中國礦業大學20**屆本科生畢業設計第圖1-2掘進機外形1.3.2EBJ─120TP主要技術參數一、總體參數機長8.6m機寬2～2機高1.55m地隙250mm截割臥底深度240mm接地比壓0.14MPa機重35t總功率190kW可經濟截割煤巖單向抗壓強度≤60MPa可掘巷道斷面9～18m2最大可掘高度3.75m最大可掘寬度5.0m適應巷道坡度±16。機器供電電壓660/1140V二、截割部電動機型號YBUS3—120功率120kW轉速1470r/min截割頭轉速55r/min截齒鎬形最大擺動角上42。下31。左右各39。三、裝載部裝載形式三爪轉盤裝運能力180m3鏟板寬度2.5m/2.8m鏟板臥底深度250mm鏟板抬起360mm轉盤轉速30r/min四、刮板輸送機運輸形式邊雙鏈刮板槽寬510mm龍門寬度350mm鏈速0.93m/s錨鏈規格18×64mm張緊形式黃油缸張緊五、行走部行走形式履帶式(液壓馬達分別驅動)行走速度工作3m/min，調動6m/min接地長度2.制動形式摩擦離合器履帶板寬度500mm張緊形式黃油缸張緊六、液壓系統系統額定壓力：油缸回路16MPa行走回路16MPa裝載回路14MPa輸送機回路14MPa轉載機回路14MPa錨桿鉆機回路≤10MPa系統總流量450L/min泵站電動機：型號YB250M—4功率55kW轉速1470r/min泵站三聯齒輪泵流量63/50/40ml/r泵站雙聯齒輪泵流量63/40ml/r錨桿泵站電動機：型號YB160L—4功率15kW轉速1470r/min錨桿泵站雙聯齒輪泵流量32/32ml/r油箱：有效容積610L冷卻方式板翅式水冷卻器油缸數量：8個七、噴霧冷卻系統滅塵形式內噴霧、外噴霧供水壓力3MPa外噴霧壓力1.5MPa流量63L/min冷卻部件切割電動機、油箱八、電器系統供電電壓660/1140V總功率190kW隔爆形式隔爆兼本質安全型控制箱本質安全型1.4履帶式掘進機在半煤巖工作條件下應用設計要求懸臂式掘進機由切割機構、裝運機構、行走機構、液壓系統、電氣系統、除塵噴霧系統等組成。其基本結構形式為：切割機構分為縱軸式和橫軸式；行走機構為履帶式；裝運機構為耙爪式接中間刮板輸送機。掘進機應設有支護用的托梁裝置，行走機構和裝運機構均能正、反向轉動，液壓系統和除塵系統的管件、閥類等布置合理，安裝可靠，整機各部件皮符合解體拆裝下井運輸要求。設計、試驗要求：切割機構、裝運機構、行走機構齒輪箱的傳動零件，其強度安全系數不小于2。刮板鏈的靜強度安全系數的選擇不應小于4.0．圓環鏈的拉伸強度指標為C級。齒輪箱的耐久性試驗，在額定載荷和轉速下連續運轉．切割和裝運齒輪箱不少于1000h，行走齒輪稻正、反向運轉不得少于400h。受動載荷大的聯接螺拴，應有可靠的防松裝置。履帶接地長度相中心距之比．一般不大于1．6，履帶公稱接地比壓不大于0.14MP，對軟底板要有適應性，履帶上如果有支重輪每個支重輪應能承受50％的整機重量。內噴霧系統額定壓力不低于3MPa，外噴霧系統額定壓力不低于1．5MPa。要求掘進機實測重心與設計重心在縱、橫兩方向上的誤差不大于25mm。實測重量誤差不大于設計重量的5％。在安全保護方面要求：掘進機電氣設備的設計、制造和使用，應符合含有瓦斯、煤塵或其他爆炸性混合氣體中作業要求、符合《煤礦安全規程》以及《煤礦井下1140v電氣設備安全技術和運行的暫行規定》。所有電氣設備均應取得防爆檢驗合格證，掘進機設有啟動報警裝置，啟動前必須發出警報，掘進機必須裝有前后照明燈。掘進機行走機構中應設有制動系統和必要的防滑保護裝置，切割機構和裝運機構傳統系統中應設有過載保護裝置，還應有切割臂與鏟板的防干涉裝置。油泵和切割機構之間、轉載機和裝運機構之間的開、停順序，在電控系統中應設有閉鎖裝置。液壓系統應設有過濾裝置，還應設壓力、油溫、油位顯示或保護裝置。電控系統應設緊急切斷和閉鋇裝置，在司機座另一側，還應裝有緊急停止按鈕。內外噴霧系統中要裝設過濾保護裝置。使用性能要求：掘進機各部件運轉乎穩，懇臂擺動靈活，在規定煤巖特性條件下進行切割時，截齒損耗宰正常，切割頭上裁齒排列合理、更換方便，同一類截齒應具有互換性。裝運機構及履帶機構的傳動部件、齒輪箱必須有可靠性高、壽命長的防水密封。履帶的牽引力應能滿足設計坡度上工作和轉向要求．中間刮板輸送機鏈條應具有可伸縮調整裝置，刮板鏈與鏈輪正常嚙合，不得出現跳鏈、掉鏈、卡鏈現象。裝運機構耙爪下平面與鏟板之間有間隙，不得接觸摩擦。各操作手柄、按鈕、族鈕、動作靈活、可靠、方便。齒輪箱在運轉中各密封端蓋、出軸密封、箱體結合面等處均不得有滲漏現象。齒輪箱、液壓系統和軸承等．必須按設計要求注入規定牌號的潤滑油和油脂，不得滲合使用。掘進機作業時，各齒輪箱最高溫度不得超過95℃，液壓油箱中的油溫不應超過70第二章總體方案設計2.1掘進機總體結構布置機器的總體布置．關系到整機的性能、質量和整機的合理性。也關系到操作方便、工作安全和工作效率。因此，總體布置是總體設計中極為重要的內容。(1)切割機構由懸臂和回轉臺組成，位于機器前上部，懸臂能上下、左右回轉；(2)裝載鏟板是在機器下部前方，后接中間刮板運輸機，兩者組成裝運機構，貫穿掘進機的縱向軸線；(3)考慮掘進機的橫向穩定平衡，主要部件按掘進機縱向平面對稱布置，電控箱、液壓裝置分別裝在運輸機兩側；(4)為保證作業的穩定性，履帶位于機器的下部兩側，前有落地鏟板，后有穩定器支撐，整個機器的重心在履帶接地面積的形心面積范圍內；(5)為了保護司機安全，同時又便于觀察、操作，將司機位置在機器后部右側；(6)由于掘進機是地下巷道作業，所以整個機器呈長條形，而且機身越矮機器越穩定。2.2掘進機各組成部分基本結構設計2.2.1截割部截割部又稱工作機構，結構如圖2-1所示，主要由截割電機、叉形架、二級行星減速器、懸臂段、截割頭組成。圖2-1截割部截割部為二級行星齒輪傳動。由120kW水冷電動機輸入動力，進齒輪連軸節傳至二級行星減速器，經過懸臂段主軸，將動力傳給截割頭，從而達到破碎煤巖的目的。2.2.2裝載部裝載部結構如圖2-2，主要由鏟板及左右對稱的驅動裝置組成，通過低速大扭矩液壓馬達直接驅動三爪轉盤向內轉動，從而達到裝載煤巖的目的。本次設計采用的是2.5m寬的鏟板。圖2-2裝載部裝載部安裝于機器的前端。