悬臂式半煤岩掘进机总体及截割部设计

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机器常见故障原因及处理方法.577.1 截割部.577.2 装运部.578 安全保护.609 安全保护.61391 安装与检查.619.2 维护、修理与故障排除.629.3 包装及保管.62参考文献.63英文原文.64中文译文.73致 谢.8041 前言此次设计的悬臂式掘进机主要是为煤矿综采及高档普采工作面采此次设计的悬臂式掘进机主要是为煤矿综采及高档普采工作面采掘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，也适掘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。用于条件类似的其它矿山及工程巷道的掘进。1.1 设计背景和目的设计背景和目的随着煤炭工业的发展。目前我国的矿井设计逐渐采用一井一面布置的采煤方法，其开采强度提高，推进速度增快，从而带来采掘机械化比例失调，采掘矛盾日益彰显。另外对于一些开采年限较长的矿井，易采的中厚煤层资源日益减少，而薄煤层的开采比例逐年增加，在全部采准巷道中,半煤岩巷的比例已经达到 25%，但这些巷道中的 90%仍旧采用着传统的炮掘作业，劳动强度大，安全性差。目前，我国大部分煤矿使用的主要机型多是二十世纪六、七十年代设计的，这些原有的设计理念逐渐陈旧、零部件可靠性较差、开机率低、维护量大，而且机重偏轻、截割功率小、过断层和截割岩石的能力差，不能适应较复杂煤层的要求。因此开发研制综合性能好、适应范围广的新型掘进机已经成为当务之急，用于解决掘进机更新换代的问题，缓解采掘矛盾的紧张局面1.2 国外岩石隧道掘进机法的发展历史国外岩石隧道掘进机法的发展历史1852 年，蒸汽机驱动的岩石隧道掘进机（RTM）隧道掘进机(TBM)，在花岗岩中试用，未获成功。以后的三十年中，设计试制了各式各样的掘进机共 13 台，均有所进步。从 18841926 年间，一些国家又先后设计制造了 21 台掘进机之后，因受当时技术条件的限制。直至本世纪的 40 年代末至 50 年代初。欧美及日本各工业发达国家又继续研究设计制造和使用掘进机，找寻5出在隧道快速掘进中更好的机械。并在实际使用中获得了较为理想的效果。目前世界上著名的五大掘进机制造厂商是美国的罗宾斯公司（Robbins）和贾瓦公司（Jarva）、德国的沃斯公司（Wirth）和德马克公司（Dcmag）、瑞典的阿拉斯科普河公司（AtlasCopco）,都是 50 年代和 60 年代开始研制和生产掘进机的。由于产品质量好，受到用户的青睬，到目前为止世界范围使用的掘进机已超过 450 台，掘进总长度在 2500km 以上，其中美国罗宾斯各型掘进机约 163 多台。罗宾斯掘进机制造厂最早于 1947 年研制和生产的原始型掘进机是在煤层中使用的，但后来也用在页岩中开挖隧道。在这两台掘进机上，第一次使用了盘形刀具作为对岩体破碎工具并得到较好的效果。1953 年，制造了一台直径为 785m 全断面隧道掘进机（full face tunnel boring machine），是利用回转刀盘开挖（同时破碎及掘进）隧道的整个断面的专用机械总称。1955 年，又为某坝的工程建设，连续制造了三台直径为 244m罗宾斯掘进机，该机第一次得到了开挖中硬和硬岩的实践经验。1956 年该厂制造的直径为 328m 掘进机机型为 131 型，开挖围岩的性质是中硬岩及硬岩，该机进行了又一次尝试和考验。经这次尝试和考验的结果证明是成功的，而且它是硬岩隧道掘进机发展中的一个重要转折点。到了 1960 年，岩石掘进机的发展又进入新的阶段，又开发制造了罗宾斯 161 型掘进机。这是第一台创纪录(6 天中掘进了 229m）的罗宾斯掘进机。这台机器也是第一次使用了有永久性密封及机油润滑轴承的盘形滚刀。这台机器目前仍为现有掘进机中最大的一台掘进机，并已保持了石方开挖吨位的记录。6 盾构式隧道掘进是罗宾斯 341 型，直径为 103m，仅次于罗莫斯371 型，机重 550t，它是为开挖地下铁道制造的。341 型掘进机的设计原理与目前一般岩石隧道掘进机采用的原理有根本的区别。它第一次在隧道开挖施工中采用了局部气压原理。 第 17 台罗宾斯掘进机是 121 型，命名为“阿索梯”掘进机，是在工程中所使用三台连续创造纪录的掘进机中的一台。第 22 台罗宾斯掘进机的产生是掘进机制造工艺方面的又一重要阶段。这台直径为 55m 的 181 型掘进机是为白松铜矿制造的，它将施工掘进坚硬的沉积岩层。这台机器运到矿山工地，等到隧道定线工作完成(1968 年）后即用来掘削铜矿的大块砂岩层132 型掘进机最近在国外某地评始使用，将通过恶劣的破碎断层到坚硬岩层掘进施工一条直径 396m 的下水道。这台机器的顶盖（或盾壳系统）的设计具有最可靠的保护作用，并且允许在靠近开挖面处于盾壳的保护下安装隧道支撑盾壳制成三块，用液压操纵。这样机器就可以在硬岩中转向而不致于卡位。第 25 及 26 号机目前上在制造中，其中一台直径为 244m 的掘进机提供塔斯码尼亚水电工程建造压力隧道用。另一台直径为 3.66m 的掘进机提供外国的供水隧道施工用。 1.3 中国岩石隧道掘进机法历史的概况中国岩石隧道掘进机法历史的概况中国全断面岩石掘进机研究开发于 1964 年开始这方面工作。