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摘要
本次設計的目標是對S100掘進機截割部減速器進行設計,提高減速器性能，只使用齒輪傳動實現(xiàn)大的傳動比，保證掘進機截割機構的尺寸適應掘進工作的要求。首先對掘進機進行概述，介紹國內外的發(fā)展狀況，再通過對傳動比的分配，以及齒輪、軸、軸承的計算方法進行計算，然后對齒輪、軸、軸承進行校核，最后簡單說明了掘進機的安全和維護。
通過本次設計，了解到S100掘進機截割能力大，機體穩(wěn)定性好，運行安全可靠等有點，還對其主要技術特性，各機構組成，機械傳動有了一定的認識。并對國內外的掘進機發(fā)展有了一定了解，對以后的工作有了很大的幫助
關鍵詞：懸臂式掘進機 行星減速器 太陽輪 行星輪
Abstract
The design objective is to S100 boring machine cutting department of reducer design and improve performance reducer, use only the drive to achieve the transmission ratio to ensure that boring machine cutting the size adapt to the requirements of tunneling work. First of all the boring machine overview on the state of development at home and abroad, through the re-transmission ratio of distribution, as well as gear, shaft, bearing the calculation method and the check of the gear, shaft, bearings,a simple description of the final boring machine safety and maintenance.
Through this design, that S100 boring machine cutting capacity, the body stable, safe and reliable operation, and so a bit, but also itsmain technical characteristics of the various bodies, mechanical transmission to a certain awareness. I know the development of a certain understanding and the boring machine at home and abroad ,it will give me a great help of work in the future work .
Key words: Cantilevered boring machine Planetary reducer Sun gear Planetary gear
目錄
摘要 I
Abstract II
第1章 緒 論 3
1.1 掘進機的作用 3
1.2國內外掘進機發(fā)展情況 3
1.2.1國內掘進機的發(fā)展情況 3
1.2.2國外掘進機發(fā)展情況 3
1.2.3我國掘進機研制存在的問題 3
1.2.4掘進機發(fā)展趨勢 3
1.3研究的意義 3
第2章 S100型掘進機減速器的方案設計和動力裝置的選擇 3
2.1 S100型掘進機功率的傳動和截割功率的輸出 3
2.2 S100型掘進機減速器對電動機的要求 3
2.3電動機的選擇 3
2.4方案分析 3
第3章 S100型掘進機截割部的傳動裝置的設計 3
3.1 行星減速器齒輪的設計計算 3
3.1.1 行星減速器齒輪傳動比的分配 3
3.1.2 行星減速器齒輪高速級設計計算和校核 3
3.1.3 行星減速器齒輪低速級設計計算和校核 3
3.2 行星減速器輸入輸出軸的設計計算 3
3.2.1 行星減速器輸入軸的設計計算 3
3.2.2行星減速器輸出軸的設計計算 3
3.3 行星減速器用軸承的校核 3
3.3.1 行星減速器齒輪用軸承的選擇和校核 3
3.3.2行星減速器輸入輸出軸用軸承的選擇 3
第4章 日常檢查及安全維護 3
4.1日常檢查 3
4.2安全維護 3
結論 3
致謝 3
參考文獻 3
附錄1 3
附錄2 3
48
第1章 緒 論
1.1 掘進機的作用
掘進機是全斷面開挖隧洞的專用設備，它利用大直徑轉動刀盤上的刀具對巖石的擠壓、滾切作用來破碎巖石。美國羅賓斯公司在1952年開始生產(chǎn)第一臺掘進機。70年代以后，掘進機有了較快的發(fā)展。開挖直徑范圍為1.8-11.5m。在中硬巖中,用掘進機開挖80-100 大斷面隧洞，平均掘進速度為每月350-400m。美國芝加哥衛(wèi)生管理區(qū)隧洞和蓄水庫工程，在石灰?guī)r中開挖直徑9.8m的隧洞，最高月進尺可達750m。美國奧索引水隧洞直徑3.09m,在頁巖中開挖，最高月進尺達2088m。隧洞掘進機開挖比鉆爆法掘進速度快，用工少，施工安全，開挖面平整，造價低，但機體龐大，運輸不便，只能適用于長洞的開挖，并且本機直徑不能調整，對地質條件及巖性變化的適應性差，使用有局限性。
19 世紀70 年代,英國為修建海底隧道,生產(chǎn)制造了第一臺掘進機,美國在20 世紀30 年代開發(fā)了懸臂式掘進機,并把此項技術應用于采礦業(yè),此后英、德、日等十幾個國家相繼投入了大量的人力、物力、財力用于掘進機技術的開發(fā)和研制,經(jīng)過多年的不懈努力,現(xiàn)有20 多家公司,先后研制了近百種機型。1985年，中國引進日本三井三池公司S100掘進77院進行技術鑒定，轉為批量生產(chǎn)，并在1990年獲得國家優(yōu)質產(chǎn)品金獎，,2003年4月根據(jù)多年的經(jīng)驗和先進技術對原S100進行技術改造，同年生產(chǎn)出新型S100掘進機—S100A。S100A具有連續(xù)切割，裝載，運輸?shù)裙δ?。截割頭可以伸縮，伸縮行程510mm；裝載部采用低速大扭矩馬達驅動弧齒三齒星輪方式，第一運輸機采用低速大扭矩馬達驅動雙邊刮板鏈運輸方式；行走部采用馬達加減速機驅動，履帶采用套筒滾子鏈，履帶與履帶架之間有支重輪；具有內、外噴霧除塵系統(tǒng)；有提高機器穩(wěn)定性的支撐裝置；電器系統(tǒng)保護功能齊全，截割電機為雙電機,可實現(xiàn)雙電壓供電等特點。
懸臂式掘進機廣泛用于礦山井下巷道掘進、交通和水下隧道掘進以及其他工程的洞穴開掘.在全國煤礦中,巷道掘進量年均600萬m,其中機掘約占400萬m.金屬礦、化工礦山巷道掘進量年均100萬m,機掘量為零.到2025年,約有13 000-18 000萬m的掘進工程量.