通過一對銷軸和鏟板的左右升降油缸鉸接于主機架上，在鏟板油缸的作用下，鏟板繞銷軸上下擺動。當機器截割煤巖時，應使鏟板前端緊貼底板，以增加機器的截割穩定行。2.2.3刮板輸送機刮板輸送機結構如圖2-3，主要由機前部、機后部、驅動裝置、邊雙鏈刮板、張緊裝置和脫鏈器等組成。圖2-3刮板輸送機刮板輸送機位于機器中部，前端與主機架和鏟板鉸接，后部托在機架上。機架在該處設有可拆裝的墊片，根據需要，刮板輸送機后部可墊高，增加刮板輸送機的卸載高度。刮板輸送機采用低速大扭矩液壓馬達直接驅動，刮板鏈條的張緊是通過在輸送機尾部的張緊脂油缸來實現的。2.2.4行走部行走部的設計見第三章的介紹2.2.5機架和回轉臺機架是整個機器的骨架，它承受來自截割、行走和裝載的各種載荷。機器中的各個部件均用螺栓、銷軸及止口與機架聯接，機架為組焊件。結構如圖2-4回轉臺主要用于支承，聯接并實現切割機構的升降和回轉運動。回轉臺座在機架上，通過大型回轉軸承用于止口、36個高強度螺栓與機架相聯。工作時，在回轉油缸的作用下，帶動切割機構水平擺動。截割機構的升降是通過回轉臺支座上左、右耳軸鉸接相連的兩個升降油缸實現的。1——十字構件；2——盤形支座；3——圓盤止推軸承；4——球面滾子軸承；5——漲套連軸器；6——回轉齒輪；7——切割臂基座；8——升降油缸；9——支承法蘭；10——水平回轉油缸；11——齒條；12——長軸圖2-4回轉臺2.2.6液壓系統本機除截割頭的旋轉運動外，其余各部分采用液壓傳動。系統原理圖見圖2-5圖2-5液壓系統圖2.2.7電氣系統電氣系統由前級饋電開關、KXJ250/1140EB型隔爆兼本質安全型掘進機用電控箱、CZD14/8型礦用隔爆型掘進機電控箱用操作箱、XEFB—36/150隔爆型蜂鳴器、DGY—60/36型隔爆照明燈、LA810—1型隔爆急停按鈕、KDD2021型瓦斯斷電儀以及驅動掘進機各工作機構的防爆電動機和連接電纜組成。第三章行走部設計3.1行走部設計要求履帶行走部是懸臂式掘進機整機的支承座，用來支承掘進機的自重、承受切割機構在工作過程中所產生的力，并完成掘進機在切割、裝運及調動時的移動。履帶行走機構包括左右行走機構、并以掘進機縱向中心線左右對稱。履帶行走機構包括導向輪、張緊裝置、履帶架、支重輪、履帶鏈及驅動裝置等部件。當驅動輪轉動時，與驅動輪相嚙合的履帶有移動的趨勢。但是，因為履帶下分支與底板間的附著力大于驅動輪、導向輪和支重輪的滾動阻力，所以履帶不產生滑動，而輪子卻沿著鋪設的滾道滾動，從而驅動整臺掘進機行走。掘進機履帶行走機構的轉彎方式一般有2種：①一側履帶驅動，另一側履帶制動；②兩側履帶同時驅動，但方向相反。現在設計將支重輪作成和機架一體的結構，這樣的結構簡單，而且在井下的環境中它比支重輪可靠性能更高。由于沒有了支重輪，所以履帶的磨損比較嚴重，要采用更好的耐磨合金鋼。掘進機部在掘進作業時。它承受切割機構的反力、傾覆力矩及動載荷。腰帶機構的設計對整機正常運行、通過性能和工作穩定性具有重要作用。履帶機構設計要求：具有良好的爬坡性能和靈活的轉向性能；兩條履帶分別驅動，其動力可選用液壓馬達或電動機；履帶應有較小的接近角和離去角。以減少其運行阻力；要注意合理設計整機重心位置。使履帶不出現零比壓現象；履帶應有可靠的制動裝置，以保證機器在設計的最大坡度工作不會下滑。3.2設計布置傳動方案參照EBJ-120TP型掘進機采用履帶式行走機構。左、右履帶行走機構對稱布置，分別驅動。各由10個高強螺栓與機架相聯。左右履帶行走機構由液壓馬達經三級圓柱齒輪和一級行星齒輪傳動減速后將動力傳給主動鏈輪，驅動履帶運動。本次的設計采用的是直聯高速液壓馬達驅動，傳動比比較大。對減速的設計提出了更高的要求。現在以左行走機構為例說明其結構及傳動系統。左行走機構由導向張緊裝置，左履帶架，履帶鏈，左行走減速器，液壓馬達，摩擦片式制動器等組成。摩擦片式制動器為彈簧常閉式，當機器行走時，泵站向行走液壓馬達供油的同時，向摩擦片式制動器提供壓力油推動活塞，壓縮彈簧，使摩擦片式制動器解除制動。由于空間和安裝方式的限制，本次減速器的設計采用三級圓柱直齒輪傳動和2K-H型行星傳動。具體設計見第四章。3.3行走部各部分的具體設計3.3.1履帶的設計1）接地長度的計算確定（3-1）式中p——掘進機的平均接地比壓；/MPa；G——掘進機整機的重力；/N；B——履帶板寬度；/mm；L——履帶接地長度；/mm平均接地比壓主要是根據底板巖石條件選取，對于遇水軟化的底板，取較小值，對于底板較硬，遇水不軟化的底板取較大值。在設計掘進機時，推薦平均接地比壓p≤0．14MPa。掘進機的整機質量為35噸，履帶的寬度選擇為500mm。根據公式（3-1），可以得出：圖3-1履帶板2）選取履帶板的節距選取履帶板（如圖3-1）的節距p=120mm，整體式履帶板基本尺寸應符合下表（3-1）的規定。表（3-1）單位mm3.3.2液壓馬達及電機選擇1）單側履帶行走機構牽引力的計算確定。履帶行走機構的最小牽引力應滿足掘進機在最大設計坡度上作業、爬坡和在水平路面上轉彎等工況的要求，最大牽引力應小于在水平路面履帶的附著力。一般情況下，履帶行走機構轉彎不與掘進機作業、爬坡同時進行，而掘進機在水平地面轉彎時，單側履帶的牽引力為最大，故單側履帶行走機構的牽引力的計算以平地轉彎時的牽引力為計算的依據。（3-2）其中（3-3）式中T1——單側履帶行走機構的牽引力，kN；R1——單側履帶對地面的滾動阻力，kN；f——履帶與地面之間滾動阻力因數，0.08～0.1；μ——履帶與地面之間的轉向阻力因數，0.8～1.0；n——掘進機重心與履帶行走機構接地形心的縱向偏心距離，mm；G1——單側履帶行走機構承受的掘進機的重力，kN。B———左右兩條履帶的中心距，mm。f取0.1，由公式（3-3）：μ取0.9，n取440mm，B取150mm,代入公式（3-2）：表3-2附著系數數值根據單側履帶行走機構的牽引力心須大于或等于各阻力之和，但應小于或等于單側履帶與地面之間的附著力。，由表（3-2）得附著系數值選取0.7。符合。2）單側履帶行走機構輸入功率的計算確定（3-4）式中P——單側履帶行走機構的輸入功率，kW；V——履帶行走機構工作時的行走速度，m／s；η1——履帶鏈的傳動效率。有支重輪時取0．