纵轴式掘进机总体及其液压系统设计整套设计含说明书
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掘进机总体设计
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辽宁工程技术大学本科生实习报告书教学单位 机械学院 专 业 机械工程及自动化 班 级 机械04-2班 学生姓名 林紫雄 学 号 0407100212 指导教师 丁 飞 为了保证我们毕业设计的完成质量，也让我们比较系统了解课题在实际应用中的一些情况，学校要求我们在毕业设计开始前，用4周时间来熟悉所选题目。丁飞老师带领我们去辽源亚星采掘机械有限公司（辽源煤矿机械制造厂）熟悉与毕业设计相关的煤矿机械的制造设计流程和实际的市场运用情况。在丁飞老师的指导和厂方师傅的耐心讲解下，通过这4周对所选题目进行查询资料和实习等，我对我的课题有了更加深刻的理解与认识。前往辽源亚星采掘机械有限公司（辽源煤矿机械制造厂），观察了配件厂、液压分厂等。辽源亚星采掘机械有限公司成立于六十年代，是中国最早的三大采煤机制造基地之一。现为国家大型企业，国家采掘机械液压元件研制中心。目前工厂主要产品为高、中、低档大小功率的液压（电）牵引采煤机；掘进机、液压油泵、马达；工程液压元件。工厂资产总额.亿，固定资产.亿，注册资本万元，生产设备台。其中有引进数控机床，加工中心等大精尖稀设备台，拥有先进的计量检测设备和仪器。工厂现有员工人，中高级职称专业技术人员人。工厂拥有先进的设计、工艺、制造和装配技术。年工厂全套引进西德液压泵制造技术。（一）掘进机总体部分结合个人的毕业设计内容，我认真的观察和熟悉EBZ135和EBJ160掘进机的各部件的详细结构。在丁飞老师的带领和指导下，通过厂方师傅的耐心讲解，对掘进机的设计制造流程有比较深刻系统的理解。比较系统熟悉掘进机的总体设计的任务、要求以及在整个掘进机设计中的作用。同时，在厂方师傅的介绍中，我们更清晰全面的了解到目前我国掘进机市场的使用情况以及用户的要求方向和未来掘进机的发展趋势。这些在做毕业设计的过程中是非常重要的，可以比较清晰的知道，自己设计的方向，要符合怎么样的要求才比较更切合实际，更切合目前市场的要求，保证毕业设计的质量和市场化方向靠近。在实习过程中，通过观察、思考、询问，我见到了书本上的大多数生产设备和各种其他机械器件，并结合课本认真了解了它们的组成结构以及工作原理。同时，还了解和深入理解了各种生产设备，包括它们的组成和工作原理。见到了生产过程中各个工序所需要的生产设备。另外我通过近距离的观察掘进机各个组成部件，更能客观的理解掘进机工作原理及重要参数和各个部件组成的关系。（二）液压系统设计部分鉴于毕业设计中的掘进机液压系统设计，要对所学的液压基础知识跟实践联系起来。在实习过程中，参观辽源煤矿机械厂的液压分厂，熟悉液压系统元件的设计过程和生产工艺。经过具体的体验和理论分析，将理论与实践相结合，进一步巩固和加深所学专业知识，同时融入一些实际的经验，较全面的认识和了解我国液压泵、马达生产的现状。具体的讲，主要是认识和了解了液压泵、马达的各个部件的生产过程以及工作原理，各车间的工序和设备安排和工作区域划分等。在与工人师傅的交流中，我了解到了液压泵、马达中哪些部件的加工要求较高，以及各种部件在生产时应注意的事项，和各个部件在市场上的价值等。同时我也了解到不同的液压泵、马达的运用场合，比如摆线马达可以经常用在行走机构中等。这些现场的实战经验知识，是从课本上所不能体会到的。通过整个实习，我观察和了解大功率掘进机各种组件的生产过程和各种生产设备的工作原理。见到了数控车床，数控铣床，以及加工中心等，认识到现代制造业的高效与先进。使我的相关知识得到了加深和巩固，真正做到了理论与实践的结合。这次实习使我亲身感受了所学知识与实际的应用，各种机床与仪器等等使用理论与实际的相结合，让我们大开眼界。也是对以前所学知识的一个初审吧！这次生产实习对于我们以后学习、找工作也真是受益菲浅，在短短的几天中让我们初步让理性回到感性的重新认识，也让我们初步的认识这个社会，对于以后做人所应把握的方向也有所启发！由衷地感谢丁飞老师给予我们这次难得的学习机会。指导教师意见成绩评定：指导教师签字： 年 月 日 实习单位意见负责人签字：（单位盖章）年 月 日备注注：实习结束时，由实习学生填写本表后，交指导教师和实习单位签署意见，最后交所在教学单位归档保管。辽宁工程技术大学毕业设计（论文）目录前言11 总体结构方案设计31.1 各部结构方案设计31.1.1 悬臂工作机构方案设计31.1.2 装载机构方案设计71.1.3 转运机构方案设计91.1.4 回转机构和机架方案设计121.1.5 行走机构方案设计141.1.6 除尘冷却系统方案设计151.1.7 液压油箱的方案设计161.2 传动系统的确定171.2.1 悬臂工作机构传动系统181.2.2 装载、转运机构传动系统181.2.3 履带行走机构传动系统181.2.4 整体传动系统191.3 掘进机总体参数确定201.3.1 悬臂工作机构技术参数201.3.2 装载机构技术参数211.3.3 转运机构技术参数211.3.4 行走机构技术参数211.3.5 喷雾系统的参数221.3.6 整机技术性能参数221.4 总体布置221.5 总体参数验算231.5.1 机器可掘进断面241.5.2 掘进机的通过性261.5.3 掘进机稳定性分析与计算271.5.4 生产率312 液压系统设计362.1 掘进机液压系统的设计依据362.2 工况分析和载荷计算公式362.3 工况分析、工作负载计算372.4 拟定液压系统382.4.1 系统压力选择382.4.2 拟定主回路382.4.3 各机构液压回路设计412.4.4 液压系统辅助元件422.5 液压系统图432.6 各液压系统回路执行元件设计452.6.1 悬臂回转液压油缸的设计计算452.6.2 升降液压油缸的设计计算502.6.3 伸缩液压油缸的设计计算522.7 伸缩液压油缸的结构设计552.7.1 液压油缸壁厚和外径的计算552.7.2 液压油缸进出油口尺寸的确定562.7.3 液压油缸工作行程的确定572.7.4 缸盖厚度的确定572.7.5 最小导向长度的确定572.7.6 缸体长度的确定582.7.7 液压油缸强度计算592.8 液压系统参数计算622.8.1 各回路液压泵的设计计算622.8.2 泵站电动机的确定672.8.3 油箱容积确定682.8.4 液压系统性能验算682.8.5 液压油缸工作速度核算692.9 液压系统各元件汇总693 结语71致谢72参考文献73附录A译文74附录B外文文献78前言掘进机械是矿山建设和生产中主要的机械设备之一，有着至关重要的地位。在蒸汽机出现后，1849年生产出世界上第一台以蒸汽为动力的凿岩机，其工作粗笨，效率低。随后把压缩空气引入了凿岩机，设计了配气系统。从上世纪三十年代苏联在煤巷掘进中使用尚不完善的掘进机，几十年以来，许多新技术被应用到掘进机上，完善了掘进机的诸多功能，例如激光导向、自动确定切割路径等。根据断面形状，可分为全断面掘进机和部分断面掘进机两大类。全断面掘进机可将所需断面一次性截割出来，并且大部分的断面为圆形断面。而后者一次性不能不能截割出整个断面，需要多次来回摆动。本设计通过给定的工况参数以及工作条件，参照行业标准等规范，确定掘进机总体方案型式及液压系统参数。通过分别比较各工作机构结构形式、优缺点、适应工作条件，确定各机构的结构方案。确定整体及各部分的驱动和传动形式。通过工况分析和载荷计算，确定掘进机的液压系统。掘进机由悬臂工作机构、装载机构、转运机构、行走机构、喷雾冷却系统等部分组成。 纵轴式掘进机在工作时是电动机经减速器带动截割头旋转切入煤岩壁下角，达到截深后，再按一定方式沿底板摆动截割头，开出一个自由面后将悬臂向上上升一定高度，横向截割，这样来回往复，直至掘出所要求直至掘出所要求的巷道断面。被截割头切落下来的煤岩由装运机构收集、转运至后面的配套运输设备。在切割作业的同时，开动喷雾除尘系统，以消除截割煤岩时所产生的粉尘。电气系统中的电动机为机器的动力源，与液压系统中的执行元件配合，使机器实现预定功能。电气与液压控制和保护装置用来控制机器的各个动作，自动调整机器的动作状态，并起过载保护等作用。设计要求如下：83可截割硬度：80 MPa; 适用巷道断面：23 m2，高2.44.5 m， 宽3.05.5 m；截割头伸缩量：500 mm；接地比压：250 mm；卧底深度：250 mm；龙门高度：400 mm；爬坡能力： 16；最小转弯半径：7 m；离地最小间隙：150 mm；行走速度：05 m/min 可调；理论截割生产率：80 m3/h； 理论装载能力：200 m3/h。；理论转运能力：250 m3/h；降尘形式：内、外喷雾。辽宁工程技术大学毕业设计（论文）1 总体结构方案设计1.1 各部结构方案设计1.1.1 悬臂工作机构方案设计悬臂工作机构为掘进机的工作部分，有电动机、减速器、伸缩机构、截割头等结构。 （1）悬臂工作机构形式按照截割头工作时破碎煤岩的方式不同，悬臂工作机构有横、纵轴式两种。纵轴式掘进机截割头轴线与悬臂轴线重合，而横轴式掘进机截割头的轴线则与悬臂垂直。纵轴式的掘进机工作时截割头截齿齿尖按照摆线的轨迹运动，推进一次可达截深，效率高，但在截割振动大，稳定性差，在煤巷中使用较为经济，能切割出平整的巷道。而横轴式掘进机工作时切割头截齿按空间螺旋线式运动，一次进尺截割受限制，耐冲击，适合截割半煤岩巷和岩巷，工作振动较小，比纵轴式稳定，但工作循环时间长，巷道不平整。考虑设计要求，选用纵轴式掘进机，其悬臂工作机构结构如图1-1所示。 图1-1 悬臂机构Fig.1-1 The cantilever mechanism1截割头；2托梁机构；3伸缩机构；4截割减速器；5伸缩油缸；6销控；7截割电动机；8盖板 （2）伸缩机构伸缩机构有内伸缩式和外伸缩式两种形式。内伸缩结构紧凑、尺寸小、伸缩灵活方便，因此设计采用内伸缩式。伸缩机构位于截割头和截割减速箱中间，通过伸缩油缸使截割头具有一定的伸缩行程。伸缩机构如图1-2所示。图1-2伸缩机构Fig.1-2 Telescopic institutions1截割头主轴；2伸缩保护筒；3伸缩外筒；4伸缩内筒；5花键套伸缩机构的内筒和伸缩保护筒与截割头连在一起，但不转动。伸缩内筒和伸缩保护筒之间有伸缩外筒，与减速器紧固联接在一起。伸缩保护筒通过销轴、油缸与截割电动机相联。当伸缩液压油缸的活塞杆伸出时，推动截割头伸出，从而使截割头钻入工作面内。 （3）截割头截割头的功能是将煤岩进行破碎和分离，以获得所需矿物材料。总结截割过程的研究实验，影响截割头设计的主要因素有如下几点： a）煤岩特性参数，包括硬度、抗拉和抗压强度、磨蚀性等。 b）截割头结构参数，包括尺寸、几何形状、截齿数目、截齿布置、截齿空间安装位 置、截线间距。c）工艺特性参数，主要指切削深度、切削厚度、摆动速度、截割头角速度。 以上诸多因素相互制约、关联和影响，在设计中要相互匹配、综合考虑和统一。 1）头体结构纵轴式掘进机的截割头头体的形状较多，有圆柱、圆锥和圆锥加圆柱等几种形式，形式见下图1-3所示。 a b c 图1-3截割头形状Fig1-3 Cutting head shape柱形截割头（如图1-3a）摆动截割时，截齿的轴线与煤壁平行，截齿受力平均，截割头轴向所受载荷比较小，缺点是会截出锯齿形的不平整巷道顶板和底板，如图1-4 a，这样，增加了工作面巷道支护工作的难度，也不易实现巷道的平整度，掘进机截割后还需要人工进行辅助将顶板和底板修整，不但增加了辅助工序的时间，还增加了工人的劳动强度。 图1-4 截割头形状与顶板形状关系Fig.1-4 The relationship between cutting head shape and roof shape对于锥形加柱形的截割头（如图1-3 b），截齿的轴线垂直于头体的母线，锥端上的截齿是向工作面煤壁方向倾斜的，这样有利于截割头钻进工作面。而柱段上截齿的垂线垂直于钻进方向，横向摆动截割时受力较好，但容易造成断齿、齿座脱落等现象1。这种截割头的形状复杂并且制造难度高，截齿的排列也比较困难。对于锥形截割头（如图1-3 c），它能很好地适应钻孔轮廓的要求，使钻进工作相对容易进行，还能够保证截割出来的巷道表面的平整（如图1-4 b）。可以通过合理地安排截齿排列方式，改善受力。