EBZ160掘進機行走部設計說明書,ebz160,掘進機,行走,設計,說明書,仿單 EBZ160掘進機設計計算說明書 EBZ160掘進機設計計算說明書 主要參數： 電動機功率： 160KW 輸入轉速： 1475／735 rpm 輸出轉速： 47／23.5 潤滑油： N320重負荷工業(yè)齒輪油 工作機構傳動設計 工作機構傳動的特點及動力元件的選擇 工作機構傳動有以下特點：驅動功率大，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；振動較嚴重；要求傳動裝置體積小，能調速。 懸臂式掘進機在掘進過程中，不僅要求工作機構的截割頭具有一定的扭矩和轉速以截割煤巖，而且要求工作機構的懸臂能夠上下和左右擺動，以掘出整個巷道斷面，所以工作機構一般都采用單機驅動，傳動裝置具有單獨的傳動系統(tǒng)。 截割頭的驅分電動機驅動和液壓馬達驅動兩種。電動機具有較好的短期過載能力，過載系數一般可達1.8～2.2，基本能適應截割頭載荷變化的需要。其缺點是體積大，調速不便且需加設電氣保護裝置。采用液壓馬達驅動。體積小，調速方便，但液壓馬達對沖擊載荷很敏感，液壓元件經常、發(fā)生故障不能承受較大的短時過載。因此，目前掘進機截割頭一般多為電動機驅動。 掘進機特殊的工作條件，對選用工作機構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．功率較大的部分斷面巷道掘進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，適應懸臂的外形使結構緊湊。 3．為了調節(jié)截割頭轉速以適應煤巖機械待性的變化宜選用雙速電機。 減速器設計應注意的問題 對于掘進機的工作機構而言，減速器是最復雜、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構時，值得注意的問題有以下幾點： 1．縱軸式截割頭的轉速一般為20～65r/min，橫軸式的在45～100rpm之間，而截割電動機的轉速約為1470rpm，按此傳動比進行傳動系統(tǒng)設計，通常采用2～4級減速。傳動系統(tǒng)的設計應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，由于減速器與電動機、聯軸器一起整體裝入伸縮沿架中，這就要求傳動裝置體積小、結構緊湊，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設均載機構。對于采用三個行星齒輪的結論，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．在工作機構截割過程中，電動機過載以至堵轉現象是經常發(fā)生的。這將造成掘進機嚴重的故障。為此，減速器的設計應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矩和動載荷，即使電動機過載以至堵轉，減速器也不至于出現故障。保證減速器無故障工作，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軸器是有益的； （2）若減速軸強度不能滿足電動機的最大轉矩，必須設過載保護裝置如安全銷、壓緊彈簧、液壓或摩擦聯軸器等。采用壓緊彈簧不僅能保護過載、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.行量齒輪傳動設計計算 1.1計算總傳動比 2.根據表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1表示高速級參數，2表示低速級參數。設高速級與低速級外嚙合齒輪材料，齒面硬度相同，則 l）計算參數E 式中： －行星輪數目； －載荷分布系數； －接觸強度的載荷分布系數。 －動載系數； －齒面工作硬化系數。 取，，，，， 則 查圖 14-5-7得 2）高速級計算 配齒計算 查表14-5-3選擇行星輪數目，取，由于距可能達到的傳動比極限值較遠，所以可不檢驗鄰接條件。 確定各輪齒數 查表 c=3 4 則 為改善嚙合質量，提高承載能力，考慮角變位，則 由圖 14-5-4，得 ， 按接觸強度初算A－C傳動的中心距和模數 輸入轉矩 設截荷不均勻系數 在一對A－C傳動中，太陽輪傳遞的轉矩 齒數比 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， 取齒寬系數，載荷系數k＝2.4 則中心距為 模數 取 m＝5.5 則A－C傳動未變位時的中心距 按預取中心嚙合角，可取A－C傳動中心距變動系數 則中心距 取實際中心距（圓整值） 3）計算A－C傳動的實際中心距變動系數和嚙合角 4）計算A－C傳動的變位系數 由圖 14－1－4校核，，在許用區(qū)內，可用 由圖14－1－4分配變位系數，得 5）計算C－B傳動中心距變動系數 C－B傳動的未變位時的中心距 6）計算C－B傳動變位系數 因為，所以 7）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 取使用系數 ，，，， ，， 則 因為 所以安全。 b.變曲強度校核 中心輪檢算 式中：，，， 合格 行星輪檢算 式中，，， 合格 c.根據接觸強度計算來確定內嚙輪材料 根據14－1－80的公式得 式中：－接觸強度計算的壽命系數， ； －潤滑劑系數，； －速度系數， ； －粗糙度系數， ； －工作硬化系數，； －接觸強度計算的尺寸系數，。 