EBZ160掘進(jìn)機設(shè)計計算說明書

1、EBZ160掘進(jìn)機設(shè)計計算說明書EBZ160掘進(jìn)機設(shè)計計算說明書主要參數(shù):電動機功率：160KW輸入轉(zhuǎn)速：1475/ 735 rpm輸出轉(zhuǎn)速：47/23.5潤滑油：N320重負(fù)荷工業(yè)齒輪油工作機構(gòu)傳動設(shè)計工作機構(gòu)傳動的特點及動力元件的選擇工作機構(gòu)傳動有以下特點：驅(qū)動功率大，載荷變化范圍大，過硬巖石時短期 過載運行，且具有沖擊載荷；振動較嚴(yán)重；要求傳動裝置體積小，能調(diào)速。懸臂式掘進(jìn)機在掘進(jìn)過程中，不僅要求工作機構(gòu)的截割頭具有一定的扭矩和 轉(zhuǎn)速以截割煤巖，而且要求工作機構(gòu)的懸臂能夠上下和左右擺動，以掘出整個巷道斷面，所以工作機構(gòu)一般都采用單機驅(qū)動，傳動裝置具有單獨的傳動系統(tǒng)。截割頭的驅(qū)分電動機驅(qū)動

2、和液壓馬達(dá)驅(qū)動兩種。電動機具有較好的短期過載 能力，過載系數(shù)一般可達(dá)1.82.2,基本能適應(yīng)截割頭載荷變化的需要。其缺點 是體積大，調(diào)速不便且需加設(shè)電氣保護(hù)裝置。采用液壓馬達(dá)驅(qū)動。體積小，調(diào)速 方便，但液壓馬達(dá)對沖擊載荷很敏感，液壓元件經(jīng)常、發(fā)生故障不能承受較大的 短時過載。因此，目前掘進(jìn)機截割頭一般多為電動機驅(qū)動。掘進(jìn)機特殊的工作條件，對選用工作機構(gòu)的電動機有一定要求：1 為了兼顧噴霧滅塵，宜采用水冷電動機，以改善散熱條件。在體積相同 的條件下，采用水冷電動機可提高功率 25%左右。2功率較大的部分?jǐn)嗝嫦锏谰蜻M(jìn)機在采用外水冷同軸雙電動機，以充分利 用懸臂長度，縮小電動機橫向尺寸，適應(yīng)懸臂的外

3、形使結(jié)構(gòu)緊湊。3為了調(diào)節(jié)截割頭轉(zhuǎn)速以適應(yīng)煤巖機械待性的變化宜選用雙速電機。減速器設(shè)計應(yīng)注意的問題對于掘進(jìn)機的工作機構(gòu)而言，減速器是最復(fù)雜、制造精度要求最高的部件。 除一般對減速器的要求之外，在選擇確定減速器的結(jié)構(gòu)時，值得注意的問題有以 下幾點：1. 縱軸式截割頭的轉(zhuǎn)速一般為2065r/min，橫軸式的在45100rpm之間, 而截割電動機的轉(zhuǎn)速約為1470rpm,按此傳動比進(jìn)行傳動系統(tǒng)設(shè)計，通常采用2 4級減速。傳動系統(tǒng)的設(shè)計應(yīng)使靠近輸出軸的傳動級具有較大的傳動比，這樣可 以降低傳動裝置的其它高速級的平均載荷。2外伸縮懸臂的縱軸式工作機構(gòu)，由于減速器與電動機、聯(lián)軸器一起整體 裝入伸縮沿架中，這

4、就要求傳動裝置體積小、結(jié)構(gòu)緊湊，并滿足一定的強度要求 和減速比要求。因此，這種工作機構(gòu)的傳動控置多采用行星齒輪傳動，以滿足上述要求。因此，本次設(shè)計選用 2K-H型傳動行星減速器，并采用兩級減速。3選用行星齒輪傳動應(yīng)設(shè)均載機構(gòu)。對于采用三個行星齒輪的結(jié)論，中心 輪浮動均載效果好。即中心輪在三個行星輪間可自由地調(diào)節(jié)徑向位移， 使幾個行 星輪的載荷趨于均勻。4在工作機構(gòu)截割過程中，電動機過載以至堵轉(zhuǎn)現(xiàn)象是經(jīng)常發(fā)生的。這將 造成掘進(jìn)機嚴(yán)重的故障。為此，減速器的設(shè)計應(yīng)從兩個方面考慮來解決這一問題：(1) 減速器的強度能夠滿足電動機的最大轉(zhuǎn)矩和動載荷，即使電動機過載以 至堵轉(zhuǎn)，減速器也不至于出現(xiàn)故障。保證

