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EBZ260 掘进机 液压 系统 设计

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辽宁工程技术大学 毕 业 设 计(论 文)题 目： EBZ260掘进机液压系统设计 作 者： 李 晨 光 指导教师： 谢 苗 副教授 专 业： 机械工程及自动化(流体传动与控制) 时 间： 二零一五年六月 中文题目：EBZ260掘进机液压系统设计外文题目：THE HYDRAULIC SYSTEM DESIGN OF EBZ260 ROADHEADER毕业设计（论文）共 85 页（其中：外文文献及译文20页） 图纸共7张 完成日期 2015年6月 答辩日期 2015年6月 辽宁工程技术大学本科毕业设计（论文）学生诚信承诺保证书本人郑重承诺： 毕业设计（论文）的内容真实、可靠，系本人在 指导教师的指导下，独立完成。如果存在弄虚作假、抄袭的情况，本人承担全部责任。学生签名：年 月 日辽宁工程技术大学本科毕业设计（论文）指导教师诚信承诺保证书本人郑重承诺：我已按学校相关规定对 同学的毕业设计（论文）的选题与内容进行了指导和审核，确认由该生独立完成。如果存在弄虚作假、抄袭的情况，本人承担指导教师相关责任。指导教师签名：年 月 日摘要悬臂式掘进机是集截割、行走、装载及运输于一体的巷道掘进的综合化机组，是井下巷道掘进的主要产品。悬臂式掘进机液压系统作为掘进机控制系统中的核心技术之一，其控制性能的优劣直接决定了掘进机整体性能的优越与否。因此，对悬臂式掘进机液压系统的研究对推动我国掘进机的发展具有重要的意义。论文通过对EBZ260型悬臂式掘进机液压系统进行分析与设计，简单对掘进机的工况进行了分析并对各个执行机构的参数进行了计算和液压缸简单设计并且对马达进行了选型，针对恒功率控制、负载敏感、压力补偿控制原理进行分析研究，并对其液压回路进行优化设计，通过对工况分析所得参数对其各部分执行元件的参数进行合理的计算，经过各个厂家液压元件的优缺点对比，合理的完成液压系统所需的主要液压元件的选型。并对截割升降回路进行简单仿真分析，最终设计出一套带负载敏感和压力补偿的掘进机液压系统。此外，通过对EBZ260型悬臂式掘进机液压系统进行分析与设计，明确液压系统在整体控制中的作用以及相互联系，为整体控制系统设计提供依据。关键词：掘进机；液压系统；工况分析；选型； AbstractRoadheader is a cutting, walking, loading and transportation of tunneling in one integrated unit, is the underground tunneling main products. Roadheader hydraulic system as the tunneling machine control system is one of the core technology, the control performance will directly determine the overall performance of roadheader superior or not. Therefore, the hydraulic system of roadheader research on the promotion of the development of TBM has important significance.Papers by EBZ260 type roadheader hydraulic system analysis and design, detailed analysis of its working conditions characteristic for constant power control, load sensing and pressure compensation control theory analysis and study, and to optimize the design of its hydraulic circuit through Engineering Analysis parameters obtained for each part of the implementation of its component parameters for a reasonable calculation, through the various advantages and disadvantages of hydraulic components manufacturer contrast, reasonable hydraulic system needed to complete the main hydraulic components selection, and then for the design of hydraulic system performance checking, testing the design of the hydraulic system is reasonable, and further improve the design deficiencies, and ultimately design a load sensing and pressure compensation with the boring machine hydraulic system. In addition, through the EBZ260 type roadheader hydraulic system analysis and design, specifically in the overall control of the hydraulic system and the role of linkages, the overall control system design to provide the basis.Keywords: boring machine; hydraulic system; Engineering Analysis; selection; 目录前言11绪论21.1悬臂式掘进机概述21.1.1悬臂式掘进机的分类、组成及工作原理21.1.2悬臂式掘进机的国内外发展动态及研究现状8 1951.2悬臂式掘进机液压系统研究现状71.3本课题研究的意义及主要内容91.3.1本课题研究的意义91.3.2本课题研究的主要内容102掘进机工作过程介绍及回路设计112.1悬臂式掘进机的工作过程介绍112.2液压系统额定压力的确定122.3液压系统的液压控制分析122.3.1负载敏感控制11122.3.2压力补偿15142.3.3恒功率控制152.4液压系统基本回路设计162.4.1行走部回路设计162.4.2截割部回路设计172.4.3铲板部回路设计182.4.4后支撑部回路设计192.4.5第一运输机回路设计202.4.6多负载回路设计202.5拟订液压系统原理图213EBZ260型掘进机工况分析及液压系统主要技术参数计算223.1行走部的参数计算223.3.1单侧履带行走机构装置所需最小功率223.3.2行走部最大牵引力计算233.3.3单侧履带行走机构输出扭矩与输出转速的确定243.3.4行走马达参数的确定253.2截割部的参数计算253.2.1截割部升降时截割头上产生的截割切向力253.2.2截割部升降油缸伸出力的计算273.3.3截割部升降油缸的设计283.2.4截割部回转时截割头上产生的截割切向力323.3后支撑部的参数计算333.3.1后支撑油缸的输出力计算333.3.2后支撑部液压缸的设计353.4铲板部的参数计算393.4.1铲板部星轮的参数计算393.4.2铲板油缸的输出力计算403.5第一运输机的参数计算413.5.1第一运输机马达的参数计算423.6工作元件的主要参数423.6.1各液压马达的主要计算参数423.6.2各液压缸的主要计算参数434液压系统的元件选型444.1液压泵的选型444.2泵站电机的选型464.3液压马达的选型474.4液压控制阀的选型494.5过滤器的选择514.6管件的选定514.7管路的布置524.8液压油的选择及邮箱的初步估算525EBZ260掘进机截割升降回路液压系统的仿真545.1 截割升降回路液压系统仿真模型的建立及仿真545.1.1 变量泵仿真模型的建立545.1.2 压力补偿阀仿真模型的建立585.1.3 截割升降回路系统模型的建立585.2 截割升降回路系统的仿真研究605.2.1 系统输出特性研究605.2.2负载变化对泵出口压力的影响606技术经济性分析627总结63致谢64参考文献65附录A 译文66掘进机在采矿和掘进工业的应用66附录B 外文文献75辽宁工程技术大学毕业设计（论文）前言煤矿掘进是煤炭生产和建设的基础工程。近年来，我国煤矿掘进机械化得到了迅速的发展，装备水平也有很大的提高，在自主创新能力上也有长足的进步。煤炭工业是我国国民经济的主要支柱产业。在未来50年内，煤炭仍是主要的能源和战略物质，具有不可替代性，是国民经济和社会发展的保证。随着国民经济的快速发展，以及国加入WTO后，煤炭工业现代化的步伐也在加快。目前，国内掘进机发展水平相对落后，巷道掘进成为煤矿发展的一个瓶颈，制约着煤炭工业的发展。我国的掘进机技术开发工作始于1965年，最初是仿前苏联的-3型掘进机，1979年后，先后从日本、奥地利、英国、美国、西德、原苏联、匈牙利引进了多种型号的掘进机，通过引进日本MRH-5100-41型、奥地利AM-50等型掘进机的制造技术和先进加工设备，并进行技术转化，到1989年底，我国已自行研制成功了AM50、ELM-55、EMIA-30、EL-90、5100等6种8个型号的掘进机，使我国中小型掘进机不再依赖进口。此后，我国又开始了重型掘进机技术开发和研制工作。1999年，煤科总院太原分院开发出了EBJ-160型掘进机，2001年，佳木斯煤机厂又完成了从日本引进S200M型掘进机的消化吸收、国产化任务。经过几代人的不懈努力，截止到目前为止，我国掘进机的开发研究在轻型及中重型上己其本达到国际先进水平，但在重型掘进机的研究上，与一些发达国家的产品还存在着一定的差距。掘进机按照对巷道断面的作用方式可划分为2种：全断面掘进机和部分断面掘进机，部分断面掘进机最常用、最重要的一种就是悬臂式掘进机。我国对悬臂式掘进机技术的研究始于20世纪60年代中期，通过对引进型掘进机的消化吸收和国产化工作积累了一些设计悬臂式掘进机的初步经验，但当时研制规模较小，成效甚微。我国煤矿真正推广应用悬臂式掘进机则是在1979年引进了100余台国外产品以后。在此后的30多年中，我国在引进悬臂式掘进机产品及制造技术的同时，翻开了自主开发研制、规模生产的一页。随着悬臂式掘进机在采矿工程和隧道掘进中的逐步推广和大量使用，这种生产方式带来了很高的工作效率和经济效益，因此悬臂式掘进机已成为各主要产煤国家不可缺少的生产设备。871绪论1.1悬臂式掘进机概述1.1.1悬臂式掘进机的分类、组成及工作原理十九世纪末，英国已经研发了掘进技术，正是因为这一技术的诞生，英吉利海峡海底隧道得以完成。后来掘进技术不断发展，掘进机已经能够实现截割、装载、运输、喷雾除尘等功能。尤其在开挖铁路隧道、地铁车站、水下隧洞和煤巷巷道等地下工作方面有着举足轻重的作用。并且在掘进机的应用方面可以根据不同的工作环境，不同的工作条件设计不同类型的掘进机3。在我们国家，全国都少气、贫油，所以为了将多煤这个资源优势转化成国民经济上的优势，必须大力发展煤炭产业，同时在煤炭生产中必须始终秉着“采掘并重，掘进先行”的方针。但是，我国的采煤机械远远领先于掘进机械，为了实现采掘平衡、煤炭生产飞速发展，必须着重发展掘进机械。部分断面掘进机 (又称悬臂式掘进机)是集机械、电气、液压及自动控制于一体的工程机械之一，它是世界上公认的广泛应用于井下巷道掘进、交通和水下隧道掘进以及其它工程洞穴开掘的最有效的高技术施工装备。它和传统的钻爆法相比，不仅具有结构紧凑、工作效率高、完成效果好、经济、安全等优点，而且还可实现破煤、装载、转载、行走及除尘等多项功能，因此被广泛地应用于巷道、隧道以及工程洞穴的掘进工程中15。悬臂式掘进机的发展，使产业结构趋于完善，带动发展了相关产业，很大程度上提高了机械装备制造业的水平。目前，各国制造、推广使用的岩一煤和煤一岩掘进机大多以悬臂式掘进机为主，它已成为各产煤国家不可缺少的生产设备。悬臂式掘进机可以通过截割头的转动、悬臂的伸缩和摆动截割出不同形状的断面，所以从截割头的布置方式、悬臂伸缩方式、截割头型式、截割对象及驱动方式五个主要方面22，可将悬臂式掘进机按图 1.1 所示进行分类。悬臂式掘进机主要由截割部、除尘喷雾系统、铲板部、本体部、行走部、液压系统、后支撑、电气系统、第一运输机及润滑系统组成6，其总体结构如图 1.2 所示。图1.1 悬臂式掘进机分类Fig. 1.1 Classification of the cantilever roadheader截割部分别由截割头、伸缩部、截割减速机和截割电机组成，有的型号的掘进机没有伸缩部，但主要功能都是破碎煤岩，完成断面截割；除尘喷雾系统分为内、外喷雾系统，主要用于冷却截齿、灭尘及消灭火花；铲板部包括主铲板、侧铲板、铲板驱动装置和从动轮装置，主要功能是装载由截割机构破碎下的煤岩、支撑整机、清理底板功能等；本体部包括回转台、回转架、本体架和本体盖板，其中本体架作为机器的最大零件，承受着机器工作过程中产生的载荷，作为本体架和支撑悬臂的连接体，回转台具有可实现截割头的钻进掏槽、扫落煤岩、悬臂的升降和回转等各项运动的重要作用，同时，回转台也是截割头工作过程中所遇到的复杂多变冲击载荷的主要承受体；行走部包括涨紧轮组、涨紧油缸、定量液压马达、履带链、履带架、减速机、支重轮等零部件，主要用于承担整机的重量，支承和平衡掘进机在工作过程中受到的所有作用力和反作用力，同时完成机器作业过程中的行走和回转动作；液压系统由油缸、马达、操纵台、泵站以及相互联结的油管组成，液压系统主要用于各执行机构的工作，例如行走马达、星轮马达、第一运输机马达、内喷雾泵马达的驱动和截割头上下左右的移动，铲板的升降，后支撑腿的升降，履带和一运的涨紧，还有为锚杆机提供动力接口；后支撑部的组成部分主要1-截割部；2-润滑系统；3-除尘喷雾系统；4-铲板部；5-本体部；6-行走部；7-液压系统；8-电气系统；9-后支撑；10-第一运输机图1.2 悬臂式掘进机的总体结构Fig. 1.2 The overall structure of cantilever roadheader包括后支撑架和后支撑腿，其可以提高工作稳定性，尤其是可以有效的减少甚至避免设备在截割时的振动和横向滑动，同时还可以固定其他零部件例如电控箱和泵站；电气系统主要由电控箱、操作箱、电铃、机车灯、报警仪、急停按钮以及油泵电机、截割电机、二运电机等部件组成，悬臂式掘进机电气系统与液压系统配合操作可以自如的实现整机的各种生产作业，同时其还具有发出警告、显示机器工作情况和故障状态等功能；第一运输机包括前溜槽、后溜槽、刮板链组件、涨紧装置和驱动装置，主要用于将装载机构装载起来的物料运输到转载结构中；润滑系统主要分为自动润滑系统和集成润滑系统，其中自动润滑系统包括润滑泵组、油脂滤油器、主分配器、子分配器、子分配器等部件，集成润滑系统主要由两个支重轮分配器组成，润滑系统主要用于减少相接触零部件间的摩擦、冷却摩擦表面、密封、清洗、防锈和减震降噪。悬臂式掘进机的工作步骤为7：(1) 将工作面清理干净，使铲板卧底到正确的位置； (2) 掘进机通过履带行走机构行走到工作区域，并利用液压油缸放下铲板和后支撑腿，支撑整机； (3) 截割电机开始工作，截割头在电机的带动下在工作面进行截割； (4) 调节截割臂的位置，使截割头在工作面左下角钻入； (5) 利用截割回转油缸和截割升降油缸使得截割头截割出初步断面形状，其截割路线如图 1.3所示；(6) 截割头破碎下的煤岩通过装载机构装入第一运输机；(7) 将第一运输机中的煤岩装入运输机或矿车；(8) 通过液压支架支护巷道，保证安全。图1.3 截割路线Fig. 1.3 The cutting route当截割较软的煤壁，采用图 1.3 中所示的截割路线；当截割较硬的煤岩时应采用由下而上左右截割的方法，当截割很硬的岩石时，应先截割硬岩周围部分并使其坠落，避免勉强截割。1.1.2悬臂式掘进机的国内外发展动态及研究现状8 19(1) 国外发展动态及研究现状 1949 年，第一台悬臂式掘进机在匈牙利研制成功。60年来特别是二战以后，各种新的理论、新的技术被广泛应用到悬臂式掘进机的设计与制造中，因此悬臂式掘进机的研制工作有了突破性的进展，所以生产实践中被广泛应用。目前，奥地利的奥钢联、阿尔卑尼公司，日本的三井三池制作所生产的掘进机在世界上比较著名，还有英国的安德森、多斯科、艾姆科公司，德国的阿特拉斯科普柯-埃可霍夫掘进机技术公司、保拉特有限公司、维斯特伐利亚公司等等，它们所生产的悬臂式掘进机已经累计达到 5000 台，近 100 余种机型。国外悬臂式掘进机的发展历程为：1) 四十年代末期至六十年代中期，悬臂式掘进机雏形结构已经基本形成，主要用于掘进软煤巷道，机重 15t 左右，代表机型有匈牙利全国矿山机械研究所的 F5、乌克兰的-3等；2) 六十年代中期至七十年代末期，煤巷掘进机蓬勃发展，机重 20-40t 左右，代表机型有英国安德森公司的 RH25、奥地利阿尔卑尼公司的 AM50 和日本三井三池公司的MRH-100 等；3) 七十年代末期至八十年代末期是半煤岩掘进机开始成熟时期，出现大量的重型机器，机重可达到 50t 左右，同时其具有完善的功能和较高的可靠性，代表机型有英国多斯克公司的 MKB、LH1300，奥地利阿尔卑尼公司的 AM75 和德国保拉特公司的 E169 等；4) 八十年代后期至上世纪末期，重型机机重增加至 70t 以上，切割硬度 100Mpa 以上，悬臂式掘进机配备高新技术向岩巷掘进机转型。5) 上世纪末至今，该时期悬臂式掘进机的截割功率可到达 300kw，截割系数达到 12，机身重量可升至 100t 以上，截割断面达到 42m2左右，可在纵向16、横向 8的斜坡上工作，同时还具有实时监控、电机功率自动调节、离机遥控操作及工况监测和故障诊断等机电一体化功能。近年来，国外的悬臂式掘进机的研制工作主要围绕以下几个方面进行： 1) 逐步提升截割功率，提高机器的可靠性； 2) 掘进机的配套设备多样化； 3) 为了是掘进机实现自动化，采用机电一体化技术；4) 在现有的截割技术上，研究探索新的截割技术。(2) 国内发展动态及研究现状 相比国外掘进机的发展历史，我国研制掘进机的工作起步则比较晚，从我国掘进机的发展历史看，可分为仿制阶段、引进并消化吸收阶段、国产化阶段、自主创新阶段。1) 仿制阶段 二十世纪六十年代初期，我国通过模仿前苏联的产品，仿制出一批性能尚不稳定的悬臂式掘进机，这是我国对悬臂式掘进机的初步探索，可惜的是由于仿制出的掘进机性能不稳定并没有推广使用。2) 引进并消化吸收阶段 二十世纪六十年代中期至二十世纪七十年代末期，我国先后从奥地利、匈牙利和原苏联等国引进多种机型，并对其进行消化、吸收；3) 国产化阶段 二十世纪七十年代末期至二十世纪八十年代末期，我国与国外知名公司共同合作，研发出几种比较有代表性的悬臂式掘进机，积累研究经验，并通过消耗吸收，我国实现了对悬臂式掘进机的国有化，其中与匈牙利合作生产的 AM-50 型号悬臂式掘进机和与日本合作生产的 S-100 型号悬臂式掘进机当属典型，随后，我国又自行研发出多种型号的悬臂式掘进机，其水平已经达到世界先进行列；4) 自主创新阶段 二十年代八十年代末期至今，我国悬臂式掘进机的研制重点转向重型及个性化机型，以适应矿井生产的需要，此阶段以 EB 型、JEL 型、EBH 型和 EBZ 型为代表机型，其掘进技术可与国外先进水平持平，由此证明我国悬臂式掘进机的研制工作已经进入世界先进领先行列。1.2悬臂式掘进机液压系统研究现状悬臂式掘进机的主要执行机构主要由液压控制系统来驱动，而且整机的工作稳定性直接取决于液压系统的好坏。随着悬臂式掘进机的发展，液压控制系统也发生了一系列的变化。为了保护环境，节约能源，人们在对悬臂式掘进机进行设计时不仅仅要求液压控制系统具有优良的控制性能，同时更加关注其是否具有节能特性，因此悬臂式掘进机液压控制系统的发展大致可以分为以下三个阶段：第一阶段：节流调速控制系统阶段4在悬臂式掘进机液压控制系统中最早应用到的液压控制技术是节流调速控制系统。其工作原理为：通过改变回路中流量控制元件（节流阀）通流截面积的大小来控制流入执行元件或自执行元件流出的流量，以调节其运动速度。根据节流阀的连接方式可将节流调速控制系统分为进口节流调速控制系统、出口节流调速控制系统和旁路节流调速控制系统，其原理图如图1.4 所示。该系统优点是结构简单、容易设计且能够满足工程机械的基本要求，是其他液压控制系统发展的基础。