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关键词：: 履带式半煤岩掘进机行走行星传动设计全套 cad 图纸 word 毕业论文

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目录
第一章概述部分 1
1.1掘进机的发展现状与前景展望 1
1.1.1国内外掘进机的发展现状 1
1.1.2掘进机发展前景展望 2
1.2悬臂式掘进机的主要组成部分 3
1.3 EBJ─120TP型掘进机简介 4
1.3.1 EBJ─120TP概述 5
1.3.2 EBJ─120TP主要技术参数 7
1.4履带式掘进机在半煤岩工作条件下应用设计要求 9
第二章总体方案设计 10
2.1掘进机总体结构布置 10
2.2掘进机各组成部分基本结构设计 11
2.2.1截割部 11
2.2.2装载部 12
2.2.3刮板输送机 12
2.2.4行走部 13
2.2.5机架和回转台 13
2.2.6液压系统 14
2.2.7电气系统 15
第三章行走部设计 15
3.1行走部设计要求 15
3.2设计布置传动方案 16
3.3行走部各部分的具体设计 17
3.3.1履带的设计 17
3.3.2液压马达及电机选择 18
3.3.3链轮的设计 20
3.3.4履带架及导向轮和张紧装置 21
第四章减速器设计 23
4.1减速机构传动方案设计及传动比分配 23
4.2一级圆柱直齿轮的设计 25
4.2.1各齿数选择 25
4.2.2模数选择 25
4.2.3几何尺寸计算 27
4.2.4啮合要素的验算 27
4.2.5齿轮弯曲强度校核 27
4.3第二级3K(Ⅱ)型行星齿轮减速器的设计 31
4.3.1配齿计算部分 32
4.3.2初步计算齿轮的主要参数 34
4.3.3啮合参数计算 35
4.3.4几何尺寸计算 37
4.3.5装配条件的验算 40
4.3.6传动效率的计算（附整体减速器效率计算） 41
4.3.7结构设计 42
4.3.8齿轮强度验算 45
4.4减速器其它零件校核 51
4.4.1减速器轴校核。 51
4.4.2减速器轴承校核。 61
4.4.3减速器键校核 62
第五章装机事项与检修及检修 65
5.1搬运、安装和调整 65
5.1.1 机器的拆卸和搬运 65
5.1.2 机器组装及注意事项 66
5.1.3机器的调整 66
5.2机器检修 67
结论 71
参考文献 72
英文原文 73
中文译文 83
致谢 90
摘要

本次设计参照了太原煤科院研制生产的EBJ-120TP型掘进机，这是一种中型悬臂式掘进机，主要用于中型煤巷及半煤岩巷的掘进作业。它结构紧凑、适应性好、机身矮、重心低、操作简单、检修方便。我的设计主要针对掘进机的行走部进行结构及传动等相关设计。设计中采用履带式行走部，驱动动力由液压马达提供，利用液压马达转动方向变化实现行走部前进、后退和转向。在行走部传动设计中，采用高速直联液压马达接一级圆柱直齿轮传动再接3K(Ⅱ)型行星传动的设计方案，通过制动器并将它和液压马达联结，制动器内圈悬浮,既起到制动功能又起联轴器作用，源头制动使制动性能更可靠。本设计的创新点：用制动器替代了联轴器。减速器安装时左右两侧的减速器对调180度错开布置。充分利用空间，使结构紧凑。
关键词：悬臂式掘进机；行走部；行星减速器；制动器；行星齿轮

ABSTRACT

This design References the EBJ-120TP tunneling machine which is designed by Coal Science Research Institute in Taiyuan. It is one kind of medium cantilever tunneling machine which is mainly used in the medium coal lane and the half coal crag lane digging the tunnels, its structure compact, the compatibility good, the fuselage short, the center of gravity low, the operation simple, the overhaul is convenient. My design mainly aims at the tunneling machine’s walks-organization. I try to carry on the design of its structure and transmission.It uses marching walks organization, the actuation power provides by the oil motor, using the change of the oil motor’s rotation direction to make the walks-organization advance, retrocede, and turn. In the transmission design of the walks organization, using High-speed hydraulic motor to connect a pair of cylindrical Gear then connect a 3 K (II) type planetary gear, and uses the brake to link hydraulic motors
Brake Inner Ring suspended can brake and link, and the source of more reliable braking performance. The innovation in designing: Use braking instead of coupling; when reducer is installed ,at each side of the reducer reversed 180 degrees staggered layout. Make full use of space and compact structure.
Keywords：Cantilever tunneling machine; Walks-organization; Planet

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reduction gear; Brake, Planetary gear

内容简介：: 摘要本次设计参照了太原煤科院研制生产的EBJ-120TP型掘进机，这是一种中型悬臂式掘进机，主要用于中型煤巷及半煤岩巷的掘进作业。它结构紧凑、适应性好、机身矮、重心低、操作简单、检修方便。我的设计主要针对掘进机的行走部进行结构及传动等相关设计。设计中采用履带式行走部，驱动动力由液压马达提供，利用液压马达转动方向变化实现行走部前进、后退和转向。在行走部传动设计中，采用高速直联液压马达接一级圆柱直齿轮传动再接3K()型行星传动的设计方案，通过制动器并将它和液压马达联结，制动器内圈悬浮,既起到制动功能又起联轴器作用，源头制动使制动性能更可靠。本设计的创新点：用制动器替代了联轴器。减速器安装时左右两侧的减速器对调180度错开布置。充分利用空间，使结构紧凑。关键词：悬臂式掘进机；行走部；行星减速器；制动器；行星齿轮ABSTRACTThis design References the EBJ-120TP tunneling machine which is designed by Coal Science Research Institute in Taiyuan. It is one kind of medium cantilever tunneling machine which is mainly used in the medium coal lane and the half coal crag lane digging the tunnels, its structure compact, the compatibility good, the fuselage short, the center of gravity low, the operation simple, the overhaul is convenient. My design mainly aims at the tunneling machines walks-organization. I try to carry on the design of its structure and transmission.It uses marching walks organization, the actuation power provides by the oil motor, using the change of the oil motors rotation direction to make the walks-organization advance, retrocede, and turn. In the transmission design of the walks organization, using High-speed hydraulic motor to connect a pair of cylindrical Gear then connect a 3 K (II) type planetary gear, and uses the brake to link hydraulic motors Brake Inner Ring suspended can brake and link, and the source of more reliable braking performance. The innovation in designing: Use braking instead of coupling; when reducer is installed ,at each side of the reducer reversed 180 degrees staggered layout. Make full use of space and compact structure.Keywords：Cantilever tunneling machine; Walks-organization; Planet reduction gear; Brake, Planetary gear中国矿业大学本科生毕业设计姓名：高瑶学号： 03030876 学院：机电学院专业：机械工程及自动化设计题目：履带式半煤岩掘进机行走部3K行星传动设计专题：指导教师：黄嘉兴职称：副教授 2007 年 6 月徐州中国矿业大学毕业设计任务书学院机电学院专业年级机自03-4班学生姓名高瑶任务下达日期：2007 年 3 月 18 日毕业设计日期：2007 年 3 月 18 日至 2007 年 6 月 20 日毕业设计题目：履带式半煤岩掘进机行走部3K行星传动设计毕业设计专题题目：毕业设计主要内容和要求：一、主要设计参数：机身长：8-8.5m 机身宽：22.2m机身高：1.51.65m 卧底深度： 245mm装机功率：190kW 截割功率：120kW经济截割煤岩硬度：60MPa 可掘巷道断面：1820m2最大可掘高度：3.754m 最大可掘宽度：5m龙门高度：350400mm 刮板速度：0.91.0m/s运输形式：双边链履带宽度：2500mm行走速度：3m/min（工作）6m/min（调动）额定电压：1140/660v二、设计要求1、查阅有关资料、完成履带式半煤岩掘进机总体方案的设计；2、完成底盘总体传动及结构设计；3、高速直联液压马达3k行走机构整体设计4、主要部件、组件、零件图设计；5、编写完成整机设计计算说明书；院长签字：指导教师签字：中国矿业大学毕业设计指导教师评阅书指导教师评语（基础理论及基本技能的掌握；独立解决实际问题的能力；研究内容的理论依据和技术方法；取得的主要成果及创新点；工作态度及工作量；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）：成绩：指导教师签字：年月日中国矿业大学毕业设计评阅教师评阅书评阅教师评语（选题的意义；基础理论及基本技能的掌握；综合运用所学知识解决实际问题的能力；工作量的大小；取得的主要成果及创新点；写作的规范程度；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）：成绩：评阅教师签字：年月日中国矿业大学毕业设计评阅教师评阅书评阅教师评语（选题的意义；基础理论及基本技能的掌握；综合运用所学知识解决实际问题的能力；工作量的大小；取得的主要成果及创新点；写作的规范程度；总体评价及建议成绩；存在问题；是否同意答辩等）：成绩：评阅教师签字：年月日中国矿业大学毕业设计答辩及综合成绩答辩情况提出问题回答问题正确基本正确有一般性错误有原则性错误没有回答答辩委员会评语及建议成绩：答辩委员会主任签字：年月日学院领导小组综合评定成绩：学院领导小组负责人：年月日目录第一章概述部分11.1掘进机的发展现状与前景展望11.1.1国内外掘进机的发展现状11.1.2掘进机发展前景展望21.2悬臂式掘进机的主要组成部分31.3 EBJ120TP型掘进机简介41.3.1 EBJ120TP概述51.3.2 EBJ120TP主要技术参数71.4履带式掘进机在半煤岩工作条件下应用设计要求9第二章总体方案设计102.1掘进机总体结构布置102.2掘进机各组成部分基本结构设计112.2.1截割部112.2.2装载部122.2.3刮板输送机122.2.4行走部132.2.5机架和回转台132.2.6液压系统142.2.7电气系统15第三章行走部设计153.1行走部设计要求153.2设计布置传动方案163.3行走部各部分的具体设计173.3.1履带的设计173.3.2液压马达及电机选择183.3.3链轮的设计203.3.4履带架及导向轮和张紧装置21第四章减速器设计234.1减速机构传动方案设计及传动比分配234.2一级圆柱直齿轮的设计254.2.1各齿数选择254.2.2模数选择254.2.3几何尺寸计算274.2.4啮合要素的验算274.2.5齿轮弯曲强度校核274.3第二级3K()型行星齿轮减速器的设计314.3.1配齿计算部分324.3.2初步计算齿轮的主要参数344.3.3啮合参数计算354.3.4几何尺寸计算374.3.5装配条件的验算404.3.6传动效率的计算（附整体减速器效率计算）414.3.7结构设计424.3.8齿轮强度验算454.4减速器其它零件校核514.4.1减速器轴校核。514.4.2减速器轴承校核。