Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1 Анализ современного состояния вопроса и задачи исследования 10
1.1 Особенности работы проходческого подъема и основные требования, предъявляемые к приводам передвижных проходческих подъемных установок 10
1.2 Анализ систем приводов проходческих подъемных установок 13
1.3 Перспективы применения безредукторного гидропривода в приводе мобильных проходческих подъемных машин .. 18
1.4 Постановка задач исследований 21
Выводы по первой главе
ГЛАВА 2 Уравнения движения гидравлического и электромеханического приводов одноканатного проходческого подъема 23
2.1 Выбор динамической модели и вывод уравнений движения механической системы одноканатного проходческого подъема 23
2.2 Составление и анализ дифференциальных уравнений движения безредукторного гидравлического привода проходческого подъема .34
2.3 Составление уравнений движения электромеханического асинхронного привода проходческого подъема 44
Выводы по второй главе 51
ГЛАВА 3 Сравнительный анализ динамических свойств гидравлического и электромеханического приводов одноканатного проходческого подъема 53
3.1 Подготовка системы дифференциальных уравнений к решению 53
3.2 Начальные условия движения системы .55
3.3 Исследование влияния конструктивных и динамических параметров подъемных установок на динамические нагрузки системы проходческого подъема с безредукторным гидроприводом .59
3.3.1 Динамические усилия в упругих элементах при изменении удельных утечек и перетечек жидкости в гидроприводе 59
3.3.2 Оценка влияния гидравлической податливости гидролиний 65
3.3.3 Влияние эквивалентного демпфирования гидропривода на динамику проходческого подъема 67
3.3.4 Динамические нагрузки при изменении жесткости валопровода подъемной машины .71
3.3.5 Оценка влияния глубины проходки ствола на динамику подъемной установки 73
3.3.6 Определение максимальных динамических усилий при изменении величины концевой нагрузки .77
3.3.7 Степень влияния величины вязкого внутреннего трения каната 79
3.4 Оценка влияния рациональных конструктивных и динамических параметров подъемной установки с безредукторным высокомоментным гидроприводом на динамические нагрузки и производительность проходческого подъема 81
3.5 Влияние колебаний скорости передвижной проходческой подъемной машины на режимы предохранительного торможения 86
3.6 Использование привода передвижной проходческой подъемной установки в режимах предохранительного торможения 90
3.7 Исследование влияния параметров электромеханического асинхронного привода на динамичность системы проходческого подъема .93 Выводы по третьей главе 99
ГЛАВА 4 Экспериментальные исследования безредукторного высокомоментного гидравлического привода одноканатного проходческого подъема 102
4.1 Основные задачи экспериментального исследования динамики гидропривода передвижной проходческой подъемной установки 102
4.2 Экспериментальная проходческая подъемная установка с безредукторным гидравлическим приводом 103
4.3 Экспериментальная проверка соответствия уравнений движения реальным процессам, происходящим в системе .106
4.4 Исследования работы гидропривода в рабочих режимах проходческого подъема 111
4.5 Оценка эффективности гидравлического и асинхронного приводов передвижных проходческих подъемных установок 117
Выводы по четвертой главе 121
Заключение 124
Список литературы
- Перспективы применения безредукторного гидропривода в приводе мобильных проходческих подъемных машин
- Составление и анализ дифференциальных уравнений движения безредукторного гидравлического привода проходческого подъема
- Исследование влияния конструктивных и динамических параметров подъемных установок на динамические нагрузки системы проходческого подъема с безредукторным гидроприводом
- Экспериментальная проверка соответствия уравнений движения реальным процессам, происходящим в системе
Введение к работе
Актуальность работы. Выполнение задач развития топливно-энергетической базы Российской Федерации, намеченных на будущую перспективу, во многом определяется научно-техническим прогрессом в шахтном строительстве.
Высокие темпы роста добычи полезных ископаемых, залегающих на больших глубинах, могут обеспечиваться главным образом за счет сооружения новых крупных шахт с высокими технико-экономическими показателями.