且锥形截割头结构简单、生产制造相对容易，优先选用锥形的截割头。 2）截齿形状截齿类型的选择，除要考虑到煤岩的坚固性、截割阻抗、脆性程度等因素外，还要综合考虑含夹矸的软硬程度及其他多种因素的影响。煤质相对较坚硬、裂隙不发达的煤巷来说，优先选用刀型齿。但由于径向安装，承受的弯矩也较大，容易造成截齿断裂。煤质比较坚硬且脆、夹矸较硬的煤层来说，应选用镐形截齿。这种镐形截齿的强度大且耐磨性高，截割阻力的方向几乎与截齿的轴线方向重合，弯矩也比较小；固定方法比较简单。改善截齿设计可延长寿命，降低了更换维修成本。因此，镐形截齿在掘进机截割头上使用的较多。 3）截齿的数量和排列方式确定了截割头的结构形状、截齿形状之后，要考虑截齿的数量和排列。截割头上截齿的布置方式影响到破碎效果、单个截齿的受力状况以及整体的功率消耗情况和稳定性。布置截齿的总体要求是：单位能耗低、截齿损耗小、块率高、可吸入性粉尘小、瓦斯泄出量和摩擦发火的概率小。排列截齿的方式一般有顺序式和交叉式（又叫棋盘式）两种，排列形式如图1-5所示。 a b图1-5 截齿排列形式Fig.1-5 Arrangement of the cutting teeth顺序式排列（图1-5 a）的截齿是一个接着一个的挨着进行排列的，切削断面形状不对称，受力不均匀，存在侧向载荷 2。交叉排列(图1-5 b)截齿是按照间隔的顺序截割煤壁的，截割槽几乎对称，可保证截齿受力平衡；有效降低截割比能耗，多使用这种排列方式。截齿数量的多少与截割能力和平稳运转都有很大的关系。在截割头功率不变的条件下，截齿数量越多，每个截齿平均的截割能力就越小3，造成截割粉尘的增加。因此，截齿数量不宜过多。但是如果截齿的数量过少，会增大截割阻力和载荷的波动，影响悬臂工作机构的稳定性与安全性。综合考虑以上因素的影响，一般纵轴式掘进机的截割头上截齿数量应在2050内选取，本设计取36把。1.1.2 装载机构方案设计装载机构是将破落下来的煤岩进行收集、耙装至中间转运机构上。有链轮链条式、蟹爪式、星轮式等多种形式，安装于机器的前段。单链轮链条式装载机构是利用一套环形的刮板链将岩石装到转载机上，双环形链轮链条是两排并列反向的刮板链。链轮链条机构简单，但易形成岩石堆积，造成卡、断链等事故。由于易磨损，功率大，效果较差。蟹爪式装载机构为四连杆机构，如下图1-6所示，优点是能调整运动轨迹，准确运输；生产率高；结构简单，但宽度受限。星轮式装载机构运转平稳、连续装煤、工作可靠、事故率低。如图1-7所示，比耙爪式简单，强度高。装载机构的方案设计要求为： （1）保证掘进机最大生产率，装载机构生产率要大于截割的生产率。（2）便于行走移动，铲板宽度大于履带宽度，铲板能升降，有的铲板还可以水平回转摆动一个角度。现代悬臂式掘进机装载铲板的前沿呈切刀形状，图1-6 蟹爪式装载机构Fig.1-6 The loading mechanism of Crab claw type图1-7 星轮式装载机构Fig.1-7 The loading mechanism of star wheel type 目的是减少铲板插入阻力； （3）装载机构一般采用曲柄摇杆机构，是为了减少空间行程时间，提高装载效率，减少阻力，使四杆机构具有最佳的运动特性和动力特性4。综上考虑，本设计为左右对称布置的弧形三齿星轮式的装载机构。该机构由电动机提供动力，结构简单，成本低且可靠性高。驱动装置见图1-8所示。掘进机装载机构铲板为整体式铲板，箱型板焊形式，这种箱型体铲板的特点是坚固耐用，且重量轻。 图1-8 星轮式装载机构驱动装置Fig.1-8 Drive of star wheel loading mechanism1.1.3 转运机构方案设计该机构是将收集起来的物料运至转载设备，主要有胶带和刮板输送机两种主要形式。胶带输送机以胶带兼作牵引机构和承载机构，运输能力大，工作阻力小，耗电量低；货载与胶带一起移动，磨损小，工作噪音低；结构简单。缺点是成本高，投资大；强度低，易损坏，不能承受较大的冲击与摩擦；机身高，需设专门的转载设备5。刮板输送机机构强度高，运输能力大；机身低矮；缺点是运行阻力大，耗电量高，溜槽磨损比较严重；使用维护不当时易出现掉链、漂链、卡链甚至断链事故。考虑掘进机中间转运机构的工作情况和整体参数，选用刮板输送机作为掘进机中间转运机构。刮板链由链条和刮板组成，多使用中单链、中双链和边双链三种。如图1-9所示。 a b c图1-9刮板链形式Fig.1-9 The form of the scraper chain边双链拉煤能力强，但其两链受力不均；中单链强度高受力均匀，断链事故少，刮板不会导致跳链，但尺寸大，拉煤能力不如边双链；中双链受力平稳，预紧力好，弯曲性好5。综合考虑煤岩硬度、生产率、设计成本、日常维护与故障维修等多种因素，采用边双链式刮板输送机，如图1-10所示。图1-10 掘进机转运机构Fig.1-10 The transshipment mechanism of roadheader1从动链轮轴；2机前部；3刮板链；4机后部；5压链板；6紧链油缸；7主动链轮；8驱动马达该转运机构驱动装置为液压马达，主要由机前、后部和驱动装置（如图1-11）、拖链器组成，张紧装置采用输送机尾部液压油缸张紧。 图1-11 转运机构驱动装置Fig.1-11 Drive of transshipment mechanism 1马达；2驱动架；3马达座；4油杯；5距离套；6小轴I；7链轮；8上盖；9下盖；10中轴；11脱链器1.1.4 回转机构和机架方案设计回转台和机架是用来安装、支撑和连接掘进机各个机构及装置，使机器形成一个有机的整体，能够根据用户需要及工况条件来完成工作。 （1）回转台机构回转台是掘进机组成部分之一，如图1-12。它联接左、右机架、支撑悬臂工作机构，实现悬臂机构的升降和回转运动，并承受来自截割头的复杂且多变的冲击载荷。回转台会影响工作效率、截割平稳性6。回转台设计的基本要求是： 1）承载能力大、惯性小、能量损耗小； 2）运转平稳、具有足够的强度和刚度； 3）结构紧凑、回转角度小、重心低； 4）水平回转时，进给力变化小。 图1-12 回转台Fig.1-12 The Rotary table1回转耳架；2，5销；3连接套；4回转支承；6盖掘进机回转台仅为悬臂工作机构的转动提供支撑，掘进机的回转台的运动只做小于90的回转，无需进行360回转6。回转台传动方式有齿条液压油缸式和普通推拉液压油缸式两种。齿条液压油缸式的传动方式水平摆动进给时由齿轮-齿条啮合产生的进给力，大小取决于液压油缸参数与齿轮参数。在水平进给运动中，进给力为固定值，它不会随着回转角度的变化而变化，这样会有利于截割头在任何位置截割。普通推拉液压油缸的传动方式的进给力会随回转角度的变化而发生变化，最大进给力在机器纵向轴线的位置。这种传动方式的最有利截割位置是在轴线上，此时的进给力最大，有利于截割。本设计掘进机选择采用推拉液压油缸式传动方式。此外，回转台回转支承有平面滑动回转支承和大型滚动回转支承。两种回转支承都受轴向力、径向力和倾翻力矩三种载荷作用。平面滑动回转支承是面接触，承载能力大、抗冲击和抗振动性能好、重量轻、节省材料和造价低廉，还可降低回转台的高度。滚动回转支承是点、线接触，比压较大，抗冲击、抗振动性能较差，但它已经作为一种标准部件，可直接选用6。回转台安装在机架上，与机架用1100止口、36个高强度螺栓相连。工作时，在回转液压油缸的带动下，悬臂工作机构水平摆动，悬臂工作机构的升降是通过回转台支座上左、右耳轴铰接相连的两个升降液压油缸实现的。 （2）机架机架是整个机器的基础和骨架，如图1-13所示，承受机器的重力、截割载荷及其他作用力。机架为铸焊接合件，机器的各部件作用螺栓或销轴连接。机架一般为框架结构，为了井下能够方便运输，机架大多设计为分体式结构。它的特点是强度和刚度较强，形状简单，便于制造，有利于连接。图1-13 机架Fig.1-13 The rack1回转台；2机架体I；3机架体II；4横梁；5托架；6后支撑腿；7支撑架I；810支撑架（3）后支撑机构左、右后支撑机构是各通过后支撑液压油缸及销轴分别与后机架相连，作用是：截割时使用，增加机器的稳定性；窝机时使用，便履带下垫板自救；履带链断链及张紧时使用，便于操作；抬起机器后部，增加卧底深度。1.1.5 行走机构方案设计行走机构用来实现机器的调动、牵引转载机，迈步式、有轮轨式、轮胎式、导轨式和履带式等多种形式，但在掘进机的应用中，迈步式、导轨式以及履带式较为常见，如图1-14。 a b c图1-14 掘进机行走机构形式Fig.1-14 Walking mechanism type of roadheader迈步式行走机构（如图1-16 a）利用迈步装置来进行行走，采用框架形式结构，使工作人员能够自由地进出工作面。由于支架频繁地对顶板施力，要求较高，局限性大。冲击式掘进机为了躲开底板，使用导轨式行走机构（如图1-16 b）。将掘进机用导轨吊在巷道顶板上，导轨有较高的强度。多用于冲击式掘进机。履带式行走机构如图（如图1-16 c），这种行走机构适用底板不平或松软的条件，在松软的土壤上阻力小，具有较大牵引力，机动性能好；不需要修路铺轨；履带不怕扎、割等机械伤害，工作可靠；可灵活变动，对底板顺应性好。但是，磨损较严重。悬臂式掘进机常用履带作为行走机构。行走机构的爬坡性能和转向能力要好；左右履带分别驱动；接近角和离去角小；无零比压现象；有制动装置保证机器不会出现下滑现象7。1.1.6 除尘冷却系统方案设计掘进机为连续地破落煤岩，工作面粉尘飞扬，不仅对工人的健康造成影响，也关系到安全生产。本系统的作用是用于冷却、灭尘，提高工作面能见度，改善工作环境，有抽出式和喷雾式两种。 （1）抽出式用吸尘装置在产生粉尘的地方吸入含尘空气，然后在特制的机构中分离粉尘，清洗后的空气在掘进机工作位置的后面放入巷道，常用的吸尘装置为集尘器，采用湿式或干式除尘8。由于集尘器随掘进机移动，风机的噪音很大，应考虑装设消音降噪装置。抽出式降尘灭尘方式除尘效果较好，但使设备增加，工作空间减少。 （2）喷雾式喷雾式除尘是将一定压力的水雾化，使粉尘沉淀在水粒表面，达到除尘效果。这种除尘方式分为外喷雾和内喷雾两部分。外喷雾是在悬臂工作机构上装有喷嘴，压力水喷射至截割头，水雾扩散后包围截割头。这种喷雾装置呈马蹄形状，如图1-15所示，该结构简单，安全可靠，寿命长，但降尘效果较差。图1-15 外喷雾装置Fig.1-15 Outside the spray内喷雾是在截割头上装设喷嘴，向截齿喷射，如图1-16，内喷雾的喷嘴按螺旋线布置在截割头上。截割头体内部为密封腔，压力水经空腔由喷嘴喷射出去。图 1-16 内喷雾装置Fig.1-16 Inside the spray优点是降尘效果好，耗水少，可冲淡瓦斯、冷却截齿和扑灭火花。但易阻塞喷嘴，供水管路复杂，联接处密封困难。为了提高降尘冷却功能，多采用内、外喷雾组合的方法。1.1.7 液压油箱的方案设计液压油箱的主要作用是储存系统所需的足够的液压油，能够散发系统工作时产生的部分热量，并且还能分离回油时液压油中的气体和沉淀物等。液压油箱按照油箱内液面是否与大气相通，可分为开式和闭式两类液压油箱。开式液压油箱液面与大气相通，考虑掘进机在井下的作业环境，设计为闭式油箱。闭式油箱又为隔离式和充气式两种。隔离式油箱分为带折叠器和带阻挠性隔离器的两种结构。当液压泵工作时，折叠器或挠性隔离器收缩或鼓起，使液面保持大气压力，而外界空气又不与油箱内的油液接触。一般折叠器或挠性隔离器的体积比液压泵的最大流量大25%以上。油箱内还安装低压报警器，防止油箱内液面压力低于大气压力，还要装有自动停机装置或自动紧急补油装置。充气式油箱通入经过滤和干燥的空气，与外界完全密封，应设置安全阀和电接点压力表和报警器。分析液压系统的总体安装布置条件，及经济因素的影响，设计为隔离式的液压油箱。油箱的形状分为矩形和圆筒形。通常采用矩形液压油箱，便于制造，占地面积小，能够充分利用空间。最终确定液压油箱形式为闭式隔离矩形液压油缸，如图1-17。采用二级过滤，N68号抗磨液压油，吸油粗滤器，回油精过滤器，能有效地控制油液的污染，油液清洁，减少故障，并采用文丘里管补油。油箱上还配有液位液温计和温度保护装置，当液位低于工作油位应停机加油，油温超过规定值时会自动报警，应停机降温，油箱冷却器采用了热交换量大的板翅式散热器，总热交换量达1.6710J/h，以保障系统正常油温和黏度的要求。