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摘要
橫軸式掘進機的總體方案設計對于整機的性能起著決定性的作用。因此，根據(jù)掘進機的用途、作業(yè)情況及制造條件合理選擇機型，并正確確定各部結構型式。這對于實現(xiàn)整機的各項技術指標、保證機器的工作性能具有重要意義。
本設計是關于橫軸式掘進機總體方案設計及液壓系統(tǒng)的設計，通過查閱書籍對掘進機進行了進一步的了解。設計第一部分介紹了橫軸式掘進機的主要組成部分，包括截割機構、裝載機構、行走機構、轉運機構四大部分。對各個機構的組成、分類、各類型的優(yōu)缺點以及選擇方式進行了說明，并對其主要參數(shù)進行了設計計算和校核。最后通過各個機構的數(shù)據(jù)進行了總體的校核驗算。第二部分對液壓系統(tǒng)的定義及組成進行了簡要概述，對各機構的液壓缸、泵、馬達進行了設計計算和選型，對所選型號的元件也同樣進行了校驗，結果滿足條件。??
關鍵詞：橫軸式；液壓缸；泵；馬達；
Abstract
Overall design of horizontal shaft type machine for the performance of the whole machine plays a decisive role. Therefore, according to the purpose of the machine, operation conditions and manufacturing conditions of rational choice models, and accurately determine the ministries structure. Technical indicators for the implementation of the machine, ensure the machine's working performance is of great significance.
This design is about the horizontal axis machine overall scheme design and the design of the hydraulic system, access to books to further understanding of the machine. Design in the first part introduces the main component of horizontal shaft type machine, including cutting agency, loading mechanism, travel mechanism, transit agencies. On the composition of various agencies, classification, advantages and disadvantages of each type and selection approach is illustrated, and the main parameters for the design and calculation and checking. At last, through various agencies data to carry on the overall check calculation. The second part of the definition of the hydraulic system and has carried on the brief overview of the various institutions of the hydraulic cylinder, pump, motor design calculation and selection, as well as for the selected models of components for the calibration, the results meet the conditions.
Key words: horizontal shaft type machine; Overall scheme design; The hydraulic system design
1
目錄
摘要 I
Abstract II
1設計依據(jù) 1
2總體方案設計 2
2.1掘進機型號選擇 2
2.2各機構型式的確定 2
2.2.1截割機構 2
2.2.2裝運機構 3
2.2.3行走機構 4
2.2.4轉載機構 5
2.2.5冷卻噴霧系統(tǒng) 5
2.2.6電控系統(tǒng) 5
2.3總體參數(shù)的確定 5
2.3.1機器外形尺寸 5
2.3.2懸臂參數(shù)的確定 5
2.3.3掘進機斷面近似計算 6
2.3.4截割機構參數(shù)計算 7
2.3.5裝運機構參數(shù)計算 8
2.3.6行走機構參數(shù)計算 9
2.3.7生產(chǎn)率 11
2.4掘進機總體布置圖 13
2.5掘進機的穩(wěn)定性分析 13
2.5.1 掘進機的穩(wěn)定性分析與計算 13
2.6 總體參數(shù)總結 17
3液壓系統(tǒng)設計 18
3.1設計依據(jù) 18
3.1.1液壓系統(tǒng)的基本要求 18
3.1.2液壓系統(tǒng)的外形尺寸要求 19
3.2工況分析及載荷計算 19
3.2.1執(zhí)行原件上的負載 19
3.3擬定液壓系統(tǒng) 20
3.3.1初選系統(tǒng)壓力 20
3.3.2確定執(zhí)行元件的型式 20
3.3.3確定回路類型 20
3.3.4 選擇合適的回路 21
3.4 油泵型式的選擇 22
3.5編制整機的系統(tǒng)原理圖 23