EBJ-160型懸臂式掘進機（圖1-1）是中國自行研制的功率最大、生產(chǎn)能力最高的煤、半煤巖巷道掘進機，對推動煤礦綜合機械化掘進技術的發(fā)展具有重要意義。該機具有以下突出特點：
1．整機采用低矮型緊湊結構，總體設計合理，構思先進；
2．截割能力強，工作穩(wěn)定性好，工作振動小，可截割硬度高；
3．截割、行走、裝運傳動系統(tǒng)承載能力大，工作可靠性高，結構尺寸小，傳動平穩(wěn)有力；
4．液壓系統(tǒng)簡單實用，性能可靠，維護檢修方便；
5．電機及電氣控制系統(tǒng)設計先進，防潮抗震能力強，功能齊全，故障率低，操作方便；
6．截割頭強度高，耐磨性好，截齒消耗。該機在總體結構，生產(chǎn)能力，技術性能和工作可靠性等方面全面完成攻關項目指標，達到國際同類產(chǎn)品先進水平，完全可以替代進口機型。
技術指標：
1．截割斷面9-24m；
2．經(jīng)濟截割硬度≤f8，最大截割硬度f13-f14；
3．總功率80kW，截割功率160kW；
4．爬坡能力＜16；
5．外形尺寸(長×寬×高)10.95m×2.7(3.5)m×1.5m：
6．總重量約60噸(不含配重)。當前，中國煤礦采掘機械化比例失調矛盾十分突出，隨著礦井開采深度的加大，難采煤層比例也將逐年增加，在采掘巷道中半煤巖巷比例達25％，年掘進進尺達16O0公里以上目前大量半煤巷巷道仍然采用人工炮掘作業(yè)，勞動生產(chǎn)率低，用人多，勞動強度極大，工作環(huán)境惡劣，單頭月進尺僅達100米左右。該機型的推廣使用將極大地提高勞動生產(chǎn)效率，單頭月進尺可達300米以上，并可改善勞動環(huán)境。重型掘進機還可在大斷面煤巷掘進中使用，生產(chǎn)能力比現(xiàn)有輕型機提高近一倍。到2000年，全國建成115對高產(chǎn)高效礦井，涌現(xiàn)出200個左右高產(chǎn)隊組，為保證高產(chǎn)工作面的接續(xù)生產(chǎn)，需要重型掘進裝備幾十套以上。EBJ-160重型掘進機技術性能達到國際同類產(chǎn)品水平，價格約為其35％-40％，具有良好的推廣應用前景。該機由具有較高技術水平的科研院設計，大型煤機企業(yè)制造，已經(jīng)具備一定的批量生產(chǎn)能力，并已取得4-5臺的訂貨合同或意向合同，能在較短的時間形成規(guī)?；a(chǎn)效果。對現(xiàn)有畸形不斷完善改進，并做好售后服務工作，保證該機在生產(chǎn)中發(fā)揮出應有的生產(chǎn)能力。
圖1-1 EBJ-160型懸臂式掘進機
1.2國內外掘進機發(fā)展情況
1.2.1國內掘進機的發(fā)展情況
我國于1962年開始掘進機的研制工作,最初是仿前蘇聯(lián)產(chǎn)品,機身輕,功率小,性能差,未廣泛應用.20世紀60年代初期到70年代末,這一階段主要是以引進國外掘進機為主,也定型生產(chǎn)了幾種機型,在引進的同時進行消化、吸收,為我國懸臂式掘進機的第二階段的發(fā)展打下了良好的技術基礎.這一階段掘進機的主要特點是:使用范圍越來越廣,切割能力逐步提高,有切割夾巖和過斷層的能力.
由20世紀80年代末至今,重型機型大批出現(xiàn),懸臂式掘進機的設計與制造水平已相當先進,可以根據(jù)礦井生產(chǎn)的不同要求實現(xiàn)部分個性化設計,這一階段的代機型較多,主要有EBJ型、EL型及EBH型.這一階段懸臂式掘進機的特點是:設計水平較為先進,可靠性大幅提高,功能更加完善,功率更大,一些高新技術已用于機組的自動化控制并逐步發(fā)展到全巖巷的掘進.經(jīng)過幾十年的發(fā)展,我國懸臂式掘進機的設計、生產(chǎn)、使用進入了一個較高的水平,已跨入了國際先進行列,可與國外的懸臂式掘進機媲美.由于縱軸式掘進機工作中良好的截割性能,整機調用靈活和可截割不同巷道斷面的優(yōu)點,在鐵道、公路、橋梁、煤礦、金屬礦以及隧道工程中得到廣泛的應用,僅全國國有重點煤礦就有各種類型掘進機400多臺.
目前,我國懸臂掘進機技術已經(jīng)躍上了一個新的臺階,總體水平接近國外同行.取得的成績主要有:
1.相繼開發(fā)出三種重型掘進機,它們是EBJ-160型,EBJ-160H型和EBH-132型,其中EBJ-160型掘進機獲國家科技進步二等獎,它的研制成功使我國的掘進機研究與制造水平邁上了一個新臺階,標志著我國掘進機研制開發(fā)水平進入國際先進行列,使國產(chǎn)掘進機可截割抗壓強度80 MPa的巖石,使用范圍不斷擴大,目前已推廣到鐵路、公路、水利建設等部門,并出口俄羅斯.
2.完成了硬巖截齒的研究,研制出“三高”硬質合金刀頭和新的截齒制造工藝,使我國的硬巖截齒達到國際先進水平.
3.對高壓水射流輔助截割技術和慣性沖擊輔助截割技術進行了探索和嘗試,并研制成功了ELMB-75C型振動式掘進機,現(xiàn)已批量生產(chǎn).
4.將可編程控制器(PLC)成功應用到部分掘進機電控系統(tǒng)中,在電控系統(tǒng)的保護插件及故障診斷等方面取得了一定的成績.
1.2.2國外掘進機發(fā)展情況
在全世界范圍內,自第二次世界大戰(zhàn)以來的幾十年,新的理論和新技術被應用到掘進機的設計、制造和使用之中,使礦山掘進機械有了巨大的進步.勞動者的勞動強度大大減輕,生產(chǎn)效率得到大幅度提高.
目前,國外掘進機的型式趨于系列化和多樣化.截割頭的功率50-400 kW,機重最輕的有十幾噸,最重的可達160 t.國外新型掘進機均配備有完善的工況監(jiān)測和故障診斷系統(tǒng),從而可早期發(fā)現(xiàn)故障,快速排除故障,大大減少停機時間.有些重型掘進機還可配置自動控制系統(tǒng),可以使機器的生產(chǎn)率提高30%左右,還可以保證切割機構的負載平穩(wěn),避免由于人工操作不當引起的尖峰負荷,從而延長機器的使用壽命約20%.此外,一些發(fā)達國家的掘進機電控系統(tǒng),除完成常規(guī)的控制以外,還具有遙控、程控功能,增設掘進斷面自動控制和掘進定向功能,使掘進機按預定方案作業(yè),大大提高了其自動化程度和掘進效率.