614.4.3减速器键校核62第五章装机事项与检修及检修655.1搬运、安装和调整655.1.1 机器的拆卸和搬运655.1.2 机器组装及注意事项665.1.3机器的调整665.2机器检修67结论71参考文献72英文原文73中文译文83致谢90 中国矿业大学2007届本科生毕业设计第92页第一章概述部分1.1掘进机的发展现状与前景展望1.1.1国内外掘进机的发展现状我们把全断面掘进机和自由断面掘进机统称为巷道掘进机。前者主要用于岩巷的全断面钻削式一次成巷掘进；自由断面掘进机则由于其工作臂可以上下左右移动而能自由改变掘进断面的形状和大小。自由断面掘进机常用于煤巷掘进既可以用于综合机械化工作面进行全断面巷道掘进也可应用于打眼放炮工艺进行机械化掘进。19世纪70年代，英国为修建海底隧道，生产制造了第一台掘进机，美国在20世纪30年代开发了悬臂式掘进机，并把此项技术应用于采矿业，此后英、德、日等十几个国家相继投入了大量的人力、物力、财力用于掘进机技术的开发和研制，经过多年的不懈努力，现有20多家公司，先后研制了近百种机型。目前，掘进机技术在如下几个方面有长足进步：(1)适用范围在扩大(2)掘进断面在增加(3)适应坡度在提升(4)截割能力在加强(5)多功能性在显现(6)自控技术在提高其中自由断面的悬臂式巷道掘进机从上世纪四十年代产生至今，已有五十多年的发展历史，目前掘进机的截割功率为100408kw，机重24160t，平均日掘进进尺78nl，最大掘进能力达2030md目前，国内煤矿用机型，中型机以AM一50、SIO0为代表，其截割功率为100kw，机重25t；重型机以EBH132(截割功率132kw、机重36t)、EBJ160(截割功率160kw、机重50t)为代表。掘进机的截割头有横轴式和纵轴式两种形式，横轴式截割头一般用于软岩掘进，纵轴式截割头则多用于硬岩掘进。截齿的选择原来虽主要依靠经验，但目前已可以通过试验台测试来准确选择。截齿在掘进过程中破碎煤岩时，其上受到的应力会部分转化为能量，故研制新的刀头合金材料一直是截齿的发展方向。截割速度是影响掘进机掘进能力和截齿寿命的重要参数。纵轴式截割头的截割速度低于横轴式截割头的截割速度，目前掘进机的截割速度多为2535ms。实践证明，低速截割具有截深大、岩屑粗、粉尘生成量少、齿尖温度低、磨损量小、装机功率利用率高等优点；但同时，低速截割也相应降低了掘进机的掘进能力。国外已有公司进行台架试验，以确定截割速度与掘进能力的关系。水力掘进的出现开辟了掘进机掘进技术发展的新天地，它具有诸多其他机械掘进所不及的优点。这项技术正在研发，一旦成熟，市场广阔。追溯我国使用巷道掘进机的历史，是从上世纪50年代初使用前苏联生产的J_IK一2M，J_IK21型煤巷掘进机开始的，之后又应用并仿制了J1K一3型掘进机；60年代我国开始自行研制巷道掘进机，相继研制出了“反修I型”，“反修型”和“开马”型掘进机，机重大都在10t左右，适用于f4的断面为496的煤巷掘进。从1972年一1985年间，我国煤炭科研院所与煤机厂和矿务局共同设计开发研制了EMS-30以及EMS-55等机型。到80年代中期，我国分别从英国、奥地利、日本、前苏联、美国、德国、匈牙利等国家引进了16种、近200台掘进设备，对我国煤矿使用掘进机起到了推动作用。“七五”期间，在煤矿采掘设备“一条龙”项目引进中，又引进了奥地利阿尔卑尼公司的Anll一50、日本三井三池公司的s10041型掘进机制造技术和先进的加工设备，使我国形成了批量生产掘进机的能力，基本上结束了中、小型掘进机依赖进口的局面。“八五”、“九五”期间，我国开始重型掘进机的研制工作，“十五”期间进入快速发展阶段。目前有轻、中、重机型EBE55、EBE75、EBE90、S100、AM一50、EBE110、EBEl20、EBE132、S150JH、S200M、EBE160等，其中EBE160型是国内研制的重型掘进机，S2OOM是引进日本，进而国产化的重型机。近几年，随着煤炭工业的发展，国内掘进机呈快速增长。2000年市场投入总量为51台、2001年103台、2002年126台、2003年236台，到2004年将超过 400台。佳木斯煤机公司处于行业领先地位，淮南煤机厂、南京晨光机器厂等均为我国掘进机的研制生产和不断发展作出了贡献。尽管我国掘进机研制工作起步并不晚，“七五”期间也曾取得过较好的成果，可是在发展过程中，现有产品与国际相比尚有很大差距。(1)从产品生产和使用方面看，国产的s100比日本晚6年，联合研制的EBE160比英国LH130晚13年(2)性能、规格相近的机型与国外相比晚820年。(3)从制造总数上看，截止2005年2月我国制造的掘进机近1150台，仅相当英国、德国、奥地利上世纪80年代的生产水平。(4)从机掘巷道比重看，与前苏联、英国、德国平均相差近20年。(5)从装机综合技术水平看，我国仅相当于国外20世纪80年代初期水平。为此，我国要提高制造厂及配套厂的设备精度和加工能力、原材料质量、加工技术及管理水平，适时引进先进技术，调整产品结构，加强自主开发能力，尽快缩短我国与先进掘进机生产国家的技术差距，并使我国煤矿掘进机械化装备提高到一个新的水平。1.1.2掘进机发展前景展望从目前国内掘进机发展趋势来看，具有广阔的发展前景，在我国除用于煤矿巷道掘进外，掘进机正进入铁路、城市地铁隧道的掘进以及公路建设等行业。其发展趋势有如下3项：(1)重型掘进机。如$220、AM75等机型，随着高产高效矿井建设需要，必然成为矿山的主力机型。另外，随着环保意识的强化，劳动力成本的提高，机械化掘进是一种必然发展趋势，市场前景更为看好。(2)矮机身中型掘进机。随着我国煤炭采掘业的不断发展，中厚煤层将逐步减少，煤矿巷道必然趋于薄煤层、半煤岩巷道，如山东、贵州等地。因此，有一定的破岩能力，机身矮、功率大的机型会成为今后市场的抢手机型。(3)辅助功能多的机型。在掘进机上搭载湿式除尘系统或其它除尘方式。这是改善作业环境，清除肺矽病途径之一。掘进机具有锚杆支护机等功能，若该项技术成熟，必将受到高度重视和开发研制。遥控技术、截割轨迹显示与红外线定位系统结合，实现机组远程遥控。故障自诊断功能更完备，并能实现辅助作业。连掘机组。实现房柱式采掘。1.2悬臂式掘进机的主要组成部分悬臂式掘进机主要有横轴式掘进机和纵轴式掘进机。它们的主要组成部件相同，只是截割头的布置不同。悬臂式掘进机由切割机构、装运机构、行走机构、液压系统、电气系统、除尘喷雾系统等组成一、切割机构切割机构由切割头、齿轮箱、电动机、回转台等组成，具有破碎煤岩功能的机构。二、装运机构装运机构由装载部和刮板输送机组成。悬臂式掘进机装载机构形式较多。如星轮式、链轮链条式、蟹爪式等，过去比较多的是运用蟹爪式，现在随着液压的广泛运用，开始大规模运用液压马达直接带动转盘的机构了。三、行走机构掘进机的行走机构主要由履带部分、减速器和动力输入装置（液压马达或电动机）。四、液压系统液压系统由统一的泵站给分布在各个地方的液压缸，液压泵供液压油，设计中要照顾不同液压部件的压力。五、电气系统电器系统是电动机和控制掘进机的运动的电信号控制器等电器元件，在井下工作的时候要注意它的防爆处理，选用的电动机、电器元件必须符合井下的防爆标准。六、除尘喷雾系统除尘喷雾系统内喷雾回路、外喷雾回路及冷却水回路组成。1.3 EBJ120TP型掘进机简介图1-1 EBJ-120TP型掘进机1.3.1 EBJ120TP概述一、产品特点EBJ120TP型掘进机由煤炭科学总院分院设计制造。该机为悬臂式部分断面掘进机，适应巷道断面918m2、坡度16。、可经济切割单向抗压强度60MP的煤岩，属于中型悬臂式掘进机。该机的主要特点是结构紧凑、适应性好、机身矮、重心低、操作简单、检修方便。二、主要用途、适应范围EBJ120TP型悬臂式掘进机主要是为煤矿综采及高档普采工作面采准巷道掘进服务的机械设备。主要适用于煤及半煤岩巷的掘进，也适用于条件类似的其它矿山及工程巷道的掘进。该机可经济切割高度3.75m,可掘任意断面形状的巷道，适应巷道16。该机后配套转载运输设备可采用桥式胶带转载机和可伸缩式带式输送机，实现连续运输，以利于机器效能的发挥。三、产品型号、名称及外型产品型号、名称为EBJ120TP型悬臂式掘进机外型参见图1-2四、型号的组成及其代表的意义图1-2掘进机外形1.3.2 EBJ120TP主要技术参数一、总体参数机长 8.6m机宽 22.2m机高 1.55m地隙 250mm截割卧底深度 240mm接地比压 0.14MPa机重 35t总功率 190kW可经济截割煤岩单向抗压强度 60MPa可掘巷道断面 918m2最大可掘高度 3.75m最大可掘宽度 5.0m适应巷道坡度 16。机器供电电压 660/1140V二、截割部电动机型号 YBUS3120 功率 120kW 转速 1470r/min截割头转速 55r/min 截齿镐形最大摆动角上 42。下 31。左右各39。三、装载部装载形式三爪转盘装运能力 180m3/h铲板宽度 2.5m/2.8m铲板卧底深度 250mm铲板抬起 360mm转盘转速 30r/min四、刮板输送机运输形式边双链刮板槽宽 510mm龙门宽度 350mm链速 0.93m/s锚链规格 1864mm张紧形式黄油缸张紧五、行走部行走形式履带式(液压马达分别驱动)行走速度工作3m/min，调动6m/min接地长度 2.5m制动形式摩擦离合器履带板宽度 500mm张紧形式黄油缸张紧六、液压系统系统额定压力：油缸回路 16MPa 行走回路 16MPa 装载回路 14MPa 输送机回路 14MPa 转载机回路 14MPa 锚杆钻机回路 10MPa系统总流量 450L/min泵站电动机：型号 YB250M4 功率 55kW 转速 1470r/min泵站三联齿轮泵流量 63/50/40ml/r泵站双联齿轮泵流量 63/40ml/r锚杆泵站电动机：型号 YB160L4 功率 15kW 转速 1470r/min锚杆泵站双联齿轮泵流量 32/32ml/r油箱：有效容积 610L 冷却方式板翅式水冷却器油缸数量： 8个七、喷雾冷却系统灭尘形式内喷雾、外喷雾供水压力 3MPa外喷雾压力 1.5MPa流量 63L/min冷却部件切割电动机、油箱八、电器系统供电电压 660/1140V总功率 190kW隔爆形式隔爆兼本质安全型控制箱本质安全型1.4履带式掘进机在半煤岩工作条件下应用设计要求悬臂式掘进机由切割机构、装运机构、行走机构、液压系统、电气系统、除尘喷雾系统等组成。其基本结构形式为：切割机构分为纵轴式和横轴式；行走机构为履带式；装运机构为耙爪式接中间刮板输送机。掘进机应设有支护用的托梁装置，行走机构和装运机构均能正、反向转动，液压系统和除尘系统的管件、阀类等布置合理，安装可靠，整机各部件皮符合解体拆装下井运输要求。设计、试验要求：切割机构、装运机构、行走机构齿轮箱的传动零件，其强度安全系数不小于2。刮板链的静强度安全系数的选择不应小于4.0圆环链的拉伸强度指标为C级。齿轮箱的耐久性试验，在额定载荷和转速下连续运转切割和装运齿轮箱不少于1000 h，行走齿轮稻正、反向运转不得少于400 h。受动载荷大的联接螺拴，应有可靠的防松装置。履带接地长度相中心距之比一般不大于16，履带公称接地比压不大于0.14MP，对软底板要有适应性，履带上如果有支重轮每个支重轮应能承受50的整机重量。内喷雾系统额定压力不低于3MPa，外喷雾系统额定压力不低于15MPa。要求掘进机实测重心与设计重心在纵、横两方向上的误差不大于25mm。实测重量误差不大于设计重量的5。在安全保护方面要求：掘进机电气设备的设计、制造和使用，应符合含有瓦斯、煤尘或其他爆炸性混合气体中作业要求、符合煤矿安全规程以及煤矿井下1140 v电气设备安全技术和运行的暂行规定。所有电气设备均应取得防爆检验合格证，掘进机设有启动报警装置，启动前必须发出警报，掘进机必须装有前后照明灯。掘进机行走机构中应设有制动系统和必要的防滑保护装置，切割机构和装运机构传统系统中应设有过载保护装置，还应有切割臂与铲板的防干涉装置。油泵和切割机构之间、转载机和装运机构之间的开、停顺序，在电控系统中应设有闭锁装置。液压系统应设有过滤装置，还应设压力、油温、油位显示或保护装置。电控系统应设紧急切断和闭钡装置，在司机座另一侧，还应装有紧急停止按钮。内外喷雾系统中要装设过滤保护装置。使用性能要求：掘进机各部件运转乎稳，恳臂摆动灵活，在规定煤岩特性条件下进行切割时，截齿损耗宰正常，切割头上裁齿排列合理、更换方便，同一类截齿应具有互换性。装运机构及履带机构的传动部件、齿轮箱必须有可靠性高、寿命长的防水密封。履带的牵引力应能满足设计坡度上工作和转向要求中间刮板输送机链条应具有可伸缩调整装置，刮板链与链轮正常啮合，不得出现跳链、掉链、卡链现象。装运机构耙爪下平面与铲板之间有间隙，不得接触摩擦。各操作手柄、按钮、族钮、动作灵活、可靠、方便。齿轮箱在运转中各密封端盖、出轴密封、箱体结合面等处均不得有渗漏现象。齿轮箱、液压系统和轴承等必须按设计要求注入规定牌号的润滑油和油脂，不得渗合使用。掘进机作业时，各齿轮箱最高温度不得超过95，液压油箱中的油温不应超过70掘进机作业时，司机座位处空气中粉尘浓度应10mgm3，司机处综合噪声值不大于90dB(A)。掘进机除手柄、按钮、滑道等表面外，均应采取防锈措施。第二章总体方案设计2.1掘进机总体结构布置机器的总体布置关系到整机的性能、质量和整机的合理性。也关系到操作方便、工作安全和工作效率。因此，总体布置是总体设计中极为重要的内容。(1)切割机构由悬臂和回转台组成，位于机器前上部，悬臂能上下、左右回转；(2)装载铲板是在机器下部前方，后接中间刮板运输机，两者组成装运机构，贯穿掘进机的纵向轴线；(3)考虑掘进机的横向稳定平衡，主要部件按掘进机纵向平面对称布置，电控箱、液压装置分别装在运输机两侧；(4)为保证作业的稳定性，履带位于机器的下部两侧，前有落地铲板，后有稳定器支撑，整个机器的重心在履带接地面积的形心面积范围内；(5)为了保护司机安全，同时又便于观察、操作，将司机位置在机器后部右侧；(6)由于掘进机是地下巷道作业，所以整个机器呈长条形，而且机身越矮机器越稳定。2.2掘进机各组成部分基本结构设计2.2.1截割部截割部又称工作机构，结构如图2-1所示，主要又截割电机、叉形架、二级行星减速器、悬臂段、截割头组成。图2-1截割部截割部为二级行星齿轮传动。由120kW水冷电动机输入动力，进齿轮连轴节传至二级行星减速器，经过悬臂段主轴，将动力传给截割头，从而达到破碎煤岩的目的。2.2.2装载部装载部结构如图2-2，主要由铲板及左右对称的驱动装置组成，通过低速大扭矩液压马达直接驱动三爪转盘向内转动，从而达到装载煤岩的目的。本次设计采用的是2.5m宽的铲板。图2-2装载部装载部安装于机器的前端。通过一对销轴和铲板的左右升降油缸铰接于主机架上，在铲板油缸的作用下，铲板绕销轴上下摆动。当机器截割煤岩时，应使铲板前端紧贴底板，以增加机器的截割稳定行。2.2.3刮板输送机刮板输送机结构如图2-3，主要由机前部、机后部、驱动装置、边双链刮板、张紧装置和脱链器等组成。图2-3刮板输送机刮板输送机位于机器中部，前端与主机架和铲板铰接，后部托在机架上。