EBJ─120TP掘进机设计说明书

中国矿业大学20**届本科生毕业设计第图1-2掘进机外形1.3.2EBJ─120TP主要技术参数一、总体参数机长8.6m机宽2～2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9～18m2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YBUS3—120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18×64mm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.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YB250M—4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YB160L—4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1000h，行走齿轮稻正、反向运转不得少于400h。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1．6，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1．5MPa。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1140v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，主要由截割电机、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、XEFB—36/150隔爆型蜂鸣器、DGY—60/36型隔爆照明灯、LA810—1型隔爆急停按钮、KDD2021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：①一侧履带驱动，另一侧履带制动；②两侧履带同时驱动，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三级圆柱齿轮和一级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三级圆柱直齿轮传动和2K-H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p≤0．14MPa。掘进机的整机质量为35吨，履带的宽度选择为500mm。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p=120mm，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，0.08～0.1；μ——履带与地面之间的转向阻力因数，0.8～1.0；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）：μ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，m／s；η1——履带链的传动效率。有支重轮时取0．89～0．92，无支重轮时取0．71～0．74；η2——驱动装置减速器的传动效率，％。在最大速度的情况下计算，V=9m/min=0.1m/s，η1取0.9，η2取0.75，根据公式（3-4）：3）液压马达选型基本型号:A2F63几何排量/(mL/r):63最高转速/(r/min):2400最低稳定转速/(r/min):50最高工作压力/MPa:16最大输出转矩/N·m: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/ηv1ηv2ηj（3-5）式中P——单侧履带行走机构的输入功率，kW；ηv1——液压马达的效率，%；ηv2——液压泵的效率，%；ηj——功率传输的损失，%；ηv1、ηv1取0.9，ηj取0.95,根据公式（3-5）：电动机型号为YB250M—4，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：。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15～16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减速机传动方案设计及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：三级圆柱直齿轮传动和2K-H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100.3。4.2第一级齿轮传动的计算选择齿轮材料确定许用接触应力小齿轮选用45Cr调质大齿轮选用45钢正火许用接触应力许用接触极限应力，查图（8-69）得，应力循环次数查图得：接触强度最小安全系数,查表（8-27）取则许用弯曲应力弯曲疲劳极限，查图（8-72）得，弯曲寿命系数,查图（8-37）得尺寸系数,查图（8-74）得安全系数,查图（8-74）得,则（2）按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按，参考表，选取Ⅱ公差组8级小轮分度圆直径，由式（8-64）得，齿宽系数，查表（8-23），按齿轮相对轴承为非对称布置，取小轮齿数，选取大轮齿数，圆整取齿数比传动比误差，误差在范围内满足要求小轮转矩载荷系数使用系数，取动载荷系数，齿间载荷分布系数，齿向载荷分布系数，载荷系数弹性系数,查表（8-22）取节点影响系数,查图（8-64）（）得，重合度系数，查图（8-56）（）得则d1的设计初值齿轮模数m，,圆整取模数小轮分度圆直径的参数圆整值圆周速度，与估取值Vt=2.16m/s接近。标准中心距a齿宽大轮齿宽小轮齿宽（3）齿根弯曲疲劳强度计算齿形系数，查阅（8-67）得小轮，大轮应力修正系数，查阅（8-68）得小轮，大轮重合度重合度系数故由此得齿根弯曲强度满足要求图4.1第一级轴弯扭矩图4.3第四级行星传动的计算行星减速器根据工作条件我们选用型。前面的设计已初选行星齿轮传动部分传动比。1确定行星齿轮个数为保证各行星齿轮上载荷分配均匀性，以获得紧凑减速器结构，选2齿数选择为避免轮齿产生根切要求,初步选取太阳轮齿数根据传动比条件得：内齿圈齿数行星轮齿数按照同心条件，装配条件和邻接条件校核所选取齿数的正确性同心条件（2）装配条件（3）邻接条件由计算可知所有条件均满足据最后确定的各轮齿数，准确计算行星齿轮减速器实际传动比与初选相等，满足。行星齿轮的设计选择材料太阳轮和行星轮选用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度HRC＝50,内齿圈选用40Cr调质HBS＝260齿数比接触疲劳极限应力4.安全私系数5.应力循环次数当内齿轮b固定时，转臂速度6.寿命系数对于表面硬质钢和调质钢，取太阳轮：有行星轮：有内齿圈：有7.表面硬化系数8.尺寸系数9.