图1-17 油箱Fig.1-17 The fuel tank1.2 传动系统的确定掘进机的传动系统是将动力机的运动和动力传给执行机构的中间装置。传动形式及元件选择应该遵循以下原则： （1）技术先进：能够改善机器的性能，提高生产率；（2）经济合理：传动系统尽量简单、元件少，价格低，维修容易，使用寿命长；（3）工作可靠：元件的使用寿命长，也要求元件质量的要求；（4）适应性：元件应适应传动系统的载荷、工况及环境等条件的要求9。掘进机的机构的受力状态及工作条件不同，应分别传动。1.2.1 悬臂工作机构传动系统悬臂工作机构要承受短时过载，而油马达过负载能力低，所以，掘进机的工作机构应由电动机为其提供动力。使用矿用防爆电机，并配备可靠的电气保护装置，减速器常设在悬臂内，作为悬臂的组成部分。1.2.2 装载、转运机构传动系统装载、转运机构如果采用机电传动，电动机尺寸较大，一般是在装载机构铲板两侧安装两台电动机，作为装载、转载机构的共同驱动力，这必会造成减速箱尺寸增大，布置紧张。此外，考虑星轮、刮板过载情况，为防止电动机烧坏，一般设有安全摩擦片离合器。如果装载机构及转运机构采用油马达齿轮传动，可使二者分别传动，简化了传动装置，方便安装在铲板下，便于设计密封效果好的机械密封或将减速器与铲板分离，同时可实现过载自动保护10。1.2.3 履带行走机构传动系统该机构有机电和液压油马达驱动两种方式。分别通过机械减速装置或直接由马驱动履带主动链轮。履带行走机构采用电动机为动力源，电动机一般位于行走机构减速器后部，制动装置采用机械液压制动。这种方式传动可靠性高，电动机价格低，方便维修，但不能调速，减速箱体积较大；巷道淋水大时，电动机容易受潮而烧坏。如果采用液压传动，系统简单、技术先进。液压传动的行走机构中，在液压油马达型式选择及调速方式设计方面，有不同方案可依据不同工况条件进行选择。采用低速大扭矩液压马达驱动，其特点是传动系统简单，尺寸小、能实现无极调速和过载自我保护。但是传动复杂、制造费用高，维护也比较有难度。采用齿轮油马达，容积效率高，耐冲击性能好，维修容易，造价较低。减速器虽然变大，但仍比电机传动的小。因此可方便地将马达、减速器、液压控制阀、紧链装置等安装在履带架中间9。该方式在技术性能上优于机电传动，在经济指标上优于低速大扭矩液压马达传动。行走机构的调速方式有两种，一种是采用变量泵，通过改变泵的流量来改变转速。另一种是采用分流或并流的方式进行调速。1.2.4 整体传动系统纵轴掘进机传动系统如下所示。图 1-18 掘进机传动系统Fig.1-18 The drive system of roadheader1内齿轮；2中心轮；3二级中心轮；4行星轮；5电动机；6、7圆锥齿轮；8链轮；9链轮轴；10内齿轮；11二级行星减速机；12齿轮；13油马达；14齿轮；15齿圈；16油马达；17、18涡轮蜗杆；19星轮1.3 掘进机总体参数确定1.3.1 悬臂工作机构技术参数悬臂工作机构由一台160/100kw的电动机输入动力，伸缩量略大于截深，一般为500600mm，取500mm。在巷道的形状和规格确定后，可以初步确定悬臂的长度和摆角。最大掘高4.5m，上摆角，下摆角，取水平摆角=。由几何关系可以得出，在最大掘宽5.5m下，悬臂长为： (1-1)式中： 垂直回转中心至水平回转中心的距离，取650mm即悬臂长为39410mm。回转中心高： (1-2) (1-3)即mm尽量降低重心，取H=1800mm。根据几何关系确定上摆角和下摆角。既上摆角，下摆角。悬臂工作机构的技术参数如下表1-2表1-2 悬臂工作机构技术参数Tab.1-2 The technical parameters of cantilever work institutions可截割硬度截齿截割头转速截割头伸缩量截割电动机功率悬臂长度摆动范围摆动速度截割头尺寸80MPa36把，镐形截齿46/23r/min500mm160kW（隔爆、水冷、三相异步）3941mm上摆角32下摆角281.4m/min长度7800mm直径800mm1.3.2 装载机构技术参数铲板在液压油缸作用下可向上抬起340mm，向下卧底300mm。当机器切割煤岩时，应使铲板前端紧贴底板，以增加机器的切割稳定性。铲板设计有宽（2.8m）、窄（2.5m）两种规格，以便用户能够根据工况条件的不同选用。表1-3 装载机构技术参数表Tab.1-3The technical data of the loading mechanism结构形式铲板宽度/m铲板卧底/mm铲板抬起/mm转盘转速/（rmin）铲板长度/mm三星齿轮2.3/33003403228001.3.3 转运机构技术参数技术参数见表1-2表1-4 转运机构技术参数Tab.1-4 The technical data of transshipment mechanism运输形式槽宽/mm龙门高度/mm链速/（m/s）张紧方式边双链刮板5404200.96油缸张紧1.3.4 行走机构技术参数左右行走机构由两台液压马达分别驱动，经四级圆柱齿轮和二级行星齿轮减速，将动力传给主动链轮。行走机构工作速度为05.9m/min，履带通过液压油缸张紧。技术参数如下表1-5。表1-5 行走机构技术参数Tab1-5 The technical data of walking mechanism形式接地比压行走速度履带板宽度履带接地长度履带中心间距履带式0.14MPa05.0m/min550mm3100mm1700mm1.3.5 喷雾系统的参数外喷雾系统，喷嘴设置在截割机构悬臂的前端，水压为1.5MPa。内喷雾系统的喷嘴装置设在截割头截齿座的后面。内喷雾系统的压力不低于4MPa。对截割硬岩石的情况下，应适当提高水压和水量。同时内外喷雾系统总水量不得超过掘进机实际生产能力的68%，否则造成工作面煤泥积水现象18。1.3.6 整机技术性能参数掘进机在井下作业，受到巷道断面和空间的约束，尺寸和外形受严格的限制。机器的高度越低越好，但由于离地最小间隙和龙门高度的要求，机器不可能太低，考虑掘进机应有通过弯道的能力，固定部分的长度应控制在7m左右；机器的宽度要与巷道宽度相适应，机器两侧距巷道两壁应保持适应的距离，以便工作人员能够顺利通过和材料的搬运10。机长的推荐值一般为61.61.682.22m（不含转载机的长度），结合设计要求和工况条件掘进机的外形尺寸(长宽高)= 9.52.251.64(不含转载机长度)，整机的卧底深度为250mm，爬坡能力是16，质量为48t。1.4 总体布置总体布置考虑以下原则：（1）保证整机的稳定性；（2）结构紧凑，并有较高的传动效率；（3）便于操作和维修，工作安全可靠；（4）外形平整美观。除以上原则外，根绝实际工况条件，还要注意保持工作机构的减速器进、出轴尽量同轴线；悬臂和铲板的尺寸关系要适应，既要保证有利于装载，又要避免截割头截割到铲板；悬臂的水平和垂直摆动中心的位置可以重合也可以不重合，从增加机器稳定性的角度分析，摆动中心要尽量降低，使其能够保证悬臂摆动不与其他机构干涉，摆动中心尽量靠后，但必须保证中心在机器的纵向对称平面内10。还要考虑左右两侧重量的对称情况，并且还要照顾操作司机的工作习惯，使司机方便操作、省力。司机座一般设在机身左侧、且位于机身后部，座椅高度应保证司机的视线，使其能够很好的操纵机器，截割出规则的巷道。仪表显示装置要便于司机观察，且不分散司机正常操作的注意力。考虑综上所述，总体布置图如图1-18所示：图 1-19 掘进机的总体布置图Fig.1-19 The The overall layout of roadheader1悬臂工作机构；2装载机构；3行走机构；4液压系统；5电气系统；6转载机构；7喷雾系统1.5 总体参数验算1.5.1 机器可掘进断面 巷道断面的大小决定了机器的规格和重量，而掘进机悬臂的长度和回转角决定了掘进断面的大小。其截割头顶端的运动轨迹为一球面，由于水平回转半径在各个高度位置是变化的，故掘进断面的实际极限性状为弧线等腰梯形，如图1-19。 图1-20掘进断面尺寸计算Fig1-20 Tunneling section size calculation设掘进机工作时处于巷道中央位置，若不考虑截割头的具体尺寸，则掘进断面可近似计算如下：最大宽度（水平位置摆动时）： B=2（L+a）sin （1-4） B=4901.8mm L=3850mm a=650mm =33上部宽度（上极限位置左右摆动时）： =2（Lcos+a）sin （1-5） mm =32下部宽度（下极限位置左右摆动时）： =2（Lcos+a）sin （1-6） =4410.8mm =28 上摆高度： =Lsin （1-7） =2674.4mm 下摆高度： =Lsin （1-8） =1807.5mm 卧底深度： h=L（sinsin） （1-9）巷道高度： H= （1-10） H=4481.9mm可掘最大断面： （1-11） =23.6 满足本设计可掘进断面的技术要求式中： L截割头前端到悬臂垂直回转中心的距离； 垂直回转的中心到水平回转的中心距离； 水平回转的摆角； 垂直回转的摆角； 垂直回转的下摆角； 卧底时回转的下摆角，可由卧底深度确定，一般可取h=100300mm,这里取 h=250mm，=32.31.5.2 掘进机的通过性掘进机通过性指机器通过弯道、各种底板和障碍物的能力，是掘进机重要的使用性能。1）离地最小间隙 掘进机在井下行走，应具有通过枕木、轨道等障碍物的能力。 (1-12)式中： 离地最小间隙，mm；履带中心距离，mm； 计算得y=1700/13+8.4=169.93cm离地最小间隙=150300mm，故本设计满足离地最小间隙要求。2）可通过巷道最小半径：是掘进机可以转弯的最小弯道直径或巷道的最小曲率半径。它表示掘进机通过弯曲巷道的能力。该值大小与机器各部长度及铰点位置有关。设计掘进机时，控制固定部分长度的目的就是为了保证掘进机对弯道的通过性能。通常，掘进机可通过巷道的最小半径为6-10m。103）适应巷道坡度：部分断面掘进机工作的巷道一般是有一定坡度的（上山或下山）。适应巷道坡度是指掘进机在上山（或下山）能正常工作的巷道最大坡度。它反应了掘进机爬越上、下山的能力，是掘进机的一个重要使用性能10。设计掘进机时，适应巷道坡度一般应不小10，通常为12-16。如果巷道坡度较大，需采取相应措施，如行走减速器第一级采用具有自锁作用的涡轮蜗杆传动。可防止机器在上、下山掘进机时自溜下滑，或设有辅助牵引装置，或装有制动器。该机选取适应巷道坡度为4）适应底板比压巷道底板的性质关系到掘进机的运行情况，为了使掘进机能够正常运行和工作，掘进机应适应底板的比压。对于软化的底板，履带的接地比压p应不大于49KPa，即p49KPa；对于不太软的底板p137KPa；而对于煤岩底板p167-189KPa。通常，部分断面掘进机的接地比压p=100130KPa，有些重型掘进机的接地比压偏大些。该机的接地比压p=140KPa=0.14Mpa。式中： G掘进机整体重力；S掘进机履带接地面积。故满足该设计的要求。1.5.3 掘进机稳定性分析与计算稳定性是指掘进机在规定方向行走和工作时不发生翻倒或侧滑的能力。它不仅关系到行走和工作的安全、机器的生产率，而且还直接影响截齿、机械联接与传动元件、以及电器元件和液压元件的寿命，是评价悬臂式掘进机使用性能的一项重要指标，只有具有良好的稳定性，才能保证机器性能的充分发挥11。掘进机的稳定性分静态稳定性和动态稳定性。掘进机的静态稳定性是指机器在行走和截割两种状态下的稳定性12。a）行走时的静态稳定性计算掘进机在上山、下山、横向倾斜停留及行走时（如图1-20）的极限倾翻角由下式确定： (1-13)式中： 上山(坡)极限倾翻角，；下山(坡)极限倾翻角，；横向极限倾翻角，； 掘进机重心至履带后轮轴心线距离，m； 掘进机重心至履带前轮轴心线距离，m； 掘进机重心至履带边缘的距离，m； 掘进机重心离地高度，m。图1-21 掘进机极限翻角的确定Fig.1-21 The determination of roadheader limit turn Angle若履带板与巷道底板附着力不足，会引起机器下滑或靠帮。履带板与巷道底板的附着力为： (1-14)式中： 履带板与巷道底板的附着力，kN；履带板与底板的附着系数，一般取=1.0； 掘进机的重力，kN； 巷道坡度角，。 