机架在该处设有可拆装的垫片，根据需要，刮板输送机后部可垫高，增加刮板输送机的卸载高度。刮板输送机采用低速大扭矩液压马达直接驱动，刮板链条的张紧是通过在输送机尾部的张紧脂油缸来实现的。2.2.4行走部行走部的设计见第三章的介绍2.2.5机架和回转台机架是整个机器的骨架，它承受来自截割、行走和装载的各种载荷。机器中的各个部件均用螺栓、销轴及止口与机架联接，机架为组焊件。结构如图2-4回转台主要用于支承，联接并实现切割机构的升降和回转运动。回转台座在机架上，通过大型回转轴承用于止口、36个高强度螺栓与机架相联。工作时，在回转油缸的作用下，带动切割机构水平摆动。截割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油缸实现的。1十字构件；2盘形支座；3圆盘止推轴承；4球面滚子轴承；5涨套连轴器；6回转齿轮；7切割臂基座；8升降油缸；9支承法兰；10水平回转油缸；11齿条；12长轴图2-4 回转台2.2.6液压系统本机除截割头的旋转运动外，其余各部分采用液压传动。系统原理图见图2-5图2-5 液压系统图2.2.7电气系统电气系统由前级馈电开关、KXJ250/1140EB型隔爆兼本质安全型掘进机用电控箱、CZD14/8型矿用隔爆型掘进机电控箱用操作箱、XEFB36/150隔爆型蜂鸣器、DGY60/36型隔爆照明灯、LA8101型隔爆急停按钮、KDD2000型瓦斯断电仪以及驱动掘进机各工作机构的防爆电动机和连接电缆组成。第三章行走部设计3.1行走部设计要求履带行走部是悬臂式掘进机整机的支承座，用来支承掘进机的自重、承受切割机构在工作过程中所产生的力，并完成掘进机在切割、装运及调动时的移动。履带行走机构包括左右行走机构、并以掘进机纵向中心线左右对称。履带行走机构包括导向轮、张紧装置、履带架、支重轮、履带链及驱动装置等部件。当驱动轮转动时，与驱动轮相啮合的履带有移动的趋势。但是，因为履带下分支与底板间的附着力大于驱动轮、导向轮和支重轮的滚动阻力，所以履带不产生滑动，而轮子却沿着铺设的滚道滚动，从而驱动整台掘进机行走。掘进机履带行走机构的转弯方式一般有2种：一侧履带驱动，另一侧履带制动；两侧履带同时驱动，但方向相反。现在设计将支重轮作成和机架一体的结构，这样的结构简单，而且在井下的环境中它比支重轮可靠性能更高。由于没有了支重轮，所以履带的磨损比较严重，要采用更好的耐磨合金钢。掘进机部在掘进作业时。它承受切割机构的反力、倾覆力矩及动载荷。腰带机构的设计对整机正常运行、通过性能和工作稳定性具有重要作用。履带机构设计要求：具有良好的爬坡性能和灵活的转向性能；两条履带分别驱动，其动力可选用液压马达或电动机；履带应有较小的接近角和离去角。以减少其运行阻力；要注意合理设计整机重心位置。使履带不出现零比压现象；履带应有可靠的制动装置，以保证机器在设计的最大坡度工作不会下滑。3.2设计布置传动方案参照EBJ-120TP型掘进机采用履带式行走机构。左、右履带行走机构对称布置，分别驱动。各由10个高强螺栓与机架相联。左右履带行走机构由液压马达经一级圆柱齿轮和3K行星齿轮传动减速后将动力传给主动链轮，驱动履带运动。本次的设计采用的是直联高速液压马达驱动，传动比比较大。对减速的设计提出了更高的要求。现在以左行走机构为例说明其结构及传动系统。左行走机构由导向张紧装置，左履带架，履带链，左行走减速器，液压马达，摩擦片式制动器等组成。摩擦片式制动器为弹簧常闭式，当机器行走时，泵站向行走液压马达供油的同时，向摩擦片式制动器提供压力油推动活塞，压缩弹簧，使摩擦片式制动器解除制动。由于空间和安装方式的限制，本次减速器的设计采用一级圆柱直齿轮传动和3k（）型行星传动。具体设计见第四章3.3行走部各部分的具体设计3.3.1履带的设计1）接地长度的计算确定（3-1）式中 p掘进机的平均接地比压； /MPa；G掘进机整机的重力；/N；B履带板宽度；/mm；L履带接地长度；/mm平均接地比压主要是根据底板岩石条件选取，对于遇水软化的底板，取较小值，对于底板较硬，遇水不软化的底板取较大值。在设计掘进机时，推荐平均接地比压p014 MPa。掘进机的整机质量为35吨，履带的宽度选择为500 mm。根据公式（3-1），可以得出：图3-1履带板2）选取履带板的节距选取履带板（如图3-1）的节距，整体式履带板基本尺寸应符合下表（3-1）的规定。表（3-1）单位mm3.3.2液压马达及电机选择1）单侧履带行走机构牵引力的计算确定。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，而掘进机在水平地面转弯时，单侧履带的牵引力为最大，故单侧履带行走机构的牵引力的计算以平地转弯时的牵引力为计算的依据。（3-2）其中（3-3）式中 T1单侧履带行走机构的牵引力，kN；R1单侧履带对地面的滚动阻力，kN；f履带与地面之间滚动阻力因数，0.080.1；履带与地面之间的转向阻力因数，0.81.0；n掘进机重心与履带行走机构接地形心的纵向偏心距离，mm；G1单侧履带行走机构承受的掘进机的重力，kN。B左右两条履带的中心距，mm。f取0.1，由公式（3-3）：取0.9，n取440mm，B取150mm,代入公式（3-2）：表3-2 附着系数数值根据单侧履带行走机构的牵引力心须大于或等于各阻力之和，但应小于或等于单侧履带与地面之间的附着力。，由表（3-2）得附着系数值选取0.7。符合。2）单侧履带行走机构输入功率的计算确定（3-4）式中 P单侧履带行走机构的输入功率，kW；V履带行走机构工作时的行走速度，ms；1履带链的传动效率。有支重轮时取089092，无支重轮时取071074；2驱动装置减速器的传动效率，。在最大速度的情况下计算，V=6m/min=0.1m/s，1取0.9，2取0.75，根据公式（3-4）：3）液压马达选型基本型号: MFB29几何排量/(mL/r): 61.6最高转速/(r/min): 2400最低稳定转速/(r/min): 50最高工作压力/MPa: 20.7最大输出转矩/Nm: 178重量/kg: 294）泵站电机的功率选择行走需要电动机的功率为PnPn=2P/v1v2j （3-5）式中 P单侧履带行走机构的输入功率，kW；v1液压马达的效率，%；v2液压泵的效率，%；j功率传输的损失，%；v1、v1取0.9，j取0.95,根据公式（3-5）：电动机型号为YB250M4，功率为55kW,转动速度为1470r/min。3.3.3链轮的设计链轮的节距已确定。齿数就要决定链轮的直径大小。安装在后驱动架上就会影响到接地角和离去角，把原有设计的8个齿改成9齿，减小了接地角。使行走部前进与后退时的受力不均的确点减轻。（3-6）（3-7）（3-8）式中分度圆直径，mm；链轮的齿数；齿顶圆直径，mm；齿根圆直径，mm；两个履带的厚度，mm。将z=9，p=160带入（3-6）、（3-7）、（3-8）三个公式：圆整为，。3.3.4履带架及导向轮和张紧装置1）履带架的地板长度要能保证1516个履带板和地面接触，在这个设计中履带架是承担了负重轮的功能的。履带架要保证导向轮和传动链轮的安装以及保证履带能在上面运动。履带架见图3-2。图3-2履带架2）导向轮是用来保证掘进机转弯的一种装置，张紧装置是用来调整履带的松紧程度的，其设计如图3-3图3-3 导向张紧装置第四章减速器设计4.1减速机构传动方案设计及传动比分配考虑到该减速器用于行走机构上。由于悬臂式的安装方式，和狭窄的安装空间的限制。在体积上有所限制。再除掉马达占用的空间，留给减速器的空间比较小。减速器采用的：一级圆柱直齿轮传动和3K（）型行星传动。恰好解决了安装方式和安装空间的问题。传动示意图如下图4-1图4-1 传动示意图1）液压马达的转动速度的计算在高速行走的时候，液压马达由两个63液压泵提供液压油分别驱动左右行走部的液压马达，液压泵的转动速度和泵站电动机的转动速度相同。（4-1），带入（4-1）液压马达有（4-2），带入（4-2）2）链轮的转动速度的计算计算掘进机调动速度时的链轮转速（4-3）式中 V机器的调动速度，m/min；z链轮的齿数；p履带节距，mm。将，带入公式（4-3），则得3）减速比计算减速比计算公式为：（4-4）由前面可以知道，带入公式（4-4），则得所以减速器的总传动比要为292.3。4.2一级圆柱直齿轮的设计4.2.1各齿数选择分配传动比一级传动两齿轮齿数分别是23、504.2.2模数选择1) 选择齿轮材料大、小齿轮均选用35CrMo 表面淬火 2）按齿面弯曲强度设计计算齿轮精度等级首先估算（4-5）精度等级确定为7级确定计算负载一级圆柱齿轮副名义转矩按下面公式计算。（4-6）将，代入公式（4-6）得名义转矩：确定模数按照齿根弯曲强度条件的设计公式确定起模数；（4-7）式中算式系数，对于直齿轮传动为12.6，斜齿轮传动为11.5；小齿轮承受的扭矩，Nmm；载荷系数；齿轮宽度系数；齿轮副中小齿轮齿数；试验齿轮的弯曲疲劳极限，N/mm2；载荷作用于齿顶时的小齿轮齿形系数；外齿轮应力修正系数；查相关的数据，可以得到=12.6；=146Nm；=1.5；=0.4=23；=440 N/mm2；=2.7；=1.56代入公式（4-7）计算由于用于工作条件恶劣的环境，取模数4.2.3几何尺寸计算该配对齿轮几何尺寸一览表：表4-1项目计算公式分度圆d/mm92200齿顶圆da/mm100208齿根圆df/mm82190中心距a/mm146齿宽b/mm4540其中：1，0.25；4.2.4啮合要素的验算一级齿轮传动的重合度；查外啮合标准齿轮传动重合度图表；得；4.2.5齿轮弯曲强度校核对于用在掘进机行走部的减速器短期间断工作特点，齿轮只需要校核齿根弯曲强度，按下列公式验算（4-8）（4-9）式中计算弯曲强度的使用系数；计算弯曲强度的动载荷系数；计算弯曲强度的齿向载荷分布系数；计算弯曲强度的齿间载荷分配系数；齿根应力的基本值，N/mm2,大小齿轮应分别确定；载荷作用于齿顶时的齿形系数；载荷作用于齿顶时的应力修正系数；计算弯曲强度的重合度系数；计算弯曲强度的螺旋角系数；工作齿宽，mm；如果大小齿轮宽度不同时，宽齿轮的计算工作齿宽不应大于窄轮齿宽在加上一个模数mn；模数，mm；许用齿根应力可按下式计算，对大小齿轮要分别确定（4-10）式中试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，N/mm2；试验齿轮的应力修正系数；计算弯曲强度的寿命系数；相对齿根圆角敏感系数；计算弯曲强度的尺寸系数；相对齿根表面状况系数；计算弯曲强度的最小安全系数。1）名义切向力Ft前面我们已经得到2）相关系数a.使用系数使用系数按中等冲击取b.动载荷系数先要计算a轮相对于转臂的速度，可由下式得到（4-11）式中小齿轮的分度圆直径，mm；小齿轮的转动速度，r/min；将mm，(r/min)代入公式（4-11）齿轮为7级精度，即精度系数C=7；查图得：c.齿向载荷分布系数齿向载荷分布系数可按下式计算（4-12） (4-13)则得d.齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数查表可得=1.1e.齿形系数齿形系数由图可得，f.应力修正系数应力修正系数由图可得,g.重合度系数重合度系数可按下面的公式计算（4-14）取=1.5，代入（4-14），则得h.螺旋角系数螺旋角系数查相关图为=1i.齿宽b尺宽3）计算齿根弯曲应力4）计算弯曲强度的安全系数S (4-15)已经知道=440 N/mm2（参考13171174页）应力系数，按给定的区域图取时，取=2。寿命系数根据要求，减速器的寿命为t=4000 h，可得由下式计算齿根圆角敏感系数查得为=1相对齿根表面状况系数按照下式计算（4-16）取齿根表面微观不平度Rz=12.5m，代入式（4-16），可得尺寸系数 =1.05-0.01m=1.05-0.015=1将上面的所得的数据代入公式（4-15），则得安全系数、均满足较高可靠度时最小安全系数的要求。这对齿轮弯曲强度校验合格。4.3第二级3K()型行星齿轮减速器的设计已知：行星传动的输入功率。输入转速分配给3k（）行星传动的传动比：4.3.1配齿计算部分根据3k（）行星传动的传动比公式：（4-17）再根据其装配条件，即保证各行星轮能匀称装入时，中心轮a、e和b之间的条件：（4-18）（4-19）式中。由公式（4-17）可知，要传动比值比较大，而且结构紧凑，就尽量使与的差值取小些，但从满足装配条件看，与最小差值应满足：（4-20）将代入传动比公式（4-17），经整理化简后可得齿数的一元二次方程（4-21）则可结得（4-22）则由公式（4-20）可求得，即（4-23）如果为偶数，则可按下式计算，即如果为奇数，即在采用角度变位的行星传动中，则可按下面的公式计算（4-24）一般选取行星轮数，再取太阳轮a的齿数=15。则由公式（4-22）得=69，再由公式（4-23）得=72，因为-为奇数72-15=57，再由公式（4-24）得=28验算传动比，允许其传动误差为（4-25）式中；。3k（）型传动的各齿轮的齿数列表如下15697228带入公式（4-17）传动比。得完全符合传动要求。引入一级直齿圆柱齿轮累计传动误差计算如下：实际上的速度误差非常小，合乎要求。4.3.2初步计算齿轮的主要参数齿轮材料和热处理的选择：中心轮a和行星轮c采用20CrMnTi，渗碳淬火。齿面硬度5862HRC取。和中心轮a和行星轮c的加工精度7级；内齿轮b和c均采用20CrNi3，齿面渗碳淬火，硬度HRC=5662 ，内齿轮b和e的加工精度7级。按照齿根弯曲强度条件的设计公式确定模数；（4-26）式中算式系数，对于直齿轮传动为12.1小齿轮承受的扭矩，Nmm；综合系数；弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数；齿轮宽度系数；齿轮副中小齿轮齿数；试验齿轮的弯曲疲劳极限，N/mm2；计算弯曲强度的使用系数；载荷作用于齿顶时的小齿轮齿形系数；3K（）型传动有三个啮合齿轮副：，。先按照高速级齿轮副进行模数的初算。将，代入公式（4-6）又有查相关的数据，可以得到；=340 N/mm2；齿形系数=2.67；综合系数=1.8；取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数=1.2，由公式，所以；齿宽系数选；将上面得到的数据代入公式（4-26），可以得到：取模数为m=4mm。4.3.3啮合参数计算该行星减速器具有三个啮合齿轮副：，各齿轮副的标准中心距为： mm mm mm由此可见，三个齿轮副的标准中心距均不相等，且有。因此，该行星齿轮传动不能满足非变位的同心条件。为了使该行星传动既能满足给定的传动比i=134.4的要求,又能满足啮合传动的同心条件，即应使各齿轮副的啮合中心距相等，则必须对该3Z()型行星传动进行角度变位。根据各标推中心距之间的关系现选取其啮合中心距为=88mm作为各齿轮副的公用中心距值。已知和，及压力角，计算该3Z()型行星传动角度坐位的啮合参数。