【導讀】源，這是一個我們不可回避的問題，不能掩耳盜鈴，更不能自欺欺人。但是隨著世界主要。發(fā)展的主要因素。中國作為全球化的一員，對能源的需求也是全世界的問題，不僅中國需。要正視這一問題，更需要全世界共同面對。了相當大的助力。但是我們也應該看到，我國的煤炭的開采效率并沒有取得突破性的提高。這就導致了煤炭行業(yè)對于采煤機械的迫切需求。掘進機能夠實現(xiàn)截割、裝載轉運、轉載煤巖。掘進速度快，有利于及時查明采區(qū)地質。條件，以便正確部署采煤工作面的準備和接替，極大的減輕了工人的工作強度。力，支護的材料用量能夠減少，既很好的節(jié)省了成本，又有效的提高了工人的工作安全。本方案較為詳細的介紹了縱軸懸臂式掘進機的各部分結構組成以及整體的結構布置，并且對履帶式行走機構進行了詳細的設計和校核。工期大為縮短,因此在整體上是經濟的。第三類適用于巖石巷道，稱為巖巷掘進機。2）可掘巷道斷面大于8m2的，稱為大斷面掘進機。

　　

【正文】 （ 51） 式中 y離地最小間隙， cm ； B兩條履帶中心距離， cm ； 一般，掘進機的離地最小間隙 y=150— 300mm。 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 31 可通過巷道最小半徑 可通過巷道最小半徑 是掘進機可以轉彎的最小彎道半徑 (或巷道的最小曲率半徑 ),它表示掘進機通過彎曲巷道的能 力。該值大小與機器各部長度及鉸點位置有關。設計掘進機時，控制固定部分長度的目的就是為了保證機器對彎道的通過性能。 通常，掘進機可通過的巷道的最小半徑為 6— 10m。 適應巷道坡度 部分斷面掘進機工作的巷道一般是有坡度的（上山或下山）。適應巷道坡度是指掘進機在上山（或下山）能正常工作的巷道最大坡度。它反映了掘進機爬越上、下山的能力，是掘進機的一個重要使用性能。 設計掘進機時，適應巷道坡度一般應不小 于 177。 10176。 ,通常為 12176。 16176。，如果巷道坡度較大，需采取相應措施，如行走減速器第一級采用具有自鎖作用的蝸 輪蝸桿傳動?？煞乐箼C器在上、下山掘進機時自溜下滑 ，或設有輔助牽引裝置，或裝有制動器。 適應底板比壓 巷道底板的性質決定著掘進機的運行狀況，是設計掘進機履帶行走機構的一個依據。 底板許用比壓，即單位面積底板能承受的最大壓力，決定了機器的接地比壓的大小。為保證能夠正常運行和工作，掘進機應適應底板的比壓。對于遇水軟化的底板，履帶的接地比壓 P 應不大于 49Kpa,即 P≤ 49Kpa,對于不太軟的底板， P≤ 137Kpa；而對于煤巖底板，P≤ 167— 189Kpa。 所以本方案設計取接地比壓 P 160— 180KP。 6 掘進機的穩(wěn)定性分析與計算 穩(wěn)定性是指掘進機在規(guī)定方向行走和工作時不發(fā)生翻倒或側滑的能力。它不僅關系到行走和工作的安全、機器的生產率，而且還直接影響截齒、機械聯(lián)結與傳動元件、以及電氣元件和液壓元件的壽命，是評價懸臂式掘進機使用性能的一項重要指標，只有具有良好的穩(wěn)定性，才能保證機器性能的充分發(fā)揮。 掘進機的穩(wěn)定性分有靜態(tài)穩(wěn)定性和動態(tài)穩(wěn)定性。 靜態(tài)穩(wěn)定性 掘進機的靜態(tài)穩(wěn)定性是指機器在行走和截割兩種狀態(tài)下的穩(wěn)定性。 邱銳敏：小斷面煤巷 掘進機總體方案設計及行 走機構設計 32 1） 行走時的靜態(tài)穩(wěn)定性計算 ： 圖 61 掘進機極限傾翻角的確定 Figure 61 boring machine determine the angle limit rollover a 極限傾翻角 : 掘進機在上山、下山、橫向傾斜停留及行走時（如圖 61）的極限傾翻角。 b 下滑臨界坡度角 為保證掘進機在坡道上停留及行走的穩(wěn)定性，機器的極限傾覆角和下滑臨界坡度均要大于機器設計的適應坡度。 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生的力分析掘進機穩(wěn)定性的方法。 （如圖 62） a 縱向截割（上下截割） 圖 62 掘進機截割時受力分析 a) 縱向截割 ； b)橫向截割 ； c)軸向鉆進； Figure 62 boring machine when cutting Analysis a) vertical cutting。 b) horizontal cutting。 c) axial drilling。 當截割頭向上截割時（圖 62a），極限傾翻力矩為： 11faM R d?? （ 61） 由機器自重產生的穩(wěn)定力矩： 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 33 1 ()M G b c?? （ 62） 當截割頭向下截割時，極限傾翻力矩為： 22()faM R a b c d? ? ? ? （ 63） 這時的穩(wěn)定力矩為 : 2M G a?? （ 64） 式中 1aR ， 2aR 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給力相等，方向相反， N ； c 履帶前輪軸心線至鏟板前沿的距離， m ； 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： 1122ffMMMM＞＞ （ 65） 由上分析可知： 1 2 1 2, ffM M M M＞ ＜ 。 顯然，機器向下截割時穩(wěn)定相不及向上截割時。為了使兩 種情況的穩(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ab＞ 。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 ( ) ( ) 6a b a b??＜ 。 b 橫向截割（左右截割） 掘進機橫向截割時，最不利的狀況時截割頭位于最高位置，這時機器的受力 （ 如圖 62b）所示，其極限傾翻力矩為： pbM R f?? （ 66） 式中 bR 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 ； f 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： 3M G e?? （ 67） 掘進機橫向截割時的穩(wěn)定條件 ： 3 pMM＞ （ 68） 邱銳敏：小斷面煤巷 掘進機總體方案設計及行 走機構設計 34 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。這將使截割頭產生讓刀現(xiàn)象，造成橫向進刀困難以至于無法實現(xiàn)。 c 軸向鉆進 截割頭軸 向鉆進時的受力如 （ 圖 62c） 所示： 極限傾翻力矩為： 32fcM R h?? （ 69） 穩(wěn)定力矩： 4M G a?? （ 610） 顯然，這時的穩(wěn)定條件為： cR u G?＜ （ 611） 43fMM＞ （ 612） 式中 cR 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 ； 2h 截割頭擺動中心至底板的距離， m 。 由上分析，作用在掘進機上的外力，對掘進機可能產生兩種力矩；一種是使掘進機產生傾翻趨勢的傾翻力矩；另一種是使掘進機區(qū)域穩(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 wfMK M? （ 613） 當 K＞ 1時，機器穩(wěn)定；當 K＜ 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 K≥ — 。 動態(tài)穩(wěn)定性 前面在計算掘進機截割的靜態(tài)穩(wěn)定性時，所取載荷都是不變量，是估算的靜載荷。而掘進機工作時的載荷是隨時間變化的，因此，掘進機工作時的穩(wěn)定性為動態(tài)穩(wěn)定性。 影響懸臂式掘進機動態(tài)穩(wěn)定性的因素很多，但是，就一臺確定的掘進機來講，其動態(tài)穩(wěn)定性主要取決于機器工作時截割頭的載荷。