3.6 選取液壓元件 23
3.7 各液壓系統(tǒng)的執(zhí)行原件設計 27
3.7.1鏟板升降液壓缸的設計計算 27
3.7.2 星輪機構計算 29
3.7.3 中間輸送機構的液壓回路的設計計算 32
3.7.4 轉運機與水泵選擇 33
3.7.5 行走機構功率確定與張緊液壓缸的設計計算 34
3.8升降液壓缸的結構設計 38
3.8.1 液壓缸壁厚和外徑的計算 38
3.8.2 液壓缸進出油口尺寸的確定 39
3.8.3 液壓缸工作行程的確定 39
3.8.4 缸蓋厚度的確定 40
3.8.5 最小導向長度的確定 40
3.8.6 缸體長度的確定 41
3.8.7 液壓缸強度計算 42
3.9 液壓系統(tǒng)參數(shù)計算 45
3.9.1 各回路泵的確定與功率計算 45
3.9.2泵站電動機的確定 50
3.9.3油箱容積的確定 50
3.9.4液壓系統(tǒng)性能驗算 50
3.9.5液壓缸工作速度校核 51
4總結 52
5致謝 53
6參考文獻 55
附錄A 56
附錄B 66
3
1設計要求
1）可截割硬度：≤70 MPa；
2）適用巷道斷面：20 m2；
3）機身高度：≤1.85 m；
4）截割頭伸縮量：≥400 mm；
5）接地比壓：≤0.14 MPa；
6）臥底深度：≥250 mm；
7）龍門高度：≥400 mm；
8）爬坡能力：≤± 15°；
9）最小轉彎半徑：≥7 m；
10）離地最小間隙：≥150 mm；
11）行走速度：≥5 m/min，調(diào)運速度：≥8 m/min；
12）理論截割生產(chǎn)率：≥70 m3/h；
13）理論裝運能力：≥150 m3/h；
14）降塵形式：內(nèi)、外噴霧和引射噴霧。
1
2總體方案設計
橫軸懸臂式掘進機主要由截割、裝載、行走、轉運幾大機構以及液壓系統(tǒng)、電控系統(tǒng)、冷卻噴霧系統(tǒng)組成。掘進機在礦山井下設備中屬于大型機械設備，它集礦巖的破碎、裝載和轉運于一身，結構復雜，對設計制造要求的方面較多[1]。掘進機的總體方案設計主要是對掘進機的選型和參數(shù)進行確定。
2.1掘進機型號選擇
不同的巷道條件要選擇不同類型的掘進機。特輕、輕型掘進機以掘進煤巷為主，它的特點應突出經(jīng)濟、靈活、方便，在截割巷道斷面尺寸方面有較大的適應性。中型掘進機以掘進半煤巖巷道為主，在截割巖石硬度方面適應性較強，但機器設計不宜過于笨重和龐大，在使用時有較大的覆蓋面。重型掘進機是具有更高切割能力的掘進機，應用范圍更加廣泛。下表為掘進機的基本參數(shù)表，所選掘進機應滿足下表要求。
表2-1 掘進機型式的基本參數(shù)[2]
Tab.2-1 Table of the basic parameters of roadheader models
技術參數(shù)
單位
機型
特輕
輕
中
重
超重
切割煤巖最大單向抗拉強度
MPa
生產(chǎn)能力
煤，
0.6
0.8
—
—
—
煤夾矸，
0.35
0.4
0.5
0.6
0.6
切割機構功率
kW
90～132
適應工作最大坡度(絕對值)不小于
(°)
可掘巷道斷面
㎡
5～12
6～16
7～20
8～28
10～32
機重(不包括轉載機)
t
2.2各機構結構型式的確定
2.2.1截割機構
截割機構是掘進機工作過程中截割煤巖的執(zhí)行機構，屬軸向截割外伸縮式，主要的組成部分包括截割頭、懸臂伸縮裝置、電動機及減速器。
1）截割頭
截割頭主要由左右對稱的兩個半體組成，齒座和噴嘴座焊接在頭體上，還裝配有內(nèi)噴霧水道和配水裝置。截割頭體是通過漲套式聯(lián)軸器同減速器的輸出軸相連，可起過載保護作用。掘進機所采用的截齒有扁形和鎬形兩種,?經(jīng)長期的實踐證明，在截割硬巖時,?鎬形截齒的壽命通常要比扁形截齒的壽命長，并且鎬形齒在使用中有自轉磨銳性,?耐沖擊，所以近十年來，橫軸式截割頭也較多采用了鎬形截齒。
2） 懸臂伸縮裝置
煤巷掘進機的懸臂有不可伸縮和伸縮式兩種。其各自的優(yōu)缺點如下：
外伸縮懸臂的結構?
它主要由導軌架,?工作臂和推進油缸組成，推進油缸的前端和工作臂相連，后端和導軌架相連。在其作用下，工作臂和相對導軌架做伸縮運動。此種懸臂的結構尺寸和移動重量較大，推進阻力大,?不利于機器的工作穩(wěn)定性，但其結構簡單，伸縮部件加工也較為容易，精度要求低。
內(nèi)伸縮懸臂的結構
主要由花鍵套、內(nèi)，外伸縮套、保護套、主軸等組成。截割減速器的軸上聯(lián)結有內(nèi)花鍵套，主軸的右端開有外花鍵，并插入花鍵套內(nèi)。主軸的左端通過花鍵和定位螺釘與截割頭相聯(lián)，使減速器的輸出軸可驅(qū)動截割頭旋轉，保護套和內(nèi)伸縮套同截割頭相聯(lián)，但不隨截割頭轉動，外伸縮套則和減速器箱體相聯(lián)。推進油缸的前端和保護套相聯(lián)，后端和電動機殼體相聯(lián)，在其作用下，保護套帶動截割頭，主軸和內(nèi)伸縮套相對于外伸縮套前后移動，實現(xiàn)懸臂的伸縮。
3）截割電動機
為實現(xiàn)較強的連續(xù)過載能力，適應復雜多變的截割載荷。并利用噴霧水加強冷卻效果，采用防爆水冷式電動機來驅(qū)動截割頭是很好的選擇。因此在截割電動機的選擇上，電動機的防爆性能是要優(yōu)先考慮的。并且電動機在工作過程中大多為空載起動。當遇到巖石時，會有較大的阻力矩，所以要求電動機應有較大的最大轉矩。不僅如此，截割電動機還必須符合GB3836的有關規(guī)定和掘進機作業(yè)的要求。
2.2.2裝運機構
裝運機構的作用是負責把截割頭破碎下來的煤或碎石等由此裝運并通過刮板運出。該機采用星輪式裝運機構，截落的煤巖會被裝運到刮板輸送機上。裝運機構和刮板輸送機采用分動驅(qū)動方式。
耙裝部
耙裝部主要由耙爪，鏟板，升降油缸，減速器組成。
目前懸臂式掘進機所采用的耙裝部有：蟹爪式刮板式和星盤星輪式三種。