计算公式： (4-27) (4-28) (4-29) (4-30)项目a-cb-ce-c中心距变为系数啮合角变位系数和齿顶高变位系数重合度注：公式中“”号，外啮合取“+”，内啮合取“-”具体计算过程：确定各齿轮的变位系数x。1) a-c 齿轮副在a-c 齿轮副中，由于中心轮a的齿数；和中心距。由此可知，该齿轮副的变位目的是避免小齿轮a产生根切、凑合中心距和改善啮合性能。其变为位方式应采用角度变位的正传动即当齿顶高系数，压力角时，避免根切的最小变位系数为按下面公式可求得中心轮a的变位系数为按下面公式可得行星轮c的变位系数为2)b-c齿轮副在b-c齿轮副中：，和。据此可知，该齿轮副的变位目的是为广凑合中心距和改善啮合性能。故其变位方式也应采用角度变位的正传动，即。现己知其变位系数和=1.8377，0.2645，则可得内齿轮b的坐位系数为=+=1.8377+0.2645=2.1022。3)e-c齿轮副在e-c齿轮副中，和由此可知，该齿轮副的变位目的是为了改善啮合性能和修复啮合齿轮副。故其变位方式应采用高度变位，即，。则可得内齿轮e的变位系数为4.3.4几何尺寸计算对于该3k（）型行星齿轮传动可按下表中的计算公式进行其几何尺寸的计算。各齿轮副的几何尺寸的计算结果见表项目计算公式a-c b-c e-c 变位系数分度圆直径基圆直径节圆直径齿顶圆直径外啮合内啮合齿根圆直径外啮合内啮合用插齿刀加工；注：1.表内的公式中，为插齿刀的齿顶圆直径；为插齿刀与被加工齿轮之间的中心距。2.表中的径向间径，其中，3. 用插齿刀加工内齿轮，其齿根圆直径的计算。已知模数，插齿刀齿数，齿顶高系数，变位系数（中等磨损程度)。齿根圆直径按下式汁算，即 (4-31)式中插齿刀的齿顶圆直径；插齿刀与被加工内齿轮的中心距。内齿轮采用插齿加工，现对内啮合齿轮副bc和ec分别计算如下：1）b-c内啮合齿轮副（，）。查表得加工中心距为（mm）按公式计算内齿轮b齿根圆直径为2）e-c内啮合齿轮副（，）。仿上面计算，查表得：。加工中心距为（mm）按公式计算内齿轮e齿根圆直径为（mm）4.3.5装配条件的验算对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件。1)邻接条件按下公式验算其邻接条件，即将已知的、值代入上式，则得 (mm)即满足邻接条件。2)同心条件按以下公式验算该3k()型行星传动的同心条件，即 (4-32)各齿轮副的啮合角为、和；且知、和代人上式，即得则满足同心条件。3）安装条件按下面公式验算其安装条件，即得所以，满足其安装条件。4.3.6传动效率的计算（附整体减速器效率计算）由几何尺寸计算结果可知，内齿轮b的节圆直径大于内齿轮的节圆直径，故该3k()型行星传动的传动效率认可采用下面公式进行汁算，即 (4-33)已知，其啮合损失系数 (4-34)和按照下列公式计算。 (4-35) (4-36)取轮齿的啮合摩擦因数，且将、和代入上式，可得即有所以，其传动效率为引入第一级直齿圆柱齿轮，总的传动效率可见，该减速器的传动效率较高，可以满足短期间断工作方式的使用要求。4.3.7结构设计根据3k()型行星传动的工作待点、传递功率的大小和转速的高低等情况，对其进行具体的结构设计。首先应确定中心轮(太阳轮)a的结构，因为它的直径较小所以，轮a应该采用齿轮轴的结构型式；即将中心轮a与输入铂连成一个整体。且按该行星传动的输入功率P和转速n初步估算输入轴的直径，同时进行轴的结构设计。为了便于轴上零件的装拆，通常将轴制成阶梯形。总之，在满足使用要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。内齿轮b采用了弹性销的均载机构进行浮功。通过其弹性销把内齿轮b与箱体内壁连接起来，从而可以将其固定。内内齿轮e采用了通过渐开线花键联接输出轴。行星轮采用了中空的结构，齿宽b应当比较大；以便保证该行星轮c与中心轮a的啮合良好同时还应保证其与内齿轮b和c相啮合。在每个行星轮的内孔中，穿入一根轴。而行星轮中空轴在安装到转臂h的侧板上之后，还采用了挡圈进行限位，进而轴向固定c齿轮出于该3k型行星传动的行星架h个承受外力矩，也不是行星传动的输入或输出构件；而且还具有3个行星轮。因此其转臂x采用了双侧板整体式的结构型式结构如图4-2所示图4-2 行星架转臂h可以采用两个调心滚子轴承，支承在中心轮a的轴上。中心轮a齿轮轴通过向心轴承，一端支承在输出轴的内孔中，另一端支承在箱体上。转臂h上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差可按公式计算。现已知啮合中心距88mm，则得（mm）取各行星轮轴孔的相对偏差可按公式计算，即（mm）取转臂x的偏心误差约为孔距相对偏差的的1/2，即在对所设计的行星齿轮传动进行了其啮合参数和几何尺寸计算，验算其装配条件，且进行结构设计之后，便可以绘制该行星齿轮传动结构图，如下图4-3 行星轮传动结构图4.3.8齿轮强度验算出于该3k（）型行星齿轮传动具有短期间断的工作特点，且具有结构紧凑、外廓尺寸小和传动比大的特点。针对其工作特点，只需按其齿根弯曲应力的强度条件公式进行校核计算，即（4-37）（4-38）（4-39）式中计算弯曲强度的使用系数；计算弯曲强度的动载荷系数；计算弯曲强度的齿向载荷分布系数；计算弯曲强度的齿间载荷分配系数；齿根应力的基本值，N/mm2,大小齿轮应分别确定；载荷作用于齿顶时的齿形系数；载荷作用于齿顶时的应力修正系数；计算弯曲强度的重合度系数；计算弯曲强度的螺旋角系数；弯曲强度的行星齿轮间载荷不均匀系数工作齿宽，mm；如果大小齿轮宽度不同时，宽齿轮的计算工作齿宽不应大于窄轮齿宽在加上一个模数mn；模数，mm；许用齿根应力可按下式计算，对大小齿轮要分别确定（4-40）式中试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，N/mm2；试验齿轮的应力修正系数；计算弯曲强度的寿命系数；相对齿根圆角敏感系数；计算弯曲强度的尺寸系数；相对齿根表面状况系数；计算弯曲强度的最小安全系数。现在分别校核四个啮合齿轮副：， 1）齿轮副名义切向力Ft前面我们已经得到 (N)相关系数a.使用系数使用系数按中等冲击取b.动载荷系数先要计算a轮相对于转臂的速度，可由下式得到（4-41）式中小齿轮的分度圆直径，mm；小齿轮的转动速度，r/min；转臂H的转动速度，r/min。其中（r/min）。将mm，(r/min)，（m/s）代入公式（4-41）（m/s）中心轮和行星轮均为7级精度，即精度系数C=7；按下式计算动载系数（4-42）式中代入公式（4-42），可得所以中心轮a和行星轮c的动载系数为1.08c.齿向载荷分布系数齿向载荷分布系数可按下式计算（4-43）上式中，查相关图可以得到=1，由此可查图可以得到b=1.3，代入（4-43），则得d.齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数查表可得=1.1e.行星轮间载荷分配不均匀系数行星轮间载荷分配不均匀系数按下式计算（4-44）上式中，行星轮间载荷分布不均匀系数KHp取1.2，代入公式（4-44），则得f.齿形系数齿形系数由图可得，g.应力修正系数应力修正系数由图可得,h.重合度系数重合度系数可按下面的公式计算取ac=1.5，代入（4-45），则得（4-45） i.螺旋角系数螺旋角系数查相关图为=1j.齿宽b因为行星轮c不仅与中心轮a啮合，而且与内齿轮b和e相啮合，所以取按公式（4-39）计算齿根弯曲应力取弯曲应力为=100N/mm2。计算许用齿根应力计算许用齿根应力，即已经知道=340 N/mm2查表查得最小安全系数=2.0。应力系数，按给定的区域图取时，取=2。寿命系数由NL确定，NL由下式确定（4-46）根据要求，减速器的寿命为t=4000 h，代入（4-46），可得由下式计算齿根圆角敏感系数查得为=1相对齿根表面状况系数按照下式计算（4-47）取齿根表面微观不平度Rz=12.5m，代入式（4-47），可得尺寸系数=1.05-0.015=1将上面的所得的数据代入公式（4-40），则得因为齿根应力N/mm2小于许用应力 N/mm2，即。所以，齿轮副满足齿根弯曲强度条件。2）齿轮副在内啮合齿轮副中只需要校核内齿轮b的弯曲强度，即仍按前面的公式计算其齿根弯曲应力和许用应力，已经知道，=440N/mm2（参考13171174页）。仿照上面的计算过程，通过查表或采用相同的公式计算，可以得到一系列取值：，=1.1，=1，=1，=1.03，=1。取可见。所以，齿轮副满足齿根弯曲强度条件。（3）齿轮副在内啮合齿轮副中只需要校核内齿轮e的弯曲强度，即仍按前面的公式计算其齿根弯曲应力和许用应力，已经知道Ze=72，=440N/mm2仿照上面的计算过程，通过查表或采用相同的公式计算，可以得到一系列取值：，=1.1，=1.02，=1，=1.03，=1。取可见。所以，齿轮副满足齿根弯曲强度条件。4.4减速器其它零件校核4.4.1减速器轴校核。（1）行星轮支承轴校核a.受力分析行星轮支承关系见图4-4图4-4行星轮支承关系根据关系图可以画出受力示意图如图4-5图4-5 受力示意图Fac、Fbc、Fec可以通过下面的公式计算（4-48）（4-49）（4-50）对于，前面已经知道了，mm，代入（4-48） N对于，先要先计算，可以按照下面的公式计算（4-51）前面已经知道了，代入（4-51），则有 Nmm代入（4-50），有对于，先要知道，可以按照下面的公式计算（4-52）前面已经知道了，代入（4-52），则有 Nmm，代入（4-49），有的计算可以按照下面的公式计算（4-53）将上面得到的数据代入（4-53），则得 (N) (N) (N)根据受力示意图如图，有（4-54）（4-55）将上面所得到的数据代入（4-54），（4-55），通过计算得到画出受力图、弯矩图，如图4-6图4-6 受力弯矩图b.强度校核根据材料力学第三强度理论，按下式计算出当量弯矩，很明显强度最大的部位在齿轮的中部的那个地方的轴。 Nmm （4-56）从受力图上我们可以看到，这个轴上的扭矩刚好全部抵消，所以只需要将弯矩代入计算，则得行星轮心轴选用20CrMnMo进行渗碳淬火，b=1170Nmm2。 Nmm2。行星轮心轴直径选取55，按照下式进行强度校核 Nmm2 （4-57）将，d=55代入（4-57），则得 Nmm2很显然有，所以通过校核。2）3k功率输入轴校核a.受力分析输入轴支承关系见图4-7图4-7 输入轴支承关系由于输入轴的外围是三个行星轮均匀布置，所以它径向力抵消为零，它受到行星轮给它的切向力，切向力全部转换到作用在轴中心上的力的时候，又全部抵消，该输入轴受到的弯矩只有从一级小齿轮传递来的圆周力Ft和径向力Fr.它们的合力为，另外还受到扭矩Ta受力分析如图图4-8 受力分析图图4-9 合成弯扭分析图扭矩为Ta，前面已经算出来为Ta=2.96105Nmmb.强度校核在前面已经选定了中心轮a的材料，由于轴和中心轮a是做成一体的，所以材料也是20CrMnTi，渗碳淬火，b=1079Nmm2 Nmm2。将Ta=2.96105Nmm，取1.0代入式（4-56）， Nmm从图中可以看出来，在轴花键切割外圆处应力值是最大的。将数据代入式（4-57），则得 Nmm2很显然有，所以通过校核。3）第一级齿轮传动输入轴校核。根据关系图可以画出受力示意图如图4-10图4-10 受力示意图画出受力图、弯矩图、扭矩图和合成力矩图，如图4-11图4-11 合成弯矩图该轴选用45号钢进行调质处理，当直径小于200mm的时候，Nmm2， Nmm2。利用前面的公式（4-56），即 Nmm先算合成力矩最大的处的合成力矩在最大合成力矩的处，轴的直径为35，按照式（4-57）进行强度校核，则得 Nmm2很显然有，所以在最大合成力矩的处通过校核。4.4.2减速器轴承校核。1）一级输入轴上轴承的校核这是一对同样的轴承。只要校核其中一个受力较大的左侧的轴承即可。查手册，轴承21309的主要性能参数为：计算其寿命（4-58）式中轴承应该具有的额定动载荷；载荷系数；温度系数；轴承内外圈相对转动速度；r/min寿命指数，对球轴承，对滚子轴承，。由前面的计算得：合成支反力查手册得则该对轴承的寿命均满足要求 2）定位在输出轴孔内的轴承，左侧查手册，6306轴承的主要性能参数为：由前面的计算得：合成支反力可见支反力很小。无需继续校核。该轴承的寿命满足要求。3）定位在箱体的轴承，右侧查手册，6307轴承的主要性能参数为：由前面的计算得：合成支反力查手册得则该轴承的寿命满足要求4.4.3减速器键校核1）平键的校核当轴传递转矩T时，键的工作面受到压力N的作用，工作面受挤压，键受剪切，失效的形式是键、轴槽和轮毂槽三者中最弱的工作面被压溃和键被剪切坏。当键用45钢制造时，主要失效形式是压溃，所以通常只进行挤压强度计算。键的校核公式为下式（4-59）式中 k键与轮毂槽的接触高度，mm，k=h/2，h为键高；键的工作长度，mm，A型：，B型：，A型：，b为键宽（尺寸查有关设计手册）；许用挤压应力，N/mm2。一级直齿轮传动小齿轮上的平键前面已经知道Nmm，选用两个单圆头普通平键，180度对称 C型键，标准为GB/T10961979，型号为：键1440，高度h=9mm,代入公式（4-59），则得 N/mm2由于输入轴悬臂，运动的时候为轻微冲击，在轴为钢的情况下，静载荷的许用挤压应力=120150，轻微冲击的许用挤压应力=100120，经过调质处理，可以认定有，所以此处键是合格的。2）花键强度校核a输出轴上矩形花键强度校核矩形花键的齿数通常为偶数，所以在使用14个齿，按连接处的轴径设计，最终的设计结果是，长度为80。并且整个矩形花键进行热处理。矩形花键的挤压强度计算公式如下（4-60）式中载荷分布不均匀系数，一般取；花键齿的个数；花键齿的工作高度，h=(D-d)/2, mm；花键的平均直径,=d+(D-d)/2,mm；键的工作长度，mm；许用挤压应力，N/mm2。前面已经知道，矩形花键为，从中可以知道它的基本参数，将它们代入公式（4-60），则得=120140N/mm2,这样，所以这个花键的设计的合格的。b.第一级输入轴上的渐开线花键强度校核渐开线花键强度校核计算公式如下（4-61）式中载荷分布不均匀系数，一般取；键的工作长度，mm；许用挤压应力，N/mm2。渐开线花键齿的个数；渐开线花键齿的工作高度，h在标准压力角时，h=1.0m, 时，h=0.8m；渐开线花键的分度圆直径；将，等数据代入（4-61），则得在使用和制造良好的情况下，,这样，所以这个花键的设计的合格的。c.3k输入轴上渐开线花键花键的主要参数。它上面的扭矩是Nmm，将数据代入，可以得到在使用和制造良好的情况下，=120140N/mm2,这样，所以这个花键的设计的合格的。对.输出轴上的渐开线花键强度校核输出轴上的渐开线花键和内齿轮e是配合的，它的主要参数为，。它上面的扭矩是Nmm，将数据代入，可以得到 ,很明显有，所以这个渐开线花键强度符合要求。第五章装机事项与检修及检修5.1搬运、安装和调整5.1.1 机器的拆卸和搬运掘进机的重量及体积较大，下井前应根据井下实际装运条件，视机器的具体结构、重量和尺寸，最小限度的将其分解成若干部分，以便运输、起重和安装。