89～0．92，無支重輪時取0．71～0．74；η2——驅動裝置減速器的傳動效率，％。在最大速度的情況下計算，V=9m/min=0.1m/s，η1取0.9，η2取0.75，根據公式（3-4）：3）液壓馬達選型基本型號:A2F63幾何排量/(mL/r):63最高轉速/(r/min):2400最低穩定轉速/(r/min):50最高工作壓力/MPa:16最大輸出轉矩/N·m:178重量/kg:294）泵站電機的功率選擇行走需要電動機的功率為PnPn=2P/ηv1ηv2ηj（3-5）式中P——單側履帶行走機構的輸入功率，kW；ηv1——液壓馬達的效率，%；ηv2——液壓泵的效率，%；ηj——功率傳輸的損失，%；ηv1、ηv1取0.9，ηj取0.95,根據公式（3-5）：電動機型號為YB250M—4，功率為55kW,轉動速度為1470r/min。3.3.3鏈輪的設計鏈輪的節距已確定。齒數就要決定鏈輪的直徑大小。安裝在后驅動架上就會影響到接地角和離去角，把原有設計的8個齒改成9齒，減小了接地角。使行走部前進與后退時的受力不均的確點減輕。 （3-6）（3-7）（3-8）式中——分度圓直徑，mm；——鏈輪的齒數；——齒頂圓直徑，mm；——齒根圓直徑，mm；——兩個履帶的厚度，mm。將z=9，p=160帶入（3-6）、（3-7）、（3-8）三個公式：。3.3.4履帶架及導向輪和張緊裝置1）履帶架的地板長度要能保證15～16個履帶板和地面接觸，在這個設計中履帶架是承擔了負重輪的功能的。履帶架要保證導向輪和傳動鏈輪的安裝以及保證履帶能在上面運動。履帶架見圖3-2。圖3-2履帶架2）導向輪是用來保證掘進機轉彎的一種裝置，張緊裝置是用來調整履帶的松緊程度的，其設計如圖3-3圖3-3導向張緊裝置第四章減速器設計4.1減速機傳動方案設計及分配考慮到該減速器用于行走機構上。由于懸臂式的安裝方式，和狹窄的安裝空間的限制。在體積上有所限制。再除掉馬達占用的空間，留給減速器的空間比較小。減速器采用的：三級圓柱直齒輪傳動和2K-H型行星傳動。恰好解決了安裝方式和安裝空間的問題。傳動示意圖如下圖4-1圖4-1傳動示意圖1）液壓馬達的轉動速度的計算在高速行走的時候，液壓馬達由兩個63液壓泵提供液壓油分別驅動左右行走部的液壓馬達，液壓泵的轉動速度和泵站電動機的轉動速度相同。（4-1），，帶入（4-1）液壓馬達有（4-2），帶入（4-2）2）鏈輪的轉動速度的計算計算掘進機調動速度時的鏈輪轉速（4-3）式中V——機器的調動速度，m/min；z——鏈輪的齒數；p——履帶節距，mm。將，，帶入公式（4-3），則得3）減速比計算減速比計算公式為：（4-4）由前面可以知道，，帶入公式（4-4），則得所以減速器的總傳動比要為100.3。4.2第一級齒輪傳動的計算選擇齒輪材料確定許用接觸應力小齒輪選用45Cr調質大齒輪選用45鋼正火許用接觸應力許用接觸極限應力，查圖（8-69）得，應力循環次數查圖得：接觸強度最小安全系數,查表（8-27）取則許用彎曲應力彎曲疲勞極限，查圖（8-72）得，彎曲壽命系數,查圖（8-37）得尺寸系數,查圖（8-74）得安全系數,查圖（8-74）得,則（2）按齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按，參考表，選取Ⅱ公差組8級小輪分度圓直徑，由式（8-64）得，齒寬系數，查表（8-23），按齒輪相對軸承為非對稱布置，取小輪齒數，選取大輪齒數，圓整取齒數比傳動比誤差，誤差在范圍內滿足要求小輪轉矩載荷系數使用系數，取動載荷系數，齒間載荷分布系數，齒向載荷分布系數，載荷系數彈性系數,查表（8-22）取節點影響系數,查圖（8-64）（）得，重合度系數，查圖（8-56）（）得則d1的設計初值齒輪模數m，,圓整取模數小輪分度圓直徑的參數圓整值圓周速度，與估取值Vt=2.16m/s接近。標準中心距a齒寬大輪齒寬小輪齒寬（3）齒根彎曲疲勞強度計算齒形系數，查閱（8-67）得小輪，大輪應力修正系數，查閱（8-68）得小輪，大輪重合度重合度系數故由此得齒根彎曲強度滿足要求圖4.1第一級軸彎扭矩圖4.3第四級行星傳動的計算行星減速器根據工作條件我們選用型。前面的設計已初選行星齒輪傳動部分傳動比。1確定行星齒輪個數為保證各行星齒輪上載荷分配均勻性，以獲得緊湊減速器結構，選2齒數選擇為避免輪齒產生根切要求,初步選取太陽輪齒數根據傳動比條件得：內齒圈齒數行星輪齒數按照同心條件，裝配條件和鄰接條件校核所選取齒數的正確性同心條件（2）裝配條件（3）鄰接條件由計算可知所有條件均滿足據最后確定的各輪齒數，準確計算行星齒輪減速器實際傳動比與初選相等，滿足。行星齒輪的設計選擇材料太陽輪和行星輪選用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度HRC＝50,內齒圈選用40Cr調質HBS＝260齒數比接觸疲勞極限應力4.安全私系數5.應力循環次數當內齒輪b固定時，轉臂速度6.壽命系數對于表面硬質鋼和調質鋼，取太陽輪：有行星輪：有內齒圈：有7.表面硬化系數8.尺寸系數9.接觸疲勞許用應力外嚙合副a—g按齒面接觸疲勞強度初算中心距10.計算轉距11.太陽輪傳遞的扭矩：載荷分配不均勻系取12.齒寬系數按表5－2，取13.公況系數載荷系數初取初算中心距太陽輪節圓直徑17.太陽輪齒寬太陽輪相對于節圓的直徑19.動載系數按查取載荷分配系數載荷分布系數載荷系數23.復算中心距24．模數取m=525．標準中心距內嚙合副g-b齒面接觸疲勞強度校核26.計算轉距27.齒寬系數28.太陽輪節圓直徑29.太陽輪相對節圓直徑30.動載系數按查取31.載荷分配系數32.載荷分布系數33.載荷系數34.節點區域系數35.材料彈性系數36.重合度近似按計算37.齒面接觸疲勞強度計算彎曲疲勞許用應力彎曲疲勞極限應力外嚙合副，按框圖MQ級查取內嚙合副39.安全系數40.壽命系數因為，取41.應力修正系數42.尺寸系數43.彎曲疲勞許用應力彎曲疲勞強度的校核44.動載系數a-g計算轉距式中，46.g-b計算轉距47.載荷分配系數48.載荷分布系數式中49.載荷系數50.齒形系數51.重合度系數52.