1）蟹爪式裝載機構
?? 能調(diào)整耙爪的運動軌跡，并將煤巖運輸?shù)街虚g刮板運輸機上，其生產(chǎn)率高，結構簡單，工作可靠，應用較多。
2）刮板式裝載機構
?? 可形成封閉運動，裝載寬度大，但結構復雜，裝在效果差，應用較少。
3）圓盤星輪式裝載機構
?? 工作平穩(wěn)，動載荷小，裝載效果好，使用壽命長，多用于中型和重型機。
圖2-1懸臂式掘進機耙裝部的型式
Figure 1-3 roadheader loading type rake
?? 鑒于工況條件，和實際使用的情況，選用圓盤星輪式耙裝運機構。
輸送機構
輸送機構，采用刮板鏈式輸送機，其布置方式一般為由機尾傾斜向上至機頭。輸送機構由以機頭軸為主動軸時，通過減速器裝置驅(qū)動機頭軸運轉。這樣機構復雜。設置機尾為主動軸，在機尾的驅(qū)動裝置可以帶動刮板鏈式輸送機工作，簡化結構。為保證運輸順暢，提高溜槽及刮板使用壽命，選用邊雙鏈刮板輸送機。
2.2.3行走機構
行走機構是掘進機行走的執(zhí)行機構，也是整機連接支承的基礎，用于驅(qū)動懸臂式掘進機前進、后退和轉彎，并能在掘進作業(yè)時使機器向前推進。它由左右減速器、左右張緊裝置、左右履帶架、履帶、驅(qū)動輪、后支承及導軌組成。行走機構可分為履帶式、導軌式和邁步式。由于履帶式行走機構的牽引力大、工作可靠以及對底板適應性好，故選用履帶式。
2.2.4轉載機構
轉載機構為后轉載輸送機，布置在機器中間部位，由驅(qū)動軸、改向軸、機前部、機后部和刮板鏈組成。它與裝載機械配套使用，能一次裝載多輛礦車，以減少調(diào)車和運輸時間，提高掘進速度。常用的有帶式裝載機、刮板轉載機、斗式轉載機三種。
2.2.5冷卻噴霧系統(tǒng)
通常掘進機的除塵方式分為噴霧式和抽出式兩種。采用噴霧式除塵，用噴嘴把具有一定壓力的水高度擴散，使其霧化，使粉塵附在霧狀水粒表面沉淀下來，以達到滅塵效果。采用內(nèi)噴霧形式，在切割頭上裝設噴嘴，用來噴射截齒。
2.2.6電控系統(tǒng)
電控系統(tǒng)包括動力部分、控制部分和檢測部分，電控系統(tǒng)必須按照煤礦井下防爆要求設計、制造、檢測，必須符合GB3836-2000標準中的有關規(guī)定和要求。為了提高掘進機在作業(yè)時的安全性，操作的靈活性以及機械傳動部分的故障診斷及監(jiān)控功能，從實用角度考慮，裝設必要的離機遙控裝置、測控壓力、溫度、液位及關鍵部位的故障診斷裝置。[6]
2.3總體參數(shù)的確定
2.3.1機器外型尺寸
結合設計要求和工作情況選取掘進機外型尺寸為：24×2×1.8m
2.3.2懸臂參數(shù)的確定
伸縮懸臂的伸縮行程應與截割深度（最大掏槽深度)?相適應，一般為500mm至600mm。推進油缸的推進力應能克服伸縮部件的移動阻力和沿懸臂軸線方向的截割反力。
本次設計的巷道面積為20㎡,上擺角44°，下擺角21°，水平擺角33°。巷道高取4.5m，巷道寬取5.5m。由條件可得懸臂長度：
L=2.75/sin33°－a=4299.2mm
回轉中心高度：
4500-H≤4299.2×sin44° （1-2）
H≤4299.2×sin21° （1-3）
經(jīng)計算得：H≥1514mm，為使掘進機更緊湊工作平穩(wěn)應盡量降低中心，取H為1500mm。
2.3.3掘進機斷面近似計算
1)最大寬度：
(2-1)
其中:L=4.3m；a=0.75m；φ=33°
計算得=5.5m
2）上部寬度：
(2-2)
其中:α1=44°
計算得=4.19m
3）下部寬度：
(2-3)
其中α2=21°
計算得=5.19m
4）上擺高度：
(2-4)
5）下擺高度：
(2-5)
6）臥底深度：
(2-6)
7）巷道高度：
(2-7)
8）可掘最大斷面：
(2-8)
由以上數(shù)據(jù)可得=22.5㎡
其中：
——切割頭前端至垂直回轉中心O1的距離；
a——垂直回轉中心至水平回轉中心的距離；
——水平回轉時的懸臂擺角；
α1——垂直回轉的上擺角；
α2——截割到巷道地面時，垂直回轉的下擺角，
α3——臥底時，懸臂垂直回轉的最大下擺角，可根據(jù)臥底深度來確定，一般可取h0=100~300mm,取h0為200mm。
2.3.4截割機構參數(shù)確定
截割頭轉速：截割頭截割必須具有一定的截割速度和足夠的截割力，才能實現(xiàn)對煤巖的有效破碎。根據(jù)此型號的掘進機的性能參數(shù)，掘進機截割轉速定為80r/min。
截割頭長度：橫軸式掘進機截割頭長度應略大于截深。根據(jù)本次設計的需求，選取截割頭的長度為700mm。
截割頭直徑：目前，在我國適用的橫軸式掘進機的截割頭的直徑尺寸一般在600~1000mm。取直徑為1000mm。
截割頭錐角：設截割頭的半錐角為θ,本設計根據(jù)參照同類型掘進機的工作運行情況選取θ為45°。
截割速度：截割石英含量在30%~40%，抗壓強度為100~120MPa的砂巖時，最佳的截割速度為1.5~2m/s。對易于截割的巖石，最大截割速度會收到粉塵濃度的限制。對煤巖一般選用4~5m/s。根據(jù)本設計的要求，確定截割速度3.5m/s。[2]
截割電動機：為實現(xiàn)較強的連續(xù)過載能力，適應復雜多變的截割載荷。并利用噴霧水加強冷卻效果，采用防爆水冷式電動機來驅(qū)動截割頭是很好的選擇。因此在截割電動機的選擇上，電動機的防爆性能是要優(yōu)先考慮的。[3]
根據(jù)截割阻力利用下列公式進行計算進行計算：
——截割阻抗，根據(jù)已有的數(shù)據(jù)可知截割阻抗大約為35kN左右。
——截割頭的截割速度， =3.5m/s。
計算得N=122.5kW。
根據(jù)上面計算得知，選用標準電動機的功率為135kW。因此選用YBUS-135-4型掘進機專用隔爆型三相異步水冷電動機。
電動機的主要技術參數(shù)如下：
型號：YBUS-135-4
功率（kw）：135kw
