Содержание к диссертации
Введение
1. Сравнительный анализ загрузочных устройств конвейеров для крупнокусковых горных грузов 9
1.1. Характеристика горных грузов и подготовка горной массы к выемке и транспортированию 9
1.2. Ленточные конвейеры для крупнокусковых грузов 14
1.3. Питатели и перегружатели для крупнокусковьгх горных грузов 24
Выводы. Постановка задач исследований 45
2. Исследование напряженного состояния основных элементов лопастного перегружателя 48
2.1. Расчет на прочность лопастей перегружателей при ударном взаимодействии с крупнокусковыми грузами 48
2.2. Исследование напряженного состояния в зоне взаимодействия лопастного колеса с опорными катками 53
2.2.1. Общие положения теории контактных напряжений Герца 53
2.2.2. Теоретические исследования 55
Выводы 63
3. Теоретические и экспериментальные исследования динамики привода лопастного перегружателя 64
3.1. Общее устройство привода и составление расчетной схемы 64
3.2. Составление и решение дифференциальных уравнений движения перегружателя 68
3.3. Экспериментальные исследования действующей модели лопастного перегружателя 79
4. Исследование неравномерности вращения лопастного колеса перегружателя 86
4.1. Неравномерность движения лопастного перегружателя при установившемся режиме 86
4.2. Исследование колебаний лопастного колеса с упругой муфтой в приводе перегружателя 94
4.3. Определение собственных частот колебаний 99
Выводы 102
Заключение 103
Список литературы 106
- Питатели и перегружатели для крупнокусковьгх горных грузов
- Исследование напряженного состояния в зоне взаимодействия лопастного колеса с опорными катками
- Составление и решение дифференциальных уравнений движения перегружателя
- Исследование колебаний лопастного колеса с упругой муфтой в приводе перегружателя
Введение к работе
Актуальность работы. Создание поточной технологии и специальных средств непрерывного транспорта при разработке скальных и полускальных пород и руд представляет собой качественное изменение технологического уровня развития горнодобывающей промышленности. Наибольшее распространение в качестве средств поточного транспорта получили ленточные конвейеры. Это объясняется малыми энергетическими и эксплуатационными затратами, высокой производительностью, возможностью полной автоматизации транспортных процессов и экологической чистотой.
Анализ гранулометрического состава горной массы, подготовленной буровзрывным способом, показывает, что выход негабаритных кусков вследствие природной слоистости и трещиноватости составляет такой удельный объём, который требует применения дробильных агрегатов или комбинированного автомобильно-конвейерного транспорта, что существенно увеличивает стоимость транспортирования.
Как известно, дробление вызывает не только большие капитальные и эксплуатационные затраты, но и в ряде случаев существенно ухудшает качество полезного ископаемого вследствие переизмельчения (флюсы, уголь, строительные камни и т.д.). Поток груза после первичного дробления отличается неравномерным грансоставом.
В качестве средств непрерывного транспорта крупнокусковых скальных грузов возможно применение специальных типов ленточных конвейеров:
ленточный конвейер с гибким канатным ставом и подвесными шарнирными роликоопорами;
ленточный конвейер с жестким ставом и шарнирными роликоопорами;
3) ленточный конвейер с канатным ставом и жесткими роликоопорами.
Созданный по предложению профессора А.О. Спиваковского ленточно-колесный конвейер позволяет транспортировать грузы с кусками, размеры которых достигают 1000-1500 мм. Опытно-промышленная эксплуатация нового конвейера на руднике «Аксай» горно-химического комбината «Каратау» показала его высокую эксплуатационную надежность.
Однако эти конвейеры могут эксплуатироваться только тогда, когда груз подается на них с высоты 100-150 мм и со скоростью, близкой к скорости ленты.
Как показывает опыт эксплуатации ленточных конвейеров, причиной преждевременного выхода из строя конвейерной ленты в большинстве случаев является ее разрушение на погрузочных пунктах. Подача крупнокусковых скальных грузов характеризуется большими ударными нагрузками на ленту, могущими вызвать пробой рабочей обкладки, а иногда и каркаса ленты. Кроме того, крупные куски вызывают продольные прорывы рабочей обкладки ленты при ускорении на ней груза до скорости движения ленты. Следовательно, создание эффективных загрузочных устройств, обеспечивающих подачу груза на конвейерную ленту с минимально возможной высоты и со скоростью, близкой к скорости ленты, как по величине, так и по направлению занимает исключительно важное место для использования конвейеров для крупнокусковых горных грузов.