从设计的角度看，已经考虑到井下运输的分解情况。掘进机拆卸及井下运输注意事项：1.拆装前，必须在地面对所有操作方式进行试运转，确认运转正常。2.拆卸人员应根据随机技术文件熟悉机器的结构，详细了解各部位连接关系，并准备好起重设备和工具，确保拆卸安全。3.根据所要通过的巷道断面尺寸，决定其设备的分解程度。4.机器各部件下井的运输顺序尽量与井下安装顺序相一致，避免频繁搬运。5.对于液压系统及配管部分，必须采用防尘措施。6.所有未涂漆的加工面，特别是连接表面下井前应涂上润滑脂；拆后形成的外露联结面应包扎保护以防碰坏。7.小零件应与相应的分解部分一起运送。8.下井前，应在地面仔细检查各部件，发现问题要及时处理。9.应充分考虑到用台车运送时，其台车的承重能力、运送中货物的窜动，以及用钢丝绳固定时，防止设备损坏及划伤。10.为了保证电气元件可靠工作，电控箱运输时必须装设在掘进机的减震器上。5.1.2 机器组装及注意事项安装前作好准备国内工作：应根据机器的最大尺寸和部件的最大重量准备一个安装场地，该场地要求平整、坚实，巷道中铺轨、供电、照明、通风、支护良好，在安装巷道的中顶部装设满足要求的起吊设备（5t）。在安装巷道的一端安装绞车，二个千斤顶及其他的零部件，如有损坏应在安装前修复。注意事项：1.液压系统和供水系统各管路和接头必须擦拭干净后方可安装；2.安装各连接螺栓和销轴时，螺栓和销轴连接部位的螺栓拧紧力和力矩应按规定的拧紧力矩进行紧固。3.安装完毕后，按注油要求加润滑油和液压油；4.严格检查螺栓是否拧紧；油管、水管连接是否正确；U型卡，必要的管卡是否齐全；电动机进线端子的连接是否正确等。5.检查刮板输送机链轮组，保证链轮组对中；刮板链的松紧程度合适。6.再次检查电控箱。5.1.3机器的调整机器总装和使用过程中，需要对行走部履带链松紧、中间刮板输送机刮板链的松紧及液压系统的压力，供水系统的压力作经常检查，发现与要求不符时及时适当调整，1.行走部履带链张紧。2.刮板输送机刮板链的张紧。3.液压系统各回路压力的调整5.2机器检修机械部分检修包括检修质量的一般技术要求及各部件的检修质量和检修方法等。一、一般技术要求1.检修原则掘进机各零部件检修后应满足设计及工艺要求，装配应按照装配工艺规程进行；将整机进行解体清洗干净，对零部件进行术鉴定，视各零部件损坏情况确定修复的具体方案；更换的外购件、标准件、备件需有合格证；装修过程中，不得划伤、磕碰零件的结合面、配合面。2.齿轮及传动齿轮箱齿轮任何部位若有裂纹、折断、剥落及严重磨损等现象应更换。齿轮的失效判断应根据MT291.192规定；齿轮齿面需要修刮时，一般只修刮大齿轮齿面；若在齿轮箱内对妍时，应防止磨料甩入轴承内；齿轮箱体与箱盖上销与孔的配合应满足设计要求，齿轮箱体与箱盖的结合面，不应划伤，若有局部划伤，在长度不超过结合面宽的1/3，深度不大于0.30.5mm时，可妍磨修复；齿轮箱体不应有变形、裂纹等，箱体允许补焊修复，但应有防变形消除内应力措施；齿轮箱装配后，转动应灵活无卡阻；齿轮箱装配后，应按设计要求进行空载试验，试验时不应有冲击，其噪声、温度和渗漏不得超过MT291.192规定；齿轮或齿轮齿条副装配后，齿面的接触斑点及侧隙应符合设计要求。链齿轮副若损坏，应成对更换，更换锥齿轮别时，应调整间隙相接触区，使其正确啮合。3轴及轴孔轴不允许有影响配合要求和强度要求的伤痕。重要的轴弯曲挠度不大于轴颈公差，否则需配新轴；轴孔磨损后，在整体强度允许的前提下，可以修复。4轴承滑动轴承的磨损间隙，不应超过规定，液动轴承径向间隔不应超过表5-1的规定，否则予以更换；滑动轴承应无严重烧伤、点蚀或脱落现象；对于油脂润滑的轴承，装配后应注入符合规定的润滑脂，注油量为空腔体积的1223；滚动轴承的内外座圈和滚动体不得有裂痕、脱皮、锈蚀。保持架应完整无损，转动应灵活，无异常噪声。表5-1 滚动轴承径向间隙 mm轴直径允许间隙30500.050.1350800.060.16801200.070.181201800.100.251802500.120.305链轮链轮齿面无裂纹，无严重咬伤，禁止用补焊修复；主动链轮与从动链轮的轮齿几何中心平面应重台，其偏移量不得超出设计要求，若设计末规定，一般应不大于两轴中心距的千分之二；链轮与链条啮合时，工作边必须拉紧，非工作边的下垂度应符合设计要求。6联接件、紧固件、密封件及油脂损坏键应严格按照装配工艺规定配制，键槽磨损后允许加宽量为原槽宽的5，键与键槽之间不允许加垫，键应重新配制；螺钉、螺栓、螺母的螺纹部分如有损伤应更换，主要承力部位的螺栓、螺母应全部更换。在安装拧紧后，其支承面应贴合完好；检修时。所有橡胶密封圈、橡胶石棉垫及纸垫等密封件应全部更换；传动系统采用的润滑油脂和液压系统采用的液压油，应符合原设计规定；各种联轴器其联接配合面不得严重磨损，否则应更换损坏件。联轴器两抽同轴度、端面间隙度符合设计要求。7液压件、管路及其他液压件及系统管路在装配前必须清洗干净，不得将脏物带入油路中。装配时应注意防尘、防锈；各种管子不得有凹痕、皱褶、压扁、破裂等现象管路弯曲处应圆滑，软管不得有扭转现象；管路排列应整齐，便于液压系统的调整和维修；机器备部位的注油通道修复后应畅通。二、切割机构耐磨板损坏严重应更换，耐磨网磨平应用Hsl01焊丝或高铬铸铁焊丝堆焊修复；截齿座严重磨损，影响其强度时应予以更换。在更换过程中不得损伤切割体的其他部位；更换齿座时应首先保证与原设计的几何位置相同，然后采用预热和保护焊等特殊工艺，保证焊接强度；截齿尖不得损坏，截齿体磨损严重应更换，齿座应具有互换性；同轴度要求较严的涨套等应校对角线顺序逐级拧紧螺钉，重要联接螺栓、应按设计要求采用力矩扳手操作；折卸或装配无键过盈连接的齿轮和轴应该用专用工具和采取特殊工艺；喷嘴堵塞应修复畅通否则更换新件；托梁器开焊、变形应修复达原设计要求；外喷雾架开焊、变形应修复，修复中应保护水道，防止喷嘴螺孔损伤；内喷雾配水装置中易损件，密封件应更换，两金属零件密封面磨损后应成对更换；安装浮动密封必须按装配工艺操作，对摩擦表面不许有划伤、刻印现象，安装时应抹少量机油并按规定的轴向压力进行调整；切割速度可变的掘进机，变速器应灵活，手把固定应可靠切割皆可伸缩的掘进机，其滑动轨道表面不得锈蚀、损伤，伸缩应灵活，不得有爬行动作。三、装运机构铲板减速器及其他部位的耐磨板磨损严重应更换；安全防护板中耐磨板磨损后应补焊修复至原设计要求；刮板减速箱中铆接式大链齿轮若更换时，铆接应不损坏链齿轮表面，不得使其变形，修复后刮板输送机体应无变形无开焊及严重损伤，刮板弯曲变形不大于5mm，中板和底板磨损量一般不大于原厚度的35；刮板输送机必须准确地固定在铲板中心线上；减速器紧固螺栓要正确拧紧，以保证调节螺杆不受弯矩，减速器联轴器要调节正确，以保证驱动轴运转平稳；安全摩擦离合器的打滑扭矩值，应据设计要求进行调整，以保证耙爪运转安全可靠；装载部回转机构应灵活，不得有卡阻现象。四、行走机构行走减速箱与机架的结合面应完好，若有划伤、凸边等应修平，履带架若有局部变形应整形；重要受力部位有裂纹等缺陷修复应慎重，保证其强度及刚度要求；液压张紧装置中张紧柱塞镀铬层若有锈蚀、划伤、剥脱现象应修复或更换；机械张紧装置修复后应灵活可靠；履带板。履带销轴损坏一般应更换；履带板表面上防滑钉、磨损后其高度不低于原高度的40；履带板的销孔磨损的圆度不大于直径10；链轮齿部严重磨损后，应重新更换链轮，不允许使用补焊修复轮齿；履带支重轮内易损件，密封件应更换；无支重轮的履带滑动耐磨板，磨损后应用耐磨材料补焊。五、回转台回转台及机架转台上切割管支座连接面应完好，螺纹孔完好无损坏，否则应将其面堆焊，重新加工至原设计尺寸；回转台与机架接合面的螺钉损坏应按设计要求的材质强度配制，安装时应交叉对称紧固；回转台回转应灵活，回转的角度应符合设计要求；回转台、机架等大型件若出现裂纹、修复应慎重，保证其强度和刚度符合设计及使用要求；机架与其它零件的接合面若有损伤应修整完好；机架与回转台、铲板连接的孔、螺孔应完好，若变形、损坏应修复至设计要求。六、液压系统1系统要求按系统原理要求将系统中各回路的溢流阀调至设计要求值，若因溢流阀不清洁或密封件损坏无法调整应检修溢流阀，若主要零件损坏应整体更换，油箱中按油位加入要求牌号的液压油；过滤器若无法清洗、更换过滤网时，应整体更换；检修时高压胶管一般应更换，硬管做耐压试验合格时仍可使用。系统管路应齐全，敷设整齐、固定可靠。2油泵、油马达要求各种油泵和油马达检修后，须经检验合格后方可装机使用；油泵若由于密封件损坏达不到性能要求时、可更换密封件。检修后进行性能测试，压力应达到原油泵指标，流量不低于系统设计要求流量，油泵主要零件损坏，应整体更换；各种油马达若密封件损坏应更换新件，并对其性能进行测试若油马达磨损严重，应更换新马达。3油缸要求油缸活塞杆镀铬层出现轻微锈斑、每处面积小于35mm2、整体上不多于3处，用油石修复至所要求的粗糙度后，方允许使用，否则应重新镀铬，修复后尺寸应符合原设计要求；油缸活塞杆表面粗糙度不大于16，缸体内孔表面粗糙度不大于32；油缸作15倍额定压力试验，5分钟不能有内外渗漏；试验后的油缸密封件一般应更换。4阀件及其它要求各种阀类密封件损坏应更换。主要元件损坏应更换新件。各种阀修复后应能满足液压系统要求；阀体上各种配合孔道表面。阀芯表面以及其它表面不得剥落和出现锈蚀；阀用弹簧，不得有锈迹、腐蚀斑点，否则更换；方向控制阀检修后，应保证其动作灵活，作15倍额定压力的耐压试验5分钟不得渗漏；压力表、温度计损坏应更换，若未损坏应对其质量进行校核，保证能正确可靠工作。结论在高度和宽度要求都比较小的掘进机的行走部，必须采用一种结构更紧凑、动力更强劲、制动更可靠的驱动装置，这是我本次毕业设计的重点设计方向。参考了EBJ120TP型掘进机行走部的驱动方式，曾首先尝试着将原来后伸型的普通齿轮减速器加2KH行星减速器的传动形式改为由高速直联液压马达和3K型行星减速器直接联结的传动形式，希望利用3K减速器传动比大、结构紧凑的特点，在较狭小空间中布置下整个动力机构。结果在校核中发现单纯的利用一个3K减速器是行不通的。在高速马达的驱动下，要实现的减速比特别大，传动比甚至达到290以上。几乎超出了3K减速器的经济传动比的范围（50-300）。加工成本很高，且安装精度等要求很难达到。考虑到在现实中应用的可行性，和成本的经济性。先经过普通一级圆柱直齿传动先把总体传动比分担一部分再采用3K行星齿轮传动，将行星传动的传动比减低到130左右，这样的尝试解决了两个问题。一，使得3K的传动比更合理。二，解决了空间狭小导致的机身不得不伸长的问题。左右行走机构的加速器反向180度安装，使两个马达错开，从而充分利用了机宽的空间，在我推翻了第一种方案后就确定了这种一举两得的新方案。在具体的设计过程中重点注意优化减速器设计，使设计的3K()型行星减速器体积最小；为了节省空间，我将制动器内圈悬浮并开出内花键。使它作为制动器又同时承担了联轴器作用，这种设计又节省了许多空间。通过前面章节的分析计算，证明行走部采用这种传动方案整体传动效率可以达到75%是一种比较经济有效的方案。但是，尽管采用了3K行星减速器中的新型3K()型，在制造加工，以及安装等方面比传统的3K容易一些，但是在实际的掘进机行走机构中仍使用较少。通过毕业设计，知道了进行一项设计需要经过的步骤，学会了一些基本设计技巧，懂得了我们设计者的任务是要讲结构优化的更合理。由于时间和个人能力有限，我对行走部的减速机构做了详细的设计和校核，对机架和导向张紧装置进行了简要结构设计。由于本人学识有限，实践经验更是不足，因此，在设计中难免会出现一些缺陷和不足之处，恳请各位老师和同学批评指正。参考文献1 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Science and Technology English for Mechanical Engineering.徐州：中国矿业大学出版社，199722 Joseph E.Shigley,Charles R.Mischke.机械工程设计.北京：机械工业出版社,2002英文原文AbstractThe factors affecting the performance of 90 kW-shielded roadheader is investigated in detail in a tunnel excavated for NuhCement Factory. The first part of the tunnel is horizontal and the second part is inclined with 9_ and excavated uphill. Tunnel passes through a formation of the Upper Cretaceous age with nodular marl, carbonated claystone, thin and thick laminated limestone. Water ingress changes from 0 to 11 l/min. In six different zones it is found that the rock compressive strength changed from 20 to 45 MPa, tensile strength from 1 to 4 MPa, specific energy from 11 to 16 MJ/m3, plastic limit from 15% to 29%, liquid limit from 27% to 43% and water absorption from 4% to 18% in volume. Detailed in situ observations show that in dry zones for the same rock strength the inclination of the tunnel and the strata help to increase the instantaneous cutting rate from 10 to 25 solid bank m3/cutting hour. The effect of water on cutting rate is dramatic. In the zones where the plastic limit and the amount of Al2O3 is low, instantaneous cutting rate increases from 34 to 50 solid bank m3/ cutting hour with increasing water content from 3.5 to 11 l/min. However, in the strata having high water absorption characteristic and high amount of Al2O3, cutting rate decreases considerably