電壓（v）：660
滿載轉速（r/min）：1475
同步轉速（r/min）：1500
效率(%):92
2.3.5裝運機構參數(shù)確定
圖2-2裝運機構結構圖
Figure 2-2 structure chart of the shipping agency
1-機前部 2-機后部 3-邊雙鏈刮板 4-張緊裝置 5-驅(qū)動裝置 6-液壓馬達
表2-2輸送機參數(shù)表
Table 2-2 conveyor parameter list
運輸機型式
邊雙鏈刮板輸送機
驅(qū)動方式
液壓
刮板鏈速m/s
1.3
電動機功率kW
25.9
運輸能力t/h
160
溜槽寬度*高度
450*350
根據(jù)設計要求，選取電動機為YB225M型電動機，其主要技術參數(shù)如下：
型號：YB225M
功率因數(shù)（kW）：30
額定電流（A）：59.5
額定轉速（r/min）:980
效率（%）：90.2
2.3.6行走機構參數(shù)確定
a驅(qū)動輪直徑的計算
履帶掘進機采用后輪驅(qū)動形式，若以為掘進機的使用重量，則驅(qū)動輪直徑的經(jīng)驗公式為[2]：
（2-9）
式中m為實際重量43kg
為驅(qū)動輪的直徑 mm
由式得
（2-10）
選驅(qū)動輪直徑為。
b履帶的接地長度計算
接地比壓
（2-11）
由式（1-10）得:
（2-12）
式中：
——機器總重量 N
——履帶接地板長度 m
——履帶板寬 m
——履帶平均接地比壓 MPa
c.履帶節(jié)距
縮小履帶節(jié)距，可以減小行走速度的不均勻性；增大節(jié)距，可以改善接地比壓的分布。一般取節(jié)距=，m2掘進機的有效重量。m2的單位為kg，的單位為mm。
目前，我國的掘進機履帶的標準節(jié)距為：173、203、216、228.5mm，確定履帶的節(jié)距值，應該符合國家標準。[4]
經(jīng)計算履帶節(jié)距的可取范圍223至331，所以取標準節(jié)距l(xiāng)j=228.5mm
d 支重輪直徑和輪距
支重輪的個數(shù)，有多個支點式和少支點式之分。當掘進機主要在松軟路面上工作時，采用多支點式，履帶在各支重輪之間不彎曲，使支重輪下面的履帶，和支重輪之間的履帶，其接地比壓相差不多，使其壓力趨于均勻分布，減小滾動阻力 。但支重輪與履帶板之間的阻力增大。采用多支點式時，可按下列經(jīng)驗公式計算支重輪直徑Db和輪距l(xiāng)b；
（2-13）
由于掘進機的工作環(huán)境惡劣，地質(zhì)差異大取Db=250mm;Lb=320。
e行走功率計算
行走機構使用履帶式支撐結構；由于機重由略微的改變所以要對所選參數(shù)進行驗算，計算功率是否滿足要求。
工作阻力計算
1)行走阻力R
當水平行走時，＝0
（2-14）
當爬坡時， ＝0°
(2-15)
式中;
——坡角；本文取15°
F——滾動阻力系數(shù)，煤低板取f＝0.08～0.1，碎石路面為0.06～0.07本文 f＝0.1
G——機器自重 ；
2) 轉向阻力
當掘進機載水平或坡度巷道上轉向時，它的懸臂位于機器中間位置，倆履帶的載荷和是相同的，這時倆履帶同時驅(qū)動，一履帶前進，另一履帶后退，轉向阻力矩Mr將在倆履帶上形成同樣大小的牽引力Fr，即
（2-16）
式中：
G1——單邊履帶行走機構承受的掘進機重量，G1=G/2=210.7kN；
L——單邊履帶行走機構接地長度，L=3100mm；
B——兩條履帶的中心距，B=1740mm；
e——掘進機重心與履帶行走機構的接地形心的縱向偏心，e=590；
μ——轉向阻力系數(shù)，μ=0.6~0.98.[5]
綜合外阻力值，在水平轉向和爬坡轉向時各不相同。
水平轉向時；
爬坡轉向時。
得 =210KN,
綜上所述，單側履帶行走機構驅(qū)動裝置所需最小功率為32kW。
2.3.7生產(chǎn)率
a.截割生產(chǎn)率
QT=sr×vb
Sr=a×e
QT ——截割頭的理論生產(chǎn)率,70m3/h。
Sr ——截割頭的有效截割面積，取0.65m2。
vb——截割時擺動的平均速度，取0.03m/s。
a——截割厚度，1.2m。左右截割頭各0.6m。
e——截割時的截割深度，取截割頭直徑的2/3為500mm。
b.中間輸送機生產(chǎn)率
中間輸送機的最大生產(chǎn)能力為：
（2-17）
式中：
——生產(chǎn)率，；
——裝滿系數(shù)。依使用條件，如輸送機傾角、煤巖硬度、塊度、溫度及溜槽結構定，一般取=0.95～0.9；
——鏈速，；
——輸送機斷面，㎡，由下式確定：
（2-18）
式中：
—輸送機槽寬，m；
—輸送機有效高度，m；
—貨載堆積角。
。 （2-19）
掘進機的設計以截割生產(chǎn)率為依據(jù)，裝載機的生產(chǎn)能力應稍高于截割生產(chǎn)率，要滿足以下關系：
所以滿足要求。
2.4掘進機總體布置圖
2.5掘進機的穩(wěn)定性分析
2.5.1 掘進機的穩(wěn)定性分析與計算
掘進機的穩(wěn)定性是指在規(guī)定方向行走和工作時不發(fā)生翻到或側滑的能力。它是掘進機性能評價的重要標準，掘進機的穩(wěn)定性良好可以充分發(fā)揮機器的性能。
掘進機的穩(wěn)定性可以分為靜態(tài)穩(wěn)定性和動態(tài)穩(wěn)定性。
a靜態(tài)穩(wěn)定性
靜態(tài)穩(wěn)定性是掘進機在行走狀態(tài)和截割狀態(tài)下的穩(wěn)定性。
1)行走狀態(tài)下的靜態(tài)穩(wěn)定性計算
(1)極限傾翻角的確定
(2-20)
式中：
——掘進機上坡時的極限傾翻角；
——掘進機下坡時的極限傾翻角；
——掘進機橫向動作時的極限傾翻角；
——掘進機重心與履帶后輪軸心線間的距離，m；
——掘進機重心與履帶前輪軸心線間的距離，m；
——掘進機重心與履帶邊緣間的距離，m；