Основное время в строительстве новых шахт занимает проходка вертикальных стволов, на долю которых приходится 25-30 % стоимости и более 40-50 % общего времени строительства.
Скорость проходки стволов в большой степени зависит от правильного выбора, размещения, эксплуатации и эффективной работы проходческих подъемных установок.
Передовая практика шахтного строительства характеризуется широким использованием для проходки стволов специальных передвижных подъемных машин. Применение в настоящее время для проходки передвижных одноканат-ных подъемных машин типа МПП с асинхронным приводом способствовало снижению трудоемкости по их монтажу более чем в 10-15 раз в сравнении со стационарными подъемными машинами.
Однако применение в настоящее время подъемных машин типа МПП уже не обеспечивает необходимых темпов проходки стволов строящихся шахт. Используемые быстроходные асинхронные электродвигатели в качестве привода подъемных машин требуют применения редуктора, который повышает габариты и металлоемкость привода, значительно увеличивает стоимость подъемной машины и её массу на 30-35 %.
В настоящее время не решена задача создания высокоэффективного компактного, малой массы безредукторного привода одноканатных передвижных проходческих подъемных машин. Решение этой задачи возможно путем применения компактного высокомоментного безредукторного гидравлического привода.
Существенным препятствием на пути его широкого применения для одноканатных передвижных проходческих подъемных установках стало, в первую очередь, отсутствие в настоящее время методических основ динамического расчета гидропривода и рациональных его параметров.
Следовательно, научное обоснование параметров и совершенствование привода проходческого подъема с учетом необходимости существенного повышения эффективности одноканатных проходческих подъемных установок является актуальной научно-технической задачей.
Цель работы – обоснование и выбор рациональных параметров высо-комоментного безредукторного гидравлического привода одноканатных передвижных проходческих подъемных установок, обеспечивающего повышение
2 производительности проходческого подъема и снижение сроков сооружения вертикальных стволов строящихся шахт.
Идея работы заключается в использовании гидропривода, обладающего компенсационно-демпфирующими свойствами, способствующими снижению динамических нагрузок в упругих элементах одноканатных передвижных проходческих подъемных установок.
Методы научных исследований. Использованы методы численного интегрирования дифференциальных уравнений гидравлических и электромеханических систем; экспериментальные исследования систем гидравлического привода на базе промышленной подъемной установки; методы программирования на языке Python.
Научные положения, выносимые на защиту:
-
Снижение динамических нагрузок в переходных режимах работы проходческого подъема может быть обеспечено за счет компенсационно-демпфирующих элементов гидропривода.
-
Достичь уменьшения габаритов привода проходческого подъема и его металлоемкости можно использованием высокомоментного гидравлического привода с объемным регулированием.
-
Рациональными следует считать параметры гидропривода проходческого подъема, обеспечивающие минимальные динамические нагрузки.
Научная новизна результатов исследований заключается в следующем:
-
Разработана методика динамического расчета переходных процессов колебательных систем проходческого подъема с гидравлическим и электромеханическим асинхронным приводами, позволяющая выполнить их сравнительный анализ.
-
Установлены взаимосвязи силовых параметров гидравлического привода с технологическими режимами работы одноканатных подъемных машин.
3. Выявлены обобщенные закономерности и установлены рациональ
ные параметры гидропривода, обеспечивающие эффективную работу однока-
натных подъемных установок в условиях проходки стволов.
4. Разработаны математические модели и компьютерная программа для
численного решения систем дифференциальных уравнений подъемных устано
вок с гидравлическим и асинхронным приводами.
Достоверность научных положений, выводов и рекомендаций подтверждается: корректным использованием математического моделирования; численными методами расчета, применяемыми в теоретической механике и теории электрогидравлических приводов; удовлетворительной сходимостью (в пределах 5-10%) теоретических и экспериментальных исследований подъемных установок.