但是由于每种节流调速系统均存在节流损失、发热、能量利用率低和动态载荷下运动的不平稳性行等缺点，所以该系统只在一些小型设备上应用。(a)进口节流 (b)出口节流 (c)旁路节流图1.4节流调速系统原理图Fig. 1.4 The principle diagram of the throttling controlling system第二阶段：负载敏感控制系统阶段4自二十世纪八十年代以来，为了实现掘进机的节能，负载敏感控制技术逐渐发展起来。负载敏感控制技术是指利用负载敏感控制阀感应出负载变化的信号，并自动将负载所需压力、流量和功率等信号反馈到负载敏感控制阀弹簧腔和变量泵变量控制机构的敏感腔，使其压力发生变化，从而调整供油单元的运行状态，使其仅向系统提供负载所需要的压力、流量和功率等，最大限度的减少能量损失，达到节能的目的。负载敏感控制系统的原理图如图1.5所示，负载敏感控制技术可以节约设备的空间，还可以大幅度提高原动机的利用效率和减小系统发热，所以在车辆、工程机械以及其他机械设备的液压系统中得到广泛应用。第三阶段：LUDV 控制系统阶段4负载敏感控制系统当变量泵所能提供的最大流量小于负载所需的流量时便失去了负载敏感功能，此时负载较大的执行机构分配的流量不能满足其工作的需求，速度相应会降低，直至为零，设备的动作失去协调性。为了克服负载敏感控制阀上述缺点，LUDV 控制系统应运而生，原理如图 1.6 所示。LUDV 控制技术又称负载独立流量分配技术，它是利用梭阀机构将负载最大压力传递给变量泵和所有的压力补偿阀并对负载压力比较低的回路进行压力补偿的液压控制技术。这种 LUDV 控制液压系统自动并且按比例地为各执行机构分配流量而不是单纯地流向负载较低的执行机构。在采用 LUDV 控制技术的液压控制系统中，变量泵和各个回路的压力补偿阀将接受来自于梭阀感应到的系统最大负载压力，使得多路控制阀的输出压力均小于系统的最大负载压力。由于压力补偿阀的存在，使得各个多路控制阀主阀具有相同的压差，即保证了当节流阀需求较大的流量时，各多路控制阀阀口仍然具有相同的压差，各执行机构的运动速度与外负载大小无关，此时，各个执行机构的运动速度完全由其所在回路的节流口的开度控制，确保各执行机构能够实现协调工作。本论文掘进机的液压控制系统采用负载独立流量分配技术。 图1.5 负载敏感控制系统原理图 图1.6 LUDV控制系统原理图Fig. 1.5 The schematic of load sensitive system Fig. 1.6 The schematic of LUDV system 1.3本课题研究的意义及主要内容1.3.1本课题研究的意义近年来，随着煤炭工业的迅速发展，巷道掘进速度的提高，使掘进机不仅应具备完备的工作性能而且还要有较轻的质量，以便提高经济效益。悬臂式掘进机包括机械系统、液压系统和控制系统，以往人们对悬臂式掘进机所进行的研究均是对单个子系统进行研究，机械工程师、液压工程师和控制工程师在各自领域进行相应的研究，互相之间并没有交流与沟通，若出现问题也只能局限在各自的系统内进行调试，这样设计出来的物理样机即使各个系统单方面均达到预期目标，但将其整合起来，整机性能未必能实现最优化。本论文将整体设计掘进机的液压系统，并且验证系统的控制特性，将各个领域的工程师处于同一个平台中，采用协同仿真的方法对悬臂式掘进机的性能进行研究，这样可以及时的发现各个系统中的不兼容性并采取有效的应对措施，这样建造出的物理样机不仅减少了出故障的风险，同时也大幅度的降低了成本，具有实用价值。1.3.2本课题研究的主要内容(1)根据EBZ260型掘进机工况对其液压控制系统进行设计，并对其系统的参数匹配及其关键元件进行研究；(2)在对负载敏感技术研究的基础上，对采用节流调速、负载敏感控制技术(LS)及负载独立流量分配控制技术(LUDV)的液压控制系统进行了解对比研究，从而更直观地了解LUDV这种控制系统的优点；(3)对EBZ260型掘进机液压控制系统的行走、截割、铲板及后支撑回路系统进行简化，并选取截割升降回路进行仿真研究，并对系统中部分关键元件进行仿真分析；(4)负载敏感阀参数的变化对系统动态特性影响进行仿真研究，从而为掘进机液压控制系统的设计及变量泵的设计提供理论基础及研究方向。2掘进机工作过程介绍及回路设计2.1悬臂式掘进机的工作过程介绍悬臂式掘进机是集截割、装运、行走于一体的综合化工作机组，其工作条件和环境极其恶劣，工作状况也随机多变。悬臂式掘进机的作业过程主要由以下几个动作组成：行走、支撑、截割、装运以及其它辅助动作。由于悬臂式掘进机的工作对象及工作条件变化较大，考虑到节能等因素则需对液压系统做一定的要求：掘进机在控制各执行机构进行工作时，其所受到的工作阻力与执行机构的作业速度随时发生变化，因此，要求各执行机构(液压缸和液压马达)的工作压力和流量也能实时地发生相应的变化。对本机来说，这一点靠负载敏感控制技术来实现；为了最大限度地利用电机功率、提高工作效率及工作状况的要求，工作过程中要求截割和装运需同时工作。对于本机来说，为了保证这两个机构能同时互不影响地工作，采用了双联泵分别对这两个执行机构供油。悬臂式掘进机一个工作循环主要包括以下几点:(1)行走及支撑：在行走过程中，马达驱动行走机构实现前进、后退及左右转弯。在行走过程中，履带的结构及其地质条件对掘进机的行走有很大影响。近年来，掘进机的行走机构一般主要由液压马达驱动。对于本机，其行走机构是由进口力士乐的插入式定量马达进行驱动。当掘进机行走到合适的位置时，启动支撑系统，以便进行摆动截割。(2)截割：在掘进机开始截割前，启动喷雾系统。掘进机在截割过程中，截割条件、切屑厚度、截距、截槽形状以及截齿的受力状况和单位能耗等状况都对截割产生很大的影响。且掘进机的截割工况还受截割机构本身条件(截割速度、截齿布置、牵引速度)的影响。对于悬臂式掘进机来说，最佳的截割工况是煤质好、单位能耗小及整机承受的动负载小。悬臂式掘进机的截割过程主要由两种截割方式来完成：钻进截割；移动截割：上下移动截割和水平移动截割。钻进截割时主要靠行走机构的前进来配合完成。当截割头截割到一定深度时，驱动悬臂回转机构使悬臂横向摆动从而进行水平截割，当截割到巷道边界时，再沿垂直方向截割一定的高度，然后再转向水平摆动截割，如此地往复循环，直到完成对巷道工作面的完整截割。(3)装运：在进行截割的同时，需启动装运马达进行装运工作。装运机构分别由四台进口低速大扭矩液压马达驱动。其中，装载机构分别由两台马达驱动；第一运输机分别由两台马达驱动。在装运过程中，很可能出现两个弧形五齿星轮受力不均而导致星轮转速不同。对于本机，采用了压力补偿阀从而保证了流向这两个马达的流量基本不变，维持了星轮的转速。综上所述，掘进机在整个掘进过程中装载马达、运输马达及内喷雾马达同时工作，这两种执行机构分别由两台泵进行驱动。则悬臂式掘进机的整个工作循环为：启动隔离开关，然后启动水路系统，再开启油泵电机，然后操作人员扳动行走操纵手柄，驱动行走机构行走至合适的位置，然后启动喷雾系统，接着启动截割电机依靠行走机构的前进来实现钻进截割，当截割达到一定深度时，启动支撑系统，从而进行左右上下截割。在进行截割的同时需启动装运机构，以避免造成煤岩堆积的现象。2.2液压系统额定压力的确定根据所要设计的悬臂式掘进机的实际工况的使用要求，并参考MTT238.2-2008 悬臂式掘进机第2部分：型式与参数中表7 液压系统基本参数来确定液压系统额定压力，参数表如表2-1：由于本论文设计的掘进机是某公司的EBZ260掘进机，该机采用的系统压力再对照掘进机系统额定压力参数表，选取的系统额定压力为25。表2-1 悬臂式掘进机系统额定压力参数表Tab.2-1 roadheader system rated pressure gauge系统额定压力/MPa6.31012.51416(18)212531.5注：新设计的掘进机尽量不采用括号内数值2.3液压系统的液压控制分析悬臂式掘进机设计上采用目前先进的液压系统控制技术LRDS控制系统。LRDS控制系统通过负载敏感阀、压力切断阀和恒功率阀来实现对系统流量和压力的控制，从而使各液压元件动作满足操作者需求和负载变化，避免了流量损失，同时控制系统最高压力，防止系统压力过高，损坏液压元件。本机控制系统具有负载敏感控制、压力切断和恒功率控制功能。2.3.1负载敏感控制11负载敏感控制技术是一种能够感应液压系统压力和流量需求，从而提供负载所需的压力和流量的液压控制技术。该负载敏感系统中所需的主要元件有负载敏感变量泵和敏感控制阀，共同组成闭中心负载敏感控制系统。该系统中的变量泵需具有一个负载敏感阀，当系统不工作时，负载敏感阀使变量泵能够在较低的压力下保持待机状态；当系统工作时，负载敏感阀感应系统流量的需求并促使泵提供所需的流量，同时在系统工况发生变化时该阀能够根据变化后的流量需求提供所需的流量。目前，多数液压系统并不是恒压系统，当外部负载变化时，系统的工作压力也随之变化，这就需要一个具有特殊感应负载压力的控制阀，即负载敏感控制阀（方向阀），以实现负载敏感控制系统的完整控制性能。当液压系统不工作，处于待机状态时，控制阀必须切断动作油缸（或马达）与变量柱塞泵之间的压力信号，此时变量柱塞泵自动转入低压待机状态。当控制阀转入工作状态时，控制阀先从动作油缸（或马达）得到压力-流量的需求，并将压力-流量信号传递给变量泵，使变量泵对系统压力-流量做出响应。其中系统所需的流量是由控制阀的开度控制的。这种负载敏感变量柱塞泵与负载敏感控制阀组成的闭式负载敏感控制系统使整个液压系统具有根据负载情况提供所需压力-流量的特性，此即负载敏感控制技术的基本功能。一般情况下，负载敏感控制阀里还具有压力补偿阀，以确保流向各执行机构的流量。图2.1为负载敏感控制系统原理示意图。 图2.1 负载敏感控制系统原理示意图Fig. 2.1 Schematic diagram of load sensitive control system 现假定高压切断阀的弹簧调定压力为 30，负载敏感阀的弹簧调定压力为Fs=2。其工作过程的三个阶段如下：（1）低压待机状态。在系统刚启动的瞬间，由于系统未建立起压力，负载敏感阀阀芯在弹簧预紧力的作用下被推至最左端，油液未进入变量活塞缸，此时变量泵斜盘倾角最大。当系统正常启动，变量泵开始进行供油，由于没有操纵控制阀，其目前仍处于中位封闭状态，所以泵提供的流量全部进入负载敏感阀中。当油液压力超过负载敏感阀的弹簧预紧力 2 时，敏感阀阀芯右移，油液进入变量活塞缸中，变量活塞缸的活塞右移，从而推动斜盘倾角减小，变量泵排量减小。当变量泵出口压力PP 达到与负载敏感阀的弹簧调定压力 2 相同时，斜盘倾角减小至近乎为零，此时变量泵处于低压待机状态。在此状态下，变量泵只提供补偿内部泄漏的流量以保持与负载敏感阀弹簧调定压力 2 平衡。 （2）正常工作状态。当执行机构工作导致液压缸活塞移动时，液压缸内的压力油（即负载压力PL）将通过控制阀内的通路，流经负载敏感单元（梭阀），从而进入负载敏感阀右边弹簧腔内。其力平衡方程为： 即： （2-11） 式中：A 为负载敏感阀活塞受压面积。 此时负载压力PL和弹簧预紧力FS 共同作用于负载敏感阀右端，迫使阀芯左移，致使变量活塞缸活塞左移，从而使变量泵斜盘倾角加大，变量泵的排量也随之增大。当流量达到所需流量即受力平衡时，控制阀前后的压差即为负载敏感阀弹簧的调定压力，则变量泵的实际出口压力PP 为负载压力PL 和弹簧预紧力FS之和，流量也刚好达到所需求的流量。 （3）高压待机状态。当液压缸活塞运动到终点时，油路中的液流停止流动，方向阀两端的压力趋于相等，作用于负载敏感阀两端的压力也相等，则负载敏感阀阀芯在弹簧预紧力作用下被推至左端，回油口封死，此时变量泵出口油液再次处于封闭状态，由于变量泵有油液流出而致使其压力迅速升高，当其压力升高至高压切断阀的调定压力30 时，变量泵出口压力PP 克服高压切断阀弹簧的作用，把高压切断阀阀芯往右推，高压油通过该切断阀进入变量活塞缸中，则变量泵斜盘被推至倾角趋于零的状态，从而使变量泵排量也降至趋于零的状态。此时变量泵只提供高压状态下泵的内部泄漏量，直至高压状态结束。这种工况即为高压待机状态。2.3.2压力补偿15压力补偿是将压差设定为规定值进行的自动控制，是为了消除系统过载时的溢流损失，来代替溢流阀的一种压力调节控制。当负载较大时，为保证正常工作，泵输出压力要与最高负载压力相适应，负载压力较低的回路采用压力补偿，以使阀口压差保持定值。压力补偿功能可以使泵排量降到接近零排量，而输出压力仍保持在系统压力附近，保证液压元件和液压系统正常工作。当泵进入压力补偿控制时，尽管系统压力很高，但泵的输出流量接近零，几乎没有功率损耗，使液压系统避免了溢流损失，具有明显的节能效果，工作原理如图 2.2 所示。图 2.2 压力补偿原理图Fig. 2.2 Schematic diagram of pressure compensation在多路阀节流调速中，设置定差压力阀在多路阀阀杆进出口，使阀杆进出口压差保持不变，通过改变阀的开度，控制流量，使其不受负载和液压泵流量影响。各阀口入口处设压力补偿控制阀，使泵的出口油压和最大负荷执行器油压之间保持一定，对泵的排量、流量进行调节。即使泵输出流量不足，不能满足多路阀阀口上负荷传感压差，但在压力补偿阀的作用下，仍然可以使多路阀阀口上的压差继续保持一致。在这种情况下，执行机构的工作速度会降低，但各执行机构的工作速度之间的比例关系仍保持不变，从而保证了动作的准确性。2.3.3恒功率控制恒功率控制机构调节系统工作压力及泵的输出流量，因此，在恒定的驱动转速下不会超过预定的驱动功率。常见的恒功率控制系统主要是依靠弹簧位移，即力反馈和机械位置反馈来实现的，根据外负载的增大减小泵的排量。也就是说，油缸的压力随负载增大而增大，系统会自动调节油泵流量，使其减小，反之亦然。液压系统恒功率调速方式是一种成熟的技术，在国内外都已经广泛采用。现代机械多采用双泵系统，以提高复合动作的准确性。工作压力在活塞上施加一个液压力，柱塞泵控制活塞使摇臂摆动。弹簧力可从外部调整，并作用在摇臂的另一侧，保证功率恒定。当工作压力超过设定的弹簧力，摇臂推动控制阀，使变量泵朝零输出方向摆动。2.4液压系统基本回路设计2.4.1行走部回路设计因为本文所设计的掘进机应能够实现转弯，所以行走机构的左行走和右行走应由两台马达分别驱动，所以在回路设计中应将行走机构的回路分开，分别进行单独控制，以便实现行走的各种工况。为了满足行走部的各种综合工况，本文为行走部回路设计了3个基本回路，分别为缓冲回路、限速回路和制动回路。接下来对这三种基本回路进行分析：1) 缓冲回路。由于掘进机自重大，所以惯量很大，在掘进机启动、制动和突然换向时会引起很大的液压冲击，特别是掘进机在行走过程中遇到紧急情况突然刹车。这些情况产生的液压冲击会使液压系统产生振动和噪音，甚至会破坏整个系统。而所设计的缓冲回路就是利用缓冲阀等元件使液压马达高压腔的油液超过一定压力时能够通过别的出路回到邮箱。2) 限速回路。掘进机因自重很大，在下坡的时候会由于自重很大加速，可能导致掘进机速度很大而发生事故，并且速度很大会使行走马达发生吸空现象甚至破坏。通过对这些情况的分析，在所设计的行走液压回路中应有限速和补油回路，控制行走马达的转速在安全范围内，所以添加一个限速阀，构成限速回路。限速阀的控制通道大，行走马达的转速快，控制通道小则相反，这样能够达到控制行走马达转速的目的。使回油通过节流阀是最简单的限速方法，掘进机行走一旦超过了安全速度，进油路供油不够，压力就会降低，导致控制油压力降低，限速节流阀的通道减小，回油路节流，从而防止了掘进机因超速而引发的事故，保证了掘进机和人员的安全。3) 制动回路。制动回路主要是由BVD制动阀和制动器组成。制动器的开启为液压控制，BVD制动阀控制制动器的油压力。当换向阀阀芯处于左右位时，高压油经过换向阀流向液压马达，压力油通过BVD制动阀进入制动油缸，压缩弹簧，制动解除，掘进机向前或向后行走，无论马达的哪根油管供油，都能使制动器打开，制动性能可靠。当掘进机停止行走时，马达停止供油，制动油缸的压力油回油箱，回转制动器在弹簧的作用下制动，转子被制动，防止掘进机自行下滑，行走机构的液压回路不工作时，制动器处于闭锁状态。综合以上三个回路设计，最终设计出的行走部液压回路图如2.3所示。1-制动器 2-行走马达 3-缓冲阀 4-限速阀 5-BVD制动阀图2.3行走部液压回路原理图Fig.2.3 walking circuit diagram Ministry2.4.2截割部回路设计（1） 截割部升降回路设计截割部升降回路设计主要是为了满足掘进机截割部能够实现上下动作，并且能够在上下任意位置实现截割动作。所以回路的工作原理是：首先从变量泵输出的高压油流向换向阀，当换向阀位于中位时，升降油缸没有动作；当换向阀分别位于左位或者右位时，高压油进入升降油缸的上下腔，使截割机构实现升降动作，实现了悬臂的升降过程。为了保证两个升降油缸的运动平稳性和协调性，同时也保证掘进机在上下任意位置起到液压锁的作用，所以在回路设计中添加了一个平衡阀。设计的升降油缸回路如图2.4所示。（2） 截割部回转回路设计截割部回转回路设计主要是为了满足掘进机的截割部能够实现左右截割动作，并且能够使截割部在左右任意位置截割。所以回路的工作原理是：首先从变量泵输出的高压油流向换向阀，当换向阀位于中位时，回转油缸没有动作；当换向阀分别位于左位或者右位时，高压油进入一个油缸的有杆腔和另一个油缸的无杆腔，使得一个油缸缩回另一个油缸伸出，实现回转台旋转动作，使截割臂构实现左右摆动动作。为了保证两个回转油缸的运动平稳性和协调性，在回路设计中添加一个平衡阀，同时平衡阀也起到液压锁的作用。设计的回转油缸回路如图2.5所示。1-油缸2-平衡阀3-换向阀 4-溢流阀图2.4截割升降油缸液压回路原理图图 图2.5截割回转油缸液压回路原理图 Fig.1.10Cutting lift cylinder hydraulic circuit Fig.1.11 Cutting rotary cylinder hydraulic circuit schematics schematics2.4.3铲板部回路设计（1） 星轮回路设计参照目前煤矿现场使用的掘进机星轮回路，本文设计的EBZ260型掘进机星轮回路设计上采用低速大扭矩马达直接驱动，而且星轮回转的速度是可以通过调节换向阀的阀芯开口度的大小来调节的。此外为了保证星轮卡住或者超负载运行时不发生意外事故或者损坏马达、电机，此回路设计上应该添加限压回路，从而是星轮发生上述情况时可以自动卸载保证液压系统和液压元件的安全。如图2.6所示。（2） 铲板油缸回路设计两个铲板油缸的协同工作使得铲板部能够实现上下动作，从变量泵输出的高压油经多路阀进入油缸上下腔，控制两个油缸活塞同时前后动作，完成升降动作，并且在回路中采用一组平衡阀，使铲板在升降过程中平稳可靠，避免产生液压冲击损坏液压元件。设计的铲板油缸回路如图2.7所示。 1-马达 2-油缸 3-限压阀 4-平衡阀 5-换向阀 6-溢流阀图2.6铲板部星轮马达液压回路原理图 图2.7铲板部油缸液压回路原理图 Fig.2.6 shovel unit star wheel motor Fig.2.7 shovel plate cylinder hydraulic hydraulic circuit schematics circuit schematics2.4.4后支撑部回路设计后支撑部的升降动作是由两个液压缸共同作用完成的，后支撑部的作用是在掘进机在工作时提供支撑力，使截割过程更加平稳，同时需要与铲板部共同承担掘进机机重。因此在后支撑部回路中应安装一组安全平衡阀以增加机械运动平稳性，同时平衡阀也起到液压锁的作用。后支撑部液压回路如图2.8所示。1-油缸 2-平衡阀3-换向阀 4-溢流阀图 2.8 后支撑部液压回路图Fig.2.8 rear support unit circuit diagram2.4.5第一运输机回路设计第一运输机的作用是将铲板部装载的煤或岩石运送到掘进机后面，与铲板部共同完成装运工作。目前煤矿井下现场使用的掘进机有的采用1个低速大扭矩马达直接驱动，有的采用2个低速大扭矩马达直接驱动，虽然它们在数量上不同，但是总功率是一样，由于设计考虑到掘进机的维护问题，因为多了一个执行元件就多了一个故障点，所以掘进机液压系统设计上采用1个低速大扭矩马达直接驱动。设计回路时考虑到过载保护问题，所以在回路中添加了限压回路来保护马达。设计的第一运输机马达回路如图2.9所示。1-马达 2-限压阀 3-换向阀 4-溢流阀图2.9第一运输机马达回路图Fig.2.9 The first conveyor circuit diagram2.4.6多负载回路设计掘进机的行走部的两台马达分别驱动，且各自不能相互干扰，所以采用力士乐的二联阀进行控制。在掘进机进行截割时，装载及运输机构必须同时工作，以防止造成煤岩的堆积。由于装载机构须有两台马达分别驱动，且各自不能相互干扰，需保持同步工作，所以装载机构的两台马达和第一运输机马达采用力士乐的三联阀进行控制。掘进机截割升降回路、截割回转回路、铲板升降回路、后支撑回路、内喷雾马达和备用回路共同采用力士乐六联阀进行控制。采用M4阀和博世力士乐A11VLO系列泵可以使回路都需具有负载敏感、压力切断、压力补偿及恒功率控制的功能。 