接触疲劳许用应力外啮合副a—g按齿面接触疲劳强度初算中心距10.计算转距11.太阳轮传递的扭矩：载荷分配不均匀系取12.齿宽系数按表5－2，取13.公况系数载荷系数初取初算中心距太阳轮节圆直径17.太阳轮齿宽太阳轮相对于节圆的直径19.动载系数按查取载荷分配系数载荷分布系数载荷系数23.复算中心距24．模数取m=525．标准中心距内啮合副g-b齿面接触疲劳强度校核26.计算转距27.齿宽系数28.太阳轮节圆直径29.太阳轮相对节圆直径30.动载系数按查取31.载荷分配系数32.载荷分布系数33.载荷系数34.节点区域系数35.材料弹性系数36.重合度近似按计算37.齿面接触疲劳强度计算弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳极限应力外啮合副，按框图MQ级查取内啮合副39.安全系数40.寿命系数因为，取41.应力修正系数42.尺寸系数43.弯曲疲劳许用应力弯曲疲劳强度的校核44.动载系数a-g计算转距式中，46.g-b计算转距47.载荷分配系数48.载荷分布系数式中49.载荷系数50.齿形系数51.重合度系数52.校核弯曲疲劳强度上式中齿根满足弯曲强度齿轮主要尺寸计算分度圆直径：齿顶圆直径：齿根圆直径：行星齿轮的啮合作用力在直齿行星齿轮副（a,g）中，由行星齿轮g作用在中心轮a上的圆周力和径向力为在直齿行星齿轮副（g,b）中，由行星齿轮g作用在中心轮b上的圆周力和径向力为式中：——中心轮的节圆直径——中心轮a,b行星轮数目——行星轮间载荷分配不均匀系数——啮合角由中心轮a,b和行星架H作用于行星轮g上的圆周力为4.4减速器其它零件校核4.4.1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22211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4.4.2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N·mm，选用A型普通平键，标准为GB/T1096—1979，型号为：键18×11×56（B×h×L），高度h=11mm,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=120～150，轻微冲击的许用挤压应力=100～120，经过调质处理，可以认定有，所以此处键是合格的。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MT291.1—92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0.3～0.5mm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MT291.1—92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1／2—2／3；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30～500.05～0.1350～800.06～0.1680～1200.07～0.18120～1800.10～0.25180～2500.12～0.305．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1．6，缸体内孔表面粗糙度不大于3．2；油缸作1．5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1．5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。第六章专题行走减速器与机架连接的改进部分断面掘进机都采用履带行走机构，它支承机器的自重和牵引转载机行走，当掘进作业时，它承受切割机构的反力，倾覆力矩及动载荷。行走机构的动力是轴向柱塞马达，经三级直齿圆柱齿轮和一级行星齿轮，减速后传递给链轮，带动履带板的旋转，驱动掘进机行走。对减速机联接机构的设计要求是：1）正常工作时，紧固可靠，不易松动。如果螺栓出现松动，再次拧紧时工序要简单。2）当减速机出现的问题，需要检修或更换时，折卸容易。这就形成紧固与折卸的矛盾。下面以AM-50掘进机为例说一下生产中连接机构出现的问题。AM-50掘进机是由淮南煤机厂与奥地利ALPINE公司合作生产的。在1985年至1989年合作期满后，转为淮南煤矿机械厂独家生产。该掘进机行走机构减带器与机架的联接采用的是螺栓联接，由六条M16×60的内六角螺钉与行走框架连接在一起。由于整机空间有严格限制，还有加强筋板的存在，使的螺栓旋转角度和旋转空间十分有限，每旋转的有效角度只能是60°，严重影响了工作效率。目前掘进巷道的长度有逐步加大的趋势。在恶劣的工作环境下，联接螺钉易锈蚀，很难拆卸，这就为以后的检修及更换工作埋下了隐患。现而把联接部往常出现的问题总结如下：M16联接螺钉掉帽。更换检修减速器时，M16折卸不下来（滚方）。对问题1常用的处理方法：把履带张紧机构松开，断开履带板，在减速器吊装好后，把其余的螺钉拧下，减速器落地，用管扳手处理掉帽螺钉拧、更换，然后再恢复好。对问题2的常用处理方法：当螺钉用六方扳手折卸时，由于空间的限制，及为了放松，螺栓再紧固时已经涂了厌氧胶，使得拆卸力矩很大，极容易造成螺钉六方滚方。在井下的生产实际中，只有采用煤电钻把螺栓帽强制打掉，然后同第一步的操作。由此可见减速器的联接方式对掘进机正常生产和维修都有十分重要的意义。签由于以上存在问题，我在本次设计中针对减速机的联接机构做了改进，初步的想法是简化联接机构，尽量在不影响整机结构的前提下，尽量增大扳手空间，减少或避免出现螺钉滚方的现象。在设计工程中，结合采煤机的模块化设计理念和儿童插装玩具的联接方式，初步设想了减速机的插装联接方式。由行走框架出一个榫眼，在减速机的的联接机架铸造出一个榫头，由挡板定位，限制减速机的两个方向运动。为了控制减速机再工作时的上下蹿动的活动量，再减速器装配工作面和挡板处上采取了相对较紧的间隙配合，严格控制蹿动量大小。另外，在挡板出设置了两个顶丝孔，避免挡板受力较大时，挡板不易取出。总结：该结构从根本上避免了螺栓联接的弊端，连接可靠、折装方便。但此种结构和螺栓联接相比，需要增加35mm的拆卸高度空间，这是一个缺点。此次改进设计，虽然有不完美之处，但可以说是一种具有发展前景联接方式。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EBJ─120TP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2—KH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。先经过普通三级圆柱直齿传动先把总体传动比分担一部分再采用2K-H行星齿轮传动。这样的尝试解决了两个问题。一，使得2K-H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。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]成大先.机械设计手册.