毕业设计（论文）掘进机行走减速器与履带板设计.doc

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1、中文题目：掘进机行走减速器与履带板设计外文题目：THE DESIGN OF THE WALKING REDUCER AND THE TRACKED PLATE毕业设计（论文）共46页（其中：外文文献及译文8页） 图纸共4张 完成日期 2007年6月 答辩日期 2007年6月目录引言1 行走机构的参数计算1.1 行走机构的功用和组成1.2 行走机构基本参数的确定1.2.1 履带板宽度的确定1.2.2 左右履带中心距的确定1.2.3 单侧履带接地长度的确定1.2.4 履带平均接地比压的确定1.2.5 单侧履带牵引力的确定1.3 履带行走的功率1.3.1 行走实际功率1.3.2 单边履带行走机构输入

2、功率的计算确定1.3.3 履带对地面附着力校核计算2 驱动元件的选取及参数计算3 行星齿轮传动设计3.1 已知条件3.2 选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图3.3 配齿计算3.4 初步计算齿轮的主要参数3.4.1 齿轮材料和热处理的选择3.4.2 齿轮模数的计算3.5 啮合参数的计算3.5.1 变位中心距的计算3.5.2 变位系数的计算3.6 几何尺寸的计算3.6.1 分度圆直径的计算3.6.2 齿根圆直径和齿顶圆直径的计算3.6.3 基圆直径的计算3.6.4 节圆直径的计算3.7 装配条件的验算3.7.1 邻接条件3.7.2 同心条件3.7.3 安装条件3.8 传动效率的计算3.9 各构件

3、切向力的计算3.10 齿轮强度验算3.10.1 齿面接触强度校核3.10.2 齿根弯曲强度校核3.11 结构设计3.11.1 高速轴的结构设计3.11.2 低速轴的结构设计3.11.3 转臂与心轴的设计4 履带板设计4.1形式的选择4.2材料的选择4.3形状和尺寸的选择4.4链和链轮的参数计算5 实现互换性的设计5.1 履带板参数变更设计5.1.1 履带板参数计算5.1.2 减速器已知条件的变更5.2 履带板结构变更设计 6 结论致谢附录A附录B摘要：Abstract引言1 行走机构参数的确定1.1 行星机构的组成和功用履带行走机构的功能是支撑机体并将由传动机构输入的旋转运动的转矩变成掘进机在

4、地面上的移动和牵引力，它可以使机器实现推进、调用、转弯等。对于履带行走机构的抓哦性能要求良好的附着力，较低的接地压力，较小的滚动阻力，其结构由履带架、履带、驱动链轮、支撑轮、引导轮和张紧装置。1.2 行走机构基本参数的确定1.2.1 履带板宽度b按经验公式 (1-1)已知G=31T,所以b=590722（mm） 为了不应接地比压过小浪费材料取b=500mm1.2.2 左右履带中心距离B =17502250(mm) 取B=2000mm (1-2)1. 2.3 单侧履带接地长度L=32004400（mm） 取L=3000mm (1-3)1.2.4 履带板平均接地比压p=0.103 (1-4)已知G

5、S掘进机总重量 GS=310KN1.2.5 单侧履带牵引力T1 (1-5)式中 f-滚动阻力系数，0。08-1。0；取f=1.0u-转向阻力系数，0.8-1.0；取u=0.98n-掘进机重心与行走机构接地形心的纵向偏心距n，n=500mm所以 T1=247KN1.3 行走机构的功率1.3.1 行走机构的实际功率已知行走速度v=0.5m/min，所以 (1-6)1.3.2单边履带行走机构输入功率的计算确定 (1-7)式中: 单边履带行走机构的输入功率， ； 履带链的传动效率； 驱动装置减速器的传动效率。 取值范围，有支重轮时取0.890.92，无支重轮时取0.710.74。由（1-7）公式得1.