Практическая значимость работы заключается в разработке:
методики динамического расчета переходных процессов колебательных систем проходческого подъема с гидравлическим и электромеханическим асинхронным приводами;
методики, при использовании персонального компьютера, определения и обоснования на стадии проектирования рациональных динамических параметров гидропривода, при которых динамические нагрузки в упругих элементах проходческого подъема имеют минимальные значения;
методики экспериментальных исследований гидравлического привода на промышленной подъемной установке в эксплуатационных режимах проходческого подъема.
Личный вклад автора заключается в:
разработке математических моделей одноканатных передвижных проходческих подъемных установок с гидравлическим и электромеханическим асинхронным приводами;
разработке методики динамического расчета и анализа характеристик в неустановившихся режимах работы одноканатной проходческой подъемной установки;
установлении зависимостей динамических нагрузок в упругих элементах подъемной установки от конструктивных и динамических параметров гидромеханической системы подъема;
обосновании рациональных параметров гидропривода одноканатных подъемных установок, обеспечивающего минимальные динамические нагрузки;
проведении экспериментальных исследований на подъемной установке с гидравлическим приводом в технологических режимах работы проходческого подъема;
разработке программного продукта «Динамика мобильных проходческих подъемных установок».
Реализация результатов работы
Материалы диссертационной работы и «Методика определения рациональных параметров высокомоментных гидроприводов мобильных проходческих подъемных установок» принята к использованию ООО «ВЕЛД» в проектах при разработке новых образцов машин для горного производства.
Получено свидетельство о регистрации программы для ЭВМ № 2014611900 от 13.02.2014 г. «Динамика мобильных проходческих подъемных установок» для исследования динамических нагрузок в подъемных установках с гидравлическим приводом.
Основные научные положения и практические рекомендации по расчету и исследованию динамики подъемных установок с гидравлическим и электромеханическим асинхронным приводами используются в курсовом и дипломном проектировании Магнитогорского государственного технического университета им. Г.И. Носова студентами специальности 21.05.04 «Горное дело» про-
4 филя «Горные машины и оборудование» и магистрантами направления 15.04.02 «Технологические машины и оборудование».
Апробация работы. Основные положения и научные результаты обсуждались на международных научно-технических конференциях: «Неделя горняка» (г. Москва, 2013-2017 гг.), «Теория и практика добычи, обработки и применения природного камня» (г. Екатеринбург, 2012-2017 гг.), «Чтения памяти В.Р. Кубачека «Технологическое оборудование для горной и нефтегазовой промышленности» (г. Екатеринбург, 2015 г.), «Актуальные проблемы современной науки, техники и образования» (г. Магнитогорск, 2011-2017 гг.); на всероссийской научно-технической конференции: «Проблемы разработки месторождений углеводородных и рудных ископаемых. Нефтегазовое и горное дело» (г. Пермь, 2012 г.).
Публикации. По теме диссертации опубликовано 12 работ, из них 5 работ в научных изданиях, рекомендованных ВАК Минобрнауки России, получено 1 свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ.
Объем и структура диссертации. Диссертация состоит из введения, четырех глав и заключения, содержит 143 страницы машинописного текста, 54 рисунка, 16 таблиц, библиографический список из 64 наименований и 10 приложений.
Перспективы применения безредукторного гидропривода в приводе мобильных проходческих подъемных машин
Как хорошо известно, проходческая подъемная установка представляет собой машину, имеющую механическую характеристику типа постоянного момента [14] и работающую в самом сложном скоростном режиме [2,8]. Достаточно заметить, что диаграммы скорости проходческого подъема многопериодные, особенно для одноканатного подъема [7]. То есть основное время работы занимают маневровые операции с пониженной скоростью в неустановившемся режиме. Значит, в тепловом отношении самой тяжелой будет работа при минимальных частотах, что ухудшает условия охлаждения и, кроме того, снижается КПД и сos() привода при низкой частоте вращения.
Из всех известных способов торможения при спуске грузов с передачей энергии в сеть наиболее приемлемым является способ рекуперативного торможения. Однако он требует в преобразователе частоты установки автономного инвертора и обратимого выпрямителя. При этом стоимость преобразовательной установки может существенно возрасти за счет стоимости силовых транзисторов [16].