1965年，掘进机的研制列入国家重点科研项目，当时的水电部抽调技术力量，以上海勘测设计院机械设计室为主，集中在上海水工机械厂进行现场设计，1966 年就生产出中国第一台直径为 3.5m 的全断面岩石掘进机。71969 年由广州市机电工业局制造了一台直径为 4m 的掘进机，通过（广西桂林）试验单位进行试验性工程的实践。 在 1970 年期间，由萍乡矿务局的机修厂生产制造了直径为 2.6m掘进机应用于萍乡青山矿的巷道掘进施工。与此同时的西安煤矿机械厂也试制了一台直径为 35m 的掘进机被铜川矿务局作工业性试验和应用。1971 年试制的掘进机直径分别为 25m、55m、38m 和59m。掘进碰到岩石类型白云质石灰岩、矽质石灰岩、花岗片麻岩和石灰岩。其中最高月进尺 123m。1981 年 SJ58 型隧道掘进机经过优化设计和精心制造。同年 11日 25 日投入了引滦入唐工程中古人庄隧道应用性掘进施工。该工程于1983 年 3 月 15 日隧道掘进贯通，这是中国第一条用掘进机施工的中型断面隧道，引起了国内地下工程界的关注。1985 年，在广西隆林天生桥水电站的水工隧道修建过程中，中国引进了美国罗宾斯公司掘进机，这是中国第一条采用大断面的岩石掘进机施工的隧道。1991 年，30A 隧道（水磨沟隧道），以采用套筒式（铰接盾构型）岩石掘进机(TBM）施工方案。掘进机直径 553m，隧道砼衬砌直径48m，采用预制的装配式结构。该机是由美国罗宾斯制造厂生产的188-227 型(TBM）其使用寿命，可达掘进 4045km 的隧道。 1.4 岩石隧道掘进机的现状岩石隧道掘进机的现状 目前世界上著名的掘进机制造厂家最负盛名是美国的罗宾斯公司和贾瓦公司。这几家公司都是 50、60 年代开始研制和生产掘进机的。由于产品质量好，受到用户的青睐，而工厂也就生气勃勃地发展起来。8加拿大基纳矿的 Falconbridge 母公司与美国的 Boretec 公司及加拿大的 Brown Boveri Howden 公司组成一个联合体，旨在设计制造和试验一台硬岩掘进机，于 1988 年联邦政府提供了部分资金来实施该项计划。在上述发展趋势中更值得一提是英吉利海峡隧道的贯通运行，标志着掘进机法施工技术的最高水平。隧道全长 485km，海底段长37.5km，隧道最深处在海平面下 100m。这条隧道全部采用掘进机法施工技术。掘进机在地层深处又要承受 10 个大气压的水压力，同时又要单向作长距离 212km 推进，并且掘进机推进速度必须达到月进尺1000m 的速度才能在 2 年左右完成。因此掘进机的构造先进性及其配套设备的可靠性，耐久性均须采用高标准、高质量、高技术设计和制造，同时在材质方面必须要耐磨耗及耐腐蚀的材料。所以该隧道的建成标志着掘进机法施工技术的最新水平，也是融合了英美法日德等国家掘进机法施工技术于一体的最高成就。中国全断面岩石掘进机研究开发和制造是从 60 年代中期开始的到目前为止，已生产了 14 台，直径为 25 至 58m 的岩石掘进机，先后在很多隧道工程的施工中使用。这些隧道用全断面岩石掘进机掘进施工基本上都处于工业性试验阶段。国产机型累计总掘进长度约12.038km总之，全断面岩石掘进机已趋成熟并有所发展。对岩石掘进机制造和施工隧道工程也积累了可贵的经验。但和国外先进国家相比，中国全断面岩石掘进机还有很大差距。掘进速度相差两点五倍左右，机械性能、隧道施工适应性、配套设备、设计制造施工操作、机械设备维修保养、施工管理等都应有待于深入探索和研究。引进全断面岩石掘进机施工，推动中国隧道的快速掘进的又一个施工实例是甘肃省引大（大通河）入秦（秦王川）大型跨流域灌溉工9程，也是世界银行贷款建设项目。按世界银行采购指南进行国际竞争性招标。掘进机经过 30A 隧道的施工实践，归纳有以下几点：施工安全，施工速度远远超过其他施工方法；施工质量好，使围岩始终处于稳定状态。长隧道施工综合造价低；该机的机械化程度高，施工方便，用的劳动力极少，减轻工人劳动强度，便于施工管理。 迄今为止，中国岩石掘进机（包括引进掘进机）施工掘进总长度3139km。可以预见，随着中国国民经济建设的发展，国家的能源、交通、冶金矿山、煤炭工业也需要相应地进行大规模建设。这些工程大都有相应的隧道（洞）或巷道，都需要钻爆法和掘进机去开挖施工。近年来，先进的全断面掘进机(TBM）在地下工程中愈来愈显示其功能的优越性。尤其是套简式盾构型岩石掘进机以及相配套的工艺装备，在隧道施工作（如开挖、出渣、衬砌灌浆等平行作业）实现一次成洞，有效地利用隧道空间，使施工作业达到安全、高效和快速施工的目的。因此，应大力发展掘进机法修建施工隧道，不仅促进中国隧道（洞）或巷道的快速掘进，而且具有战略性意义。综上所述是岩石隧道掘进机的现状。 TBM1172ZH/TS 掘进机在用完后也很可能被放弃。这台掘进机是为了台湾挖掘施工一条高速公路隧道而专门制造的。它在装上船后被运往亚洲的中国台湾省的工地后，在那里重新组装起来。工作时掘进机的刀盘每分钟转动 5 次，掘进机刀盘上的盘形滚刀把岩石切割（或破碎），以达到破岩开挖隧道的目的。掘进机像甲壳虫设有前后地层支撑器又称撑靴和推进油缸，产生推进力给予掘削刀盘上刀具进行旋转切割和挤压破碎岩石而向前移动。每小时向前推进最快速度是 4.5m，10进度取决于岩石的性质。该台掘进机一天 24 小时都工作，剥离物必须用三辆货运列车运走。1.5 国际掘进机，盾构机发展趋势国际掘进机，盾构机发展趋势国际掘进机、盾构机发展趋势是向大、小两头发展 掘进机、盾构机技术水平的提高与工业发展和地下工程的实际需要密切相关。