due to the sticky mud, causing problem to the cutterhead. Excavation, muck loading and support works are performed separately due to safety concerns in the wet and inclined sections which reduced the machine utilization time from 38% to 8%. The information gathered is believed to form a sound basis in contributing the performance prediction of roadheaders in difficult ground conditions. _ 2004 Elsevier Ltd. All rights reserved. Keywords: Tunnel excavation; Roadheader performance prediction; Core cutting test; Specific energy 1. Introduction The application of roadheaders in difficult ground conditions, in recent years, has increased considerably in both civil and mining engineering fields. The prediction of instantaneous (net) cutting rate and machine utilization time, determining daily advance rates, plays an important role in the time scheduling of the tunneling projects, hence, in determining the economy of tunnel excavation. Although many roadheader performance prediction models were published in the past, the published data on difficult ground conditions such as the effects of tunnel inclination, water ingress, excessive fracture zones, etc. on daily advance rates were quite scarce. Sandbak (1985) and Douglas (1985) used a rock classification system to explain the changes of roadheader advance rates at San Manuel Copper Mine in an inclined drift at an 11% grade. They concluded that for a performance prediction model, engineering aspects of the roadheaders had to be also incorporated with the geomechanical factors. Field data on roadheader machine performance in inclined tunnels were also published by Unrug and Whitsell (1984) for a 14_ slope in Pyro Coal Mine, by Navin et al. (1985) at 13_ and 15_ inclines in oil shale mine and by Livingstone and Dorricott (1995) in Ballarat East Gold Mine. The majority of performance prediction models were developed for horizontal tunnels. Bilgin (1983) developed a model based on specific energy obtained from drilling rate of a percussive drill. Models for widely jointed rock formations were described by Schneider (1988), Thuro and Plinninger (1998, 1999), Gehring (1989, 1997), Dun et al. (1997) and Uehigashi et al. (1987). They reported that for a given cutting power, cutting rates of roadheaders decreased dramatically with increasing values of rock compressive strength. Copur et al. (1997, 1998) stated that if the power and the weight of the roadheaders were considered together, in addition to rock compressive strength, the cutting rate predictions were more realistic. Another concept of predicting machine instantaneous cutting rate was to use specific energy described as the energy spent to excavate a unit volume of rock material. Farmer and Garrity (1987) and Poole (1987) showed that for a given power of roadheader, excavation rate in solid bank m3/cutting hour might be predicted using specific energy values given as in the following equation, where SE is the specific energy, rc is the rock compressive strength and E is the rock elastic modulus. Widely accepted rock classification and assessment for the performance estimation of roadheaders is based on the specific energy found from core cutting tests (McFeat-Smith and Fowell, 1977, 1979; Fowell and Johnson, 1982; Fowell et al., 1994). Detailed laboratory and in situ investigations carried out by McFeat-Smith and Fowell (1977, 1979) showed that there was a close relationship between specific energy values obtained from core cutting tests and cutting rates for medium and heavy weight roadheaders separately. They reported also that tool consumption might be predicted from weight loss of cutter used in core cutting test. Rock cuttability classification based on core cutting test is usually criticized as that the effect of rock discontinuities are not reflected in performance prediction. Bilgin et al. (1988, 1990, 1996, 1997) developed a performance equation based on rock compressive strength and rock quality designation as given below where ICR is the instantaneous cutting rate in solid bank m3/cutting hour, P is the power of cutting head in hp, RMCI is the rock mass cuttability index, rc is the uniaxial compressive strength in MPa and RQD is the rock quality designation in percent. Dun et al. (1997) compared the models described by Bilgin et al. (1988, 1990) and McFeat-Smith and Fowell (1977, 1979) in a research work carried out at Kumbalda Mine where a Voest Alpine AM75 roadheader was utilized. Two distinct groups of data were evident. The data grouped around Bilgin line was strongly influenced by the jointing and weakness zones present in rock mass. The other group of data on the line produced by McFeat-Smith and Fowell corresponded to areas where less jointing and fewer weakness zones were present. One of the most accepted method to predict the cutting rate of any excavating machine is to use, cutting power, specific energy obtained from full scale cutting tests and energy transfer ratio from the cutting head to the rock formation as in the following equation (Rostami et al., 1994; Rostami and Ozdemir, 1996)where ICR is th instantaneous production rate in solid bank m3/cutting hour, P is the cutting power of themechanical miner in kW, SEopt is the optimum specific energy in kWh/m3 and k is energy transfer coefficient depending on the mechanical miner utilized. Rostami et al. (1994) strongly emphasized that the predicted value of cutting rate was more realistic if specific energy value in equation was obtained from full-scale linear cutting tests in optimum conditions using real life cutters. Rostami et al. (1994) pointed out that k changed between 0.45 and 0.55 for roadheaders and from 0.85 to 0.90 for TBMs. Bilgin et al. (2000) showed in their experimental and numerical studies that performance of mechanical miners was affected upto a certain degree by the earth and/or overburden pressure and stress. Copur et al. (2001) showed that specific energy obtained from full-scale linear cutting tests in optimum cutting conditions was highly correlated to rock uniaxial compressive strength and Brazilian tensile strength. The effect of tunnel inclination, water ingress and the presence of clay on roadheader performance was not clearly shown in the above-mentioned works. The main objective of the research study described in this paper is to contribute the performance prediction models in difficult