使机器产生下滑的力是与底板平行的重力分力，即： (1-15)若二力平衡，即，可求得下滑的临界坡度角： (1-16) =arctg1.0 =45计算结果显示机器的极限倾翻角和下滑临界坡度均要大于机器设计的适应坡度。保证了掘进机在坡道上停留及行走的稳定性。b）截割时的静态稳定性计算掘进机截割煤岩时的受力图如下：a b c图1-22 掘进机截割时受力分析图Fig.1-22 The analysis of roadheader when cutting plansa)纵向截割； b)横向截割； c)轴向钻进 （1）纵向上下截割根据液压缸压力计算和机器外形尺寸，并考虑平衡阀1/4的压力损失， ，当截割头向上截割时(图a)，极限倾翻力矩为： Nm (1-17)由机器自重产生力矩： Nm (1-18)向下截割时，极限倾翻力矩： Nm (1-19)这时的稳定力矩为： (1-20)式中： 、截割头向上、下截割时的阻力，与纵向进给力等大反向，N； 履带前轮轴心线至铲板的前缘距离，m； 铲板前缘至截割头载荷中心的水平距离。显然，稳定的条件为： ； 分析得：，。兼顾履带偏前值小于六分之一轮轴中心距，(a-b)(a+b)/6，即a7/5b。（2）横向左右截割掘进机横向截割时，最不利的是截割头位于最高位置，这时机器的受力分析如图b所示。使其倾翻的极限力矩为： Nm (1-21)式中： 横向截割阻力，与横向进给力等大反向，N； 最高位置时载荷中心距底板的距离，m。这时，稳定力矩为 Nm (1-22)稳定条件为，实际上，截割头载荷中心距机器重心很远，履带附着力较小，所以不会出现横向倾翻，只会造成让刀、进刀困难。（3）轴向钻进钻进时的受力分析如图c所示。倾翻极限力矩为： (1-23)稳定的力矩为： (1-24)显然，这时的稳定条件为：和式中： 截割头靠行走机构推进时取行走机构的牵引力，靠伸缩机构推进时取伸缩油缸 的推力，N； 截割头摆动中心至底板的距离，m。行走机构得牵引力为1.53105N，伸缩油缸的推力为0.48105N；取时： 经验算，合格。分析可知作用在掘进机上的外力，一种是使掘进机产生倾翻趋势；一种是使掘进机趋于稳定。稳定力矩与倾翻力矩之比为稳定比： (1-25)当1时，机器稳定；当1时，掘进机倾翻；当=1时，掘进机处于将要倾翻而又未倾翻的临界状态。通常，取1.11.3。对本掘进机，取K1.3。因此，可保证掘进机在截割过程中有较好的稳定性。 a）纵向上下截割 向上截割时 1.3 向下截割时 1.3 b）横向截割 1.3 c）轴向钻进 1.3所以本掘进机稳定。1.5.4 生产率掘进机的生产率包括截割生产率、装载生产率和转运生产率，他们之间存在一定关系。（1）截割生产率截割生产率即机器的生产率，它又分为理论生产率、技术生产率和实际生产率。掘进机的理论生产率： (1-26) 或者 式中： 掘进机理论生产率，； 掘进机理论生产率，； 煤岩松散系数，一般取=1.5；截割头的横截面积，；截割头横向摆动速度，； 煤岩的容重，。 技术生产率是掘进机在给定条件下连续工作一小时获得最大生产率，按下式确定： (1-27) 或 若用进尺速度表示，则为： (1-28）式中： 技术生产率，；技术生产率，；进尺速度，m/h；截割头沿工作面移动所破碎煤岩的厚度，m；截割头截入工作面的深度，m；巷道的毛断面积，；掘进机工作不连续系数，即掘进机纯截割时间与总循环时间的比值。 式中： 因更换截齿或掘进调动等原因使掘进机停歇的时间，min；可靠性系数，一般取K=0.90.8；每个工作循环的工作机构行程，m，可按下式确定： 式中： 巷道顶宽，m；巷道底宽，m；截割头直径，m； 巷道高度，m；实际生产率是指掘进机在一般工作时间内的实际平均生产率。要考虑司机操纵机器和工作面实际情况造成的一些不可避免的时间损失等。（2）中间输送机生产率中间输送机的最大生产能力为： (1-29)式中： 生产率，； 装满系数。依使用条件，如输送机倾角、煤岩硬度、块度、温度及溜槽结构定， 一般取0.950.9； 链速，； 输送机断面，由下式确定： （1-30）式中： 输送机槽宽，m； 输送机有效高度，m； 货载堆积角，即高于槽帮煤岩的安息角。 。（3）装载机生产率胶带式装载机的输送能力按下式计算： (1-31)式中： 胶带输送能力，； K断面系数；带速，； C倾角系数； B带宽，m； 掘进机的设计以截割生产率为依据，而装载、输送、装载的生产能力应稍高于截割生产率，要满足以下关系： (1-32)过高或过低都会影响设备的协调工作。设计本掘进机的装载效率为230。由此满足式(1-32)，掘进机工作协调。2 液压系统设计液压系统的设计计算目的是分析比较各种技方案的经济指标，以确定系统中各元件的参数。2.1 掘进机液压系统的设计依据掘进机在井下恶劣环境工作，井下地质条件使掘进机整体调动较为困难，掘进作业时的工序衔接对掘进效率的影响很大。掘进机液压传动系统要满足以下要求：（1）液压传动系统的工作可靠性要高，保证机器的安全稳定的工作；（2）要有灵敏的过载保护装置，以防止各部分机构及液压元件的损坏；（3）要能够适应变化幅度较大的负载，过载能力要强，同时还要易于无级调速；（4）传动功率大，结构紧凑，重量轻，适应井下空间狭窄的条件；（5）控制方式简便集中，操控性能好，便于维修和检修。2.2 工况分析和载荷计算公式工况分析包括绘制负载（压力）、速度(流量)和功率变化规律的分析图表，液压系统是一个包含多个执行元件的复杂系统，要充分地利用原动机功率。外负载包括工作负载，摩擦负载和惯性负载三部分。对于液压油缸，外负载为： (2-1)式中： 工作负载； 摩擦负载； 惯性负载。对于液压马达，外负载为： (2-2)式中： 工作负载扭矩；摩擦阻力矩；惯性力矩。2.3 工况分析、工作负载计算截齿截割岩石的阻力产生了截割力，其值与被切削的岩石有关，也与截齿的形状和切深有关。这些参数大多通过假岩壁截割试验取得，所需截割力的近似计算按下式求得： 21 (2-3)式中： 平均截割力，kN；切屑厚度(截齿截割煤岩体的深度) ，mm； 岩石的抗拉强度，取60MPa； 截齿的刀具角，取45， ；岩石的脆性系数， ，取10，其中 为岩石的抗压强度。对于 纵轴式掘进机截割头，每个截齿的最大切削厚度可由下式计算求得： （2-4） 式中： 截割头牵引速度(或摆动速度)，；截割头的转速， ；在一条截线上的截齿数。 根据牵引力与截割力比值(经验值)为1.2得出牵引力： 。 2.4 拟定液压系统掘进机液压系统的性能与选取的液压元件有着密切的关系，这些元件按照不同的方式组合联接会有完全不同的使用效果，并且它们的组合方式灵活性很大，方式多样。因此，拟定一个最佳的稳定的液压系统图最为关键。2.4.1 系统压力选择当功率一定时，如果系统的压力选择较低，则流量会变大；反之，系统压力选择较高会导致流量过小。适当地提高系统的压力，可以有效的减小系统的尺寸和重量，但由于压力的提高，对液压元件的制造精度和密封性、抗污染能力和强度要求都要相对提高。因此，要合理地选出一个较为适合整机系统的工作压力。目前，掘进机液压系统的工作压力一般可定为1020MPa，本设计掘进机定为16MPa。2.4.2 拟定主回路初步选定系统压力后，根据掘进机负载及速度的性质和其他要求拟定主回路。包括确定执行元件的类型、确定回路调速方式和液压泵的类型，选择回路工作液体的循环方式等。 1）执行元件类型的选择液压系统的执行元件有液压缸和液压马达两种。对掘进机而言，常用液压油缸实现往复运动，如掘进机伸缩机构等。而液压马达用来实现连续旋转运动，如装载和转运机构的驱动。比较齿轮马达（包含外啮合渐开线齿轮马达和内啮合摆线齿轮马达）、叶片马达和柱塞马达（包含轴向柱塞马达和径向柱塞马达）等多种液压马达，可知内曲线马达结构紧凑、体积小、扭矩大、低速稳定性好；而齿轮油马达结构简单、方便维护、耐冲击性能好，掘进机中通常采用内曲线马达和齿轮油马达这两种形式。 2）确定调速方式液压系统有节流调速和容积调速两种主要调速方式以及两种方式相结合的调速方式13。确定调速方式需要考虑下列原则： a）根据压力、速度和负载变化的特点选择压力高、功率大的可优先选择容积调速，反之可选节流调速。从经济因素上看，一般节流调速适用于功率在23KW以下的系统，5KW以上的最好优先选择容积调速方式。当要求到微小低俗时，要选择节流调速。负载变化大，甚至会影响到速度的稳定性的，若要保持速度稳定性较高时，则在选择调速方式的同时还要兼顾稳定速度的方法。除此之外，还要考虑负载变化规律是恒功率还是恒扭矩。b）根据工作条件选择要特别注意液压系统的振动、噪音和发热等造成的一些不良影响，节流调速会导致油液的严重发热，在这种情况下，即使功率不大也要考虑选用容积调速，或选变量泵，节流阀的联合调速。 c）根据成本费用选择一般来说，节流调速费用低，容积调速和联合调速费用高。但同时也并非如此，如果采用变量泵将节流调速改变成联合调速，可以节省一个定量泵和其他一些液压元件，设备费用反而会降低。另外，从长期使用来看，功率消耗也不可忽视。综合上述因素和原则，本掘进机的多泵系统根据各执行元件的工作程序来获得不同的速度。例如将转载机构油马达的供油管路，经过一个换向阀与行走机构油马达的供油管路并联。装载机构停止工作时，掘进机可以较高速行驶，以实现快速调动，而当行走机构油马达停止工作时，使该油路卸荷，不向装载机构油马达供油，保证装载工作正常进行。 3）油泵型式的选择油泵的选择除了考虑其压力能否满足要求，还要考虑效率，质量及外形尺寸，污染敏感性，自吸能力，调节特性，噪声以及成本和维修方面等因素。部分断面掘进机的液压系统中，齿轮泵和柱塞泵应用较多，而螺杆泵和叶片泵应用较少。因为低压系统不易污染环境，污物对其影响不大，比高压系统的维修量小，工作较可靠，使用寿命长。所以许多掘进机上基本放弃使用柱塞泵的高压液压系统，而倾向于采用齿轮泵的低压系统。 4）回路循环方式的选择液压系统回路按工作液体循环方式的不同有开式和闭式两种循环方式13。油泵从油箱吸油，将排出的油液供给执行元件，驱动它（们）做功，执行元件排出的油液直接返回油箱，这种称为开式循环13。开式循环回路结构简单、油液能得到较好的的冷却及沉淀。但开式回路油箱的结构尺寸大，污染物容易入侵回路，影响正常工作。而且开式回路要求油泵的自吸能力较强，若油泵自吸能力较差，则需要辅助泵向其供油。液压泵将油液输入执行元件的进油腔，又从执行元件的回油腔处吸油的形式为闭式回路13。闭式回路结构紧凑，减少了空气侵入的可能性，油质容易保持清洁；传动平稳。但是散热条件差；且为了补偿回路中的泄露、补偿执行元件进油腔与回油腔之间的能量差额，需设置补油装置，因此使回路结构复杂。掘进机的工作环境是煤尘、岩粉多，通风差，机器体积受工作面空间的约束。根据回路的特点，如选用开式系统，要考虑机器的体积，若采用闭式系统，要考虑散热问题。由于掘进机液压系统多为油泵向二个以上执行元件供液的组成式系统，所以掘进机的液压系统设计成开式系统。 5）操纵控制回路的拟定根据掘进机的性能要求和各基本回路的作用，拟定出满足换向，调速，调压，平衡，锁紧，缓冲，制动以及安全保护等要求的操纵控制回路。掘进机液压系统中油缸数量多，宜采用多路换向阀进行集中控制。悬臂工作机构的伸缩，升降，水平回转和转载机构的升降以及铲板升降等都用双作用油缸，因此应采用换向阀的换向回路。液压驱动行走机构的左右履带使用带节流阀的同步回路。除此之外，在整个掘进机液压系统中，还要考虑适当加入逆负荷安全回路、防止油泵反转回路、滤油器保护回路、过载保护回路、安全制动回路、意外过载保护回路、稳定与减振回路、安全联锁回路等多种回路，以保证掘进机正常运行及系统保护。2.4.3 各机构液压回路设计设计本机截割头的旋转运动以外，其余各部分的动作均采用液压传动控制，由一台110KW的电动机驱动两台V30D-140/V30D-140变量轴向柱塞泵，分别向油缸回路、行走回路、装载回路、转运回路提供压力油。 （1）液压油缸回路油缸回路采用V30D-140/V30D-140变量轴向柱塞泵的其中一个泵，通过多联多路换向阀向7组油缸（截割升降、回转、伸缩、铲板升降、后支撑油缸、紧履带链油缸、运输张紧油缸）提供压力油，完成掘进机的各种动作。该泵的排量为140mL/r，系统工作压力为16MPa。为防止悬臂、铲板下降过快，使截割头在任何位置固定，不致因换向阀的漏损而改变其位置或因油管破裂发生事故，在悬臂升降回路、铲板升降回路、回转液压油缸回路、后支撑回路设有平衡阀。 （2）行走回路行走回路由主泵向两个排量为107mL/r的液压马达供油，驱动机器左右行走，行走速度为05.9m/min。