隧道机器人在复杂环境下记忆切割的运动学和仿真分析毕业设计论文

隧道机器人在复杂环境下记忆切割的运动学和仿真分析毕业设计论文

目录1绪论11.1概述11.2掘进机的发展11.2.1国外掘进机的发展11.2.2我国掘进机的发展11.3履带式掘进机行走机构的工作原理21.4研究掘进机行走机构的意义21.5EPJ-120TP型掘进简介31.5.1EPJ-120TP型掘进机简述31.5.2J─120TP主要技术参数52总体结构设计72.1掘进机的总体结构72.2掘进机各部分的选型82.2.1工作机构82.2.2装载机构82.2.3运输机构92.2.4转载机构92.2.5行走机构92.2.6除尘装置102.3掘进机各部分基本结构设计103掘进机行走部总体结构设计163.1掘进机行走部设计要求163.2传动方案的设计163.3行走机构基本参数设计173.3.1履带及相关部分设计173.3.2履带链轮的设计183.3.3张紧装置和导向轮的设计193.3.4单侧履带行走机构牵引力的计算确定193.3.5单侧履带行走机构输入功率的计算确定213.3.6液压马达、液压泵与电机型号的选择214掘进机行走部减速器设计234.1传动方案的设计234.2总传动比的计算244.3行星齿轮减速器的设计254.3.1已知条件254.3.2配齿计算254.3.3初步计算齿轮的主要参数264.3.4啮合参数的计算274.3.5几何尺寸的计算304.3.6装配条件的验算324.3.7传动效率的计算334.3.8齿轮强度验算34\n4.4配合圆柱齿轮的设计394.4.1齿轮齿数的选择394.4.2齿轮模数的选择394.4.3几何尺寸的计算414.4.4齿轮弯曲强度校核414.5结构设计454.5.1行星传动结构设计454.5.2高速轴的结构设计及校核464.5.3行星轮支承轴的结构设计及校核504.5.4配合齿轮的轴的结构设计及校核544.6减速器其他零件的校核564.6.1轴承的校核564.6.2键的校核585装机事项及检修615.1搬运、安装及调整615.1.1掘进机的拆卸和搬运615.1.2机器的组装625.1.3零部件的调整625.2掘进机的检修62参考文献66翻译部分67英文原文67中文译文77致谢84\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页1绪论1.1概述煤炭是重要的一次能源。随着工业的发展，生产规模不断扩大，煤炭在国民经济中的低位也越来越重要。随着采煤机械化和综合机械化的发展，大大提高了工作面的开采强度，工作面的推进速度越来越快，这就要求加快掘进速度。各国大力研发各类掘进设备。1.2掘进机的发展1.2.1国外掘进机的发展19世纪70年代，英国为修建海底隧道，生产制造了第一台掘进机，美国在20世纪30年代开发了悬臂式掘进机，并把此项技术应用于采矿业，此后英国、德国、日本等十几个国家相继投入了大量的人力、物力、财力用于掘进机技术的开发和研制，先后研制了近百种机型。各国早期研制的悬臂式掘进机都是以煤巷为作业对象。中期产品主要是用于截割各种煤岩的中型掘进机，机重一般在25吨左右。可截煤岩石硬度系数f≤6、截割功率为50~100KW。有代表性的机型有英国的MKⅡA-2400型、奥地利的AM-50型、日本的S100型掘进机。近期产品主要是以中硬岩和工程隧道为作业对象的重型、全岩巷道掘进机和掘锚机组，机重多在40~100吨。可截岩石硬度系数：纵轴可达f=8~10,横轴可达f=10~14，截割功率为150~300KW。有代表性的机型有英国的LH-1300、LH-1400；奥地利的AM75、ATM105、AHM105和日本的S200、S220、S300、S350。目前也有把连续采煤机代替掘进机作为巷道掘进的，它主要针对半煤岩巷道和软岩巷道的掘进截割硬度f≤6。此外，掘进机的适用范围还在扩大、掘进断面在增加、适应坡度在提升、截割能力进一步加强、辅助功能增加、智能控制技术得以提高。1.2.2我国掘进机的发展我国对悬臂式掘进机的研究始于20世纪60年代中期，通过对引进型掘进机研究和和国产化工作积累了一些设计悬臂式掘进机的经验，以30~50KW的小功率掘进机为主研制规模较小。我国煤矿真正推广应用悬臂式掘进机是在1979年引进了100多台国外掘进机以后。我国淮南煤机厂引进了奥地利奥钢联公司AM50型掘进机、佳木斯煤机厂引进了日本三井三池制作所S-100型掘进机。通过对国外先进技术的引进、学习，推动了我国综掘机械化的发展。经过30多年的学习和自主研发，我国已经拥有年产1000余台的掘进机加工制造能力，研制生产了20多种型号的掘进机，其截割功率从30KW-200KW，初步形成系列化产品。尤其是近年来，我国相继开发了以EPJ-120TP型掘进机为代表的替代机型，在整\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页体技术性能方面达到了国际先进水平。基本能够满足国内半煤岩掘进机市场额需求。半煤岩掘进机以中型和重型为主，其截割岩石硬度为f=6-8，截割功率在120KW以上，机重在35吨以上。煤矿现用主流半煤岩掘进机以煤科总院太原研究院生产的EPJ-120TP型、E-BZ160TY型以及佳木斯煤机厂生产的S150J型三种机型为主。尽管我国掘进机技术有了较大的发展，但与国外掘进机技术水平相比还有一定的差距。今后我国掘进机技术的发展趋势是：（1）掘锚联合机组研制，集掘、钻、锚为一体的综合机组，既能快速掘进，同时又能打眼安装锚杆，支护顶板、侧帮，实现掘进支护平行作业，解决掘进机利用效率低的问题。（2）扩大掘进机的使用范围。进一步使机型矮型化，改善截割、装载、行走等机构，使其能较好地适应我国各种地质构造和断面形状的巷道掘进。（3）向重型化方向发展。将掘进机用于铁路、城市地铁隧道和公路建设等行业。（4）喷雾降尘设备随机化。（5）提高各类型掘进机工作的可靠性以及各元部件的可靠性和互换性。（6）发展新的元部件技术和机电一体化技术。（7）大力发展矮、窄机身中型掘进机。目前在煤矿实际使用的掘进机型号中，功率适中的掘进机占主导地位，如EBZ132、EBZ160。这一系列掘进机的技术已趋于成熟。但随着我国煤炭采掘业的不断发展，中厚煤层将逐渐减少，煤矿巷道必然趋于薄煤层，极薄煤层。因此，机身矮、窄型掘进机将大有市场。（8）向系列化、标准化、模块化方向发展。1.3履带式掘进机行走机构的工作原理掘进机的行走机构根据行走方式的不同，可分为履带式、轮胎式、轨轮式三种，目前煤矿所使用的悬臂式掘进机的行走机构均采用履带式。履带式行走机构是依靠接地履带与底板之间相对运动所产生的摩擦力，驱动机器行走。其最大静摩擦力取决于机器重量，以及履带板与底板之间的粘着系数。在行走机构动力容量—定的情况下，行走阻力如小于粘着力，主动链轮旋转时，链轮上的槽齿拨压履带链板上的凸台，由于粘着力的存在，阻止了履带链运动，而迫使机体移动。反之，当行走阻力大于粘着力，主动链轮的槽齿拨压履带链板上的凸台时，履带链能够克服履带板与底板之间的粘着力，使履带链空转打滑。因此，为了保证掘进机的正常行走，行走机构必须具有足够的牵引力。1.4研究掘进机行走机构的意义掘进机行走机构是一个非常重要的部件，它既是驱动掘进机行走、调动的执行机构，同时又是整台掘进机的连接和支撑的基础。当掘进机为非工作状态时，它实现整机前进、后退、转弯以及爬坡等各种运动和牵引转载机行走，调整位置为巷道掘进做准备；当掘进机作业时，它承受截割机构的反力、倾覆力矩及动载荷，实现掘进机的工作推进。掘进机行走机构设计的各个参数的选定对整机的正常运行、性能的可靠性以及工作的稳定性有着\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页重要影响。1.5EPJ-120TP型掘进简介1.5.1EPJ-120TP型掘进机简述一、产品特点EBJ─120TP型掘进机由煤炭科学总院分院设计制造。该机为悬臂式部分断面掘进机，适应巷道断面9～18m2、坡度±16。、可经济切割单向抗压强度≤60MP的煤岩，属于中型悬臂式掘进机。该机的主要特点是结构紧凑、适应性好、机身矮、重心低、操作简单、检修方便。二、主要用途、适应范围EBJ─120TP型悬臂式掘进机主要是为煤矿综采及高档普采工作面采准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。该机可经济切割高度3.75m,可掘任意断面形状的巷道，适应巷道±16。。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。三、产品型号、名称及外型产品型号、名称为EBJ─120TP型悬臂式掘进机外型参见图1-1四、型号的组成及其代表的意义\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页图1-1EPJ-120TP型掘进机外形\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页1.5.2J─120TP主要技术参数一、总体参数机长8.6m机宽2～2.2m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/h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\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页五、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2.5m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\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页2总体结构设计2.1掘进机的总体结构掘进机是具有截割、装载、转载煤岩，并能自己行走，具有喷雾降尘等功能，以机械方式破落煤岩的掘进设备，有的还具有支护功能。本次设计采用部分断面掘进机，一般适用于单轴抗压强度小于60MPa的煤、煤—岩、软岩水平巷道，但大功率掘进机也可用于单轴抗压强度达200MPa的硬岩巷道，一次仅能截割断面一部分，需要工作机构多次摆动，逐次截割才能掘出所需断面，断面形状可以是矩形、梯形、拱形等多种形状，其中悬臂式掘进机在煤矿使用普遍。悬臂式掘进机由截割机构、装运机构、行走机构、液压系统、电控系统和喷雾降尘系统等组成，各部分作用为：（1）截割机构由截割头、悬臂和回转座组成的破煤（岩）机构。电动机通过减速器驱动截割头旋转，利用装在截割头上的截齿破碎煤岩。截割头纵向推进力由行走履带（或伸缩悬臂的推进液压缸）提供。升降和回转液压缸使悬臂在垂直和水平方向摆动，以截割不同部位的煤岩，掘出所需形状和尺寸的断面。（2）装运机构由装载机构和中间输送机两部分组成。电动机经减速后驱动刮板链和扒爪或星轮，将截割破碎下来的煤岩集中装载、转运到掘进机后面的转载机或其他运输设备中，运出工作面。（3）行走机构驱动掘进机前进、后退和转弯并能在掘进作业时使机器向前推进。（4）液压系统由液压泵、液压马达、液压缸、控制阀及辅助液压元件等组成，用以提供压力油，控制悬臂上下移动，驱动装运机构中间输送机、集料装置及行走机构的驱动轮，并进行液压保护。（5）电气系统向掘进机提供动力，驱动掘进机上的所有，同时也对照明、故障显示、瓦斯报警等。（6）喷雾降尘系统为降低掘进机在作业中产生的粉尘而装备的设施，有喷雾降尘系统两种形式。喷雾降尘系统由内、外喷雾装置组成，用以向工作面喷射水雾，达到降尘的目的。2.2掘进机各部分的选型2.2.1工作机构部分断面掘进机的工作机构有截链式、圆盘铣削式和悬臂截割式等。因悬臂截割式掘\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页进机机体灵活、体积较小，可截出各种形状和断面的巷道，并能实现选择性截割，而且截割效果好，掘进速度较高；所以，现在主要采用悬臂截割式，并已成为当前掘进机工作机构的一种基本型式。工作机构的布置方式，分为纵轴和横轴式两种。纵轴式截割头传动方便、结构紧凑，能截出任意形状的断面，易于获得较为平整的断面，有利于采用内伸缩悬臂，可挖柱窝或水沟。截割头的形状有圆柱形、圆锥形和圆锥加圆柱形，由于后两种截割头利于钻进，并使截割表面较平整，故使用较多。缺点是由于纵轴式截割头在横向摆动截割时的反作用力不通过机器中心，与悬臂形成的力矩使掘进机产生较大的振动，故稳定性较差。因此，在煤巷掘进时，需加大机身重量或装设辅助支撑装置。横轴式截割头分滚筒形、圆盘形、抛物线形和半球形几种。这种掘进机截齿的截割方向比较合理，破落煤岩较省力，排屑较方便。由于截深较小，截割与装载情况较好。纵向截割时，稳定性较好。缺点是传动装置较复杂，在切入工作面时需左右摆动，不如纵轴式工作机构使用方便；因为截割头较长对掘进断面形状有限制，难以获得较平整的侧壁。这种掘进机多使用抛物线或半球形截割头。由于工作机构的载荷变化范围大、驱动功率大、过坚硬岩石时短期过载运转、有冲击载荷、振动较大，要求其传动装置体积小，最好能调速。考虑掘进机工作时，截割头不仅要具有一定的转矩和转速以截割煤岩，而且要能上下左右摆动，以掘出整个断面，掘进机工作机构一般都采用单机驱动。虽然液压传动具有体积小、调速方便等优点，但由于对冲击载荷很敏感，元件不能承受较大的短时过载，一般选择过载能力较大的电动机驱动。