總的看來,近些年來國外懸臂式掘進機的發(fā)展與研究情況主要體現(xiàn)在以下幾個方面:
1.切割功率能力穩(wěn)定提高,機器的可靠性高.據(jù)報道,日本成功地使用TM60K型掘進機掘進全巖巷引水隧道,截割抗壓強度高達170-200 MPa的巖石,目前最大的WAV408型掘進機重達160 t,切割功率可達408 kW,定位切割斷面面積可達87.5 m2.以先進的制造技術為基礎,從原材料質量到零部件的加工精度都能進行嚴格的控制,又有優(yōu)越的國際協(xié)作條件,選購外購范圍寬廣,有效地保證了主機的質量水平.此外,近年來廣泛采用了可靠性技術,其突出表現(xiàn)為簡化機械結構,在齒輪傳動、機械聯(lián)接及液壓傳動方面盡量減少串聯(lián)系統(tǒng),有的地方以嵌裝式結構代替螺栓組結構,既簡化了結構,又大大提高了整機的可
靠性.
2.配套設備多樣化.為充分發(fā)揮掘進機效能,各國都十分重視綜掘作業(yè)線配套設備的研究.為縮短支護時間,在中間穩(wěn)定頂板條件下,常用機載錨桿鉆機支護;為使掘進機與支護平行作業(yè),運用超前液壓支架或自帶盾牌掩護支架.在后配套運輸方面,通常采用橋式、帶式轉載機,后配帶式輸送機,有條件時設置活動煤倉.
3.采用機電一體化技術.國外新型掘進機均配有完善的工況檢測和故障診斷系統(tǒng),從而可以在早期發(fā)現(xiàn)機器故障,并快速排除故障,大大縮短了機器的停機時間,生產(chǎn)率相應大幅度提高;這樣還可以保證切割機構的負載平穩(wěn),避免由于人工操作不當而引起的系統(tǒng)載荷,從而延長機器的使用壽命.部分新型掘進機可實現(xiàn)推進方向監(jiān)控、截割路線循環(huán)程序控制、切割斷面輪廓尺寸監(jiān)控.
4.研究探索新的截割技術,如高壓水射流掘進機的研制、沖擊振動式截割機具的研制等.
1.2.3我國掘進機研制存在的問題
盡管我國掘進機研制工作起步并不晚,可是在發(fā)展過程中,現(xiàn)有產(chǎn)品與國際相比尚有很大差距.性能、規(guī)格相近的機型與國外相比晚8~20年,機掘巷道比重與國外平均差近20年,制造總數(shù)和裝機綜合技術水平僅相當于英國、德國、奧地利20世紀80年代的水平.雖然我國掘進機發(fā)展速度很快,并且技術成熟,但隨著煤礦生產(chǎn)工藝的改進,高產(chǎn)、高效礦井的建設,它已不能滿足需要,主要表現(xiàn)在以下幾方面:
1.錨桿支護的成功推廣應用提高了巷道支護的可靠性,目前存在掘進、支護不能同步作業(yè),據(jù)統(tǒng)計,巷道支護約占用40%-50%的掘進作業(yè)時間,這就使得掘進機的開機率大大降低,不能有效提高掘進速度.
2.現(xiàn)有機型偏向于中、重型,雖然有些掘進機實現(xiàn)了矮型化設計,但整體尺寸仍不能有效縮減,對低矮巷道的適應性還較差.
3.內噴霧除塵系統(tǒng)使用的可靠性和適應性較差,而外置機載除塵系統(tǒng)還比較困難.
4.使用元部件的可靠性還不高,不能適應截割硬煤巖產(chǎn)生的震動及井下惡劣的工作條件.
5.對于提高截割效率方面的設計和設備配套還不完善.
6.電子元器件的選型面窄、電子保護插件的可靠性不高.電控技術還不能適應通用性、靈活性、可擴展性、準確性及響應速度快速的需要.
1.2.4掘進機發(fā)展趨勢
綜觀國內和國外懸臂式掘進機的發(fā)展情況,各國都在技術方面進行創(chuàng)新,未來的發(fā)展趨向如下:
1.重型化、大功率.隨著采煤機械化程度的提高和巷道斷面的不斷擴大,掘進機面對越來越硬和研磨性更強的巖石,單向抗壓強度超過170 MPa.因此,開發(fā)研制高功率、大質量的重型硬巖掘進機尤為迫切.目前,國外許多重型掘進機截割功率達到200-300 kW,最高可達500 kW.而我國重型掘進機尚處于發(fā)展階段,截割功率目前已達200 kW.越來越高的截割功率雖然可提供給截割頭巨大的截割力,但使機器的振動進一步加劇,對生產(chǎn)率、機器的壽命和日常保養(yǎng)都將產(chǎn)生不利影響.隨之而來的是機器的重量將越來越大,以增加穩(wěn)定性.
2.掘、鉆、錨一體化.研制集掘、鉆、錨為一體的采掘錨綜合機組,以實現(xiàn)快速掘進的同時又能打眼安裝錨桿,支護頂板、側幫,實現(xiàn)掘進、支護平行作業(yè),解決掘進機利用率低的問題.因此,掘、鉆、錨一體化是實現(xiàn)巷道快速掘進,滿足高產(chǎn)、高效工作面發(fā)展需要的重要技術途徑.
3.噴霧降塵設備隨機化.目前,掘進機大多設有內、外噴霧裝置,但對呼吸性粉塵降塵效果差,噴嘴堵塞嚴重.因此,對現(xiàn)有機型設置機載降塵設備,強化外噴霧使用效果,將會使掘進機在工作時的粉塵濃度大大降低.
4.智能化、自動化.配置激光導向系統(tǒng)、計算機斷面控制系統(tǒng)和遙控系統(tǒng),以降低對操作人員的反應要求,提高生產(chǎn)效率和生產(chǎn)能力.
5.矮型化.在加大機重、截割功率和提高截割硬度的前提下,注重發(fā)展機身較低的機型,以易于井下運輸和適用于掘進中、小斷面巷道,同時也為配置其他輔助備(錨桿安裝機、輔助工作平臺等)帶來了方便.
6.附件化.保留必要的截、裝、運、行主要組成功能,將降塵、輔助支護等裝置以附件形式出現(xiàn).這樣,可根據(jù)需要選擇裝配各種附加件,給設計、制造、使用都帶來方便.
