FCJ-Ⅱ型自行式液压翻车机设计结构设计.doc

FCJ-型自行式液压翻车机设计结构设计第一章 引 言1.1研制的现状和意义翻车机是矿山常用的一种卸矿机械，原矿山由矿车编组运输至矿仓上方后，由翻车机卸入矿仓。随着采矿技术的发展和提高产量的要求，原设计的翻车机往往不能满足要求，至于有些矿山原设计就是采用翻斗式矿车，采用人工翻矿，则更是生产效率低，劳动强度大，安全性差。目前，定型产品只要固定式圆盘翻车机，它只能固定的向一个矿仓卸矿，不仅产量固定。且无法满足向多个矿仓卸矿的要求。卸矿机械是矿山机械中的薄弱环节矿山机械在国民经济和国防建设中占有重要的地位，研制出适应矿山改造，满足用户需要的卸矿机械具有很大的现实意义。此课题研制的翻车机不仅适用与对矿山的多个矿仓卸矿，而且也适用与其它用矿车运输的物料（如沙石，煤）的卸车。因此，此项研究对加快国民经济建设和国防建设都有很大的意义。 通过研制一种新型机器，掌握研制新设备的基本方法，锻炼科研能力，提高创新思维能力。1.2题目介绍如图1所示，卸矿过程为：重载矿车由电机车推顶到1号矿仓前，然后视情况（如有时某号矿仓检修等）由电机车推顶到或调度铰车牵引，将若干辆重车停放在1-3号矿仓上部。人工摘钩后翻矿。翻完后挂钩，再次使重车前进而将空车顶出矿仓，并进行新一轮翻矿，直至整列矿车翻完，空车顺原路拉走。矿石从格筛溜入矿仓，从出料口直接进入谔式破碎机进行破碎，多年来一直沿用0.7立方米翻斗式矿车，人工倒矿，生产效率底，劳动强度大，且安全性差，是生产的薄弱环节，是制约生产并期待解决的技术难题，为提高产量，必须加大矿车容积，拟采用1.2立方米的固定式矿车，每一矿车的装载量可增加72%，使用固定式矿车就必须采用机械倒矿，这样选择什么样的翻车机就成为问题的关键，自行式液压翻车机就是为解决这一技术关键而研制的。翻车机自行行走机构，可方便的调度向1，2，3号矿仓倒矿，翻车机行走轨道铺在原运输轨道的一侧，施工方便，施工期尚可正常生产。现场改造，工程量小，整机重量也大大的减轻，制造安装难度小，是一个比较理想的方案，自行式液压翻车机实是液压机械手，液压机械手（工作机构）完成矿车的夹持，升举和翻转倒矿等主要作业。机器结构紧凑，机动灵活，操作方便和工作可靠。1.待卸矿车 2.矿仓横梁 3.格筛 4.增铺翻车机行走轨道 图1 矿仓布置示意图1.3 设计方案介绍：翻车机由电动轨轮行走机构，工作机构，推车机构，液压系统和电气系统等五部分组成，如图2所示： 图2 自行式翻车机结构简图 行走机构为电动双轨行走机构，传动系统如下：电动机三角皮带摆线针轮减速器链条行走主动轮轴工作机构由夹持机构，升举机构和翻转机构组成，分别由夹持油缸，升举油缸，翻转油缸完成各自的功能动作。 推车机构由推车杆，油缸和承力挡块组成，推拨矿车车厢端部即可使矿车移位。 液压系统由电动机，油泵，液压控制阀，油缸及管路，油箱等组成 电气系统由电气控制装置，控制信号，保护装置等组成。 翻车机工作前，翻力矩很大，为保证其稳定性，在整机设计布局时应尽量使整机横向重心后移，如把油箱，液压站，配重块等布置在机器的后部，由于受尺寸的限制，行走车架宽度较小，而长度大，行走传动装置和液压，电气装置分别布置在翻车机的两侧，整机的布局紧凑。1.4 现场条件主要参数 翻车机自重 80000（配重块25000），矿车及其矿石重30000。 翻车机行走速度为 24m/min。 