Основное применение получили пластинчатые, скребковые, валковые и вибрационные питатели. Однако все, за исключением вибрационных питателей, подают груз с высоты около 1м, что может создавать сквозной пробой ленты. Вибрационные питатели способны подавать горную породу на ленту с минимально возможной высоты (100-15 Омм) и при этом рабочий орган питателя, выполненный в форме желоба, позволяет формировать грузопоток в форме, соответствующей поперечному сечению ленты с грузом на опорных траверсах. Однако вибропитатели не могут применяться при
6 наличии липких фракций в транспортируемом грузе. Кроме того, скорость вибропитателей существенно меньше чем 1-1,5 м/с (скорости ленточно-колесного конвейера), а разность скоростей вызывает продольные раздиры.
В наибольшей степени поставленным требованиям отвечают лопастные перегружатели.
Известные лопастные питатели имеют тот существенный недостаток, что лопасти при своем вращении внедряются в грузопоток. При загрузке крупнокусковых скальных грузов это неизбежно влечет заклинивание отдельных кусков между лопастями и направляющим лотком. С целью исключения этого недостатка был предложен специальный лопастный перегружатель.
Обоснование параметров лопастного перегружателя на основании исследований динамики явилось темой диссертации.
Цель работы - обоснование параметров лопастного перегружателя для безударной загрузки конвейеров крупнокусковыми грузами.
Идея работы заключается в рассмотрении динамики взаимодействия лопастного колеса с перегружаемым грузопотоком и влияние этого процесса на основные параметры перегружателя.
Основные научные положения, выносимые на защиту:
Характер взаимодействия обода лопастного колеса с опорными катками показывает, что величина контактных напряжений незначительно зависит от увеличения диаметра опорных катков, а численная оценка глубины распространения напряжений не превышает 5-6 мм, что и определяет толщину поверхностного слоя термообработки
При проектировании упругой муфты привода лопастного перегружателя упругий элемент следует выбирать с таким расчетом, чтобы работа обеспечивалась в дорезонансном режиме, причем наименьшая частота собственных колебаний должна быть удалена от частоты вынужденных колебаний не менее чем на 30%.
На основании исследований неравномерности вращения
7 лопастного колеса перегружателя получено соотношение для определения коэффициента неравномерности, включающее моменты инерции электродвигателя и лопастного колеса, переменную составляющую амплитуды возмущающей силы и число лопастей.
Обоснованность и достоверность научных положений, методология и методы исследования, сформулированных в диссертации, подтверждаются сходимостью результатов теоретических исследований с использованием методов классической механики, теории колебаний, математического анализа, с результатами экспериментальных исследований модели специального лопастного перегружателя, а также численными примерами расчетов по полученным формулам.
Научное значение и новизна работы состоят:
в установлении численной оценки глубины распространения напряжений в зоне контакта обода колеса и катков, пути увеличения долговечности обода колеса и катков, снижении размеров катков и надежной работы контактирующих поверхностей;
в установлении величины деформации упругого элемента привода лопастного перегружателя, обеспечении условий для работы в дорезонансном режиме и определении параметров соотношения наименьшей частоты собственных колебаний от частоты вынужденных колебаний.
в проведении исследований неравномерности вращения лопастного колеса перегружателя и определении условия обеспечения заданной степени неравномерности, установлении зависимости для расчета степени неравномерности вращения лопастного колеса.
Практическое значение работы заключается:
в разработке конструкции и испытании модели специального
лопастного перегружателя для безударной загрузки ленточно-колесных
конвейеров крупнокусковыми горными грузами со скоростью, близкой к
скорости движения конвейера, и исключающей заклинивание кусков
скальных грузов между лопастями и направляющим лотком;
в получении расчетных формул для определения напряжений в сечениях лопасти, а также контактных напряжений в зоне контакта лопастного колеса и опорных катков;
в получении формулы для определения мощности привода и экспериментальной проверки полученной формулы;
в получении расчетной формулы для определения неравномерности вращения лопастного колеса.
Реализация результатов работы.