7.裝載運輸裝置亦采用可伸縮型結構,保證機器的機動性和適應性.液壓系統(tǒng)逐步趨于完善、可靠.
1.3研究的意義
隨著社會的進步,經(jīng)濟的發(fā)展,國家對煤礦工作環(huán)境的日益重視,對煤礦裝備需求量和先進性也在增加,掘進機的需求量日益增大,掘進機的質量要求也逐漸增高,能獨立設計和批量生產(chǎn)出截割能力大,機體穩(wěn)定性好,粉塵少,操作與維護方便,運行安全可靠的掘進機已經(jīng)成為衡量一個國家掘進機生產(chǎn)能力的標志,在煤礦裝備中,掘進機是國家重點推廣產(chǎn)品,同時,還可在鐵路,公路,上下水道等隧道工程中有廣泛的應用。
第2章 S100型掘進機減速器的方案設計和動力裝置的選擇
2.1 S100型掘進機功率的傳動和截割功率的輸出
S100懸臂式掘進機截割臂主要包括伸縮部、減速器、伸縮油缸和電動機組成。電動機、減速器和伸縮部軸向通過螺栓組連接，伸縮油缸兩端分別與電動機殼體和伸縮部鉸接。在電動機后端留有與本體部連接的鉸接孔，在減速器上要留有與本體部升降油缸連接的鉸接孔。伸縮部前端是與炮頭連接，采用花鍵傳動功率，螺栓固定的方式，把炮頭部與截割臂組成整體。
功率的傳動是由電動機輸出的功率，通過減速器減速后，傳遞到伸縮部，通過伸縮部的花鍵與炮頭的連接，將截割功率輸出。
2.2 S100型掘進機減速器對電動機的要求
S100懸臂式掘進機是一種主要應用于煤炭行業(yè)的，所以在對電動機的要求中以防爆為首先考慮的因素。并且掘進機的截割電動機在工作過程中，多是空載起動，但遇到軟巖或夾石時，會有較大的阻力矩，因此要求電動機有較大的最大轉矩，當遇到截割阻力矩較大的情況時，轉為低速操作。而且S100的截割電動機是構成截割臂的一部分，除須符合的有關規(guī)定外，其外形機殼結構機械強度、連接方式、冷卻方法以及防塵防水程度都必須適應掘進機作業(yè)的要求。
2.3電動機的選擇
根據(jù)艾克霍夫公司實驗資料對于的煤巖，取，利用能耗法比能耗的實驗數(shù)據(jù)估算截割功率。
式中—比能耗；
—截割頭擺動速度；
L—截割深度；
D—截割頭平均直徑。
通過計算得知電動機的功率選用，選用掘進機用隔爆型三相異步電動機。
表2-1 電動機技術數(shù)據(jù)
型號
功率
(kW)
額定電壓V
轉速
r/min
效率
%
功率因數(shù)
額定轉矩
冷卻方式
工作制
絕緣等級
重量
kg
DEBD-100/60-4/8S
100/60
660
1470/735
92/87
0.88/0.62
2.0/1.8
外殼水冷
S2
H
1930
2.4方案分析
方案如圖2-1所示為，為使得受載均勻, 高速級行星架懸浮, 低速級太陽輪懸浮。由于輸入軸轉速較低, 一般小于1500rpm , 振動主要在行星架懸浮的高速級, 因此把低速級當成高速級的外部負載。
圖2-1
設計行星傳動時，正確選擇結構布置的意義遠比審計普通定軸傳動的大。結構布置選擇不當時，不但可能喪失在外廓尺寸和重量方面的優(yōu)點甚至可能得到不利于使用的傳動。此方案更適合掘進機工作的要求，所以用該方案作為本設計的傳動系統(tǒng)方案
第3章 S100型掘進機截割部的傳動裝置的設計
3.1 行星減速器齒輪的設計計算
3.1.1 行星減速器齒輪傳動比的分配
考慮到掘進機的工作條件選用NGW型行星齒輪減速器，它具有效率高、體積小、重量輕、結構簡單，制造方便，傳動功率范圍大而且軸向尺寸小等特點。減速器使用直齒輪，高速軸與電動機直接聯(lián)接，電動機功率。轉速；低速軸轉速。
1.總傳動比
2.各級傳動比
用角標表示高速級參數(shù)，表示低速級參數(shù)。設高速級與低速級外嚙合齒輪材料、齒面硬度相同，則
取，，，，，，
所以
式中—中間變量；
—行星輪數(shù)目；
—分度圓的齒寬系數(shù)：
—齒面工作硬化系數(shù)；
—載荷分布系數(shù)；
—接觸強度的載荷系數(shù)。
查《機械設計手冊》（單行本機械傳動）[15]得
3.1.2 行星減速器齒輪高速級設計計算和校核
1.計算
查表3-1選擇行星輪數(shù)目，取，由于距可能達到的傳動比極限較遠，所以可以不檢驗鄰接條件。
確定各輪齒數(shù)，按《機械設計手冊》（單行本機械傳動）[15]行星輪傳動中配齒公式進行計算。
所以
式中—行星輪高速級減速比；
—行星輪高速級中心輪齒數(shù)；
—行星齒輪齒數(shù)組合中高速級行星輪齒數(shù)；
—行星輪高速級內齒輪齒數(shù)；
—行星輪高速級行星輪齒數(shù)。
表3-1 行星輪數(shù)目與傳動比的關系
行星輪數(shù)目
傳動比范圍
3
2.1～13.7
4
2.1～6.5
5
2.1～4.7
采用不等角變位，可取或35
若取，則，由《機械設計手冊》（單行本機械傳動）[15]可查出適用的預計嚙合角在、到、的范圍內；若取，則，預計適用嚙合角在、到、的范圍內。
為提高傳動承載能力，宜取，但齒數(shù)間有公因數(shù)，故取，預取。
2.按接觸強度初算傳動的中心距和模數(shù)
輸入轉矩
式中—電動機輸入轉矩；
—電動機功率；
—電動機轉速。
設載荷不均勻系數(shù)
在一對傳動中，中心輪傳遞的轉矩
式中—中心輪轉矩；
—載荷不均勻系數(shù)。
齒數(shù)比
中心輪和行星輪的材料用滲碳淬火，齒面硬度（中心輪）和（行星輪）
取齒寬系數(shù)，載荷系數(shù)
按《機械設計手冊》（單行本機械傳動）[15]中齒面強度計算公式計算中心距：
式中—鋼對鋼配對的齒輪副常系數(shù)；
—齒數(shù)比；
—載荷系數(shù)；
—齒寬系數(shù)；
—許用接觸應力。
模數(shù)
取
則傳動的未變位時的中心距