矿车轮缘间距600mm，翻车机车轮轮缘间距为1010mm，翻车机与矿车相邻之轮缘间距为250mm.本次设计主要为仿制设计，基本上采用样机的机构形式和工作原理。第二章 翻车机的基本结构及其工作原理2.1整机机构自行式液压翻车机由行走机构，工作机构，液压系统和电气系统组成，翻车机工作时，工作机构夹持重载矿车，前翻力矩很大，翻车机会向前倾翻，为保证其稳定性，在整机设计布局时应尽量使整机横向重心后移，如把油箱，液压站，配重块等布置在机器的后部，由于受尺寸的限制，行走车架宽度较小，而长度大（纵向长度达3.5米），行走传动装置和液压，电气装置分别布置在翻车机的两侧，整机的布局紧凑。2.2行走机构（见图3） 图3 行走机构简图行走机构是翻车机的机架，是翻车机的移动，对准装置。行走机构由行走电动机，皮带轮，减速器，链传动，车轴和驱动车轮等组成。由于行走机构工作平凡，重载启动，选用冶金启动型电动机，为了使翻车机准确定位和停车时的安全制动，在电动机皮带轮设置了电磁制动器。2.3工作机构（见图4）工作机构中固定爪8，夹紧油缸7，活动爪9的一个支点都固定在左右两块支撑板5上。升举油缸收缩，大臂下放，使固定爪靠近矿车（图3中双点画线所示），收缩夹持油缸7夹持矿车。升举大臂使矿车车轮离开轨面，即可翻矿。翻转机构采用油缸链条链轮机构。翻转油缸3是双作用双活塞杆型，活塞杆端部用过度接头分别与链条相连，活塞杆伸缩即可牵引链条带动主动链轮4旋转，花键轴与支撑板固接，从而带动支撑板旋转，实现矿车的翻转和复位。 图4 工作机构简图2.4液压系统动作循环图说明了各油缸的工作顺序由操作多路换向阀来实现，翻车机行走时大臂必须升举一定高度才能使支撑板及夹持机构纵向跨越矿车，顺利移位。为此，设置了液压电气连锁，确保大臂必须升举到行走的高度时，行走电动机才能启动。为防止可能由于管路故障等原因导致夹紧失灵而发生的危险，设置了液控单向阀，以确保夹紧安全。矿车及夹持机构的自重在矿车卸矿后复位时会超速下降，设置了平衡阀限速，使矿车复位安全平稳。2.5电气系统翻车机采用了380伏交流电作为动力源，主要负载有行走电动机和油泵电动机。电气控制系统由油泵电动机起停，行走电动机控制左右，并设有信号指示系统，制动电磁铁控制线路及连锁保护线路。第三章 .行走机构设计计算1.制动器2.三角皮带3.行走电动机4.摆线针轮减速器5.7.8.12.链轮 6.11.链条9.13.行走轮轴 10.14.车轮图5行走机构3.1运行阻力计算（1）运行静阻力=+-摩擦总阻力- 坡度阻力- 风压阻力。室内=0（a） 摩擦阻力 = -翻车机自重N K - 滚动摩擦系数，由车轮直径=300mm 取K=0.0004 - 车轮轴承摩擦系数，=0.02 - 附加阻力系数，取=2 =2280000*（0.0004+0.020.1025/2）/0.3 = 1520N（b） 坡道阻力 = -坡度阻力系数，取=0.002 =0.00280000=1680N =+=1520+160=1680N（2）起动时惯性阻力 =V/gt V-翻车机行走速度，V=0.42m/s t-加速时间，t=2s=800000.42/9.82=1714N（3）最大运行阻力 =+=1680+1714=3394N3.2 电动机功率计算 =V/1000-传动系统总效率，=-减速机效率，取0.94-链传动效率，取0.96=0.90.940.96=0.81=33940.42/10000.81=1.76KW3.3 选电动机 选Y型冶金起重电动机。