2.5拟订液压系统原理图液压系统原理图见输出图纸。3EBZ260型掘进机工况分析及液压系统主要技术参数计算在计算液压系统执行机构的外负载时，需要通过对掘进机的工况进行分析，再进行参数计算，首先我们得先了解执行机构的外负载都包括哪些，具体如下：对于液压缸，外负载为： (3-1)式中： 工作负载；摩擦负载；惯性负载。对于液压马达，外负载为： (3-2)式中： 工作负载扭矩；摩擦阻力矩；惯性力矩。3.1行走部的参数计算3.3.1单侧履带行走机构装置所需最小功率掘进机的行走机构由马达驱动，分为左行走、右行走两部分。在这里考虑单侧履带行走机构驱动装置所需最小功率。 (3-3)式中单侧履带行走机构装置所需最小功率，；单侧履带行走机构各种外阻力，；履带行走机构工作时的行走速度，； 履带链的机构传动效率，包括行走减速器和履带传动效率。有支重轮时取0.890.92，无支重轮时取0.710.74；机器行走时的各种阻力，主要包括行走阻力和转向阻力，而转向阻力要比行走阻力大得多，要按坡道上转向工况来分析计算。(1)行走阻力当水平行走时，则；当爬坡时，则；式中掘进机重量；坡角；滚动阻力系数，。(2)转向阻力当掘进机在水平或坡度巷道底板上转向时，它的悬臂置于机器中间位置，两履带载荷是相同的。这时，两履带同时驱动，一履带前进，另一履带后退，转向阻力矩将在两条履带上形成同样大小的牵引力，即 (3-4)式中单边履带行走机构承受的掘进机重量； 单边履带行走机构的接地长度；两条履带的中心距；掘进机重心与履带行走机构的接地形心的纵向偏心距；转向阻力系数，；对褐煤底板为0.6；对有石子的地面为0.80.9；对砂、页岩底板为0.96；取。所以，综合外阻力值，在水平转向和爬坡转向时各不相同。水平转向时，；爬坡转向时，。综上所述，单侧履带行走机构驱动装置所需最小功率为26。为了能够使行走部稳定的行走并且为了防止突发情况的发生，行走部的功率设定为235。3.3.2行走部最大牵引力计算履带行走机构的最小牵引力应满足掘进机在最大设计坡度上作业、爬坡和在水平路面上转弯等工况的要求，最大牵引力应小于在水平路面履带的附着力。一般情况下，履带行走机构转弯不与掘进机作业、爬坡同时进行，而掘进机原地转弯时，单边履带的牵引力为最大，即最大牵引力: (3-5) (3-6)单边履带对地而的滚动阻力；履带与地面之间的转向阻力系数，取1.0；履带接地长度，L取3.38；两履带的中心距，B取2.63；掘进机重心与履带行走机构接地形心的纵向偏心距离，取1.3；履带与地面之间滚动阻力系数，取0.1；掘进机整机的重力，取900；单边履带行走机构承受的掘进机重量，；由以上数据可得 ；在满足接地比压的情况下，履带接地长度要尽量小，以减少牵引阻力，推荐值之间。3.3.3单侧履带行走机构输出扭矩与输出转速的确定根据佳木斯机械有限公司的EBZ260掘进机整机技术参数表可知，行走部驱动轮分度圆直径为D=674mm。在正常工作的情况下，通过对行走部的工况分析可知，掘进机在上坡转向时所需要提供的牵引力最大，即：。则单侧履带行走机构输出扭矩：； (3-7)根据公式(3-7)和已知的技术参数计算得出行走部的输出扭矩为55000。根据EBZ260掘进机的设计技术要求可知，掘进机最高行走速度为7，则单侧履带行走机构输出转速：； (3-8)把数据代入公式(3-8)得：3.3.4行走马达参数的确定根据EBZ260掘进机行走部设计对减速比的要求，并结合外形尺寸和安装空间大小的要求，我选取的是力士乐液压公司的减速机产品，选取减速比，型号为GFT 110 T3 B215。下面根据所选取的减速机的减速比计算行走部马达的参数。(1)马达转速: (3-9)马达压力与系统压力相等，即。根据前面对行走部功率的计算得行走部功率为35。马达排量为： (3-10)根据公式(3-10)和已知参数计算：根据所选取马达的类型，取。马达转矩为： (3-11)根据公式(3-11)和已知参数计算：马达流量为： (3-12)根据公式(3-12)和已知参数计算：3.2截割部的参数计算3.2.1截割部升降时截割头上产生的截割切向力截割部的升降工况主要有四种，分别为截割部在底板、底板与水平面间、水平位置以及水平面与顶板间截割。图3.1截割部向上摆动的力学模型Fig.3.1 Mechanical model of the upward swing of the cutting part现对工况二和工况四做力学分析，求得截割切向力。掘进机工况二情况下和之间的关系表达式： (3-13) 掘进机工况四情况下和之间的关系表达式：(3-14)通过对公式(3-13) 和公式(3-14)的整理可知，当小于时，截割头所受垂直方向作用力随的增大而增大；当大于时，截割头所受垂直方向作用力随的增大而减小；当等于时，截割头所受垂直方向作用力最大；当等于0时，截割头所受垂直方向作用力最小。通过对掘进机的四种工况分析和掘进机截割切向力的经验公式： () (3-15)式中 掘进机截割电机功率；。截割头转速；。截割头半径，R/3即为截割头1/3处半径；。将EBZ260掘进机的技术参数代入公式(3-15)可得：3.2.2截割部升降油缸伸出力的计算掘进机悬臂垂直升降时，截割头由下向上摆（或由上向下摆动），图3.2所示为悬臂处于水平位置时的运动及受力情况。图3.2 掘进机垂直摆动到水平位置时的受力示意图Fig.3.2 The level location force of excavators apeakly swing把截割头看成是一个整体，把向上进给力（截割力）简化为一个集中力作用在截割头中部，根据力矩平衡原理有： (3-16) (3-17)式中进给力与切割臂竖直回转中心的距离；活塞杆铰接点与截割臂竖直回转中心的距离；液压缸铰接点与切割臂竖直回转中心的距离；切割臂重心与切割臂竖直回转中心的距离；切割臂的重量；液压缸缸径；液压缸杆径；液压缸进液压力；液压缸回液压力；液压缸伸出力；AB与BE之间的夹角；与进给力相反的阻力。当截割臂处于水平位置时，如图3.2所示，这时升降液压缸提供切割臂的进给力最小。当切割臂处于向上极限位置时，如图3.3，这时进给力，这时升降油缸提供切割臂的进给力最大。图3.3 掘进机竖直摆动到极限位置时的受力示意图Fig.3.3 The ultimate location force of excavators apeakly swing3.3.3截割部升降油缸的设计根据已经设计完成的一些掘进机的技术参数做标准，选取截割部升降油缸的液压缸缸径为180mm，液压缸杆径为110mm。（1） 缸筒的壁厚计算由于所设计的液压缸是用在掘进机设备上的，而掘进机升降油缸液压力在缸筒圆周方向上引起的拉应力基本是相等的，所以采用薄壁筒的壁厚计算公式，并且所采用的材料是无缝钢管。其强度条件是主应力环向拉应力小于或等于许用应力，即： (3-18)因此，壁厚为： (3-19)式中 压力()； 缸径()； 许用应力，无缝钢管。压力取25，缸径D为180，许用压力取110则：在壁厚和内径确定的基础上，求出缸筒的计算外径，然后圆整为标准外径，见表3-1。表3-1液压缸缸筒外径 Tab. 3-1 Hydraulic cylinder cylinder diameter压力/MPa缸筒内径mm材料4050638090100110125140（150）16018020020号无缝钢管缸筒外径mm1650607695108121133146168180194219245205060769510812113314616818019421924535号或45号无缝网管25506083102108121133152168180194219245325463.583102114127140根据壁厚和内径的尺寸，在按表3-1进行圆整取液压缸缸筒外径为219mm。（2） 缸筒的弹性变形计算缸筒在液压力的作用下会产生圆周方向上的膨胀弹性变形，增大活塞与缸筒之间的间隙，使密封效果降低。因而，需要核算缸筒的弹性变形，以便修改缸筒的壁厚设计，使弹性变形量不超过公差允许范围。因为液压缸筒采用的是薄壁筒，所以应该用薄壁筒的弹性变形计算公式进行计算。计算薄壁缸筒的弹性变形应考虑四周拉应力和轴向效应力的双重影响。根据虎克定律，弹性应变为： (3-20)由于壁薄，圆周方向的拉应力可以看作均匀分布的，并且 (3-21)将此式代入上式得： (3-22)所以弹性应变为： (3-23)因此，缸筒直径方向的变形量可按下式计算： (3-24)式中泊松比，钢取0.250.33，铁取0.230.27；弹性模数，钢，铁；压力()；缸径()；壁厚()厚壁缸筒的变形并非整体变形，而是缸壁外表层产生弹性变形，内层产生塑性变形。经过强度校核的缸筒。一般不会发生塑性变形，但在超高压系统中存在压力冲击的条件下，就可能发生塑性变形。根据切尔雪夫的塑性材料产生塑性变形的理论。缸筒的塑性变形主要是由最大剪切应力造成的。当超过剪切屈服极限时，缸筒从内壁升始屈服，随着压力的增加，塑性变形越来越深入缸壁。消除内压后，缸壁内存有残余应力，它使得再次施加同样的内压时不再发生新的屈服，从而提高了抵抗弹性和塑性变形的能力，减小丁缸筒在高压作用下的变形量。利用这种预加压的方法，可以提高缸筒的刚度。（3） 缸筒的结构设计缸筒的两端分别与缸盖和缸底相连，构成密闭的压力腔，因而它的结构形式往往和缸盖及缸底密切相关。设计缸筒的结构时，也应该一起加以考虑。缸筒是液压缸的主体，其余零件装配其上，它的结构形式对加工和装配有很大影响，因此其结构必须尽量便于装配、拆卸和维修。在我所设计的EBZ260型掘进机选用的缸筒的结构形式为焊接式，图示参考图纸。（4） 液压缸工作行程的确定根据整机设计技术要求，截割高度为5100mm；卧底量为250mm。并且对掘进机截割部进行工况分析，当截割部处于卧底状态时，升降油缸处于最短状态，这时为油缸的安装距；当截割部处于最高状态时，升降油缸处于最长状态。根据油缸的最短状态和最长状态可计算出油缸的工作行程为：-= 610mm。（5） 缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度 按强度要求可用下式进行近似计算： (3-25)式中： 缸盖止口内径()； 缸盖有效厚度(),16.53。（6） 最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点距离为H，称为最小导向长度。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度增大，影响液压缸的稳定性，因此在设计时必须保证有一定的最小导向长度。对一般的液压缸，最小导向长度应满足：mm (3-26)式中：液压缸的最大行程()； 液压缸内径()。截割升降液压缸的导向长度在设计上取。（7） 活塞宽度的确定活塞的宽度一般取，即： (3-27)取。（8） 缸体长度的确定根据欧拉载荷条件有：当安全系数，液压缸两端铰连接，刚性导向时，则有： (3-28)（9） 油缸稳定性验算a) 油缸在工作时所承受的压应力最大，所以有必要验算活塞杆的压稳定性。活塞杆断面最小惯性矩： (3-29)b) 活塞杆断面最小回转半径： (3-30)c) 活塞杆柔性系数： (3-31)式中，为长度折算系数，对于两端铰接约束方式一般取1； 为有效计算长度。d) 钢材柔度极限值 (3-32)式中，45号钢比例极限，； 材料弹性模量。e) 从以上计算可知，即为大柔度压杆，稳定力为： (3-33)f) 油缸最大闭锁力 (3-34)g) 稳定系数 (3-35)（10） 液压缸进、出油口尺寸的确定油口采用螺纹连接，制造简单，安装方便。但是它的安装方向性差，特别是直角接头，拧紧后方向不一定正合适。螺纹连接的耐冲击性稍差，拧得过紧会发生斜楔效应，以致挤裂油口。液压缸的进、出油口可布置在端盖或缸筒上，进、出油口处的流速不大于，油口的连接形式为螺纹连接。根据液压缸螺纹连接的油口尺寸系列(摘自GB/T2878-93)确定。进出油口的尺寸为。连接方式为螺纹连接。下面设计到的和掘进机工作装置有关的液压缸设计都参考掘进机截割部升降油缸的设计，并且在本章最后会对掘进机工作装置所有的液压缸列一个具体对应的参数计算表。3.2.4截割部回转时截割头上产生的截割切向力截割机构回转工作过程中，悬臂对截割头产生牵引力，煤岩对截割头有负载阻力，2个双作用油缸提供牵引力和牵引速度，此时工作机构所受力矩包括驱动力矩、负载力矩、摩擦力矩和惯性力矩，根据力矩平衡原理可得 (3-36)由于掘进机回转台转动很慢并且摩擦力与负载力相比很小，因此在悬臂式掘进机液压系统设计中忽略摩擦力矩和惯性力矩对回转油缸的负载特性的影响。通过对掘进机截割头回转时截割切向力的经验公式： () (3-37)式中 掘进机截割电机功率；。截割头转速；。截割头半径，R/3即为截割头1/3处半径；。将EBZ260掘进机的技术参数代入公式(3-13)可得： (3-38)截割部回转液压缸的参数计算参照升降油缸的计算。具体的计算结果在下文有对应的具体的参数表。3.3后支撑部的参数计算3.3.1后支撑油缸的输出力计算图3.4 整机受力分析图Fig.3.4 Machine force analysis chart首先对掘进机的整体进行受力分析，如图3.4。由图3.4所示可知，掘进机所受到的作用力主要有截割头所受垂直于截割臂方向作用力；机身的重力；底板对铲板的支撑力；底板对后支撑腿的支撑力和底板对履带的支撑力；、分别为截割头所受垂直方向作用力与铲板所受支撑力之间的水平距离、重力与铲板所受支撑力之间的距离、后支撑腿所受支撑力与铲板所受支撑力之间的距离、履带所受支撑力与铲板所受支撑力之间的距离、整机高度；为上摆角度；为截割部中心线与水平方向的夹角。如图3.4所示，根据力矩平衡原理对铲板受力中心点取矩，则有： (3-39)由式(3-36)可得的表达式为： (3-40)由式(3-37)可知：后支撑腿所受到的支撑力随的减小而增大，当研究后支撑腿的可靠性时应取最小值。由于掘进机工作的环境非常恶劣，当掘进工作面底板比较软时，履带极有可能陷于其中，为将掘进机抬出，掘进机整体的重力和截割头所受垂直方向作用力仅靠铲板及后支撑腿受的支撑力平衡，以此工况作为对后支撑腿进行强度校核的依据。在此工况下，式(3-37)可以简化为： (3-41)由式(3-38)可以求出底板对后支撑腿的最大支撑力()。将后支撑腿作为研究对象对其进行受力分析，其力学模型如图3.5所示。上图中，为后支撑腿受到底板给予的最大支撑力；为后支撑油缸的输出力； 为后支撑腿的重力；为后支撑油缸与水平面间的夹角；则 (3-42)图3.5后支撑部受力分析图Fig.3.5 Analysis chart of force of rear support3.3.2后支撑部液压缸的设计（1） 液压缸工作压力的确定液压缸的工作压力主要根据液压设备的类型来确定，对于不同用途的液压设备，由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。根据工矿分析可知，单个液压缸的负载F=468，查表可知液压缸的工作压力为20。（2） 液压缸缸筒内径的计算已知升降油缸负载公式为： (3-43)式中：活塞直径 ； 系统压力 ； 系统背压 取； 机械效率 =0.95。取系统速比=1.6，所以活塞杆直径，所以d=由此即可求出升降油缸活塞直径： (3-44)最终求得D=179.82mm，根据查表GB/T23481993圆整后得到D=180mm。（3） 液压缸活塞杆直径d的确定 (3-45)查表GB/T23481993得知活塞杆规定尺寸圆整得：d=110mm。活塞杆应力校核： (3-46)活塞杆材质为45调质钢，经查表得知强度极限=800材料的许用应力为 (n为安全系数)，由此可知，应力满足要求。（4） 液压缸壁厚的计算材料的许用应力计算： (3-47)式中：缸体材料的抗拉强度，缸体材料为45钢，抗拉强度800；n安全系数，一般取n=5；缸筒内径和壁厚之比=7.210，属于厚壁缸筒，按照材料力学第二强度理论验算。=10.8mm (3-48)（5） 缸体外径尺寸的计算缸体外径：201.54mm (3-49)查机械手册表：外径=219mm（6） 液压缸工作行程的确定图3.6后支撑油缸运动分析图Fig.3.6 Rear support cylinder motion analysis chart根据整机设计技术要求，后支撑的卧底量要求为260mm。对图3.6进行分析，可知为油缸处于最长状态，为油缸处于最短状态。根据油缸的两种极限工作状态即可计算出油缸的工作行程：-=310mm。（7） 缸盖厚度的确定一般液压缸多为平底缸盖，其有效厚度 按强度要求可用下式进行近似计算： (4-50)式中： 缸盖止口内径()； 缸盖有效厚度()，16.53。（8） 最小导向长度的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点距离为H，称为最小导向长度。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度增大，影响液压缸的稳定性，因此在设计时必须保证有一定的最小导向长度。对一般的液压缸，最小导向长度应满足： (3-51)式中：液压缸的最大行程()； 液压缸内径()。后支撑部液压缸的导向长度在设计上取(9) 活塞宽度的确定活塞的宽度一般取，即： (3-52)取。（10） 缸体长度的确定根据欧拉载荷条件有：当安全系数=3.5，液压缸两端铰连接，刚性导向n=1时，则有： (3-53)（11） 油缸稳定性验算a) 油缸在工作时所承受的压应力最大，所以有必要验算活塞杆的压稳定性。活塞杆断面最小惯性矩： (3-54)b) 活塞杆断面最小回转半径： (3-55)c) 活塞杆柔性系数：=82 (3-56)式中，为长度折算系数，对于两端铰接约束方式一般取1； 为有效计算长度。d) 钢材柔度极限值 (3-57)式中，45号钢比例极限，； 材料弹性模量。e) 从以上计算可知，即为大柔度压杆，稳定力为：= (3-58)f) 油缸最大闭锁力= (3-59)g) 稳定系数 (3-60)（12） 液压缸进、出油口尺寸的确定油口采用螺纹连接，制造简单，安装方便。但是它的安装方向性差，特别是直角接头，拧紧后方向不一定正合适。螺纹连接的耐冲击性稍差，拧得过紧会发生斜楔效应，以致挤裂油口。液压缸的进、出油口可布置在端盖或缸筒上，进、出油口处的流速不大于，油口的连接形式为螺纹连接。根据液压缸螺纹连接的油口尺寸系列(摘自GB/T2878-93)确定。进出油口的尺寸为。连接方式为螺纹连接。3.4铲板部的参数计算3.4.1铲板部星轮的参数计算根据佳木斯公司EBZ260型掘进机设计要求生产能力为，由于掘进机工作要求：生产能力装载能力运输能力，故EBZ260掘进机液压系统设计上铲板部的装载能力初定为。根据设计要求，本文所设计的EBZ260掘进机液压系统设计上初定星轮转速，星轮直径。（1） 星轮工作时的静摩擦所消耗的功率：=2.15kW (3-61)式中，工作扭矩；物料与铲板的摩擦力；星轮每转装载物料的重力，由实际工作情况得到。（2） 星轮正常工作消耗的功率：=15.32kW (3-62)式中，星轮自重，=3370N。（3） 星轮工作输出功率：=17.47kW (3-63)（4） 马达工作输出功率：=19.56kW (3-64)式中，系统总效率。马达压力与系统压力相等的，即；（5） 根据铲板部工况分析可知，铲板部最小功率 (3-65)（6） 则可知马达排量： (3-66)（7） 马达转矩： (3-67)（8） 则马达流量： (3-68)3.4.2铲板油缸的输出力计算铲板油缸的主要作用是在截割作业时升降铲板部和履带检修时支撑整机。通过分析可知，铲板部油缸在进行履带检修时，油缸所承受的力为最大，则有： (3-69)由于截割部和铲板部的重量影响，所以整机的重心靠前，则与的大小关系约为： (3-70)联立(3-74)与(3-75)可解得：=170000N；在履带检修时支撑整机的工况下，根据整机的设计要求可知，的力臂=1500mm，油缸的输出力的力臂=350mm，则 (3-71)解得：=472KN (3-72)铲板油缸的参数计算参照后截割升降油缸的的设计计算。计算结果在下文有对应的具体的参数表。3.5第一运输机的参数计算根据EBZ260型掘进机的设计要求，现已知输送机槽宽；输送机有效高度，h=65mm=0.065m，货载堆积角，即高于槽帮煤岩的安息角，一般=20。可求第一运输机截面积：=0.09m2 (3-73)第一运输机运行阻力计算： (3-74)式中：第一运输机的溜槽中，单位长度内煤的重量，煤的比重取0.85，可求：q=F0.851000=76.5kg/m；刮板链、刮板在槽中每米重量，上、下槽中共计=210.43=20.86kg/m；第一运输机的运输长度，可取L=5m；煤在第一运输机的槽中移动的阻力系数，可取W=0.5；第一运输机倾斜角度的平均值，取=8.5；第一运输机的刮板链在槽中移动的阻力系数，双链，有导向，可取=0.25。