Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Состояние проблемы. Цели и задачи исследования
1.1 Состояние проблемы .8
1.2 Цели и задачи исследования .13
ГЛАВА 2. Изучение причин отказов редукторов копающих механизмов экскаватора-драглайна
2.1. Отказы редукторов экскаватора ЭШ 20.90 15
2.2. Механизм образования и развития усталостных трещин 20
2.3. Эксплуатационные факторы, влияющие на усталостную долговечность вала-шестерни .26
Выводы 29
ГЛАВА 3. Исследование нагружености элементов редуктора тяги экскаватора ЭШ 20.90 в динамических режимах
3.1. Разработка модели электромеханической системы привода тяги 30
3.2. Исследование нагружености элементов редуктора тяги в динамических ре-жимах 39
3.3. Расчет напряжений на валу-шестерне z=20, m=26 в динамических режимах 44 Выводы .49
ГЛАВА 4. Влияние нагрузок на ресурс вала-шестерни редуктора тяги
4.1. Определение напряжений на валу-шестерне редуктора тяги при различных режимах работы привода 50
4.2.Выбор гипотезы определения ресурса вала-шестерни .54
4.3. Разработка способа ограничения динамических нагрузок в элементах трансмиссии .60
Выводы 67
ГЛАВА 5. Разработка технического решения для способа ограничения динамических нагрузок в элементах редуктора тяги
5.1. Анализ существующих способов ограничения перегрузок в приводах экскаватора .68
5.2. Разработка технического решения для ограничения динамических нагру-зок 71 5.3.Ожидаемый экономический эффект от реализации предлагаемого реше-ния 82
Выводы 87
Заключение .88
Библиографический список
- Цели и задачи исследования
- Механизм образования и развития усталостных трещин
- Исследование нагружености элементов редуктора тяги в динамических ре-жимах
- Разработка способа ограничения динамических нагрузок в элементах трансмиссии
Цели и задачи исследования
Большое количество работ посвящено проблеме диагностирования редукторов экскаваторов [24,63,75,90]. Применяются передовые способы измерения вибрационных и акустических параметров зубчатых зацеплений и подшипников. Измерения параметров выполняется на этапах пуска нового агрегата (узла), определяются вибрационные и акустические параметры технически исправного «эталонного» состояния. Далее в процессе эксплуатации, выполняя периодические измерения, контролируют изменение технического состояния объекта путем сравнения эксплуатационных параметров с «эталонными» и прогнозируют сроки безаварийной работы агрегата (узла). Проведение указанных работ позволяет переходить от системы планово-предупредительных ремонтов к обслуживанию по фактическому состоянию, что обеспечивает более полное использование ресурса сборочных единиц агрегата и предотвращает внезапные отказы оборудования.
Важным мероприятием является контроль состояния смазочных материалов редукторов горных машин [43]. Периодическая проверка химического состава смазывающих жидкостей позволяет установить степень износа, ухудшение смазывающих свойств, наличие инородных включений, загрязненность. Косвенно можно контролировать состояние трущихся элементов (подшипников, зубчатых колес), целостность прокладок крышек и уплотнений валов, из-10 меряя содержание продуктов износа, посторонних включений и наличия других по химическому составу жидкостей в единичном объеме смазочного материала.
Известны способы улучшения технологии изготовления высоконагру-женных зубчатых передач [10].Основное направление - повышение качества проведения работ по закаливанию и отпуску заготовок, улучшение технологии закалки токами высокой частоты (ТВЧ). Было установлено, что существующая технология закалки поверхности зубчатого венца ТВЧ может приводить к образованию закалочной трещины на рабочей поверхности зуба, которая являясь концентратором напряжения, существенно сокращает ресурс зуба. Применение специально разработанного способа охлаждения позволило устранить указанный недостаток.
Известно, что копающие механизмы экскаватора драглайна работают преимущественно в режимах пуска и стопорения. Нагрузки, возникающие в этих режимах, зависят от момента сил сопротивления на рабочем органе, слабины в тяговых и подъемных канатах и скорости механизма, могут достигать значительных величин, превышающих значение стопорных нагрузок в статических режимах в 1,5-2 раза [12,13]. Что и определяет интенсивность износа элементов механизма тяговой и подъемной лебедки.