6、3.3履带对地面附着力校核计算单边履带行走机构的牵引力必须大于或等于各阻力之和，但应小于或等于单边履带与地面之间的附着力。 （1-8）2 驱动元件的选择和参数计算按经验公式:驱动链轮直径 （2-1）取=350mm，输出转矩方案1 根据电机和参考文献7表4.12-1可选电机如表2-1：表2-1 电机参数对比表Tab.2-1 Table of Electrical parameters contrast型号Y90L-2Y100L1-4Y112M-6YB2S-8转速r/min28401420940750重量kg25344563传动比I5680284018801500四种电机传动比过大，为了减速器结构

7、紧凑，不应使用电机。方案2 根据功率和文献14表17-5-68可选用于行走机构的马达如表2-2表2-2 马达参数对比表Tab.2-2 Table of Contrast motor parameters型号MFB5MFB10MFB20MFB29MVB5MVB10额定转矩N.m31641011783161输出最小转速r/min770373200114770320 （2-2）由公式（2-2）得 所以马达MFB5对应的最低转速马达MFB10对应的最低转速马达MFB20对应的最低转速马达MFB29对应的最低转速马达MVB5对应的最低转速马达MVB10对应的最低转速转速越大，减速器的传动比也越大，即结构

8、也越大，为了使减速器结构紧凑且满足转矩要求：，选MFB29柱塞马达，取其转速n=120r/min，所以总传动比3 行星齿轮传动设计3.1已知条件 该行星传动的输入功率p1=2.82kw,输入转速n1=120r/min,传动比=240,要求该行星齿轮传动结构紧凑，外廓尺寸较小，传动效率较高，工作环境较差，冲击严重。3.2 选取传动类型和传动简图根据已知条件：结构紧凑和外廓尺寸小，传动比大，故选用具有单齿圈行星轮的3Z（）型行星传动较为合适，其传动简图如图3-1图3-1 传动系统简图Fig.3-1 Map of transmission system3.3 配齿计算根据=240和参考文献1表3-6

9、，在=239.875处取 za=16 zb=98 ze=101 zc=42 np=3=0.05% 满足条件为了使3Z（）型行星传动能正常啮合，必须将其各啮合齿轮副进行角度变位。3.4 初步计算齿轮的主要参数3.4.1齿轮材料和热处理的选择根据实际情况和参考文献1表6-3，选取中心轮a和行星轮c均采用20CrMnTi,渗碳淬火，齿面硬度58-62HRC，加工精度均为6级，根据参考文献1图6-12和图6-27，取=1400N/m2和=340N/mm2,内齿轮b和e均采用42CrMo,调质硬度217-259HB，加工精度均为7级，根据参考文献1图6-11和6-26，取=780N/mm2和=260N/

10、mm2.3.4.2 齿轮模数的计算按弯曲强度的初算公式，计算齿轮的模数m， (3-1)现已知z1=16,=340N/mm2,小齿轮名义转矩=54.64N.m,取算式系数km=12.1,按参考文献1表6-6取取使用系数KA=2.25，按参考文献1表6-5取综合系数=2.0，取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数KHP=1.2（在无均匀载荷下），KFP=1+1.5（KHP-1）=1.3；由参考文献1图6-22查得齿形系数YFa1=2.67,由参考文献1表6-5查得齿宽系数=0.6（0.75），由公式3-1得齿轮模数m为 取m=3 3.5 啮合参数的计算 3.5.1 变位中心距的计算 在三个啮合

11、齿轮副a-c，b-c和e-c中，其标准中心距a ，不满足同心条件，故需角度变位根据建议：公共角度变位中心距a=aec=88.5mm3.5.2 变位系数的计算已知za+zc=58,zb-zc=56和ze-zc=69，m=3,a=88.5及压力角，3Z（）型行星传动角度变位的啮合参数如表3-1：表3-1 基本参数表Tab.3-1 Table of basic parameters项目计算公式a-cb-ce-c中心距变 动系数yya=0.5yb=1.5ye=0啮合角变位系数和齿顶高变动系数齿顶圆压力角,重合度确定各齿轮的变位系数（1）a-c齿轮副 当齿顶系数ha*=1,压力角时，避免根切的最小变位系

12、数 , 中心轮a变位系数 （小齿轮输入，故x=0.08） (2)b-c齿轮副 现已知和,所以(3)e-c齿轮副 现已知和， 所以3.6 几何尺寸的计算3.6.1 分度圆直径的计算齿轮均采用z0=25,=1.25的插齿刀加工,且齿轮均为直齿轮=0.25， 分度圆直径da=mza=48mm,dc=mzc=126mm,db=mzb=294,de=mze=303mm3.6.2 齿根圆直径和齿顶圆直径的计算插齿刀按中等磨损程度考虑，取x0=0 查参考文献1表4-7，得da0=83.1mm1.切齿时的啮合角 查文献1表4-6， 2. 切齿时中心距变动系数 3. 切齿时的中心距 4. 齿根圆直径 5. 齿顶