将=76.5kg/m；=20.86kg/m；=5m；=0.5；=8.5；=0.25带入上式，得第一运输机运行阻力： (3-75)根据整机空间设计要求，设计驱动链轮节圆直径；初定转速为，则有：=38.65kW (3-76)3.5.1第一运输机马达的参数计算马达压力与系统压力相等的，即；（1） 根据第一运输机工况分析可知，第一运输机的最小功率=38.65kW (3-77)（2） 则可知马达排量：927.6ml/r (3-78)（3） 马达转矩：=3690.8Nm (3-79)（4） 则马达流量：=92.76L/min (3-80)3.6工作元件的主要参数3.6.1各液压马达的主要计算参数行走马达星轮马达第一运输机马达马达工作压力（）252525马达功率（）3519.5638.65马达排量（）137.71222.5927.6马达转矩（）5484864.23690.8马达流量（）97.848.992.76马达转速（）710401003.6.2各液压缸的主要计算参数截割升降液压缸截割回转液压缸后支撑部液压缸铲板部液压缸单个液压缸负载（）475372468472液压缸工作压力（）20202020缸筒内径（）180160180180活塞杆直径（）110110110110液压缸壁厚（）20.59.610.810.8液压缸外径（）219194219219液压缸工作行程（）610864310155缸盖厚度（）15.09-16.5315.09-16.5315.09-16.5315.09-16.53最小导向长度（）120130110110缸体长度（）1840178018401840活塞宽度（）1201201201204液压系统的元件选型4.1液压泵的选型根据工况分析与参数计算可知，掘进机在行走时所需流量最大，并且已知系统压力为以下为液压泵的选型标准：（1）通常推荐液压泵的额定压力可比系统最大压力高25%60%(高压系统取小值，中低压系统取大值)；（2）液压泵的额定流量宜与系统最大流量相当，不应超过太多；（3）应尽量选用高效液压泵并尽量使泵在高效区工作；（4）根据液压泵的工作压力确定需要的液压泵。（5）液压泵工作压力的确定公式为： (4-1)是液压执行元件的最高工作压力，对于本系统中的两个泵，最高压力分别为18和20；是泵到执行元件间总的管路损失，取0.5。液压泵的流量确定：液压泵的最大供油量取决于系统的最大流量，系统的泄露系数取。则泵的流量为： (4-2)本文中掘进机液压泵站的液压泵为恒功率、压力切断、负载敏感轴向柱塞变量泵。如图4.1所示，当系统功率小于设定功率时，该系统的泵以最大的流量向执行元件供油。也就是当该系统的工作压力小于时，该系统为恒流量控制，此时为行走快速调动；该系统的工作压力大于时，该系统的流量开始变化，也就是行走速度变慢，随着负载的不断增加行走速度相应变化，实现工进。其控制压力起点根据实际工况定。当负载压力值达到压力切断值时（系统设定额定压力）泵无工作液压油输出，实现系统的安全保护。综上所述，在上述计算公式的基础上，考虑各方面的因素，泵的型号选用力士乐公司的A11VLO190LRDS/11L-NZD12K84和A11VLO190LRDS/11L-NZD12N00两个轴向柱塞变量泵分别作为首泵和尾泵。图4.1 液压泵恒功率控制图Fig.4.1Hydraulic pump constant power control chart所选泵的具体含义如下表所示：表4-1 A11VLO系列组合变量泵代号含义表Tab.4-1 A11VLO series combination of variable pump CODES Table代号含义轴向柱塞元件A11V斜盘设计、变量升压泵(离心泵)L带升压泵(最大排量为190 ml/r以上的均带升压泵)工作方式O泵、开式回路规格190最大排量为190ml/r控制装置LR功率控制、交差敏感控制D带压力切断S带负载敏感控制系列11系列标号1最大排量为190 ml/r以上的泵标号为1旋转方向L从轴端看，逆时针旋转密封N采用丁腈橡胶、氟橡胶轴封轴伸Z花键轴DIN5480用于单泵和组合泵安装法兰DSAEJ744-4孔工作管接口12压力油口和吸油口在(对)侧面(米制安装螺纹)通轴驱动K84/ N00165-4(E) W50 230249g 4)/无通轴A11VLO系列组合变量泵具有如下特点：（1） 泵在自吸条件下、油箱加压或带升压泵(离心泵)工作；（2） 可提供多种变量机构用于不同的控制和调节功能；（3）即使机器运行时也可经外部来设定功率控制；（4）该泵可带有通轴驱动以承装齿轮泵或直到相同规格的轴向柱塞泵；（5）输出流量与驱动转速及泵排量成正比，并可在最大与零之间无级变化。图4.2 A11VLO系列组合变量泵Fig.4.2 A11VLO series combination of variable pump4.2泵站电机的选型根据液压泵所计算的功率，并考虑到目前现有的EBZ260型悬臂式掘进机液压系统中存在动力不足等问题，综合考虑，最终决定采用抚顺煤矿电机厂生产的YBRB(原DYB)-132A 隔爆型三相异步电动机。具体参数如下表所示：表4-2 YBRB(原DYB)-132A 隔爆型三相异步电动机参数表Tab. 4-2 YBRB (formerly DYB)-132A flameproof three-phase asynchronous motor parameter table型号YBRB(原DYB)-132A 隔爆型三相异步电动机功率/kW132额定电压/VAC1140额定转速/r/min1470额定电流/A67.4冷却方式风冷式绝缘等级F级工作方式连续工作制4.3液压马达的选型液压马达的基本参数主要是排量和转速，所选择的液压马达必须满足机械的动力及行驶速度的要求。选择液压马达首先要进行下述参数的计算。（1） 马达的转矩： (4-3) 其中为驱动功率，为转速。（2） 马达的排量： (4-4)式中：马达的机械效率，取0.95；系统压差。（1） 马达的转速： (4-5)式中：掘进机作业时的最大速度； 机械部分总传动比；驱动轮的动力半径。在本文设计的EBZ260型掘进机液压系统中，行走机构、星轮及一运都采用马达驱动。通过查阅样本资料和前面对马达参数的计算，对其选型分别为：行走马达最终决定采用博世力士乐的GFT 110 T3-A2FE 160/61 W-VZL，参数如表4-3，减速机与液压马达装配解剖图如图4.3；星轮马达采用金牌CA马达，参数如表4-4，实物图如图4.4；一运马达意大利英特姆IAM 1000马达，参数如表4-5，实物图如图4.5。图4.3减速机与液压马达装配解剖图Fig.4.3 reducer and hydraulic motor assembly anatom表4-3减速机与行走马达型号参数表Tab. 4-3 walking gear and motor type data sheet减速机与行走马达型号GFT 110 T3-A2FE 160/61 W-VZL减速机传动比215马达排量/cm3/r160.4最大停车制动力矩/Nm740总排量/cm3/r34486马达转速/r/min3600输出转速/r/min16.7输入流量/l/min577压差/Mpa20.1马达转矩/Nm512输出扭矩/Nm110000重量/kg47表4-4金牌CA马达参数表Tab. 4-4 Gold CA motor parameter table马达型号CA 5025排量/cm3/r1570单位扭矩/Nm/Mpa250额定转速/r/min350最大转速/r/min400最大压力/MPa35图4.4金牌CA系列马达Fig.4.4 Gold CA series motor表4-5意大利英特姆IAM 1000马达参数表Table 4-5 Italian English Tempelhof IAM 1000 motor parameter table一运马达参数IAM 1000排量/cm3/r992单位扭矩/Nm/Mpa158额定转速/r/min330最大转速/r/min400最大压力/MPa30图4.5意大利英特姆IAM系列马达Fig.4.5 Italian English Tempelhof IAM Series Motor4.4液压控制阀的选型液压阀的选择应该根据系统工作压力和实际通过该阀的最大流量选择、操纵方式、工作性能要求、安装方式等，从液压样本选取。即各种液压控制阀的额定压力和公称流量一般应与其在系统当中所受到的最大工作压力和最大工作流量相接近，必要时可以允许液压控制阀的最大通过流量超过其公称流量20%。对于可靠性要求特别高的液压系统，液压控制阀元件的额定压力应高出其工作压力较多。选择液压控制阀的流量时，则主要考虑其最小稳定流量必须满足系统所要求的最小进给量和调速性能。在本掘进机液压系统中，与以往掘进机液压系统较明显的的改进是采用片式高压负荷传感多路阀。当使用多路换向阀时，每个执行元件均可得到由可变节流设定最大流量，因此，该系统的输出流量与负载相匹配，降低了热耗，减少了能量损失。目前煤矿井下现场使用的掘进机液压系统采用哈威的PSV型负载敏感式比例多路换向阀和力士乐的M4型高压复合传感多路阀这两种多路阀。而EBZ260掘进机液压系统设计上采用的力士乐的M4型高压复合传感多路阀。力士乐的M4型高压复合传感多路阀共有两种型号，分别为M4-12型高压复合传感多路阀和M4-15型高压复合传感多路阀。根据各个执行元件所计算的参数可知，该液压系统的执行元件所需要的流量相对较大，因此EBZ260掘进机液压系统设计上采用M4-15型高压复合传感多路阀。由于考虑到执行元件的流量分配问题，EBZ260掘进机液压系统设计上采用3组多路阀的形式，这 种设计使系统流量分配的更加合理，提高了液压系统的效率与系统稳定性。具体分配方式与型号如下：第一组为两片式，用于控制行走部的两个马达；型号：2M4-15-2X/J300；第二组为六片式，分别用于控制截割部升降油缸、截割部回转油缸、铲板油缸、后支撑油缸、一个备用和内喷雾马达；型号：6M4-15-2X/J300；第三组为三片式，用于控制一运马达和两个星轮马达。型号：3M4-15-2X/J300。图4.6 M415型高压复合传感多路阀Fig.4.6 M4-15-type high-pressure composite sensing multi-way valve高压复合传感多路阀具有如下特点：（1）具有负载压力补偿、重复精度高、滞环低；（2） 每个执行器油口均可调节，并可以进行外部压力设定；（3）每个片联可电比例控制；（4）带补油功能的紧凑型溢流阀；（5）可通过行程限制器调节。（6）可液压比例控制、有负载保持阀、带压力补偿器、带测压口。4.5过滤器的选择过滤器的功能是清除液压系统工作介质中的固体污染物,使工作介质保持清洁,延长液压元件的使用寿命、保证液压元件工作性能可靠。液压系统故障的75%左右是由介质的污染所造成的。因此过滤器对液压系统来说是不可缺少的重要辅件。对于液控系统来说,过滤器的选择相对常规系统,显得更加重要。根据经验,此处选择过滤精度为的精过滤器。查阅黎明液压产品样本,我们选择型号为TF200x230L型过滤器,安装在油泵的吸油口处。其参数如表4-6：表4.6过滤器参数表Table4.6Parametertableofthefilte型号流量压力损失过滤精度重量TF2002302000.0180824.6管件的选定管件包括管道和管接头。（1） 管件的选择管件的选用原则是要保证油管中油液做层流运动,管路应尽量短,以减少损失;要根据工作压力、安装位置确定管材与连接结构;与泵、阀等连接的管件应由其接口尺寸决定管径。在液压传动中常用的管子有钢管、铜管、橡胶软管以及尼龙管等。a) 管件的材料本系统压力为25,根据截割部外形尺寸和机器的工作特点,管路全部采用选用高压软胶管连接,以便于运动。b) 油管的内径油管内径主要由油液的流速确定,油管内径选得过小,管内流速过大,会使功率损失增加,油温上升,并容易产生气穴现象,引起振动和噪声。管径选得过大,会造成设备重量和成本的增加,因此要合理选择油管内径,一般内径可由下式确定: (4-6)式中: 一管道内径();一通过管道内的流量();一管内允许流速()。其中的值在整个液压系统管路中可取,此处取。液压系统管路内径:将其圆整成。根据软管的公称通径和公称压力,选取软管壁厚为。（2） 管接头的选择管接头是管道和管道、管道和其他元件(如泵、阀和集成块等)之间的可拆卸连接件。对这些连接的基本要求是工作可靠(工作时不会发生破坏)、密封良好(无泄露)、对液流阻力小、结构简单、安装和制造方便等。由于掘进机是在井下工作,运行环境相对恶劣,所以管路接头全部采用卡套式管接头。卡套式管接头结构先进,性能良好,重量轻,体积小,使用方便, 同时还有较强的抗腐蚀性。4.7管路的布置软管的布置考虑以下几点：（1）软管的弯曲半径不宜过小,软管与管接头的连接处应留有一段直的部分,此段长度不应小于管外径的两倍;（2）软管的长度应考虑到软管在通入压力油后,长度方向将发生收缩变形,一般收缩量为管长的3%一4%,因此,软管安装时应避免处于拉紧状态;（3）软管应避免与机械上尖角部分相接触和摩擦,以免管子损坏;（4）软管的管接头轴线,应尽量放置在运动的平面内,避免两端互相运动时软管受扭;（5）管子在安装时应保证不发生扭转变形,为便于安装,可沿管长涂以色纹,以便检查。4.8液压油的选择及邮箱的初步估算（1）造成液压系统故障的原因，70以上是由于液压油问题造成的。因此，必须正确选择液压油的类型。根据掘进机的工作环境，所用液压油，必须是适合于高压系统的油类，要选用具有耐磨耗性、抗氧化性、润滑性等特性良好的油类。当使用环境温度在t30时选用L-HM68抗磨液压油。当使用环境温度在20t30时选用L-HM或L-HM68抗磨液压油。当使用环境温度在t20时选用L-HM抗磨液压油。当使用环境温度在-200时选用L-HV32低凝液压油。其质量指标如下：运动粘度：3743(50)；凝 点：-25；粘度指数：90。（2）油箱的有效容积（液面高度为油箱高度80%时的容积）应根据液压系统发热，散热平衡的原则来计算，这项计算在系统负载较大、长期连续工作时是必不可少的。但一般情况下来说，油箱的有效容积可按液压泵的额定流量（）估计出来。 （4-6）式中：油箱的有效容积，； 与系统压力有关的经验值：低压系统，中压系统，高压系统。本系统，油箱的容积为。5EBZ260掘进机截割升降回路液压系统的仿真悬臂式掘进机液压控制系统分为截割升降回路、截割回转回路、左行走马达回路、右行走马达回路、铲板回路、后支撑回路、左星轮装载回路、右星轮装载回路、第一运输机回路及水泵马达回路组成，由此可知，该液压控制系统是比较复杂的系统，且系统中又存在各执行机构的复合动作，因此，对整个液压系统进行仿真研究存在一定困难。所以在这里主要对截割升降回路进行仿真研究。由掘进机液压原理图可知，截割升降回路主要有前变量泵、六联阀、液压锁及油缸和马达组成。因为六联阀的结构相对比较复杂，在建立其数学模型时存在较大困难，所以根据负载敏感控制技术的原理，可以对六联阀进行简化处理。负载敏感控制系统主要由负载敏感变量泵、压力补偿阀、模拟操作阀（节流阀）、LS 梭阀及负载组成。截割升降回路中还包含二次压力阀和 LS 溢流阀，这两种阀都起保护作用，防止压力过高。在简化原理图时每个阀只保留一个二次压力阀即可，其压力设定值为 22。在截割升降回路仿真中没有加入换向阀，即没有考虑换向功能，但是该液压原理图可以体现截割升降的工作情况。5.1 截割升降回路液压系统仿真模型的建立及仿真5.1.1 变量泵仿真模型的建立变量泵主要由负载敏感阀、压力切断阀、恒功率阀、变量缸及泵体组成，其中负载敏感阀、压力切断阀、恒功率阀是其最重要的组成部件，其性能的优劣决定了变量泵性能的好坏，这三个阀的仿真模型的正确与否直接决定了泵模型的正确与否，因此，有必要对这三个阀仿真模型进行分析研究，以确保泵仿真模型的正确性。（1） 负载敏感阀模型的建立及仿真如图 5.1 所示为负载敏感阀的原理图，其端口 1 接 LS 阀感应到的最大负载压力，端口 2 接泵出口压力，端口 3 接变量泵变量柱塞缸。1负载压力PL 2泵出口压力Ps 3变量油缸图 5.1 负载敏感阀原理图Fig.5.1 Schematic diagram of load sensing valve由负载敏感阀的原理图可建立起仿真模型如图 5.2 所示：图 5.2 负载敏感阀的仿真模型Fig.5.2 Simulation model of load sensing valve图中 1 代表泵出口压力源，2 代表变量缸压力源，3 代表负载压力源。其主要参数设置如表 5-1 所示。表 5-1 负载敏感阀模型参数表Table 5-1 Model parameters table of load sensing valve活塞直径10mm弹簧刚度15N/mm活塞杆直径5mm弹簧预压缩力106N（2） 压力切断阀模型的建立及仿真如图 5.3 所示为压力切断阀的原理图，其端口 1 变量泵变量柱塞缸，端口 2 接泵出口压力，端口 3 接 LS阀。压力切断阀的作用是当负载压力超过系统压力而达到变量泵压力切断阀的设定压力时，压力切断阀动作，将泵的出口压力油直接接通到变量缸中，促使变量缸减小泵斜盘的角度，从而减小泵的排量，此时为泵的高压待机状态。图 5.3 压力切断阀原理图Fig.5.3 Schematic diagram of the pressure shut-off valve压力切断阀的仿真模型如图5.4。图 5.4 压力切断阀仿真模型Fig.5.4 Simulation model of the pressure shut-off valve图中 1 代表负载敏感阀压力源，2 代表泵出口压力源，3 代表变量缸压力源。其参数设置如表 5-2 所示。表 5-2 压力切断阀模型参数表Table 5-2 Model parameters table of pressure shut-off valve活塞直径10mm弹簧刚度1000N/mm活塞杆直径5mm弹簧预压缩力21000N（3） 恒功率阀模型的建立及仿真恒功率控制的方式有很多种，本文中的是力士乐 A11VO190 变量泵中的恒功率阀，其是利用杠杆力平衡原理对变量泵实行恒功率控制。其物理模型如图 5.5 所示。图 5.5 恒功率阀的示意图Fig.5.5 Schematic diagram of constant power valve则根据其物理模型得其仿真模型如图 5.6 所示：图 5.6 恒功率阀模型Fig.5.6 Simulation model of constant power valve模型中端口 1 接变量缸，端口 2 接 LS 压力。（4） 变量泵模型的建立变量泵的仿真模型主要由泵主体、LS 阀、压力切断阀、恒功率阀及变量调节机构组成。由以上分析可知，泵的仿真模型如图 5.7 所示。其参数设置如表 5-7 所示。图 5.7 泵的仿真模型Fig.5.7 Simulation model of pump表 5-3 泵的模型参数Table 5-3 Model parameters table of pump电机转速1470r/min功率阀弹簧119N/mm泵排量190ml/r功率阀弹簧249N/mm变量缸活塞直径27.8mm变量缸活塞杆直径14mm5.1.2 压力补偿阀仿真模型的建立压力补偿阀的仿真模型如图5.8所示。图中 1 代表负载压力源，2 代表泵出口压力源，3 代表阀出口压力源。压力补偿阀工作的基本原理是：如果压力补偿阀进口和出口的压力差基本保持定值时，则流向执行机构的流量也几乎保持不变。压力补偿阀的进出口压差为阀的弹簧调定压力。图 5.8 压力补偿阀的仿真模型Fig.5.8 Simulation model of pressure-compensated valve5.1.3 截割升降回路系统模型的建立由以上分析可建立仿真模型如图 5.9 所示。图 5.9 截割及铲板回路仿真模型Fig.5.9 Simulation model of the cutting and spading system整机模型参数设置如表5-4所示。表 5-4 整机模型参数表Table 5-4 Whole Model parameters table 电机转速1470r/min功率阀弹簧119N/mm泵排量190ml/r功率阀弹簧249N/mm变量缸活塞直径27.8mm变量缸活塞杆直径14mm液压缸活塞直径180mm活塞杆直径110mm5.2 截割升降回路系统的仿真研究5.2.1 系统输出特性研究图 5.10 系统的压力-流量曲线Fig.5.10 System pressure- flow curve在参数模式下设置两负载压力均从 025 之间递增，得到如图 5.10 所示的压力流量曲线。由图 5.10 的曲线可以看出，当系统未达到恒功率控制状态时，系统的流量几乎不受负载变化的影响；当功率达到变量泵的恒功率阀调定值时其开始起作用时，系统流量与压力近乎成双曲线变化；当负载压力达到变量泵压力切断阀设定值时，泵在高压下工作，而流量此时近乎为零。5.2.2负载变化对泵出口压力的影响将模拟操作阀的输入信号设为20，分别给予5kN、10kN、20kN的负载压力，得出如图5.11的仿真曲线。由图 5.11 可以看出，系统压力可以随负载压力的增大而增大，泵的出口压力总比负载压力高出一个定值，此定值为LS阀的弹簧调定压力。