Динамические нагрузки, возникающие в механизме тяги в режимах сто-порения рабочего органа, воздействуют на весь механизм в целом, достигая максимальных значений в канатах и убывая на механических элементах по направлению к двигателю. В работах по автоматизации процесса копания [28,47,77,78] измеряемым параметром для выбора уровня предельно-допустимых динамических нагрузок является усилие в тяговых канатах механизма. Регулирование нагрузок осуществляется применением специальных регуляторов, охваченных обратными связями для управления электроприводом. При этом нагрузки, возникающие в элементах трансмиссии механизма тяги, не учитываются.
Более полное исследование загруженности копающих механизмов экскаватора выполнено в работе [45], где основным механизмом для исследования был выбран привод подъема карьерного экскаватора ЭКГ-8И. На основе разработанной трехмассовой электромеханической модели привода подъема, включающей в себя электродвигатели, редуктор и канат с рабочим органом, с учетом сил внутреннего и вязкого трения и зазором в зубчатых зацеплениях в редукторе подъема, были выполнены исследования энергетических показателей. Измерялись величины максимальной, интегральной и среднеквадратичной нагрузки на рабочем органе и двигателе. Предложены алгоритмы и способ ограничения нагрузок в рабочем оборудовании карьерного экскаватора [66,67].
Исследование влияния низких температур на надежность металлоконструкций экскаватора представлены в работах [49,62,74,]. Предложены алгоритмы оценки живучести металлоконструкций с трещинами при эксплуатации экскаватора в условиях агрессивной среды и низких отрицательных температур. Подробно рассмотрено влияние низких температур на гранулометрический состав разрабатываемых пород. Установлены зависимости влияния нагрузок, возникающих на стреле экскаватора от габаритных размеров вынимаемой горной массы.
Ранее выполненная работа [48] позволяет сделать вывод о влиянии низких отрицательных температур на надежность редукторов тяги экскаваторов-драглайнов. Способом повышения надежности редуктора принят метод диагностирования ротационных элементов для перехода на техническое обслуживание и ремонт по фактическому состоянию.
Как показала практика, наиболее эффективными способами повышения надежности механического оборудования экскаваторов, при эксплуатации в условиях низких отрицательных температур, являются: регулирование загрузки электропривода и формирование особого вида механической характеристики [64,59,97].
Обзор ранее выполненных работ показал, что механизм тяги экскаватора-драглайна рассматривают с позиции двухмассовой системы. Измерения нагрузок производят в канатах тяговых и подъемных лебедок. Разрабатывают алгоритмы автоматизированного управления ковшом в режимах черпания для уст-
Механизм образования и развития усталостных трещин
На скорость развития усталостных трещин влияют: внешние условия (температура, влажность) и условия нагружения (симметричный, ассиметричный цикл).
Воздействие температуры на скорость развития трещин оказывает двоякое влияние. В условиях низких отрицательных температур присходит увеличение предела текучести сталей с одновременным ухудшением вязкостно-пластичных свойств [19,42,73,88]. Установлено, что с понижением температуры до —70 С происходит замедление скорости развития трещин [97], однако при —40 С при значительных величинах коэффициентов интенсивности напряжений происходит увеличение скорости до 1,5 раз [50,69].
Ассиметрия цикла нагружения влияет как на скорость образования усталостной трещины, так и на интенсивность ее дальнейшего развития. При увеличении коэффициента ассиметрии цикла R происходит снижение порога развития трещины, а скорость роста трещины с увеличением коэффициента R замедляется [35].
Места резких изменений сечения и формы детали являются сильными концентраторами напряжений, величина напряжений в которых может возрастать в 2 и более раз по сравнению с нормальными и определяется радиусом концентраторов. Чем меньше радиус, тем больше величина напряжений. В месте концентратора происходит снижение предела выносливости материала, а с учетом увеличения местных напряжений (наличие концентратора) зарождение и рост трещины будет происходить при меньших уровнях нормальных напряжений [27].
Неровности, появившиеся в результате механической обработки, являясь местом концентрации напряжений, уменьшают величину предела выносливости. При резании заготовки на поверхности остается наклеп, величина и знак напряжений которого зависит от свойств металла и режимов резания. Наклеп и остаточные сжимающие напряжения увеличивают сопротивление усталости, а остаточные растягивающие напряжения, существенно снижают предел выносливости детали.
