Содержание к диссертации
Введение
1.Состояние проблемы и задачи исследования 13
1.1.Современное состояние и перспективы развития конструкций карьерного оборудования с гидрообъемными трансмиссиями 13
1.2. Анализ влияния температуры рабочей жидкости на показатели работы карьерного оборудования с гидрообъемными трансмиссиями 26
1.3. Основные результаты исследований систем кондиционирования рабочей жидкости гидрообъемных трансмиссий карьерного оборудования 35
1.4. Цель и задачи исследования 51
Выводы по главе 53
2. Исследование параметров нагружения основных механизмов карьерного оборудования в технологических процессах 55
2.1. Анализ конструкций и параметры технологического нагружения основных механизмов гидравлического экскаватора при отработке уступа 55
2.2. Исследование параметров нагружения основных механизмов гидрофи-цированного бурового станка при обуривании уступа 79
2.3. Исследование параметров нагружения основных механизмов карьерного комбайна при отработке породного блока 100
2.4. Параметры технологического нагружения основных механизмов гидро-фицированного компактного роторного экскаватора при отработке забоя 118
2.5. Анализ параметров технологического нагружения карьерного оборудования за цикл его работы 130
Выводы по главе 144
3. Анализ работы многодвигательных гидрообъемных трансмиссий с замкнутой циркуляцией рабочей жидкости 148
3.1. Технические параметры карьерного оборудования и основные принципы создания его гидрообъемных трансмиссий 148
3.2. Многорежимный силовой регулирующий контур с двигателями поступательного действия 156
3.3. Многорежимный силовой регулирующий контур с двигателями вращательного действия
3.4. Обоснование перспективных схем гидрообъемных трансмиссий карьерного оборудования и их параметров 194
Выводы по главе 209
4. Стендовые испытания одно- и двухпоточных гидрообъемных трансмиссий вращательного действия 211
4.1. Цель и задачи сравнительных стендовых испытаний 211
4.2. Разработка принципиальной схемы стенда для сравнительных исследований гидрообъемных трансмиссий 213
4.3. Конструкция, параметры испытательного стенда и его нагрузочного устройства 218
4.4. Анализ результатов сравнительных стендовых испытаний 224
Выводы по главе 234
5. Разработка и обоснование параметров единого многорежимного сервисного контура гидрообъемных трансмиссий карьерного оборудования 236
5.1. Математическая модель тепловых процессов при работе многорежимных силовых регулирующих контуров гидрообъемных трансмиссий 236
5.2. Анализ теплопотоков рабочей жидкости в линии низкого давления силовых регулирующих контуров гидрообъемных трансмиссий 250
5.3. Моделирование основных параметров гидробака единого сервисного контура 259
5.4. Моделирование параметров сервисного контура с системой гидробак -охладитель/нагреватель 267
5.5. Обоснование и выбор рациональных параметров средств температурнойадаптации гидрообъемных трансмиссий карьерного оборудования 272
Выводы по главе 291
Заключение 295
Литература 299
- Анализ влияния температуры рабочей жидкости на показатели работы карьерного оборудования с гидрообъемными трансмиссиями
- Исследование параметров нагружения основных механизмов гидрофи-цированного бурового станка при обуривании уступа
- Многорежимный силовой регулирующий контур с двигателями поступательного действия
- Разработка принципиальной схемы стенда для сравнительных исследований гидрообъемных трансмиссий
Введение к работе
Открытый способ разработки как генеральное направление горнодобывающих отраслей в XXI веке, обеспечивающих топливом и минеральным сырьем потребности энергетики, черной и цветной металлургии, химической индустрии, строительства и машиностроения, будет характеризоваться высоким удельным весом в общем объеме горных работ.
Высокий удельный вес открытого способа добычи полезных ископаемых по сравнению с подземным обусловлен преимуществами экономического, технологического, экологического, организационного и социального характера: экономией производственных ресурсов, выражающейся в повышении производительности труда и снижении себестоимости продукции в 3-4 раза; сокращением в 2-3 раза и более сроков строительства предприятий одинаковой мощности; снижением потерь полезных ископаемых в недрах; безопасными и более комфортными условиями труда.
В перспективе минерально-сырьевая база РФ будет характеризоваться дальнейшим снижением качества полезных ископаемых, резким увеличением глубины их разработки, значительным усложнением горно-геологических и климатических условий освоения месторождений.
Для дальнейшего развития открытых горных работ на основе их интенсификации и повышения производительности труда необходимо разработать и создать новые комплексы горного оборудования: буровые станки для бурения скважин глубиной 30-35 м и диаметром до 350 мм, с удлиненной мачтой для бурения на глубину до 50-60 м, а также станки наклонного бурения для заоткоски уступов и бортов карьеров; гидравлические лопаты с ковшами вместимостью до 30 м3; ряд компактных роторных экскаваторов производительностью от 320 до 6500 м3/ч и более.