西方国家在实现工业化的过程中，逐渐掌握了设计和制造技术，而科学技术的进步和大量地下工程投入建设，使得这些技术日臻成熟。 西方国家的企业，在长期从实践到理论、再从理论到实践的反复探索过程中，逐渐形成了一套针对本国地质条件的设备设计理论、模拟试验方法和系统的经验数据，同时也形成了安装和调试的系统技术。汪建业说，现在国外企业已经做到了可以根据不同的地质情况设计出不同的掘进机或盾构机。 目前，国际上能够设计制造掘进机或盾构机的企业主要有：美国的罗宾斯公司、德国的海瑞克公司、维尔特公司，日本三菱公司。这些企业都能生产大型装备，最大工作断面达 11 米。 掘进机在做“大”的同时，也在向“小”的方向发展。在“极限制造”概念的指导下，上世纪 80 年代以来，微型掘进机技术在一些发达国家普遍得到应用。用这种办法，不再需要在地面上安装“拉锁”，一切工作都在地下进行，包括在水下、桥下、建筑物下开挖、铺设、更换各种管道。近年来，西方国家的许多城市通过相关法律，不允许在市内采用明挖方法，从而进一步促进了微型掘进机技术的发展。 据介绍，日本企业设计制造小型盾构机水平最高。他们甚至有成熟的塑料管形成技术，可以做到在掘进的同时，完成制造和埋设地下管线。111.5.1 岩石隧道掘进机的分类岩石隧道掘进机的分类岩石隧道掘进法与以往的爆破法不同，不使用火药，而是在开挖面上连续切削或将岩石先行破碎后掘进的机械，是一种新型的隧道开挖施工中专用设备。它的特点是：全断面机械破碎，联合作业连续掘进。比之常规施工方法，它具有掘进速度快、洞壁光滑匀整、超挖量小、操作安全以及可以大大地降低工人的劳动强度和改善作业条件等一系列极为重要的优点。岩石隧道掘进机可以说是目前隧道开挖施工中一种较为理想的专用机械设备。至今最常用的方法是根据使用目的、工程地点、开挖对象、围岩、施工方法等隧道掘进机有各种名称。1.5.2 掘进机分类掘进机分类1.1.按切削方式分类按切削方式分类当前世界上使用的隧道掘进机。可大致分为全断面切削方式和部分断面切削方式两类。部分断面切削方式是挖掘煤炭用的机械在隧道挖掘施工上的应用。全断面切削方式一般开挖的断面是圆形的。2 2按开挖地层分类按开挖地层分类土质隧道岩石隧道目前通用的土质隧道施工专用机械设备的各种型式掘进机分类方法有以下几种：(1）根据开挖面上的挖掘方式，可以分为人工挖掘（手掘）式，半机械挖掘式和机械挖掘式； (2）根据切削面上的挡土方式；可以分为开放型方式和封闭型方式（土体能自立时采用开放型方式。土体松软而不能自主时则用封闭型方式）；12(3）根据向开挖面施加压力的方式，可分为气压方式、泥水压力方式、削土加压方式和加泥方式。 土质隧道盾构掘进机分类上述各种盾构中，人工挖掘盾构和机械挖掘盾构大多同时采用气压法施工，泥水加压式盾构基本上在不加气压的情况下施工。另外，土压系列盾构（该类盾构分类详见另外篇），一般也是在不加气压的条件下施工的，但是在负有高水压的地层中施上时，也有同时采用气压法施工的实例。岩石隧道掘进机分类 现在制造掘进机的厂家有 20 多家（著名厂家），生产的机器构造形式也是多种，从世界范围内使用的 450 台掘进机中（据 1982 年报道）各厂商生产的掘进机在各自范围自行分类，如前表 5 的分类方式是根据日本土木工程手册中分类方法。 开挖软至中硬岩层的“加尔惠德”隧道掘进机按岩层特性和估计的岩石抗压强度在设计中划分成三组：(1）流砂和粉砂，需用叶片型刀具。(2）白垩土和粘土，抗压强度 0141Mpa,需用割刀。(3）沙岩、硬粘土和石灰岩，其抗压强度为 141141.0Mpa,需用盘形滚刀。 3 3罗宾斯回合掘进机分类罗宾斯回合掘进机分类现已制造的罗宾斯掘进机可分为三大类：(1）桁架式掘进机，该类掘进机常用于软岩开挖。(2）撑板式掘进机，用于不易塌落或密实的岩石。(3）盾构式掘进机，能用于混合型地层（部分硬的粘土或坚实的沙土层）。131.6 EBZ-125XK 型掘进机简介型掘进机简介 1.6.1 产品特点产品特点 EBZ-125XK 是西安煤矿机械厂与科研院校合作开发的中型悬臂式掘进机。该机主要特点是：1）结构紧凑、适应性好、机身矮、重心低、操作简单、检修方便；2）炮头采用具有 36 把镐型截齿、齿座呈螺旋线形排布的球微锥形截割头；3）有低速大扭矩液压马达直接驱动的第一运输机；4）有星轮与低速大扭矩马达连接成一体的弧形三齿星轮装料装置；5）有马达+减速机构形式的行走部；6）有滑动式行走结构上用的耐磨板；7）有为液压锚杆钻机及二运输机留的液压接口；8）电气系统有失压、短路、过载、温度、瓦斯断电等保护功能。1.6.2 主要用途、适用范围主要用途、适用范围 EBZ-125XK 型悬臂式掘进机主要是为煤矿综采及高档普采工作面采掘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。该机可经济切割单向抗压强度60MPa 的煤岩，可掘巷道最大宽度(定位时)5m，最大高度3.75m，可掘任意断面形状的巷道，适应巷道坡度160。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。1.6.3 产品型号、名称及外形产品型号、名称及外形产品型号、名称为 EBZ-125XK 型掘进机，外形参见图 l。