防滑制动由行走减速器上的摩擦片制动，制动安全可靠。但在机器行走时，必须同时操纵两片换向阀。 （3）装载回路装载回路由主泵通过手动换向阀分别向2个排量为1400mL/r液压马达供油，系统工作压力为16MPa。由主泵输出的油液经手动换向阀的动作，来控制马达的正反转。 （4）运输、紧链、锚杆回路运输回路由主泵向两个排量为400mL/r的液压马达供油，输出的油液经一个手动换向阀控制马达的正反转。紧链回路是张紧运输机刮板链张紧度的油缸回路。锚杆回路是锚杆钻接口回路。2.4.4 液压系统辅助元件除以上各机构液压回路外，为保证液压传动系统有效地工作和一定的工作性能，保障系统的安全性能，辅助元件也是十分重要的。 （1）吸油过滤器为了保护油泵及其他液压元件，避免吸入污染杂质，有效地控制液压系统污染，提高液压系统的清洁度，在油泵的吸油口设置了吸油过滤器，当更换滤芯或维修系统时，只需旋开滤油器端盖（清洗盖），此时自封阀就会自动关闭，隔绝油箱回路，使油箱内油液不会向外流出，这样使清洗、更换滤芯及维修系统变得非常方便。另外，当滤芯被污染物堵塞时，设在滤芯上部的油路旁通阀就会自动开启，以避免油泵出现吸空等故障，提高液压系统的可靠性。 （2）回油过滤器为了保持回油箱的油液清洁，在液压系统中设置了两个回油过滤器，该过滤器为粗过滤，位于油箱上部。当滤芯被污染物堵塞或系统液温过低，流量脉动等因素造成进出口压差为0.35MPa时，应及时更换滤芯或提高油液温度。更换滤芯时，只需旋开滤油器滤盖（清洗盖）即可更换滤芯或向油箱加油。若不能停机排除以上故障时，设在滤芯下部的旁通阀就自动开启（开启压力为0.4MPa），以保护滤油器及液压系统正常工作。 （3）四联手动换向阀四联手动换向阀主要由进油阀、多路换向阀、回油阀三部分组成。进油阀有压力油口和回油口，压力油口和回油口之间装有阀组总溢流阀14。换向阀部分由阀体和滑阀组成，滑阀为Y型，阀体之间并联，既可以保证分别操作，还可以进行多组同时操作。滑阀位于中位时，油泵通过阀组卸荷。此外，还设置了单向阀，以防止工作腔压力油倒流。四联手动换向阀通过摆动手柄的角度控制流量大小，实现油缸及液压马达的动作，并可以实现无级调速。 （4）压力表按照操纵台标牌表明的位置接好油管。旋转压力表表盘，其指针所指位置即为标牌表明的回路工作压力。2.5 液压系统图综上所述，拟定液压系统图如下图2-1所示。 图2-1 液压系统图Fig.2-1 Hydraulic system diagram2.6 各液压系统回路执行元件设计2.6.1 悬臂回转液压油缸的设计计算 （1）载荷分析纵轴式掘进机的截割机构简单图与数学模型图2-2，2-3所示：图2-2截割机构简图Fig.2-2 The sketch of cutting bodies1截割头；2悬臂；3回转盘；4回转油缸；5回转台图2-3 截割机构数学建模Fig.2-3 The mathematical modeling of cutting bodies机构在工作时，被截割煤壁对截割头的反力为负载阻力，而悬臂对截割头产生的力为牵引力，此时，截割头的线速度为牵引速度，牵引力和牵引速度由回转台上的2个双作用抽缸提供，在回转盘上，工作机构此时的受力包括：驱动力矩，摩擦力矩，惯性力矩和负载力矩15，由力矩平衡原理得出回转盘力矩平衡方程27： (2-5) （a）负载力矩 (2-6)式中： 截割时的负载力(牵引力)，N；截割头回转半径，m； 回转中心至升降回转点距离，m；升降回转点至截割头中心点距离，m；悬臂升降转动角(与水平面夹角)，()。 在水平位置时，时，负载载荷力矩最大： （b）摩擦力矩 (2-7)式中： 回转盘轴向摩擦力矩， ； 滚动推力轴承效率；回转盘径向摩擦力矩，；滚动轴承效率； 驱动力矩，。 （c）惯性力矩 (2-8)式中： 一回转盘回转效应，； ； 角速度变化值，； 回转盘从静止开始转动的启动时间，s。 要求在s内达到回转的速度，则， （d）各负载计算受到液压缸效率的影响，驱动力总应高于总外负载，设液压缸效率为0.9，各负载计算见表2-1。表2-1 回转油缸的负载Tab.2-1 The load of rotary fuel tank工况计算公式液压缸负载液压缸驱动力起动31.034.5回转截割374.5416 （2）主要参数的确定17包括系统工作压力，液压缸型式，规格，以及最大流量需求等的确定。 （a）初选系统工作压力参照目前实际运用情况，初选定系统工作压力为16MPa。 （b）确定液压缸型式及规格由于工作环境比较差，回转左右进行，确定采用合适的差动液压缸。利用这时活塞杆较粗可以通油的有利条件。 (2-9) (2-10)式中： 、液压缸工作腔、回油腔压力； 、液压缸工作腔、回油腔有效工作面积； 液压缸内经； d活塞杆直径； 最大外负载； 液压缸机械效率，一般取0.90.97。 回路上取背压，根据工作情况和要求，确定宽径比表2-2 液压油缸宽径比与速度比的关系Tab.2-2 The relationship between the divide of hydraulic cylinder diameter with the width and the divide of speed0.30.40.50.550.620.71.11.21.331.461.612则。 (2-11) (2-12)取规范标准，由，；取标准值，杆径；两腔实际有效面积，。 （c）最大流量需求设油缸无杆腔的流量为，有杆腔流量为，则总流量为： (2-13) (2-14) (2-15) (2-16) （4）各负载计算见表2-3表2-3 回转液压系统负载计算Tab.2-3 The load calculation of rotary hydraulic system工况计算公式回油腔压力进油腔压力输入流量输入功率起动35.71.524.2回转摆动44091.53.00.1380.422.6.2 升降液压油缸的设计计算 （1） 悬臂工作机构上升下降受力分析29悬臂工作机构与回转台的受力分析如图2-4，2-5。图2-4 工作机构与回转台的力学分析Fig.2-4 The mechanical analysis of agencies and the turret在上下摆动的过程： (2-17)图2-5 工作机构升降过程的力学分析Fig.2-5 The mechanical process of working body movements式中 X1 =3305 mm，X2 = 1645 mm，X3 = 310 mm，X4 =603 mm，X5 = 1700 mm，Y1 = 575 mm，Y2 = 628mm，Y3 = 325 mm，Y4 = 455 mm，Z1 = 167 mm，Z2 =485 mm，Z3 = 218mm 则： 最大的液压油缸负载，则液压油缸各负载计算表格2-4。表2-4 升降液压油缸的负载计算Tab.2-4 The load calculation of the fuel tank movements工况计算公式液压油缸负载液压油缸驱动力升降摆动工作369.4410.4 （2） 主要参数确定（a）确定液压油缸型式及规格由于工作环境比较差，进行进给，确定采用合适的差动液压油缸。利用这时活塞杆较粗可以通油的有利条件。回路上取背压，根据工作情况和要求，确定宽径比。 取规范标准，由，取标准值，杆径两腔实际有效面积，。（b）最大流量需求 (2-18) （c）液压油缸载荷参数各工况所需要的压力、流量和功率如表2-5。表2-5 升降液压油缸的压力、流量和功率Tab.2-5 The pressure， flow and power of fuel tank movements工况计算公式回油腔压力进油腔压力输入流量输入功率升降摆动工作410.41.51.70.22140.3792.6.3 伸缩液压油缸的设计计算 （1）工况分析 （a）工作负载计算 (2-19)式中： 为伸缩机构的轴向力，； 截割头形式的影响系数，横轴式掘进机，纵轴式掘进机 ； 为截割头沿截齿平均直径所产生的周向力，。 (2-20)式中： 截割电机功率，kW； 截齿的平均回转直径，m； 截割头转速，。 （b）摩擦阻力计算 (2-21)式中： 煤岩与刀齿间的当量动摩擦系数； 摩擦阻力，。 F截割时负载（牵引力） （c）惯性负载计算 (2-22)式中： 为惯性负载，；截割部重量，； 重力加速度，； 伸缩速度的变化量，； 为内所对应的时间变化量，s。 （d）各工况负载计算受到液压油缸效率的影响，驱动力总应高于总外负载，设液压缸效率为0.9，各负载计算如表2-6 表2-6 伸缩液压油缸的负载计算Tab.2-6 The load calculation of extendable fuel tank工况计算公式液压缸负载液压缸驱动力起动进给32.235.8进给伸进68.476.0 （2） 主要参数确定 （a）确定液压油缸型式及规格由于工作环境比较差，进行进给，确定采用合适的差动液压缸。利用这时活塞杆较粗可以通油的有利条件。回路上取背压，根据工作情况和要求，确定宽径比 取规范标准，由，取标准值，杆径两腔实际有效面积 （b）最大流量需求 （c）液压油缸载荷参数见表2-7表2-7 各工况所需要的压力、流量和功率Tab.2-7 The pressure， flow and power all conditions required工况计算公式回油腔压力进油腔压力输入流量输入功率起动给进7.741.522.30.4210.94进给伸进29.71.53.30.4211.392.7 伸缩液压油缸的结构设计2.7.1 液压油缸壁厚和外径的计算液压油缸的壁厚一般是指缸筒结构中最薄处的厚度。对于工程机械和重型机械用液压油缸的缸筒，一般都采用无缝钢管，缸筒壁厚和强度条件时的计算公式为：35 (2-23)式中： 最大允许压力()；缸筒材料的许用应力()，；缸筒材料的屈服强度()； 安全系数，； 取， 则： 查缸筒壁厚度表，取=13.5mm。，符合要求。 缸筒强度条件的计算公式为：35 (2-24) 式中： 液压缸壁厚，m；液压缸内径，m；液压缸的最大工作压力，=16Mpa；缸筒内应力。液压缸壁算出后，即可求出缸体的外径为 (2-25) =152 mm根据工程机械用标准液压缸缸体外径表，选取=152 mm。2.7.2 液压油缸进出油口尺寸的确定液压油缸进出口可布置在缸筒或前、后端盖上，连接型式有螺纹连接、法兰连接等。根据实际的情况，把液压油缸进出口布置在缸筒上，连接型式采用螺纹连接。国家标准GB/T2878-1993规定了液压缸进、出口螺纹的连接尺寸系列。同时对于16MPa、25MPa的各种型式的液压缸的油口安装尺寸，有ISO8138-1986，ISO8136-1986，ISO8137-1986的国际标准。伸缩液压油缸进出口尺寸按ISO8136-1986选取。表2-8液压缸进出口螺纹连接尺寸(ISO8136-1986)Tab.2-8 the hydraulic cylinders connecting thread size of import and export (ISO8136-1986)缸径 100，125M332202.7.3 液压油缸工作行程的确定液压缸工作行程的长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，并参照表3-19中的系列尺寸来选取标准值。则根据实际工作行程，结合国家标准选取液压缸行程系列圆整到=550mm。有效计算长度为： 液压缸的安装尺寸，可查设计手册得： 安装尺寸：=70 mm当活塞杆全部伸出时，有效计算长度为： mm2.7.4 缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度可以按照四周嵌住的圆盘强度公式近似计算。28 (2-26)式中： 缸盖有效厚度，m；缸底内径，m；液压缸的额定压力，；缸筒底部材料的许用应力，。 mm 则取=12mm。2.7.5 最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支撑面中点到缸盖滑动支撑面中点的距离H称为最小导向长度。对一般的液压缸，最小导向长度H应该满足以下要求 (2-27) mm取最小导向长度为230 mm。式中： 液压缸的最大行程；液压缸的内径。