——掘進機重心距離地面的高度，m。
(2)下滑臨界坡度角
為防止掘進機傾翻前發(fā)生下滑或靠幫現(xiàn)象，履帶板與巷道底間的附著力應足夠大。
履帶板與巷道底板的附著力為：
(2-21)
式中：
——履帶板與巷道底板的附著力，kN；
——履帶板與底板的附著系數(shù)，通常取=1.0~1.2；
——掘進機重力，kN；
——巷道的坡度角，°。
掘進機與底板平行的重力分力為：
(2-22)
當二力平衡便可求得下滑的臨界坡度角：
(2-23)
=arctg1.0
=45°
結果顯示機器的極限傾翻角和下滑臨界坡度均比本設計的適應坡度大。滿足靜態(tài)穩(wěn)定性要求。
2)截割時的靜態(tài)穩(wěn)定性計算
掘進機截割時的靜態(tài)穩(wěn)定性是按照回轉機構和推進機構在截割頭上產(chǎn)生的力分析掘進機穩(wěn)定性的方法。
掘進機截割煤巖時的受力圖如下：
(1)縱向截割(上下截割)
根據(jù)液壓缸壓力計算和機器外形尺寸，并考慮平衡閥1/4的壓力損失，
得，
當截割頭向上截割時(圖a)，極限傾翻力矩為：
N?m (2-24)
由機器自重產(chǎn)生的穩(wěn)定力矩：
N?m (2-25)
當截割頭向下截割時，極限傾翻力矩為：
N?m (2-26)
這時的穩(wěn)定力矩為：770+2150
(2-27)
式中：
、——分別為截割頭向上、向下截割時的阻力，其取值為：大小與截割頭縱向進給力相等，方向相反，N；
——履帶前輪軸心線至鏟板前緣的距離，m；
——鏟板前緣至截割頭載荷中心的水平距離。
顯然，兩種情況下的穩(wěn)定條件為：
＞
＞
由上分析可知：＞，＜。顯然，機器向下截割時穩(wěn)定性不及向上截割時。為了使兩種工況的穩(wěn)定性程度接近，在整體布置時應使機器重心居于履帶中心稍偏前，即a＞b。但為兼顧正常工作時部分履帶不出現(xiàn)零比壓，應使偏前值小于六分之一輪軸中心距，即(a-b)＜(a+b)/6。
(2)橫向截割(左右截割)
掘進機橫向截割時，最不利的狀況是截割頭位于最高位置，這時機器的受力如圖b所示。其極限傾翻力矩為：
N?m (2-28)
式中： —截割頭橫向截割時的阻力，取其大小與橫向進給力相等方向相反，N；
—截割頭最高位置時載荷中心距底板的高度，m。
這時，機器的穩(wěn)定力矩為
N?m (2-29)
掘進機橫向截割時的穩(wěn)定條件：
＞
實際上，由于截割頭載荷中心在縱向方向距機器重心較遠，加上機器與底板的附著力較小，所以不會出現(xiàn)橫向傾翻，只能造成機器的水平橫向擺動的不穩(wěn)定狀況。這將使截割頭產(chǎn)生讓刀現(xiàn)象，造成橫向進刀困難以致無法實現(xiàn)。
(3)軸向鉆進
截割頭軸向鉆進時的受力如圖c所示。
極限傾翻力矩為：
(2-30)
穩(wěn)定力矩為：
(2-31)
顯然，這時的穩(wěn)定條件為：
＜
＞
式中：
——截割頭的推進阻力，若靠行走機構推進，取其為行走機構的牽引力，如果靠伸縮機構推進，取為伸縮油缸的推力，N；
——截割頭擺動中心至底板的距離，m。
行走機構得牽引力為1.53×105N，伸縮油缸得推力為0.48×105N；
取
則 （2-32）
（2-33）
根據(jù)上述計算，合格。
由上分析可知，作用在掘進機上的外力，對掘進機可能產(chǎn)生兩種力矩：一種是使掘進機產(chǎn)生傾翻趨勢的傾翻力矩；另一種是使掘進機趨于穩(wěn)定的穩(wěn)定力矩。穩(wěn)定力矩與傾翻力矩之比，稱為穩(wěn)定比，即：
(2-34)
當＞1時，機器穩(wěn)定；當＜1時，掘進機傾翻；當=1時，掘進機處于將要傾翻而又未傾翻的臨界狀態(tài)。一般情況下，取≥1.1～1.3。
對本掘進機，取K＝1.3。因此，可保證掘進機在截割過程中有很好的穩(wěn)定性。
a.縱向截割(上下截割)
當截割頭向上截割時 （2-35）
當截割頭向下截割時 （2-36）
b.橫向截割(左右截割) （2-37）
c.軸向鉆進 （2-38）
所以本掘進機穩(wěn)定。
2.6總體參數(shù)總結
表2-3掘進機總體參數(shù)表
Table 2-3 overall parameters of the driving machine
截割電機功率kW
132
最大掘?qū)抦
5.5
截割頭轉速
80
巷道坡度°
±15
履帶行走速度
0～5/8
水平回轉時，懸臂的擺角°
33
履帶板寬?mm
450
垂直回轉的上擺角°
44
行駛寬度?mm
3000
截割到巷道底面時垂直回轉的下擺角°
21
履帶接地長度mm
3100
臥底時，懸臂垂直回轉的最大下擺角°
30
機長m
24
可掘最大斷面m2
22
機寬?m
2
懸臂長為mm
4300
機高?m
1.8
伸縮部伸縮量mm
550
最大掘高m
4.5
供電電源?
AC1140V
3液壓系統(tǒng)設計
液壓系統(tǒng)主要由油泵站、液壓操縱臺、油馬達、油缸及油管等組成。油泵站由90kW?電動機(1470r/min)、分動箱、齒輪泵、油箱、吸油過濾器、回油過濾器、冷卻器及空氣過濾器等組成。除截割機構用電動機驅(qū)動外，其余轉運、行走等各個機構都應采用液壓傳動。?????
3.1設計依據(jù)
3.1.1液壓系統(tǒng)的基本要求
在設計掘進機液壓系統(tǒng)之前首先要明確掘進機的負載特性，工況及使用要求，收集各種掘進機的液壓系統(tǒng)，并分析各自的特點和存在問題，運用已經(jīng)掌握的液壓組件，基本回路和液壓系統(tǒng)的知識，擬定出液壓系統(tǒng)的方案，然后進行液壓系統(tǒng)的計算，選擇和設計所用原件，通過對方案的分析和比較，確定出一種最佳的系統(tǒng)。[7]
設計掘進機的液壓系統(tǒng)依據(jù)包括：
1)?掘進機的結構
總體布置和工作原理，如機器結構圖，個部分的布置，工作方式和工作循環(huán)等，這些對選擇液壓組件及確定其安裝是十分重要的.