校核彎曲疲勞強度上式中齒根滿足彎曲強度齒輪主要尺寸計算分度圓直徑：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：行星齒輪的嚙合作用力在直齒行星齒輪副（a,g）中，由行星齒輪g作用在中心輪a上的圓周力和徑向力為在直齒行星齒輪副（g,b）中，由行星齒輪g作用在中心輪b上的圓周力和徑向力為式中：——中心輪的節圓直徑——中心輪a,b行星輪數目——行星輪間載荷分配不均勻系數——嚙合角由中心輪a,b和行星架H作用于行星輪g上的圓周力為4.4減速器其它零件校核4.4.1減速器軸承校核1）一級輸入軸上軸承的校核這是一對同樣的軸承。只要校核其中一個受力較大的左側的軸承即可。查手冊，軸承22211的主要性能參數為：計算其壽命（4-58）式中——軸承應該具有的額定動載荷；——載荷系數；——溫度系數；——軸承內外圈相對轉動速度；r/min——壽命指數，對球軸承，，對滾子軸承，。由前面的計算得：合成支反力查手冊得則該對軸承的壽命均滿足要求2）定位在輸出軸孔內的軸承，左側查手冊，6306軸承的主要性能參數為：由前面的計算得：合成支反力可見支反力很小。無需繼續校核。該軸承的壽命滿足要求。3）定位在箱體的軸承，右側查手冊，6307軸承的主要性能參數為：由前面的計算得：合成支反力查手冊得則該軸承的壽命滿足要求4.4.2減速器鍵校核1）平鍵的校核當軸傳遞轉矩T時，鍵的工作面受到壓力N的作用，工作面受擠壓，鍵受剪切，失效的形式是鍵、軸槽和輪轂槽三者中最弱的工作面被壓潰和鍵被剪切壞。當鍵用45鋼制造時，主要失效形式是壓潰，所以通常只進行擠壓強度計算。鍵的校核公式為下式（4-59）式中k——鍵與輪轂槽的接觸高度，mm，k=h/2，h為鍵高；——鍵的工作長度，mm，A型：，B型：，A型：，b為鍵寬（尺寸查有關設計手冊）；——許用擠壓應力，N/mm2。一級直齒輪傳動小齒輪上的平鍵前面已經知道N·mm，選用A型普通平鍵，標準為GB/T1096—1979，型號為：鍵18×11×56（B×h×L），高度h=11mm,代入公式（4-59），則得N/mm2由于輸入軸懸臂，運動的時候為輕微沖擊，在軸為鋼的情況下，靜載荷的許用擠壓應力=120～150，輕微沖擊的許用擠壓應力=100～120，經過調質處理，可以認定有，所以此處鍵是合格的。第五章裝機事項與檢修及檢修5.1搬運、安裝和調整5.1.1機器的拆卸和搬運掘進機的重量及體積較大，下井前應根據井下實際裝運條件，視機器的具體結構、重量和尺寸，最小限度的將其分解成若干部分，以便運輸、起重和安裝。從設計的角度看，已經考慮到井下運輸的分解情況。掘進機拆卸及井下運輸注意事項：1.拆裝前，必須在地面對所有操作方式進行試運轉，確認運轉正常。2.拆卸人員應根據隨機技術文件熟悉機器的結構，詳細了解各部位連接關系，并準備好起重設備和工具，確保拆卸安全。3.根據所要通過的巷道斷面尺寸，決定其設備的分解程度。4.機器各部件下井的運輸順序盡量與井下安裝順序相一致，避免頻繁搬運。5.對于液壓系統及配管部分，必須采用防塵措施。6.所有未涂漆的加工面，特別是連接表面下井前應涂上潤滑脂；拆后形成的外露聯結面應包扎保護以防碰壞。7.小零件應與相應的分解部分一起運送。8.下井前，應在地面仔細檢查各部件，發現問題要及時處理。9.應充分考慮到用臺車運送時，其臺車的承重能力、運送中貨物的竄動，以及用鋼絲繩固定時，防止設備損壞及劃傷。10.為了保證電氣元件可靠工作，電控箱運輸時必須裝設在掘進機的減震器上。5.1.2機器組裝及注意事項安裝前作好準備國內工作：應根據機器的最大尺寸和部件的最大重量準備一個安裝場地，該場地要求平整、堅實，巷道中鋪軌、供電、照明、通風、支護良好，在安裝巷道的中頂部裝設滿足要求的起吊設備（5t）。在安裝巷道的一端安裝絞車，二個千斤頂及其他的零部件，如有損壞應在安裝前修復。注意事項：1.液壓系統和供水系統各管路和接頭必須擦拭干凈后方可安裝；2.安裝各連接螺栓和銷軸時，螺栓和銷軸連接部位的螺栓擰緊力和力矩應按規定的擰緊力矩進行緊固。3.安裝完畢后，按注油要求加潤滑油和液壓油；4.嚴格檢查螺栓是否擰緊；油管、水管連接是否正確；U型卡，必要的管卡是否齊全；電動機進線端子的連接是否正確等。5.檢查刮板輸送機鏈輪組，保證鏈輪組對中；刮板鏈的松緊程度合適。6.再次檢查電控箱。5.1.3機器的調整機器總裝和使用過程中，需要對行走部履帶鏈松緊、中間刮板輸送機刮板鏈的松緊及液壓系統的壓力，供水系統的壓力作經常檢查，發現與要求不符時及時適當調整，1.行走部履帶鏈張緊。2.刮板輸送機刮板鏈的張緊。3.液壓系統各回路壓力的調整5.2機器檢修機械部分檢修包括檢修質量的一般技術要求及各部件的檢修質量和檢修方法等。一、一般技術要求1.檢修原則掘進機各零部件檢修后應滿足設計及工藝要求，裝配應按照裝配工藝規程進行；將整機進行解體清洗干凈，對零部件進行術鑒定，視各零部件損壞情況確定修復的具體方案；更換的外購件、標準件、備件需有合格證；裝修過程中，不得劃傷、磕碰零件的結合面、配合面。2.齒輪及傳動齒輪箱齒輪任何部位若有裂紋、折斷、剝落及嚴重磨損等現象應更換。齒輪的失效判斷應根據MT291.1—92規定；齒輪齒面需要修刮時，一般只修刮大齒輪齒面；若在齒輪箱內對妍時，應防止磨料甩入軸承內；齒輪箱體與箱蓋上銷與孔的配合應滿足設計要求，齒輪箱體與箱蓋的結合面，不應劃傷，若有局部劃傷，在長度不超過結合面寬的1/3，深度不大于0.3～0.5mm時，可妍磨修復；齒輪箱體不應有變形、裂紋等，箱體允許補焊修復，但應有防變形消除內應力措施；齒輪箱裝配后，轉動應靈活無卡阻；齒輪箱裝配后，應按設計要求進行空載試驗，試驗時不應有沖擊，其噪聲、溫度和滲漏不得超過MT291.1—92規定；齒輪或齒輪齒條副裝配后，齒面的接觸斑點及側隙應符合設計要求。鏈齒輪副若損壞，應成對更換，更換錐齒輪別時，應調整間隙相接觸區，使其正確嚙合。3．軸及軸孔軸不允許有影響配合要求和強度要求的傷痕。重要的軸彎曲撓度不大于軸頸公差，否則需配新軸；軸孔磨損后，在整體強度允許的前提下，可以修復。4．軸承滑動軸承的磨損間隙，不應超過規定，液動軸承徑向間隔不應超過表5-1的規定，否則予以更換；滑動軸承應無嚴重燒傷、點蝕或脫落現象；對于油脂潤滑的軸承，裝配后應注入符合規定的潤滑脂，注油量為空腔體積的1／2—2／3；滾動軸承的內外座圈和滾動體不得有裂痕、脫皮、銹蝕。