YZ132 代号 IM1002，其参数如下：%=40；=2.2KW =935r/min，=0.74 。3.4 传动比分配 行走速度： V=0.42m/s 车轮转速：=60V/d=600.42/0.33.14=26.75r/min 总速比：=935/26.75=35。 采用三级传动，第一级皮带传动，=35/35=1 。 第二级采用行星摆线针减速机，=35 。 第三级采用链条传动，=1 。3.5 皮带传动设计 计算功率 式中为工作情况系数，取=1.5 由=3.3KW =935r/min 选V型带A型。大小带轮直径跟数3，中心距445mm3.6 链传动设计摆线针轮减速器到车轮前轴用双排链，前后轮轴间用单排链，选大（小）链轮齿数（1）双排链；计算选定链号为20的滚子链，链节数（2）单排链；计算选定链号为20的滚子链，链节数第四章 .工作机构的计算工作机构（如图4所示）是翻车机的重要机构，具有夹持，举升，和翻转矿车的功能。其结构参数的合理及零部件强度可靠性决定了翻车机工作的有效性和可靠性。4.1 计算升举油缸受力下图6为举升机构示意图；，分别为支撑夹持机构重力，矿车，矿石重力及大臂前端结构重力。图6举升机构示意图每个油缸受力为/FN4.2 计算夹持油缸受力 图7夹持油缸受力图每个油缸为/4.3 计算翻转油缸受力（如图8所示）.链轮.链条.花键轴.活塞杆.翻转油缸 图8 翻转机构，翻转阻力矩包括矿车，矿石，支架夹持机构的重力对回转轴产生的力m活塞杆的拉力为：r-链轮节圆半径， r=132.5mm4.4链条选择选套筒滚子链 40A- ，GB1243.1-83 链条节距 P=63.5mm滚子直径 链条极限载荷 Q=347000N链条安全系数 n=Q/=347000/1.2425000=6.8 符合要求。 式中 =1.2为工作情况系数。4.5花键强度验算花键轴两端采用不同的花键组合，分别计算如下： 10-12010818，组合 挤压强度 = 393 符合要求。式中： 传递扭矩 =0.75 载荷不均匀系数。Z=10 花键齿数= =5.8cm 中间直径 许用挤压应力10- 组合 =符合要求 =第五章 液压系统设计计算5.1 工况分析 (1) 现场要求；一个工作循环周期小于90秒，其中油缸工作时间于40秒，行走对位时间小于50秒。 (2) 工作条件差，灰尘，温度较大。 5.2 初选系统压力=齿轮泵其主要参数为： ， 5.3 油缸参数计算 (1)翻转油缸 采用等径双活塞杆油缸,活塞直径为D, 式中 F-活塞杆拉力, N P-油缸工作压力, -油缸的背压力, d-活塞杆直径,mm -油缸的总效率, A:在前面的工作设计力的计算中可知 活塞杆拉力 F=42500 N B:液压缸的总效率 由机械设计手册第四版的第4卷可知,液压缸的总效率由以下几部分组成: 机械效率,由活塞杆密封处的摩擦阻力所造成的摩擦损失通常可取 容积效率,可取=1,因为活塞密封为弹性材料. 作用力效率,可取=1或 式中 -油缸的工作压力 -回油的背压力 -油缸的工作面积 由于在翻转油缸的复位时存在着一定的压力,所以采用 又因为油缸的活塞杆等径双活塞杆,所以 所以 初取 参考机械设计手册表17-2-14,可知执行元件的回油背压在回油路上的背压阀或调速阀的系统可取背压值为0.5-1.5 取 C:估算活塞杆直径d,油缸的内径D. 