Приведенные выше сведения дают достаточно полное представление о том, что пока применение асинхронного двигателя с преобразователем частоты в приводе передвижных проходческих подъемных установок крайне ограниченно и не может конкурировать с традиционным асинхронным приводом, имеющим двигатель с фазным ротором.
Анализируя вышеизложенное, следует заметить, что существенным недостатком использования электропривода в передвижных проходческих подъемных машинах является чрезмерная быстроходность электродвигателей при сравнительно малых крутящих моментах на валу, это вызывает необходимость применения механического редуктора. Элементарные расчеты показывают, что использование редуктора в шахтном подъеме с канатным тяговым органом увеличивает массу всей подъемной установки на 20-35%[10].
Следовательно, наличие редуктора в приводе малогабаритных передвижных проходческих подъемных машин следует рассматривать как существенный не 16 достаток. Поэтому разработка и применение безредукторного привода подъемных машин является одним из важных путей совершенствования передвижных подъемных установок.
Суммарные эксплуатационные затраты [17] безредукторного привода меньше, чем редукторного, а капитальные оказываются примерно равными, однако эксплуатационно-технические преимущества, связанные с изменением электромеханических параметров привода, выше, и это улучшает работу подъемной установки. Данные соображения следует учитывать и при проектировании приводов для различных систем подъемных установок.
Вопрос о применении безредукторного асинхронного привода с дуговым статором на шахтных подъемных установках уже обсуждался в периодической печати [18]. Наряду с положительными отзывами были представлены также сомнения о целесообразности его использования. Поэтому необходимо указать возможности технического осуществления безредукторного привода ППМ с дуговым статором.
Как указывалось выше, применение редукторов в шахтном подъеме на 20-35% увеличивает вес всей подъемной машины, а следовательно, удорожает стоимость ее изготовления, так как стоимость машины является функцией веса машины при известных допущениях [63]. Кроме того, исследования показывают, что стоимость передачи возрастает с увеличением момента вращения и передаточного отношения [18].
Из указанного следует, что весьма целесообразно осуществление безредукторного привода подъемных машин, обеспечивающего минимум движущихся частей, сокращение массы машины и ее стоимости.
При асинхронном приводе эта задача может быть решена применением так называемого электродвигателя с дуговым статором системы П. А. Фридкина, т. е. такого двигателя, у которого магнитная система статора разомкнута и охватывает только часть окружности ротора (ротационного органа).
В электроприводе системы П. А. Фридкина непосредственно на вал ротационного органа (барабана, маховика) рабочей машины насаживается ротор, аналогичный короткозамкнутому ротору обычного асинхронного двигателя. Статор в системе этого электропривода подобен статору обычного асинхронного двигателя, но находится только над частью ротора.
Дуговой статор, как и механический редуктор, выполняет две функции: изменяет угловую скорость вала и вращающий момент. Дуговой статор играет при этом роль ведущей быстроходной шестерни, но развернутой в дугу и имеющей 100% поверхности сцепления. Этим он отличается от обычной круговой механической шестерни, у которой поверхность сцепления измеряется единицами процентов (1-2% у редукторов шахтных подъемных машин). Ведомым колесом этого своеобразного редуктора оказывается ротационный орган рабочей машины.
Следовательно, дуговой статор представляет собой как бы электрическую аналогию механического редуктора. В этом случае ротационный орган ПМ может служить короткозамкнутым массивным ротором дугостаторного привода.
При применении дугового статора с тем или иным ротационным органом ПМ необходимо учитывать, что осуществление дугового статора возможно лишь при определенных окружных скоростях.
Недостатками такого привода при использовании в передвижных проходческих подъемных машинах являются: 1) относительно большой маховый момент GD2 ротора, который пропор ционален D6l , где D - диаметр ротора, l - расчетная длина статора. Конструируя машину определенной мощности, можно выбрать большой диаметр и меньшую длину и наоборот. Но, тем не менее, GD2 дугостаторного привода на 30-35 % меньше, чем у обычного асинхронного двигателя с редуктором. При увеличении мощности выше 600 кВт для подъемных машин применение дугостаторного при вода становится более благоприятным; 2) у дугостаторного низкооборотного двигателя cos() ниже, чем у быстроходного асинхронного двигателя; 3) КПД шахтных подъемных машин с дугостаторным двигателем на 2-4% ниже установки, оборудованной редукторным асинхронным двигателем.