6 Одновременно с этим появляются новые выемочно-погрузочные полностью гидрофицированные машины нетрадиционного конструктивного исполнения и технологического использования. Этот новый тип экскавацион-ных машин непрерывного действия получил на Западе название «Серфис Майнер» (СМ). В странах СНГ их называют карьерными комбайнами. Отсутствие традиционного для роторных экскаваторов поворота стрелы ротора в плане позволяет существенно снизить влияние усилий копания на конструктивные элементы машины, а применение гидропривода уменьшить их габариты и массу, расширить диапазон разрабатываемых горных пород по крепости. Как правило, такая техника обеспечивает возможность отработки горного массива средней крепости (до / = 7ч-8) без предварительной буровзрывной подготовки.
Опережающее развитие открытого способа ведения горных работ выдвигает актуальную научную проблему создания нового бурового и экскава-ционного оборудования высокого технического уровня и совершенствование уже существующих моделей на основе наиболее прогрессивных схем и конструкций с применением гидрообъемных многодвигательных трансмиссий высокого давления (до 40 МПа) с эффективной системой кондиционирования рабочей жидкости, способной обеспечить высокую надежность (температурную адаптацию) в различных климатических условиях эксплуатации оборудования.
Создание полностью гидрофицированных образцов карьерного оборудования нового технического уровня, превосходящего существующие отечественные и зарубежные аналоги, может быть достигнуто за счет применения эффективной системы кондиционирования рабочей жидкости, позволяющей обеспечить каждому функциональному механизму карьерного оборудования высокоэффективную и надежную работу с оптимальными затратами энергии. Поэтому обоснование и выбор параметров средств температурной адаптации многорежимных гидрообъемных реверсивных регулируемых трансмиссий с замкнутой циркуляцией рабочей жидкости современного и перспективного карьерного оборудования сегодня является актуальной научной проблемой.
Целью работы является установление закономерностей и зависимостей параметров средств температурной адаптации гидравлического карьерного оборудования от характеристик его кинематики, технологического нагружения, цикла работы и температурного диапазона эксплуатации, обеспечивающую высокую надежность в различных климатических условиях эксплуатации оборудования.
Идея работы состоит в многопараметрическом синтезе характеристик средств температурной адаптации гидрообъемных трансмиссий на основе их моделирования в зависимости от особенностей кинематики, технологического нагружения и температурного диапазона эксплуатации карьерного оборудования.
Основные научные положения, выносимые на защиту: интегральная структурно-параметрическая модель технологического нагружения карьерного оборудования, основанная на теории его рабочего процесса при разрушении пород с заданными физико-механическими свойствами, учитывает удельное энергопотребление, уровень установленных мощностей двигателей основных механизмов оборудования и относительную длительность их активации в течение цикла; критерием выбора числа потоков мощности в гидрообъемных трансмиссиях вращательного действия является их энергетическая эффективность, характеризуемая относительным уровнем общего КПД в рабочем диапазоне скоростей вращения исполнительного органа механизма; математическая модель теплового эквивалента мощности, генерируемой силовыми контурами гидрообъемных трансмиссий, описывающая в относительной форме процесс технологического нагружения оборудования в течение цикла отработки забоя ( породного блока ), характер износа гидромашин до исчерпания ими ресурса и учитывающая соотношение установ- ленных мощностей насосов насосной установки и гидродвигателей исполнительных механизмов в зависимости от температуры окружающей среды; критерием температурной адаптации гидравлического карьерного оборудования в положительном диапазоне температур его эксплуатации является отношение теплового эквивалента генерируемой его гидрообъемными трансмиссиями тепловой мощности к тепловому эквиваленту мощности поглощенной его сервисным контуром, которое должно быть меньшее или равное единице, а в отрицательном диапазоне температур это отношение суммы тепловых эквивалентов генерируемых гидрообъемными трансмиссиями и сервисным контуром тепловых мощностей к тепловому эквиваленту мощности поглощенной только сервисным контуром, большее или равное единице; метод расчета взаимосвязанных характеристик элементов единого сервисного контура гидравлического карьерного оборудования с двигателями вращательного и поступательного действия, основанный на многопараметрическом синтезе его структуры и рациональных параметрах его элементов, учитывающий режим их работы, а также уровень технологической на-груженности оборудования в заданном температурном диапазоне его эксплуатации;
Обоснованность и достоверность научных положений, выводов и рекомендаций базируется на использовании фундаментальных положений теоретической механики твердого тела и жидкостей, термодинамики, математического моделирования и системного анализа рабочего процесса карьерного оборудования с гидрообъемными реверсивными регулируемыми трансмиссиями, на экспериментальных исследованиях их энергетической эффективности с использованием современной высокоточной измерительной аппаратуры.