初选油缸的工作压力为 P=15 油缸的效率=0.9 活塞杆直径系列(GB/T2348-1993) d=32mm 代入数据得 D =72.94 mm查机械设计手册表17-6-2可知,液压缸内径系列(GB/T2348-1993)可选D=80 mm 所以油缸的实际工作压力 A1-油缸的工作面积, 代入数据得 验算油缸内径D 代入数据得 D=83.23 mm 不可取 代入数据得经过分析， 取油缸的总效率 油缸的工作压力 回油背压力为 活塞杆直径系列（GB/T2348-1993）计算油缸内径D代入数据得可取 所以油缸的实际工作压力 代入数据得 验算油缸的内径D代入数据得 可取代入数据得 也可取所以取油缸机械效率 油缸的有效工作面积代入数据得活塞强度的效核因为活塞杆不论在翻车还是在复位一直处于受拉状态，所以只要效核拉应力则可活塞杆采用45#材料，查机械设计手册可知 又 代入数据得 （安全）为了方便计算，工作机构的油缸活塞直径皆取相同值为 举升油缸 采用单活塞杆油缸，两端铰接，如图（9） 图9为了方便购买和计算，采用与翻转油缸相同的内径的油缸 已知：最小安装高度 最大行程 对于活塞杆的直径d，查表17-6-2可初选 由于活塞杆在整个工作过程中，始终是受压的，所以就需要考虑它的压杆稳定性。验算活塞杆的稳定性 -实际弹性模数 K-液压缸的安装及导向系数 I-活塞杆横截面积惯性矩，式中 圆截面 查表17-617，两端铰接有耳环，取 K=2代入数据得 已知 不可取-安全系数，在通常情况下取3.5-6.0 。经过分析 取 与 分别计算，如表（1） 表（1）为了安全考虑，取所以举升油缸的内径，活塞杆的直径油缸实际工作压力 代入数据得 夹持油缸 采用单活塞杆油缸，两端铰接，如图（10） 图10已知最小安装高度，最大行程。同样选油缸内径查表17-6-2可知，初选 活塞杆在工作过程中也始终是受压的，需要效核它的稳定性， -实际弹性模数 K-液压缸的安装及导向系数 I-活塞杆横截面积惯性矩，式中 圆截面 查表17-617，两端铰接有耳环，取 K=2代入数据得 已知工作压力 不可取-安全系数，在通常情况下取3.5-6.0 。经过分析，取和分别计算，其结果如下表（2）d（mm）507.2454.7 表（2）由计算结果分析，取活塞杆直径，所以夹持油缸的大小 ，油缸的实际工作压力 代入数据的 5.4 液压泵，各缸的工作时间、流量、压力计算 在工况分析中要求油缸工作时间小于40秒，减去对油缸的操作时间，实际工作时间大概只有30秒左右，去工作时间为30秒，在着30秒内，有三组油缸需要先后操作，所以每组油缸工作时间大概为10秒左右，其中夹持油缸的工作速度快，可估算翻转油缸的为12秒。 在工作机构计算中，我们知道链轮的半径为。 取油缸的最大行程 代入数据得 已知油缸的容积效率所以油缸的流量： 代入数据得： 两缸的流量 选车轮泵，考虑各方面的因素，选外啮合齿轮泵（CB-F型），又因为初选系统的压力值，初选电动机的转速可知排量 ，。查机械设计手册表17-5-9可知取排量 ， 计算比较A：排量 ， =代入数据 B.排量 C.