13、圆直径 3.6.3 基圆直径3.6.4 节圆直径 3.7 装配条件的验算3.7.1 邻接条件 即现已知 即满足条件3.7.2 同心条件 即 各啮合齿轮副的啮合角为 其中 即得 3.7.3 安装条件 （得数为整数，满足条件） （得数为整数，满足条件）3.8 传动效率的计算因b轮固定，a轮输入，e轮输出 且知 故 (3-2) 其啮合损失系数 取轮齿的啮合摩擦系数且，代入式中 所以由公式（3-2）得 传动效率较大，满足要求3.9 各构件切向力的计算各构件受力分析如图3-2：图3-2 受力分析图Fig.3-2 Map of force analysis中心轮a的转矩 中心轮a 的切向力 单齿圈行星轮的

14、切向力为 内齿轮b的切向力 内齿轮b的转矩 内齿轮e的切向力 内齿轮e的转矩 3.10 齿轮强度校核由于3Z（）型行星齿轮传动具有长时间工作的特点，且具有结构紧凑，外廓尺寸较小和传动比大的特点，针对其工作特点，则需对其进行齿面接触强度校核和弯曲应力强度校核 即3.10.1 齿面接触强度校核（1）a-c齿轮副1.有关参数a. 使用系数使用系数按中等冲击参考文献1表6-7得=1.5b. 动载荷系数 已知中心轮a和行星轮c的精度为6级c.齿向载荷分布系数 （接触良好）d.齿间载荷分布系数已知中心轮a和行星轮c的精度为6级，齿轮为硬齿面直齿轮查文献1表6-9，=1e.载荷分配不均匀系数 已知内齿轮b浮

15、动f.节点区域系数 查文献1图6-9得g.弹性系数 查文献1表6-10 h.重合度系数已知，查文献1图6-10 i.螺旋角系数 j.a齿轮分度圆直径及a齿轮工作齿宽b 已知 取2.计算齿面接触应力 （3-3） （3-4） （3-5）由公式（3-3）、（3-4）、（3-5）得、3.计算齿面许用接触应力 （3-6）已知=1400N/mm2,由文献1表6-11查得=1.5，要求不允许点蚀，使用寿命长，查文献1表6-12，又，接触强度寿命系数=1.6；已知，查文献1表6-14，润滑油膜影响系数=1.0；已知大齿轮HB=600，齿面工作硬度系数查文献1表6-15，尺寸系数，由公式（3-6）得4.强度条件

16、 满足条件b-c齿轮和e-c齿轮副为内啮合，所以无需进行齿面接触强度校核3.10.2 齿根接触强度校核（1）a-c齿轮副1. 有关参数a. 使用系数 使用系数按中等冲击查文献1表6-7得=1.5b. 动载荷系数c. 齿向载荷分布系数由文献1图6-7（b）得 由文献1图6-8得，d. 齿间载荷分配系数齿轮为硬齿面直齿轮，精度为6级查文献1表6-9，e. 行星轮间载荷分配系数已知 f. 齿形系数 根据,由文献1图6-22查得， g. 应力休整系数根据,由文献1图6-22查得，h. 重合度系数 已知，i. 螺旋角系数 j. 齿轮a的工作齿宽和行星轮c的齿宽已知，2. 计算齿根弯曲应力 （3-7） （

17、3-8）由公式（3-7）、（3-8）得、，取弯曲应力=200N/mm23. 计算许用齿根应力 （3-9）已知齿根弯曲疲劳极限=340N/mm2,由文献1表6-11查得最小安全系数=2；应力系数，按所给定的区域取时，取=2；寿命系数按文献1表6-16中公式，所以；齿根圆角敏感系数按文献1图6-33查得；相对吃根边面状况系数按文献1表6-18中对应公式 ，取齿根表面微观不平度，所以；尺寸系数按文献1表6-17中对应的公式计算；所以由公式（3-10）得4. 强度条件 满足条件（2）b-c齿轮副已知，仿上查表或计算得， ，取 齿宽b=30mm，由公式（3-7）、（3-8）、（3-9）得所以 满足条件（