141-截割部 2-装载部 3-刮板输送机 4-机架和回转台 5-履带行走部 6-油箱 7-操作台 8-泵站 9-电控箱 10-护板总成 图 1 EBZ-125XK 型掘进机 1.6.4 型号的组成及其代表意义型号的组成及其代表意义E E B B Z Z 125125 XKXK 设计代号设计代号 截割机构功率（截割机构功率（KWKW） 纵轴式截割机构纵轴式截割机构 悬臂式掘进机悬臂式掘进机掘进设备掘进设备2 总体设计2.1 总体参数总体参数机 长 8.6m机 宽 2.1m机 高 1.55m地 隙 250mm截割卧底深度 240mm接地比压 0.14MPa机 重 35t15总功率 190kW可经济截割煤岩硬度 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 160机器供电电压 660l140V2.1.1 截割都截割都电动机 型号 YBU-125 功率 125kW 转速 1470 r/min截割头 转速 55 r/min截齿 镐形最大摆动角度 上 420下 3l0左右各 3902.2 掘进机各组成部分基本结构设计掘进机各组成部分基本结构设计2.2.1 截割部截割部 截割部又称工作机构，结构如图 2 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。161-截割头 2-悬臂段 3-二级行星减速 4-齿轮联轴节 5-叉形架 6-截割电机 7-电机护板 图 2 EBZ-125XK 截割机构 截割部为二级行星齿轮传动。行星减速器结构如图 3 所示，由125kW 的水冷电动机输入动力，经齿轮联轴节传至二级行星减速器，经悬臂段，将动力传给截割头，从而达到破碎煤岩的目的。 整个截割部通过一个叉形框架、两个销轴铰接于回转台上。借助安装于截割部和回转台之间的两个升降油缸，以及安装于回转台与机架之间的两个回转油缸，来实现整个截割部的升、降和回转运动，由此截割出任意形状的断面。 17图 3 二级行星减速器2.2.2 装载部装载部 装载机构包括装载部件和铲板两部分。掘进机的装载部件有双环形刮板链式、螺旋式、耙爪式和星轮式等几种，由于受煤岩块度大小等因素的影响，该执行元件受载荷冲击较大，工作环境恶劣。目前通常采用两种装载方式:即星轮式和蟹爪式。蟹爪式装载机构是普遍采用的一种型式，属于四连杆机构，其基本形式有曲柄、摇杆和曲柄导杆机构，左右两蟹爪以 180的相位交替工作，两者尖端的运动轨迹为双腰形曲线。本次设计是采用m5 . 2的铲板。如图 2.1 所示：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。 图 2.1182.3 刮板输送机刮板输送机刮板输送机结构如图 2.2，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。是一种有挠性牵引机构的连续运输机械。 图 2.2 刮板输送机结构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。刮板输送机适用于煤炭倾斜角不超过 25的才没工作面，但对于以兼作采煤机运行轨道与机组配合的刮板输送机，当工作面倾斜角超过10时，要采取防滑措施，在采煤工作面的下顺和联络眼，也可以使用刮板输送机。192.4 行走部行走部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。其示意图见图 2.32.5 机架和回转台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20焊件。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。 图 2.3 履带行走机构2.6 液压系统液压系统液压系统是由若干液压元件与管路组合起来能完成一定动作的整体。液压系统一般由动力机构、操纵机构、执行机构、辅助装置和液压油组成。动力机构，也就是通常说的主油泵,是把机械能传给液体，21造成液体压力能的机构。操纵机构，是控制和调节液压油的压力、流量及方向，以满足机器的工作性能要求，并实现各种不同工作循环的机构。常用的液压元件是控制油液的流量、压力、流动方向的流量控制阀、压力控制阀及方向控制阀，以满足系统所要求的运动规律和运动参数。辅助装置，是为了改善液压系统的工作条件、确保液压系统正常工作所必须的辅助部件,包括过滤器、油箱、管路、蓄能器和冷却器等。执行机构，是把油液的压力能转化为机械运动能，输出到机器工作部件上去的机构。应用在巷道掘进机液压系统中的执行机构，可分为两类。一类是具有往复运动的液压缸，通过铰链连结组成摆缸机构；另一类是具有旋转运动的油马达，作为掘进机部分组件的动力源。采用这两类执行机构的液压系统，通常称为油泵-油缸系统和油泵-油马达系统。XK15 型巷道掘进机借助于油泵-油缸系统，可实现截割机构的推进、升降和回转运动；装载机构铲板的升降和回转运动；转运机构卸载断的升降和回转运动；机体的支撑起重。巷道掘进机在井下存在大量煤尘、岩粉和污水的恶劣条件下工作；地质条件复杂多变；工作面的空间很小；掘进机的调动较困难；掘进工作的工序衔接对掘进效率影响很大，所有这些因素，都对巷道掘进机的工作适应性和可靠性提出了较高的要求。因此巷道掘进机的液压传动系统应满足以下主要要求：2） 液压传动系统的工作可靠性要高。2） 要有灵敏的过载保护装置，以防止掘进机和液压元件的损坏。2） 要能适应负载变化大的特点，过载能力高。同时要易于无级调速。2） 传递功率要大，结构紧凑，重量轻。2） 控制方式简便集中，便于使用、维护和检修。