排量 经以上分析可选CB-F型的齿轮泵取CB-F型的齿轮泵 排量为和分别验算工作时间， 已知电机的转速 容积效率 A：排量 代入数据得： 翻转油缸的工作时间 取举升油缸的工作时间举升时间代入数据得： 取复位时间 取夹持油缸的工作时间：夹持：复位： 取 符合要求试算系统泄漏系数K翻转油缸： 所以翻转油缸的流量泵原的流量： 代入数据得：所以泄漏系数K 升举油缸：已知 夹持油缸： 已知 B：排量 翻转油缸的工作时间 取 升举油缸的工作时间 升举时间： 取 复位时间： 取 夹持油缸的工作时间 复位时间： 取 夹持时间： 取 符合要求试算系统的泄漏系数K翻转油缸 s 已知 m=0.076m/s代入数据得：=18.24 L/min=2=36.48 L/min已知 Q=42.25 L/min K=1.16举升油缸：A：升举 已知 =7.5s =0.064m/s代入数据得： =38.58 L/min 油缸流量 =19.29 L/min K=1.095 复位时 =3.5S 又已知 s=0.48 =0.137 m/s 夹持油缸： 已知 代入数据得： 根据上述的计算分析和液压转动中的系统泄漏系数K，在矿山机械中一般取K=1.1-1.3。所以在此翻车机的齿轮泵应选择排量为的CB-F型的齿轮泵。查机械设计手册表17-5-9可知，液压泵的技术参数如下：型号为，理论排量，额定压力，最高压力。型 号螺 纹 连 接112183155130466.5110外形尺寸如表（3） 表（3）5.5 推车油缸 推车油缸的负荷小，对速度没有要求，选用单活塞杆油缸，油缸的内径D=50mm，活塞杆的直径d=25mm,最大行程s=190mm.通过以上的设计计算，各油缸的技术参数如下表（4）名称内径D(mm)活塞杆直径d(mm)工作压力MPa流量L/min翻转油缸803613.3318.24升举油缸80609.2519.29夹持油缸80455.6218.08推车油缸5025表（4） 备注：以上油缸购买油缸厂的系列产品的油缸。 总工作升举。5.6 计算液压泵的驱动功率。 各油缸以翻转油缸的压力最大，再考虑系统的压力损失，查液压传动页可知：可取压力损失。 取系统的压力损失。所以油缸的实际工作压力：。按液压泵的实际使用情况，计算驱动功率： 式中： -液压泵的额定压力， -液压泵的额定流量， -液压泵的总效率， -转换系数， -液压泵的实际使用的最大工作压力， 选择电动机，YM160-4，功率P=11KW，转速N=1450r/min.5.7 液压缸结构的选用和计算。 在前面我们已计算了液压缸的活塞直径，三组液压缸都是采用D=80mm，所以三组液压缸的基本结构都是采用一样的，选用焊接型液压缸，缸体有杆侧的端盖与缸筒之间为卡环连接，内外长环，卡圈联接，而后端盖与缸筒采用焊接联接。 液压缸的主要零部件设计缸筒结构：采用内卡环联接。缸筒的材料：选用无缝钢管45#，。对缸筒的要求A：有足够的强度，能长期承受高工作压力及短期动态试验压力而不致产生永久变形。B：有足够的刚度，能承受活塞侧向力和安装的反作用力而不致产生弯曲。C：内表面与活塞密封件及导向环的摩擦力作用下，能长期工作而不磨损少，尺寸公差和形位公差等级足以保证活塞密封件的密封性。D：需要焊接的缸筒还需要要求有良好的可焊性，以便焊上管接头后不产生变形及裂纹和过大的变形。总之，缸筒是液压缸的主要零件，它与缸盖，缸底，油口等零件构成密封的容腔，用以容纳压力油液，同时，它还是活塞的运动的“轨道”，设计液压缸缸筒时，应该正确各部的尺寸，保证液压缸有足够的输出力，运动速度和有效行程，同时还须要具有一定的强度，能足以承受液压力，负载力和意外的冲击力，缸筒的内表面应具有合适的配合公差等级，表面粗糙度和形位公差等级，以保证液压缸的密封性，运动平稳性和耐用性。 缸筒的计算 A：缸筒的内径，在前面我们已计算过缸筒的内径D=80mm。