18、3）e-c齿轮副仿上 与内齿轮 b不同的系数为=2，=1.85，=0.61其他系数相同，所以由公式（3-7）、（3-8）、（3-9）得所以，满足条件3.11 结构设计3.11.1 高速轴的结构设计及校核 1.拟定轴上零件的装配方案 如图3-2：图3-3 装配方案图Fig.3-3 Map of assembly programme 2.按轴向定位要求确定各轴段直径和长度 轴段1 用于安装联轴器，其直径应该与联轴器的孔径相配合，因行星齿轮减速器结构的要求，已知轴段2的直径d2=57mm，取d1=50mm.联轴器的计算转矩，已知 T=175.1N/mm，所以，选弹性柱销莲轴器HL4，其许用转矩为12

19、50N.mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，半联轴器左端用轴端挡圈定位，按轴段1的直径d1=55mm，取挡圈直径D=60mm，为保证轴端挡圈压紧半联轴器，轴段1的长度L1应比半联轴器配合段毂孔长度短2-3mm ,所以轴段1长度L1=82mm。 轴段2 根据减速器与轴承端盖的结构，确定端盖总宽度为30mm，根据端盖装拆要求，取端盖外端面与半联轴器与半联轴器右端面之间的距离为25mm，（2）区域为轴承，两轴承均选用深沟球轴承，根据轴的直径选6211型号轴承（B=21mm），所以轴段2长度L2=25+5+30+21+21+40=142mm （5mm为轴套宽度） 轴段3 （6）区域为密封圈，根

20、据密封圈d3=50mm，为了使e齿轮有足够的空间取L3=50mm。3.轴上的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用A型普通平键联接，按d1=55mm查文献7表4.5-1选平键 L=70mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6；滚动轴承与轴的周向定位采用过度配合，因此轴段直径尺寸公差取m6。4.确定轴上圆角和倒角的尺寸 轴肩处的圆角半径为R1mm,轴端倒角取5.轴强度校核1)求轴的载荷（2）和（3）区域轴承受力情况较为复杂不易计算，可以假设载荷全加载在一个轴承上，如果轴和轴承强度均满足条件，则实际情况的轴和轴承也满足条件。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图L1=82+30+30-21/2

21、=132mm L2=21/2+21+15+5=52mmL3=15+5+21/2=31mm L4=21/2+50=60mm图3-4 受力分析图Fig.3-4 Map of force analysis图3-5 水平方向受力分析图Fig.3-5 Map of force analysis in the level of directionRH1=893N RH2=1497N图3-6 水平方向弯矩图Fig.3-5 Map of moment in the level of direction MH=RH1xL2=4.6436X104N.mm图3-7 垂直方向受力分析图Fig.3-7 Map of f

22、orce analysis in the vertical direction RV1=370N RV2=620N图3-8 垂直方向弯矩图Fig.3-8 Map of moment in the vertical direction Mv=RV1xL2=3.071X104N.mm图3-9合成弯矩图Fig.3-9 Map of synthesis moment图3-10 转矩图Fig.3-10 Map of torqueaT=0.6T=0.6x175.1=1.0506x105图3-11 当量弯矩图Fig.3-11 Map ofequivalent moment2)校核轴的强度 齿轮轴的材料为20

23、CrMnTi,查文献1表6-3得，则即取，轴的计算应力为 6.轴上轴承的寿命计算查文献7表4.6-1深沟球轴承型号6211的主要性能参数Cr=33.5KN1） 计算轴承支反力 1.水平支反力 R1H=RH1=893N R2H=RH2=1497N2.垂直支反力 R1V=RV1=370N R2V=RV2=620N3.合成支反力 2） 轴承的动载荷 3） 轴承的寿命因，故应按计算，由文献6表5-9和5-10查得fp=1.5,ft=1(按一年工作300天，一天20小时计算)7.轴上键的校核式中 k-键与轮毂接触高度l-键的工作长度，l=L-b/2=70-8=62mm 满足条件3.11.2 低速轴的结构

24、设计及校核1. 拟定轴上零件的装配方案如图3-12图3-12 装配方案图Fig.3-12 Map of assembly programme2. 确定各轴径和长度轴段1用于联接链轮，根据以后计算和选取可知 ，链轮排距。初定,轴承选用文献7中最大的型号6220（d=100,D=180,B=34）与其相配合的轴的直径为100mm即轴段2的直径，轴承端盖总宽度为30mm，轴段2长度3. 轴上零件周向定位驱动链轮与轴的周向定位采用对称A型普通平键，键规格，长度L=60mm；滚动轴承的周向定位采用过度配合，因此轴段直径尺寸公差取m6。4. 轴上圆角和倒角尺寸 各轴肩处圆角半径R2 ，轴端倒角为5. 轴的