Стендовые сравнительные испытания регулируемых одно- и двухпо-точных гидрообъемных трансмиссий полностью подтвердили результаты теоретических исследований, при этом относительная ошибка экспериментальных данных не превысила 5 -т- 7% при 90% -м уровне сходимости экспериментальных данных с расчетными.
Научная новизна результатов исследований заключается; в формировании методологии обоснования критериев температурной адаптации многорежимных гидрообъемных реверсивных регулируемых трансмиссий с замкнутой циркуляцией рабочей жидкости современного и перспективного карьерного оборудования; в установлении зависимости уровня теплового эквивалента генерируемой мощности гидрообъемными трансмиссиями карьерного оборудования от параметров его рабочего процесса в течение цикла; в разработке математических моделей взаимосвязанных рациональных параметров элементов единого сервисного контура, обеспечивающих температурную адаптацию заданного типа карьерного оборудования к регламентированным ГОСТом климатическим условиям его эксплуатации.
Научное значение работы состоит: - в разработке теории синтеза характеристик средств температурной адаптации гидрообъемных трансмиссий карьерного оборудования и обосно вания их величин, математических моделей тепловых процессов в силовых регулирующих и сервисных контурах гидрообъемных трансмиссий, позво ливших сформулировать принципы создания эффективных схем средств температурной адаптации карьерного оборудования, что является дальней шим развитием теории объемного гидропривода с замкнутой циркуляцией рабочей жидкости.
Практическое значение работы заключается в разработке: - схемы единого сервисного контура, обеспечивающей температурную адаптацию активированных в соответствии с рабочим циклом гидрообъем ных трансмиссий заданного типа карьерного оборудования с одновремен ным ресурсосбережением нагнетательного и дренажного фильтров; - комплекса методик расчета основных параметров всех элементов единого сервисного контура: объема и линейных размеров гидробака с оптимальной эффективной поверхностью охлаждения рабочей жидкости; эффективной поверхности и рядности охладителя (радиатора) рабочей жидкости; мощности нагревателя рабочей жидкости; относительных ресурсов нагнетательного и дренажного фильтров; подачи насоса (насосов) подпитки, обеспечивающей эффективную температурную адаптацию карьерного оборудования заданного климатического исполнения.
Реализация результатов работы. Методика расчетов системы кондиционирования рабочей жидкости использованы при проектировании враща-тельно-подающего механизма шарошечного бурового станка СБШЗ20-5 5/20 гидрообъемного варианта привода в ОМЗ - Горное оборудование, Санкт-Петербург, Колпино-1, Россия.
Принципиальная схема двухпоточного гидрообъемного привода роторного колеса и методика расчетов объема гидробака, поверхности охладителя, мощности нагревателя и подачи насоса подпитки системы кондиционирования рабочей жидкости использованы при проектировании компактного роторного экскаватора ЭРГ-800 в научно-производственном объединении НПК «Стройкарьермаш», Москва, Россия.
Принят для проектных и испытательных работ классификатор режимов работы регулируемых гидрообъемных трансмиссий с замкнутой циркуляцией рабочей жидкости для тропического климатического исполнения гидравлических карьерных и строительных экскаваторов в научно-исследовательский и проектно-конструкторский институт АО «ТаджикГИ-ИНТИЗ» г.Душанбе, республика Таджикистан.
Методика расчета подачи сервисных насосов и ресурса нагнетательных и дренажных фильтров использована при модернизации и ремонте строительно-дорожного мобильного гидравлического оборудования на заво-
11 де по ремонту строительных и дорожных машин АООТ «РСДМ» г. Душанбе, республика Таджикистан.
Апробация работы. Работа и ее основные положения докладывались и обсуждались на Международной научно-практической конференции «Совершенствование конструкций, технологии изготовления и эксплуатации горного оборудования и средств автоматизации (19-23 октября 1992г., Москва); на научно-практическом семинаре с международным участием «Обеспечение качества и надежности горных машин и оборудования на разных стадиях их жизненного цикла» (11-15 октября 1993г., Москва); на международном семинаре «Проблемы и перспективы развития горной техники» (октябрь 1994 г, Москва); на Международной конференции «Горная техника и пороге XXI века» (октябрь 1993г., Москва); на Международной научно-практической конференции, посвященной 80 - летию А.С. Сулаймонова (май 1998г, г Душанбе); на республиканской научно-практической конференции «Социальная и экономическая проблемы развития Таджикистана» (март 1998г., г. Душанбе); на Международной научно-практической конференции, посвященной 10-летию образования Республики Таджикистан (май 2000г., г. Душанбе); на республиканских научно-практических конференциях ученых и специалистов (1996-2001 гг., г. Душанбе); на Международных научных симпозиумах: «Неделя горняка - 2001; 2002; 2003» (Москва); на Международной научно-технической конференции «Чтения памяти В.Р. Кубачека» ( 28 февраля - 2 марта 2002г., г. Екатеринбург); на производственно-технических совещаниях и заседаниях техсоветов АООТ «РСДМ» (1998-2001гг., г. Душанбе); на научно-техническом совете научно-исследовательского и проектно-конструкторского института АООТ «Тад-жикГИИНТИЗ» (1997-2001гг., г. Душанбе); на расширенном заседании кафедры «ПТСДМ и О» Таджикского технического университета (1998-2001гг., г. Душанбе); на научном семинаре ГЭМ факультета МГГУ (2002г., Москва).