Основные положения работы и рекомендации по расчету, определению параметров и проектированию специального лопастного перегружателя приняты к использованию научно-производственным комплексом «Югцветметавтоматика» (г. Владикавказ)
Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались на объединенном заседании кафедры технологических машин и оборудования, кафедры технологии разработки месторождений и кафедры деталей машин СКГМИ 2006, а также на ежегодных научно-технических конференциях СКГМИ в 2004-2006 г.
Публикации. По теме диссертации опубликовано 6 научных статей.
Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав и заключения, изложенных на 111 страницах машинописного текста, 27 рисунков, 1 таблицы, списка литературы из 76 наименований.
Питатели и перегружатели для крупнокусковьгх горных грузов
Транспортирование скальных пород конвейерами на карьерах пока применяется только на обогатительных фабриках, где их длина весьма ограничена.
Наблюдения по срокам службы конвейерных лент на двух дробильно-обогатительных фабриках Комсомольского рудоуправления, где конвейерами транспортируется дробленый известняк крепостью 8 и насыпным весом 1,6 т/м3, показали, что средняя продолжительность службы лент по 29 конвейерам составила 9080 ч, т.е. 1,5 года.
Данные по наблюдениям за сроками службы конвейерных лент на обогатительных фабриках Криворожских ГОКов указывают на сравнительно небольшую зависимость срока службы лент от длины конвейера. Так с одинаковой крупностью руды при длине конвейеров 57,3 и 272 м срок службы лент почти одинаков. Следует отметить большое влияние высоты перегрузки на срок службы лент. При увеличении высоты падения от 2 до 4 раз при транспортировании известняка крупностью до 400 мм срок службы конвейерных лент уменьшается с 15 до 4 месяцев.
Подбуикерные питатели. Одной из наиболее трудных проблем, связанных с промышленным освоением ленточно-колесных конвейеров, является проблема создания эффективных загрузочных устройств, способных подавать крупнокусковую горную массу на ленту конвейера с минимально возможной высоты и со скоростью, близкой скорости движения конвейера. На бункерных перегрузочных пунктах геометрические размеры бункера определяются обычно длиной его периметра поверху, необходимой для одновременной установки под разгрузку требуемого количества автосамосвалов или погрузчиков, т.е. необходимой длиной разгрузочного фронта. При глубине бункера, составляющей несколько метров, этим определяются размеры площади дна бункера, в основном его длины, так как ширина его устанавливается в зависимости от требуемой ширины питателя, связанной с величиной производительности, а также с шириной ленты.
Указанными условиями определяется длина той части питателя, которая снизу под бункером и служит как бы его дном.
Одним из основных требований, предъявляемых к типу и конструкции питателя, расположенного по дну бункера, является его высокая прочность, возможность восприятия не только значительного статического давления от лежащей на нем толщи насыпного груза, но и динамических воздействий от падающих из разгружаемого автосамосвала с высоты, равной глубине бункера в сумме с высотой разгрузки самосвала, крупных кусков груза, масса которых может достигать и даже превосходить 1,5-2 т.
Еще одним предъявляемым к питателю требованием является его «активность», т.е. захватная сила, способная передать достаточно толстому слою находящейся в бункере горной массы движение по направлению к выпускному отверстию, что при определенной сообщаемой потоку груза скорости обеспечивает требуемую производительность.
В условиях работы под бункером, крупнокусковатости горной массы и требующейся высокой производительности наибольшее применение получили пластинчатые, скребковые, вибрационные и валковые питатели.
Наибольшее применение в условиях извлечения из бункера крупнокусковых грузов и создания равномерного грузопотока имеют пластинчатые питатели, характеризующиеся высокой прочностью и, если требуется, большой длиной. При максимальных параметрах пластинчатый питатель может обеспечить довольно высокую производительность.
К недостаткам пластинчатых питателей надо отнести их большую массу, высокую стоимость и большое количество вращающихся частей (расположенных с малым шагом роликоопор). Так, например, питатель с полотном шириной 2400 мм и длиной между осями валов звездочек 9 м и имеет массу без электрооборудования 76 т и соответственно весьма высокую стоимость.
Создана конструкция пластинчатых питателей для тяжелых условий работы с двойной системой роликов, а именно сочетание ходовых роликов по краям пластин и стационарных (по два парных в одну линию) под пластинами (рис. 1.6).