北京：化学工业出版社，2021[2]方昆凡.公差与配合技术手册.北京：北京出版社，1983[3]王洪欣，李木，刘秉忠.机械设计工程学[Ⅰ].徐州：中国矿业大学出版社，2021[4]唐大放，冯晓宁，杨现卿.机械设计工程学[Ⅱ].徐州：中国矿业大学出版，2021[5]甘永立.几何量公差与测量.上海：上海科学技术出版社，2021[6]郝建生，贾有生.EBJ—120TP型掘进机使用维护说明.太原：煤炭科学研究总院太原分院，2021[7]马健康.悬臂式掘进机履带行走机构主要参数的确定.煤炭科学技术，2021.10，32—33[8]中华人民共和国煤炭行业标准，MT/T579—1996，悬臂式掘进机履带板及其销轴的标准[9]中华人民共和国煤炭行业标准，MT/T577—1996，悬臂式掘进机履带构型式与参数的标准[10]吴相宪.实用机械设计手册.徐州：中国矿业大学出版社，2021[11]朱孝录.齿轮传动设计手册.北京：化学工业出版社，2021[12]饶振纲.行星传动机构设计.北京：国防工业出版社，1994[13]饶振纲.行星齿轮传动设计.北京：化学工业出版社，2021[14]王启义.中国机械设计大典.南昌：江西科学技术出版社，20212[15]黄日恒，悬臂式掘进机.徐州：中国矿业大学出版社，1996[16]吴忠泽.机械设计师手册.北京：机械工业出版社，2021[17]成大先.机械设计师手册单行本润滑与密封.北京：化学工业出版社，2021[18]成大先.机械设计师手册单行常用设计资料.北京：化学工业出版社，2021[19]单辉祖.材料力学.北京：高等教育出版社，2021[20]刘延俊.液压与气压传动.北京：机械工业出版社，2021[22]白杰平，伍锋，潘英.ScienceandTechnologyEnglishforMechanicalEngineering.徐州：中国矿业大学出版社，2021[22]机械设计手册（新编软件版）2021[23]JosephE.Shigley,CharlesR.Mischke.机械工程设计.北京：机械工业出版社,2021英文原文AbstractThefactorsaffectingtheperformanceof90kW-shieldedroadheaderisinvestigatedindetailinatunnelexcavatedforNuhCementFactory.Thefirstpartofthetunnelishorizontalandthesecondpartisinclinedwith9_andexcavateduphill.TunnelpassesthroughaformationoftheUpperCretaceousagewithnodularmarl,carbonatedclaystone,thinandthicklaminatedlimestone.Wateringresschangesfrom0to11l/min.Insixdifferentzonesitisfoundthattherockcompressivestrengthchangedfrom20to45MPa,tensilestrengthfrom1to4MPa,specificenergyfrom11to16MJ/m3,plasticlimitfrom15%to29%,liquidlimitfrom27%to43%andwaterabsorptionfrom4%to18%involume.Detailedinsituobservationsshowthatindryzonesforthesamerockstrengththeinclinationofthetunnelandthestratahelptoincreasetheinstantaneouscuttingratefrom10to25solidbankm3/cuttinghour.Theeffectofwateroncuttingrateisdramatic.InthezoneswheretheplasticlimitandtheamountofAl2O3islow,instantaneouscuttingrateincreasesfrom34to50solidbankm3/cuttinghourwithincreasingwatercontentfrom3.5to11l/min.However,inthestratahavinghighwaterabsorptioncharacteristicandhighamountofAl2O3,cuttingratedecreasesconsiderablyduetothestickymud,causingproblemtothecutterhead.Excavation,muckloadingandsupportworksareperformedseparatelyduetosafetyconcernsinthewetandinclinedsectionswhichreducedthemachineutilizationtimefrom38%to8%.Theinformationgatheredisbelievedtoformasoundbasisincontributingtheperformancepredictionofroadheadersindifficultgroundconditions._2021ElsevierLtd.Allrightsreserved.Keywords:Tunnelexcavation;Roadheaderperformanceprediction;Corecuttingtest;SpecificenergyIntroductionTheapplicationofroadheadersindifficultgroundconditions,inrecentyears,hasincreasedconsiderablyinbothcivilandminingengineeringfields.Thepredictionofinstantaneous(net)cuttingrateandmachineutilizationtime,determiningdailyadvancerates,playsanimportantroleinthetimeschedulingofthetunnelingprojects,hence,indeterminingtheeconomyoftunnelexcavation.Althoughmanyroadheaderperformancepredictionmodelswerepublishedinthepast,thepublisheddataondifficultgroundconditionssuchastheeffectsoftunnelinclination,wateringress,excessivefracturezones,etc.ondailyadvancerateswerequitescarce.Sandbak(1985)andDouglas(1985)usedarockclassificationsystemtoexplainthechangesofroadheaderadvanceratesatSanManuelCopperMineinaninclineddriftatan11%grade.Theyconcludedthatforaperformancepredictionmodel,engineeringaspectsoftheroadheadershadtobealsoincorporatedwiththegeomechanicalfactors.FielddataonroadheadermachineperformanceininclinedtunnelswerealsopublishedbyUnrugandWhitsell(1984)fora14_slopeinPyroCoalMine,byNavinetal.