Публикации. По теме диссертации опубликовано 29 научных работ, в том числе один патент РФ.
Объем и структура диссертации. Диссертация состоит из введения, пяти глав и заключения, содержит 83 рисунка, 24 таблицы и библиографический список литературы из 229 наименований.
Анализ влияния температуры рабочей жидкости на показатели работы карьерного оборудования с гидрообъемными трансмиссиями
Технический уровень современных горных машин в значительной мере определяется техническим уровнем их гидрообъемных трансмиссий, а их надежность — надежностью достаточно сложных гидравлических систем, имеющих значительное количество различных взаимодействующих элементов.
Проведенные испытания [9; 30; 31; 35; 36; 37; 39] показали высокую эффективность полной и частичной гидрофикации карьерного оборудования, работающего в сложно структурных забоях. Опыт эксплуатации карьерного оборудования с гидрообъемными трансмиссиями показывает, что одним из важнейших факторов, влияющих на технико-экономические показатели работы гидрофицированных машин, является вязкость рабочей жидкости (РЖ), изменяющаяся при изменении температуры гидросистемы. Наличие ограниченного допустимого вязкостно-температурного диапазона эксплуатации РЖ является существенной особенностью гидрообъемной трансмиссии, каждый элемент, которого имеет ограничения по минимальной и максимальной температуре эксплуатации [67]. Исследования работоспособности гидравлического карьерного оборудования в условиях низких температур содержатся в работах [67;218]. Повышенный тепловой режим (температура РЖ выше 75-80С) снижает технико-экономические показатели гидрофицированных машин. Для гидравлических карьерных машин повышение температуры РЖ от 60С до 100С приводит к снижению их производительности на 35% за счет увеличения времени рабочего цикла.
При эксплуатации карьерного оборудования при нагреве РЖ до 100С, в результате увеличения износа насосов продолжительность их работы существенно снижается и составляет всего 250-400 часов; в 2-3 раза снижаются рабочие скорости штоков гидроцилиндров, возрастает время рабочего цикла экскаватора, давление нагнетания падает с 7,5 МПа до 6,0 МПа, часовая техническая производительность уменьшается более чем вдвое [219].
Опыт эксплуатации гидравлических экскаваторов ЭО-4121 показывает что, при увеличении температуры РЖ от 68 до 78С время цикла увеличивается от 19 до 23 с. (рис. 1.З.). Отмечается также, что чрезмерный рост температуры РЖ вызывает необходимость остановок экскаватора для охлаждения гидросистемы. По данным [107], при температуре воздуха выше 36С производительность машин снижается на 20-30%.
На основе анализа причин отказов и нарушений работы гидрофицированных машин установлено, что примерно 75% всех неисправностей является следствием трех факторов: загрязнения рабочей жидкости, насыщения ее воздухом и нагрева [222].
Влияние теплового режима гидрообъемной трансмиссий на время непрерывной работы экскаватора ЭО-4121; t - температура рабочей жидкости; г - время работы; Дг,, Дг2, Дг3- остановка экскаватора из-за перегрева гидрообъемной трансмиссий и редуктора. В работах [11; 188] указывается, что тепло является одной из основных причин, создающих неполадки в гидравлических системах, использующих РЖ на нефтяной основе: нагрев жидкости на каждые 20 выше 50С снижает полезный срок службы системы наполовину [188].
Одним из наиболее часто встречающихся случаев отказов является нарушение герметичности отдельных элементов гидрообъемных трансмиссий [152]. Проведенные исследования экскаваторов Э-153, Э-1514, ЭО-2621, работающих в карьерах Центральной Азии, позволили установить, что повышенная температура РЖ и несоответствие ее условиям эксплуатации, являлись одной из основных причин отказов уплотнений гидроцилиндров и насосов [220].
Повышенная температура РЖ, существенно снижает надежность и долговечность гидрофицированных машин. Общие простои карьерного оборудования при эксплуатации вследствие потери надежности гидросистемы в среднем составляют от 25 до 60% [223;224]. Между тем затраты на ремонт и техническое обслуживание гидрообъемной трансмиссий карьерного оборудования составляют 25-ь45% от общей суммы затрат на эксплуатацию машины [225].