Параметрические данные этого питателя, служащего для подачи известняка из бункера к дробилке, следующие: ширина полотна 2000 мм; длина 10 м; угол подъема 15 ; максимальная скорость полотна 0,165 м/с; мощность привода 85 кВт; максимальный кусок транспортируемого горной массы 1000 мм; производительность 800 т/ч (т.е., несмотря на большие
размеры и большую скорость, относительна невелика). Высота питателя от поверхности рабочего полотна до низа опорной рамы превышает 1,5 м.
Из приведенных характеристик пластинчатых питателей для тяжелых условий эксплуатации, а таюке из рассмотрения их конструкций нетрудно заключить, что питатели этого типа отличаются значительной конструктивной сложностью, большим количеством требующих ухода и смазки деталей, значительным собственным весом и обусловленной длиннозвенностью тяговых цепей большой строительной высотой, что при особо крупнокусковых грузах усложняет условия их применения для загрузки ленточных конвейеров.
Достоинствами скребковых питателей по сравнению с пластинчатыми являются: значительно более простая конструкция, во много раз меньшая масса движущихся частей, меньшая строительная высота (так как диаметр звездочки короткозвенных кольцевых цепей намного меньше, чем диаметр звездочек пластинчатых цепей пластинчатых питателей) и, благодаря возможности расположения обратной ветви питателя под опорными балками, совмещение их высоты с высотой питателя.
По величине допускаемых рабочих скоростей и производительности, достигаемой при той же ширине рабочего органа, скребковые питатели имеют такие же или несколько более высокие показатели, чем пластинчатые, так как процесс формирования грузопотока через выпускное отверстие бункера на питателях того и другого типа примерно одинаков.
Характерно, что при кусковатых грузах более или менее закономерное образование «тела волочения» высотой, равного высоте выпускного отверстия бункера возможно только при весьма малых скоростях скребкового (а также и пластинчатого) рабочего органа. Превышение скорости сверх определенного предела влечет интенсивное шевеление кусков внутри горной массы, их перекатывание и взаимное расклинивание, а также повышенные расход энергии и износ.
Исследование напряженного состояния в зоне взаимодействия лопастного колеса с опорными катками
Изучение контактных деформаций и напряжений необходимо для разрешения проблемы прочности деталей в местах их взаимодействия (контакта) при передаче усилий от одного элемента конструкции другому. Задача состоит в определении контактных напряжений и связанных с ними напряжений во «внутренних» точках цилиндров. Аналитическое решение этой задачи впервые получил известный немецкий механик Г. Герц в конце прошлого века. Г. Герц показал, что распределение давления по площадке контакта представляется ординатами половины эллипсоида (рис. 2.3 а, б), построенного на этой площадке. Путем применения общих методов теории упругости и использования эллипсоидального закона распределения давлений им были найдены выражения для полуосей контурного эллипса площадки контакта, сближения соприкасающихся тел и величины наибольшего давления в зависимости от величины сил сдавливающих тела, главных радиусов кривизны поверхностей тел в точке первоначального касания и упругих постоянных материалов тел. Полученные выражения для размеров площадки контакта, сближения и наибольшего давления, подтвержденные многочисленными экспериментальными исследованиями, широко используются в технических расчетах [36]. При теоретическом решении задачи о напряженном состоянии в зоне контакта упругих тел предполагают, что материалы тел изотропны, площадка контакта мала по сравнению с поверхностями и действующие силы направлены нормально к этой площадке [37]. В зоне соприкосновения образуется площадка, размеры которой зависят от упругости материалов и геометрических параметров сжимаемых тел. При сжатии цилиндров площадка имеет вид прямоугольника полушириной [38, 39] Для безударной загрузки ленточных конвейеров крупнокусковыми горными грузами эффективно использование специального лопастного перегружателя. Существенным отличием этого перегружателя от известных конструкций является установка лопастного колеса на опорных катках. Лопастный перегружатель работает в очень тяжелых динамических условиях.
