧油缸按照预先设定的步距缩回，减小链条张力。同时位移传感器将油缸伸出量传递到可编程控制器（PCU）并同步显示。如果检测到的张力值小于预设的张力值时，可编程控制器（PCU）将控制电磁阀使张紧油缸伸出，增大链条张力值。当刮板输送机停止时，可编程控制器（PCU）使张紧油缸伸出预先设定的步距，使链条预张紧，为刮板输送机下一次起动作准备。位移传感器主要控制张紧油缸的伸缩量，同时，避免张紧油缸过度伸缩。 　　（2）德国CAT公司的PMC-R链条张紧系统，主要由压力传感器、张紧油缸位移传感器、PMC-R控制器、电磁阀组（集成电磁先导阀和二位三通阀）、控制电缆、电源、球型截止阀、过滤器、节流阀、单向阀、安全阀、液压胶管和接头、压力表、张紧油缸等零部件组成。 　　工作原理： 　　PMC-R控制器处于手动控制状态时，主要根据人为经验手动操作按PMC-R控制器上按键来控制电磁阀组（电磁先导阀动作后使二位三通阀动作）来实现对刮板输送机张紧油缸的供液，使张紧油缸伸出或缩回，从而调节链条的张力；处于自动控制状态时，首先，接收到刮板输送机启动信号，先进行预张紧（预张紧过程可以设置为跳过），PMC-R控制器通过压力传感器检测张紧油缸无杆腔的压力，并将检测的压力值与预设的压力值进行比较，当小于预设的压力值时，对张紧油缸无杆腔充液，油缸无杆腔压力增加，油缸活塞杆伸长，直到张紧油缸压力达到预设的压力值，并达到最小预张紧行程为止，此时预张紧过程结束。当大于或等于预设的压力值时，油缸有杆腔和无杆腔均不充液，张紧油缸无动作。其次，收到刮板输送机启动信号后，开始动态张紧过程，如果检测的压力值偏离目标压力给定的压力范围（即设定的控制压力范围），则调整张紧油缸的伸缩使得检测的压力值重新达到目标压力。位移传感器主要控制张紧油缸的伸缩量，同时，避免张紧油缸过度伸缩。 　　2.2 国内典型的自动张紧装置 　　（1）张煤机（中煤张家口煤矿机械有限责任公司）的自动张紧装置，主要由压力传感器、行程开关、主控箱、电液控换向阀组、控制电缆、电源、过滤器、截止阀、单向阀、液压胶管和接头、压力表、张紧油缸等零部件组成。 　　工作原理：电气控制系统根据张紧油缸压力传感器提供的信号，按编好的程序，向液压系统发出指令，进行紧链或松链操作，通过电气系统不间断地实时对刮板链工作状态的参数进行监测，及时对刮板链的张紧力进行调整，使刮板链的张力一直处于设定的正常工作范围内。位移传感器行程开关主要限制张紧油缸的伸缩量，避免张紧油缸过度伸缩。 　　（2）奔牛公司的自动张紧装置，主要由压力传感器、张紧油缸位移传感器、主控箱、电磁阀、液控先导阀、控制电缆、电源、过滤器、截止阀、单向阀、液压胶管和接头、压力表、张紧油缸等零部件组成。 　　工作原理：采用西门子S7-300矿用安全型CPU，通过压力传感器检测张紧油缸无杆腔的压力来判断链条的张力状况，根据压力是否处于限定压力的范围，来实现调节链条的张力，若大于控制值的上限，张紧油缸缩回，若小于控制值下限，张紧油缸伸出。位移传感器主要检测张紧油缸的伸缩量，使张紧油缸工作在有效的行程范围内。 　　另外，奔牛在神华宁煤石槽村矿成功研制、应用了1套通过调压阀来实现限定压力的范围的自动张紧装置，这样可以省去电控系统，系统简单，操作、维护简单方便。
　　3 国内外典型自动张紧装置优缺点对比 　　张煤机自动张紧装置，无位移传感器，无法监控张紧油缸的控制量，但由于压力设置与实际工况关联性差，且元器件和零部件可靠性差，一般使用换手动操作。 　　奔牛自动张紧装置的控制系统和CPU选用西门子产品，其余零部件选用国产产品，成本较低，但由于限定压力设置与实际工况关联性差，一般需切换手动操作。 　　JOY自动张紧装置，配有载荷传感器，检测点多，但存在载荷传感器可靠性差，无法达到准确的监测效果，系统维护复杂。 　　CAT自动张紧装置基本实现了工作状态下的自动张紧控制，有效延长了刮板输送机刮板链和中部槽的使用寿命。 　　综合比较， CAT自动张紧装置能够稳定实现自动张紧功能，JOY、张煤机、奔牛等不能稳定的实现自动张紧功能，且零部件质量相对较差，从原理上讲，CAT、张煤机、奔牛相类似，从配置上讲，JOY和CAT配置1根张紧油缸，张煤机和奔牛一般配置2根张紧双油缸，JOY和CAT系统相对复杂，功能多。但在实际使用中投入功能较少。