(1985)at13_and15_inclinesinoilshalemineandbyLivingstoneandDorricott(1995)inBallaratEastGoldMine.Themajorityofperformancepredictionmodelsweredevelopedforhorizontaltunnels.Bilgin(1983)developedamodelbasedonspecificenergyobtainedfromdrillingrateofapercussivedrill.ModelsforwidelyjointedrockformationsweredescribedbySchneider(1988),ThuroandPlinninger(2021,2021),Gehring(1989,2021),Dunetal.(2021)andUehigashietal.(1987).Theyreportedthatforagivencuttingpower,cuttingratesofroadheadersdecreaseddramaticallywithincreasingvaluesofrockcompressivestrength.Copuretal.(2021,2021)statedthatifthepowerandtheweightoftheroadheaderswereconsideredtogether,inadditiontorockcompressivestrength,thecuttingratepredictionsweremorerealistic.Anotherconceptofpredictingmachineinstantaneouscuttingratewastousespecificenergydescribedastheenergyspenttoexcavateaunitvolumeofrockmaterial.FarmerandGarrity(1987)andPoole(1987)showedthatforagivenpowerofroadheader,excavationrateinsolidbankm3/cuttinghourmightbepredictedusingspecificenergyvaluesgivenasinthefollowingequation,whereSEisthespecificenergy,rcistherockcompressivestrengthandEistherockelasticmodulus.Widelyacceptedrockclassificationandassessmentfortheperformanceestimationofroadheadersisbasedonthespecificenergyfoundfromcorecuttingtests(McFeat-SmithandFowell,1977,1979;FowellandJohnson,1982;Fowelletal.,1994).DetailedlaboratoryandinsituinvestigationscarriedoutbyMcFeat-SmithandFowell(1977,1979)showedthattherewasacloserelationshipbetweenspecificenergyvaluesobtainedfromcorecuttingtestsandcuttingratesformediumandheavyweightroadheadersseparately.Theyreportedalsothattoolconsumptionmightbepredictedfromweightlossofcutterusedincorecuttingtest.Rockcuttabilityclassificationbasedoncorecuttingtestisusuallycriticizedasthattheeffectofrockdiscontinuitiesarenotreflectedinperformanceprediction.Bilginetal.(1988,1990,1996,2021)developedaperformanceequationbasedonrockcompressivestrengthandrockqualitydesignationasgivenbelowwhereICRistheinstantaneouscuttingrateinsolidbankm3/cuttinghour,Pisthepowerofcuttingheadinhp,RMCIistherockmasscuttabilityindex,rcistheuniaxialcompressivestrengthinMPaandRQDistherockqualitydesignationinpercent.Dunetal.(2021)comparedthemodelsdescribedbyBilginetal.(1988,1990)andMcFeat-SmithandFowell(1977,1979)inaresearchworkcarriedoutatKumbaldaMinewhereaVoestAlpineAM75roadheaderwasutilized.Twodistinctgroupsofdatawereevident.ThedatagroupedaroundBilginlinewasstronglyinfluencedbythejointingandweaknesszonespresentinrockmass.TheothergroupofdataonthelineproducedbyMcFeat-SmithandFowellcorrespondedtoareaswherelessjointingandfewerweaknesszoneswerepresent.Oneofthemostacceptedmethodtopredictthecuttingrateofanyexcavatingmachineistouse,cuttingpower,specificenergyobtainedfromfullscalecuttingtestsandenergytransferratiofromthecuttingheadtotherockformationasinthefollowin