22掘进机液压系统图如图 2.4 所示：图 2.4 掘进机液压系统2.7 电气系统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。3 截割机构设计3.1 截割头截割头截割头是掘进机上直接切割破碎煤岩的旋转部件，其形状、尺寸和切齿的排列分布方式对掘进机的工作性能都有很大的影响。切割头主要由截割头体，旋转叶片和截齿座等组成。在截齿座里装有截齿，叶片（或头体）上焊有安装内喷雾嘴用的喷嘴座。23截割头体有横轴式和纵轴式两种，本次设计的截割头体为纵轴式截割头体，如图 3.2 所示。图 3.2 截割头纵轴式截割头（图 3.2）的头体为组焊式结构，在头体上焊有截齿座和喷嘴座，头体内设有内喷雾水道，截割头通过见与减速器的输出轴相联结。截割头有球形、球柱形、球锥形和球锥柱形四种形式，本次设计的是球柱形球体直径为 840mm，柱形 352mm420mm420mm。截齿的分布方式为对截齿、截割头乃至整机的影响都比较大。纵轴式截割头的截齿均按螺旋线方式分布在头体上，螺旋线一般有 2-3条。截距对截割效果有较大的影响，较大的截距可以增加单齿截割力，但截齿的磨损也会相应增大，因此两者应兼顾。在选择截距时，还应考虑到截割头上不同部位的截齿所受的负荷不同有所区别，力求个截齿的负荷均匀，以减小冲击载荷和截齿的磨损。掘进机所采用的截齿和采煤机一样有扁形和锥形两种。在截割硬岩时锥形截齿的寿命比扁形长，本次采用的是扁形（半煤岩） 。3.2 截割减速器截割减速器截割减速器的作用是将电动机的运动和动力传递到截割头上。由于截割头工作时应承受较大的冲击载荷，因此要求减速器的可靠性高，24过载能力大；其箱体作为悬臂的一部分，应有较大的刚性；联结螺栓、螺钉应有可靠的防松装置。本次采用的传递形式为 2K-H 二级行星传动。如图 3.3 所示。3.3 电动机电动机为实现较强的过载能力，适应复杂多变的截割载荷，并利用喷雾水加强冷却效果，悬臂式掘进机多采用防爆水冷式电动机来驱动截割头。根据所给设计要求（截割功率：125kW、额定电压：1140/660v）选用 YBK2 序列煤矿井下防爆电动机。机座号为 315M。3.4 悬臂伸缩装置悬臂伸缩装置掘进机掘进时，截割头切入煤岩的方式一种是利用行走机构向前推进，使截割头切入，这种方式的截割头不能伸缩，结构比较简单，但行走机构移动频繁；另一种是截割头悬臂可以伸缩，一般利用液压缸的推力使截割头沿悬臂上的导轨移动，使截割头切入煤壁，履带不需要移动。有内伸缩和外伸缩两种，本次设计采用的是内伸缩形式。如图 3.3 所示。25图 3.3 内伸缩式悬臂内伸缩悬臂主要由花键套内外伸缩套，保护套主轴等组成。截割减速器的输出轴上连接有内花键套，主轴右端开有花键槽，并插入花键套内。主轴右端通过花键和定位螺钉与截割头相连接，使减速器的输出轴驱动截割头旋转。保护套和内伸缩套同截割头相连接，但不随截割头转动。外伸缩套则和减速器箱体相连接。推进液压缸的前端和保护套相连接，后端和电动机相连接，并在其作用下，保护套带动截割头、主轴和内伸缩套相对于外伸缩套前后移动，实现悬臂的伸缩。这种悬臂结构尺寸小，移动部件的重量轻，移动阻力小，有利于机器的稳定。但需要较长的花键，加工较难，结构也比较复杂。3.5 回转台回转台回转台是悬臂支撑机构中的主要部件，位于机器的中央。它连接左右履带架，支撑悬臂，实现悬臂的回转、升降运动，承受着复杂的交变冲击载荷。回转台同时也是一个将悬臂工作机构和其他机构（装载、行走机构）相连得连接部件，其机构是否合理，对机器的性能、可靠性、整体结构和高度尺寸有重大影响。对回转台有如下基本要求：（1） 承载能力大，耐冲击振动；（2） 惯性小，运动平稳，噪音低；（3） 机构紧凑，高度尺寸小（4） 回转力矩变化小4 减速器设计和校核4.1 减速机构概述减速机构概述减速机构是用来让截割电机的速度减小，增大扭矩的，本次设计26的截割机构的减速机构是采用直联电动机的方式，考虑到要采用有限的空间布置，就选用 2K-H 型减速器。该减速器如图 4.1 所示. 其结构特点是：内齿圈固定，太阳轮围绕中心轴旋转，行星轮围绕行星轮轴旋转，为 2K-H 传动。在机械传动中，它已经获得了较为广泛的应用。2K-H 传动的传动比范围为=20500，其传动效率为 0.80.9。baei4.2 2K-H 减速器高速级齿轮设计减速器高速级齿轮设计4.2.1 齿轮材料、热处理工艺及制造工艺选定齿轮材料、热处理工艺及制造工艺选定太阳轮和行星轮材料为 20CrNi2Mo,表面渗碳处理，表面硬度为57HRC。实验齿轮齿面接触疲劳强度为aHMP1450lim实验齿轮齿根弯曲疲劳极限：太阳轮aFMP400lim行星轮aFMP280lim齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度等级为 7 级。内齿圈的材料为 42CrMo，调质处理，硬度为 262-302HBS实验齿轮的接触疲劳极限aHMP750lim实验齿轮的弯曲疲劳极限aFMP280lim齿形的最终加工为插齿精度等级为 7 级4.2.2 减速器原理图减速器原理图 27图 4.1 2K-H 行星减速器传动示意图a-高速级太阳轮 b-高速级内齿轮 c-高速级行星轮 a1-低速级太阳轮 b1-低速级级内齿轮 c1-低速级行星轮4.2.3 确定各主要参数确定各主要参数(1) 高速级传动部 减速器的总传动比1ii 根据 值，采用二级 NGW 型减速器（见图 3.3）i根据系列设计要求，令低速级传动比固定，且取，则高速2i52i级传动比1i （2） 行星轮数目 查表以及根据传动比 ，取pn1i3pn（3） 载荷不均衡系数高速级采用太阳轮浮动和行星浮动的均pk载机构，取15. 