Снижение надежности гидрофицированных машин за счет воздействия повышенной температуры РЖ обусловлено отрицательным влиянием перегрева на отдельные элементы гидрообъемной трансмиссии. При трении подвижных соединений элементов при высокой температуре среды увеличивается износ трущихся деталей. Уменьшение вязкости РЖ в парах трения может привести к разрушению масляной пленки и переходу жидкостного трения в полусухое [63].
Экспериментально установлено существование для пар трения критической температуры, вызывающей разрушение граничного слоя смазки, характерной для каждого сорта (типа) масла и для данного металла [226]. Повышенный износ пар трения, а также снижение вязкости РЖ при повышении температуры вызывает увеличение утечек в элементах гидросистемы. Увеличенные утечки в гидроэлементах уменьшают жесткость механических характеристик гидрообъемных трансмиссий и тем самым влияют на степень рассогласования ведомого и ведущего движений в следящих гидросистемах [154].
В гидросистемах с редукционными гидроклапанами, повышенные утечки вызывают частые включения и выключения насосов для зарядки гидроаккумуляторов, сокращают промежутки времени между срабатываниями автомата разгрузки насоса [72]. В момент включения и выключения насосов в трансмиссии наблюдается кратковременное повышение давления, что может быть причиной разрушения гидролиний и элементов [154].
Перегрев в гидросистеме вызывает также ухудшение свойств РЖ. В минеральные масла входят ароматические углеводы, которые окисляются кислородом воздуха. Этот процесс называют «старением» масла. Процесс старения зависит от температуры. При повышении температуры РЖ на каждые 10С интенсивность окисления практически удваивается [63]. Кроме того, под действием высокой температуры происходит разложение РЖ, выделение летучих составляющих, образование кокса. Из-за окисления образуются также кислоты и смолы (асфальхены, карбены и пр.). Часть продуктов окисления растворяется в РЖ и способствует коррозионному износу гидроэлементов, а часть находится в смеси с РЖ-ю, загрязняя ее и способствуя дальнейшему ее окислению [63].
Исследование параметров нагружения основных механизмов гидрофи-цированного бурового станка при обуривании уступа
Карьерный буровой станок (БС) предназначен для бурения вертикальных и наклонных скважин диаметром до 400 мм и глубиной до 40-60 м в породах с пределом прочности от 6 до 20 МПа. В общем случае, конструктивно буровые станки всех известных фирм-изготовителей включают платформу — 1 (рис. 2.13) на которой располагаются: кабина машиниста - 2, машинное отделение - 3 в котором расположены компрессорная установка и электрогидроборудование.
Платформа - 1 жестко или шарнирно базируется на гусеничном ходовом оборудовании - 4. Только у станков, выпускаемых фирмой "Хаусхерр" (ФРГ), платформа - 1 установлена на гусеничном ходовом оборудовании - 4 посредством опорно-повторного устройства - 5. Сверху на платформе установлена мачта — 6 с возможностью наклона при бурении до 30, а при транспортировании до 90 с помощью, как правило, двуногой стойки - 7 и гидроцилиндров - 8. В мачте расположены вращатель бурового става и механизм его подачи, образующих вращательно-подающий механизм (ВПМ). Также, в мачте может размещаться магазин со штангами. Платформа - 1, оснашенная аутригерами - 9, образует систему горизонитирования бурового станка. Конструкция ВПМ определяет принципиальные различия моделей станков (вне зависимости от их типа), диапазоны изменения частот вращения и скоростей подачи инструмента, величины осевых нагрузок, крутящих моментов, а также длительность вспомогательных операций по приведению бурового става в рабочее положение и его подъема после окончания бурения скважины. В зависимости от силовой схемы нагружения става привод его вращения может размещаться внизу на платформе или на верху на подвижной каретке. В настоящее время как на отечественных, так и на зарубежных станках шарошечного бурения применяется четыре принципиальные схемы ВПМ. Патронная схема ВПМ (рис. 2.14) используется только в моделях бурового станка модификаций 2-5 СБШ - 200, изготовитель Барвенковский машзавод "Красный луч" (Украина).
Вращение рабочего органа - бурового става - 1 (рис. 2.14) осуществляется вращателем - 2, в котором перемещается пустотелый шпиндель - 3. Последний, получая вращения, имеет возможность двигаться поступательно на величину хода штоков поршней двух гидроцилиндров механизма подачи - 4, сообщающих шпинделью - 3 ход вверх или вниз. При разборке буровой став - 1 поднимается лебедкой. Преимущество патронной схемы: - возможность загружать крутящим моментом, подводимым к долоту, только расположенную между вращателем и долотом нижнюю часть бурового става, что оказывает благоприятное влияние на снижение крутильных колебаний става и каркаса мачты; - возможность не загружать верхнюю часть бурового става, расположенную между вращателем и вертлюгом - 5, осевым усилием, что повышает жесткость подачи и снижает вибрации станка; - снижение общей массы мачты и механизма ее опускания в транспортное положение; - каркас мачты не нагружен кручением, поскольку реактивный момент от кручения не воспринимается направляющими мачты; - при извлечении става из скважины в случае заклинивания долота, мачта не воспринимает сжимающих нагрузок.