ground conditions. Hereke tunnel is chosen for this purpose. The first 50 m of the tunnel is horizontal. Later 225 m is inclined with 9_ and excavated uphill.There is excessive water ingress and clay in some sections. Detailed in situ observations are made during the tunnel excavation and rock samples are collected for testing in the laboratories of the Mining Engineering Department of Istanbul Technical University for ground characterization. antaneous cutting rate of the roadheader used in the project is explained by some geological and geotechnical factors. Factors affecting machine utilization time is also explained in detail.2. Description of the tunnel projectThe Hereke Tunnel, located in Turkey in the city of Kocaeli next to Istanbul, was constructed for material transportation between the Nuh Cement Dock and Nuh Cement Plant. Tunneling was the best choice to avoid traffic disruption, since there was a railway, highway and freeway on the surface. The contractor firm STFA Co. was awarded the tunneling project. The tunnel included 50 m of horizontal section (chainage 050 m), where excavation started up, and 225 m of 9_ inclined section (chainage 50275 m). The excavation was performed in a horizontally straight alignment through sedimentary formations including dry (chainage 050 and 150275 m) and wet sections (chainage 50150). Excavation was performed by using a shielded roadheader, Herrenknecht-SM1 with 90 kW of cutter head power, in the excavation diameter of 3.48 m. Two shafts were sunk in the plant side of the tunnel. The first shaft was planned to be used for cement transportation from the plant to the dock via steel pipe line and the second shaft for coal transportation to the plant via a belt conveyor and skip haulage system.3. Geology of the project site The Hereke Tunnel passes through a formation of the Upper Cretaceous age. The formation exhibits fractured and folded structure with the direction of 4852_N and the dip of 30_NE. The strata types encountered in this relatively shallow tunnel (321 m of overburden) are nodular marl and thin and thick laminated clayey limestone, carbonated claystone and thin laminated silisified limestone. Some levels of laminated limestone (chainage from 50 to 150 m) form a fractured aquifer causing water ingress in the tunnel. The tunnel is divided into six sections according to their structural and geotechnical differences. Fig. 1 presents the general layout of the tunnel and shafts and the geological cross-section along the tunnel route. The results of geotechnical tests are presented in Table 2. 6. Roadheader performance analysis in different zones Excavation of the Hereke Tunnel was completed in 2 months with an average daily advance rate of 4.6 m. During this period, related field data, including machineperformance and geotechnical parameters, were recorded by the authors of this paper. Performance of the roadheader was continuously recorded, including instantaneous cutting rate, machine utilization time and all stoppages for the different zones in the tunnel route. Instantaneous (or net) cutting rate (ICR) is defined as is the production rate for the actual (net) cutting time of the machine (ton or solid bank m3/cutting hour). Machine utilization time (MUT) is the net excavation time as a percentage (%) of the total working time, excluding all the stoppages. Advance rate (AR) is the linear advance rate of the tunnel or drift excavation (m/shift, m/ day, m/week and m/month) and is a function of ICR, MUT and cross-section area of the excavated face. Water ingress and geological discontinuities in the tunnel face were also recorded. The recorded instantaneous cutting rate, water ingress, RQD values of the face and machine utilization time values are tabulated for different tunnel zones in Table 3. Machine utilization, percentages of stoppages and other planned jobs such as ring montage, site surveying, etc. are presented in Fig. 3. 7 .The effect of strata inclination One of the most accepted methods for determining the roadheader cutting rate in horizontal and widely jointed rock formation is to use laboratory cutting specific energy obtained from instrumented core cutting test (McFeat-Smith and Fowell, 1979). As seen from Table 2, the samples taken from nodular marl, zone 1, have the specific energy value of 11 MJ/m3, which corresponds to an instantaneous cutting rate of 8 solid bank m3/cutting hour for non-inclined strata and medium weight roadheaders in the McFeat-Smith and Fowells model. However, it is observed in the site that the inclination of the strata is in favor of the cutting action and the muck is easily coming out from the excavated area. The instantaneous cutting rate in this area (zone 1) is recorded to be 10 solid bank m3/cutting hour.7.2. The effect of tunnel inclination In zone 5, having the same compressive strength and specific energy values as in zone 1, the instantaneous cutting rate is more than double being 25 solid bank m3/ cutting hour. The inclination of the tunnel, hence, the gravity forces help the muck being loaded easily and coming quickly on the cut face preventing the muck recirculation within the cutting head and the face. 7.3. The effect of rock strength and specific energy values Samples taken from zone 5 have compressive strength of 210 kg/cm2 and specific energy of 11.2 MJ/m3, and samples taken from zone 6 have compressive strength values of 450 kg/cm2 and specific energy values of 16.3 MJ/m3. This is reflected in instantaneous cutting rate values being 25 solid bank m3/cutting hour in zone 5 and 20 solid bank m3/cutting hour in zone 6. 