B：缸筒的壁厚 缸筒的壁厚为： 式中： -缸筒外径公差余量，m -缸筒的腐蚀余量，m关于的值，因为，可按： 式中：-缸筒材料的许用应力， -安全系数，取=5，-缸筒材料的抗拉强度 -缸筒内最高工作压力代入数据得： 取， 取 缸筒壁厚的验算 额定工作压力应小于一定极限值，以保证工作安全 式中：-缸筒的材料屈服强度， -缸筒的外径，m代入数据得： 符合要求同时额定工作呀路也应与完全朔性变形压力有一定的比例范围，以僻免变形的发生 -缸筒发生完全变形的压力 代入数据得： 符合要求此外，尚经验算的缸筒径向变形应处在允许的范围内 -缸筒材料泊松比，取=0.3-缸筒材料的弹性摸数，-缸筒的爆裂压力 代入数据得： 符合要求C：缸筒底部厚度： -计算厚度外直径代入数据得： 取：缸筒采用卡环联接，缸筒有端部用卡环连接时，卡环的强度计算如下： 卡环的剪应力：卡环尺寸一般取 代入数据得： 验算缸筒在截面A-断面上1的拉应力： 符合要求：缸筒与端部：采用焊接方法，验算强度和确定焊缝的大小。 式中：-焊缝的底径， -焊接的效率，取 -焊条材料的抗拉强度，MPa n-安全系数，取n=5。在三组油缸中，升举和夹持是单活塞杆油缸，需要采用焊接。所以： 夹持油缸：已知F=23225N，代入数据得 符合要求 升举油缸：已知F=41425N，代入数据得 符合要求 活塞与活塞杆的连接，选用卡环型，选用优质碳素钢45# 活塞的导向套A：采用轴套式的导向套B：导向套长度的确定 导向套尺寸配置：导向套的主要尺寸是支承长度，通常按活塞杆的直径。 导向套的形式：导向套材料的承压能力，可能遇到的最大侧向负载等因素来考虑，通常可采用两段导向段，每段宽度一般约为d/3，两段中线间距离取2d/3。最小导向长度： -最大工作行程，-油缸的内径。对升举油缸，S=1.32m，代入数据得： 对夹持油缸，S=0.27m，代入数据得：导向套滑动面的长度： 取油口计算 通过薄壁孔的流量C流量指数 取C=0.62A油孔截面积 液压油的密度 油孔前后腔压力差 Pa代入数据得：油口连接螺纹尺寸查表17-6-24可知选进出口EC为四组油缸均采用以上进出油口尺寸。管件计算 在系统油管中，部分采用钢管，部分采用软管。在液压泵和吸油滤油器及泵与各阀之间采用钢管连接，其余的采用软管。 软管内径，查机械设计手册表17-8-3可知 -管内流量， -管内流速， 取代入数据得： 所以管内径： 取D=16mm选用1T型号的软管，查表17-8-4可知，成品软管外径，外胶层厚度，管接头选用GB/T9065.1-9065.3-1988或JB/T6142.1-6144.5-1992型号。钢管的内径 吸油管路：取=1.5m/s，代入数据得： 根据是选用的吸油滤油器的尺寸，取 ，查表17-8-2，管子壁厚，所以管外径，管接头选用JB978-77压油管路：取 取查表17-8-2，管壁厚，所以，油管接头选用GB8163-875.8 液压系统原理图 图115.9 油箱设计系统发热量计算 A：液压泵功率损失： 取夹持夹紧工作：因为压力，流量 ，所以： 升举工作：压力 流量 翻转工作：压力 流量 溢流阀： 每一个工序之间有溢流阀安全溢流的安全过程，其时间长短与操作熟练程度有关，初步计算可按2s计算，一个过程循环溢流8次，所以 卸荷功率损失：电磁溢流阀，取卸荷压力， 所以系统总发热量 油箱最小有效容积计算按自然通风冷却，取散热系数K=15，取允许温升 则： 油箱结构设计 根据整机的尺寸条件和油箱的最小容积以及现场的条件，把油箱设计成为左右大小相等的油箱，其中间用90外径的通管相连，因此把油箱的长，宽，高分别设计为详情见图纸.