因此，根據，選用40Cr，進行長時間氣體氮化，表面硬度達52～55HRC即可。 8）低速級計算 低速級輸入轉矩 傳動比 計算過程同高速級（略） 現只將設計結果列舉如下： 齒輪材料、熱處理及齒面硬度同高速級。 主要參數為： ，，，，， ，，， 截割減速機具體結構圖如圖1所示。 圖1截割減速機 液壓系統(tǒng)設計 掘進機液壓系統(tǒng)設計的主要內容是元件的選擇與系統(tǒng)設計。一個合理的液壓系統(tǒng)，在技術上應滿足機構的運動速度、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，在經濟上應力求傳動效率高，元件容易制造或購置。為此，在設計掘進機液壓系統(tǒng)以前，首先應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，然后進行液壓系統(tǒng)的計算，選擇和設計所用元件。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。 設計依據 掘進機液壓系統(tǒng)的設計依據包括： 1．掘進機的結構 總體布置和工作原理，如機器結構圖，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．掘進機的主要技術參數 如負載的大小和變化規(guī)律，工作速度的大小和變化范圍，生產率等，它們是確定液壓系統(tǒng)功率及選擇泵的執(zhí)行元件的依據。 3．主要技術要求 如調速范圍，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、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、經濟性等要求。掘進機工作空間狹窄，機器的外形尺寸受到嚴格限制，在選擇元件時必須給予重視。 巷道掘進機在井下存在大量煤塵、巖粉和污水的惡劣條件下工作，地質條件復雜多變、工作空間很小，掘進機的調動困難，掘進工作的銜接對掘進機效率影響很大，所有這些因素，都對掘進機的工作適應性和可靠性提出了較高的要求，因此，掘進機的液壓系統(tǒng)應滿足以下要求： （1）液壓系統(tǒng)的工作可靠性要高； （2）要有靈敏的過載保護裝置，以防止掘進機的液壓元件的損壞； （3）要能適應負載變化大的要求，過載能力強，同時易于無級調速； （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，維護和檢查。 工況分析及載荷計算 工況分析包括繪制負載、速度和功率變化規(guī)律的分析圖表，掘進機的液壓系統(tǒng)是一個包括多個執(zhí)行元件的復雜系統(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)行元件上的外負載包括工作負載，摩擦負載和慣性負載三部分。 對于液壓缸，外負載為 式中：－工作負載； －摩擦負載； －慣性負載。 對于液壓馬達，外負載為 式中：－工作負載扭矩； －摩擦阻力矩； －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。根據掘進機的工作環(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。根據上述要求，本掘進機選用液壓油類型為YB－N68抗壓抗磨潤滑油。其性能指標如下： 運動粘度：37～43 凝 點：≤ 25℃ 粘度指數：≥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，但這些元件按照什么方式組合具有很大靈活性，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。 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。適當地提高系統(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。 根據實際情況，本掘進機液壓系統(tǒng)壓力初選為8～22MPa。 2．擬定主回路 初選系統(tǒng)的壓力后，就可以根據掘進機的負載及速度的性質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。 （l）執(zhí)行元件類型選擇 執(zhí)行元件有液壓缸和液壓馬達兩種。對于掘進機來說，常用油缸實現往復運動，如掘進機的支撐與推進機構，以及懸臂的回轉機構，裝載和轉運機構的升降、行走裝置的張緊機構等，用液壓馬達實現連續(xù)旋轉運動，如行走機構，裝載和轉運機構等。 綜上所述，本掘進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品，應根據要求參照典型結構進行設計。因為內曲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，耐沖擊性好，所以本掘進機采用這兩種油馬達。 （2）確定調速方式 液壓系統(tǒng)調速方式分為容積調速、節(jié)流調速及兩種合成的聯合調速。 掘進機選擇調速方案要考慮的因素很多，一般可根據以下幾個原則： a．根據壓力，速度和負載變化的特點選擇 壓力高、功率大的可選容積調速，反之選節(jié)流調速。