因此，掘進機的動態(tài)穩(wěn)定性計算應根據實際遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 35 載荷進行 ，在此就不進行實際運算。 7 履帶行走機構設計 履帶行走機構 包括左右履帶行走機構、并以掘進機縱向中心線左右對稱，單邊履帶行走機構包括導向輪、張緊裝置、履帶架、支重輪、履帶鏈、驅動裝置等部件。（如圖 71） 圖 71履帶式行走機構 Figure 71 crawlerrun institutions 1 Steering wheel。 2 tensioning devices。 3 tracked frame。 4 supporting wheels。 5 Caterpillar chain。 6 Drive。 履帶行走機構的尺寸 參數(shù) 履帶的接地長度 L、行駛寬度 b 和履帶寬度 b0的選取，都決定與地面的允許比壓、轉向性能、坡道橫向的穩(wěn)定性等。一般略小于可按照鏟斗的寬度，預選出行駛寬度 b 的大小，確定 b0的大?。? b0=（ — ） b （ 71） 根據總體設計時的設定，掘進機的寬度為 ， 所以可以取得鏟斗的大概寬度： b=； b0=（ —— ） m ； 所以選取 b0= ； 根據 實際的操作經驗以及設計經驗，履帶接地長度的推薦范圍為： L≤（ — ） B （ 72） 式中 L— 履帶接地長度 B— 兩條履帶中心距 兩條履帶中心距 B=－ = m 所以可以得出 L≤（ — ） m， 選取 L=3 m。 邱銳敏：小斷面煤巷 掘進機總體方案設計及行 走機構設計 36 履帶板尺寸參數(shù)的確定 由整體式履帶板組成的履帶鏈如下圖 72，已經確定履帶板的寬度為 ,對于其他尺寸 參數(shù)的確定，根據實際設計經驗得出這樣一個列表 71： 表 71 Table 71 圖 72 1— 履帶板 2— 銷軸 3— 彈性圓柱銷 Figure 72 1 Track2 Pin 3 flexible cylindrical pin 根據設計經驗及要求，可以確定出：寬度 b0= ， 履帶節(jié)距 p =， 履帶厚度 a =，銷孔直徑 d =。 支重輪參數(shù)確定 1） 支重輪的結構組成 圖 73 為掘進機用支重輪的基本結構圖。它應包括：可轉動的 殼體 1，滑動軸承 2，加油口 3，密封 4 及支承軸 5等。 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 37 2）設計原則： a每個支重輪應能承受不小于掘進機 50%的徑向載荷。 b支重輪需有可靠的密封，掘進機用支重輪密封形式，宜選用機械浮動密封。 c支重輪應有可靠的潤滑，其加油口可設計在轉動殼體上，也可設計在支承軸端部。 d 支重輪在支承長度方向上的中部一段長度內，直徑一般較小，以適應履帶鏈凸出部分在運轉時順利通過。 圖 73支重輪基本結構 Figure 73 supporting wheels basic structure 3） 參數(shù)確定 掘進機用支重輪的寬 度 L、外徑 D1以及機械浮動密封的直徑 D2，應與履帶板寬度相適應，基本參數(shù)見表 72： 表 72支重輪基本參數(shù) mm 72 roundtable with basic parameters 根據已經確定的履帶板寬度 B=， 所以可以確定： 支重輪寬度 — , 支重輪外徑 — ， 機械浮動密封外徑 — 。 邱銳敏：小斷面煤巷 掘進機總體方案設計及行 走機構設計 38 張緊裝置行程 根據煤炭行業(yè)標準所推薦的張緊裝置行程為： — 個履帶鏈節(jié)距 所以根據設計需要確定為： 。 驅動輪直徑 D 驅動輪直徑根據實際設計要求，預選為 D=。 擺動軸的位置 擺動軸的位置有兩種布置方案：一種是擺動軸與驅動軸的軸線相重合；另一種兩軸線不重合。兩軸線重合布置時，當擺動軸擺動時，其履帶的張緊程度不變，不會引起動載荷，但拆卸不方便，離地間隙不能擺動。兩軸線不重合布置時，履帶張緊程度發(fā)生變化