25、强度校核1）根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图 图3-13 受力分析图Fig.3-13 Map of force analysis图3-14 水平方向受力分析图Fig.3-14 Map of force analysis in the level of directionRH1=63680N RH2=54640N 图3-15 水平方向弯矩图Fig.3-15 Map of moment in the level of direction MH1=FtxL1=6.624x106N.mm图3-16垂直方向受力分析图Fig.3-16 Map of force analysis in t

26、he vertical directionRV1=95300N RV2=61800N 图3-17 垂直方向弯矩图Fig.3-17 Map of moment in the vertical directionMV=FrxL1=2.412x106N.mm图3-18合成弯矩图Fig.3-18 Map of synthesis moment N.mm图3-19 转矩图Fig.3-19 Map of torqueaT=0.6x4.1814x104=2.5x104N.mm图3-20 当量弯矩图Fig.3-20 Map ofequivalent moment 2)校核轴的强度 轴的材料为42CrMo,查文

27、献1表6-3，则，即，轴的计算应力6. 精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面从弯矩图中可知C面为应力集中点且弯矩较大，所以C面为危险截面。2）计算危险截面应力截面弯矩M 截面上的扭矩T T=41814N.mm抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1x1003=100000mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2x1003=200000mm3截面上的弯曲应力 街面上的扭转应力 弯曲应力幅 弯曲平均应力 扭转剪应力的应力幅与平均应力相等，即3） 确定影响系数轴的材料为42CrMo,调质处理。由文献16-3查得，。轴肩圆角处的有效应力集中系数、。根据，由文献7表4-5经插值得，尺寸系数、。根据轴截面

28、为圆截面查文献7图4-18得，。表面质量系数、。根据和表面加工方法为精车，查文献7图4-19得。材料弯曲、扭转的特性系数，。由上面结果可得 查文献7表4-4中的叙用安全系数S值，可知轴安全7. 轴上轴承的寿命查文献7表4.6-1深沟球轴承6220主要性能参数:动载荷Cr=94KN1）算轴承支反力1.水平支反力 R1H=RH1=63680N R2H=RH2=54640N2.垂直支反力 R1V=RV1=953004N R2V=RV2=61800N3.合成支反力 2）轴承动载荷 3）轴承寿命查文献7表5-9，5-10得fp=1.5,ft=1(一年工作300天，一天20小时)8. 轴上键的强度校核 查

29、文献6表2-21得式中 k-键与轮毂槽接触高，k=h/2=7mml-键的工作长度，l=L-b/2=48.5mm 满足条件3.11.3 转臂和心轴设计中心轮a和行星轮c的中心距为a=aac=88.5mm，选用双侧板整体式转臂，如图3-21：图3-21 转臂方案图Fig.3-21 Map of planetd1孔与高速上轴上轴承配合，故d1=100mm.d2孔与心轴配合，需满足d2/24 满足条件5 可互换性设计5.1履带板参数的变更设计5.1.1履带板参数计算1.履带板宽度b 按经验公式 已知G=31T所以b=590722（mm） 为了不应接地比压过小浪费材料取b=500mm2.左右履带中心距离

30、B =17502250(mm) 取B=2000mm8. 单侧履带接地长度L=32004400（mm） 取L=3000mm9. 履带板平均接地比压p=0.103 已知GS掘进机总重量 GS=310KN5.1.2减速器已知条件的变更1.单侧履带牵引力式中 f-滚动阻力系数，0.081.0；取f=1.0u-转向阻力系数，0.81.0；取u=0.98n-掘进机重心与行走机构接地形心的纵向偏心距；n=500mm计算得 T1=256.3KN2.行走机构实际功率P 行走机构的行走速度v=0.5m/min=2.14kw3.驱动元件的选择及参数计算 按经验公式 驱动轮直径Dq=(7585)=(310356) 取