图 5.11泵出口压力与负载压力变化曲线Fig.5.11 Pump output and loading pressure curves 6技术经济性分析随着国民经济快速的发展，电力、能源日趋紧张。由于我国的电力行业大部分是火力发电，所以对煤炭的需求量日益增加。为了加强安全生产，国家关闭了小煤窑，扶持大煤矿，加大煤矿开采的的现代化设备，从政策上带动煤矿机械的大发展。EBZ260型悬臂式掘进机是结合国际先进技术，创新研制的一种新型硬岩掘进机。该机广泛适用于硬岩巷道的掘进，也可在铁路、公路、水力工程等隧道中使用。通过第二运输机，可与自卸车、梭车、皮带运输机等配套，能够实现截割、装载、运输连续作业。主要用于煤岩硬度60 (节理不发育)、100 (节理发育)的煤巷、半煤岩巷及岩巷的掘进，最大定位截割断面可达25 (截割宽度6.1米,截割高度5.1米)，纵向工作坡度。因为其合理的工作性能使得EBZ260型悬臂式掘进机在煤矿井下的现场工作中凸显，受到用户的一致好评。此外，EBZ260型悬臂式掘进机设计上采用目前先进的液压系统控制技术LUDV控制系统。LUDV控制系统通过负载敏感阀、压力切断阀和恒功率控制阀实现对系统流量和压力的控制，从而使各液压元件动作满足操作者需求和负载变化，避免了流量损失，同时控制系统最高压力，防止系统压力过高，损坏液压元件。该控制系统的采用使EBZ260型悬臂式掘进机液压系统性能稳定可靠性增加，故障率降低，工作效率提高。因此可有效的降低煤矿井下的生产成本，这也使得EBZ260型悬臂式掘进机成为掘进机行业中的主流机型。因此，用户在对现有EBZ260型悬臂式掘进机性能认可的同时，更加期待高性能的EBZ260型悬臂式掘进机的研发。 7总结本设计主要是根据掘进机的设计要求和用途，而且再通过对掘进机机械方案的了解对掘进机的液压系统进行设计，确定掘进机型号为EBZ260，EBZ260掘进机能够满足中低硬岩、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。本文通过对EBZ260整机和液压控制系统的了解，对掘进机基本的执行机构进行了回路设计，并且对相关的液压缸进行了简单的设计和参数计算，还对液压马达进行了参数计算和选型。最后通过对执行机构的流量进行计算然后进行泵马达和电机的选型，并且为了实现掘进机液压控制系统的负载敏感、压力切断、压力补偿、恒功率控制的功能，选用博世力士乐的M4片式高压复合传感多路阀和A11VLO系列轴向柱塞变量泵配合使用。在液压系统设计并且选型完成后，又对掘进机截割升降会路进行了简单的AMESim仿真，并得出了简单的仿真结果，虽然我对这些还没了解透彻，但我会在接下来的学习中更加深入的了解。 同时，在进行本设计的前期工作中，我是在指导老师谢老师的带领下，把EBZ260型掘进机的液压系统设计思路理顺，而且谢老师在设计上也给了我很大的帮助。经过一个学期的工作，自己终于完成了本科论文的研究工作。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。致谢感谢我的学院里的所有老师和领导，他们严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中的榜样；他们循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪。大四下学期在两个多月的毕业设计过程中，我查询了好多有关掘进机的资料并仔细对掘进机进行了了解，但在整个设计过程中，我的指导老师谢苗老师都耐心讲解，给予了我很大的帮助。并且从毕业设计课题的选择到论文最终顺利的完成，谢老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持。在整个设计过程中她认真负责，多次询问我们设计的进度，并查看我的论文指出其中的错误和不合适的地方，而且还耐心的为我指点迷津，帮助我们开拓研究思路，精心点拨、热忱鼓励。在她的细心指导下，使我学习到很多专业知识以及一整套设计方法，并且她一丝不苟的作风，严谨求实的态度，踏踏实实的精神，也深深的影响着我。谢老师不但教会了我知识，而更多的是教会了我为人处事的道理，所有的这一切让我对谢老师的感激之情无以言表。在论文即将完成之际，我的心情无法平静，回顾大学这四年的校园生活，相比较而言，我的大学生活是充实的，这要感谢我的老师，同学还有朋友，在这四年里给与我无私的帮助，尤其是在大四的毕业设计中，从开始进入课题到论文的顺利完成，有多少可敬的师长、同学、朋友给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意。参考文献1 毛君,吴常田,谢苗.浅谈悬臂式掘进机的发展及趋势J.中国工程机械学报，2007，5(2):240242.2 李贵轩主编.掘进机械设计M.阜新矿业学院,1992.3 李楠楠.悬臂式掘进机截割部液压系统的设计与分析D.辽宁:东北大学机械设计及理论.2009.4 赵丽娟,孙晓娜,刘旭南,马联伟.掘进机后支撑腿的力学特性分析及结构优化设计J.现代制造工程,2012,(9):1317.5 李壮云.液压元件与系统M.机械工业出版社,2012.6.6 王建忠,孙志刚. EBZ230型掘进机液压系统简介J.矿山机械.2010,38(21):2023.7 刘小军,应静静.掘进机输送机构设计J.科技风,2011,(下):72.8 李梦晗,程延海,王富.EBJ120掘进机行走机构的设计J.煤矿机械,2011,32(9):35.9 黄日恒编著.悬臂式掘进机M.中国矿业出版社,1996.10 陈同宝,钱沛云,陶峥.我国悬臂式巷道掘进机技术现状与发展J.煤矿机电,2000,(5):5862.11 高玉喜,刘丽娟.S100掘进机第一运输机的改进J.煤炭技术,2009，28(7):79.12 邢印成,王凤林,郭滨.掘进机的发展J.煤炭技术,2005,(5).13 成大先.机械设计手册第五版M.化学工业出版社.2008.414 王正华，吴翠艳.掘进机技术的发展J.选煤技术,2006,(增刊):5759.15 张作法.EBZ260型型悬臂岩巷掘进机在全岩巷道中的应用J.山西焦煤科技,2012,(8):2438.16 Stringer,John.Hydraulic system analysis J.The Macmillan Pr.Ltd 1976.17 Duqiang Wu.Modeling and experimental evaluation of a loadsensing and pressure compensated hydraulic systemPhD ThesisJ，University 0f Saskatchewan,Canada,2003,(6).18 黄宗益,李兴华,陈明.液压传动的负载敏感和压力补偿J.专题综述,2004:5256.19 徐成福.负载敏感控制在掘进机液压系统中的应用J.煤炭技术,2006,(8):2728.20 杜军,贾文明,李宗锦.新型掘进机液压系统的设计J.液压与气动,2008,(6):7879.21 孙勇.悬臂式掘进机转向方式的研究D.山西:太原理工大学机械设计及理论.2012.22 黄颖捷.三一重装EBZ260型H悬臂式掘进机设计D.湖南:湖南大学设计艺术学.2012.23 王运敏主编.中国采矿设备手册(下).科学出版社,2007.9.附录A 译文掘进机在采矿和掘进工业的应用掘进机具有独特的性能和灵活性，能够掘进软至中等强度的岩层，因此，被广泛用于地下采矿和隧道的掘进。的掘进机的成功应用一个关键性问题是发展的能力准确和可靠的估计数字，机器生产的能力和相关的位成本。本文介绍并讨论了最近完成的工作在地球力学研究所科罗拉多矿业学院就使用的历史数据的使用作为一个表现的预测模型。该模型是基于广泛的实地收集到的数据，从不同掘进机行动，在各种各样的地质地层。该文件还讨论了发展这个数据库，以及由此产生的实证性能预测方程所得的估计掘进机切割率和比特消费。更广泛地使用机械开挖系统是一种趋势所订的越来越大的压力，对采矿和土木建筑行业迁离传统的钻挖及爆破方法，以提高生产力并降低成本。额外的好处，采矿机械，包括显着改善安全性，减少了地面保障的要求和较少的人员。这些优势，再加上最近加强在机械机器的性能和可靠性，已导致在机械矿工采取了较大份额的岩石开挖的市场。掘进机是最广泛使用的地下部分断面开挖机，软至中等强度的岩石，特别是沉积岩。他们是用于发展和生产在软岩采矿业（即主要运输巷道，巷道，跨削减等） ，特别是在煤炭，工业矿物和蒸发岩。在土木建筑，他们找到的广泛运用，开挖隧道（铁路，公路，污水处理，导流洞等） ，在软地面情况，以及为扩大和康复的各种地下结构。他们的能力，挖掘，几乎任何个人开放，也使他们非常有吸引力，这些采矿和土木建筑项目的各种开放的大小和配置文件需要兴建。 此外，其高流动性和灵活性， 掘进机是普遍偏低的资本成本系统相比，最其他机械挖土机。因为较高的切削功率密度，由于较小的切削鼓，他们所提供的能力，挖掘岩石更难和更磨料比他们的同行，如连续矿工和蛀虫。过去50年的掘进机:掘进机首次研制的机械开挖煤炭在50年代初。今天，其应用领域已扩大，超出煤炭开采，由于不断增加的表现所带来的新的技术发展和设计的改善。主要改善措施取得了在过去50年中构成的稳步增加，机器重量，大小和截割头权力，改进设计的热潮，穆克拿起装车系统，更有效率截割头设计，冶金的发展，在切削钻头，进步，液压和电气系统，并更广泛地使用自动化和远程控制功能。所有这些，都导致了激烈的增强，在切割机的能力，系统的可用性和服务的生活。机器的重量已高达120吨，提供更稳定和更严厉的（少振动，少维修）平台，从更高的推力，可以产生攻击更难岩层.该截割头的权力已经有了明显的增加，接近五百千瓦让高转矩的能力。现代机器有能力削减断面超过一百平方米从一个固定点。电脑辅助截割头 lacing设计已经发展到了一个阶段，使设计的最优位布局，以达到最高的效率在岩石和地质条件会遇到的。切削钻头已演变，从简单的凿强劲的锥形位。该淤泥的收集和运输系统也经历了重大的改进，增加能达到的生产率。加载停机坪，现在可以制造作为一个延展的一块仅仅是提供移动性和灵活性。机器可以配备与岩石锚杆支护和自动抑制尘埃的设备，以提高安全工作人员的标题。他们也可以配备激光制导线形控制系统，让营办商的敏感性降低，加上增加工作效率及生产力。流动性，灵活性和选择性采矿能力构成的一些最重要的应用优势掘进机领导，以成本有效的行动。流动性是指容易搬迁，从一张脸到另一，以应付日常的开发和生产的要求，一个没有地雷。灵活性，允许快速变化的业务条件，如不同的开放模式（马鞋，矩形等） ，横截面大小，梯度（最多20个，有时30度） ，以及转弯半径（几乎可以作出90转弯） 。选择性是指有能力挖掘的不同部分混合面对地方矿可采分开，以减少稀释，并尽量减少废物处理，既有助于提高生产力。自掘进机是局部的-面对机器，面对的就是方便，因此，刀具，可检查和容易改变，和屋顶的支持可以安装在非常接近面对。在除了这些，高生产率在有利的地面条件，改进安全，减少地面支持和通风的要求，所有从而减少了开挖的成本是其他重要的优势， 掘进机 。 硬石切割能力掘进机是最重要的制约因素，影响他们的申请。这主要是由于高磨损所经历的阻力位在努力，磨料岩。现今，重型掘进机可以减少在经济上硬岩层最多100mpa的单轴抗压强度（UCS）和岩石最多200mpa的UCS号码。频率增加的接头或其他岩石的弱点，使岩石开挖容易，因为机器根本拉或rips出块而不是削减。如果笃是非常磨料，或回升，消费率较L型复苏/立方米，然后掘进机开挖，通常成为不合算由于经常位的变化，再加上增加了机器的震动和维修费用。 大量的努力，已在过去几年就增加的能力掘进机削减坚硬的岩石。大部分的这些努力的重点是结构性的变化，机器，如增加体重，更严厉的框架和更截割头权力。广泛的田间试验这些机器表明，刀具仍然是最弱的一点，在坚硬的岩石开挖。除非大幅改善是取得了一点的生活，真正的坚硬岩石切割仍是超越的境界的可能性与掘进机 。地球力学研究所电磁干扰（EMI）的科罗拉多矿业学院一直在开发一种新的刀具技术，迷你光碟机，执行硬岩切削能力圆盘切割器对掘进机 ，以及其他类型的机械挖掘机（Ozdemir等人，1995年） 。全面大规模进行化验，一个标准的横向截割头表明，迷你光碟刀具可提高能力的掘进机硬岩开挖的同时，提供较小的刀具的变化和维修停工。这一新的切削加工技术的拥有大有希望的应用掘进机 ，以延长他们的能力，成为经济开挖坚硬岩石。此外，使用小光盘刀具，鼓矿工的概念已被开发的EMI适用于硬岩矿山的发展。相关领域性能数据性能预测是一个重要因素，成功的掘进机的应用。这涉及一般与机器的选择，产率和比特成本估算。成功应用掘进机技术的任何采矿作业起见，准确和可靠的估计数是发达国家为达到生产率，并相对降低成本。此外，它是至关重要的钻头设计和截割头布局优化的岩石条件，要挖掘过程中遇到的。 性能预测涵盖的评估瞬时降息，钻头的消耗率和机器利用率，为不同的地质单位。瞬时切割速度是生产速度在实际切削时间，（吨或立方米/切割小时）。回升，消费率是指有多少好转改变，每单位体积或重量的岩石开挖，（推荐/立方米或吨） 。机器利用率的百分比所用的时间，开挖期间，该项目。 地球力学研究所科罗拉多矿业学院，共同与矿业部的伊斯坦布尔技术大学已建立了广泛的数据库相关的领域的表现掘进机与客观发展的实证模型，为准确和性能可靠的预测。数据库包含野外数据的形式众多的采矿和民间建设项目在世界各地包括各种掘进机和不同的岩土工程条件。实证性能预测方法主要是根据以往的经验和统计数据的解释，以前的记录病历。以获得所需的现场数据在一个实用和有意义的格式，资料收集表编写和发送给主要承包商，业主，顾问公司，和掘进机制造商。此外，数据收集，从现有的文献对掘进机的性能，并通过实际探访的工作场所。此数据收集工作正在继续进行。该数据库包括六个类别的资料，如表-1。地质参数在数据库中，构成一般岩体和完整的岩石性质。最重要的和相关的岩体特性载于该数据库包括岩体质量称号（RPD） ，寝具厚度，罢工和倾角联合集和水文条件。完整的岩石性质是单轴抗压强度，抗拉强度，石英的内容，纹理和研磨性 。该岩层分为单独的区，以尽量减少变化，在机械性能数据，以提供更准确的分析。这也简化了分类属性为每个区域和分析领域的性能数据。性能预测在先前的研究（乔普尔等人， 1997年） ，有与会者建议，而不是发展中国家的一个普遍的性能预测模型，单独的模型不同的地质条件和机器（按分类和随后的正常化领域的数据）应制定，以改善的准确性和可靠性表现的预测。这种方法是介绍并讨论了在这方面的文件，为瞬时切割速度（对ICR）和位消费率（的BCR） 。掘进机和截割头类型，岩体的起源和岩石类型是用来作为分类的主要参数。该单轴抗压强度（UCS） ， 截割头功率（P）的掘进机的重量（W）和截割头直径（冠心病）是用来作为正常化的参数。变化的ICR与UCS的基础上，可用的栏位的性能数据，是在数字- 3为所有的地质条件和所遇到的所有类型的掘进机 。一如预期，数据显示，显着的散射与低相关系数，不容许任何趋势推断之间的UCS和ICR 。在离职后的数据为横向掘进机在沉积岩，散射成为小得多，所显示的数字- 4 。还有，相关系数低，排除了一个准确的表达任何关系这两个变数。由于对ICR是成正比的P和W和成反比UCS ，正常化后，由性（P / UCS），（u /UCS）和（PXW /UCS），相关性是显着改善，显示在数字5 ，第6和7 。由于可见，分类和随后的正常化，产生了一些明确的趋势，在数据中。但关系仍然是不准确的不够的。迄今为止的结果表明，这一方法的应用分类和正常化到数据库一贯导致更准确的预报方程。目前，工作正在进行中把额外的参数（即石英内容）到发达国家的方程，以进一步改善其准确性和丹的适用性。切割头的形状对巷道掘进机稳定性的影响在机械化的挖掘设备之中，巷道掘进机有一个特殊角色。巷道掘进机的稳定状态是决定挖掘效率的一个重要参量。对于具有相等的力量和重量的巷道掘进机，如果一个比另一个更稳定，它可能会回应出更强的景气势力。一个新的计算机程序被开发来分析巷道掘进机的稳定(围绕纵轴，转向边缘，转向后边然后滑动)使用这个程序，可以获得。在这项研究中，切割头形状(球状，圆锥形和组合的截割头)对稳定性的影响是通过将这个方法用于一个纵轴式巷道掘进机来调查的。发现在机器的纵轴附近转动是最重要的稳定状态。在不同的切割头形状之中，球状头在相似的倾斜角下有片刻最低值。以这个稳定状态用一个时间增量来估计所有切割头的形状价值。然而，采撷时常采用小倾斜角，因为他们具有高效率。增大采撷的倾斜角对所有切割头形状的巷道掘进机的滑动的状态都有消极的影响，特别是圆锥形头。巷道掘进机的稳定状态在向后和向边缘转动时对采撷的倾斜角的变动的有一点影响。所有切割区得到的结果都是合理的，然而， 90切割区要比180切割区更方便是由于有较低的反作用力。关键词： 巷道掘进机；稳定性; 截割头形状; 机械化挖掘。数百公里的隧道正在在被采掘，并成为建造项目及这样的隧道需要迅速和安全地被挖掘。所以，机械挖掘系统近年来替换了在地下采矿和民用挖洞项目的常规方法。巷道掘进机在其他机械化的挖掘系统中有一个特殊地方。他们有一个较低的初始投资成本比全断面掘进机，并具有足够的灵活性以各种形状来挖掘。除了挖掘隧道，他们在生产过程中也得到了广泛的应用，如煤炭的挖掘，开采，工业矿物和金属矿石。然而，他们不适用于硬岩情况，他们主要用于挖掘低到中等硬度的稳定的岩石。巷道掘进机通常根据它们的重量分为中型、重型、超重型。随着重量的增加，他们可以容纳更高的切削情况。但是，增加的重量不但增加了机器的成本，也会在潮湿的地面出现下沉的问题。相反的，在切割高强度的岩石时，一些稳定性的问题可能在重量轻的机器上发生。为此，在这些机器的边和后面安装起重器，但是在宽和湿的隧道里可能不能解决这些问题。有些研究员强调了稳定的重要性并且比较了纵轴式和横轴式巷道掘进机。纵轴式截割头有一个单一的头平行中轴线固定着。然而，横轴式截割头在垂直中轴线的两侧对称分布。据称，纵轴式巷道掘进机比横轴式更敏感在水平方向上的稳定性，这是因为纵轴式的水平方向截割力与可比较的机器产量和切截容量的横轴式相比比较大。因此，可以证明在相同的切割条件下，纵轴式掘进机需要比横轴式加重20-25%。据报道，在相同的切削功率下，横轴式掘进机可以切割更高强度的岩石，因为它在水平方向上有较高的稳定性。相反的，横轴是掘进机截割头在垂直方向比纵轴式更稳定，这是因为它有较高的垂直截割力。这些研究是基于实际经验或者是掘进机稳定的定性策略。必须详细学习巷道掘进机稳定状态，以生产可以切割高强度岩石的更加紧凑的机器。为此，一个定量分析巷道掘进机稳定性的方法被开发，并且，把这个方法编程。在相同的切割条件和不同的工作状态下的各种掘进机可以用这个程序来计算价值进行比较。机器和切割头的设计参数对掘进机稳定性的影响也可以用这个程序来确定。截齿在截割头上以组来排列，因此截割头的设计参数影响着巷道掘进机的表现。截齿的位置决定了截割头的几何（形状）。当改变截割头的几何形状时，机器的转矩、重力和具体能量也会改变。三个不同的切割头形状（球形，圆锥形，圆柱形）和组合型截割头是常用的。重力作为截割头几何参数而变化，我们通过一台纵轴式掘进机，进行了截割头形状对机器稳定性的调查。巷道掘进机稳定性分析的开发方法：这个新开发的方法根据作为x,y,z轴的三个变量计算和巷道掘进机的滑动状态。方法为：（1）平面上y轴上的C点作为重力中心点来估计变量如图1示。这个演算示表明了变量值与掘进机绕本身轴线旋转运动有关。（2）估计掘进机从平面底端沿z轴的滑动状态如图1示。这个演算表明作用力与掘进机的滑动有关。（3）机器底面z轴上的B点作为变量值来进行估计如图1示。这个演算表明变量值与掘进机的水平摆动有关。（4）机器底面x轴上的A点作为变量值来进行估计如图1说明。这个演算表明变量值与掘进机的进给运动有关。在切割过程中施加的力用于对巷道掘进机的稳定性分析。这些力中有一个是由机器自身重量产生的重力。其它的作用力是由作用在截割头上的三个分力组成的合力如图1示。这些力是通过在截割头旋转时保持平稳的截割力在正交轴线上的投影获得的。他们被命名轴向力(AR)，径向力(SR)和法向力(VR)。当AR平行与中心轴运动， SR沿截齿尖端并向AR垂直运动。 VR和SR在一个平面内并且向它垂直运动。这些力受截割头形状变动的影响。使用这些机器设计参数和被定义的力量，建立了三个时刻等式和一个滑动状态的等式为所有方式截割头的横轴式及纵轴式巷道掘进机。改变截割方式影响巷道掘进机稳定，因为力的方向也受到影响。在一个纵轴式巷道掘进机的切割过程中，机器首先进入隧道面然后做水平和垂直运动形成弧状。在相同表面情况下，中轴线平行隧道轴线，然后废油坑是被安置为对面孔的外形。如果截割头反向转动，截割头朝右切割，因为截齿超出截割面。如果头在切削面下截割，这个方式被命名面下切割方式。如果头方向向下，它称降低截割方式，并且，如果方向是向上的则称为举起截割方式。这四种切割的方式见表2说明。例如，建立了在超出截割模式下纵轴式截割头稳定状态的价值的等式如式(1-4)；其他方式的等式在别处被提供。式(1-4)表示在最大承受力和掘进机瞬间操作力之间的区别。如果从等式的值小于零时，则机器不再将是稳定的。 当价值比零大时，巷道掘进机将有更高的稳定性。基于这个方法。 使用C+程序语言，计算机程序被开发了。