保持架應完整無損，轉動應靈活，無異常噪聲。表5-1滾動軸承徑向間隙mm軸直徑允許間隙30～500.05～0.1350～800.06～0.1680～1200.07～0.18120～1800.10～0.25180～2500.12～0.305．鏈輪鏈輪齒面無裂紋，無嚴重咬傷，禁止用補焊修復；主動鏈輪與從動鏈輪的輪齒幾何中心平面應重臺，其偏移量不得超出設計要求，若設計末規定，一般應不大于兩軸中心距的千分之二；鏈輪與鏈條嚙合時，工作邊必須拉緊，非工作邊的下垂度應符合設計要求。6．聯接件、緊固件、密封件及油脂損壞鍵應嚴格按照裝配工藝規定配制，鍵槽磨損后允許加寬量為原槽寬的5％，鍵與鍵槽之間不允許加墊，鍵應重新配制；螺釘、螺栓、螺母的螺紋部分如有損傷應更換，主要承力部位的螺栓、螺母應全部更換。在安裝擰緊后，其支承面應貼合完好；檢修時。所有橡膠密封圈、橡膠石棉墊及紙墊等密封件應全部更換；傳動系統采用的潤滑油脂和液壓系統采用的液壓油，應符合原設計規定；各種聯軸器其聯接配合面不得嚴重磨損，否則應更換損壞件。聯軸器兩抽同軸度、端面間隙度符合設計要求。7．液壓件、管路及其他液壓件及系統管路在裝配前必須清洗干凈，不得將臟物帶入油路中。裝配時應注意防塵、防銹；各種管子不得有凹痕、皺褶、壓扁、破裂等現象．管路彎曲處應圓滑，軟管不得有扭轉現象；管路排列應整齊，便于液壓系統的調整和維修；機器備部位的注油通道修復后應暢通。二、切割機構耐磨板損壞嚴重應更換，耐磨網磨平應用Hsl01焊絲或高鉻鑄鐵焊絲堆焊修復；截齒座嚴重磨損，影響其強度時應予以更換。在更換過程中不得損傷切割體的其他部位；更換齒座時應首先保證與原設計的幾何位置相同，然后采用預熱和保護焊等特殊工藝，保證焊接強度；截齒尖不得損壞，截齒體磨損嚴重應更換，齒座應具有互換性；同軸度要求較嚴的漲套等應校對角線順序逐級擰緊螺釘，重要聯接螺栓、應按設計要求采用力矩扳手操作；折卸或裝配無鍵過盈連接的齒輪和軸應該用專用工具和采取特殊工藝；噴嘴堵塞應修復暢通否則更換新件；托梁器開焊、變形應修復．達原設計要求；外噴霧架開焊、變形應修復，修復中應保護水道，防止噴嘴螺孔損傷；內噴霧配水裝置中易損件，密封件應更換，兩金屬零件密封面磨損后應成對更換；安裝浮動密封必須按裝配工藝操作，對摩擦表面不許有劃傷、刻印現象，安裝時應抹少量機油．并按規定的軸向壓力進行調整；切割速度可變的掘進機，變速器應靈活，手把固定應可靠切割皆可伸縮的掘進機，其滑動軌道表面不得銹蝕、損傷，伸縮應靈活，不得有爬行動作。三、裝運機構鏟板減速器及其他部位的耐磨板磨損嚴重應更換；安全防護板中耐磨板磨損后應補焊修復至原設計要求；刮板減速箱中鉚接式大鏈齒輪若更換時，鉚接應不損壞鏈齒輪表面，不得使其變形，修復后刮板輸送機體應無變形無開焊及嚴重損傷，刮板彎曲變形不大于5mm，中板和底板磨損量一般不大于原厚度的35％；刮板輸送機必須準確地固定在鏟板中心線上；減速器緊固螺栓要正確擰緊，以保證調節螺桿不受彎矩，減速器聯軸器要調節正確，以保證驅動軸運轉平穩；安全摩擦離合器的打滑扭矩值，應據設計要求進行調整，以保證耙爪運轉安全可靠；裝載部回轉機構應靈活，不得有卡阻現象。四、行走機構行走減速箱與機架的結合面應完好，若有劃傷、凸邊等應修平，履帶架若有局部變形應整形；重要受力部位有裂紋等缺陷修復應慎重，保證其強度及剛度要求；液壓張緊裝置中張緊柱塞鍍鉻層若有銹蝕、劃傷、剝脫現象應修復或更換；機械張緊裝置修復后應靈活可靠；履帶板。履帶銷軸損壞一般應更換；履帶板表面上防滑釘、磨損后其高度不低于原高度的40％；履帶板的銷孔磨損的圓度不大于直徑10％；鏈輪齒部嚴重磨損后，應重新更換鏈輪，不允許使用補焊修復輪齒；履帶支重輪內易損件，密封件應更換；無支重輪的履帶滑動耐磨板，磨損后應用耐磨材料補焊。五、回轉臺回轉臺及機架轉臺上切割管支座連接面應完好，螺紋孔完好無損壞，否則應將其面堆焊，重新加工至原設計尺寸；回轉臺與機架接合面的螺釘損壞應按設計要求的材質強度配制，安裝時應交叉對稱緊固；回轉臺回轉應靈活，回轉的角度應符合設計要求；回轉臺、機架等大型件若出現裂紋、修復應慎重，保證其強度和剛度符合設計及使用要求；機架與其它零件的接合面若有損傷應修整完好；機架與回轉臺、鏟板連接的孔、螺孔應完好，若變形、損壞應修復至設計要求。六、液壓系統1．系統要求按系統原理要求將系統中各回路的溢流閥調至設計要求值，若因溢流閥不清潔或密封件損壞無法調整應檢修溢流閥，若主要零件損壞應整體更換，油箱中按油位加入要求牌號的液壓油；過濾器若無法清洗、更換過濾網時，應整體更換；檢修時高壓膠管一般應更換，硬管做耐壓試驗合格時仍可使用。系統管路應齊全，敷設整齊、固定可靠。2．油泵、油馬達要求各種油泵和油馬達檢修后，須經檢驗合格后．方可裝機使用；油泵若由于密封件損壞．達不到性能要求時、可更換密封件。檢修后進行性能測試，壓力應達到原油泵指標，流量不低于系統設計要求流量，油泵主要零件損壞，應整體更換；各種油馬達若密封件損壞應更換新件，并對其性能進行測試．若油馬達磨損嚴重，應更換新馬達。3．油缸要求油缸活塞桿鍍鉻層出現輕微銹斑、每處面積小于35mm2、整體上不多于3處，用油石修復至所要求的粗糙度后，方允許使用，否則應重新鍍鉻，修復后尺寸應符合原設計要求；油缸活塞桿表面粗糙度不大于1．6，缸體內孔表面粗糙度不大于3．2；油缸作1．5倍額定壓力試驗，5分鐘不能有內外滲漏；試驗后的油缸密封件一般應更換。4．閥件及其它要求各種閥類密封件損壞應更換。主要元件損壞應更換新件。各種閥修復后應能滿足液壓系統要求；閥體上各種配合孔道表面。閥芯表面以及其它表面不得剝落和出現銹蝕；閥用彈簧，不得有銹跡、腐蝕斑點，否則更換；方向控制閥檢修后，應保證其動作靈活，作1．5倍額定壓力的耐壓試驗5分鐘不得滲漏；壓力表、溫度計損壞應更換，若未損壞應對其質量進行校核，保證能正確可靠工作。第六章專題行走減速器與機架連接的改進部分斷面掘進機都采用履帶行走機構，它支承機器的自重和牽引轉載機行走，當掘進作業時，它承受切割機構的反力，傾覆力矩及動載荷。行走機構的動力是軸向柱塞馬達，經三級直齒圓柱齒輪和一級行星齒輪，減速后傳遞給鏈輪，帶動履帶板的旋轉，驅動掘進機行走。