5、減速器無故障工作，給使用帶來很大方 便。為克服沖擊載荷在減速器的輸入軸裝彈性聯(lián)軸器是有益的；(2) 若減速軸強度不能滿足電動機的最大轉(zhuǎn)矩， 必須設(shè)過載保護(hù)裝置如安全 銷、壓緊彈簧、液壓或摩擦聯(lián)軸器等。采用壓緊彈簧不僅能保護(hù)過載、而且還使 截割頭卸裝方便。旋緊螺栓，便可使軸與截割頭輪轂相連。若采用安全銷，更換 必須方便。1.行量齒輪傳動設(shè)計計算1.1計算總傳動比niin214754731.382. 根據(jù)表14-5-3知，需選用兩級NGW型行星齒輪減速傳動方案。1.2分配傳動比用角標(biāo)1表示高速級參數(shù)，2表示低速級參數(shù)。設(shè)高速級與低速級外嚙合齒輪材料，齒面硬度相同，則2l )計算參數(shù)E式中：AE A

6、B222Cs2 d2Kc1k 1 kH 1 ZN2Zw2 2Cs1 d1Kc2k 2 kH 2ZN1Zw1 1Bd B2d B1Cs 行星輪數(shù)目；Kc 載荷分布系數(shù)；Kh -接觸強度的載荷分布系數(shù)。K 動載系數(shù)；-11 -Zw -齒面工作硬化系數(shù)。取 Cs1Cs2， Zw1Z w2 ,K c1 K c2 ,1.2 ,dik 1 kH 1 ZN2k 2也 2Zn11.6則 E AB21.92查圖14-5-7得7.31231.387.34.292）高速級計算配齒計算查表14-5-3選擇行星輪數(shù)目，取Cs 3，由于 iAx7.3距可能達(dá)到的傳動比極限值較遠(yuǎn)，所以可不檢驗鄰接條件。確定各輪齒數(shù)-B 7

7、I AxZAcCs查表c=3 4則 Za 14ZBc CsZa 88扣B為改善嚙合質(zhì)量，提高承載能力，考慮角變位，則Za)37由圖 14-5-4, 得tac 26， tcb 18 30按接觸強度初算A-C傳動的中心距和模數(shù)輸入轉(zhuǎn)矩T19550 P 9550 些0n114751035.932N m設(shè)截荷不均勻系數(shù)kc1.15在一對A C傳動中，太陽輪傳遞的轉(zhuǎn)矩TA ”397.1N m齒數(shù)比Zc36142.5714太陽輪和行星輪材料用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度60 62HRC （太陽輪）和 56 58HRC （行星輪），取 11500N/mm2 , HP 0.9 11350N /mm2取齒

8、寬系數(shù)a 0.5，載荷系數(shù)k二2.4則中心距為kTAAa(u 1)3yH127.6N m模數(shù)2aZa Zc5.104取 m= 5.5則A C傳動未變位時的中心距maAc （Za Zc） 137.5mm按預(yù)取中心嚙合角，可取 A C傳動中心距變動系數(shù)1 cosyAc （Za Zc）（-1）1.132 cos ac則中心距a a ac yAcm 143.7mm取實際中心距（圓整值）a 143.5mm3）計算A C傳動的實際中心距變動系數(shù)和嚙合角yACa' aACAC 1.0909 mcos'a acACAC cos0.90355ACa'AC25.3714）計算A C傳動的變