2)?掘進機的主要技術參數(shù)
如負載大小的變化規(guī)律，工作速度的大小及變化范圍，生產(chǎn)率等。他們是確定系統(tǒng)功率及選擇泵和執(zhí)行組件的依據(jù)。
3)?主要技術要求
如調(diào)速范圍，運動平穩(wěn)性，系統(tǒng)允許溫度，效率，自動化程度，以及安全保護要求等。
4)?液壓系統(tǒng)的工作環(huán)境
如溫度、濕度、震動、沖擊、污染、以及防爆等，其中濕度、煤塵污染和防爆要特別考慮。
5)?其他要求
3.1.2液壓系統(tǒng)的外形尺寸要求
如對液壓組件及系統(tǒng)的外形尺寸、重量經(jīng)濟性等要求。掘進機工作面空問狹窄，機器的外形尺寸受到嚴格限制在選擇組件時必須給予重視：
傳動系統(tǒng)應滿足以下要求：
1)?液壓傳動系統(tǒng)的工作可靠性要高；
2)?要有靈敏的超載保護裝置，以防止掘進機和液壓組件的損壞.
3)?要能適應載荷變化大的要求，超載能力強，同時易于無級調(diào)速。
4)?傳動功率要大，結構緊湊，重量輕。
5)?控制方式簡便集中,?便于使用,?維護和檢修。[8]
3.2工況分析及載荷計算
3.2.1執(zhí)行元件上的負載
對于執(zhí)行組件上的外負載包括工作載荷，摩擦載荷和慣性載荷三部分。
液壓缸的外負載為：
（3-1）
其中：
——工作負載。
——摩擦負載，
——慣性負載：
對于液壓馬達，外負載為：
（3-2）
——工作負載扭矩
——摩擦阻力矩
——慣性力矩
3.3擬定液壓系統(tǒng)
3.3.1初選系統(tǒng)壓力
系統(tǒng)的初選壓力為20Mpa；同樣功率的條件下若系統(tǒng)壓力選的低，則流量比較大，反之，壓力高則流量小，可見系統(tǒng)上力的大小，直接影響液壓組件的尺寸、型號，系統(tǒng)的重量、效率及制造。安裝工藝要求等。
3.3.2確定執(zhí)行元件的形式
執(zhí)行元件為液壓缸和液壓馬達，執(zhí)行組件有液壓缸和液壓馬達兩種。對于掘進機來說，常用油缸來實現(xiàn)往復運動，如掘進機的支撐與推進機構等，用液壓馬達實現(xiàn)連續(xù)的旋轉運動，如懸臂的水平回轉機構，行走機構，裝載和轉運機構等。
因為內(nèi)地線馬達結構緊湊、體積小，輸出扭矩大,低速穩(wěn)定性好,而齒輪油馬達的結構簡單、維護方便、耐沖性好。所以掘進機常用這兩種馬達，掘進機通常使用雙作用單活塞式油缸，這些高壓油缸一般沒有定型的產(chǎn)品，應該根據(jù)要求參照典型結構進行設計。
3.3.3確定回路類型
回路循環(huán)方式有開式和閉式兩種。
掘進機的工作條件煤塵和巖粉較多、通風條件差、機器的體積受工作面空間的嚴格限制。根據(jù)循環(huán)方式的特點，一般具有較大空間可以存放油箱且不另設散熱裝置的系統(tǒng)，都采用開式回路；凡允許采用輔助泵進行補油并借此進行冷卻油交換來達到冷卻目的的系統(tǒng)，都采用閉式回路。由于掘進機液壓系統(tǒng)多為泵—缸系統(tǒng)，泵—缸和泵—馬達組合成混合系統(tǒng)，油泵向兩個以上執(zhí)行組件供液的組合式系統(tǒng)，所以掘進機的液壓系統(tǒng)通常選用閉式系統(tǒng)。通常節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)采用開式回路。容積調(diào)速系統(tǒng)采用閉式回路。
3.3.4選擇合適的回路
a調(diào)速方式的選擇
調(diào)速方式為容積調(diào)速。
液壓系統(tǒng)的調(diào)速方式有容積調(diào)速和節(jié)流調(diào)速和兩種的混合調(diào)速方式，選擇調(diào)速的方式有以下方法：
1)?根據(jù)壓力，調(diào)速和負載變化的特點選擇
壓力高,?功率大可以選擇容積調(diào)速，反之選擇節(jié)流調(diào)速，從經(jīng)濟效果看，一般節(jié)流調(diào)速使用功率在2KW?到3KW以下的系統(tǒng)。5KW以上的選擇容積調(diào)速比較好，
要求達到微小的低速時，應選節(jié)流調(diào)速。選擇調(diào)速方法時，還應該考慮負載的變化是恒功率，還是恒扭矩的特性。
2)?根據(jù)工作條件選擇
特別要注意液壓系統(tǒng)的震動、噪音和發(fā)熱等造成的一些不良的影響，節(jié)流調(diào)速會導致油液嚴重發(fā)熱，在這種借況下即使功率不大也要考慮選擇容積調(diào)速，或選擇變量泵、節(jié)流閥的聯(lián)合調(diào)速。
3)?根據(jù)成本費用選擇