活塞的宽度B一般取： (2-28) = (75125) mm考虑到工作情况，选取： B=70 mm缸盖滑动支承面的长度，根据液压缸内径D而定； 当D80mm时，取 。 (2-30)因为D=125 mm，故取 =(4880)mm根据工作情况，参照上述尺寸选取：=90 mm。为保证最小导向长度H，若过分增大和B都是不适宜的，必要时可在缸盖与活塞之间增加一隔套K来增加H的值。隔套的长度C由需要的最小导向长度H决定，即 (2-31) =150 mm2.7.6 缸体长度的确定液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体长度不应大于内径的2030倍。缸体长度 (2-32)取缸体长度 I=720 mm图2-6 液压缸的尺寸Fig.2-6 The size of hydraulic cylinder2.7.7 液压油缸强度计算 （1）已知参数：缸径D=125mm；杆径d=80mm；行程L=550mm；缸筒壁厚=13.5mm；有效计算长度mm。 （2）液压油缸强度计算（a）活塞杆应力校核重要验算活塞杆压缩或拉伸时的强度，即：28 (2-33) 所以，强度满足。活塞杆材质为调质，经查表得强度极限28。式中： 液压缸最大的推(拉)力； 材料的屈服强度；安全系数，一般取24。 b）缸筒强度验算：由于缸筒壁厚与缸径之比，属于厚壁缸筒，可按材料学第二强度理论验： (2-34) =4.59 mm由此可见， 即为大柔度压杆时，稳定临界力为：28 (2-39) N式中： 活塞杆材料的弹性模量；活塞杆横截面惯性矩； 安装及导向系数； f）油缸最大闭锁力= (2-40) N式中： 油缸最大闭锁压力。 g）稳定系数 (2-41) 由此可见，稳定性非常好，可以满足要求。2.8 液压系统参数计算2.8.1 各回路液压泵的设计计算各个回路都有一个泵来提供液压油。因此以下关于液压泵的计算与选择都是各个小回路小系统。 （1）行走回路泵的计算与选择液压泵的最大工作压力： (2-42)式中： 液压执行元件最大工作压力；液压泵出口与执行元件入口之间所有的沿程压力损失和局部压力损失之和。 初算时按经验数据选取：管路简单，管中流速不大时，取0.2Mpa 0.5Mpa；管路复杂而且管中流速较大或者有调速元件时，取0.5MPa 1.5MPa。 由上述选取，然后带入公式(2-55)计算得：在选择泵的额定压力时应考虑到动态过程和制造质量等因素，要使液压泵有一定的压力储备。一般泵的额定工作压力应比上述最大工作压力高2060，所有最后算得的液压泵的额定压力应不小于：6.2(1+0.6)9.9MPa表2-9 液压泵的总效率Tab.2-9 The total efficiency of hydraulic pumps液压泵类型齿轮泵螺杆泵叶片泵柱塞泵总效率0.650.900.700.850.550.850.800.90液压泵的流量按下式计算： (2-43) 式中： 考虑系统泄漏和溢流阀保持最小溢流量的系数，一般取K1.11.3；同时工作的执行元件的最大总流量。本设计取泄漏系数为1.1，行走回路最大流量：则： ；所需要的功率： 。由液压元件产品样本查得CBZ2032齿轮泵满足上述估算得到的压力和流量要求：该泵的额定压力为25MPa，公称排量V32 mL/rev，额定转速为2300r/min。现取泵的容积效率0.98，当选用转速n1450 r/min的驱动电机时，泵的流量为： (2-44) 泵的功率为： (2-45) （2）转运回路液压泵的流量计算为： 所需要的功率： 查得CBZ2063齿轮泵满足要求。表2-10 转载回路泵的参数Tab.2-10 The parameters pump of pumps 型号排量/压力/MPa最高转速/工作油温/工作油液旋转方向额定驱动功率/生产厂公称理论额定最高CBZ2063636320252500-20+802040左或右46.9济南液压泵厂则泵的流量： 泵的功率为： （3）转载回路该回路所需流量：泵所要求的流量：所需要的功率： 由液压元件产品样本查得CBZ2063齿轮泵满足上述估算得到的压力和流量要求：当选用转速n1450 r/min的驱动电机时，泵的流量为： 则泵的流量： 泵的功率为： （4）液压缸回路该回路所需流量；泵流量；所需要的功率： ；因为不是所有的液压缸同时工作，所以CBZ2050齿轮泵满足要求。则泵的流量： 泵的功率为： （5）装载回路该回路所需流量；泵流量；所需要的功率： ；所以CBZ2063齿轮泵满足要求。则泵的流量： 泵的功率为： 2.8.2 泵站电动机的确定泵站电动机同时驱动两组三联泵。掘进机在掘进过程中，有下列工作机构可能同时动作：慢速行走(推进)、水泵液压马达、转载机液压马达、装运机构液压马达、动臂(基臂) 升降油缸或回转油缸，此时所需要的功率为最大。（1）慢速行走(推进)所需功率； （2）装运马达所需最大功率 ；（3）水泵转载机所需功率；（4）基臂（动臂） 或回转油缸所需功率； （5）中间输送机所需要功率。则液压系统所需要的最大功率考虑到掘进机在工作过程中，上述执行机构并不是同时在最大负荷下工作，实际所需功率为36。所以选择110的水冷电机驱动，功率是足够的。2.8.3 油箱容积确定系统总需要的油量为：油箱容积： (2-46) 其中，取，；则取油箱容积为：。2.8.4 液压系统性能验算 （1）系统的效率工作时的效率： 28 (2-47) 三联泵的效率，缸的效率取；总效率：。 （2）系统产生的热量工作时系统泵的功率：系统产生的热： (2-48) 估算工作时系统的温升：28 (2-49) 式中： 散热系数，；通风不良环境，=810；通风良好环境， =1420；风扇冷却时，=2025；用循环水冷却时， =110175； 油箱容积，。计算结果温升较低，设计符合要求。2.8.5 液压油缸工作速度核算用32的油泵供油，转速，容积效率，2个回转(或基臂、动臂) 油缸同时动作，缸径。由关系式(3-71)导出。 36 (2-50) (2-51) 2.9 液压系统各元件汇总由以上设计的思路，总结出各液压系统的各元件，现汇总表2-17。表2-11 液压元件表Tab.2-11 Table of pressure liquid components序号元件名称型号技术参数名称技术参数大小泵站1泵站电机功率/kW110电压/VAC1140转速/11452三联齿轮泵1CBZ2032/50/63额定压力/MPa16额定流量/46.4/72.5/91.43三联齿轮泵2CBZ2032/63/63额定压力/MPa16额定流量/46.4/91.4/91.44油箱容量/L640装载回路5P2泵CBZ2063额定压力/MPa166分流阀FJL-B20H7三位四通阀34YM-H20B-T通过阀最大流量/72.68溢流阀DBC25-2-30/31.5V调定压力/MPa209减压阀式比例先导阀SWL-H2中间运输回路10P1泵CBZ206311二位三通阀34YH-H20B-T12溢流阀DB20-2-30/31.5V调定压力1613减压阀式比例先导阀SWL-H2行走回路14P1(P3)CBZ203215P4(P6)CBZ203216三位四通阀34YH-H20B-T通过阀的最大流量/44.917二位三通阀18溢流阀DBC25-2-30/31.5V调定压力/ MPa20MPa19减压阀式比例先导阀水泵-转载回路20P4CBZ206321二位三通阀23Y-B20H22三位四通阀34Y-H20B-T液动阀23三位四通阀手动换向阀34SM-H20B-W通过阀最大流量/58.124水泵的液压马达CMZ205025转载机马达BM-63026溢流阀DBC25-2-30/31.5V液压缸回路27P5CBZ205028分流阀FDC1-16-12T-3429卸荷阀30多路换向阀ZL15E-04T.03T.OT.OT.04T通过阀最大流量/61.83 结语本设计主要是根据掘进机的设计要求和用途，进行本掘进机总体方案设计和液压系统设计，确定掘进机型号为EBZ160，能够满足中低硬岩、煤层的经济截割，切割能力较强，应用范围也很广泛，不只在井下采掘作业，也可以在工程建筑里面的巷道掘进。EBZ160整机结构紧凑，布局合理，机重与截割功率匹配，接地比压小，地隙大，适应性强。电气控制系统可以采用可编程控制器，要实现模块化控制、语音预警、故障自诊断及液晶中文显示功能，是高产高效矿井所需要的一种掘进机。本设计过程的思路和技术路线，主要是根据中国煤炭行业标准，各煤炭科学研究院的科研成果。在本设计过程中，收集了大量的参考资料及相关论文和大量的现场图纸资料，包括佳木斯煤矿机械有限公司的各型号掘进机的宣传手册、图册，三一重装、朝阳重工、辽源煤机厂等产品的介绍和说明资料，保证本设计中各参数的确定更具有科学依据和实用的可行性。经过一个学期的工作，自己终于完成了本科毕业设计的研究工作。虽然取得了一定的成绩，但由于时间及本人理论水平、实践经验等客观因素，论文中还存在着一些不完善的地方，这也应该是后续研究的内容。致谢经过一个学期的认真学习与悉心研究，我的毕业设计纵轴式掘进机总体方案设计及液压系统设计即将完成。在此，对我的指导老师李晓豁老师致以崇高的敬意与深深的感谢，感谢李老师在我完成毕业设计期间给予的指导帮助和鼓励，李老师对本次设计倾注了大量的心血，从选题到开题报告，从写作提纲到，到一次又一次地指出每稿中的具体问题，并给出修改意见，对修改之处严格把关。李老师还时常敦促此次设计的进度，让我能够按时保证质量的完成。此外，从李老师严谨的教学作风，平易近人的人格魅力，认真负责的工作精神都在日常的指导中深深感染着我。最后，向所有给予帮助、理解和支持的老师、同学及朋友致以诚挚的谢意。由于本人水平有限，时间仓促，本毕业设计的内容难免有不足和错误之处，恳请老师的批评及指正，再次表示感谢。参考文献1李晓豁，隗金文纵轴式掘进机截割头形体尺寸的研究J煤矿机械，998，9（4）：3252李晓豁进机截割头设计与研究M第一版北京：中国华侨出版社，19963李晓豁纵轴式掘进机截割头的结构设计J煤矿机电，20015（8）：26274张国栋掘进机装载机构的设计研究J煤炭科学技术，2003，3(4)：87905庄严.矿山运输与提升M.第一版.徐州：中国矿业大学出版社，2009.7廉浩，王菊，郭向飞等掘进机履带行走结构形式的探讨J工业设计，2005，2(2)：55.9 田国祥初探掘进机传动型式及动力元件的合理选择J煤矿机械，2001，5（4）：162110李晓豁部分断面掘进机的总体布置与参数选择J探矿工程(岩土钻掘工程)，1998，（02）：91011 李晓豁悬臂式掘进机工作稳定性的研究J煤矿机械，1990,（08）：161912 Tao A lvarez J，Menendez M，Rodriguez Diez R. Experimental results of a low-power roadheader driving a gallery with different types of rock at the faceJTunnelling and Underground Space Technoby，2003，(4)13王慧压与气压传动M第一版沈阳：东北大学出版社，201115 王喜胜悬臂式掘进机截割回路主要液压参数的确定J煤矿机械，1999，（10）：216雷天觉新编液压手册（上、下）M第二版北京理工大学出版社，199817MT1381995悬臂式掘进机的型式与参数18MT238.32006悬臂式掘进机第三部分通用技术条件19王运敏.中国采矿设备手册M.第一版.北京：科学出版社，200720李晓豁，沙永东采掘机械M第一版北京：冶金工业出版社，201121黄日恒悬臂式掘进机M第一版徐州：中国矿业大学出版社，1996附录A译文掘进机是最灵活的，因此，作为最常见的机械化挖土机，利用在建造隧道或开发和生产在地下矿井中。这些机器是非常灵活，而且可以挖掘的各种大小，形状和类型的开口。从安装的观点上看，即时存取的支撑面就能对他们有非常有利的支持。此外，他们较少资本密集，比其他大多数机械化设备，掘进机由此可以具有了有利的经济性好的优势。不过，运营商也察觉到，掘进机在切削阻力和磨料的岩层的局限性，限制了这些机器在采矿和民间地下施工的广泛应用。一般来说，岩石的形成与一无侧限抗压强度在超过100兆帕斯卡(15000 PSI)的是被视为不适合开挖掘进机 ，除非它是高度节或裂缝。这个限额，反映了在对部分机刀具在挖掘时遇到的阻力和磨料岩层接触的岩石，缺乏刚度，以及作为过分较高的点成本和低产量的利率。