Основным недостатком патронной схемы ВПМ буровых станков является малый ход подачи на забой и цикличность процесса бурения. Роторный ВПМ (рис. 2.15) имеют буровые станки моделей RO - 300, DM20 - SP, DM25 - SP, DM35 - SP фирмы "Ингерсолл - Ренд" (США), модели буровых станков БАШ - 250, БАШ - 320 конструкции института "Гипроникель" (Россия) и модель D400SP фирмы "Дрилтех" (США).
Вращение бурового става -1 осуществляется ротором - 2 вращателя -3, который передает крутящий момент профильной штанге бурового става. Последняя, получая вращение, имеет возможность непрерывно двигаться поступательно на всю свою длину посредством механизма подачи - 4. Осевое усилие передается через опорный узел - 5.
Преимущества ВПМ роторного типа соответствуют преимуществам ВПМ патронного типа. К недостаткам же этой схемы следует отнести нагруженность бурового става осевым усилием по всей его длине и невозможность его наращивания.
На устранение последнего недостатка роторной схемы ВПМ направлена схема ВПМ шпиндельного типа (рис. 2.16).
Шпиндельная схема является самой распространенной схемой ВПМ ведущих мировых производителей буровых станков. К ним следует отнести буровые станки моделей 35 - R, 39 - R, 45 - R, 47 - R,49 - R, 60 - R,61 - R, 65 - R, 67 - R фирмы "Бюсайрус Ири" (США); буровые станки модели D45KS, D50KS, D60KS, D75KS, D90KS фирмы "Дирилтех" (США); буровые станки модели 70А, 100В, 100ХР, 120А, 250ХР фирмы "Харнишфегер" (США); буровые станки моделей НВМ80, НВМ90, НВМ100, НВМ210, НВМ230, НВМ250 фирмы "Хаусхерр" (ФРГ); буровые станки моделей DM -30, DM - 45, DM - М, DM - Н фирмы "Ингерсолл Ренд" (США); буровые станки моделей GD - 60, GD - 90, GD - 100, GD - ПО фирмы "Гарднер -Денвер" (США), буровые станки моделей СБШ - 250, СБШ - 250МН, СБШ -250 - 55, СБШ - 320 Воронежского завода горно-обоготительного оборудования ("ВЗГО" Россия).
Принципиальная схема ВПМ шпиндельного типа. направляющих - 3 мачты станка посредством механизма подачи - 4. Осевое усилие передается через опорный узел - 5, как правило размещенного в корпусе подвижного вращателя - 2. В последнее время появились конструктивные схемы ВПМ роторно-шпиндельного типа (рис. 2.17). Родоначальниками в этом направлении являются фирма "Роббинс" концерна "Джой" (США), выпустившая модели буровых станков RR11 и RR15 - Е (рис. 2.17. б) и "ВЗГО" (Россия), выпустивший модель бурового станка СБШ270 - 20 (рис. 2.17, а), а также пилотный проект [87] выполненный под руководством профессора, доктора технических наук ПодэрниР.Ю. (рис. 2.17, в) являющийся симбиозом роторно-шпиндельных схем ВПМ фирмы "Роббинс" и "ВЗГО".
В схеме ВПМ роторно-шпиндельного типа с подвижным вращателем (рис. 2.17, а) вращение бурового става - 1 осуществляется ротором вращателя - 2, связанного полиспастной системой - 3 с опорным узлом - 4, который при помощи механизма подачи - 5 сообщает буровому ставу — 1 возвратно-поступательное движение. Причем половина длины бурового става выполнена в виде профильной штанги.
Многорежимный силовой регулирующий контур с двигателями поступательного действия
Рассмотрим принципиальные схемы силовых РК с двигателями поступательного действия (силовыми гидроцилиндрами) гидрофицированного карьерного оборудования. В соответствии со структурой приводов (рис. 3.1) карьерного оборудования гидроцилиндрами с коэффициентом мультипликации - ац больше единицы, оснащены: рабочее оборудование ГЭ (гидроцилиндры подъема-опускания стрелы, напора рукоятки, поворота ковша и управления его челюстью); механизмы подъема-опускания мачты и горизонтирования у БС; механизм управления глубиной резания у КК; механизм поворота хода у КК со шнеко-фрезерным рабочим органом; механизм подъема-опускания и поворота консоли разгрузочного конвейера у КК и КРЭ; механизм подъема-опускания стрелы у КРЭ; механизм подачи бурового става на забой и его подъема из скважины. Силовыми гидроцилиндрами с коэффициентом мультипликации ац = 1,0 оснащены только механизмы подачи-подъема бурового става у БС.