2.2.2装载机构部分断面掘进机的装载机构有4种：(1)单双环形刮板链式。单环形是利用一组环形刮板链直接将煤岩装到机体后面的转载机上。双环形是由两排并列、转向相反的刮板链组成。若刮板链能左右张开或收拢，就能调节装载宽度，但结构复杂。环形刮板链式装载机构制造筒单，但由于单向装载，在装载边易形成煤岩堆积，从而会造成卡链和断链。同时，由于刮板链易磨损，功率消耗大，使用效果较差。(2)螺旋式。是横轴式掘进机上使用的一种装载机构，它利用左右两个截割头上旋向相反的螺旋叶片将煤岩向中间推入输送机构。由于头体形状的缺点，这种机构目前使用很少。(3)耙爪式。是利用一对交替动作的耙爪来不断地耙取物料并装入转载运输机构。这种方式结构简单、工作可靠、外形尺寸小、装载效果好，目前应用很普遍。但这种装载机构宽度受限制，为扩大装载宽度，可使铲板连同整个耙爪机构一起水平摆动，或设计成双耙爪机构，以扩大装载范围。(4)星轮式。该种机构比耙爪式简单、强度高、工作可靠，但装大块物料的能力较差。通常，应选择耙爪式装载机构，但考虑装载宽度问题，可选择双耙爪机构，也可设计成耙爪与星轮可互换的装载机构。装载机构可以采用电动机驱动，也可用液压马达驱动。但考虑工作环境潮湿、有泥水，选用液压马达驱动为好。\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页2.2.3运输机构部分断面掘进机多采用刮板链式输送机构。输送机构可采用联合驱动方式，即将电动机或液压马达和减速器布置在刮板输送机靠近机身一侧，在驱动装载机构同时，间接地以输送机构机尾为主动轴带动刮板输送机构工作。这样传动系统中元件少、机构比较简单，但装载与输送机构二者运动相牵连，相互影响大。由于该位置空间较小布置较困难。输送机构采用独立的驱动方式，即将电动机或液压马达布置在远离机器的一端，通过减速装置驱动输送机构。这种驱动方式的传动系统布置简单，和装载机构的运动互不影响。但由于传动装置和动力元件较多，故障点有所增加。目前，这两种输送机构均有采用，设计时应酌情确定。一般常采用与装载机构相同的驱动方式。2.2.4转载机构目前，多采用胶带输送机。胶带转载机构传动方式有3种：（1）用液压马达直接或通过减速器驱动机尾主动卷筒；（2）由电动卷筒驱动主动卷筒；（3）利用电动机通过减速器驱动主动卷筒。为使卸载端作上下、左右摆动，一般将转载机构机尾安装在掘进机尾部的回转台托架上，可用人力或液压缸使其绕回转台中心摆动，达到摆角要求；同时，通过升降液压缸使其绕机尾铰接中心作升降动作，以达到卸载的调高范围。转载机构应采用单机驱动，可选用电动机或液压马达。2.2.5行走机构掘进机的行走机构有迈步式、导轨式和履带式几种。(1)迈步式。该种行走机构是利用液压迈步装置来工作的。采用框架结构，使人员能自由进出工作面，并可越过装载机构到达机器的后面。使用支撑装置可起到掩护顶板、临时支护的作用。但由于向前推进时，支架反复交替地作用于顶板，掘进机对顶板的稳定性要求较高，局限性较大，所以这种行走机构主要用于岩巷掘进机，在煤巷、半煤岩巷中也有应用。(2)导轨式。将掘进机用导轨吊在巷道顶板上，躲开底板，达到冲击破碎岩石的目的。这就要求导轨具有较高的强度。这种行走机构主要用于冲击式掘进机。(3)履带式。适用于底板不平或松软的条件，不需修路铺轨。具有牵引能力大，机动性能好、工作可靠、调动灵活和对底板适应性好等优点。但其结构复杂、零部件磨损较严重。目前，部分断面掘进机通常采用履带式行走机构。由于其工作环境差，用电动机驱动易受潮烧毁，最好选用液压马达驱动。2.2.6除尘装置掘进机的除尘方式有喷雾式和抽出式两种。\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页喷雾式。用喷嘴把具有一定压力的水高度扩散、雾化，使粉尘附在雾状水珠表面沉降下来，达到灭尘效果。这种除尘方式有以下两种：①外喷雾降尘。是在工作机构的悬臂上装设喷嘴，向截割头喷射压力水，将截割头包围。这种方式结构简单、工作可靠、使用寿命长。由于喷嘴距粉尘源较远，粉尘容易扩散，除尘效果较差；②内喷雾降尘。喷嘴在截割头上按螺旋线布置，压力水对着截齿喷射。由于喷嘴距截齿近，除尘效果好，耗水量少，冲淡瓦斯、冷却截齿和扑灭火花的效果也较好。但喷嘴容易堵塞和损坏，供水管路复杂，活动联接处密封较困难。为提高除尘效果，一般采用内外喷雾相结合的办法，并且和截割电机、液压系统的冷却要求结合起来考虑，将冷却水由喷嘴喷出降尘。抽出式。常用的吸尘装置是集尘器。设计掘进机时，应根据掘进机的技术条件来选集尘器。为提高除尘效果，可采用两级净化除尘。由于集尘器跟随掘进机移动，风机的噪音很大，应安装消音装置。抽出式除尘装置灭尘效果好，但因设备增多，使工作面空间减小。近年来，除尘设备有向抽出式和喷雾式联合并用方向发展的趋势。2.3掘进机各部分基本结构设计（1）截割部截割部主要由截割电机、叉形架、二级行星减速器、悬臂段、截割头组成。如图2-1图2-1截割部截割部为二级行星齿轮传动。由120kW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\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页过一个叉形框架、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。（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。装载部安装于机器的前端。通过一对销轴和铲板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性。图2-2装载部(3)刮板输送机刮板输送机结构如图2-3。图2-3刮板输送机\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页刮板输送机主要由机前部、机后部、驱动装置、边双链刮板、张紧装置和脱链器等（改向轮组装在装载部上）组成。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块，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油缸来实现的。（1）行走部行走部设计见下一节（2）机架和回转台机架结构如图2-4。1-回转台2-前机架3-后机架4-后支撑腿5-转载机连接板图2-4机架机架是整个机器的骨架，它承受着来自截割、行走和装载的各种载荷。机器中的各部件均用螺栓或销轴与机架联接，机架为组焊件。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。（3）液压系统1）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。\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页图2-5液压系统图2）几种主要液压元件的设计①吸油过滤器为了保护油泵及其它液压元件，避免吸入污染杂质，有效地控制液压系统污染，提高液压系统的清洁度，在油泵的吸油口处设置了两个吸油过滤器，该过滤器为精过滤。当更换、清洁滤芯或维修系统时，只需旋开滤油器端盖(清洗盖)，抽出滤芯，此时自封阀就会自动关闭，隔绝油箱油路，使油箱内油液不会向外流出。这样使清洗、更换滤芯及维修系统变得非常方便。另外，当滤芯被污染物堵塞时，设在滤芯上部的油路旁通阀就自动开启，以避免油泵出现吸空等故障，提高液压系统的可靠性。②回油过滤器为了使流回油箱的油液保持清洁，在液压系统中设置了两个回油过滤器，该过滤器为粗过滤，位于油箱的上部。当滤芯被污染物堵塞或系统液温过低，流量脉动等因素造成进出油口压差为0．35MPa时，压差发讯装置便弹出，发出讯号，此时应及时更换滤芯或提高油液温度。更换滤芯时，只需旋开滤油器滤盖(清洗盖)即可更换滤芯或向油箱加油。若未能及时停机更换滤芯时，则设在滤芯下部的旁通阀就会自动开启工作(旁通阀开启压力为0．4MPa，以保护系统。③润滑正确的润滑可以防止磨损、防止生锈和减少发热，如经常检查机器的润滑状况，就可以在机器发生故障之前发现一些问题。比如，水晶状的油表示可能有水，乳状或泡沫状的\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页油表示有空气；黑色的油脂意味着可能已经开始氧化或出现污染。润滑周期因使用条件的差异而有所不同。始终要使用推荐的润滑油来进行润滑，并且在规定的时间间隔内进行检查和更换，否则，就无法给机器以保障，因而导致过度磨损以及非正常停机检修。在最初开始运转的三百小时左右，应更换润滑油。由于在此时间内，齿轮及轴承完成了跑合，随之产生了少量的磨损。初始换油后，相隔1500小时或者6个月内必须更换一次。当更换新润滑油时，清洗掉齿轮箱体底部附着的沉淀物后再加入新油。（1）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、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。\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页3掘进机行走部总体结构设计3.1掘进机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。掘进机行走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传动方案的设计参照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。EPJ-120TP型掘进机行走部减速器传动系统采用三级圆柱齿轮和二级行星齿轮传动，体积较大，占用空间较多，效率低，给整机的结构设计和设备性能带来一定的影响。现履带行走机构由液压马达经3K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。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。3.3行走机构基本参数设计3.3.1履带及相关部分设计（1）履带接地长度的确定\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页掘进机的平均接地比压（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；/KN；b——掘进机履带板宽度；/mm；L——掘进机单侧履带行走机构的履带接地长度；/mm其中，掘进机整机质量35T；履带板宽度500mm。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。根据公式3-1，可以得出：（2）左右履带中心距的确定（3-2）式中B——左右履带中心距；/mmB——掘进机履带板宽度；/mm其中，较小的数值适用于较小的履带中心距B，较大的数值适用于较大的履带中心距B。为了降低掘进机转弯的功率，在满足整机宽度的条件下应尽量加大B值。根据公式（3-2），得出：（3）掘进机接地履带板个数的确定履带板节距的选取选取履带板（如图3-1）的节距，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mm则，履带板接地数量：（3-3）\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页取。（4）履带架的设计根据设备的工作要求，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3-1。图3-1履带架3.3.2履带链轮的设计根据链传动的特点，由于此掘进机链的节距比较大，链轮的齿数不能过多；但为了减小接地角，使之减轻掘进机前进和后退时受力不均的缺点，综合考虑选择链轮齿数Z=9。则分度圆直径：（3-4）齿顶圆直径：（3-5）齿根圆直径：（3-6）式中：——两个履带的厚度，mm将z=9，p=160带入（3-4）、（3-5）、（3-6）三个公式：\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页圆整得，，。3.3.3张紧装置和导向轮的设计（1）张紧装置张紧装置是用来调整履带的松紧程度的。张紧装置的行程应大于履带节距的一半，以便在履带磨损而伸长时可拆卸一块后再使用。张紧装置的行程一般为个节距。（2）导向轮此掘进机履带行走机构采用后轮驱动方式，当掘进机后退时，导向轮将承受两倍的牵引力，故导向轮应能承受不小于两倍最大牵引力的径向载荷。下图为导向张紧装置。3.3.4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。（3-7）其中（3-8）式中——单侧履带行走机构的牵引力，kN；——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；——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。