Падение кусков груза, масса которых может достигать Іти более с высоты 0,5-1,0 м оказывает большие ударные нагрузки. В результате в зоне контакта обода лопастного колеса с опорным катком возникают значительные контактные напряжения. На рис 2.3, а представлена расчетная схема взаимодействия обода с катком. Решение этой контактной задачи получено из общего случая контакта двух цилиндров [39 - 47]. Первоначальный контакт осуществляется по линии (по образующей цилиндров). При сжатии цилиндров распределенными по их длине силами q в результате упругих деформаций образуется площадка контакта в виде полоски шириной 2Ь (рис. 2.3, а.). Полуширина площадки контакта Ь, сближение цилиндров X выражаются зависимостями Эксперименты показывают, что зависимости (2.16) и (2.17) можно использовать для цилиндров конечной длины 4, так как напряжения, связанные с краевым эффектом, быстро затухают. В нашем случае, когда площадка контакта - полоса шириной 2Ъ, т.е. при сдавливании соприкасающихся по образующим обода и колеса, в точках плоскости, проходящей через среднюю линию площадки контакта перпендикулярно последней, компоненты напряжений определяются формулами: На рис. 2.4 приведены графики изменения нормальных и касательных напряжений в глубину, вдоль оси z при v = 0,3. Напряжения на глубине вдоль оси Zпод площадкой контакта показаны в долях наибольшего давлениями Нормальные напряжения по осям ох, ту и uz уменьшаются по мере удаления вглубь от поверхности контакта, причем crz уменьшается значительно медленнее, чем ах и ту, и на глубине z=b составляет « 0,7р0, а на глубине z=2b - около 0,4/. Наибольшей величины касательные напряжения xyz (ту, =( ту-аг)12) достигают на площадках, наклоненных к оси z под углом 45. Нормальные напряжения Оу и az на поверхности совпадают по абсолютной величине, а касательные туг = 0. На поверхности в центре полоски контакта тху и rxz различны по знаку и равны по величине(0,2/?0). Следовательно, наиболее сложные условия работы материала деталей в крайнем поверхностном слое. Влияние в функции а приведены нарис. 2.5. Изменение диаметра катков лопастного перегружателя d при постоянном диаметре колеса D влияет на изменение тр незначительно. Поэтому при проектировании лопастного перегружателя диаметр катков следует принимать в зависимости от других факторов. На рис. 2.6, а-в показано распределение расчетных нормальных напряжений ах , сгу и т2 вблизи и в зоне контакта обода и катка вдоль оси у, перпендикулярной к полоске контакта, для крайнего поверхностного слоя и на глубине 0,56 и 1,0 Ъ. Как видно из графиков, все нормальные напряжения имеют максимум в центре касания, за исключением напряжений ау, которые приобретают на глубине относительные максимумы в районе краев контактной полоски. Однако эти изменения не существенны. Для численной оценки глубины распространения напряжений в ободе и колесе лопастного перегружателя рассмотрим стальные колесо с радиусом РУ= 2500ММ; и каток с р2 =250 500мм, длиной /S=500MM, сжимаемые силой F=l 00000 К, q=F/ls=200 Н/мм. Для сталиEt =Е2= 2,Ы05МПа, і/=0,3. Напряжения, определяемые по формуле (2.17) ан = 100,82-И 37 МПа, соответствует допускаемым напряжениям для закаленной стали твердостью H=63HRC3 [42]. На глубине Зв напряжения малы и составляют тг = 30,3- 40,9МПа, а на поверхности площадки контакта тя = 100,82- 137 МПа. Следовательно, наибольшие контактные напряжения возникают в тонком поверхностном слое материала обода колеса и катков. Численная оценка глубины распространения напряжений показывает, что величина эта не превышает 5-6 мм. Т.о., для увеличения долговечности обода колеса и катков и снижения размера катков рекомендуется поверхностная закалка. В данном случае наиболее целесообразным с учетом габаритных размеров лопастного перегружателя является газопламенная закалка.