Составление и анализ дифференциальных уравнений движения безредукторного гидравлического привода проходческого подъема
При выводе дифференциальных уравнений динамики передвижная проходческая подъемная установка представляется как идеализированная динамическая модель. Она рассматривается как многомассовая система, обладающая упругими, инерционными и диссипативными свойствами, состоящая из дискретных и распределенных масс, связанных между собой упругими связями [58,59]. Для глубоких шахт масса каната соизмерима с массой концевого груза, и тяговый орган рассматривается в виде весомой нити переменной длины [59].
Представим одноканатную проходческую подъемную установку как единую гидромеханическую систему, состоящую из электродвигателя, насоса, гидромотора, органа навивки, копрового шкива, каната и подъемного сосуда с грузом. Приведенная эквивалентная схема установки, где моменты инерции и жесткости рассчитываются по известной методике [60,61], изображена на рисунке 2.1.
Звеном приведения параметров гидромеханической системы принимаем орган навивки. Основные параметры расчетной схемы обозначим: Jh J2, J3, J4, J5 -моменты инерции дискретных масс соответственно ротора электродвигателя, насоса, гидродвигателя, органа навивки, копрового шкива; р ср ср (РА,(Р5 - их углы поворота; С12, С34 - коэффициенты крутильных жесткостей упругих связей соответственно между ротором электродвигателя и насосом, между гидродвигателем и органом навивки; К - коэффициент продольной жесткости тягового органа между шкивом и органом навивки грузовой ветви; Q - концевой груз; / - переменная длина отвеса тягового органа грузовой ветви; R, г - радиусы навивки органа навивки и шкива; Мэд, Мн, Мш - электромагнитный момент электродвигателя, моменты насоса и гидромотора соответственно. Для описания дифференциальных уравнений движения одноканатной проходческой подъемной установки приняты следующие допущения: дискретные массы подъемной установки - абсолютно жесткие тела; валы привода и подъемной машины, тяговый элемент между копровым шкивом и органом навивки - абсолютно упругие и невесомые связи с постоянной жесткостью; головной тяговый элемент между шкивом и подъемным сосудом - упругая весомая нить переменной длины, имеющая погонный вес q, материал которого изотропен, а его деформация подчиняется закону Гука; поперечные колебания тягового органа отсутствуют; отсутствует проскальзывание каната на шкиве и органе навивки; податливость опор машины и направляющих шкивов пренебрежимо мала по сравнению с податливостью упругих связей; в период разгона момент инерции органа навивки системы считаем неизменным, так как приращение момента инерции, за счет навивки каната, пренебрежимо мало в сравнении с собственным моментом инерции барабана [58].
Пользуясь методом Лагранжа, составим уравнения движения механической системы подъемной установки, эквивалентная схема которой показана на рисунке 2.1.
Для описания движения механической части гидромеханической системы введем две системы координат: подвижную (Лагранжеву) ох и неподвижную АХ, для поднимающейся ветви. Эти две системы координат связаны между собой соотношениями [23,58,59]: Х = g(t)-x-u(x,t); (21) g(t) = I(t) + u(I,t), где l(t) - переменная длина каната поднимающейся ветви; - абсолютная координата точки О; х - относительная координата точки С для недеформируемого каната; и - неизвестная функция абсолютного удлинения нити тягового органа поднимающейся ветви. Рисунок 2.1 - Приведенная эквивалентная расчетная схема однобарабанной проходческой подъемной установки с гидравлическим приводом Переменная длина тягового органа определяется следующим выражением: l = l0- P5r, (2.2) где /0 - начальная длина отвеса тягового органа; г - радиус копрового шкива. Функцию абсолютного удлинения тягового органа, ограничиваясь основным тоном колебаний, следуя работе [59], будем определять в виде и(х,і) = х-Ф, (2.3) где Ф - неизвестная функция времени для абсолютного удлинения сечения каната. Принятое предположение, что проскальзывание нити при перемотке отсутствует, может быть выражено математически следующими граничными условиями [58]:
Исследование влияния конструктивных и динамических параметров подъемных установок на динамические нагрузки системы проходческого подъема с безредукторным гидроприводом
Вывод и составление уравнений движения объемного гидропривода производятся по общей методике, справедливой для различных гидравлических устройств [33], которая состоит из следующих этапов: обоснование допущений, справедливых для рассматриваемой динамической системы и выбора уравнения обобщенной гидравлической характеристики; составление, линеаризация и преобразование уравнения движения гидравлического привода.