Вышеперечисленные силовые РК гидрообъемных трансмиссий карьерного оборудования образованы путем коммутации соответствующих гидролиний насосов насосной установки - НУ (оснащенных механизмами регулирования объема их рабочих камер - DH ) посредством блока электо- или гидроуправляемых клапанов с гидролиниями полостей силовых гидроцилиндров.
В момент изменения объема рабочих камер насоса - НУ, для схем с ац 1,0 недостаток расхода подаваемого в линию О восполняется потоком РЖ из нагнетательного коллектора.
При работе системы происходит следующее: - РЖ от насоса (насосов) -НУ под давлением подается в гидролинии А или В, перемещая поршень гидроцилиндра (гидроцилиндров) - ГЦ вперед (назад). Клапан К1 посредством распределителя Р1 всегда гидравлически связан с дренажным коллектором. При этом, часть жидкости из полости (полостей) противодавления гидроцилиндра (гидроцилиндров) - ГЦ всегда поступает в дренаж, а основной ее поток на вход в насос (насосы) - НУ. Последний посредством обратных клапанов OKI и ОК2, в зависимости от наличия номинального давления в гидролиниях А или В, всегда гидравлически связан с линией подпитки О, т.е. с нагнетательный коллектором.
Предохранительные клапана К2, КЗ (рис.3.2а) установленные по линии действия давления в гидромагистралях А и В при повышении давления их настройки, гидравлически соединяют через клапаны OKI (или ОК2), гидролинии А и В. В этом случае весь расход РЖ циркулирует в контуре «рабочие камеры насоса НУ» - клапаны «К2 - OKI» или «рабочие камеры НУ» -клапаны «КЗ - ОК2».
В механизмах подачи - подъема бурового става станка (рис.3.26) всегда один предохранительный клапан КЗ установлен между гидролинией, которая в режиме бурения является линией высокого давления, и дренажным коллектором, а другой клапан К2 установлен идентично схеме рис. 3.2а.
Клапан КЗ (рис 3.26) является ограничителем величины осевого давления на долото, а клапан К2 ограничителем усилия подъема бурового става в режиме байпас. В момент коммутации гидросхемы (рисЗ.З), посредством соответствующего блока клапанов коммутации - БКН, РЖ в полостях гидроцилиндров, находящихся под действием давления от подвижных частей рабочего оборудования экскаватора, замкнута на обратный клапан с деблокировкой -ОКД. Механизм регулирования объема рабочих камер насоса -НУ находится в положении DH=0, и РЖ из нагнетательного коллектора через обратные клапана ОКЗ, ОК4 заполняет полости гидроцилиндра (гидроцилиндров) - ГЦ, а ее «излишек» поступает в дренажный коллектор. В напорной магистрали нереверсивного насоса установлен обратный клапан ОК2 исключающий остановку рабочего оборудования в момент переключения на работу с совмещением операций или их последовательного выполнения.
Блок клапанов коммутации - БКН обеспечивает подключение и реверс рабочих движений экскаватора. При экскавации в гидроцилиндрах рабочего оборудования могут возникать значительные реактивные усилия, что может привести к поломке отдельных элементов рабочего оборудования. Для ограничения давления в полостях гидроцилиндров от реактивных усилий установлены предохранительные клапаны К2, КЗ, соединяющие полости гидроцилиндра с дренажом при превышении уровня их настройки, обеспечивая податливость (просадку гидроцилиндра при нагрузках в рабочем оборудовании выше расчетных. При этом, противоположные полости гидроцилиндра через обратные клапаны ОКЗ, ОК4 подпитываются из нагнетательного коллектора.
РЖ из полости противодавления подается во всасывающую магистраль насоса, а ее «излишек» через клапан К1 закрывая клапан OKI поступает в дренажный коллектор. При реверсе недостающий объем РЖ возмещается из нагнетательного коллектора, т.е. обеспечивается неразрывность потока при замкнутой циркуляции РЖ в каждом силовом РК рабочего оборудования гидравлического экскаватора.
Разработка принципиальной схемы стенда для сравнительных исследований гидрообъемных трансмиссий
Испытательные стенды горных машин, как показывает анализ литературы [13; 74; 78; 81; 82; 83; 84], должны обеспечить: - нагружение выходных валов требуемым моментом сопротивления; - измерение потребляемой мощности приводным электродвигателем и крутящего момента с погрешностью не более ± 4%; - поддержание заданного крутящего момента с погрешностью не более ± 5%; - погрешность приборов фиксирующих исследуемые параметры не более ± 2%.