用这个程序，可以被确定各种各样稳定状态下的定值：(i)绕纵轴转动; (ii)转向边和 向后退; 并且(iii)在所有截割方式下横轴式和纵轴式巷道掘进机滑动。这分析既可以用于隧道面孔的特殊点也可用于整体面。如在图3种显示的流程图上，第一个巷道掘进机类型和它的截割方式被选择。然后，选择为分析做出在隧道.face的特殊点或沿整体面孔。然后，选择为分析做出的在隧道面孔上的特殊点或沿整体面孔。如果稳定性分析将为整体隧道面孔被做，必须输入在水平和垂直面上的截割最大位置角。程序通过选择5的位置角在间隔时间内计算整体面孔的值。如果分析为隧道面孔上的一点被做，必须输入水平和垂直面的截割位置角。最终，机器和隧道参量被输入程序。稳定状态的结果与截割位置值由程序写到输出文件。截割头形状和巷道掘进机稳定：估计不同形状的截割头的轴线上的作用力。在实际中，截割头形状分类为球形，圆锥形，圆柱形和这些的组合。截割头几何形状取决于采撷的倾斜角。倾斜角是采撷面和头旋转轴的垂直面之间的角度。当改变采撷的倾斜角时，截割头形状也改变。为了分析截割头形状对稳定性的影响，头的作用力(SR， AR， VR)必须在相似的切割情况下估计。这些是从通过作用在头上的截割力计算的。相同的岩石，不同的截割头形状的截割力值从Hekimoglu的早先研究被采取了。这个作者首先塑造了球形头然后获得了圆锥形和组合的头。所有头的研究都符合16形成弧的采掘。岩石切割试验用一套全方位切割工具，使用43 Mpa UCS砂岩块的样品。截割头的倾斜角由采掘壁角的倾斜角来定义的。壁角采掘是第一采掘，被安置在头前面。不同的截割头通过改变采掘的倾斜角设计从壁角采掘开始往头的后面的采掘。六个不同球形头和圆锥形头被设计了有64， 69，74， 78，83 和87的壁角采掘的倾斜角。球形头是通过减少随后采掘倾斜角设计的由4步的。在圆锥形头，所有采掘由有安置壁角采掘的同一个倾斜角。组合的头用球状和圆锥形头的特点的组合设计的。这些头，壁角采掘倾斜角首先被选择设计球状头和左部分为圆锥形头。所有这些球状，圆锥形和组合的头都被用于分析截割头形状对巷道掘进机稳定的影响。90和180的切削角对巷道掘进机的稳定的影响在这项研究中也被调查了。像所知的，切削类型可以被分为直线碾碎和攀登碾碎。攀登碾碎在截割类型中用途更广泛。为此，直线碾碎的截割类型也用于这项研究中。所以，所有截割头形状的截割作用力为直线碾碎的截割类型被计算了90和180截割区段。截割作用力(SR， AR， VR)的值在直线碾碎有90和180截割区段的所有截割头通过计算机程序来估计轴线上的截割力。球状，圆锥形和组合的头的作用力在表1中给出。机器和隧道参量在表2.显示。使用实际数据来为一台操作的纵轴式巷道掘进机在土耳其Beypazari的褐煤矿。所有截割头类型用稳定性程序分析，为了估计在90and 180切割区段所有切割方式下，巷道掘进机截割头绕垂直轴转动，转向边和滑动的状态下的不同的稳定状态的稳定性值。当位置角改变了5步，整体隧道面孔被分析。分析极小的片刻价值是通过不同的截割头形状的比较获得了。结果和讨论：稳定性分析的结果指定的巷道掘进机用不同的球状和圆锥形头和180切割区段在表4-7显示。如这些图所显示，最低值的片刻为稳定状态是机器在垂直的轴附近转动时得到的。换句话说，机器最脆弱的稳定状态是在垂直的轴附近转动时。稳定状态的最低值的片刻是机器在垂直的轴附近转动时通过面下截割和超出截割方式得到了。在所有截割方式中球状头比圆锥形头有更加低值的片刻如图4。当增加球状和圆锥形头的采掘的倾斜角时，片刻值也增加，并且机器稳定性也在增加。在组合的头，球状和圆锥形头的共同的作用被观察了。截割头形状对机器的滑动的状态的影响在表5.显示。在球状头的在所有切割方式中采掘的倾斜角的增量导致了在滑动力量的小减退。在圆锥形头，滑动力值随采掘倾斜角的增加而减小。在83和87采掘倾斜角时影响最大。在组合的头，球状和圆锥形头的共同的作用也被观察了。截割头形状对转向时的稳定状态的影响在表6.显示。在球状头采掘的倾斜角的增量导致片刻值轻微的增量。然而，在圆锥形头，采掘的倾斜角的增量导致片刻值轻微的减退。最低值的片刻为一个圆锥形头在所有切割方式的采掘的87倾斜角时得到的。在组合的头，球状和圆锥形头的共同的作用也被观察了。截割头形状对向后转动的稳定状态的影响在表7.显示。球状和圆锥形头在采掘的倾斜角的增量下片刻值有一点被减少了，所以它消极地影响了机器的稳定。对有圆锥形的头的消极影响在采掘的87倾斜角时最高。所有结果为180切割区段包括这里。整体稳定性分析为90切割区段在所有截割头形状中在别处报道了。一般来说，所有切割方式下，90比180切割区段找到切割区段的稳定状态更方便。巷道掘进机和计算机程序的一个稳定性分析方法被开发来估计不同的稳定状态值。使用这个程序，球状，圆锥形和组合的头对一台指定的纵轴式巷道掘进机的影响是确定的。从结果看，巷道掘进机最重要的稳定状态是在垂直的轴附近转动。任何截割头形状的巷道掘进机的稳定都受采掘倾斜角的增量的影响。在最重要的稳定状态机器在垂直的轴附近转动时的片刻值，圆锥形头低于球状头。截割头形状也有对其他稳定状态的影响，巷道掘进机的滑动状态是受截割头形状的影响的。采掘倾斜角的增量消极地影响了机器的滑动状态在所有截割头形状中，特别是圆锥形截割头的高采掘倾斜角。结论：评估和分析的数据汇编，在掘进机领域的高性能的数据库已成功地取得了一套方程可以用来预测瞬时切割速度（对ICR）和位消费率（的BCR） 掘进机 。良好的关系，被发现之间存在着这两个参数和机器的权力性（P） ，体重（W）和本笃压缩强度（UCS） 。方程的发展为这些参数作为一个函数的P ， W和UCS。这些方程被发现，主要是适用于软岩的evaporatic原产地。目前的分析是正扩展到包括困难岩石或无接缝，使方程更具有普遍性。在节理岩体，RQD的价值将被用来作为衡量岩体的特点，从掘进机切割能力的观点。据认为，这些努力将导致制定一项准确的掘进机的性能预测模型可以用来在不同的岩石类型的地方掘进机经济适用。鸣谢：本文根据O.Acaroglu phD论文。 伊斯坦布尔技术大学(ITU)研究基金支持研究(项目no.30176)。附录B 外文文献The mechanical boring machine is mining and tunneling industry application the mechanical boring machine has the unique performance and the flexibility, can the tunneling softly to the medium intensity rock layer, therefore, widely uses in the underground mining and tunnels tunneling. Mechanical boring machines success applies a crucial question is development ability accurate and the reliable estimate digit, machine production ability and the correlation position cost. Recently this article introduced and discusses the work which completed to take the forecast model which in the geomechanics research institute Colorado Mining Academy on the use historical data use displayed. This model is based on the data which widespread collects on the spot, from different mechanical boring machine motion, in various geological stratum. This document also discussed has developed this database, as well as produced from this real diagnosis performance prediction equation obtained estimate mechanical boring machine cutting rate and bit expense. widely uses the machinery to excavate the system is more and more tremendous pressure which one tendency subscribes, leaves the tradition to mining and the civil construction profession to drill digs and demolishes the method, enhances the productive forces and reduces the cost. The extra advantage, the mining machine, including the remarkable improvement security, reduced the ground safeguard request and the few personnel. These superiority, in addition recently strengthened in the mechanical machines performance and the reliability, has caused in the mechanical miner to adopt the big share ledge excavation market. the mechanical boring machine is the most widespread use underground portion cross section excavates machine, softly to medium intensity rock, specially sedimetary rock. They are use in expanding and the production in soft rock mining industry (i.e. main haulage drift, tunnel, cross reduces and so on), specially in coal, industry mineral and evaporite. In the civil construction, the widespread utilization which they find, excavates the tunnel (railroad, road, sewage treatment, conduction current hole and so on), in the soft ground situation, as well as to expand each kind of underground structure which and be restored to health. Their ability, excavation, nearly any individual opening, also causes them to be attractive, these mining and civil construction projects each kind of open size and the configuration files need to construct. in addition, its high fluidity and the flexibility, the mechanical boring machine is the universal somewhat low capital cost system compares, other mechanical excavators. Because of the high cutting power density, as a result of the small cutting drum, they provides ability, the excavation rock is more difficult and the grinding compound compared to theirs colleague, like continual miner and clothes eating insect.Past 50 year mechanical boring machine the mechanical boring machine developed for the first time the machinery excavated the coal in the early 50s. Today, its application domain expanded, surpasses coal mining, because increases unceasingly the performance brings new technological development and design improvement. The major betterments measure has obtained increase which with steady steps constituted in the past 50 years, the machine weight, the size and a cutting authority, the improvement design upsurge, the solemn gram took up the load system, a more effective cutting design, the metallurgy development, was cutting the drill bit, the progress, the hydraulic pressure and the electrical system, and widely used the automation and the remote control function. All these, have caused the intense enhancement, in cutters ability, systems usability and service life. the machines weight has reached as high as 120 tons, provides is stabler and severer (few vibrations, few services) the platform, from a higher thrust force, may produce an attack more difficult rock layer. Should cut heads authority already to have obvious increase, the close 500 kilowatts let the high torque ability. The modern machine has ability to reduce the cross section to surpass 100 square meters from a fixed point. The computer auxiliary cutting lacing design already developed a stage, causes the design the most superior position layout, will achieve the maximum efficiency will meet in the rock and the geological condition. Cuts the drill bit to evolve, from simple chisel strong cone-shape position. This silts collection and the transportation system have also experienced the significant improvement, increases productivity which can achieve. Loads the aircraft parking area, now may make takes a delaying merely provides the mobility and the flexibility. The machine may provide with the rock anchor rod supports and protections and suppresses the dust automatically the equipment, enhances the trouble-free service personnels title. They may also provide the laser guidance linear control system, lets the camp manage business the sensitivity to reduce, in addition increases the working efficiency and the productive forces. Chart - 1 has demonstrated one modern crosswise mechanical boring machine and the expansion arm and the anchor rod supports and protections system.Fluidity, flexible and selective mining ability constitution some most important application superiority mechanical boring machine leadership, by cost effective motion. The fluidity is refers to easily to move, from a face to another one, deals with the daily development and the production request, does not have the land mine. The flexibility, the permission fast changes service condition, like the different open pattern (horse shoes, rectangle and so on), the lateral section size, the gradient (most 20, sometimes 30 degrees), as well as the radius of turn (may make 90 curve nearly). The selectivity is refers to has the different partial mixings which ability unearths to be possible to pick facing the place ore separates, reduces dilutes, and reduces the waste treatment as far as possible, is also helpful in enhancing the productive forces. Is partial - faces the machine from the mechanical boring machine, facing is convenient, therefore, the cutting tool, may inspect and easy change, may install with the roof support in faces very close. In except these, the