7.4. The effect of waterThe effect of water on the instantaneous cutting rate is dramatic. The water ingress in zone 2 is 11 l/min and zone 5 is dry, the samples taken from these two zones have the same compressive strength. However, the instantaneous cutting rate in the wet zone (50 solid bank m3/cutting hour) is twice (double) more than in the dry zone (25 solid bank m3/cutting hour). This might be due to the fact that the water reduces the strength of the strata and helps the muck coming easily from the tunnel face.7.5. The effect of wet sticky zoneWater ingress in zone 3 is the same as in zone 2, being 11 l/min. The samples taken from zone 3 have the same strength as zone 2. However, it is observed in the site that the muck in zone 3 is sticky (muddy) and sticks the cutting head, hence, decreases the instantaneous cutting rate from 50 to 20 solid bank m3/cutting hour. The samples taken from zone 3 have Al2O3 content of 15.1%, water absorption of 18.1%, plastic limit of 29% and liquid limit of 43%. XRD analysis show that the clay in zone 3 consists of nontronite and kaolinite. The pictures of the original (new, unused) cutting head (on top) and the mud on the cutting head after utilizing in the wet sticky zone (at the bottom) are seen in Fig. 4. Zones 2 and 4 have similar geotechnical properties, although the water ingress in zone 4 is 3.5 l/min being one-third of the water ingress in zone 2. This is reflected dramatically on the instantaneous cutting rate value, which is 31 solid bank m3/cutting hour in zone 4 and 50 solid bank m3/cutting hour in zone 2.7.6. The effect of laminationIt is considered that lamination affects the instantaneous cutting rate. Thin laminated limestone (zone 2) has a thickness varying between 2 and 0.6 cm. The instantaneous cutting rate in zone 2 reaches at an average of 50 solid bank m3/cutting hour, which is the maximum rate among all of the zones, as seen in Table 3. On the other hand, the chemical composition of the excavated formations affects the instantaneous cutting rate, as well. Although the thin laminated limestone (zone 2) and thin laminated silisified limestone (zone 5) have similar thicknesses, the instantaneous cutting rate is lower in zone 5, being 25 solid bank m3/cutting hour, which might be due to silisification, as well as being dry. The thickness of thick laminated clayey limestone (zone 6) is greater than 60 cm. Therefore, it can be concluded that, based on previous researches (Bilgin et al., 1988, 1990, 1996, 1997), lamination does not increase the instantaneous cutting rate in zone 6. It is a known fact that discontinuity spacing smaller than around 10 cm increases the instantaneous cutting rate. Joint type discontinuities affect similarly the all of the zones in the region. Since the RQD values are similar in all of the zones, Table 3, the effect of joints on the roadheader performance cannot be deduced. 7.7. The factors affecting machine utilization timeMachine utilization time is as important as instantaneous cutting rate, since daily advance rates are directly related to machine utilization time, daily working hours, tunnel cross-section area and instantaneous cutting rates. The machine utilization time is 38% in the horizontal section of the tunnel (zone 1). Tunnel excavation and ring montage are executed simultaneously in zone 1. However, the machine utilization time decreases to 8% in the inclined zones 2, 3, 4 and 5 due to the difficulties related to the tunnel inclination, which is reflected in job organization. Tunnel excavation and ring montage are executed separately, which reduces the machine utilization time, in the inclined section of the tunnel due to the safety concerns. In other words, excavation stops during the ring montage. The ring montage takes 13% of the total working time in the dry-inclined section, while it takes 20% in the wet-inclined section. In addition to the ring montage stoppages, some other stoppages coming from the job organization are encountered in the inclined wet and dry zones: 913% of the total time is spent to waiting for material and muck trucks. The cutting head sticks in the sticky zone due to the sticky mud, causing a delay of 5%. About 1517% of the total working time is spent to machine breakdown and maintenance in the entire tunnel.8. ConclusionsThe prediction of instantaneous (net) cutting rate and machine utilization time, determining daily advance rates, play an important role in the time scheduling of the tunneling projects, hence, in determining the economy of tunnel excavation. The majority of the performance prediction models developed by different research workers were for non-inclined tunnels. The effects of strata inclination, tunnel inclination, water ingress and the presence of clay on roadheader performance were not clearly shown in those models. Detailed in situ investigations during Hereke Tunnel excavation show that strata and tunnel inclination, water ingress to a certain extend increase the instantaneous cutting rate up to 25 times compared to a noninclined tunnel. The inclination of the tunnel, hence, gravity forces help the muck being loaded easily and coming quickly on the cut face preventing the muck recirculation within the cutting head and the face. However, material cut in the wet zones containing nontronite and kaolinite sticks the cutting head and decreases the instantaneous cutting rate considerably. Machine utilization time which is a very important parameter in determining daily advance rate is much effected by the tunnel inclination, decreasing from 38% to 8%. In Hereke Tunnel, in the inclined zone tunnel excavation and ring montage were executed separately due to safety reasons which reduced the machine utilization time.中文译文影响倾斜隧道中掘进机的工作的一些地质和岩土性能摘要在一次为Nuh水泥厂开凿隧道的工程中，对90kW巷道掘进机的工作进行仔细的研究. 第一部分的隧道是水平的，但第二部分是向上倾斜9挖掘的. 隧道穿过形成于晚白垩世年代，由散碎的泥灰土,碳酸泥岩,薄厚不一的层灰岩组成. 渗水量在0到11升/分钟的范围中. 在6个不同地区被发现的岩石抗压强度在20到45 MPa之间, 抗拉强度在1到4MPa之间,比热容的范围是11到16MJ/m，塑料极限的范围是15%到29% , 液态极限从27%到43% ,吸水率从4%到18%.详细的实地观测表明,在干旱区,对于同样硬度的岩石，隧道的倾角与岩石的层理有助于增加切割速度. 水对切割速度的影响效果是惊人. 在某些塑性极限与数量很低的地方, 瞬时切割速度增加,34-50立方米/小时，伴随着3.50-11升/分钟的涌水量. 但是,在地层具有高吸水特性和大量的氧化铝时, 由于粘泥的影响，切割速度将大大降低. 开挖，铲装和支护工程分开进行,由于安全上的顾虑,潮湿和倾斜路段将降低机器利用率的8%至38% . 所收集的资料源于一个健全系统，对掘进机工作条件进行预测. 关键词:隧洞开挖; 掘进机性能预测; 核心切削试验; 具体能源1、绪论近年来，在民事和采矿工程等领域，复杂地质条件下掘进机的应用大大增加了. 预计切削速率和机器工作时间,决定着每天的工作量,并且在掘进工程的时间安排中起着重要的作用,因此, 也决定着隧道开挖的经济性. 虽然过去刊登过许多掘进机性能预测模型, 根据公布的数据,在复杂的地质条件下（倾斜的隧道,涌水量的增加,过断层破碎带等）,它们每天的工作量是很少的. Sandbak ( 1985年)和Douglas( 1985年)用岩质系统来解释San Manuel铜矿中11斜巷掘进率的变化. 他们得出一个业绩预测模型, 对于掘进机，工程与地质的因素必须结合起来考虑. Unrug and Whitsell (1984) 也发表过倾斜隧道中掘进机性能的现场数据（Pyro 煤矿的14的倾斜隧道），还有Navin et al. (1985)发表的13-15的油页岩矿井隧道，Livingstone and Dorricott (1995)的发表的关于East Gold Mine。多数业绩预测模型是针对水平隧道的. Bilgin( 1983 )开发了一种基于特定的能源来自钻井速度撞击情景. 模型广泛适用各类岩层的接缝的推广由Schneider (1988), Thuro and Plinninger (1998, 1999), Gehring (1989, 1997), Dun et al. (1997) and Uehigashi et al. (1987)完成。他们报告说,切削功率一定时, 掘进切削速率急剧降低，岩石抗压强度增加. Copur et al. (1997, 1998)指出,如果掘进机的功率和重量一并考虑, 除了岩石抗压强度,切割速度的预测是比较切合实际.另一个预测瞬时切割速度的概念机是用比能（单位体积的岩石材料所消耗的能量）来衡量。Farmer and Garrity (1987) and Poole (1987) 证明对于给定功率的掘进机开挖率可以用下列方程

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