9、位系數(shù)Iinv ac invXac （Za Zc） Ac1.12052tg由圖14 1 4校核，Zac, Xac在許用區(qū)內(nèi)，可用由圖14 1 4分配變位系數(shù)，得xA 0.4905Xcx ac Xa 0.635）計算C B傳動中心距變動系數(shù)B傳動的未變位時的中心距aCB143mmyCBmaCB 206）計算C B傳動變位系數(shù)因為acB20，所以Xcb 0XbXcbX。0.637）對驗算A C傳動的接觸強度和彎曲強度a. 中心輪分度圓名義切向力FtAFtA2000T1dA8969.1N取使用系數(shù)kA2.25 , kv1.1 , Zh 2.0 , Ze 1898 N/mm20.8 , Z1.0 ,

10、Zd1.0FtA u 1831.06n/mm2H1 Zb kAkvkH kH ZHZEZZ , dAb U因為H1 H1 所以安全b. 變曲強度校核中心輪檢算F12KT1bdimYFalYsalY式中：K 3.56 , YFai2.28 , Ysai1.75 , Y 0.8F12 3.56 345310'72.28 1.75 0.8=240.66N/mm277 14 5.5 5.5F1 F1合格行星輪檢算F22KT2 YFa2Ysa1Ybd2m式中 K 3.56 , YFa22.1 , Ysa11.75 , Y 0.8F22.1 1.75 0.8=221.69N/mm22 3.56 3

11、45310.777 14 5.5 5.5F2 F2 合格c. 根據(jù)接觸強度計算來確定內(nèi)嚙輪材料 根據(jù)14- 1-80的公式得H limFt u 1 ,d1b ukAkvkHkHa Z h ZCZZ N ZL ZvZ RZWZx2856.84 N / mm式中：Zn 接觸強度計算的壽命系數(shù)，Zn 1.1 ；Zl 潤滑劑系數(shù)，Zl 1.0 ；Zv 速度系數(shù)，Zv 1.0 ；Zr 粗糙度系數(shù)，Zr 1.0 ；Zw 工作硬化系數(shù)，Zw 1.0 ；乙接觸強度計算的尺寸系數(shù)，Zx 1.06因此，根據(jù)Hlim，選用40Cr,進(jìn)行長時間氣體氮化，表面硬度達(dá)5255HRC 即可。8）低速級計算低速級輸入轉(zhuǎn)矩T2

12、 T1 i1=7395.8Nm傳動比i24.259計算過程同高速級（略）現(xiàn)只將設(shè)計結(jié)果列舉如下： 齒輪材料、熱處理及齒面硬度同高速級。主要參數(shù)為：ZA 27， ZC 30， ZB 88， a' 16mm， m 5.5mm， xA 0.497xc 0.2169， Xb 0.63， aac24 35 58 ， acB24 15 49截割減速機具體結(jié)構(gòu)圖如圖1所示。IZE圖1截割減速機液壓系統(tǒng)設(shè)計掘進(jìn)機液壓系統(tǒng)設(shè)計的主要內(nèi)容是元件的選擇與系統(tǒng)設(shè)計。一個合理的液壓 系統(tǒng)，在技術(shù)上應(yīng)滿足機構(gòu)的運動速度、 動作配合和傳動功率的要求，在使用上 要保證安全可靠，操作簡便，維修容易，在經(jīng)濟上應(yīng)力求傳動效

13、率高，元件容易 制造或購置。為此，在設(shè)計掘進(jìn)機液壓系統(tǒng)以前，首先應(yīng)明確掘進(jìn)機的負(fù)載特性， 工況及使用要求，收集各種掘進(jìn)機的液壓系統(tǒng)，并分析各自的特點及存在的問題， 運用已掌握的液壓元件、基本回路和液壓系統(tǒng)的知識，擬定出也有資系統(tǒng)的方案， 然后進(jìn)行液壓系統(tǒng)的計算，選擇和設(shè)計所用元件。通過方案的分析和比較，確定 出一種最佳的液壓系統(tǒng)方案。設(shè)計依據(jù)掘進(jìn)機液壓系統(tǒng)的設(shè)計依據(jù)包括：1 掘進(jìn)機的結(jié)構(gòu)總體布置和工作原理，如機器結(jié)構(gòu)圖，各部分的布置、作業(yè)方式、作業(yè)和循 環(huán)等，這些對液壓系統(tǒng)的元件選擇、計算及安裝是十分重要的。2 掘進(jìn)機的主要技術(shù)參數(shù)如負(fù)載的大小和變化規(guī)律，工作速度的大小和變化范圍，生產(chǎn)率等，它