1FpHpkk（4） 配齿计算太阳轮齿数， 取)(23 整数式中取 c内齿圈齿数56) 1346. 5(13) 1(izzab行星轮齿数齿轮模数和中心距 am按照推荐公式计算太阳轮分度圆直径： 式中 73.2655147021nni346. 5573.2621iii13346. 52331icnzpa5 .21)1356(21)(21abczzz32lim1) 1(HdHHPAtdauKKKTKd；齿数比692. 1132228 ；使用系数为 75. 1AK 7 . 0齿宽系数为d aHMP1450lim 代入 模数， 取7m则 7 .631377 . 0addb则取 a = 125 mm b = 65 mm（6） 计算变位系数（5） 传动ca 啮合角ac因为 所以942.22ac变位系数和mNnKnPTpp3 .311315. 11470125954995491mmuKKKTKdHdHHPAtda82.83692. 114507 . 0) 1692. 1 (215. 175. 13 .311768) 1(3232lim145. 61382.83aazdm5 .122)2213(721)(21cazzma9209. 020cos1255 .122coscos00。aaac3846. 036397. 020149. 00229. 03520tan220942.22)2213(tan2)(00invinvinvinvzzxcaca29中心距变动系数3571. 075 .1221250maay齿顶降低系数0275. 03571. 03846. 0yxy分配变位系数：查设计手册， 03846. 03846. 0acXXX（6）传动bc 啮合角cb因为 式中 代入 所以5429.26cb变位系数和中心距变动系数齿顶降低系数6378. 03571, 09949. 0yxy分配变位系数：3846. 05 . 03846. 0aXX所以取因为00coscosaacbmmZZmacb119)2256(721)(2108946. 020cos125119cos0cba9949. 036397. 020149. 00362. 0)2256(20tan2205429.26)2256(tan2)(00invinvinvinvzzXbccb3571. 075 .1221250maay30因0cX所以， 9949. 009949. 0cbXXX4.2.4 几何尺寸计算几何尺寸计算 分度圆直径 mzd 齿顶圆直径 )(2yxhmddaa 齿根圆直径 )(2xchmddaf 基圆直径 cosddb 齿顶高系数：太阳轮、行星轮-1ah 内齿轮 8 . 0ah 顶隙系数：太阳轮、行星轮4 . 0c 内齿轮25. 0c代入上组计算公式计算如下：太阳轮 mmd91137 mmda999.109)0275. 03846. 01 (7291 mmdf7844.76)3846. 04 . 01 (7291 mmdb512.8520cos91行星轮mmd154227 mmda615.167)0275. 001 (72154 mmdf4 .134)04 . 01 (72145mmcoddb7127.14420154内齿轮 mmd392567 mmda795.385)6378. 09946. 08 . 0(7239231 mmdf629.420)9949. 025. 08 . 0(72392mmdb36.36820cos3924.2.5 齿轮啮合要素计算齿轮啮合要素计算a-c 传动端面重合度a（1）顶圆齿形曲率半径a 4.2.6 齿轮强度验算齿轮强度验算齿轮强度验算公式按第二版机械传动手册相关公式进行。传动ga太阳轮啮合强度验算确定计算负荷名义转矩mNT81.298名义圆周力（1）应力循环系数次101003. 14800036 .12696060tnnNpHaa式中 ）转速（太阳轮相对于行星轮的minrnHa ）间（寿命期内要求传动的时ht （2）接触强度计算a. 使用系数 根据对磨机使用的实测与分析，查表取AK75. 1AK2)2()2(baaddNdTFt25.65679181.29820002000min03.1195346. 514701470rnnnhaHahdhdt480001032015年年32b. 动载系数 查表先计算传动精度,对于太阳轮，vKC,算得mfp11 故取07. 1vKc. 齿轮载荷分布系数、 对于计算的齿轮查表得, HKFK0s故取,而,故得小齿轮结构尺寸系数，所以48. 0K100K02261. 0，固按公式得02261. 0012. 00shf mfbKKFfshvAtsh35. 3)(0 mffFxshx7855.1833. 1式中是由公差表差得 7 级精度齿轮的齿向误差。m15取 则85. 0 x9677.15xFFxy计算啮合刚度：由于，所以,又rc011ZZn22ZZn，8 . 0mC,， 算得1RC975. 0BC5153.14 c则由公式算得式中mmmNqcth6075.18125. 1nfpmhNmmmq05324. 0mmmNccar3909.18)25. 075. 0(108. 15 . 01vAtyHKKFbcFK8611. 0)()(1)(22hbhbhbN08. 74)4 . 11 (68hb33119. 1)(NHFKKd. 齿间载荷分布系数、 由公式HKFKNKKKFFHvAttH21.320321821. 