不过掘进机，以温和的阻力力和非适度软磨料岩中普遍使用。他们所面对的问题，就是要克服的岩石强度和耐磨性，他们可以削减。在为了改善掘进机的切削能力，过去超过20年对钻头和截割头设计已进行了广泛的研究。这些研究结果表明，钻头必须实现深穿透，让有效率的切割，高生产，避免过度有点磨损。但是，更深的截割，需要在截割头部增大强度，这就需要高截割电机功率和高的抗变形能力。因此，在最近几年，具有较高的切割功率和刚度的重型硬岩机器由制造商开发并引入市场。表现一台机器与某一特定重量和安装截割头的功率匹配的参数是 高度依赖于截割头的设计和钻头的安装分配。改进牙轮钻头保证良好的截割头力平衡可以产生高得多的生产利率，减小由于截割头的振动引起的生产率的下降。本文介绍了地球力学研究所电磁干扰(EMI)的科罗拉多矿业学院(CSM)一项研究的结果表现在的对截割头设计参数和使用的方法来优化头设计，以尽量减少头部震动，并获得最大限度地生产率。影响掘进机的生产率和截割成本的几个参数，包括：（1）岩石参数，如岩石的压缩和拉伸强度，磨蚀矿物含量(即石英)的抗拉强度、百分比，岩石结构整体岩体分类和支持的要求。和矩阵式和硬度，存在面向力学性能的矿物复合材料，和弹性的行为岩石材料。（2）地面条件，例如程度联接(RQD)，综合状况、地下水、断层带、混杂的面孔情况和整体岩石大量分类和支持需要。（3）机器规格，包括机器重量， 截割力， 切截速度，摆动速度，最大的可掘高度、截割头类型(轴向或横向)，钻头的类型、大小和其他特征、钻头的在截割头上的 数量和安装方式位置。（4）操作参数，如形状，大小，长度和开放，倾斜度，轮流或交叉削减，连续的切割和扩大行动中，有多少岩层在隧道的道路，地面支持的方法，和工作时间表的意义人数轮班每天天内，每星期的百分比等。综合这些参数确定了某一特定机在某一个岩石参数和地面条件下的生产能力。在1994年尼尔的会议上，已经给出了大量的充分考虑影响掘进机的性能和生产率的参数估计方法。在这些参数，也有一些无法控制。它们包括岩石和地面条件，以及一些运行参数。因此，当一条隧道或巷道确定的条件下，具体到某一项目，唯一的可控参数就是掘进机参数。一般情况下，第一步是要确定是否掘进机是可行的和可以工作一个合理的生产速度下的特定情况。第二步是选择工人阶级和一般规格的机器加以考虑为就业之间的机器可以在市场上。第三步是符合目前各种特色的岩石和地面的条件，另一方面，以尽量提高其产出率。这可以通过深入研究，设计参数和优化设计的实践来实现。另外，对于现有的机器已经工作在各站上的，它始终是有利于进行这种研究，以增加生产力并降低开挖成本。在掘进机的运用中，有许多研究致力于，可能的参数修改，实现更高的产出率。此外，掘进机截割的岩石强度极限为在该行业里需要移动作业的硬岩掘进机面临的问题。以下是一些解决为提高截割头的生产力和扩大他们的经济适用于硬岩的办法。当运用巷道掘进机时，有关于达到更高的生产率的可能的修改做了许多研究。 并且，巷道掘进机的岩石力量极限经常挑战归结于需要对于在产业的一种流动硬岩挖掘机。 下列是为增加巷道掘进机生产力提议的有些解答并且扩大他们对硬岩的经济适用性：-改变在材料和设计的钻头；-改善机械设计反应整体截割头截齿的力；-改善截割头设计。两种类型的掘进机，撷取(横向)和铣削(在网上或轴流式)截割头，撷取类型更适合于坚硬的岩石切割。这是由此产生的阻力是沿着煤层壁的方向，(而不是垂直)，在掘进过程更有效地削减阻力，更好地利用机器的质量来产生更有效的摩擦力。对两种类型的截割头型式，进行优化设计是必要的，以配合岩石切割的特点和最大限度地生产率。设计参数包括截齿间隔，截齿位置，其倾斜角度，斜的角度。间距之间的截线必须通过分析岩石破坏行为和预期的深度渗透来进行优化。此外，截割头的布局必须平衡，通过控制刀具的位置，以创造一个更合适的(队)的分布，以尽量减少震动。这个问题是至关重要的，因为增加的间距程度不足会影响刀具数量和潜在的更高的震动。头部振动可产生不利影响的生产速度，机器的寿命和维修。因此，通过优化截割头设计，取得了良好的平衡截齿的分布数据和减少振动，可以提高的表现，给定机器和最主要的优化目标，目前所讨论的文件在以下各节。该截割头振动是指以整体的力量变化对头部造成的之间的互动，钻头和岩石。掘进的变异是一个功能的双边投资协定的数量在接触的岩石，空间位置位在三维空间中，和深度的渗透率为每截齿。结合这些参数确定的总的力量作用于截割头在任何特定的时间点。很明显，自截割头是旋转，时间转化为空间和转动的立场。一个计算机程序研制的截齿对截割头 ，以及模拟切削加工过程的设计主管。这一程序的能力，以确定的立场，位在三维空间中考虑到岩石性质，截割头几何形状和深度的分布场。该程序检查牙轮钻头的相互作用，并确定了双边投资协定的数量在与岩石在任何特定的旋转角度的头部。实际的渗透每一个人的一点是在与岩石的计算方法和部队的要求，对于给定深度的渗透率估计。估计势力，然后投射到三个相互垂直的轴(直角坐标系)成立于截割头。预计势力概括起来估计总力和力矩的要求，头部在每个运作模式，即掘进和电弧(回转或剪切)模式。计算切削参数(如掘进尺度或牵引力，扭矩和功率) ，然后记录每个位置的头部，因为它旋转360与理想的角增量。首要的考虑，在钻头设计涉及到的限制是，在与岩石作用时，钻头的形状和岩石力学性能影响着施加在岩石上的力量。显然，为实现更深的截割，需要较高的切削力，可作用于对钻头的是有限制的最高力量。而在切割石英丰富的岩石类型中，截齿材料必须具有一定的耐磨和韧性，以承受冲击载荷。使用碳化钨与钴合金，部分解决了这个问题和改进截齿的寿命。此外，新的钎焊及表面处理技术，以改善耐磨性截齿桑克斯增强截齿的耐磨性。在条款位形状，指向攻击(圆锥)截割头，虽然他们是不是自封的激化，有时声称，增加了截齿的寿命和工作效率，由于他们的能力，保持一定的配置文件一个较长时期内的时间。使用这些位几乎已成为标准的重型掘进机并改善他们的工作效率。应用切割技术对掘进机可以改善刀具的寿命，使这些机器攻击更硬的岩石。 一微型切割机最近已在科罗拉多矿业学院研制成功。该截齿的平均直径是12.5厘米(5英寸)，安装一个5厘米(2英寸)的悬臂式轴用滚针轴承。截割同样的深度，微型截齿上的截割力要比常规的盘型刀盘上的截割力要小得多。微型截割头是重量轻，遇到问题，能够很容易处理和更换，而且钻头在掘进机截割头上大约需要同一空间大小作为为标准。这些独特的功能，采用微型截齿是一个非常有前途的解决适用范围扩大至截割头能开挖困难的岩层的方案。机械设计，主要是根据机械的性能和作用于截割头上的截割力。机器的质量和整体几何尺寸决定可用于截割头上力的大小和最大力的方向。在本质上，该掘进机的能力，性能参数(即掘进机掘进能力，截割电机，升降能力，后支撑力)是取决于机器的质量。较大的机器质量是通常与较大的截割头想匹配，以便为反应掘进需要实现的较高的生产率。其中的限制因素，传统上一直是掘进机掘进轴向力或以截割力的大小来确定机型。这股力量通常是由牵引的努力抓取工具产生的，这是被普遍认为缺乏效率的，尤其是运用在软，湿的楼层。安装伸缩臂对新一代的截割头 ，在相当大的程度上，缓解这个问题。伸缩臂提供推进力，而机器仍然平稳。这使得更好地利用机器的质量和摩擦之间的履带式和地面。安装了一套插孔，以增加掘进的能力和较高的安装截割头的功率，也有助于改善截割头的切削能力 。偶尔，面积较大航道已被用来增加截割电机功率，并允许更好地利用机器大规模增加生产率，而在机械液压系统不需要任何改变。附录B外文文献Roadheaders are the most flexible and thus the most common mechanized excavators utilized in the construction of tunnels or development and production in underground mines. These machines are very mobile and can excavate various size， shape and type of openings. They provide immediate access to the face which is very favorable from a support installation viewpoint. Also they are less capital intensive than most other mechanized tunneling machines and therefore， can provide favorable economics. The limitation of roadheaders in cutting hard and abrasive rock formations， along with being operator sensitive， however， restricts the widespread application of these machines in mining and civil underground construction. Generally， a rock formation with an unconfined compressive strength in excess of 100 MPa (15，000 psi) is considered to be unsuitable for excavation by roadheaders unless it is highly jointed or fractured. This limit reflects the lack of stiffness on the part of machine to hold the cutters in contact with the rock， as well as the excessively higher bit costs and low production rates that are encountered in excavation of hard and/or abrasive rock formations. However， roadheaders are commonly used in soft to moderately hard and non to moderately abrasive rocks. The challenge they face is to overcome the limit of rock strength and abrasiveness that they can cut. In order to improve the cutting ability of roadheaders， extensive studies on bit and cutterhead designs have been conducted over the past two decades. The result of these studies show that bits must achieve deep penetrations to allow efficient cutting， high production， and prevent excessive bit wear. Deeper penetrations， however， create high forces on the head， which require high machine power and mass to react to these forces. Therefore， heavy duty hard rock machines with higher power and more mass have been developed and introduced into the market by manufacturers in recent years. The performance of a machine with a given weight and installed cutterhead power is highly