14、們是 確定液壓系統(tǒng)功率及選擇泵的執(zhí)行元件的依據(jù)。3. 主要技術(shù)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(hù)要求等。4. 液壓系統(tǒng)的工作環(huán)境如溫度、濕度、振動、沖擊、污染、以及防爆等，特別要考慮潮濕。煤塵污 染和降爆。5. 其它要求對液壓系統(tǒng)元件及系統(tǒng)的外形尺寸、 重量、經(jīng)濟性等要求。掘進(jìn)機工作空間 狹窄，機器的外形尺寸受到嚴(yán)格限制，在選擇元件時必須給予重視。巷道掘進(jìn)機在井下存在大量煤塵、巖粉和污水的惡劣條件下工作，地質(zhì)條 件復(fù)雜多變、工作空間很小，掘進(jìn)機的調(diào)動困難，掘進(jìn)工作的銜接對掘進(jìn)機效率 影響很大，所有這些因素，都對掘進(jìn)機的工作適應(yīng)性和可靠性提出了較高的要求，

15、 因此，掘進(jìn)機的液壓系統(tǒng)應(yīng)滿足以下要求：(1) 液壓系統(tǒng)的工作可靠性要高；(2) 要有靈敏的過載保護(hù)裝置，以防止掘進(jìn)機的液壓元件的損壞；(3) 要能適應(yīng)負(fù)載變化大的要求，過載能力強，同時易于無級調(diào)速；(4) 傳動功率要大，結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕；(5) 控制方式簡便集中，便于使用，維護(hù)和檢查。工況分析及載荷計算工況分析包括繪制負(fù)載、速度和功率變化規(guī)律的分析圖表，掘進(jìn)機的液壓系統(tǒng)是一個包括多個執(zhí)行元件的復(fù)雜系統(tǒng)， 各執(zhí)行元件的工作順序和作業(yè)時間，充分地利用原動機功率。執(zhí)行元件上的外負(fù)載包括工作負(fù)載，摩擦負(fù)載和慣性負(fù)載三部分。對于液壓缸，外負(fù)載為Fc F Ff Fi式中：F 工作負(fù)載；Ff 摩擦負(fù)載；F

16、i慣性負(fù)載。對于液壓馬達(dá)，外負(fù)載為Me M M f M i式中：M 工作負(fù)載扭矩；M f 摩擦阻力矩；Mi 慣性力矩液壓系統(tǒng)用油的選定造成液壓系統(tǒng)故障的原因，70%以上是由于液壓油問題造成的。 因此，必須 正確選擇液壓油的類型。根據(jù)掘進(jìn)機的工作環(huán)境，所用液壓油，必須是適合于高 壓系統(tǒng)的油類，要選用具有耐磨耗性、抗氧化性、潤滑性等特性良好的油類。根 據(jù)上述要求，本掘進(jìn)機選用液壓油類型為 YB N68抗壓抗磨潤滑油。其性能指 標(biāo)如下：運動粘度：3743mm2/s(50 )凝 點：w 25C粘度指數(shù)：90擬定液壓系統(tǒng)液壓傳功系統(tǒng)的性能固然與所選元件密切相關(guān)，但這些元件按照什么方式組 合具有很大靈活性

17、，同樣的元件如果組合方式不同，就可能得到完全不同的使用 效果。因此，液壓系統(tǒng)工作原理圖的擬定是系統(tǒng)設(shè)計中很重要的一步。它表示系統(tǒng)的組成和工作原理的，也是選擇液壓元件，計算系統(tǒng)功率和最后確定液壓泵規(guī) 格的依據(jù)。1 .初選系統(tǒng)壓力同樣功率條件下，若系統(tǒng)壓力選得低，則流量大；反之，壓力高則流量小。； 可見，系統(tǒng)壓力的大小，直接影響液壓元件的尺寸、型號、系統(tǒng)的重量、效率及 制造、安裝工藝要求等。適當(dāng)?shù)靥岣呦到y(tǒng)壓力，對減小系統(tǒng)尺寸和重量是有利的， 但對元件的制造精度，密封性、抗污染能力及強度要求提高了。因此，必須合理 地選樣系統(tǒng)壓力。根據(jù)實際情況，本掘進(jìn)機液壓系統(tǒng)壓力初選為 822MPa。2. 擬定主回