Составление и решение дифференциальных уравнений движения перегружателя
Составим уравнения движения лопастного перегружателя, имеющего упругую муфту в приводе. Динамическая расчетная схема с упругой муфтой (рис 3.1 б) имеет две степени свободы и для ее исследования следует принимать две обобщенные координаты и соответственно составлять систему из двух уравнений движения. Исходные уравнения для такой двухмассовой системы с двумя степенями свободы, описывающих крутильные колебания имеют вид [, [48, 51-59]. J? - момент инерции лопастного колеса и редуктора; р - угол поворота вала электродвигателя; р2 - угол поворота лопастного колеса; с - коэффициент жесткости муфты; Т} - момент, развиваемый валом электродвигателя; Т? - момент сопротивления вращению лопастного колеса и редуктора. Представим момент Г/ двигателя в виде линейной функции угловой скорости его ротора [52]: В этом случае написанные выше уравнения можно записать в таком виде; В операторной форме эти уравнения имеют следующий вид: Будем считать написанные уравнения однородными, т.е. с правыми частями, равными нулю. Чтобы написать характеристическое уравнение представленной выше системы надо воспользоваться следующим выражением: а это и есть развернутый определитель из коэффициентов уравнений (3.3). Раскрывая скобки в последнем выражении, получаем В написанном уравнении один из корней равен нулю и уравнение можно представить так:
Для рассматриваемого примера напишем уравнения (3.2) с числовыми коэффициентами. После подстановки числовых величин и сокращений имеем: Характеристическое уравнение системы (3.5) представляет собой определитель, составленный из коэффициентов левой части уравнений (3.5): Один из корней этого уравнения равен нулю, так что задача сводится к решению уравнения третьей степени. Корни уравнения (3.6) такие: где Сі, Сг, Сзі, С4і — основные постоянные, с которыми определенными соотношениями связаны дополнительные постоянные С/, Cj, С зі, С 4\ Каждая пара слагаемых равенств (3.7) должна удовлетворять тождественно равенствам (3.5). На этом основании можно определить соотношения между указанными дополнительными и основными постоянными. Для определения соотношения C /Cj подставляем их в первое уравнение (3.5) без правой части: Для второй пары постоянных на основании равенств (3.7) имеем: индексе обозначаются значения указанных величин при t=0. Подставляя величины (р и ее производных в уравнение (3.5), получаем откуда Дня определения величин C HCJ,, воспользуемся общими приемами решения системы дифференциальных уравнений второго порядка: Теперь подставим в равенства (3.7) значения дополнительных постоянных, выраженных через постоянные Сг,С2,С31,С4] : Для определения постоянных, входящих в последние четыре равенства, воспользуемся начальными условиями. Рассматривая движение механизма с момента пуска из неподвижного состояния, имеем і = 0; рх = ср2 = 0; фх =ф2 а. Подставляя эти величины в указанные равенства, получаем: Теперь можно написать для ри р2ти их производных выражения с числовыми коэффициентами. Кроме этого, напишем и выражение А(р щ - —деформации упругого элемента муфты: На рис. 3.4, изображен график зависимостиД (/)5 характеризующей поведение упругой муфты во время разгона механизма из состояния покоя. Линией 1 изображен график колебаний Лр, определяемых возмущающей силой (третий и четвертый члены выраженияДр); линия 2 характеризует собственные колебания упругой системы (остальные члены выраженияДр), и линия 3 соответствует суммарным колебаниям упругой муфты. Здесь следует обратить внимание на значительную деформацию упругого элемента, достигающую 0,24 радиана (приблизительно 14).
Такая деформация упругого элемента может вызвать разрушение муфты и последующее разрушение всего привода. Были проведены расчеты для различных значений коэффициентов упругости муфты, размеров и масс лопастного колеса, производительности перегружателя, характеристики груза. Анализ полученных решений показал, что при проектировании упругой муфты следует выбирать упругий элемент с таким расчетом, чтобы работа обеспечивалась в дорезонансном режиме, причем наименьшая частота собственных колебаний должна быть удалена от частоты вынужденных колебаний не менее чем на 30%.
Исследование колебаний лопастного колеса с упругой муфтой в приводе перегружателя
Абразивность насыпного груза определяется истирающей способностью его кусков (частиц), входящих в соприкосновение с поверхностью, по которой они движутся, например поверхность направляющего лотка, желоба, конвейерной ленты и пр. По степени абразивности грузы разделяются на четыре категории: А - неабразивные, В -малоабразивные, С - среднеабразивные и D - сильноабразивные.
Угол естественного откоса ф насыпного груза в покое, т.е. угол, образуемый боковой поверхностью сыпучей массы в свободной насыпке с горизонтальной плоскостью, на которой он покоится, характеризует степень взаимной подвижности частиц массы. Чем больше взаимная подвижность частиц, тем угол откоса меньше и в пределе при наибольшей подвижности для невязкой жидкости (например - воды) равен нулю. При воздействии на насыпной груз колебаний, толчков, сотрясений подвижность частиц возрастает, и угол откоса, называемый углом откоса в движении, ф уменьшается. Подготовка горной массы к выемке и транспортированию
Использование энергии взрыва в обозримом будущем остается единственным универсальным и наиболее эффективным способом разрушения скальных горных пород при массовых взрывах и проведении выработок: при разрушении металлических, железобетонных и бетонных, отслуживших свой срок сооружений и других строительных работах; при упрочнении, сварке и резке металлов в металлургии; при получении новых сверхтвердых материалов; при создании крупномасштабных подземных полостей на больших глубинах и сооружении камненабросных плотин, а также во многих других областях.