high productivity in the advantageous surface condition, the improvement security, reduces the ground support and the well ventilated request, all, thus reduced the cost which excavates is other important superiority, mechanical boring machine. the adamant cutting ability mechanical boring machine is the most important restriction factor, affects their application. This is mainly because wears high the resistance position which experiences in diligently, grinding compound crag. Nowadays, the heavy mechanical boring machine may reduce in the economy hard rock layer most 100mpa (14500 PSI) single axle compressive strength (UCS) and rock most 200mpa (23000 PSI) UCS number. The frequency increases the attachment or other rocks weakness, makes ledge excavation to be easy, because the machine pulls or rips radically leaves the block, but is not reduces. If sincere is the unusual grinding compound, or the rise, the consumption rate compares the L recovery/cubic meter, then the mechanical boring machine excavates, usually becomes does not reckon up as a result of frequently the position change, in addition increased machines vibration and the maintenance cost. the substantial efforts, ability mechanical boring machine which increases in the past several years reduced the hard rock. The majority of these endeavors key point is the constitutive change, the machine, if puts on weight, a severer frame and cuts an authority. Widespread field test these machines indicated that the cutting tool was still a weakest spot, in hard ledge excavation. Only if improved largely has obtained a point life, genuine hard rock cutting was still the surmounting boundary possibility and the mechanical boring machine. Geomechanics research institute electromagnetic interference (EMI) the Colorado Mining Academy has been developing one kind of new cutting tool technology, the miniature disc machine, carries out the hard crag cutting power disc cutter bar to the mechanical boring machine, as well as other type mechanical excavator (Ozdemir et al., in 1995). Carries on the chemical examination massively comprehensively, standard crosswise cutting indicated that the miniature disc cutting tool may enhance at the same time which ability the mechanical boring machine hard crag excavates, provides the small cutting tools change and the service work suspension. This new machining technology has the greatly hopeful application mechanical boring machine, lengthens their ability, becomes the economy to excavate the hard rock. In addition, uses the small compact disc cutting tool, the drum miners concept EMI which develops has been suitable for the hard crag mine development.Related domain performance data the performance prediction is an important attribute, the success mechanical boring machines application. This involves general and machines choice, the production rate and the bit cost estimate. The success using in order to the mechanical boring machine technologys any mining work, accurate and the reliable estimate number is the developed country to achieve the productivity, and reduces the cost relatively. In addition, it is the rock condition which the very important drill bit design and a cutting layout optimize, must unearth in the process to meet. the performance prediction covering appraisal instant reducing the interest rate, drill bits consumption rate and the machine use factor, are the different geological units. The instantaneous cutting speed is the output velocity in the actual cut time, (ton or cubic meter/cutting hour). The rise, the consumption rate is refers to has how many change for the better change, each unit volume either weight ledge excavation, (recommendation/cubic meter or ton). The machine use factors percentage uses the time, excavates the period, this project. the geomechanics research institute Colorado Mining Academy, has established the widespread database related domain performance mechanical boring machine and the objective development real diagnosis model together with the mining industry department Istanbul Technology University, for accurate and perform reliably forecast. the database contains the field data form numerous mining and the folk items of basic construction in the world including each kind of mechanical boring machine and the different ground project condition. The real diagnosis performance prediction method is mainly the basis former experience and the statistical data explanation, beforehand record medical record. Obtains the field data which needs in one practical and the meaningful form, the acquisition of information table compilation and the transmission for the prime contractor, the owner, the Consultant firm, with mechanical boring machine manufacturer. In addition, data collection, from existing literature to mechanical boring machines performance, and through actual visitation operational site. This data collection work is continuing to carry on. this database including six category material, like table - 1. Geological parameter in database, constitution general rock mass and complete rock character. Most important and the related rock mass characteristic carries in this database including the rock mass quality title (RPD), bedding thickness, strike and inclination angle union collection and hydrology condition. The complete rock character is the single axle compressive strength, the tensile strength, the quartz content, the texture and abrasiveness. This rock layer divides into the independent area, by reduces the change as far as possible, in the mechanical property data, provides a more accurate analysis. This also simplified the classified attribute as each region and the analysis domain performance data.Performance prediction in the formerly research (Qiao Poore et al., in 1997), some people in attendance suggested that but is not a developing country universal performance prediction model, the independent model different geological condition and the machine (according to classified and afterward normalized domains data) should formulate, improves accurate and reliable performance forecast. This method was introduces and discussed in this aspect document, for instantaneous cutting speed (to ICR) and position consumption rate (BCR). The mechanical boring machine and a cutting type, the rock mass origin and the rock type are use for to take classified the main parameter. This single axle compressive strength (UCS), cutting first-class honor rate (P) mechanical boring machines weight (W) and a cutting diameter (coronary disease) is uses for to take normalized the parameter. change ICR and in the UCS foundation, the available columns performance data, is in digit - 3 all type mechanical boring machine which and meets for all geological condition. One like anticipated, the data demonstrated that the remarkable scattering and the low correlation coefficient, do not allow between any tendency inference UCS and ICR. After the leaving job data for the crosswise mechanical boring machine in the sedimetary rock, scatters into is much smaller, demonstrated digit - 4. Also, the correlation coefficient was low, removes an accurate expression any to relate these two variables. Because is P which and W is proportional and is in reverse proportion UCS to ICR, after the normalization, by the nature (P/UCS), (the u /UCS) and (the PXW /UCS), the relevance is the remarkable improvement, demonstrates in the digit 5, 6th and 7. As a result of obviously, the classification and afterward normalization, have had some explicit tendencies, in data. But the relations were still inaccurate insufficient. until now result indicated that this methods cause the more accurate prognostic equation all along application classification and the normalization to the database. At present, the work is being carried on the extra parameter (i.e. quartz content) to the developed country equation, by further improves its accuracy and Dans serviceabilitythe effect of cutting head shapes on roadheader stabilityO.Acaroglu and H.Erginamongst mechanised excavation equipment, roadheaders have an exceptional role. Determination of the stability state of the roadheader is an important parameter for the efficiency of excavation. For roadheader having equal power and weight, if one is more stable than another, it can respond to higher boom forces. A new computer program was developed to analyse the stability of the roadheader (turning around the vertical axis, turning to the side, turning backwards and sliding) can be obtained using this program. In this study, the effects of the cutting-head shapes (spherical, conical and combined heads ) were investigated by applying this method to the stability of a longitudinal type roadheader. Turning around the vertical axis of the machine was found to be the most critical stability state. Among the different cutting head shapes, spherical heads had the lowest moment values for similar tilt angles. An