18、路初選系統(tǒng)的壓力后，就可以根據(jù)掘進(jìn)機的負(fù)載及速度的性質(zhì)和其它要求擬定 主回路。它包括確定執(zhí)行元件類型，確定回路調(diào)速方式和液壓泵的類型，選擇回 路工作液體的循環(huán)方式等。(1) 執(zhí)行元件類型選擇執(zhí)行元件有液壓缸和液壓馬達(dá)兩種。 對于掘進(jìn)機來說，常用油缸實現(xiàn)往復(fù)運 動，如掘進(jìn)機的支撐與推進(jìn)機構(gòu)，以及懸臂的回轉(zhuǎn)機構(gòu)，裝載和轉(zhuǎn)運機構(gòu)的升降、 行走裝置的張緊機構(gòu)等，用液壓馬達(dá)實現(xiàn)連續(xù)旋轉(zhuǎn)運動，如行走機構(gòu)，裝載和轉(zhuǎn) 運機構(gòu)等。綜上所述，本掘進(jìn)機油缸采用雙作用單活塞式油缸，這些中高壓油缸一股無 定型產(chǎn)品，應(yīng)根據(jù)要求參照典型結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計。因為內(nèi)曲線馬達(dá)結(jié)構(gòu)緊湊體積小， 輸出扭矩大，低速穩(wěn)定性好，而齒輪油馬達(dá)的結(jié)

19、構(gòu)簡單，維護(hù)方便，耐沖擊性好， 所以本掘進(jìn)機采用這兩種油馬達(dá)。(2) 確定調(diào)速方式液壓系統(tǒng)調(diào)速方式分為容積調(diào)速、節(jié)流調(diào)速及兩種合成的聯(lián)合調(diào)速。掘進(jìn)機選擇調(diào)速方案要考慮的因素很多，一般可根據(jù)以下幾個原則：a根據(jù)壓力，速度和負(fù)載變化的特點選擇壓力高、功率大的可選容積調(diào)速，反之選節(jié)流調(diào)速。要求達(dá)到微小的低速時， 應(yīng)選節(jié)流調(diào)速，負(fù)載變化較大，只影響速度的穩(wěn)定性，如要求速度的穩(wěn)定性較高， 在選擇調(diào)速方法時應(yīng)例時考慮速度穩(wěn)定的方法； 選擇調(diào)速方法時，還應(yīng)考慮負(fù)載 的變化是恒功率，還是恒扭矩的特性。b 根據(jù)工作條件選擇要特別注意液壓系統(tǒng)的振動、噪音和發(fā)熱等造成的一些不良影響，節(jié)流調(diào)速 會導(dǎo)致油液的嚴(yán)重發(fā)熱，

20、在這種情況下，即使功率不大也要考慮選用容積調(diào)速。c根據(jù)成本費用選擇由于掘進(jìn)機各部分的動作比較多，負(fù)載特性也不一樣。所以液壓系統(tǒng)較復(fù)雜， 另外，對于多泵系統(tǒng)，也可根據(jù)各執(zhí)行元件的工作順序來獲得不同的速度。(3) 油泵型式的選擇。油泵的選擇除了考慮其壓力能否滿足要求外， 還應(yīng)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。因為 低壓系統(tǒng)不易污染環(huán)境，污物對其影響也不大，比高壓系統(tǒng)的維修最小，工作較 可靠，使用壽命長。因此，本掘進(jìn)機采用齒輪泵的低壓系統(tǒng)。(4) 回路循環(huán)方式選擇倔進(jìn)機的工作條件是煤塵和巖粉較多， 通風(fēng)條件差，機器的體積受工作面空 間的嚴(yán)格限制