按預取嚙合角，可得傳動中心距變動系數(shù)
則中心距
取實際中心距（圓整值）
3.計算傳動的實際中心距變動系數(shù)和嚙合角
所以
4.計算傳動的變位系數(shù)
用《機械設計手冊》（單行本機械傳動）[15]校核，，，在許用區(qū)內，可用。
用《機械設計手冊》（單行本機械傳動）[15]分配變位系數(shù)，得
5.計算傳動的中心距變動系數(shù)和嚙合角
傳動的未變位是的中心距：
則
所以
6.計算傳動的變位系數(shù)
因為
所以
7.幾何尺寸計算
幾何尺寸計算公式由表3-2，計算各個齒輪分度圓直徑：
式中—分別是中心輪、內齒輪和行星輪的分度圓直徑；
—分別是中心輪、內齒輪和行星輪的齒數(shù)。
計算各個齒輪齒頂高
齒頂高變位系數(shù)
計算傳動時中心輪和行星輪齒頂高，取齒頂高系數(shù)
計算傳動時中心輪和行星輪齒頂高
由于在行星傳動中，行星輪主要與中心輪嚙合，而與內齒輪的嚙合精度不要求太高，所以選
表3-2 齒輪傳動幾何尺寸計算
項目
代號
計算公式及說明
直齒輪（外嚙合、內嚙合）
分度圓直徑
齒頂高變動系數(shù)
齒頂高
齒根高
齒高
齒頂圓直徑
外嚙合
內嚙合
齒根圓直徑
計算各個齒輪的齒根高
齒根系數(shù)取標準值
各個齒輪的齒頂圓直徑
各個齒輪的齒根圓直徑
計算齒輪的齒寬寬度
齒寬系數(shù)
圓整后??；
8.驗算傳動的齒面接觸強度和齒根彎曲強度
（1）中心輪齒面接觸強度校核
校核用參數(shù)如下：，，，，，，，，，，， ，，，
接觸應力基本值
式中—節(jié)點區(qū)域系數(shù)；
—彈性系數(shù)；
—重合度系數(shù)；
—螺旋角系數(shù)；
—端面內分度圓上的名義切向力。
齒面接觸應力
式中—齒輪單對齒嚙合系數(shù)；
—使用系數(shù)；
—動載系數(shù)；
—接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù)；
—接觸強度計算的齒間載荷分配系數(shù)。
強度條件可知齒面接觸強度滿足要求。
（2）中心輪齒根彎曲強度校核
校核用參數(shù)如下：，，，，，，，，，，，，，，，，
齒根應力基本值
式中—復合齒形系數(shù)；
—螺旋角系數(shù)。
齒根應力
式中—使用系數(shù)；
—動載系數(shù)；
—彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)；
—彎曲強度計算的齒間載荷分配系數(shù)。
齒輪的彎曲極限應力
式中—試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限；
—試驗齒輪的應力修正系數(shù)；
—彎曲強度計算的壽命系數(shù)；
—相對齒根圓角敏感系數(shù)；
—相對齒根表面狀況系數(shù)；
—彎曲強度計算的尺寸系數(shù)。
許用齒根應力
式中—彎曲強度的最小安全系數(shù)。
強度條件可知齒根彎曲強度也滿足要求。
（3）行星輪齒面接觸強度校核
同中心輪，齒面接觸強度滿足。
（4）行星輪齒根彎曲強度校核
校核用參數(shù)如下：，，，，，，，，，，，，，，，，
齒根應力基本值
齒根應力
齒輪的彎曲極限應力
許用齒根應力
強度條件可知齒根彎曲強度也滿足要求。
9.根據(jù)接觸強度計算確定內齒輪材料
根據(jù)，選用，進行表面淬火和氮化，表面硬度達
即可。
10.驗算傳動的齒面接觸強度和齒根彎曲強度
傳動為內嚙合，由于NGW 型行星齒輪傳動的承載能力主要取決于外嚙合，故傳動的校核可以省略。
3.1.3 行星減速器齒輪低速級設計計算和校核
1.配齒計算
由表3-1，取，由于距可能達到的傳動比極限較遠，所以可以不檢驗鄰接條件。
確定各輪齒數(shù)，按《機械設計手冊》（單行本機械傳動）[15]行星輪傳動中配齒公式進行計算。
所以
式中—行星輪低速級減速比；
—行星輪低速級中心輪齒數(shù)；
—行星齒輪齒數(shù)組合中低速級行星輪齒數(shù)；
—行星輪低速級內齒輪齒數(shù)；
—行星輪低速級行星輪齒數(shù)。
采用不等角變位，可取或30
若取，則，由《機械設計手冊》（單行本機械傳動）[15]可查出適用的預計嚙合角在、到、的范圍內；若取，則，預計適用嚙合角在、。
為提高傳動承載能力，宜取，且與公因數(shù)相符，預取。
2.按接觸強度初算傳動的中心距和模數(shù)
確定低速級輸入轉速
式中—電動機輸入轉速；
—高速級減速比。
確定低速級輸入功率
式中—電動機輸入功率；
—型行星齒輪傳動效率；
輸入轉矩
式中—低速級輸入轉矩；
—低速級輸入功率；
—低速級輸入轉速。
設載荷不均勻系數(shù)
在一對傳動中，中心輪傳遞的轉矩
式中—中心輪轉矩；
—載荷不均勻系數(shù)。
齒數(shù)比
中心輪和行星輪的材料用滲碳淬火，齒面硬度（中心輪）和（行星輪）
取齒寬系數(shù)，載荷系數(shù)
按《機械設計手冊》（單行本機械傳動）[15]齒面強度計算公式計算中心距
式中—鋼對鋼配對的齒輪副常系數(shù)；
—齒數(shù)比；
—載荷系數(shù)；
—齒寬系數(shù)；
—許用接觸應力。
模數(shù)
取
則傳動的未變位時的中心距：
按預取嚙合角，可得傳動中心距變動系數(shù)
則中心距
取實際中心距（圓整值）
3.計算傳動的實際中心距變動系數(shù)和嚙合角
所以
4.計算傳動的變位系數(shù)
用《機械設計手冊》（單行本機械傳動）[15]校核，，，在許用區(qū)內，可用。
用《機械設計手冊》（單行本機械傳動）[15]分配變位系數(shù)，得
5.計算傳動的中心距變動系數(shù)和嚙合角