increase in the moment values for all cutting shapes with this stability state. However, small tilt angles of the pick are commonly used due to their high efficiency. The increase in the tilt angles of the picks negatively affects the sliding state of the roadheader for all cutting shapes, especially conical heads. The stability state of the roadheader in turning backwards and turning to the side were slightly affected by changes to the tilt angles of the picks.The results obtained are valid for all cutting sector, however, a 90 cutting sector was more convenient than a 180 cutting sector due to lower boom reaction forces.Keywords: Roadheader ; Stability; Cutting-head shape; Mechanised excavation.INTRODUCTIONHundreds of kilometres of tunnels are now being excavated in mining and construction projects and such tunnels need to be excavated quickly and safely. Therefore, mechanical excavation systems have replaced conventional methods in underground mining and civil tunnelling projects in recent years.Roadheaders have an exceptional place among other mechanised excavation systems.They have a lower initial investment cost than the full-face excavation machinery and are sufficiently flexible to excavate galleries in various shapes.Besides driving tunnels, they have receives wide-spread use in production processes such as the excavation of coal, evaporates, industrial minerals and metallic ores.However, they are not suitable for hard rock conditions and are mostly used for excavating stable rocks of low-to-medium hardness.Roadheaders are generally classified according to their weight-light, medium, heavy, extra-heavy. With increasing weight, they can accommodate higher cutting conditions. However, increased weight comes with an increase in the capital cost of the machine and can also create sinking problems in the wet ground. Conversely, some stability problems may occur in the use of light-weight machines during the cutting of high-strength rocks. For this reason, side and back stabiliser pistons are added to these machines but these may not solve the problems encountered in wide and wet tunnels.Some researchers have stressed the importance of stability and compared longitudinal and transverse head type roadheaders. A longitudinal cutting head has a single head fixed parallel to the boom axis. However, the transverse cutting head has two symmetrically positioned cutting head with their axes perpendicular to the boom axis. It is claimed that the longitudinal head type roadheaders are more sensitive than transverse head type roadheader to stability in horizontal directions. This is because the horizontal boom force acting on a longitudinal cutting head is greater than that on a transverse head for comparable machine output and cutting capacity. Hence, it is claimed that longitudinal head type machine need to be 20-25% heavier the than transverse type machine for the same cutting conditions. It is reported that the transverse type roadheader can cut higher strength rock than the longitudinal types for the same cutting power due to higher stability in the horizontal direction. Conversely, transverse cutting head roadheaders are more stable in vertical directions than longitudinal head roadheaders due to the higher vertical boom forces.These studies are based on practical observations or qualitative approximations about the stability of roadheaders. Stability states of roadheaders must be studied in detail to produce more compact machines that are capable of cutting high-strength rocks. For this reason, a method was developed to analyse the stability of roadheaders quantitatively and, based on this method, a computer program was written. Values calculated from this program can be used to compare the stability states of the various roadheaders under similar cutting conditions and different operational conditions. The effects of the machine and cutting head design parameters on the stability of roadheaders can also be determined with this program. The cutters (picks) are arranged as a group in the cutting head, so the cutting head design parameters affect the performance of roadheaders. The positions of the cutters determine the geometry (shape) of a cutting head. The torque, boom forces and specific energy of the machines are changed, while changing the cutting head geometry. Three different cutting head shapes (spherical, conical, cylindrical) and combined heads are commonly used. Since the boom forces vary as a function of the cutting head geometry, the effects of cutting head shape on stability were quantitatively investigated for a longitudinal cutting head roadheader.Stability analysis of roadheaders using developed method This newly developed method is based on the calculation of the three moment values for the x, y, z axes and the sliding state of the roadheaders. The method involves:Estimate the moment values with respect to point C on the y-axis taken in the plane of the centre of gravity as shown in Figure 1. This calculation allows determination of the moment values relating to turning around the vertical axis of a roadheader.Estimate the sliding state of the roadheader along the z-axis in the plane of the floor as shown in Figure 1. This calculation allows determination of the force values relating to the sliding of a roadheader. Estimate the moment values with respect to point B on the z-axis taken in the plane of the machine floor as shown in Figure 1. This calculation allows determination of the moment values relating to turing to both sides by a roadheader.Estimate the moment values with respect to point A on the x-axis taken in the plane of the machine floor as illustrated in Figure 1. This calculation allows determination of the moment values relating to back turning by a roadheader.The forces exerted in the cutting process are used in the stability analysis of the roadheaders. One of these is created by machine weight that acts at the centre of gravity. The other are boom reaction forces that contribute three components to the resultant forces acting on the cutting head as shown in Figure 1 . These forces are obtained by projection of pick forces on the orthogonal axis that remains stationary while the head rotates. They are termed axial force(AR), slewing force (SR)and vertical force (VR). While AR acts parallel to the boom axis, SR acts along the cutting edge and perpendicular to AR. VR is in the same plane as SR and acts perpendicular to it. These force are affected by changes to the cutting head shape. Using these machine design parameters and the defined forces, three moment equations and an equation for sliding state have been established for transverse and longitudinal cutting head type roadheaders for all cutting modes. Changing the cutting modes alters roadheader stability because the direction of the boom force reactions are also affected. In the cutting process of a longitudinal head type roadheader, the machine first sumps into the tunnel face and then arcs horizontally and vertically. Under homogeneous face conditions, the boom axis is positioned parallel to the tunnel axis and then sumps to the profile of the face. If the cutting head rotation is anticlockwise, the boom cuts towards the right because cutting is achieved over the cut face. If the head cuts under the face ,this mode is termed the undercutting mode . If the cutting direction is downwards ,it is called the lowering mode and if the direction is upward then it is called the lifting mode. These four cutting modes are illustrated in Figure 2. As an example, the equations that were established to find the values of the stability states of the longitudinal cutting head type roadheaders in the overcutting mode are given in Equations(1-4); the equations for other modes are documented elsewhere.Equations (1-4) show the difference between the maximum bearing moment/force capacity and the instantaneous operational moment/force value of the roadheader. If values from the equations are less than zero, then the machine will no longer be stable. When the values are greater than zero, the roadheader has higher stability.Based on this method. A computer program was developed using the C+ program language. With this program, quantitative values can be determined for the various stability states:(i)turning around the vertical axis; (ii)turning to the side and backwards direction; and (iii) the sliding state of transverse or longitudinal cutting head type roadheaders for any cutting mode. This analysis can be made either at a particular point in the tunnel face or along the whole face. As shown in the flow-chart shown in Figure 3, first roadheader type and its cutting mode are selected. Then ,the choice is made for analysis either at a particular point in the tunnel face or along the whole face. If the stability analysis is to be made for the whole tunnel face, maximum position angles of the boom in the horizontal and vertical plains must be entered. The p