从逻辑控制程序上，JOY、CAT、张煤机、奔牛均不同，JOY主要是将载荷传感器检测值，电机平均电流和电机平均功率（以此判断是否轻载还是重载），张紧油缸的压力，张紧油缸的伸缩量（设置有停机时，张紧油缸的伸缩量和每次动作伸缩量值）、张紧油缸动作时间作为逻辑程序的主要参数，CAT主要是将张紧油缸的压力，张紧油缸的伸缩量、张紧油缸动作时间作为逻辑程序的主要参数，张煤机主要是将张紧油缸的压力，张紧油缸的最大和最小伸缩量作为主要参数，奔牛主要是将张紧油缸的压力和张紧油缸的伸缩量作为主要参数。 　　4 JOY自动张紧装置的改进 　　从以上的论述，不难看出，CAT自动张紧装置的自动运行状态能够满足使用要求，张煤机和奔牛自动张紧装置基本处于手动操作状态，无法实现自动运行状态，而JOY自动张紧装置可以通过改进后，使其能够实现稳定的自动运行状态。 　　4.1 存在问题 　　神东煤炭集团综采工作面大量地使用了JOY刮板输送机，而JOY刮板输送机机尾自动张紧装置因载荷传感器不耐用、系统不稳定等原因一直不能在神东煤炭集团推广使用。因刮板输送机链条张力检查不到位而导致馈链、断链的事故时有发生，使故障停机率进一步升高，为了彻底遏制上述机电事故的重复发生，就需要对JOY自动张紧装置进行优化设计，以便实现链条工作在适度松紧状态，以保证链条正常运转。 　　4.2关键技术 　　针对JOY刮板输送机的运行情况，结合实际实际工况，为了使得自动张紧张紧装置起到提高工作效率高，降低工人劳动强度，通过充分调研，主要攻关以下几个方面的技术问题。 　　（1）载荷传感器 　　载荷传感器是该装置的核心零部件，其能否准确检测刮板链的张力，能否可靠运行显得尤为关键。为了能够更好使载荷传感器检测到刮板链的张力，对载荷传感器进行了重新选型设计，并调整了数量，由原来的一用一备改为安装一个。对载荷传感器的外形进行了改变，由原圆盘形改为圆柱销形，见图1和图2。为了保证质量，该件选用国际知名品牌，并通过现场模拟的3个载荷周期测试，每个载荷周期模拟1600万次。 　　图1 盘形载荷传感器示意图 　　图2 圆柱销形载荷传感器示意图 　　（2）弧形压链板 　　由于载荷传感器数量和形状发生了变化，重新设计了弧形压链板，见图3。新设计的弧形压链板组件上只能安装1个载荷传感器，加装了1个温度传感器，其中，1个处理链条张力信号，1个处理温度信号；原弧形压链板组件上安装有2个载荷传感器，其中1个工作，1个备用，2个信号处理器均为处理张力信号。 　　原结构为：当刮板与载荷检测块接触时，载荷检测块直接来自刮板产生的压力直接传递给载荷传感器；新设计结构改为：将载荷检测块一端通过铰接销固定在弧形压链板上，另一端通过作用臂托架和载荷传感器固定在弧形压链板上。这样的结构带来的好处就是：载荷传感器可以更准确的检测压力，缓冲刮板链的惯性力。 　　（3）温度传感器 　　由于载荷传感器频繁动作，容易因高温损坏，为此，加装了可靠的PT100温度传感器。 　　（4）冷却系统 　　为了起到降低载荷检测块温度的作用，防止载荷传感器受高温损坏，在弧形压链板上加装循环冷却水系统。 　　（5）电缆保护套 　　原装置中，载荷传感器电缆和温度传感器常常因为煤块的挤压、磨损而失效，导致传感器检测的信号无法反馈到信号处理器和可编程控制器（PCU），致使自动张紧装置失效，为此，设计加装了保护罩。 　　（6）软件 　　由于载荷传感器的结构形式和数量发生了变化，对自动张紧可编程控制器（PCU）和信号处理器进行了系统升级改进，并更换了内部芯片。 　　5 改进应用情况 　　为了能够更好地验证改进后的JOY自动张紧装置的使用效果，先后改进了2套。应用情况如下。 　　第一套JOY自动张紧装置于2011年5月份在神东煤炭集团补连塔矿12406工作面使用，2012年2月份该工作面刮板输送机直搬至12407工作面，2012年8月份回撤，累计推进长度6340米，过煤量1243万吨。其中，12406工作面推进长度3450米，过煤量718万吨；12407工作面推进长度2890米，过煤量525万吨，两个工作面长度均为300米，运行期间达到了自动张紧的效果。 　　第二套JOY自动张紧装置于2012年11月份在神东煤炭集团补连塔矿12408工作面使用，2013年4月份回撤，工作面推进长度2821米，过煤量494万吨，工作面长度300米，运行期间达到了自动张紧的效果。 　　运行期间，12406工作面使用初期，出现载荷传感器因高温频繁损坏，后经加装冷却系统后基本正常；共出现4次载荷传感器检测的链条张力与链条实际张力存在误差，导致断刮板，后期通过每周校验一次链条张力，保证了自动张紧的正常运行。