要求達到微小的低速時，應選節(jié)流調速，負載變化較大，只影響速度的穩(wěn)定性，如要求速度的穩(wěn)定性較高，在選擇調速方法時應例時考慮速度穩(wěn)定的方法；選擇調速方法時，還應考慮負載的變化是恒功率，還是恒扭矩的特性。 b．根據工作條件選擇 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)流調速會導致油液的嚴重發(fā)熱，在這種情況下，即使功率不大也要考慮選用容積調速。 c．根據成本費用選擇 由于掘進機各部分的動作比較多，負載特性也不一樣。所以液壓系統(tǒng)較復雜，另外，對于多泵系統(tǒng)，也可根據各執(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，還應考慮效率，質量及外型尺寸，污染敏感性，自吸能力，調節(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，本掘進機采用齒輪泵的低壓系統(tǒng)。 （4）回路循環(huán)方式選擇 倔進機的工作條件是煤塵和巖粉較多，通風條件差，機器的體積受工作面空間的嚴格限制。由于掘進機液壓系統(tǒng)多為泵－缸系統(tǒng)和泵－馬達組成的混合系統(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 根據掘進機的性能和各基本回路的作用，擬定出滿足換向，調壓，平衡，鎖緊，緩沖，制動以及安全保護等要求的操縱回路。 掘進機液壓系統(tǒng)中油缸數量較多，宜采用多路換向閥進行集中控制。截割機構和鏟板為懸臂結構，為使工作平穩(wěn)，無沖擊振動，需采用只有背壓的平衡回路。工作機構的伸縮，升降、水平回轉和轉載機的升降以及鏟板升降等都用雙作用油缸，由此應采用換向閥的換向回路，液壓驅動行走機構的左右履帶使用帶分流閥的同步回路，當油箱體積因受空間限制無法增大時，需設冷卻裝置。 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 能設計出經濟、合理的液壓系統(tǒng) 根據上面掘進機液壓系統(tǒng)設計的基本方法，設計了EBZ160掘進機液壓系統(tǒng)，其工作原理如圖2所示。 圖 2 EBZ160掘進機液壓系統(tǒng)原理圖 EBZ160掘進機除截割機構用電動機驅動之外，其余裝運、行走等機構都采用液壓傳動。泵站由一臺55KW電動機帶動一臺CBZ2050／2040／2032三聯泵和一臺 CBZ2063／2050雙聯泵。這兩臺泵分別向液壓系統(tǒng)中的單聯閥ZL15E－YW，ZL20E－YW，ZL20E－YW－J，雙聯閥ZL20E－YT·YT和七聯閥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）裝運機構液壓系統(tǒng) 裝運機構液壓控制裝置由星輪馬達、驅動中間輸送機的第一運輸機馬達和控制鏟板上下擺動的油缸組成。 （2）行走機構 由圖可見，雙聯泵右側泵和三聯泵右側泵輸出的高壓油都通往雙聯換向閥ZL20E－YT·YT，當該換向閥部處于中間位置時，高壓油以溢流閥回油箱；當該閥處于右側位或左側位時，高壓油通過單向閥頂開油馬達的彈簧制動閘，由高壓油驅動行走機構的左右驅動馬達，使掘進機行進，當掘進機停止行走時，彈簧張力使油馬達的轉子轉動，防止掘進機下滑。 （3）懸臂升降、回轉及推進油缸 三聯泵中間的油泵輸出的高壓油通往七聯閥換向閥1，當其處于中間位置時，截割機構升降油缸不動作。當該閥處于右側位置時，高壓油進入油缸的下腔，截割機構向上擺動，當該閥處于左側位置時，高壓油進入油缸上腔，油缸向下擺動，為了實現擺動過程中的平穩(wěn)運動，在截割油缸前部安裝了安全平衡閥。 當七聯閥換向閥2處于中間位置時，回轉油缸不動，當換向閥處于主或右側位置時，高壓油進入水平回轉油缸的下腔和下腔，截割頭實現左右擺動。 當七聯閥換向閥3處于中間位置時，截割頭伸縮油缸不動，當換向閥處于右側位置時，高壓油進入油缸下腔，油缸伸出，當處于左側位置時，油缸縮回。 （4）起重油缸 當七聯閥換向閥5處于中間位置時，后支撐油缸不動，當換向閥處于右側位置時，兩個后支撐油缸下腔進入高壓油液，兩個油缸活塞桿同時伸出，掘進機后部被抬起，行走機構后部履帶離開地面，當換向閥處于左側位置時，活塞桿縮回，履帶著地。 （5）噴霧泵油馬達的控制 三聯泵左側油泵輸出的高壓油經單聯閥ZL15E－YW，由其控制驅動噴霧的馬達運轉，向內噴霧噴嘴提供高壓水。 （6）系統(tǒng)壓力的調節(jié) 由圖可見，每個換向閥組成都裝有溢流閥，以便調節(jié)該閥向供油油泵輸出壓力，以適應掘進巷道的條件變化。需要調壓時，先將溢閥保護罩卸下，再將死頭螺母卸下，用六萬扳手調節(jié)螺栓，若往里擰入，則壓力升高，若反方向調節(jié)螺栓，則壓力下降。 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。 1．行走時的靜態(tài)穩(wěn)定性計算 （l）極限傾翻角 掘進機在上山、下山、橫向傾斜停留及行走時的極限傾翻角由下式確定： 式中－上山（坡）極限傾翻角； －下山（坡）極限傾翻角； －橫向極限傾翻角； a－掘進機重心至履帶后輪軸心線距離； b－掘進機重心至履帶前輪軸心線距離； e－掘進機重心至履帶邊緣的距離； h－掘進機重心離地高度。 