一般來講，節(jié)流調(diào)速費用低，容積調(diào)速和聯(lián)合調(diào)速費用高。但有的時候也并非如此。如采用變量泵將節(jié)流調(diào)速改成聯(lián)合調(diào)速，可節(jié)省一個定量泵和其他一些液壓組件，設備的費用反而會降低。另外，從長期使用來看，功率消耗也不可忽視。另外，對于多泵系統(tǒng)，也可根據(jù)各執(zhí)行組件的工作程序來獲得不同的速度。如將裝載機構油馬達的供油管路經(jīng)過其換向閥與行機走構油馬達的供油管路相并聯(lián)。裝載機構停止工作時，掘進機可以較高的速度行駛。以實現(xiàn)快速調(diào)動，而當行走機構油馬達停止工作時，使該油路卸荷，不向裝載機構油馬達提供油，保證裝載工作正常運行。
b壓力控制方案的選擇
選擇各種壓力控制回路時，應仔細推敲各種回路在選用時需注意的問題以及特點和適用場合。例如卸荷回路，選擇時要考慮卸荷所造成的功率損失、溫升、流量和壓力的瞬時變化等。
恒壓系統(tǒng)如進口節(jié)流和出口節(jié)流調(diào)速回路等，一般采用溢流閥起穩(wěn)壓溢流用。同時也限定了系統(tǒng)的最高壓力。定壓容積節(jié)流調(diào)速回路本身能夠定壓不需壓力控制閥。另外還可采用恒壓變量泵加安全閥的方式。對非恒壓系統(tǒng)，如旁路節(jié)流調(diào)速。容積調(diào)速和非定壓容積節(jié)流調(diào)速，其系統(tǒng)的最高壓力由安全閥限定。對系統(tǒng)中某一個支路要求比油源壓力低的穩(wěn)壓輸出，可采用減壓閥實現(xiàn)。
c順序動作控制方案的選擇
由于設備類型不同，各執(zhí)行機構順序動作有的按固定程序進行，有的則是隨機的或人為的。對于工程機械，一般用手動多路換向閥控制，手動操縱機構。對于加工機械，各液壓執(zhí)行元件的順序動作多數(shù)采用行程控制。行程控制普遍采用行程開關控制，因其信號傳輸方便，?而行程閥由于涉及油路的連接，?只適用于管路安裝較緊湊的場合。另外還有時間控制、壓力控制和可編程序控制等。
選擇一些主要液壓回路時，還應注意以下幾點：
1）系統(tǒng)的調(diào)速方案決定調(diào)壓回路的選擇。
2）速度換接回路的選擇主要依據(jù)換接時的位置精度和平穩(wěn)性的要求。同時還應結構簡單、調(diào)節(jié)方便、控制靈活。
3）多個液壓缸順序動作回路的選擇主要考慮順序動作的可變換性、行程的可調(diào)性、順序動作的可靠性。
4）多個液壓缸同步動作回路的選擇主要考慮同步精度.?系統(tǒng)調(diào)整、控制和維護的難易程度等。
當選擇液壓回路有多種方案可以選擇時，應平行展開，反復進行分析對比，不要輕易做出取舍決定。
3.4油泵型式的選擇
油泵選擇齒輪泵。
油泵的選擇除了考慮壓力能否滿足之外，還應該考慮效率，質(zhì)量及外型尺寸，污染敏感性，自吸能力，調(diào)節(jié)特性，噪聲以及成本和維修方便等因素。部分斷面掘進機的液壓系統(tǒng)中，齒輪泵和柱寨泵應用較多，而螺桿泵和葉片泵應用較少。因為低壓系統(tǒng)不易污染環(huán)境，工作較可靠，使用壽命長，所以許多掘進機上已經(jīng)基本放棄使用柱塞泵的高壓液壓系統(tǒng)，而傾向于采用齒輪泵的低壓系統(tǒng)。[12]
3.5編制整機的系統(tǒng)原理圖
整機的系統(tǒng)圖主要由以上所確定的各回路組合而成，將挑選出來的各個回路合并整理，增加必要的元件或輔助回路，加以綜合，構成一個完美的系統(tǒng)。在滿足工作機構運動要求及生產(chǎn)率的前提下，力求所設計的系統(tǒng)結構簡單、工作安全可靠、運動平穩(wěn)、效率高、調(diào)整和維護保養(yǎng)方便。
此時應該注意以下幾個方面的問題：
1）去掉重復多余的原件，使系統(tǒng)結構盡可能簡單，同時要仔細斟酌，避免由于某個元件的去掉或并用而引起相互干擾。
2）增設安全裝置，確保設備及工作人員的人身安全。
3）工作介質(zhì)的凈化必須予以足夠的重視。
4)對于大型的貴重設備，為了確保生產(chǎn)的連續(xù)性，在液壓系統(tǒng)的關鍵部位要加設必要的設備回路元件。
5）為了便于系統(tǒng)的安裝、維修、檢查、管理，在回路上要適當裝設一些截止閥、測壓點。
6）盡量選用標準的高質(zhì)量元件和定型的液壓裝置。
3.6選取液壓元件
1）液壓泵的計算與選擇。
確定液壓泵的最高供油壓力pp
對于執(zhí)行元件在行程終了才需要最高壓力的工況，可取執(zhí)行元件的最高壓力作為泵的最大工作壓力。對于執(zhí)行元件在工作過程中需要最大工作壓力的情況，可按下式 pp≥p1+∑?p1
式中:
p1--執(zhí)行元件的最高工作壓力
∑?p1--從液壓泵出口到執(zhí)行元件入口之間總的壓力損失
對簡單系統(tǒng)流速較小時，取∑?p1=0.2～0.5MPa；對復雜系統(tǒng)流速較大時，取∑?p1=0.5～1.5MPa?！?