傳動的未變位是的中心距：
則
所以
6.計算傳動的變位系數(shù)
因為
所以
7.幾何尺寸計算
由表4-2計算各個齒輪分度圓直徑
式中—分別是中心輪、內齒輪和行星輪的分度圓直徑；
—分別是中心輪、內齒輪和行星輪的齒數(shù)。
計算各個齒輪齒頂高
齒頂高變位系數(shù)
計算傳動時中心輪和行星輪齒頂高，取齒頂高系數(shù)
計算傳動時中心輪和行星輪齒頂高
由于在行星傳動中，行星輪主要與中心輪嚙合，而與內齒輪的嚙合精度不要求太高，所以選
計算各個齒輪的齒根高
齒根系數(shù)取標準值
各個齒輪的齒頂圓直徑
各個齒輪的齒根圓直徑
計算齒輪的齒寬寬度
齒寬系數(shù)
圓整后??；
8.驗算傳動的齒面接觸強度和齒根彎曲強度
（1）中心輪齒面接觸強度校核
校核用參數(shù)如下：，，，，，，，，，，， ，，，
接觸應力基本值
式中—節(jié)點區(qū)域系數(shù)；
—彈性系數(shù)；
—重合度系數(shù)；
—螺旋角系數(shù)；
—端面內分度圓上的名義切向力。
齒面接觸應力
式中—齒輪單對齒嚙合系數(shù)；
—使用系數(shù)；
—動載系數(shù)；
—接觸強度計算的齒向載荷分布系數(shù)；
—接觸強度計算的齒間載荷分配系數(shù)。
強度條件可知齒面接觸強度滿足要求。
（2）中心輪齒根彎曲強度校核
校核用參數(shù)如下：，，，，，，，，，，，，，，，，
齒根應力基本值
式中—復合齒形系數(shù)；
—螺旋角系數(shù)。
齒根應力
式中—使用系數(shù)；
—動載系數(shù)；
—彎曲強度計算的齒向載荷分布系數(shù)；
—彎曲強度計算的齒間載荷分配系數(shù)。
齒輪的彎曲極限應力
式中—試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限；
—試驗齒輪的應力修正系數(shù)；
—彎曲強度計算的壽命系數(shù)；
—相對齒根圓角敏感系數(shù)；
—相對齒根表面狀況系數(shù)；
—彎曲強度計算的尺寸系數(shù)。
許用齒根應力
式中—彎曲強度的最小安全系數(shù)。
強度條件可知齒根彎曲強度也滿足要求。
（3）行星輪齒面接觸強度校核
同中心輪，齒面接觸強度滿足。
行星輪齒根彎曲強度校核
校核用參數(shù)如下：，，，，，，，，，，，，，，，，
齒根應力基本值
齒根應力
齒輪的彎曲極限應力
許用齒根應力
強度條件可知齒根彎曲強度也滿足要求。
9.根據(jù)接觸強度計算確定內齒輪材料
根據(jù)，選用，進行表面淬火和氮化，表面硬度達
即可。
由于所算的內齒輪，在分別計算的高速級和低速級中分度圓直徑和齒低高直徑相同，而齒頂高也接近相同，在考慮到內齒輪的作用下，可以把高速級和低速級的內齒輪做成一個整體，對整個減速器的影響可以忽略。同時可以簡化加工數(shù)量和安裝過程，同時可以更好的保證減速器的同心性。
10.驗算傳動的齒面接觸強度和齒根彎曲強度
傳動為內嚙合，由于NGW 型行星齒輪傳動的承載能力主要取決于外嚙合，故傳動的校核可以省略。
3.2 行星減速器輸入輸出軸的設計計算
3.2.1 行星減速器輸入軸的設計計算
1.求輸入軸上的功率、轉速和轉矩
由于電動機輸出軸通過花鍵套與減速器的輸入軸聯(lián)接，所損失的功率可以忽略不記，那么可以得
、
所以
2.初步確定軸的最小直徑
先按估算軸最小直徑公式初步估算輸入軸的最小直徑。選取軸的材料為，調質處理。根據(jù)《機械設計》[8]取于是得
輸入軸的輸入端是用花鍵與花鍵套聯(lián)接，根據(jù)矩形花鍵公稱尺寸選用，，，。
3.軸的結構設計
（1）擬定軸上零件的裝配方案
輸入軸、軸用套筒、軸承、軸用套筒、軸承端蓋依次從軸的左端向右端安裝。而零件定位是以減速器箱體、軸用套筒以及軸承端蓋等來保證的。零件的周向定位是通過花鍵，按花鍵軸小徑定心。如圖 3-1 所示
圖3-1 輸入軸裝配方案
（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
根據(jù)圖4-1，由軸的受力，選取型滾動軸承一對反裝。為了便于安裝選取軸承處的直徑，其寬度，兩個軸用套處采用相同直徑，套筒和軸承的總寬度為。齒輪處分度圓直徑和齒寬在行星輪高速級中已經(jīng)確定。花鍵處長度在考慮定心的情況下取。
4.求作用在齒輪上的力
由于減速器高速級的中心輪與減速器的輸入軸，是一個整體齒輪軸那么因已知高速級中心輪的分度圓直徑為
單個行星輪作用在中心輪上時
式中—齒輪的圓周力；
—行星輪數(shù)目。
式中—齒輪的徑向力。
單個行星輪，作用在中心輪軸上的力，
當三個行星輪一同作用在中心輪軸上的總力及轉矩，，
圓周力，徑向力的方向如圖 3-2 所示
圖3-2 輸入軸受力圖
5.求支反力
通過對軸上中心齒輪的力分析后，可以看到中心輪在工作過程中，由于行星輪的緣故，在方向上中心輪所受到的力的和為零。而花鍵聯(lián)接處同樣是只有轉矩輸入，并且在不考慮到自重和零件在制造、安裝誤差所產(chǎn)生的力，那么輸入軸只受到轉矩。
6.作轉矩圖（圖3-3）
圖3-3輸入軸轉矩圖
3.2.2行星減速器輸出軸的設計計算
1.求輸出軸上的功率、轉速和轉矩
在經(jīng)過二級行星減速器后功率為
式中—輸入軸的功率；
—型行星齒輪傳動效率；
經(jīng)過二級行星減速器后輸出轉速為
所以
2.初步確定軸的最小直徑
先按估算軸最小直徑公式初步估算輸入軸的最小直徑。選取軸的材料為，調質處理。根據(jù)《機械設計》[8]取。
輸入軸的輸出端是用花鍵與花鍵套聯(lián)接，根據(jù)矩形花鍵公稱尺寸選用，，，。
3.軸的結構設計
（1）擬定軸上零件的裝配方案