dependent on the head design and bit allocation. A well balanced cutterhead can produce much higher production rates due to reduced vibration of the head and improved rock bit contact. This paper presents the results of a study performed at the Earth Mechanics Institute (EMI) of the Colorado School of Mines (CSM) on the cutterhead design parameters and the approaches used to optimize the head design to minimize head vibrations and to maximize production rates. The roadheader production rate and bit costs are controlled by several parameters including： (1) Rock parameters， such as rock compressive and tensile strength， percent of hard and abrasive mineral content (i.e. quartz)， rock fabric and matrix type and hardness， existence of oriented mechanical properties in the mineral composite， and elastic behavior of rock material. (2) Ground conditions， such as degree of jointing (RQD)， joint conditions， ground water， fault zones， mixed face situations， and overall rock mass classification and support requirements. (3)Machine specification， including machine weight， cutterhead power， sumping， arcing， lifting， and lowering forces， cutterhead type (axial or transverse)， bit type， size， and other characteristics， number and allocation of bits on the cutterhead， and capacity of the back up system. (4) Operational parameters， such as shape， size， and length of opening， inclination， turns or cross cuts， sequence of cutting and enlargement operation， number of rock formations in the tunneling path， ground support method， and work schedule meaning number of shifts per day and days per week etc.A combination of these parameters determines the production capacity of a given machine in a certain rock formation and ground condition. A full account of parameters affecting roadheader performance and methods for production estimates is given in Neil 1994. Among these parameters， there are some that can not be controlled. They include the rock and ground conditions as well as some operational parameters. Therefore， when a tunnel or drift is planned to be excavated under a certain condition with requirements specific to the particular project， the only controllable parameters are machine parameters. Normally， the first step is to determine whether roadheaders are feasible and can work with a reasonable production rate under given situation. Second step is to select the class and general specifications of machine to be considered for the job among the machines available in the market. Third step is to match the current machine characteristics to the rock and ground conditions in hand to maximize its production rate. This can be accomplished through a thorough study of design parameters and design optimization practice. Also， for the existing machines already working in the job site， it is always beneficial to conduct such study to increase the productivity and reduce excavation costs. There have been numerous studies on possible modifications to achieve higher production rates when utilizing roadheaders. Also， the rock strength limit for roadheaders has been constantly challenged due to the need for a mobile hard rock excavator in the industry. The following are some solutions proposed for increasing the productivity of roadheaders and extend their economic applicability to harder rocks： - change in material and design of bits， - improve the machine design to respond to the overall cutting head forces，- improve the cutterhead design.Between the two types of roadheader cutterheads， the ripping (transverse) and the milling (in line or axial) heads， the ripping type is more suitable for hard rock cutting. This is due to more efficient cutting during sumping， due to resultant forces acting along the boom (and not perpendicular)， better use of machine mass， and more efficient cleaning of the face. On either type of heads， an optimal design is necessary to match the rock cutting characteristics and maximize the production rates. The design parameters include the spacing between bits， location of bits， their tilt angle， and the skew angle. The spacing between the bits must be optimized by analyzing rock failure behavior and anticipated depth of penetration. Also， cutterhead layout must be balanced by controlling the placement of the cutters to create an even bit (force) distribution to minimize vibrations. This issue is of crucial importance since the increased spacing means less number of cutters and potentially higher vibrations. The head vibration can have adverse effects on the production rate， machine life， and maintenance. Consequently， an optimized cutterhead design， achieved by well balanced bit distribution and minimized vibration， can enhance the performance of a given machine and is the objective of the current paper as discussed in the following sections.The cutterhead vibration refers to the overall force variation on the head caused by interaction between the bits and the rock. The force variation is a function of the number of bits in contact with the rock， the spatial position of bits in three dimensional space， and the depth of penetration for each bit. A combination of these parameters determines the tot
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