確定液壓泵的最大供油量qp
液壓泵的最大供油量為： qp≥k1∑qmax (3-3)
式中 :
k1——系統(tǒng)的泄露修正系數(shù)，一般取k1=1.1～1.3，大流量取小值，小流量取大值。
∑qmax ——同時動作的執(zhí)行元件所需流量之和的最大值，對于工作中始終需要溢流的系統(tǒng)，尚需要加上溢流閥的最小溢流量，溢流閥的最小溢流量可取其額定流量的10%。系統(tǒng)中采用蓄能器供油時，qp由系統(tǒng)一個工作周期T的平均流量確定
qp≥ (3-4)
式中:
qi——系統(tǒng)在整個周期中第i個階段內(nèi)的流量
選取液壓泵的規(guī)格型號
根據(jù)上述所得數(shù)據(jù)以及系統(tǒng)中擬定的液壓泵形式，查閱相關書籍便可確定液壓泵的規(guī)格型號。但要注意，選擇的液壓泵的額定流量要大于或等于前面計算所得的液壓泵的最大輸出流量，并且盡可能接近計算值；所選泵的額定壓力應大于或等于計算所得的最大工作壓力。有時尚需考慮一定的壓力儲備，使所選泵的額定壓力高出計算所得的最大工作壓力25%～60%。泵的額定流量則宜與qp相當，不要超過太多，以免造成過大的功率損失。
選擇驅(qū)動液壓泵的電動機
驅(qū)動液壓泵的電動機通過泵的轉數(shù)以及電動機的驅(qū)動功率來選擇。
表3-1液壓泵種類與特性
Tab.3-1The types and characteristics of Hydraulic Pump
特性
種類
齒輪泵
葉片泵
柱塞泵
軸向式
徑向式
額定壓力
25
17．5
35
25
排量
1～500
1～350
4～1000
6～500
最高轉速
900～4000
1200～3000
5000
1800
總效率
75～90
75～90
85～95
80～92
適用粘度
20～500
20～200
20～200
自吸能力
非常好
好
差
變量能力
不能
能
好
外形尺寸對功率比
中
大
小
輸出壓力脈動
小
小
大
污染敏感度
大
小
小
歷時變化
齒輪磨損后效率下降
即使葉片磨損效率下降較小
配流盤、滑靴或分配閥磨損時效率下降較大
粘度對效率的影響
很大
稍小
很小
噪聲
小～大
小～中
中～大
適用場合
工程機械、搬運機械、車輛
機床
冶金機械、鍛壓機械、建筑機械
表3-2定量泵與變量泵的適用場合
Tab3-2The application occasions of quantitative pump and variable pump
定量泵
變量泵
液壓功率小于10，而且能源成本不是重要因素
工作循環(huán)是開關式，而且泵在不工作時可以完全卸載
雖然負載變化很大，但多數(shù)工況下需要泵輸出全部流量
工作制不繁重，溫升不成
液壓功率超過10，流量需求變化很大
要求大負載下小而精密的運動和變化負載下的快速運動
泵服務于可任意組合的多個負載
要求很的承載能力
一個原動機帶動多個泵，而泵的裝機容量大于原動機功率
2）液壓控制元件的選用和設計
一個設計的好的液壓系統(tǒng)應盡可能多的由標準液壓元件組成，使自行設計的專用液壓元件減少到最低限度。[11]
溢流閥的選擇
直動式溢流閥的響應快，適合流量較小的場合，宜作制動閥、安全閥用；先導式溢流閥的啟閉特性好，用于中、高壓和流量較大的場合，宜作調(diào)壓閥、背壓閥用。二級同心先導式溢流閥的泄漏量比三級同心的要小，故在保壓回路中常被選用。
先導式溢流閥的最低調(diào)定壓力范圍為0.5～1MPa
溢流閥的流量應按液壓泵的最大流量選取，并應注意其允許的最小穩(wěn)定流
量，一般來說，最小穩(wěn)定流量為額定流量的15%以上.
流量閥的選擇
一般中、低壓流量閥的最小穩(wěn)定流量為50～100mL/min；高壓流量閥為2.5～20mL/min。
流量閥的進出口需要有一定的壓差，高精度流量控制閥約需1MPa的壓差。
換向閥的選擇
a. 按通過閥的流量來選擇結構形式，可選擇二通插裝閥、滑閥型換向閥、電磁換向閥、電液換向閥。
b. 按換向閥換向性能來選擇電磁鐵類型，直流濕式電磁鐵壽命較長，可靠性高，故應盡可能選擇直流濕式電磁換向閥。
在某些特殊場合，還要選用安全防爆型、耐壓防爆型、無沖擊型以及節(jié)能型等電磁鐵。
c.按系統(tǒng)要求來選擇滑閥機能。當選擇三位換向閥時，要特別注意中位機能。
d.選取單向閥及液控單向閥時要注意不要選取開啟壓力大的單向閥，因為它可以當做背壓閥用。選取開啟壓力小的單向閥較為合適。
外泄式液控單向閥的控制壓力比內(nèi)泄式的低，且工作可靠，選用時可優(yōu)先考慮。
3） 輔助元件的選擇
蓄能器的選擇
蓄能器在液壓系統(tǒng)中的作用是儲存壓力能，也用于減小液壓沖擊和吸收壓力脈動。在選擇時可根據(jù)蓄能器在液壓系統(tǒng)中所起的作用，相應確定其容量，具體可參閱相關手冊。
濾油器的選擇
濾油器的作用是保持工作介質(zhì)的清潔，是系統(tǒng)正常工作必不可少的輔助元件。濾油器應根據(jù)其在系統(tǒng)中所處部位及被保護元件對工作介質(zhì)的過濾精度要求、工作壓力過流能力及其他性能要求而定，通常應注意以下幾點：
a.其過濾精度要滿足被保護元件或系統(tǒng)對工作介質(zhì)清潔度的要求；
b.過濾能力應大于或等于實際通過流量的2倍；
c.過濾器的耐壓應大于其安裝部位的系統(tǒng)壓力；
d.適用的場合一般按產(chǎn)品樣本上的說明。
油箱的設計
油箱在液壓系統(tǒng)中的作用是儲油、給系統(tǒng)提供充分的油液；散熱，液壓系統(tǒng)中由于能量損失所轉換的熱量大部分由油箱表面散逸：沉淀油中的雜質(zhì)；分離油中的氣泡，凈化油液。在油箱的設計中具體可參閱相關手冊。
4）液壓系統(tǒng)密封裝置選用與設計
在液壓傳動中，通過密封裝置來防止工作介質(zhì)的泄漏及污染。工作介質(zhì)的泄漏會給液壓系統(tǒng)帶來調(diào)壓不高、效率下降及污染環(huán)境等諸多問題，從而損壞液壓技術的聲譽；進而導致系統(tǒng)出現(xiàn)故障。所以，在液壓系統(tǒng)的設計過程中，必須正確設計和合理選用密封裝置和密封元件，以提高液壓系統(tǒng)的工作性能和使用壽命。
影響密封性能的因素?
密封性能的好壞與很多因素有關，下面列舉其