對減速機聯接機構的設計要求是：1）正常工作時，緊固可靠，不易松動。如果螺栓出現松動，再次擰緊時工序要簡單。2）當減速機出現的問題，需要檢修或更換時，折卸容易。這就形成緊固與折卸的矛盾。下面以AM-50掘進機為例說一下生產中連接機構出現的問題。AM-50掘進機是由淮南煤機廠與奧地利ALPINE公司合作生產的。在1985年至1989年合作期滿后，轉為淮南煤礦機械廠獨家生產。該掘進機行走機構減帶器與機架的聯接采用的是螺栓聯接，由六條M16×60的內六角螺釘與行走框架連接在一起。由于整機空間有嚴格限制，還有加強筋板的存在，使的螺栓旋轉角度和旋轉空間十分有限，每旋轉的有效角度只能是60°，嚴重影響了工作效率。目前掘進巷道的長度有逐步加大的趨勢。在惡劣的工作環境下，聯接螺釘易銹蝕，很難拆卸，這就為以后的檢修及更換工作埋下了隱患。現而把聯接部往常出現的問題總結如下：M16聯接螺釘掉帽。更換檢修減速器時，M16折卸不下來（滾方）。對問題1常用的處理方法：把履帶張緊機構松開，斷開履帶板，在減速器吊裝好后，把其余的螺釘擰下，減速器落地，用管扳手處理掉帽螺釘擰、更換，然后再恢復好。對問題2的常用處理方法：當螺釘用六方扳手折卸時，由于空間的限制，及為了放松，螺栓再緊固時已經涂了厭氧膠，使得拆卸力矩很大，極容易造成螺釘六方滾方。在井下的生產實際中，只有采用煤電鉆把螺栓帽強制打掉，然后同第一步的操作。由此可見減速器的聯接方式對掘進機正常生產和維修都有十分重要的意義。簽由于以上存在問題，我在本次設計中針對減速機的聯接機構做了改進，初步的想法是簡化聯接機構，盡量在不影響整機結構的前提下，盡量增大扳手空間，減少或避免出現螺釘滾方的現象。在設計工程中，結合采煤機的模塊化設計理念和兒童插裝玩具的聯接方式，初步設想了減速機的插裝聯接方式。由行走框架出一個榫眼，在減速機的的聯接機架鑄造出一個榫頭，由擋板定位，限制減速機的兩個方向運動。為了控制減速機再工作時的上下躥動的活動量，再減速器裝配工作面和擋板處上采取了相對較緊的間隙配合，嚴格控制躥動量大小。另外，在擋板出設置了兩個頂絲孔，避免擋板受力較大時，擋板不易取出。總結：該結構從根本上避免了螺栓聯接的弊端，連接可靠、折裝方便。但此種結構和螺栓聯接相比，需要增加35mm的拆卸高度空間，這是一個缺點。此次改進設計，雖然有不完美之處，但可以說是一種具有發展前景聯接方式。結論在高度和寬度要求都比較小的掘進機的行走部，必須采用一種結構更緊湊、動力更強勁、制動更可靠的驅動裝置，這是我本次畢業設計的重點設計方向。參考了EBJ─120TP型掘進機行走部的驅動方式，曾首先嘗試著將原來后伸型的普通齒輪減速器加2—KH行星減速器的傳動形式改為由高速直聯液壓馬達和3K型行星減速器直接聯結的傳動形式，希望利用3K減速器傳動比大、結構緊湊的特點，在較狹小空間中布置下整個動力機構。結果在校核中發現單純的利用一個3K減速器是行不通的。在高速馬達的驅動下，要實現的減速比特別大，傳動比甚至達到290以上。幾乎超出了3K減速器的經濟傳動比的范圍（50-300）。加工成本很高，且安裝精度等要求很難達到。考慮到在現實中應用的可行性，和成本的經濟性。先經過普通三級圓柱直齒傳動先把總體傳動比分擔一部分再采用2K-H行星齒輪傳動。這樣的嘗試解決了兩個問題。一，使得2K-H的傳動比更合理。二，解決了空間狹小導致的機身不得不伸長的問題。為了節省空間，我將制動器內圈懸浮并開出內花鍵。使它作為制動器又同時承擔了聯軸器作用，這種設計又節省了許多空間。通過畢業設計，知道了進行一項設計需要經過的步驟，學會了一些基本設計技巧，懂得了我們設計者的任務是要講結構優化的更合理。由于時間和個人能力有限，我對行走部的減速機構做了詳細的設計和校核，對機架和導向張緊裝置進行了簡要結構設計。由于本人學識有限，實踐經驗更是不足，因此，在設計中難免會出現一些缺陷和不足之處，懇請各位老師和同學批評指正。參考文獻[1]成大先.機械設計手冊.北京：化學工業出版社，2021[2]方昆凡.公差與配合技術手冊.北京：北京出版社，1983[3]王洪欣，李木，劉秉忠.機械設計工程學[Ⅰ].徐州：中國礦業大學出版社，2021[4]唐大放，馮曉寧，楊現卿.機械設計工程學[Ⅱ].徐州：中國礦業大學出版，2021[5]甘永立.幾何量公差與測量.上海：上海科學技術出版社，2021[6]郝建生，賈有生.EBJ—120TP型掘進機使用維護說明.太原：煤炭科學研究總院太原分院，2021[7]馬健康.懸臂式掘進機履帶行走機構主要參數的確定.煤炭科學技術，2021.10，32—33[8]中華人民共和國煤炭行業標準，MT/T579—1996，懸臂式掘進機履帶板及其銷軸的標準[9]中華人民共和國煤炭行業標準，MT/T577—1996，懸臂式掘進機履帶構型式與參數的標準[10]吳相憲.實用機械設計手冊.徐州：中國礦業大學出版社，2021[11]朱孝錄.齒輪傳動設計手冊.北京：化學工業出版社，2021[12]饒振綱.行星傳動機構設計.北京：國防工業出版社，1994[13]饒振綱.行星齒輪傳動設計.北京：化學工業出版社，2021[14]王啟義.中國機械設計大典.南昌：江西科學技術出版社，20212[15]黃日恒，懸臂式掘進機.徐州：中國礦業大學出版社，1996[16]吳忠澤.機械設計師手冊.北京：機械工業出版社，2021[17]成大先.機械設計師手冊單行本潤滑與密封.北京：化學工業出版社，2021[18]成大先.機械設計師手冊單行常用設計資料.北京：化學工業出版社，2021[19]單輝祖.材料力學.北京：高等教育出版社，2021[20]劉延俊.液壓與氣壓傳動.北京：機械工業出版社，2021[22]白杰平，伍鋒，潘英.ScienceandTechnologyEnglishforMechanicalEngineering.徐州：中國礦業大學出版社，2021[22]機械設計手冊（新編軟件版）2021[23]JosephE.Shigley,CharlesR.Mischke.機械工程設計.