Из всего разнообразия известных способов разрушения (отбойки) скальных пород при добыче минерального сырья и при проведении подземных выработок на перспективу 25-30 лет и более взрывной не будет иметь альтернативы [1].
Степень дробления взорванной горной массы определяется многими факторами: природными - трещиноватостью, крепостью и другими физико-механическими свойствами пород и техническими - способом и параметрами взрывных работ.
Многочисленными исследованиями показано, что крупность взорванной массы определяется в основном трещиноватостью и структурой массива пород и в меньшей степени крепостью и другими свойствами. Применительно к получению заданной крупности основными параметрами трещиноватости являются [2]: параметры I порядка - степень трещиноватости (блочности) пород и ширина трещин между отдельностями; параметры II порядка - направление трещин и материал заполнителя их.
Чем в большей степени трещиноват массив пород, тем меньше он содержит крупных кусков (отдельностей), требующих дробления, тем меньше будет выход негабарита при взрыве.
Трещиноватость пород существенно изменяется под влиянием массовых взрывов. Нарушения массива взрывами состоят в расширении естественных трещин в 5-Ю раз. При вертикальных скважинных зарядах нарушения распространяются под заряд вдоль оси его на 7-10, а по кровле уступа - на 100 диаметров заряда. Расширение естественных трещин при нарушении взрывом, вызывая интенсивное затухание волн напряжений, ухудшает степень взрываемости пород. При обычных условиях нарушенной оказывается часть массива в первом ряду зарядов, поэтому переход на многорядное взрывание позволяет существенно снизить выход негабарита и является одним из обязательных условий достижений высокой степени дробления [3,4].
Как показывает анализ гранулометрического состава взорванной скальной породы и руды выход материала, пригодного для транспортирования ленточными конвейерами (-300) не превышает 20% [2-4]. Применение ленточных конвейеров в таких условиях требует использования дробильных агрегатов, существенно увеличивающих капитальные и эксплуатационные затраты. Вместе с тем современные способы ведения буровзрывных работ позволяют получить горную массу, в которой фракции 0-1000 мм составляют 96-98 % .
Перемещение груза с таким гранулометрическим составом специальными ленточными конвейерами дает возможность исключить дорогостоящее вторичное дробление негабарита в дробилках. Отдельные куски негабаритного груза могут быть разрушены при повторном взрывании, например, с помощью накладных зарядов или другим способом.
Известны многочисленные примеры разработки скальных пород на карьерах с использованием механических способов рыхления. Наибольшее распространение получили навесные рыхлители.
При анализе способов разрушения пород оценке подлежат не только экономические показатели и экологическая безопасность, но и селективность разработки; возможность работать на уклонах, отстраивая наклонные съезды, следуя гипсометрии пласта; гранулометрический состав горной массы (наличие не только крупных, негабаритных кусков породы, но и мелких частиц, часто относимых к потерям), в отдельных случаях форма осколков породы. Размер образующих кусков породы, в частности, влияет на выбор вида карьерного транспорта [5].
Определение рациональной степени дробимости горного массива производится из условия минимизации суммарных затрат на буровзрывные работы, вторичное дробление, экскавацию, погрузку и транспортировку горной массы.
При этом для вскрышных пород необходимо учитывать условия отвалообразования, а для полезных ископаемых изменение качества, как товарной продукции, при изменении гранулометрического состава. Например: в железной руде строго ограничено содержание фракций до 5 мм; весьма вредное влияние оказывает и часто требует окомкования большое содержание мелочи при металлургической переработке ряда руд цветных металлов; при добыче строительного камня мелочь вообще не является товарным продуктом [6].
Таким образом, выбор степени измельчения является одним из наиболее ответственных этапов при проектировании открытой разработки скальных пород и требует комплексного рассмотрения всех относящихся к данному процессу вопросов.