取，，， 則 （2）下滑臨界坡度角 在掘進機發(fā)生傾翻之前，若履帶板與巷道底板附著力不足，則可能導致機器下滑或靠幫，履帶板與巷道底板的附著力為： 式中－履帶板與巷道底板的附著力； －履帶板與底板的附著系數； －掘進機的重力； －巷道坡度角。 取，, 則 使機器產生下滑的力是與底板平行的重力分力，即 若二力平衡，即＝可求得下滑的臨界坡度角 為保證掘進機在坡道上停留及行走的穩(wěn)定性，機器的極限傾翻角和下滑臨界 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。 掘進機截割煤巖的的受力如圖3所示。 圖3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 （l）縱向截割（上下截割） 當截割頭向上截割時（圖3a），極限傾翻力矩為： 根據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, 則 加機器自重產生的穩(wěn)定力矩為： 當截割頭向下截割時，極限傾翻力矩為 根據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, 則 這時的穩(wěn)定力矩為 式中，－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； 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， 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位于履帶中心稍偏前，即a＞b。 根據以上計算，合格。 （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 3 b所示。其極限傾翻力矩為： 根據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 則 式中－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； －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： 掘進機橫向截割時的穩(wěn)定條件： 根據以上計算，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，加上機器與底板的附著力較小，所以不會出現橫向傾翻，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象，造成橫向進刀困難以至無法實觀。 （3）軸向鉆進 截割頭軸向鉆進時的受力如圖3c所示 極限傾翻力矩為： 穩(wěn)定力矩為： 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； －截割頭擺動中心至底板的距離。 行走機構得牽引力為2×105N，伸縮油缸得推力為2.46×105N 取 則 根據以上計算，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；另一種是使掘進機趨于穩(wěn)定的穩(wěn)定力矩。穩(wěn)定力矩與傾翻力距之比，稱為穩(wěn)定比，即 當K＞1時，機器穩(wěn)定；當K＜1時，掘進機傾翻；當K＝1時，掘進機處于將要傾翻而又未傾翻的臨界狀態(tài)。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 當截割頭向下截割時 b.橫向截割（左右截割） c.軸向鉆進 根據計算可知，EBZ160掘進機有很好的穩(wěn)定性。 掘進機行走速度及牽引力計算 掘進機行走速度的計算 1）當兩泵同時供油時 v=n電* （q泵/q馬)*i減*Z*b節(jié)*η泵*η馬 v-行走速度（m/min） n電-電機轉速1470r/min q泵-泵的額定排量（50+63）=113mL/S q馬-馬達的額定排量(300x2)=600mL/S i減-減速機減速比 67.34 Z-傳動輪齒數 10.5 b-鏈條節(jié)距 190mm η泵-泵的容積效率 0.94-1 η馬-馬達的容積效率 0.95-1 則 V=8.2-7.3(m/min) 2）當單泵供油時 v=n電* （q泵/q馬)*i減*Z*b節(jié)*η泵*η馬 v-行走速度（m/min） n電-電機轉速1470r/min q泵-泵的額定排量63mL/S q馬-馬達的額定排量(300x2)=600mL/S i減-減速機減速比 67.34 Z-傳動輪齒數 10.5 b-鏈條節(jié)距 190mm η泵-泵的容積效率 0.94-1 η馬-馬達的容積效率 0.95-1 則 V=4.57-4.08(m/min) 掘進機牽引力的計算 單馬達提供牽引力為 F=T液 *η機*i減/L T液＝P*q*η馬/2π＝16*300*0.98/2*3.14=749N.m i減-減速機減速比 67.34 η機-減速機機械效率 0.9８ L -力臂　0.407m 則F＝121447N 　2F=２*121447=242894N 截割頭伸縮油缸計算 1．校合活塞桿直徑： －液壓缸的最大推力（或拉力） （） －材料的屈服強度 （） －安全系數 －活塞桿直徑 （） 此時，考慮掘進機下16°坡，取，， 則 合格 2．校合缸筒體壁厚： 時 －最大允許壓力（） －缸筒材料的許用應力() －缸筒材料的屈服強度（） －安全系數 取，， 合格 - 21 -