Поскольку исследуемая трансмиссия имеет бесступенчатое регулирование частоты вращения выходного вала со скольжением (за счет утечек в силовом регулирующим контуре), то кроме момента на выходном валу, необходимо фиксировать его частоту вращения.
Для решения задач эксперимента было разработано нагрузочное устройство (рис. 4.1). Стенд (рис.4.2) имеет: приводной асинхронный двигатель - 1 с постоянной частотой вращения вала «О»; трехзвенный дифференциал - 2, со звеньями - валами «1», «11», «111» (передаточное отношение от вала «11» к валу «111» равно единице); выходную согласующую коробку передач - 3 с выходными валами «111» и «IV» позволяющую менять передаточные отношения іві; входную согласующую передачу - За, позволяющую менять передаточное отношения iai; муфту выбора схемы испытаний - 4 (рис.4.3); регулируемые матор-насосы - 5 и 6 соединенные гидравлическими линиями высокого - 9 и низкого - 10 давлений; тахогенераторы - 7, 8 связанные посредством передачи (iT = 2), соответственно с валами стенда «0» и «III»; гидроапаратуру - 11 для мониторинга параметров силовом регулирующим контуре.
Схема стенда предусматривает визуальное и приборное наблюдение за: - частотой вращения вала электродвигателя - I и вала «III» («IV») дифференциала - 2 (согласующей коробки передач); - силой тока статора электродвигателя —/; - давление в гидролиниях - 9 и 10 и параметрами регулирования гидромашин - 5 и 6 с заранее выбранным шагом - ДЦ (а2і). - нагрузочную гидромашину - 1 присоединенную к выходному валу «I» согласующей коробку передач - 3 (рис.4.2); - трехпозиционный двухходовой распределитель - 2, независимо от направления вращения вала гидромашины автоматически подключающий полости гидромашины - 1, соответственно к линии высокого - 5 или низкого - 6 давлений; - дроссель с регулятором давления - 3 связывающий насос подпитки - 4 присоединенный к валу «III» согласующей коробки передач - 3 (рис.4.2); - гидроаппаратуру - 7 для мониторинга параметров нагрузочного устройства.
Стенд функционирует следующим образом: - при испытании однопоточных трансмиссий между собой соединяются вал «I» и корпус дифференциала - 2 (рис.4.3,А); - при испытании двухпоточной трансмиссии соединяются между собой валы «О» и «I» (рис.4.3,Б); - устанавливаются соответствующее выбранной испытуемой схеме начальные объемы рабочих камер гидромашин - 5 и 6 силового регулирующего контура и передаточное отношение входной согласующей передачи - За (рис.4.2).
Нагрузочное устройство функционирует следующим образом: - при испытании трансмиссии частота вращения вала «IV» (рис.4.2) задается параметрами регулирования объемов рабочих камер гидромашин - 5 и 6 стенда, а нагрузка давлением в гидролинии - 5 при помощи дросселя - 3 (рис.4.1). Схема нагрузочного устройства предусматривает визуальное и инструментальное наблюдение за величинами давлений в гидролиниях - 5 и 6 тормозной машины - 1 .
В качестве объекта реализации принципиальных схем стенда (рис.4.2) и нагрузочного устройства (рис.4.1) был использован буровой станок типа БСК-2М2-100 с приводом от асинхронного электродвигателя А02-51-4 имеющей многоступенчатую коробку передач и шпиндель. Последний снабжен механическим зажимным патроном передающим буровому ставу крутящий момент и связан с коробкой передач и конической парой. Испытательный стенд показан на рис.4.4.
К свободному валу дифференциала-1 (рис.4.5) присоединена согласующая передача-2 с регулируемой гидромашиной - 10, образующие силовой регулирующий контур с регулируемой гидромашиной - 4. Вал последней соединен с валом электродвигателя - 6. Гидромашина - 4 снабжена шестеренным насосом НШ - 10. Корпус нагрузочной гидромашины - 1 (рис.4.1) при помощи фланца жестко закреплен на поддающей части бурового станка, а вал нагрузочной гидромашины зажат в патроне шпинделя. Выходной вал (на рис. 4.2 соответствует валу «IV») коробки передач станка и через рабочие камеры нагрузочной гидромашины замкнут на корпус. Подпиточный насос НШ-32 тормозной гидромашины присоединен к валу коробки передач-3 станка. Частота вращения вала насоса НШ-32 равна частоте вращения входного вала коробки передач-3 (на рис.4.1 и 4.2 соответствует «III»). Гидроапаратура регулирующего и нагрузочного контуров стенда укомплектована стандартными элементами и соответствует разработанным в параграфе 4.2 принципиальным схемам (рис.4.1 и 4.2). Техническая характеристика коробки передач и паспортные данные асинхронного двигателя А02-51-4 стенда приведены соответственно в табл.4.1 и 4.2