輸入軸、軸用套筒、軸承、孔用擋圈依次從軸的左端向右端安裝，軸承、軸用套筒、軸承端蓋依次從軸的右端向左端安裝。而零件定位是以減速器箱體、軸用套筒以及軸承端蓋等來保證的。零件的周向定位是通過花鍵，按花鍵軸小徑定心。如圖3-4所示
（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
根據(jù)圖 所示，由軸的受力，選取型滾動軸承一對反裝。為了便于安裝選取軸承處的直徑，其寬度，兩個軸用套處采用相同直徑，套筒和軸承的總寬度為。齒輪處分度圓直徑。花鍵處長度在考慮定心的情況下取。
圖3-4 輸出軸裝配方案
4.求作用在齒輪上的力
在整個行星輪系中，中心輪、行星輪、行星架以及內齒輪，它們在傳動過程中載荷均衡，每個元件的圓周力和徑向力都相互抵消。所以輸出軸在不考慮自重和零件在制造、安裝誤差所產(chǎn)生的力，那么輸出軸只受到轉矩。這樣與輸入軸一樣只作軸的轉矩圖
5.作轉矩圖（圖3-5）
圖3-5 輸出軸轉矩圖
3.3 行星減速器用軸承的校核
3.3.1 行星減速器齒輪用軸承的選擇和校核
1.一級行星輪用軸承的選擇和校核
（1）軸承的選擇
由于行星輪在整個傳動中，行星輪只受較大的徑向載荷，在軸向不受載荷，但是在浮動時行星輪有少量的軸向錯動。所以根據(jù)常用的滾動軸承性能和特點，一級行星輪用軸承選用圓柱滾子軸承。它的基本尺寸和數(shù)據(jù)如下：
表3-3 圓柱滾子軸承的技術參數(shù)
基本尺寸
基本額定載荷
極限轉速
重量
脂
油
65
120
31
78.5
142
180
4500
5600
1.48
表3-4NGW型各元件受力計算公式
項目
中心輪A
行星輪C
行星架X
內齒輪B
切向力
徑向力
單個行星輪，作用
在軸上或行星輪軸
上的力
各行星輪作用在軸
上的總力及轉矩
對行星輪軸的轉矩
注: 1.表中公式適用于行星輪數(shù)目的直齒或人字齒輪行星傳動。
2.式中為法向壓力角，為分度圓上的螺旋角，為中心輪分度圓半徑。
3.轉矩單位為；長度單位為；力的單位為。
（2）軸承的校核
求軸承受到的徑向載荷
首先求一級行星輪的由表3-6 可得，
由上面四個公式可得：且有
因為軸承沒有受到軸向力，所以軸向力
求軸承當量動載荷
因為所以由《機械設計》[8]查得
因軸承運轉中無沖擊載荷，按《機械設計》[8]查得
則
（3）驗算軸承壽命
軸承的預期計算壽命
行星輪的轉速
故所選用軸承可滿足壽命要求。
2.二級行星輪用軸承的選擇和校核
（1）軸承的選擇
由于行星輪在整個傳動中，行星輪只受較大的徑向載荷，在軸向不受載荷，但是在浮動時行星輪有少量的軸向錯動，由于二級行星輪為滿足自身強度和行星架軸強度，所以在選用軸承時要考慮軸承的厚度，所以根據(jù)常用的滾動軸承性能和特點，二級行星輪用軸承選用雙列圓柱滾子軸承。它具有結構緊湊、剛性大、承載能力大、受載后變形小等特點，最主要的是它的厚度小。基本尺寸和數(shù)據(jù)如下：
表3-5 雙列圓柱滾子軸承技術參數(shù)
基本尺寸
基本額定載荷
極限轉速
重量
脂
油
65
100
26
61.3
56.3
5000
6300
0.74
（2）軸承的校核
求軸承受到的徑向載荷
首先求二級行星輪的。由表4-6可得
由上面四個公式可得：且有
因為軸承沒有受到軸向力，所以軸向力
求軸承當量動載荷
因為所以由《機械設計》[8]查得
因軸承運轉中無沖擊載荷，按《機械設計》[8]查得。
則
（3）驗算軸承壽命
軸承的預期計算壽命
行星輪的轉速
故所選用軸承可滿足壽命要求。
3.3.2行星減速器輸入輸出軸用軸承的選擇
1.行星減速器輸入軸用軸承的選擇
軸承的選擇
在電動機將功率通過花鍵傳遞給輸入軸的過程中，除了徑向力之外還受到一定的軸向載荷，而軸向載荷是雙向的，所以采用兩對軸承反裝。同時因為是輸入軸，轉速也較高。通過這些特點，行星減速器輸入軸用軸承選用角接觸球軸承。它的基本尺寸和數(shù)據(jù)如下：
表3-6 角接觸球軸承技術參數(shù)
基本尺寸
基本額定載荷
極限轉速
重量
脂
油
55
90
18
37.2
30.5
6000
8000
0.83
2.行星減速器輸出軸用軸承的選擇
軸承的選擇
同行星減速器輸出軸相似的是，輸入軸在把扭矩傳遞出去的方式，也是通過花鍵，當然輸出軸所受到的力與輸入軸的相同，就是除徑向力之外還受到一定的軸向載荷，所以采用兩對軸承反裝。行星減速器輸出軸用軸承選用角接觸球軸承?；境叽绾蛿?shù)據(jù)如下：
表3-7 角接觸球軸承技術參數(shù)
基本尺寸
基本額定載荷
極限轉速
重量
脂
油
150
225
35
160
155
2800
3200
4.83
第4章 日常檢查及安全維護
4.1日常檢查
1.檢查有無異常震動和音響。
2.通過油位計檢查油量。
3.檢查有無異常溫升現(xiàn)象。
4.螺栓類有無松動現(xiàn)象。
4.2安全維護
1.當對電器設備及機械部分進行維護、修理時必須切斷電源，再不帶電的狀態(tài)下進行工作。
2.對于有泥土和煤泥沉積的部位要定期清除。
3.防止雜物混入液壓油內。
4.維修電器系統(tǒng)，在欲打開防爆接觸面時必須事先將外部的灰塵、煤泥清掃干凈。
結論
通過本次對S100型進機截割部減速器進行設計，讓我了解到了S100型掘進機的部件結構和整體結構，是我大學四年來學習的一次展現(xiàn)，在本次設中，把平時所學綜合運用，使我們的學識不再是紙上談兵，有了理論結合實踐的機會，也見識到了我們所學的知識在生活、工業(yè)等方面的重要性。
在設計的過程中熟練地掌握了掘進機各部分的結構、原理和功能，了解了國內外的發(fā)展現(xiàn)狀。掌握了S100型掘進機在使用過程中經(jīng)常出現(xiàn)的問題，并在設計中針對每個問題做了適當?shù)慕鉀Q。掘進機的出現(xiàn)意味著現(xiàn)代化掘進工作邁上了一個新的臺階。