Анализ способов составления уравнений движения объемных гидроприводов свидетельствует о том, что наибольшее внимание при исследованиях [33] уделялось методам, определяющим уравнения движения гидроприводов, для которых первостепенное значение имеет точность обработки входного сигнала, зависящего от нагрузки.
В наиболее полном и удобном для применения виде уравнения движения объемного гидропривода одноконцевой подъемной установки представлены в работах [30-34].
В работе [31] уравнения составлены для гидравлического привода, состоящего из регулируемого насоса, приводимого во вращение электродвигателем с постоянной скоростью вращения, сравнительно коротких гидролиний и нагрузки, определяемой инерционной массой и вязким трением. Полученные авторами [31] уравнения могут быть положены в основу для составления уравнений движения проходческого подъема.
Движение гидропривода передвижной проходческой подъемной установки может быть описано уравнениями расхода и нагрузки.
Одноканатная проходческая подъемная установка рассматривается как единая электрогидромеханическая система (рисунок 2.3), состоящая из подъемной машины ПМ, подъемного сосуда Q, высокомоментного гидромотора ГМ, связанного с органом навивки подъемной машины, регулируемого насоса Н, приводимого во вращение асинхронным двигателем АД, двух гидролиний – напорной и сливной, подпиточной системы с насосом НП, клапанов предохранительных ПК и обратных ОК, и представляется в виде эквивалентной расчетной схемы.
Для защиты гидромотора применяется предохранительный клапан ПК 1, соединяемый при реверсе насоса с линией нагнетания через обратные клапаны ОК 1 и ОК 2. Реверсирование гидропривода производится насосом. В зависимости от направления вращения гидромотора ГМ работает один из обратных клапанов – ОК 3 или ОК 4. Для компенсации утечек в кольцевую линию через обратный клапан ОК 3 подается рабочая жидкость от вспомогательного (подпиточного) насоса НП под определенным постоянным давлением, устанавливаемым переливным клапаном ПК 2. В области, состоящей из обратных клапанов ОК 5 - ОК 8, предохранительного клапана ПК 3, дросселя ДР, осуществляется обратная связь по динамическому давлению.
Основной целью проводимого анализа является определение зависимостей между положением вала гидромотора, изменением положения управляющего элемента насоса и моментом нагрузки.
Принятые допущения для реальной оценки характеристик гидравлической системы сводятся к следующим: для изменения положения управляющего элемента насоса имеется самостоятельная внешняя система, в которой внутренние изменения не оказывают влияния на положение этого элемента; общий объем жидкости в каждой гидролинии и в соединительных каналах остается постоянным при заданном давлении; не учитывается инерция потока жидкости; кавитация и разрыв потока в системе отсутствуют; перетечки в гидромашинах являются линейной функцией разности давлений в гидролиниях, а утечки – линейной функцией давления; давления напора и слива постоянны по всей длине гидролинии и не превышают таковых для открытия предохранительных клапанов.