北京：機械工業出版社,2021英文原文AbstractThefactorsaffectingtheperformanceof90kW-shieldedroadheaderisinvestigatedindetailinatunnelexcavatedforNuhCementFactory.Thefirstpartofthetunnelishorizontalandthesecondpartisinclinedwith9_andexcavateduphill.TunnelpassesthroughaformationoftheUpperCretaceousagewithnodularmarl,carbonatedclaystone,thinandthicklaminatedlimestone.Wateringresschangesfrom0to11l/min.Insixdifferentzonesitisfoundthattherockcompressivestrengthchangedfrom20to45MPa,tensilestrengthfrom1to4MPa,specificenergyfrom11to16MJ/m3,plasticlimitfrom15%to29%,liquidlimitfrom27%to43%andwaterabsorptionfrom4%to18%involume.Detailedinsituobservationsshowthatindryzonesforthesamerockstrengththeinclinationofthetunnelandthestratahelptoincreasetheinstantaneouscuttingratefrom10to25solidbankm3/cuttinghour.Theeffectofwateroncuttingrateisdramatic.InthezoneswheretheplasticlimitandtheamountofAl2O3islow,instantaneouscuttingrateincreasesfrom34to50solidbankm3/cuttinghourwithincreasingwatercontentfrom3.5to11l/min.However,inthestratahavinghighwaterabsorptioncharacteristicandhighamountofAl2O3,cuttingratedecreasesconsiderablyduetothestickymud,causingproblemtothecutterhead.Excavation,muckloadingandsupportworksareperformedseparatelyduetosafetyconcernsinthewetandinclinedsectionswhichreducedthemachineutilizationtimefrom38%to8%.Theinformationgatheredisbelievedtoformasoundbasisincontributingtheperformancepredictionofroadheadersindifficultgroundconditions._2021ElsevierLtd.Allrightsreserved.Keywords:Tunnelexcavation;Roadheaderperformanceprediction;Corecuttingtest;SpecificenergyIntroductionTheapplicationofroadheadersindifficultgroundconditions,inrecentyears,hasincreasedconsiderablyinbothcivilandminingengineeringfields.Thepredictionofinstantaneous(net)cuttingrateandmachineutilizationtime,determiningdailyadvancerates,playsanimportantroleinthetimeschedulingofthetunnelingprojects,hence,indeterminingtheeconomyoftunnelexcavation.Althoughmanyroadheaderperformancepredictionmodelswerepublishedinthepast,thepublisheddataondifficultgroundconditionssuchastheeffectsoftunnelinclination,wateringress,excessivefracturezones,etc.ondailyadvancerateswerequitescarce.Sandbak(1985)andDouglas(1985)usedarockclassificationsystemtoexplainthechangesofroadheaderadvanceratesatSanManuelCopperMineinaninclineddriftatan11%grade.Theyconcludedthatforaperformancepredictionmodel,engineeringaspectsoftheroadheadershadtobealsoincorporatedwiththegeomechanicalfactors.FielddataonroadheadermachineperformanceininclinedtunnelswerealsopublishedbyUnrugandWhitsell(1984)fora14_slopeinPyroCoalMine,byNavinetal.