31 . 125. 17321取，查表 计算出mffptpb11825. 0075. 0pbafy,故18394. 0HK取 1HK同样可以计算出1FKe. 节点处计算接触应力基本值HO式中 节点区域系数HZ式中 直齿轮ob0，查表取弹性系数EZ重合度系数Z 又有 ，得到螺旋角系数Z 0因1cosZ又有 齿数比则得到bdFZZZZtEHHO11242. 2942.22sin20cos942.22cos0cos2sincoscoscos22ooootttbHZ28 .189mmNZE82. 039854. 14Z63. 075. 025. 011201Y692. 1132212zz276.463692. 165911692. 125.6567182. 08 .189242. 2mmNHO34f. 计算接触应力HlHHvAHODHlKKKKZ查表得到：1DZ g. 许用接触应力式中 aHMP83.1303lim ，因,取寿命系数NTZ910LN1NTZ()-润滑油膜系数，查表取（）=0.92RvLZZZRvLZZZ，齿面工作硬化系数WZ1WZ，尺寸系数XZ0563. 10056. 0076. 1nXmZ，最小安全系数limHS25. 1limHS则有：h. 接触强度计算安全系数HS （3）弯曲强度计算a. 系数,这些在上面已经算1, 5 . 1, 1 . 1,25. 1FFvAKKKK出。b. 齿根应力基本值FOYYYYbmFSFntFO式中 前面已经给出，齿形系数1,804. 0YY0319. 2FY按照如下公式计算其它系数：1356. 1FaFnahSLaHlMP00.6681108. 107. 175. 176.463limlimHhXWRvLNTHHPSZZZZZZaHPMP4 .112425. 10563. 1192. 01145095. 1limHXWRvLNTHHZZZZZZS350309. 3F9524. 1)13. 02 . 1 ()(3 . 221. 11aLsasqLY则有：c. 许用齿根应力式中 ，;实验齿轮应力修正系数STY2STY ，；弯曲强度寿命系数NTY92. 0NTY ，；相对齿根圆角敏感系数relTY97. 0relTY ，；相对齿根表面状况系数RrelTY03. 1RrelTY ，；弯曲强度寿命系数XY98. 001. 005. 1mYX ，。最小安全系数limFS8 . 1limFS则有：aFMP11.45301. 103. 198. 08 . 112400limd. 弯曲强度计算安全系数4.2.7 行星轮啮合强度验算行星轮啮合强度验算（1）确定计算负荷名义转矩名义圆周力1. 应力循环系数 其中 ）间（寿命期内要求传动的时ht mNzzTac68.505132281.29881.298aFOMP2 .379524. 11804. 00319. 24687321XRrelrelFNTSTFFPYYYSYYminlim8 . 1limXRrelTrelTNTSFFFFYYYYYSNdTFt25.656715468.50520002000次91010423. 82213101 . 160caapHcczzNtnnN）（min15.7062213)346. 514701470()(rzznnncaHaHc36 （2）接触强度计算a. 使用系数 根据对磨机使用的实测与分析，查表取AK75. 1AKb. 动载系数 查表先计算传动精度,对于太阳轮，vKC,算得mfp11故取07. 1vKc. 齿轮载荷分布系数、 对于计算的齿轮查表得, HKFK0s故取,而,故得小齿轮结构尺寸系数，所以48. 0K100K1829. 1，查齿轮公差，则有02721. 0023. 00shfmF33固按公式得5 .165 . 0FFma mfbKKFfshvAtsh5199.11)(0 mffFxshx96.2033. 1式中是由公差表差得 7 级精度齿轮的齿向误差。m15取 则57333. 0 xmxFFxy016.12计算啮合刚度：对于内齿轮 ,又，,rc2nZ8 . 0mC1RC，算得25. 1nfpmh975. 0BC0215.16 cmmmNccar9789.22)25. 075. 0(则由公式算得hdhdt480001032015年年Nmmmq04868. 0mmmNqcth5404.201108. 15 . 01vAtyHKKFbcFK37式中119. 1)(NHFKKd. 齿间载荷分布系数、 由公式HKFKNKKKFFHvAttH72.966396. 01 . 125. 17321取，查表 计算出mffptpb11825. 0075. 0pbafy,故18394. 0HK取 1HK同样可以计算出1FKe. 节点处计算接触应力基本值HO式中 节点区域系数HZ，查表取弹性系数EZ重合度系数Z 又有 ，得到螺旋角系数Z 0因1cosZ又有 齿数比则得到8611. 0)()(1)(22hbhbhbN08. 74)4 . 11 (68hbbdFZZZZtEHHO11242. 2942.22sin20cos942.22cos0cos2sincoscoscos22ooootttbHZ28 .189mmNZE898. 03579. 14Z725. 075. 025. 011201Y692. 11322MPauubdFZZZZtEHHO5 .356692. 165154) 1692. 1 (25.76567182. 