油箱的构造与设计特点A：油箱必须有足够大的容量，以保证系统工作时能够保持一定的液位高度，为满足散热要求，对于管路比较长的系统，还应考虑停车维修时能容纳油液自由流回油箱时的容量。B：过滤器，油箱的回油口一般都却设置系统所要求的过滤精度的回油过滤器，以保持返回油箱的油液具有允许的污染等级。C.油箱主要油口，油箱的排油口与回油口之间的距离尽可能远些，管口都应插入最底油面之下，以避免发生吸空和回油冲贱产生气泡，管口制成45度斜角，以增大吸油及回油的截面，使油液流动时速度变化不至于过大，管口应面向箱壁，吸油管离箱底的距离（D为管径），距箱边不小于3D，回油管离箱底的距离。D.在油箱盖板下设置安装板，以便安装液压泵和电动机，安装板焊接在油箱上。E.按GB/T 3766-1983中的 5.2.3a规定“油箱的底部应离地面150mm以上”，以便搬移，放油和散热。油箱的内壁应进行抛丸或喷砂处理，以清除焊渣和铁锈，待灰砂清理干净之后涂上涂层。.油箱附件选择计算检视孔盖板长 a=420mm 宽b=220mm左右油箱螺塞都为M221.5左右油箱连通管90内径大于60油箱隔板高 h=420mm 表55.10附件选择和计算根据系统压力和流量选择附件为表6：序号名 称型 号1吸油滤油器WUI-10080-J2液位温度计YWE-245T3吸油管外径为34mm 内径为28mm4出油管内径18mm5压力表YX-1506空气滤清器7强磁管路过滤器CGQ-128溢流阀9电磁换向阀10电磁换向阀11平衡阀表6.电磁溢流阀调定压力各缸以翻转油缸压力最大，加工作损失电磁溢流阀调定压力为翻转油缸饿压力 系统损失压力 大臂，翻转油缸的同步由机械同步保证，在系统安装时应考虑所有空间曾设同步回路的液压元件。夹紧缸夹紧后的工作时间很短，靠换向阀中位锁紧，但应留有安装液控单向阀的位置。5.11液压元件的安装各种掖压元件的安装方法和具体要求在产品说明书中都有详细的说明，在安装时必须加以注意，一般应注意：安装前必须进行质量检测，若确认元件被污染需进行拆洗，并进行测试，应符合液压元件通用技术条件（GB/T7935）的规定，合格后安装。安装前应将各种自动控制仪表（如压力表，液位计，温度计等）进行校验，以避免不准确造成事故。软管安装要求A. 软管敷设应符合有关标准规定如软管敷设规定（JB/ZQ4398）B. 正确的敷设方法，软管长度由其相应的尺寸确定，软管在压力作用下缩短或变长参照软管标准资料，长度变化一般在+2%-4%左右。C. 应尽量避免软管的扭转，软管安装时应使在工作状态时经过本身重量使各个拉应力消失，软管应尽可能装有防机械作用的装置，同时应按自然位置安装，弯曲半径不允许超过最小允许值，软管弯曲开始处应为其直径d的1.5倍，同时应安装有折弯保护，正确采用合适的附件及连接件，以避免软管附加应力。第六章 整机的稳定性计算翻车机夹持矿车举升翻转时是机器横向稳定性最差的工作状态，必须计算。如图12： 图12矿车及矿石重和支承夹持机构重是倾翻力，机器自重（不含）和配重块，是稳定力。稳定系数 稳定性较好。结束语在赵文辉导师悉心指导下，通过我们不懈的努力，终于完成FCJ-型自行式液压翻车机设计。这次设计主要是进行翻车机液压系统的设计。本次设计几乎融汇大学两年来我们学到各门专业知识，使我们有了一个综合运用以往所学知识的机