　　在整个的运行过程中，该套装置实现了稳定的自动张紧链条的功能，减少了链条、刮板、链轮磨损，延长了使用寿命，从原来每天手动检测链条张力改为每周检测链条张力，减轻了劳动强度，提高了工作效率，满足了实际生产要求。 　　6 未来自动张紧装置的展望 　　6.1 自动张紧装置的关键因素 　　（1）刮板链张力检测系统，它的准确性和稳定性直接决定了张紧油缸动作的准确性。 　　由于刮板输送机机尾为可伸缩机尾，由伸缩机尾架和固定架组成，在刮板输送机运行过程中，可伸缩机尾的位置取决于张紧油缸的伸缩量，所以张紧油缸的无杆腔的压力可以间接的反映刮板链对机尾架的受力情况，而机尾架的受力来源于刮板链，所以检测并调整张紧油缸的压力可以实现对刮板链张力的调节。检测张紧油缸的压力并不能直接反映刮板链的张力，所以需要建立两者的模型关系，这是目前应用的难点。 　　另外，在检测刮板对弧形压链板作用力的检测系统中，由于刮板链在运行过程中刮板会对刮板机输送机机尾架上的弧形压链板施加一个周期性的力，所以检测弧形压链板的受力情况，可以间接的得知刮板链的张力。但是，由于检测的是周期受力情况，在检测过程中，因震动、高温导致检测装置寿命短。 　　（2）动作机构，它的响应性和可靠性直接决定了张紧的效果。 　　目前，通过可伸缩机尾架来调整刮板输送机机头、机尾链轮中心距来实现调整刮板链张力，而实现可伸缩机尾架的伸缩的动力源为张紧油缸，显而易见，张紧油缸的可靠运行也很关键，另外，也不能忽视伸缩机尾架在固定架上的顺畅滑动。 　　（3）逻辑程序，它的简单、可靠、稳定性直接决定了自动化的程度。 　　由于刮板输送机运行过程中，工况十分复杂，存在着工作面起伏、片帮、刮卡、跳链及各种原因造成瞬时的过载等现象，所以要求逻辑程序合理，参数设置简单，否则很难达到理想的张紧效果。 　　6.2 展望 　　从以上的分析可以看出，目前虽然有着各种各样的自动张紧装置，但没有一个可靠性极高，方面简单，维护简单的真正意义上的自动化自动张紧装置。 　　目前，国内各刮板输送机生产厂家的自动张紧装置还是仅仅从刮板输送机本身出发，未充分考虑如何使得自动张紧装置可靠运行。国外先进国家的刮板输送机生产厂家已经将采煤机的位置作为检测数据，作为判断刮板链张紧的条件之一，如CAT。 　　综上所述，未来自动张紧装置有着以下发展方向： 　　（1）紧跟综采工作面无人自动化发展趋势，将实现自动张紧装置应将采煤机的位置和电流、液压支架推移油缸行程、刮板输送机电流、链轮（或是减速器、电机）转速等相关参数作为判断刮板链张紧的条件，实现工作面各种数据集中远程控制，具备远程手动或自动张紧功能。 　　（2）实现动态检测链条的张力。目前的检测方法都是间接的检测，即根据检测结果，结合累计的经验值推算链条的张力。建议研究在接链环上直接安装压力传感器，通过红外接收接收器或是雷达接收器实现对接链环上的压力传感器数据的采集，实现准确地检测刮板链张力。 　　（3）与变频驱动刮板输送机紧密结合。由于变频驱动刮板输送机可以实现低速大扭矩启动，启动电流小且平稳，容易实现自动化控制，有利于自动张紧装置的长期稳定运行。 　　结语 　　随着工作面的铺设长度越来越长，刮板链的张紧就显得尤为重要，而且自动化也是发展趋势，本文在对目前国内外的介绍、分析基础上，研究分析了JOY自动张紧装置的改进设计，改进后的装置应用良好，达到了改进的目标，为自动张紧装置发展提供实践经验，同时，展望了未来自动张紧装置的发展方向，希望这些能成为自动张紧装置的技术发展的参考，尽快促使行业研制出可靠性高，控制方式简单，检修维护方便的自动张紧装置。 　　参考文献 　　[1]杨刚雷，赵勇.刮板输送机伸缩机尾自动控制系统设计[J].煤矿机械，）. 　　[2]李德军，张德林，袁进南.刮板输送机链条监控调整装置的应用[J].煤矿机械，）.
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