\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页f取0.1，由公式（3-8）：μ取1.0，n取440mm，B=1750mm,L=2450mm，代入公式（3-7）：取由于单侧履带行走机构的牵引力必须大于或等于各阻力之和，但应小于或等于单侧履带和地面之间的附着力。,查表（3-2）取附着系数值为0.7。那么，则，,满足要求。表（3-2）附着系数值3.3.5单侧履带行走机构输入功率的计算确定单侧履带行走机构的输入功率（3-9）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；——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；\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页——驱动装置减速器的传动效率，％。按最大速度的情况计算：V=6m/min，取0.74，取0.75，根据公式（3-9），3.3.6液压马达、液压泵与电机型号的选择（1）液压马达的型号选择暂定减速器的总传动比为i=290驱动链轮的转矩（3-10）将，带入（3-10）得：马达的输出转矩（3-11）将以上结果带入（3-11）的则选择液压马达的型号为MFB29，其性能参数：几何排量(mL/r)：61.6最高转速(r/min)：2400最低稳定转速(r/min)：50最高工作压力MPa：20.7最大输出转矩N·m：178重量kg：29（2）液压泵的型号选择根据设备工况，选择液压泵的型号为63SCY14-1B,其性能参数：排量(mL/r)：63额定压力MPa：32额定转速(r/min)：1500驱动功率kW：59.2容积效率％：重量kg：65（3）泵站电动机型号的选择行走机构需要电动机的功率为Pn\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页Pn=2P/ηv1ηv2ηj（3-12）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、ηv2取0.9，ηj取0.95,根据公式（3-12）：查表，电动机型号为YB250M—4，功率为55kW,转动速度为1470r/min。\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页4掘进机行走部减速器设计4.1传动方案的设计根据工作机的要求，传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机。实际表明，传动装置设计得合理与否，对整部装置的性能，成本以及整体尺寸都有很大影响。因此，合理地设计传动装置是整部机器设计工作中的重要环节，即合理地拟定传动方案又是保证传动装置设计质量的基础。此次设计拟使用3K型行星齿轮减速器。通过液压马达将动力传递给减速器的输入轴，再由行星齿轮减速器的输出轴输出，带动驱动链轮转动，从而驱动履带行走机构。该减速器的结构特点：（1）行星齿轮传动采用3K型传动形式，而以前的传动系统采用三级圆柱齿轮和二级行星齿轮传动。相比之下，新的传动系统减少了传动环节，结构更加紧凑，体积更小，传动效率更高。（2）为了解决掘进机行走制动的问题，在减速器的输入端加装了一对圆柱齿轮，它提高了制动轴的转速，从而减小了制动转矩，使得可以采用较小的制动器就能实现制动功能。在结构上将制动器和液压马达平行布置在减速器的端面，充分利用了空间。减速器传动系统示意图如图4-1。图4-1传动系统示意图4.2总传动比的计算（1）液压马达转速的计算根据所选的液压泵63SCY14-1B，液压马达由两个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）\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页其中，，带入公式（4-1）因为（4-2）其中，带入公式（4-2）（2）链轮转速的计算计算当掘进机的速度为V=6m/min时的链轮转速（4-3）式中V——掘进机的调动速度，m/min；z——链轮的齿数；a——履带节距，mm。将，，带入公式（4-3）（3）总传动比（4-4）将，，带入公式（4-4）则行走部减速器的总传动比为292。4.3行星齿轮减速器的设计4.3.1已知条件根据设计要求，此行星齿轮传动结构紧凑、体积较小、工作环境差、冲击较大。行星传动的输入功率：输入转速：传动比：\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页4.3.2配齿计算根据3k行星传动的传动比公式：（4-5）再根据其装配条件，即保证各行星轮能匀称装入时，中心轮a、e和b之间的条件：（4-6）（4-7）式中由公式（4-5）可知，要传动比值比较大，而且结构紧凑，就尽量使与的差值取小些，但从满足装配条件看，与最小差值应满足：（4-8）将代入传动比公式（4-5），经整理化简后可得齿数的一元二次方程（4-9）则（4-10）则由公式（4-8）可求得，即（4-11）如果为偶数，则可按下式计算，即如果为奇数，即在采用角度变位的行星传动中，则可按下面的公式计算（4-12）一般选取行星轮数，再取太阳轮a的齿数=16。则由公式（4-10）得=109，再由公式（4-11）得=112，因为-=112-16=96，为偶数，再由公式（4-12）得=47验算传动比，允许其传动误差为\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页（4-13）式中；；。3k型行星齿轮传动的各齿轮的齿数如下1610911247带入公式（4-5）传动比。得满足传动要求。4.3.3初步计算齿轮的主要参数齿轮材料和热处理的选择：中心轮a和行星轮c采用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度58～62HRC。查齿轮接触疲劳强度极限图，取；查齿轮弯曲疲劳强度极限图，取。中心轮a和行星轮c的加工精度为6级；内齿轮b和e均采用42SiMn，表面淬火，硬度45～55HRC。查齿轮接触疲劳强度极限图，取；查齿轮弯曲疲劳强度极限图，取。内齿轮b和e的加工精度7级。按照齿根弯曲强度条件的设计公式确定模数；（4-14）式中——算式系数，对于直齿轮传动为12.1；——小齿轮的名义转矩，N·mm；——综合系数；——弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数；——齿轮宽度系数；——齿轮副中小齿轮齿数；——试验齿轮的弯曲疲劳极限，N/mm2；——计算弯曲强度的使用系数；——载荷作用于齿顶时的小齿轮齿形系数；小齿轮的名义转矩的计算\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页（4-15）将，，带入公式（4-15）查使用系数表，；=650N/mm2；齿形系数=2.67；综合系数=1.8；取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数=1.2，由公式，所以；齿宽系数选；将以上数据代入公式（4-14），可以得到：取模数m=3。4.3.4啮合参数的计算该行星减速器具有三个啮合齿轮副：，，。各齿轮副的标准中心距为：mmmmmm由此可见，三个齿轮副的标准中心距均不相等，因此，该行星齿轮传动不能满足非变位的同心条件。为了使该行星传动既能满足给定的传动比i=292的要求,又能满足啮合传动的同心条件，即应使各齿轮副的啮合中心距相等，则必须对该3K型行星传动进行角度变位。根据各标推中心距之间的关系＞＞，现选取其啮合中心距为==97.5mm作为各齿轮副的公用中心距值。已知，和，，及压力角，计算该3K型行星传动角度变位的啮合参数。计算公式：中心距变动系数y/mm：（4-16）\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页啮合角/°：(4-17)变位系数和：(4-18)齿顶高变动系数：(4-19)重合度：(4-20)注：公式中“”号，外啮合取“+”，内啮合取“-”所得计算参数如下表：项目a-cb-ce-c中心距变动系数y/mm啮合角/°变位系数和齿顶高变动系数重合度确定各齿轮的变位系数（1）a-c齿轮副在a-c齿轮副中，由于中心轮a的齿数；和中心距。由此可知，该齿轮副的变位目的是避免小齿轮a产生根切、凑合中心距和改善啮合性能。其变为位方式应采用角度变位的正传动．即。当齿顶高系数，压力角时，避免根切的最小变位系数为\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页按下面公式可求得中心轮a的变位系数为（4-21）按下面公式可得行星轮c的变位系数为（1）b-c齿轮副在b-c齿轮副中，和。据此可知，该齿轮副的变位目的是为了凑合中心距和改善啮合性能。故其变位方式也应采用角度变位的正传动，即。现己知其变位系数和=1.7374，＝0.7199，则可得内齿轮b的坐位系数为=+=1.7374+0.7199=2.4573。(3)e-c齿轮副在e-c齿轮副中，，和由此可知，该齿轮副的变位目的是为了改善啮合性能和修复啮合齿轮副。故其变位方式应采用高度变位，即，。则可得内齿轮e的变位系数为。4.3.5几何尺寸的计算（1）分度圆直径的计算（4-22）（2）基圆直径的计算（4-23）（2）节圆直径的计算\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页（4-24）其中a-c齿轮副为外啮合、b-c齿轮副为内啮合、e-c为内啮合。（1）齿根圆直径的计算齿轮采用插齿刀加工，其齿根圆直径计算如下：已知插齿刀齿数，齿顶高系数，。按中等磨损程度考虑，取变位系数，。齿根圆直径按下式计算：(4-25)式中——插齿刀的齿顶圆直径；——插齿刀与被加工内齿轮的中心距。1)切齿时的啮合角计算：（4-26）(4-27)（4-28）\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页（4-29）查表得：2）切齿时的中心距变动系数计算：（4-30）（4-31）（4-32）（4-33）3）切齿时的中心距计算：（4-34）（4-35）（4-36）（4-37）则齿根圆直径为：（4-38）（4-39）（4-40）\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页（4-41）（1）齿顶圆直径的计算（4-42）（4-43）（4-44）（4-45）4.3.6装配条件的验算对于所设计的行星齿轮传动应满足如下的装配条件：（1）邻接条件（4-46）将已知的、、值代入公式（4-37），则得即满足邻接条件。（2）同心条件（4-47）各齿轮副的啮合角为、和；且知、、和代入公式（4-47），则得即满足同心条件。（3）安装条件（4-48）所得结果均为整数，即满足其安装条件。\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页4.3.7传动效率的计算已知齿轮b固定，齿轮a为输入，齿轮e为输出，且齿轮b的节圆直径大于齿轮e的节圆直径，所以此行星传动的传动效率可采用下面公式进行计算，即(4-49)已知，其啮合损失系数(4-50)和按照下列公式计算：(4-51)(4-52)取轮齿的啮合摩擦因数，且将、、和代入上式，可得则有所以，其传动效率为可见，该减速器的传动效率较高，满足使用要求。\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页4.3.8齿轮强度验算该3k型行星齿轮传动具有短期间断的工作特点，且具有结构紧凑、外廓尺寸小和传动比大的特点。根据其工作特点，只需按其齿根弯曲应力的强度条件公式进行校核计算，即（4-53）（4-54）（4-55）式中——使用系数；——动载荷系数；——齿向载荷分布系数；——齿间载荷分配系数；——齿根应力的基本值，N/mm2,大小齿轮应分别确定；——载荷作用于齿顶时的齿形系数；——载荷作用于齿顶时的应力修正系数；——计算弯曲强度的重合度系数；——计算弯曲强度的螺旋角系数；——弯曲强度的行星齿轮间载荷不均匀系数——工作齿宽，mm；如果大小齿轮宽度不同时，宽齿轮的计算齿宽不应大于窄轮齿宽在加上一个模数mn；——模数，mm；许用齿根应力可按下式计算，对大小齿轮要分别确定（4-56）式中——试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，N/mm2；——试验齿轮的应力修正系数；——计算弯曲强度的寿命系数；——相对齿根圆角敏感系数；——计算弯曲强度的尺寸系数；——相对齿根表面状况系数；——计算弯曲强度的最小安全系数。现在分别校核三个啮合齿轮副：，，（1）齿轮副名义切向力Ft小齿轮的名义转矩\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页则相关系数a.使用系数使用系数按中等冲击取b.动载荷系数先要计算a轮相对于转臂的速度，可由下式得到（4-57）式中——小齿轮的分度圆直径，mm；——小齿轮的转动速度，r/min；——转臂H的转动速度，r/min。其中（r/min）。将，，代入公式（4-57）中心轮和行星轮均为7级精度，即精度系数C=7；按下式计算动载系数（4-58）式中代入公式（4-58），可得所以中心轮a和行星轮c的动载系数为1.06。