Экспериментальная проверка соответствия уравнений движения реальным процессам, происходящим в системе
Колебания скорости в передвижных проходческих подъемных машинах могут возникать из-за появления динамических усилий, вызванных колебаниями подъемного сосуда, вращающихся масс машины и упругой деформацией каната. Причиной возникновения колебаний служит любое изменение тягового усилия в канате: включение двигателя; отключение очередной ступени роторных сопротивлений во время разгона машины; отключение двигателя как в процессе маневрового торможения, так и перед началом предохранительного торможения; появление тормозного усилия. В последнем случае амплитуда колебаний во многом зависит от интенсивности нарастания тормозного усилия. Колебания подъемного сосуда, связанные с упругими свойствами канатного тягового органа, были замечены очень давно [45].
В зависимости от характеристик подъемной машины и заданной величины замедления машина может двигаться в режиме свободного выбега, с подтормажи-ванием механическим тормозом или, вместо тормоза, с использованием двигателя в режиме динамического торможения.
При динамическом торможении замедление свободного выбега достигает от 1,8 до 3,0 м/с2. Такая величина свободного выбега в момент перехода от двигательного режима в режим динамического торможения, при спуске расчетного груза, дает приращение скорости 1,0-1,8 м/с, что может вызвать ложное срабатывание ограничителя скорости.
Подобные случаи часто наблюдались на одноконцевых подъемных установках с асинхронным приводом, и для их устранения необходимо применять специальные меры: уменьшать выдержку времени между отключением контактора реверсора и включением контактора динамического торможения до 0,4-0,5 с; форсировать скорость нарастания постоянного тока в статоре асинхронного двигателя, для сокращения времени, до достижения тормозного усилия, равного статическому натяжению каната.
Однако выполнить такие требования не всегда возможно. При использовании в подъемных установках безредукторного высокомоментного гидравлического привода такие проблемы не возникают, поскольку отсутствует реверсор, а двигатель регулируемого насоса отключать не нужно, и необходимая диаграмма скорости выполняется с помощью гидромотора посредством системы управления гидропривода [2,45]. Кроме того, может обеспечиваться полная остановка подъемной машины, т. е. так называемый стопорный режим гидромотора без применения механического тормоза и удержание некоторое время груза на весу, а затем наложение тормоза.
Немало трудностей для подъемных машин с асинхронным приводом встречается при регулировании тормозных режимов малых подъемных машин, работающих в одноконцевом режиме.
Кроме упомянутых случаев, из всех видов работы тормозов наиболее ответственным будет при срабатывании конечного выключателя переподъема. Как известно, путь переподъема ограничен, поэтому потребуется соблюдение целого ряда условий, обеспечивающих безопасную работу и своевременную остановку подъемного сосуда при возникновении предохранительного торможения.
Любой участок предохранительного торможения имеет участок свободного выбега, который длится порядка 0,4-0,5 с (связанный с временем холостого хода тормоза) и накладывает значительные особенности на весь процесс торможения. Поэтому, рассматривая влияние колебаний скорости на протекание процесса предохранительного торможения, необходимо учитывать явления, происходящие во время свободного выбега.
Для одноконцевых подъемных установок вертикальных стволов с увеличением глубины проходки возрастает вес каната, поэтому приходиться уменьшать вместимость бадьи и к тому времени, когда прохождение ствола заканчивается, вес бадьи и груза может стать равным весу каната.
Следует отметить, что для одноканатных передвижных подъемных машин с малыми вращающимися массами и большими концевыми нагрузками следует учитывать превышение скорости во время холостого хода тормозных колодок и нарастание тормозного усилия до величины, равной весу концевого груза с учетом веса каната.
Не менее важной нормой, регламентирующей безопасное условие эксплуатации проходческих подъемных установок, является максимально допустимая величина замедления во время предохранительного торможения, которая, как известно, не должна превышать максимально допустимой, т. е. согласно правилам безопасности 5 м/с2. При слишком больших замедлениях при подъеме возможно возникновение подпрыгивания подъемного сосуда, сопровождающееся большими динамическими усилиями в канате при последующем опускании подъемной бадьи.
На современных передвижных подъемных установках с малыми массами движущихся частей необходимо обеспечить снижение больших замедлений свободного выбега и уменьшить скорость нарастания тормозного усилия как во время подъема груза, так и при его спуске.