本次設計首先做的就是加強對S100型掘進機的認識和了解，通過學校圖書館，網(wǎng)絡和畢業(yè)實習從各個方面深入了解S100型掘進機，然后根據(jù)任務書對S100型掘進機所需的數(shù)據(jù)進行計算，選型，繪圖。最終完成了S100型掘進機的整體設計。
同時，在畢業(yè)設計的過程中也看到了自己很多的缺點和不足，有些是學習時出現(xiàn)的漏洞，有些是由于自己的大意造成的不足，但是對于即將離校走向工作崗位的我們來說，這些缺點和不足都將是致命的，我們還將進一步的充實自己，爭取在自己的工作崗位上成為一顆行業(yè)的新星，以此來報答學校四年來對我的培養(yǎng)。
致謝
經(jīng)過三個月的忙碌和工作，本次畢業(yè)設計已經(jīng)接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)設計，由于經(jīng)驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導師的督促指導，想要完成這個設計是難以想象的。在這里首先要感謝我的指導老師桂老師平日里工作繁多，在我做畢業(yè)設計時他早出晚歸，我知道您這么忙是希望我們能順利的通過畢業(yè)答辯，在這里我想衷心的說一聲桂老師您辛苦了，您的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。
然后還要感謝大學四年來所有的老師，正是因為有了你們的教導，為我們打下機械專業(yè)知識的基礎，此次畢業(yè)設計才會順利完成。感謝母校佳木斯大學對我的栽培及機械工程學院老師對我的諄諄教導。
參考文獻
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14.馬躍.談我國懸臂式掘進機的發(fā)展及趨勢[J].煤,2006
15.機械設計手冊（單行本機械傳動）.化學工業(yè)出版社.2004
16.掘進機械化成套設備選型手冊.煤炭工業(yè)出版社,1990.
17.謝錫純,李小豁.礦山機械與設備.中國礦業(yè)大學出版社,1999.
18.Hindhede I,Uffe.Machine Design .New York:Wiley,1983
19.Juvinall R.C.Engineering Considerations.1967
附錄1
全斷面隧道掘進機分類及其應用范圍
第1章 簡介
隧道掘進機的使用要追溯到19世紀。 在1851年，美國工程師CharlesWilson發(fā)明了一臺開挖隧道機，通常被認為用于巖石的連續(xù)鉆孔。實際上，當James S.Robbins重新設計了一個用于隧道的掘進機后隧道掘進機才被接受。自從1950年中期以來，隧道掘進機的發(fā)展取得了很大的進展。
隧道掘進技術已經(jīng)發(fā)展到一個隧道鉆孔可以用于任何的巖石和地面。目前,隧道掘進機的機械化及自動化水平得到了很大提高,隧道掘進機可以開挖不同的地質條件下各種形狀的隧道。隧道掘進機的類型也越來越多,根據(jù)隧道工程場地所處的水文地質與工程地質條件,工程的使用特性及環(huán)境的限制,不同類型的隧道掘進機的工作機理需要進一步的理解并依此進行分類,以便選擇合適的隧道掘進機。
第2章 典型隧道掘進機的運行機理
2.1 無屏蔽的隧道掘進機
無屏蔽的隧道掘進機的刀頭配備切削刀(盤)。 轉動的刀架按壓盤利用高壓鉆隧道面。 盤在隧道面滾動，造成巖石的破碎。 被挖掘的巖石，通常被稱為芯片，由鏟斗(在刀架的開頭)并且通過在傳輸系統(tǒng)上的料斗被運輸，傳輸系統(tǒng)可以將材料運輸?shù)酵獠炕蚶嚨难b貨場。
隧道掘進機配備了手爪系統(tǒng)，它徑向擴展隧道液壓缸推動刀架對隧道面鉆孔導致隧道的另一段可以被挖掘。一段完成后，挖掘中斷和機器被復位。附加的支持系統(tǒng)在復位周期期間穩(wěn)定隧道掘進機。
2.2 單盾構掘進機
單盾構掘進機配備一個開放的擋板。裝備開放盾。 開挖隧道機，沒有一個封閉系統(tǒng)補償工作面上的壓力，被稱為開放屏蔽。 切割輪子配有硬巖圓盤，在工作面和它里面的切口處轉動。 切口處的影響導致巖石的大部分斷裂。位于在圓盤之后的鏟斗將巖石運送到切口輪子之后。 然后輸送設備運送挖掘物料到隧道外。
單屏蔽掘進機的推力由液壓千斤頂違反混凝土襯砌提供。在鉆孔期間，當機器停止和液壓千斤頂收回時，混凝土的環(huán)節(jié)被組裝在屏蔽尾部，然后被推到的現(xiàn)場。然后該液壓千斤頂再次推動安裝的盤和下一個鉆孔周期開始。
2.3雙盾構隧道掘進機
雙盾構的刀架和廢土起重系統(tǒng)與單屏蔽的相同。 此種機器的主要的優(yōu)勢是混凝土的襯砌部分可以安裝在后方擋板的尾部，前擋板是鉆孔的方向。 在鉆孔期間在二屏蔽之間的擠撞的區(qū)域擴展，但是依然是閉合避免從外邊的巖石塌落。 如果環(huán)的部分沒有困難被豎立，這可以被完成，所需時間與機器推進長度為一環(huán)所需時間相同。 來自刀架和前屏蔽推進系統(tǒng)的鉆孔，軸向力和扭矩反應由設置在后方的擋板觸發(fā)。當鉆孔周期和環(huán)架設完成時，后方擋板通過關閉擠撞的部分被收回向前面擋板。 萬一機器穿過非常壞地面條件的區(qū)域， 不能提供足夠的夾持反應為機推力，機器的進展被停止，當環(huán)部分是安裝在尾部擋板時，就像一個傳統(tǒng)的單屏蔽。這個環(huán)的部分連同所有這些集背后提供切削推力反應透過中，小