c.齿向载荷分布系数在齿轮传动工作时，由于轴的弯曲和扭转变形、轴承的弹性位移以及传动装置的制造和安装误差等原因，都将导致齿轮副相互倾斜以及齿轮扭曲。齿向载荷分布系数的引入是考虑到齿轮沿接触线方向载荷分布不均匀的现象。设计计算时，当两轮均为硬齿面时，取\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页，这里取。d.齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数由推荐值取=1.1。e.行星轮间载荷分配不均匀系数行星轮间载荷分配不均匀系数按下式计算（4-59）上式中，行星轮间载荷分布不均匀系数KHp取1.2，代入公式（4-59），则得f.齿形系数齿形系数由图可得，g.应力修正系数应力修正系数由图可得,h.重合度系数重合度系数可按下面的公式计算已知εac=1.519，代入（4-60），则得（4-60）i.螺旋角系数螺旋角系数查相关图为=1j.齿宽b因为行星轮c不仅与中心轮a啮合，而且与内齿轮b和e相啮合，所以取按公式（4-55）计算齿根弯曲应力\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页取弯曲应力为=100N/mm2。计算许用齿根应力计算许用齿根应力，即已经知道=340N/mm2查表查得最小安全系数=2.0。应力系数，按给定的区域图取时，取=2。寿命系数由NL确定，NL由下式确定（4-61）根据要求，减速器的寿命为t=4000h，代入（4-61），可得由下式计算齿根圆角敏感系数查得为=1相对齿根表面状况系数按照下式计算（4-62）取齿根表面微观不平度Rz=12.5μm，代入式（4-62），可得尺寸系数=1.05-0.01×5=1将上面的所得的数据代入公式（4-56），则得\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页因为齿根应力N/mm2小于许用应力N/mm2，即。所以，齿轮副满足齿根弯曲强度条件。（2）齿轮副在内啮合齿轮副中只需要校核内齿轮b的弯曲强度，即仍按前面的公式计算其齿根弯曲应力和许用应力，已知，=500N/mm2。仿照上面的计算过程，通过查表或采用相同的公式计算，可以得到一系列取值：，，，=1.1，=1，，，，=1，=2.0，=2，，=1，，=1，。可见。所以，齿轮副满足齿根弯曲强度条件。（3）齿轮副在内啮合齿轮副中只需要校核内齿轮e的弯曲强度，即仍按前面的公式计算其齿根弯曲应力和许用应力，已经知道Ze=112，=500N/mm2仿照上面的计算过程，通过查表或采用相同的公式计算，可以得到一系列取值：，，，=1.1，=1，，，，=1，=2.0，=2，，=1，，=1，。\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页可见。所以，齿轮副满足齿根弯曲强度条件。4.4配合圆柱齿轮的设计为了解决掘进机行走制动的问题，在行走减速器上安装制动器。且为了减小制动扭矩，从而使得用小体积的制动器就能实现制动功能，设计在减速器的输入端配合安装一对增速齿轮。现对配合齿轮进行如下设计。4.4.1齿轮齿数的选择暂定传动比。小齿轮齿数在推荐值中选取，选取。则大齿轮齿数，圆整取。则。验算传动比，允许其传动误差为（4-63）式中；；。所以，，满足要求。4.4.2齿轮模数的选择（1）选择齿轮材料大、小齿轮均选用40Cr，表面淬火。（2）按齿面接触疲劳强度设计计算①确定齿轮传动精度等级首先估算（4-64）则查表精度等级确定为6级。②确定计算负载\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页一级圆柱齿轮副名义转矩按下面公式计算。（4-65）将，代入公式（4-65）得：③确定模数按照齿根弯曲强度条件的设计公式确定起模数；（4-66）式中——算式系数，对于直齿轮传动为12.6，斜齿轮传动为11.5；——小齿轮承受的扭矩，N·mm；——载荷系数；——齿轮宽度系数；——齿轮副中小齿轮齿数；——试验齿轮的弯曲疲劳极限，N/mm2；——载荷作用于齿顶时的小齿轮齿形系数；——外齿轮应力修正系数；查相关的数据，可以得到=12.6；=142.7N·m；=1.5；=0.4=73；=480N/mm2；=2.24；=1.75代入公式（4-66）得取模数。4.4.3几何尺寸的计算已知齿顶高系数，顶系数。（1）分度圆直径的计算（4-67）\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页（2）齿根圆直径的计算（4-68）（3）齿顶圆直径的计算（4-69）（4）中心距的计算（4-70）4.4.4齿轮弯曲强度校核对于用在掘进机行走部的减速器短期间断工作特点，只需对齿根弯曲疲劳强度校核，按下列公式验算（4-71）（4-72）式中——计算弯曲强度的使用系数；——计算弯曲强度的动载荷系数；——计算弯曲强度的齿向载荷分布系数；——计算弯曲强度的齿间载荷分配系数；——齿根应力的基本值，N/mm2,大小齿轮应分别确定；——载荷作用于齿顶时的齿形系数；——载荷作用于齿顶时的应力修正系数；——计算弯曲强度的重合度系数；——计算弯曲强度的螺旋角系数；——工作齿宽，mm；如果大小齿轮宽度不同时，宽齿轮的计算工作齿宽不应大于窄轮齿宽在加上一个模数mn；——模数，mm；许用齿根应力可按下式计算，对大小齿轮要分别确定（4-73）式中——试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限，N/mm2；——试验齿轮的应力修正系数；——计算弯曲强度的寿命系数；\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页——相对齿根圆角敏感系数；——计算弯曲强度的尺寸系数；——相对齿根表面状况系数；——计算弯曲强度的最小安全系数。（1）名义切向力Ft前面我们已经得到则（2）相关系数a.使用系数使用系数按中等冲击取b.动载荷系数先要计算齿轮1相对于转臂的速度，可由下式得到（4-74）式中——大齿轮的分度圆直径，mm；——大齿轮的转动速度，r/min；将mm，(r/min)代入公式（4-74）齿轮为6级精度，即精度系数C=6；查图得：c.齿向载荷分布系数由推荐值取d.齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数查表可得=1.1e.齿形系数齿形系数由图可得，f.应力修正系数应力修正系数由图可得,g.重合度系数重合度的计算\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页（4-75）则（4-76）h.螺旋角系数螺旋角系数查相关图为=1i.齿宽b尺宽（3）计算齿根弯曲应力（4）计算弯曲强度的安全系数S(4-77)已知=480N/mm2。应力系数，按给定的区域图取时，取=2。寿命系数根据要求，减速器的寿命为t=4000h，可得由下式计算\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页齿根圆角敏感系数查得为=1相对齿根表面状况系数按照下式计算（4-78）取齿根表面微观不平度Rz=12.5μm，代入式（4-78），可得尺寸系数=1.05-0.01m=1.05-0.01×5=1将上面的所得的数据代入公式（4-77），则得安全系数、均满足较高可靠度时最小安全系数的要求。这对齿轮弯曲强度校验合格。4.5结构设计4.5.1行星传动结构设计根据3k型行星传动的工作待点、传递功率的大小和转速的高低等情况，对其进行具体的结构设计。首先应确定中心轮(太阳轮)a的结构，因为它的直径较小，所以，轮a应该采用齿轮轴的结构型式。且按该行星传动的输入功率P和转速n初步估算输入轴的直径，同时进行轴的结构设计。为了便于轴上零件的装拆，通常将轴制成阶梯形。在满足使用要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造。内齿轮b采用了弹性销的均载机构进行浮动。通过其弹性销把内齿轮b与箱体内壁连接起来，从而可以将其固定。内内齿轮e采用了通过渐开线花键联接输出轴。行星轮采用中空的结构。齿宽b应当比较大，以便保证行星轮c与中心轮a啮合\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页良好。同时还应保证其与内齿轮b和c相啮合。在每个行星轮的内孔中，装入一根行星轴。而行星轮中空轴在安装到转臂h的侧板上之后，还采用了挡圈进行限位，进而轴向固定c齿轮出于该3k型行星传动的行星架h不承受外力矩，也不是行星传动的输入或输出构件；而且还有3个行星轮，其转臂h采用了双侧板整体式的结构型式，其结构如图4-2所示。图4-2行星架转臂h采用两对调心滚子轴承，支承在中心轮a的轴(输入轴)上。中心轮a齿轮轴通过向心轴承，一端支承在输出轴的内孔中，另一端支承在箱体上。转臂h上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差可按公式计算。现已知啮合中心距＝97.5mm，则得（4-79）取。各行星轮轴孔的相对偏差可按公式计算，即（4-80）取。转臂x的偏心误差约为孔距相对偏差的的1/2，即在对所设计的行星齿轮传动进行了其啮合参数和几何尺寸计算，验算其装配条件，且\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页进行结构设计之后，便可以绘制该行星齿轮传动结构图。4.5.2高速轴的结构设计及校核（1）确定轴的结构方案右端固定齿轮轴的轴承从轴的右端装入，靠定位轴套定位；右端固定行星架的轴承从右端装入，靠轴肩定位。左端固定行星架的轴承从左端装入，靠轴肩定位；左端固定齿轮轴的轴承从轴的左端装入，靠定位轴套定位。配合用大齿轮从左端装入，用定位轴套定位。半联轴器靠轴肩定位。其中大齿轮采用花键进行周向固定，半联轴器采用普通平键进行周向定位。固定齿轮轴的轴承采用深沟球轴承；固定行星架的轴承采用调心滚子轴承；联轴器采用凸缘联轴器。轴的结构图如图4-3。图4-3高速轴结构图（2）初步估算轴的直径由于该轴与齿轮a做成齿轮轴，则轴的材料也为20CrMnTi，渗碳淬火。最小直径可由下面公式估算（4-81）且将直径加大3％以考虑键槽的影响。查表，取A=105,则（3）确定各轴段直径和长度①段根据，取,T（T=142.7Nm）和n（n=1218r/min）选择联轴器型号为YL8联轴器,比毂孔长度60mm短作为①段的长度。取。②段为便于装拆轴承内圈，且符合标准轴承内径。查GB/T276-94，暂选深沟球轴承型号为6308，，B=27mm。轴承润滑方式选择：\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页，则选择脂润滑。为使半联轴器定位，则需要设计一个轴肩。取轴承端盖厚度为15mm，端盖外端面与半联轴器右端面距离10mm，则。③段三段用于安装配合大齿轮。由于轴径较小，于是采用花键形式安装大齿轮。根据大齿轮齿宽以及定位轴套宽暂取。④段第四段安装用于固定行星架的轴承。查GB886-87，暂选调心滚子轴承型号为223，取，。⑤段第五段为一个定位轴肩，用于定位调心滚子轴承。⑥段第六段为齿轮a（中心轮）。根据该齿轮的设计，取，。（4）输入轴强度的校核a.受力分析图4-4受力图由于输入轴的外围是三个行星轮均匀布置，所以它径向力抵消为零，它受到行星轮给它的切向力，切向力全部转换到作用在轴中心上的力的时候，又全部抵消。该输入轴受到的弯矩只有从一级大齿轮传递来的圆周力Ft和径向力Fr和扭矩T1以及两对轴承上的受\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页力。轴上的受力假设集中在一个轴承上，通过轴承校核计算，如果轴承强度校核满足，则实际也满足要求。受力分析图如图4-4。计算作用在齿轮上的力由前面计算可知，圆周力径向力b.绘制轴的弯扭图及当量弯矩图①求轴承反力垂直平面水平面②求齿宽中点处弯矩垂直平面水平面合成弯矩③扭矩④当量弯矩\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页图4-5弯扭图c.强度校核轴的材料也为20CrMnTi，渗碳淬火。查表得，材料的许用应力。由图4-5可知，强度最大的部位是齿轮中部的轴心，计算此处的应力。很显然有，所以轴的强度满足要求。4.5.3行星轮支承轴的结构设计及校核a.受力分析行星轮支承关系见图4-6。\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页图4-6行星轮支承关系根据关系图可以画出受力示意图如图4-7。图4-7受力示意图、、可以通过下面的公式计算（4-82）（4-83）\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页（4-84）对于，前面已经知道了，，代入（4-82）N对于，先要先计算，可以按照下面的公式计算（4-83）将，，代入（4-83），则有代入（4-84），有对于，先要知道，可以按照下面的公式计算（4-84）前面已经知道了，，代入（4-84），则有代入（4-83），有的计算可以按照下面的公式计算（4-85）将上面得到的数据代入（4-85），则得根据受力示意图如图，有（4-86）\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页（4-87）将上面所得到的数据代入（4-86），（4-87），得b.