08 .189242. 21238 f. 计算接触应力HlHHvAHODHlKKKKZ查表得到：1DZ aMPHl5 .5131108. 107. 175. 15 .356g. 许用接触应力式中 MPaH34.1145lim ，因,取寿命系数NTZ910LN87. 0NTZ()-润滑油膜系数，查表取（）=0.85RvLZZZRvLZZZ，齿面工作硬化系数WZ1WZ，尺寸系数XZ1XZ，最小安全系数limHS1limHS则有：h. 接触强度计算安全系数HS （3）弯曲强度计算e. 系数,这些在上面已经1,2741. 1, 1 . 1,25. 1FFvAKKKK算出。f. 齿根应力基本值FO式中 前面已经给出，齿形系数1,725. 0YY8458. 1FY按照如下公式计算其它系数：limlimHhXWRvLNTHHPSZZZZZZaHPMP51025. 11185. 0175025. 1limHXWRvLNTHHZZZZZZSYYYYbmFSFntFO2929. 1FaFnahSL3935. 1F7861. 2)13. 02 . 1 ()(3 . 221. 11aLsasqLY则有：g. 许用齿根应力式中 ，;实验齿轮应力修正系数STY2STY ，；弯曲强度寿命系数NTY9 . 0NTY ，；相对齿根圆角敏感系数relTY98. 0relTY ，；相对齿根表面状况系数RrelTY925. 0RrelTY ，；弯曲强度寿命系数XY026. 1006. 003. 1mYX ，。最小安全系数limFS8 . 1limFS则有：h. 弯曲强度计算安全系数 c-g 传动 此段仅列出相啮合的内齿轮啮合强度计算过程，行星轮的强度较高，故计算从略。（1）确定计算负荷名义转矩名义圆周力应力循环系数次91038.1248000397.2746060tnnNpHbb式中 ）转速（行星轮相对于行星架的minrnHb aFMP8 .478026. 1105. 18 . 112400lim45. 5limXRrelTrelTNTSFFFFYYYYYSaFOMP35.100725. 017816. 2804. 08458. 14687321XRrelrelFNTSTFFPYYYSYYminlimmNzzTab18.1287135681.29881.298NdTFt25.656739281.29820002000min97.274346. 514700rnnnhbHb40 ）间（寿命期内要求传动的时ht 接触强度计算 使用系数 根据对磨机使用的实测与分析，查表取AK75. 1AK 动载系数 查表先计算传动精度,对于太阳轮，vKC,算得mfp11 故取07. 1vK 齿轮载荷分布系数、 对于计算的齿轮查表得, HKFK0s故取,而,故得小齿轮结构尺寸系数，48. 0K100K02261. 0所以，固按公式得02261. 0012. 00shf mfbKKFfshvAtsh35. 3)(0 mffFxshx7855.1833. 1式中是由公差表差得 7 级精度齿轮的齿向误差。m15取 则85. 0 x9677.15xFFxy计算啮合刚度：由于，所以,又rc011ZZn22ZZn，8 . 0mC,，算得1RC25. 1nfpmh975. 0BCNmmmq05324. 05153.14 c则由公式算得hdhdt480001032015年年mmmNqcth6075.181mmmNccar3909.18)25. 075. 0(108. 15 . 01vAtyHKKFbcFK41 式中119. 1)(NHFKK 齿间载荷分布系数、 由公式HKFKNKKKFFHvAttH21.320321821. 31 . 125. 17321取，查表 计算出mffptpb11825. 0075. 0pbafy,故18394. 0HK取 1HK同样可以计算出1FK 节点处计算接触应力基本值HO式中 节点区域系数HZ式中 直齿轮ob0，查表取 弹性系数EZ重合度系数Z 又有 ，得到螺旋角系数Z 0因1cosZ又有 8611. 0)()(1)(22hbhbhbN08. 74)4 . 11 (68hbbdFZZZZtEHHO11129. 2942.22sin20cos942.22cos0cos2sincoscoscos22ooootttbHZ28 .189mmNZE82. 039854. 14Z63. 075. 025. 011201Y42 齿数比则得到 计算接触应力HlHHvAHODHlKKKKZ查表得到：1DZ MPaHl79.1881108. 107. 175. 107.131 许用接触应力式中 aHMP83.1303lim ，因,取寿命系数NTZ910LN1NTZ()-润滑油膜系数，查表取（）=0.92RvLZZZRvLZZZ，齿面工作硬化系数WZ11. 1WZ，尺寸系数XZ10056. 0076. 1nXmZ，最小安全系数limHS25. 1limHS则有：aMPHP03.569111. 18 . 096. 0189. 0750 接触强度计算安全系数HS （2）弯曲强度计算系数,这些在上面已经算出。1, 5 . 1, 1 . 1,25. 1FFvAKKKK 齿根应力基本值FO式中 前面已经给出，齿形系数1,804. 0YY0319. 2FYMPaHO07.131545. 2653921545. 225.6567182. 08 .189129. 2limlimHhXWRvLNTHHPSZZZZZZ01. 3limHXWRvLNTHHZZZZZZ