(1985)at13_and15_inclinesinoilshalemineandbyLivingstoneandDorricott(1995)inBallaratEastGoldMine.Themajorityofperformancepredictionmodelsweredevelopedforhorizontaltunnels.Bilgin(1983)developedamodelbasedonspecificenergyobtainedfromdrillingrateofapercussivedrill.ModelsforwidelyjointedrockformationsweredescribedbySchneider(1988),ThuroandPlinninger(2021,2021),Gehring(1989,2021),Dunetal.(2021)andUehigashietal.(1987).Theyreportedthatforagivencuttingpower,cuttingratesofroadheadersdecreaseddramaticallywithincreasingvaluesofrockcompressivestrength.Copuretal.(2021,2021)statedthatifthepowerandtheweightoftheroadheaderswereconsideredtogether,inadditiontorockcompressivestrength,thecuttingratepredictionsweremorerealistic.Anotherconceptofpredictingmachineinstantaneouscuttingratewastousespecificenergydescribedastheenergyspenttoexcavateaunitvolumeofrockmaterial.FarmerandGarrity(1987)andPoole(1987)showedthatforagivenpowerofroadheader,excavationrateinsolidbankm3/cuttinghourmightbepredictedusingspecificenergyvaluesgivenasinthefollowingequation,whereSEisthespecificenergy,rcistherockcompressivestrengthandEistherockelasticmodulus.Widelyacceptedrockclassificationandassessmentfortheperformanceestimationofroadheadersisbasedonthespecificenergyfoundfromcorecuttingtests(McFeat-SmithandFowell,1977,1979;FowellandJohnson,1982;Fowelletal.,1994).DetailedlaboratoryandinsituinvestigationscarriedoutbyMcFeat-SmithandFowell(1977,1979)showedthattherewasacloserelationshipbetweenspecificenergyvaluesobtainedfromcorecuttingtestsandcuttingratesformediumandheavyweightroadheadersseparately.Theyreportedalsothattoolconsumptionmightbepredictedfromweightlossofcutterusedincorecuttingtest.Rockcuttabilityclassificationbasedoncorecuttingtestisusuallycriticizedasthattheeffectofrockdiscontinuitiesarenotreflectedinperformanceprediction.Bilginetal.(1988,1990,1996,2021)developedaperformanceequationbasedonrockcompressivestrengthandrockqualitydesignationasgivenbelowwhereICRistheinstantaneouscuttingrateinsolidbankm3/cuttinghour,Pisthepowerofcuttingheadinhp,RMCIistherockmasscuttabilityindex,rcistheuniaxialcompressivestrengthinMPaandRQDistherockqualitydesignationinpercent.Dunetal.(2021)comparedthemodelsdescribedbyBilginetal.(1988,1990)andMcFeat-SmithandFowell(1977,1979)inaresearchworkcarriedoutatKumbaldaMinewhereaVoestAlpineAM75roadheaderwasutilized.Twodistinctgroupsofdatawereevident.ThedatagroupedaroundBilginlinewasstronglyinfluencedbythejointingandweaknesszonespresentinrockmass.TheothergroupofdataonthelineproducedbyMcFeat-SmithandFowellcorrespondedtoareaswherelessjointingandfewerweaknesszoneswerepresent.Oneofthemostacceptedmethodtopredictthecuttingrateofanyexcavatingmachineistouse,cuttingpower,specificenergyobtainedfromfullscalecuttingtestsandenergytransferratiofromthecuttingheadtotherockformationasinthefollowin