绘制轴的弯矩图垂直平面水平面合成弯矩图4-8弯矩图c.强度校核根据材料力学第三强度理论，按下式计算出当量弯矩，很明显强度最大的部位在齿轮的中部的那个地方的轴。（4-88）从受力图上我们可以看到，这个轴上的扭矩刚好全部抵消，所以只需要将弯矩代入计\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页算，则得行星轮心轴选用20CrMnMo进行渗碳淬火，σb=1170N·mm2。N·mm2。行星轮心轴直径选取55，按照下式进行强度校核（4-89）将，d=55代入公式（4-89），则得N·mm2很显然有，所以强度满足要求。4.5.4配合齿轮的轴的结构设计及校核（1）确定轴的结构方案该轴的最左端安装配合齿轮的小齿轮，小齿轮与轴之间通过普通平键连接固定。整根轴通过两对调心滚子轴承固定在机箱上。两对轴承之间用定位轴套定位。右端的轴承用密封圈密封使之与外边隔离。轴承后边安装制动器。制动器以机箱之间用螺栓固定。（2）轴的强度校核a.轴的受力分析该轴受到的弯矩只有从一级小齿轮传递来的圆周力Ft和径向力Fr和扭矩T1以及两对轴承上的受力。受力分析图如图4-9。图4-9受力分析图\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页作用在齿轮上的力圆周力径向力b.绘制轴的弯扭图及当量弯矩图图4-10弯扭图①求轴承反力垂直平面水平面②求弯矩垂直平面水平面合成弯矩\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页③扭矩④当量弯矩c.强度校核轴的材料为45号钢，调制处理。查表得，材料的许用应力。最大弯矩为，在最大弯矩出轴径为45mm。计算其应力。很显然有，所以轴的强度满足要求。4.6减速器其他零件的校核4.6.1轴承的校核（1）输入轴上支承输入轴左侧的轴承该轴承定位在输出轴的轴孔内部，用于固定支承输入轴。该处所用轴承为轴承6308。查手册，该轴承的主要性能参数为：基本额定载荷（GB/T276-1994）计算其寿命（4-90）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，。计算其合成支反力：查表，对于中等冲击取，温度系数。\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页则该对轴承的寿命满足要求。（2）输入轴上支承输入轴右侧的轴承该轴承用于支承输入轴，固定在减速器箱体上。该处所用轴承为轴承6308。查手册，该轴承的主要性能参数为：基本额定载荷（GB/T276-1994）计算其寿命（4-91）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，。计算其合成支反力：查表，对于中等冲击取，温度系数。则该对轴承的寿命满足要求。（3）配合齿轮轴上的轴承两对轴承为相同的轴承。该处选用调心滚子轴承21309CC型。查手册，该轴承的主要性能参数为：基本额定载荷（GB/T288-1994）计算其寿命（4-92）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，。\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页计算其合成支反力：取。查表，对于中等冲击取，温度系数。则该对轴承的寿命满足要求。4.6.2键的校核（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薄弱的工作面被压溃或键被剪切坏。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（4-93）式中T——转矩，；d——轴径，mm；h——键高度，mm；——键的工作长度，mm，A型：，B型：，C型：，b为键宽；——许用挤压应力，N/mm2。①校核配合齿轮传动小齿轮上的平键已知，选用一个单圆头普通平键，C型键，标准为GB/T1096—2003，型号为：键14×45，高度h=9mm,代入公式（4-93），则得由于该轴悬臂，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，所以此处键强度满足要求。②校核输入轴上联轴器处的平键已知，选用一个单圆头普通平键，A型键，标准为GB/T1096—2003，型号为：键10×50，高度h=8mm,代入公式（4-93），则得\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页该轴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，所以此处键强度满足要求。（2）花键强度校核①输出轴上矩形花键强度校核矩形花键的齿数通常为偶数，所以在使用14个齿，按连接处的轴径设计，最终的设计结果是，长度为80。并且整个矩形花键进行热处理。矩形花键的挤压强度计算公式如下（4-94）式中——载荷分布不均匀系数，一般取；——花键齿的个数；——花键齿的工作高度，h=(D-d)/2,mm；——花键的平均直径,=d+(D-d)/2,mm；——键的工作长度，mm；——许用挤压应力，N/mm2。已知，矩形花键为，从中可以知道它的基本参数，将它们代入公式（4-94），则得=120～140N/mm2,这样，所以此花键强度满足要求。②输入轴上的渐开线花键强度校核渐开线花键强度校核计算公式如下（4-95）式中——载荷分布不均匀系数，一般取；——键的工作长度，mm；——许用挤压应力，N/mm2。——渐开线花键齿的个数；——渐开线花键齿的工作高度，h在标准压力角时，h=1.0m,时，h=0.8m；\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页——渐开线花键的分度圆直径；将，，，，，，等数据代入（4-95），则得在使用和制造良好的情况下，,这样，所以此花键的强度满足要求。③输出轴上的渐开线花键强度校核输出轴上的渐开线花键和内齿轮e是配合的，它的主要参数为，，，，。它上面的扭矩是N·mm，将数据代入，可以得到在使用和制造良好的情况下，,有，所以此花键的强度满足要求。④配合小齿轮的轴上渐开线花键花键的主要参数。它上面的扭矩是，将数据代入，可以得到在使用和制造良好的情况下，=120～140N/mm2,这样，所以此花键的强度满足要求。\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页5装机事项及检修5.1搬运、安装及调整5.1.1掘进机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机器的组装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。\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页6.再次检查电控箱。5.1.3零部件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掘进机的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。\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页表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\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页修复至原设计要求；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\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页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。\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页参考文献[1]成大先.机械设计手册.北京：化学工业出版社，2004[2]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，2004[3]程志红.机械设计.南京：东南大学出版社，2006[4]李爱军，陈国平.画法几何及机械制图.徐州：中国矿业大学出版社，2007[5]唐大放，程志红.机械设计工程CAD.徐州：中国矿业大学出版社，2003[6]甘永立.几何量公差与测量.上海：上海科学技术出版社，2003[7]方昆凡.公差与配合技术手册.北京：北京出版社，1983[8]陈乃士.机械设计手册，第三卷第18篇减速器和变速器.北京：机械工业出版社，2004[9]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，2002.10，32—33[10]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，2005[11]程志红，唐大放.机械设计课程上机与设计.南京：东南大学出版社，2006[12]吴相宪.实用机械设计手册.徐州：中国矿业大学出版社，2001[13]李靖华.机械设计.重庆：重庆大学出版社，2002[14]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[15]饶振纲.行星齿轮传动设计.北京：化学工业出版社，2003[16]王启义.中国机械设计大典.南昌：江西科学技术出版社，2002[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，2004[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，2004[19]黄日恒.悬臂式掘进机.徐州：中国矿业大学出版社，1996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apesandsectionsoftheroadway,andtoachieveselectivecutting,butcuttinggoodeffect,ahigherrateofboring,sonowusedmainlycantileverCutting-andhasbecomeboringmachineworkingbodyofabasicpattern.Bycuttingheadofthelayout,isdividedintohorizontalandverticalaxisofthetwo.Theline-cuttingheadoftheadvantagesare:Transmissionconvenient,compactandcanbecuttoanyshapeoftheprofile,easyaccesstotheformationofacross-sectionandisconducivetoexpansionintheuseofcantilever,orditchdigging,inWaterloo.Cuttingheadtheshapeofacylindrical,coneandtheconeandcylindrical,asthelattertwocuttingheadtodrilling,andthecuttingsurfacethantheformation,useitmore.Thisistheworkoftheshortcomings:Asthelongitudinalaxisofcuttingheadinthehorizontalswingatthecuttingreactionforceisnotpassedmachinecentres,withcantileveredformoftorquetoboringmachinehaveagreatervibration,stabilityispoor.Therefore,thecoalroadwayexcavation,theneedtoincreasethebodyweightorsupporttheinstallationofauxiliaryequipment.Atpresent,suchaboringmachineinsomesectionsoftheuseofmoreboringmachine.2)Shipmentofbodies.Itgenerallyfromthemiddleloadingandconveyorcomponents.Theyweredrivenorfocusmaybelinked,eitherbyACmotordrive,canalsobeusedhydraulicmotordrive.Trailingclaw-istouseaturnmovestherakeclawstocontinuetorakematerialsandinareprintfromtransportoperators.Thisstructureissimple,reliable,smallformfactor,loadinggoodeffect,theapplicationiswidespread.However,suchinstitutionsloadingwidthrestricted(becauseboringmachinerunningtrackwhenagenciesgenerallydonotarouse).Toexpandtheloadingwidth,willshoveltheentireharrowboard,togetherwiththeclawagenciesinthelevelofswing,ordesigndualrakeclaws,toexpandthescopeofloading.Institutionsthantherake-wheel-clawsimple,highintensity,reliable,butwithlessbulkmaterials.Loadingagencyprogrammeisnotonlytheinstallationoftheclaw-rake-wheelcanalsobeinstalled,thetwocanbeusedinterchangeably.Usually,thechoicerakeclaw-loaded,butconsideringloadingwidthoftheproblem,maychoosetodoublerakeclaws,canalsobedesignedtorakeclaw-roundinterchangeablewiththeloadingmechanism.Somesectionsboringmachineuseofscraperchainconveyoragencies.Transportationagenciesaregenerallyundertakenbythetailtothenosetiltedupwarddirectionofthelayout.Transportationagenciescanbethedriver,isabouttomotororhydraulicmotorandreducerlayoutinthescraperconveyorandaroundthesideofthefuselage,thebodyinthedriverloadingatthesametime,indirectly,totransportbodiestotaketheinitiativetothetailshaftdrivenscraperTransportationagencies.Thisdrivesystemcomponentsinsmall,relativelysimplebodies,butloadingandtransportationagenciesinvolvedinthetwocampaigns,mutualinfluence.Asthelocationlessspacelayoutmoredifficult.Transmissionorganizationstoadoptanindependentdriver,isabouttomotororhydraulicmotorlayoutawayfromthemachineside,drivenbyslow\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页deliveryagencies.Thismodeoftransmissiondrivelayoutsimple,andfillingthecampaignHubuyingxiang.However,duetotransmissionandmoredynamiccomponents,thepointoffailurehasincreased.Atpresent,thetwotransportationagenciesareused,asappropriate,thedesignshouldbeidentified.Generalloadingandinstitutionsoftenusethesamedrive.Loadingagenciescanusemotor-driven,canalsobeusedhydraulicmotordrive.However,inconsiderationoftheworkingenvironmentandwetwithmud,optionalhydraulicmotordriveforgood.3)Runinstitutions.Walkingagenciestrackedthegeneralpattern,crawler-runinstitutionsapplytothefloorisunevenorsoftconditions,noroadtracklaying.Tractionwithlargecapacity,goodmobility,reliability,flexibilityandmobilityontheflooradaptabilityoftheadvantagesofgood.Butitscomplexstructure,componentsandwearmoreserious.Atpresentcross-sectionoftheboringmachineisusuallyusedcrawler-runinstitutions.Walkingagenciestrackedthegeneralpattern,thetwotrackedseparatelybytherespectivepowertodrive,toachieveinsitu.Caterpillaristhedrivingforceoftwomotorsandhydraulicmotors,motordriverisgenerallysetupawalkingspeed,hydraulicmotor-drivenlargelow-speedtorquemotorcanbedrivendirectlytrackedsprocket,orusedinthehydraulicmotorspeedReducerledthedrivesprockettrack,itcanachievePromisegovernor.Trackedstructureofaslidingandrollingtwo,whenthespeedmachinetomobilize≤10m/mininthelightRoadheader,shouldadoptthestructureofslidingwhenthemobilizationofspeedmachines>10m/minofheavy,severeRoadheadershouldbeusedRollingstructuraltype.4)Thehydraulicsystem.Hydraulicsystemsuseofopen-wayvalvesystemmorecentralizedcontrol(directorremotecontrolmanipulation)way.Domesticandforeignuseofthepast,gearpumps,hydraulicsysteminrecentyearsRoadheaderusedpistonpumphaveincreasedthetrend.5)Electroniccontrolsystem.Electroniccontrolsystems,includingsomepower,controlandinspectionofthepart.Electroniccontrolsystemmustbeinaccordancewiththerequirementsofcoalmineexplosion-proofdesign,manufacture,testing,GB3836-2000mustmeetthestandardsoftherelevantprovisionsandrequirements.InordertoimproveoperationsattheRoadheaderinthesecurity,operationalflexibilityandmechanicaltransmissionpartofthefaultdiagnosisandmonitoringfunctions,fromthepracticalpointofview,theinstallationofthenecessarymachinesfromaremotecontroldevice,monitoringpressure,temperature,levelandkeypartsthefaultdiagnosisdevice.2.2.1.CoordinatetransformationandbuildingrotatesurfaceequationConsideringtheactualworkingconditionsoftheroadheader,thehorizontalinclination1q,2qofanytimeofanywherepossibilityexistsatmachinebodyworkingdirectionandmachinebodysidedirection.ThetelescopicoilcylinderstretchesforwardDLascutting.Whenroadheaderswingsbothrightandleftundertheactionofrotatingoilcylinder,supposingswingangleisa.Whenroadheaderswingsbothupanddownundertheactionofliftingoilcylinder,supposingswingangleisb.Givingeveryrodacoordinate,thesecoordinatesaredescribedbyusinghomogeneouscoordinates,namelyrelativepositionanddirectionofconnectingrod.Allcoordinates’relativepositionsofkeepingtheboomoflongitudinalaxisroadheaderinthepointarechosenasthecoordinates’origin.Therectangularcoordinateo-xyzissetupandplanexozlocatesrotarytableplane.6oisthecrossingpointbetweenboomandrotarytable,coordinateso6-666xyzisestablishedandthelengthbetweenoand6oistherotarytableradiusRinFig.2.5oistheoriginfromwhichmachinebodyatworkingdirectiongeneratestheinclination1qandbuildstherectangularcoordinate5o-555xyz.Plane555yozisgotbyplane666yozaround6xaxisnegativerotation1qandtheaxis6xisparalleledtoaxis5x.4oistheoriginfromwhichmachinebodyatsidedirectiongeneratestheinclination2qandbuildstherectangularcoordinate4o-444xyz.Plane444xoyisgotbyplane555xoyaround5z\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页axisnegativerotation2qandtheaxis4zisparalleledtoaxis5z.3oistheoriginfromwhichthetelescopicoilcylinderstretchesforwardDLandbuildstherectangularcoordinate3o-333xyz.Thecorrespondingcoordinateaxisofbothcoordinates3o-333xyzandcoordinates4o-444xyzisparallel.2oistheoriginfromwhichtheboomcuttingbothrightandleftgeneratestheswingangleaandbuildstherectangularcoordinate2o-222xyz.Plane555xozisgotbyplane333xozaround3yaxisnegativerotationaandtheaxis2yisparalleledtoaxis3y.1oistheoriginfromwhichtheboomcuttingbothupanddowngeneratestheswinganglebandbuildstherectangularcoordinate1o-111xyz.Plane111yozisgotbyplane222yozaround2xaxisnegativerotationbandtheaxis1xisparalleledtoaxis2x.0oisthecrossingpointbetweenboomandcutter,andthepointischosenasthecoordinateorigin.Thecutterrotationsurfaceequationissetup.Thecorrespondingcoordinateaxisofbothcoordinateso-xyzandcoordinates1o-111xyzisparallel.Fig.2.Allcoordinatesrelativepositionofkeepingtheboominhorizontal1)AnypointP(0x,0y,0z)ontherotaionsurfacetranslatescoordinatetransformalongzaxistomakepoint0ocoincidewithpoint1o.Itstransformationmatrixis\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页2)Turnplane111yozaround4xaxisclockwiserotationbtobeperfectlycoplanartoplane222yoz,thenturnplane222xozaround3yaxisclockwiserotationatobeperfectlycoplanartoplane333xoz.Itstransformationmatrixis3)Bypoint3o,translatethelengthDLalongzaxisto4o.Itstransformationmatrixis4)Turnplane444xoyaround4zaxisclockwiserotation2qtobeperfectlycoplanartoplane555xoy,thenturnplane555yozaround5xaxisclockwiserotation1qtobeperfectlycoplanartoplane666yoz.Itstransformationmatrixis5)Translatepoint6oalong6zaxistothecenterofrotationo.ItstransformationmatrixisThenthespatialcoordinateequationofcutterenvelopingsurfaceisavailable.\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页Accordingtothefollowingformula,anypositionalvalue(anypointspatiallocationcoordinateofcutter)isdirectlyobtainedonthecutterenvelopingsurface.Thisprovidestheshortcutfortherelativepositionconversionassystemlocating.Whenthefiguremovesaroundthecoordinateorigin,theclockwiserotationandanticlockwiserotationarerespectivelydefinedaspositivevalueandnegativevalueabovethetransformation.Thevaluesof1q,2q,a,baredirectlymeasuredthroughtheangularsensors,thevalueofDLisdirectlymeasuredthroughthedisplacementsensorsandthevaluesofa,c,L,Raregiveninthesystemdesign.2.2.2.Amendmentquantityofroadprofilingcutting1)As1q=0,2q=0,spatiallocationpointis2)As1q=0,2q_0,spatialcoordinateroundsxaxisclockwiserotation2q.Spatiallocationpointis3)As1q_0,2q=0,spatialcoordinateroundszaxisclockwiserotation1q.Spatiallocationpointis\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页4)As1q_0,2q_0,spatialcoordinatefirstlyroundsxaxisclockwiserotation2q,andagainroundszaxisclockwiserotation1q.Spatiallocationpointis2.3.TunnelrobotdrivagecontrolBecausetheenvironmentofdrivagefaceiscomplicatedandtheilluminationisverybad,itisbettersuitedtoadoptthenon-visualsensorlocatingtechnology.Fromthekinematicalequationoftunnelrobot,theposecoordinateoftunnelrobotisdescribedasx,y,z,_1,_2,_,_,△L,etc.Therearetwosituationsofthetunnelrobotdrivageoperationcontrol.1)Knowingtheposeoftunnelrobotrespondingtogeodeticcoordinatesystem,thepositionspacecoordinateofcuttingenvelopesurfaceissolvedthroughthecoordinatetransformation.Thisiscalledthepositivesolutionofdrivagecontrol.Machineinclinationandconnectingrodinclinationaredirectlymeasuredtoadoptthetiltsensor.Moreover,theconnectingrodinclinationisindirectlygotthroughthedisplacesensor[7].2)Knowingthepositionspacecoordinateofthedesignedroadrespondingtogeodeticcoordinatesystem,theposeoftunnelrobotisinverselysolvedthroughthecoordinateinversetransformation.Thisiscalledtheinversesolutionofdrivagecontrol.Therefore,whetherupanddownorleftandrightswing,tunnelrobotisinterpretedasthree-linkstructure.Anyspatiallocationofcutterreachingiscalculatedthroughthemeasuredinclination.Thus,usingcomputertocompilethedeterminateprogram,andgettingthroughcontrollingthecylinderflexing,thetunnelrobotprofilingmemorycuttingisrealized.3.SimulationanalysisEBZ-160typeboomroadheaderandexcavatedsectionofroadparameterinamineactasthesample.Inordertoshowthecuttermotiontrailandcuttingroadcross-sectionclearly,thecuttermotionsituationwassimulatedbyusingMATLAB.TheoutsideenvelopecurveofroadheadercuttingsemicirclearchroadwasgotteninFig.3.Throughtheresearchofitskinematicssimulation,thesimulationresultscurvewasinaccordwithactualconditions.Thisshowedtheaccuracyoftunnelrobotprofilingmemorycuttingkinematicalmodel.\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页Fig.3.Outsideenvelopecurveofprofilingcutting(a)workingoutsideenvelopecurve(b)profilingcuttingofroadflitching4.Conclusions1)Usingcoordinatetransformation,thekinematicalequationoftunnelrobotprofilingmemorycuttingwasbuiltincomplexenvironment.Theresearchaimedtolayfoundationforstudyingtheautocontrolofroadheaderdrivage.2)Adoptingthecorrelationparameterofdetectionsensormeasured,thepositivesolutionofkinematicalequationwasworkedout.Itisthefoundationofroadwayautomaticmonitoringtogettheposeoftunnelrobot.Theinversesolutionofdrivagecontrolisthefoundationofroadheaderorientationandadvancingcross-sectionautocontrol.3)Thesimulationresultshaveverifiedtheconsistencybetweentheresearchoftunnelrobotprofilingmemorycuttingandactualconditionsincomplexenvironment.AcknowledgementsFinancialsupportforthiswork,providedbytheKeyLaboratoryFoundationofLiaoningProvince();andOpenResearchFundProgramoftheExperimentandStudyCenterofHeavyEngineeringandMiningEquipments,LiaoningTechnicalUniversity(2007-64),isgratefullyacknowledged.References[1]R.H.Huang,Boom-typeRoadheader.Xuzhou:ChinaUniversityofMiningandTechnologyPress,1996.[2]J.J.Ortea,J.C.CatalinaandM.Devy,Perceptionforaroadheaderinautomaticselectivecuttingoperation.InternationalConferenceonRoboticandAutomation.5(1992)626-632.[3]O.Z.HekimandM.Ayhan,Effectofcuttingheadmotionontheboomlengthofrockandcoalcuttingoperation.MineralResourcesEngineering.87(1999)381-389.[4]BeverControlASCompany.Computercontroloftunnelprofile.Tunnels&Tunnelling.128(1990)47-48.[5]J.Mao,J.LiandW.Li,BuildingModelandVirtualSimulationofProfilingMemoryCuttingforTunnelRobot.JournalofSystemsimulation.21(2009)15.[6]J.Mao,C.T.WuandM.Sun,Investigationintoprofile-cuttingcontrolofboom-typedexcavator.ChineseJournalofConstructionMachinery.5(2007)322-328.