21、。由于掘進(jìn)機液壓系統(tǒng)多為泵一缸系統(tǒng)和泵一馬達(dá)組成的混合系 統(tǒng)，油泵向二個以上的執(zhí)行元件供液的組合系統(tǒng)，所以本掘進(jìn)機的液壓系統(tǒng)采用 開式系統(tǒng)。3. 操縱控制回路的擬定根據(jù)掘進(jìn)機的性能和各基本回路的作用，擬定出滿足換向，調(diào)壓，平衡，鎖 緊，緩沖，制動以及安全保護(hù)等要求的操縱回路。掘進(jìn)機液壓系統(tǒng)中油缸數(shù)量較多，宜采用多路換向閥進(jìn)行集中控制。 截割機 構(gòu)和鏟板為懸臂結(jié)構(gòu)，為使工作平穩(wěn)，無沖擊振動，需采用只有背壓的平衡回路。 工作機構(gòu)的伸縮，升降、水平回轉(zhuǎn)和轉(zhuǎn)載機的升降以及鏟板升降等都用雙作用油 缸，由此應(yīng)采用換向閥的換向回路，液壓驅(qū)動行走機構(gòu)的左右履帶使用帶分流閥 的同步回路，當(dāng)油箱體積因受空間限制無

22、法增大時，需設(shè)冷卻裝置。4 液壓系統(tǒng)的擬定把主回路及操縱控制回路組合起來，即構(gòu)成了液壓系統(tǒng)，但是在組合過程中， 必須考慮回路之間的相互聯(lián)系和匹配問題，防止系統(tǒng)中的沖擊和發(fā)熱、系統(tǒng)短期 不工作時的卸載、油缸的選擇和過濾以及監(jiān)測儀表的配備等問題。只有這樣，才 能設(shè)計出經(jīng)濟、合理的液壓系統(tǒng)根據(jù)上面掘進(jìn)機液壓系統(tǒng)設(shè)計的基本方法，設(shè)計了EBZ160掘進(jìn)機液壓系統(tǒng)，其工作原理如圖2所示。.r-固t酉&» Is吟w?:«&-=：*rrrhE=l"KnLIhta1iI - F :3Hu.JHHrIs13EBZ160掘進(jìn)機液壓系統(tǒng)原理圖EBZ160掘進(jìn)機除截割機構(gòu)用

23、電動機驅(qū)動之外，其余裝運、行走等機構(gòu)都采 用液壓傳動。泵站由一臺 55KW電動機帶動一臺CBZ2050/2040/2032三聯(lián)泵 和一臺CBZ2063/2050雙聯(lián)泵。這兩臺泵分別向液壓系統(tǒng)中的單聯(lián)閥 ZL15E- YW , ZL20E- YW , ZL20E YW J,雙聯(lián)閥 ZL20E YT YT 和七聯(lián)閥 ZL15E1 0T 04T 04T 0T 0T 04T 04T供油。油箱容量為 500L，裝有過濾器和 冷卻器等輔助裝置，以保證液壓系統(tǒng)工作安全可靠。(1) 裝運機構(gòu)液壓系統(tǒng)裝運機構(gòu)液壓控制裝置由星輪馬達(dá)、驅(qū)動中間輸送機的第一運輸機馬達(dá)和控 制鏟板上下擺動的油缸組成。(2) 行走機構(gòu)由

24、圖可見，雙聯(lián)泵右側(cè)泵和三聯(lián)泵右側(cè)泵輸出的高壓油都通往雙聯(lián)換向閥 ZL20E YT YT,當(dāng)該換向閥部處于中間位置時，高壓油以溢流閥回油箱；當(dāng) 該閥處于右側(cè)位或左側(cè)位時，高壓油通過單向閥頂開油馬達(dá)的彈簧制動閘， 由高 壓油驅(qū)動行走機構(gòu)的左右驅(qū)動馬達(dá)， 使掘進(jìn)機行進(jìn)，當(dāng)掘進(jìn)機停止行走時，彈簧 張力使油馬達(dá)的轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動，防止掘進(jìn)機下滑。(3) 懸臂升降、回轉(zhuǎn)及推進(jìn)油缸三聯(lián)泵中間的油泵輸出的高壓油通往七聯(lián)閥換向閥1，當(dāng)其處于中間位置時，截割機構(gòu)升降油缸不動作。當(dāng)該閥處于右側(cè)位置時，高壓油進(jìn)入油缸的下腔， 截割機構(gòu)向上擺動，當(dāng)該閥處于左側(cè)位置時，高壓油進(jìn)入油缸上腔，油缸向下擺 動，為了實現(xiàn)擺動過程中的平穩(wěn)