31、Dq=350mm驱动轮转速=0.5r/min 根据前面选取的马达中选取型号为MFB29的柱塞马达作为驱动元件，取马达输出的转速为n =140r/min,所以传动比=2804.减速器的已知条件为：行星传动恶毒输入功率P=2.14kw，输入转速n=140r/min,传动比=280,要求该行星齿轮传动结构紧凑，外轮廓尺寸大小的传动效率较高，工作环境差冲击严重5.2 履带板型式变更设计不同的路面可用更换不同的型式，其对路面的影响也是不同）图附着力好，适合牵引）图刚度大，转向阻力小、）图用于石方工地 、）图利于自行清泥和清雪 、）图为金属或橡胶附加履罩，用以防止损坏路面 、）图具有附加履刺，可用于冻土，

32、冰层，煤堆等特殊场合图5-1 履带型式Fig.5-1 tracked form6结论致谢本文的研究工作是在导师李晓豁老师的关怀和悉心指导下完成的，在我的学业和论文的研究工作中无不倾注着李老师辛勤的汗水和心血。李老师的严谨治学态度、高度的责任感和敬业精神、渊博的知识、敏锐的洞察力和独到的见解使我深受启迪，时时鞭策和激励着我。从尊敬的李老师身上，我不仅学到了扎实、宽广的专业知识，也学到了做人的道理。在此我要向李老师致以最诚挚的感谢和深深的敬意。衷心祝愿李老师身体健康、生活愉快!在多年的学习生活中，还得到了机械工程学院各位老师的热情关心和帮助，在此衷心地向他们表示感谢!感谢我的同学在毕业设计期间给予

33、我的无私帮助!对多年含辛茹苦养育我、对我寄予厚望的父母表示深深地感谢;感谢我的兄弟姐妹在我求学路上给予的理解、关心和支持。最后，向所有关心和帮助过我的领导、老师、同学和朋友表示由衷的谢意!衷心地感谢在百忙之中评阅我的论文和参加我答辩的各位专家、教授!参考文献1绕振刚.行星齿轮传动设计M.北京：化学工业出版社，2003年2煤炭工业部生产司开拓处组织编写.掘进机选型手册M.北京：北京煤炭工业出版社,1989年3 李贵轩，李晓豁.掘进机械设计M.沈阳：辽宁大学出版社，1998年4彭荣济.现代综合机械设计手册（下）M.北京：北京出版社，1998 5王洪欣,李木,刘秉忠.机械设计工程学(I)M.徐州:

34、中国矿业大学出版社,2001年6唐大放,冯晓宁,杨现卿.机械设计工程学(II)M.徐州: 中国矿业大学出版社,2001年7巩云鹏,田万禄,张祖立,黄秋波.机械设计课程设计M.沈阳:东北大学出版社,2000年8隗金文,王慧.液压传动M.沈阳:东北大学出版社,2001年9李贵轩.设计方法学M.北京：世界图书出版社，198910朱龙根.机械系统设计M.第二版.北京：机械工业出版社，2001年11机械工程手册、电机工程手册编委会.机械工程手册M.第二版.专用机械卷（一） 北京：机械工业出版社，199712李杏粉,刘进志,崔会芝.JSBZ132 型掘进机行走机构的设计J.石家庄铁路职业技术学院学报，20

35、05，3（4） 13马健康.悬臂式掘进机履带行走机构主要参数的确定J.煤炭科学技术,2002,10(30) 14成大先.机械设计手册第四卷M.北京：化学工业出版社，200215机械工程师手册编委.机械工程师手册M.北京：机械工业出版社，200716马健康.EBJ160型重型掘进机高可靠性履带板的研制J.煤炭机械1997,517 MT-T 910-2002悬臂式掘进机履带行走机构设计导则附录A简介： 煤炭是我国的主要能源，在我国一次性能源中占76以上。煤系地层大多形成与还原环境，煤层开采后处于氧化环境，流铁矿与矿井水和空气接触后，经过一系列的氧化、水解等反应，使水呈酸性，形成酸性矿井水。对地下水以及其它环境和设施等造成一定的环境影响和破坏。本文对酸性矿井水的危害、形成原因以及对酸性矿井水的预防和治理进行了简单的阐述。关键字：采煤活动 酸性矿井水 环境影响 预防 治理1前言 煤炭是我国的主要能源，在我国一次性能源中占76以上，必定要进行大量的采煤。采煤过程中破坏了煤层所处的环境，使其原来的还原环境变成了氧化环境。煤炭中一般都含有约0.35的硫，主要以黄铁矿形式存在，约占煤含硫量的2/3。煤层开采后处于氧化环境，流铁矿与