[7]D.Guo,Researchonprofilingcuttingtheoryoflongitudinalaxistyperoadheader.Fuxin:LiaoningTechnicalUniversity,2007.\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页[8]Y.GuoandY.Zhang,Kinematicsanalysisandcomputersimulationonlongitudinalcuttingheadofroadheader.JournalofChinaCoalSociety.24(2002)68-72.[9]X.Li,ResearchonKeyTechnologiesofCuttingofRoadheaders.Beijing:ChinaMachinePress,2008.\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页中文译文隧道机器人在复杂环境下记忆切割的运动学和仿真分析摘要考虑到隧道机器人工作的实际情况，包络面的理论切割法在其空间中不改变坐标系选择的方向，它建立了掘进机的链接坐标和其工作坐标。结合空间位置的切割头，切割包络面与几何分析其机制，包络面和角隧道机器人传感器检测数据之间的数学模型分析记忆体切割建成。切割巷道截面形状尺寸的影响因素，如巷道坡度，倾斜度，对其倾角和链接机制进行了描述。它也对包络面的空间位置和角位移之间的关系进行了描述。通过模拟分析内存切割的运动路径，对模型的可靠性进行了验证。这种方法为实现实时监控和自动隧道机器人切割控制巷道的交叉部分提供了理论基础。关键词：隧道机器人；运动学；协调转变；建模1绪论掘进机是最重要的巷道掘进机械化设备。通过切割头钻井和臂摆动，掘进机按形状要求切入隧道。由于隧道的灌装量减少，掘进效率提高，隧道掘进成本降低，经济效益显著地提高。为了实现掘进自动化，掘进机的动臂型仿形切割研究已经在国内和海外开始，但都还处于理论探索起步阶段和试验调试阶段。机器人掘进机对自动化掘进作业有着深刻意义。从巷道掘进机器人的实际情况考虑，切割包络法沿着选择的坐标，掘进机连结坐标和其工作表面在空间运动不会改变建的立坐标。切割巷道截面形状尺寸的影响因素，如巷道坡度，倾斜度都建立了有连接机制的数学模型。同时它对包络面和角位移的空间位置之间的关系进行了计算，对纵向式运动轨迹型的隧道机器人剖析记忆体切割进行了模拟。实现实时监控和自动隧道机器人切割巷道断面控制为这种方法提供了科学基础。2隧道机器人记忆切割法的运动学分许根据给出的巷道维和掘进机通过选择切削参数，隧道机器人的作业过程通过计算机自动控制来记忆存储，通过刀头实现记忆切割。当地质条件发生明显变化是，驱动器将进行手工切割操作（游标调控作为重要方案）和隧道机器人自动刷新记忆来存储调整个运行参数。计算机作为工作处理器进行切刀调整。2.1建立刀具旋转面方程刀具包络面是刀具的几何参数中的重要参数。当刀具围绕它的轴旋转时，刀具上所有齿尖与轴平行面之间相交。包络面上的曲线连接这些交点。当包络线包围刀具表面时，包络曲线将围绕它的轴。为简化计算，采用抛物线旋转轮Z轴生成图的包络面，把它作为研究对象。例如抛物线方程为，则抛物线的包络面方程绕Z轴的极坐标方程为：\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页M是包络面上的任意点，r是从点M到Z轴的距离。图1包络面2.2建立隧道机器人记忆切割的运动学方程隧道机器人的主要机理是有一个新的线型关节杆组成。它是一个复杂的多关节机械手臂。这些杆组有很大的刚性，因此，有外力造成其失真是非常小的。所以，机械手臂的简化长度可以反映其实际长度。隧道机器人的机械手臂在初始条件下分解后可以简化成摇杆机构。截割机构的驱动方式由交流电动机驱动，在传动系统中一般设齿形联轴节，不设机械式过载保护装置，经两级行星减速器带动主轴前端的截割头。部分断面掘进机的工作机构有截链式、圆盘铣削式和悬臂截割式等。因悬臂截割式掘进机机体灵活、体积较小，可截出各种形状和断面的巷道，并能实现选择性截割，而且截割效果好，掘进速度较高；所以，现在主要采用悬臂截割式，并已成为当前掘进机工作机构的一种基本型式。按截割头的布置方式，分为纵轴和横轴式两种。纵轴式截割头的优点是：传动方便、结构紧凑，能截出任意形状的断面，易于获得较为平整的断面，有利于采用内伸缩悬臂，可挖柱窝或水沟。截割头的形状有圆柱形、圆锥形和圆锥加圆柱形，由于后两种截割头利于钻进，并使截割表面较平整，故使用较多。这种工作机构的缺点是：由于纵轴式截割头在横向摆动截割时的反作用力不通过机器中心，与悬臂形成的力矩使掘进机产生较大的振动，故稳定性较差。因此在煤巷掘进时，需加大机身重量或装设辅助支撑装置。目前，这种掘进机在部分断面掘进机中使用较多。它一般由装载机构和中间输送机组成。它们可采用分别驱动或集中联动方式，既可用交流电动机驱动，也可用液压马达驱动。耙爪式是利用一对交替动作的耙爪来不断地耙取物料并装入转载运输机构。这种方式结构简单、工作可靠、外形尺寸小、装载效果好，目前应用很普遍。但这种装载机构宽度受限制（因为掘进机工作时履带行走机构一般不调动）。为扩大装载宽度，可使铲板连同整个耙爪机构一起水平摆动，或设计成双耙爪机构，以扩大装载范围。星轮式机构比耙爪式简单、强度高、工作可靠，但装大块物料的能力较差。装载机构方案是既能装设耙爪式也可装设星轮式，两者可以互换使用。通常，应选择耙爪式装载机构，但考虑装载宽度问题，可选择双耙爪机构，也可设计成耙爪与星轮可互换的装载机构。部分断面掘进机多采用刮板链式输送机构。输送机构一般是由机尾向机头方向倾斜向上布置的。输送机构可采用联合驱动方式，即将电动机或液压马达和减速器布置在刮板输送机靠近机身一侧，在驱动装载机构同时，间接地以输送机构机尾为主动轴带动刮板输送机构工作。这样传动系统\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页中元件少、机构比较简单，但装载与输送机构二者运动相牵连，相互影响大。由于该位置空间较小布置较困难。输送机构采用独立的驱动方式，即将电动机或液压马达布置在远离机器的一端，通过减速装置驱动输送机构。这种驱动方式的传动系统布置简单，和装载机构的运动互不影响。但由于传动装置和动力元件较多，故障点有所增加。目前，这两种输送机构均有采用，设计时应酌情确定。一般常采用与装载机构相同的驱动方式。装载机构可以采用电动机驱动，也可用液压马达驱动。但考虑工作环境潮湿、有泥水，选用液压马达驱动为好。行走机构一般采用履带型式，履带式行走机构适用于底板不平或松软的条件，不需修路铺轨。具有牵引能力大，机动性能好、工作可靠、调动灵活和对底板适应性好等优点。但其结构复杂、零部件磨损较严重。目前部分断面掘进机通常采用履带式行走机构。两条履带分别由各自的动力来驱动，可实现原地转向。履带的驱动动力有电动机和液压马达两种，电动机驱动一般只设置一种行走速度，液压马达驱动可采用低速大扭矩马达直接带动履带链轮，或采用中速液压马达减速器带动履带链轮的传动方式，它可实现无极调速。履带结构型式有滑动和滚动两种，当机器调动速度≤10m/min的中、轻型掘进机，宜采用滑动结构型式；当机器的调动速度>10m/min的重型、特重型掘进机，应采用滚动结构型式。液压系统多采用开式系统多路阀集中控制(直接操纵或遥控操纵)方式。以往国内外多采用齿轮泵，近年来掘进机液压系统采用柱塞泵有增多的趋势。2.2.1建立旋转曲面方程考虑掘进机的实际工作条件，在机体的工作方向和机身侧面方向水平倾角Q1和Q2随时存在变化的可能性。其切割方式采用液压油缸伸缩式旋转切割。当掘进机旋转摆动动臂向下或向右作用时，其受到的压力均为1412MPa；当掘进机旋转摆动动臂上下作用时，也有相同的摆角。将每个都建立坐标，这些均为其次坐标，即描述连杆的相对位置和方向。所有的坐标的相对位置都以掘进机的动臂为坐标原点。直角坐标系O-xyz的xOz平面位于转台平面。其中O点是动臂和转盘之间的连接点，坐标O6-666XYZ与O点之间的长度是转台半径R。如图2。O为原点，从机身的工作方向产生的倾角Q1建立直角坐标系O-555XYZ。这样可以得到平面666YOZ的负旋转轴和轴6X5X轴平行。坐标系4O-444XYZ是机体侧方向产生的倾角Q2建立的。平面444XOY和平面555XOY围绕Z轴负向旋转到2Q4Z轴与轴5Z轴平行。3O轴沿着伸缩油缸的旋转方向建立直角坐标系3O-333XYZ。333XYZ坐标和444XYZ坐标平行。以2O为原点，从切割臂的左右两侧产生的摆角a建立直角坐标系2O-222XYZ。平面555XOZ与平面333XOZ的3y轴负向旋转后于轴2Y3Y轴平行。以1O为原点，从动臂切割的上下产生的摆角B建立直角坐标系O-111XYZ。\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页图2所有坐标的相对位置1）上的任何的rotaion表面转换点P（000Y，X，Z）坐标沿z轴的变换，使点0度1O点重合。其变换矩阵为2）转动约1114x轴顺时针旋转b平面yoz平面222yoz是完全共面，然后再打开222XOZ平面与3y轴顺时针旋转到完全共面的平面333XOZ。其转化矩阵3）3O点，翻译4O沿z轴的长度的DL。其变换矩阵为\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页4）转动4Z轴顺时针旋转2，周围平面444XOY平面555XOY是完全共面，然后打开平面555yoz与5x轴顺时针旋转Q1平面666YØž是完全共面。其转化矩阵为连接6O点沿z轴的旋转中心。其变换矩阵为然后得出根据下列公式，任何位置值（任何刀具的空间位置坐标点）是直接获得刀具包络面。这提供作为系统的相对位置转换的捷径定位。当数字移动的坐标原点周围，顺时针旋转和逆时针旋转分别定义为正值和负值。在系统设计中，通过角度传感器直接测量，直接测量位移的DL值。\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页2）Q1=002Q，空间坐标轮X轴顺时针旋转2Q。空间位置点3）Q1Q2=0，空间坐标Z轴顺时针旋转至Q1。空间位置点4）Q1=002Q，空间坐标的第一轮X轴顺时针旋转2Q，并再次轮Z轴顺时针旋转Q1。空间位置点2.3隧道机器人掘进时的控制由于掘进工作面的环境很复杂，照明条件也不好，它更适合采用非视觉传感器定位技术。从隧道机器人运动学方程，旋转曲面方程来看，控制有两个隧道机器人掘进作业的情况。1）了解构成隧道响应的大地坐标系统的机器人，空间位置坐标通过坐标变换切割信封表面解决。这就是所谓的正解的掘进控制。直接测量机倾角和连杆倾斜采取倾斜传感器。此外，连杆倾向是间接获得通过的位移传感器。2）了解设计的道路空间位置坐标，底面坐标系统，姿态隧道机器人成反比解决通过坐标反变换。这就是所谓的逆解掘进控制。因此，无论是上下或左右摆动，隧道机器人被定义为三连杆结构。任何通过测量倾角达到刀具的空间位置算。因此，利用计算机来编译确定的方案，并获得通过控制气缸伸缩，隧道机器人剖析记忆体切割实现。3仿真分析\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页EBZ-160型悬臂式掘进机和挖掘道路参数的部分在作为样品。以显示刀具运动轨迹和路堑断面清楚，刀具运动的情况是通过模拟MATLAB的。掘进机切割半圆形拱公路以外的包络曲线图得到。通过研究其运动学仿真，仿真结果曲线是符合实际情况。这表明隧道机器人剖析记忆体切割运动学模型的准确性。图3外密封曲线分析切割（一）包络曲线（二）切断道路的组合板的分析工作3结论1）使用坐标变换，建立在隧道机器人记忆切割的运动学方程能使用复杂的环境。这项研究旨在为掘进机自动控制研究奠定基础。2）采用检测测量传感器的相关参数，得出了运动学方程的正解。隧道机器人的构成，它是巷道的自动监测的基础。掘进控制的解决方案是掘进方向和推进截面自动控制的基础。3）仿真结果验证了隧道机器人在复杂的环境下分析记忆切割和研究实际情况的之间的一致性。\n中国矿业大学2012届本科生毕业设计第82页致谢时光匆匆如流水，四年大学之光骤然将止。今年的六月，注定要离开！随着时间的推进，大学里最后的一课——毕业设计也将至尾声。毕设设计得以顺利进展，我要感谢我的导师杨金勇老师。杨老师渊博的专业知识，严谨的治学态度，精益求精的工作作风，诲人不倦的高尚师德，严以律己、宽以待人的崇高风范，朴实无华、平易近人的人格魅力对我影响深远。不仅使我树立了远大的学术目标、掌握了基本的研究方法，还使我明白了许多待人接物与为人处世的道理。本论文从选题到完成，每一步都是在导师的指导下完成的，倾注了导师大量的心血。无论是设计论文，还是图纸，杨老师都细心指导我完善每一个细节。在此，谨向导师表示崇高的敬意和衷心的感谢！同时，毕业设计的顺利完成也要感谢我的同学和朋友，正是有他们的帮助和与他们的相互讨论，我才能够找出自己设计的缺陷和不足。未来的学习和工作中，希望还有这样亲密无间的好朋友一起努力、奋斗、拼搏！最后，感谢培养教育我的母校！母校浓厚的学术氛围，优雅的学习环境让我毕生难忘！我将珍藏在矿大的每个角落，生活的点点滴滴。再次感谢我的母校！祝福母校蒸蒸日上，永创辉煌！马豪2012年6月12日晚于南湖