25、運動，在截割油缸前部安裝了安全平衡閥。當(dāng)七聯(lián)閥換向閥2處于中間位置時，回轉(zhuǎn)油缸不動，當(dāng)換向閥處于主或右側(cè) 位置時，高壓油進(jìn)入水平回轉(zhuǎn)油缸的下腔和下腔，截割頭實現(xiàn)左右擺動。當(dāng)七聯(lián)閥換向閥3處于中間位置時，截割頭伸縮油缸不動，當(dāng)換向閥處于右 側(cè)位置時，高壓油進(jìn)入油缸下腔，油缸伸出，當(dāng)處于左側(cè)位置時，油缸縮回。(4) 起重油缸當(dāng)七聯(lián)閥換向閥5處于中間位置時，后支撐油缸不動，當(dāng)換向閥處于右側(cè)位 置時，兩個后支撐油缸下腔進(jìn)入高壓油液， 兩個油缸活塞桿同時伸出，掘進(jìn)機后 部被抬起，行走機構(gòu)后部履帶離開地面，當(dāng)換向閥處于左側(cè)位置時，活塞桿縮回， 履帶著地。(5) 噴霧泵油馬達(dá)的控制三聯(lián)泵左側(cè)油泵輸出的高壓油

26、經(jīng)單聯(lián)閥 ZL15E YW，由其控制驅(qū)動噴霧的 馬達(dá)運轉(zhuǎn)，向內(nèi)噴霧噴嘴提供高壓水。(6) 系統(tǒng)壓力的調(diào)節(jié)由圖可見，每個換向閥組成都裝有溢流閥，以便調(diào)節(jié)該閥向供油油泵輸出壓 力，以適應(yīng)掘進(jìn)巷道的條件變化。需要調(diào)壓時，先將溢閥保護(hù)罩卸下，再將死頭 螺母卸下，用六萬扳手調(diào)節(jié)螺栓，若往里擰入，則壓力升高，若反方向調(diào)節(jié)螺栓， 則壓力下降。21 -掘進(jìn)機的穩(wěn)定性分析與計算穩(wěn)定性是指掘進(jìn)機在規(guī)定方向行走和工作時不發(fā)生翻倒或側(cè)滑的能力。 它不 僅關(guān)系到行走和工作的安全、機器的生產(chǎn)率，而且還直接影響截齒、機械聯(lián)接與 傳動元件、以及電氣元件和液壓元件的壽命，是評價懸臂式掘進(jìn)機使用性能的一 項重要指標(biāo)，只有具有良好

27、的穩(wěn)定性，才能保證機器性能的充分發(fā)揮。1 行走時的靜態(tài)穩(wěn)定性計算(1) 極限傾翻角掘進(jìn)機在上山、下山、橫向傾斜停留及行走時的極限傾翻角由下式確定：11 tg (a/h)12 tg (b/h)13 tg (e/h)式中i 上山(坡)極限傾翻角；2 下山(坡)極限傾翻角；3橫向極限傾翻角；a-掘進(jìn)機重心至履帶后輪軸心線距離；b-掘進(jìn)機重心至履帶前輪軸心線距離；e-掘進(jìn)機重心至履帶邊緣的距離； h掘進(jìn)機重心離地高度。取 a 1.47m, b 1.15 , e 1.3m, h 0.911m11 tg (a/h)58.2貝 U 2 tg 1(b/h)57.63 tg (e/h)=55.0(2) 下滑臨界

28、坡度角在掘進(jìn)機發(fā)生傾翻之前，若履帶板與巷道底板附著力不足，則可能導(dǎo)致機器 下滑或靠幫，履帶板與巷道底板的附著力為：F1G cos式中F1 -履帶板與巷道底板的附著力；-履帶板與底板的附著系數(shù)；G 掘進(jìn)機的重力；-巷道坡度角。取=1.0，G 4 105N ,16則 F1Gcos =3.85 10 N使機器產(chǎn)生下滑的力是與底板平行的重力分力，即5F2 Geos 1.1 10 N若二力平衡，即R二F2可求得下滑的臨界坡度角1 arctg 45為保證掘進(jìn)機在坡道上停留及行走的穩(wěn)定性， 機器的極限傾翻角和下滑臨界 坡度均要大于機器設(shè)計的適應(yīng)坡度。2 截割時的靜態(tài)穩(wěn)定性計算掘進(jìn)機截割時的靜態(tài)穩(wěn)定性是按照回

29、轉(zhuǎn)機構(gòu)和推進(jìn)機構(gòu)在截割頭上產(chǎn)生的 力分析掘進(jìn)機穩(wěn)定性的方法。掘進(jìn)機截割煤巖的的受力如圖3所示。圖3掘進(jìn)機截割時受力分析a)縱向截割b)橫向截割c)軸向鉆進(jìn)(I)縱向截割(上下截割)當(dāng)截割頭向上截割時(圖3a),極限傾翻力矩為：M fi Rai d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 Ra1 1.58 105 N,d 1.345m則 Mf1Ra1 d 2.13 105N m加機器自重產(chǎn)生的穩(wěn)定力矩為：5M1 G(b c) 9.78 10 N m當(dāng)截割頭向下截割時，極限傾翻力矩為M f2Ra2(a b c d g)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

30、壓力損失,得 Ra2 1 105N ,d 1.345m則 Mf2 Ra2(a b c d g) 7.97 105N m這時的穩(wěn)定力矩為5M2 G (a g) 13 10 N m式中Rai , Ra2 分別為截割頭向上、向下截割時的阻力，其值取為：大小與截割頭縱向進(jìn)給力相等，方向相反；c-履帶前輪軸心線至鏟板前緣的距離； e-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，M1 M f1M2 M f2由上分析可知：M1 M 2， M f1 M f2。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(yīng)使機器重心位 于履帶中心稍偏前，即a&g

31、t; bo根據(jù)以上計算，合格。(2)橫向截割(左右截割)掘進(jìn)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3b所示。其極限傾翻力矩Mp為：M P Rb f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 Rb 0.83 105N則 M p 3.71 105N m式中Rb 截割頭橫向截割時的阻力，取其大小與橫向送給力相等方向相反； f -截割頭最高位置時載荷中心距底板的高度。這時，機器的穩(wěn)定力矩為：M3 Ge 5.2 105N m掘進(jìn)機橫向截割時的穩(wěn)定條件：M 3 M P根據(jù)以上計算，合格實際上，由于截割頭載荷中心在縱向方向距機器重心較遠(yuǎn)，加上機器與底板

32、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(jìn)刀困難以至無法實觀。(3) 軸向鉆進(jìn) 截割頭軸向鉆進(jìn)時的受力如圖3c所示 極限傾翻力矩為：M f 3 Re h2穩(wěn)定力矩為：M 4 G a顯然，這時的穩(wěn)定條件為：ReGM 4 M f3式中Re 截割頭的推進(jìn)阻力，若靠行走機構(gòu)推進(jìn)，取其為行走機構(gòu)的牽引力，如果靠伸縮機構(gòu)推進(jìn)，取為伸縮油缸的推力；h2 截割頭擺動中心至底板的距離。行走機構(gòu)得牽引力為2X105N，伸縮油缸得推力為2.46X 105N取 Re 2.46 105N則 Mf3 Re h2 3.77 105N mM4 G a 5.8 105N m根據(jù)以上計算，合格由上分析可知，作用在掘進(jìn)機上的外力，對掘進(jìn)機可能產(chǎn)生兩種力矩：一種 是使掘進(jìn)機產(chǎn)生傾翻趨勢的傾翻力矩；另一種是使掘進(jìn)機趨于穩(wěn)定的穩(wěn)定力矩。穩(wěn)定力矩Mw與傾翻力