2.3 Эксплуатационные факторы, влияющие на усталостную долговечность вала-шестерни
Вал-шестерня z=20, m=26 является ведущим элементом второй ступени редуктора тяги. Со стороны шевронного колеса на шлицевое эвольвентное соединение устанавливается эластичная муфта, которая соединяет вал-шестерню с валом шевронного колеса. Муфта позволяет нивелировать несоосность соединяемых валов и передает крутящий момент. С каждой стороны вала-шестерни устанавливается по два роликовых двухрядных подшипника.
Валы-шестерни изготавливают из поковок стали 34ХН1М группы 5-КП75 ГОСТ 8479-70. Механические свойства представлены в таблице 2.1 [70,71].
В процессе эксплуатации вал-шестерня, как элемент редуктора, подвергается воздействию факторов окружающей среды (температура, влажность) и значительным уровням нагрузок в процессе черпания горной массы.
Осциллограммы нагрузок механизма тяги представлены на рисунке 2.14 [38]. Рис. 2.14 Нагрузки в механизме тяги при низкоквалифицированном (а) и высококвалифицированном (б) управлении копающими механизмами
Анализируя осциллограмму заметим, что нагрузки на левой осциллограмме изменяются скачкообразно и достигают стопорных значений. Такой характер нагрузок возможен при неумелом управлении механизмами тяги и подъема экскаватора и при низком качестве подготовки забоя. В случае высокой квалификации машиниста, нагрузки при заполнении ковша нарастают плавно, верхние значения нагрузок, как правило, не достигают стопорных значений.
Исследования нагрузок в механизме тяги в режимах жесткого стопорения рабочего органа [47], что возможно при разработке скальных и плохо подготовленных пород, позволили установить значения коэффициента динамичности, определяемого как кд = н , где Fmax- максимальное усилие в "стоп канатах лебедки; FCTOn- усилие стопорения в статическом режиме, которые могут достигать значений 1,6-1,8.
Нагрузки в зубчатой передаче зависят от крутящего момента, развиваемого двигателем. На валу вала-шестерни нагрузки складываются из изгибающего и крутящего момента. Крутящий момент постоянно создает напряжение на валу, а изгибающий момент изменяет свое положение относительно вала [4,79]. Таким образом, максимальная нагрузка на валу-шестерни локализуется на небольшом участке и при вращении изменяется относительно вала. Это значит, что за один оборот каждый участок вала подвергается максимальным и минимальным нагрузкам. Влияние низких температур на усталостную долговечность элементов редуктора проявляется отрицательным образом [38,89]. Исследования, выполненные П.И. Кохом [38], свидетельствуют об увеличении числа отказов элементов редуктора (вал-шестерней, зубчатых колес) в зимнее время года. Объясняется это понижением пластичных свойств материала и, как следствие, увеличением уровня напряжений в местах их максимальной концентрации, возрастанием влияния микродефектов кристаллической решетки. Снижением уровня трещиностойкости стали и возрастанием влияния размеров усталостных трещин. Увеличивается скорость зарождения и развития усталостных трещин при значительных уровнях нагрузок. Существенно изменяются механические свойства сталей. Увеличение предела выносливости и текучести при понижении температуры снижает несущую способность вследствие опережающего воздействия хрупких разрушений, вызванных снижением ударной вязкости стали. Снижается способность стали противостоять разрушению под действием высоких динамических нагрузок. Выводы
1. Установлено, что с увеличением срока службы экскаватора возрастает количество отказов элементов редуктора тяги. Большая часть отказов редуктора связана с выходом из строя валов-шестерней. Доля отказов валов-шестерней z=20, m=26 и z=32, m=12 составляет 40% и 21%, соответственно, от общего количества отказов.
2. Причиной отказов валов-шестерней являются предельный износ зубьев и изломы вала вследствии развития усталостных трещин, образование которых происходит в местах концентрации напряжений.
3. Редутор тяги в процессе эксплуатации подвергается действию значительных нагрузок, связанных с умением машиниста управлять механизмами тяги и подъема, и с горнотехническими уловиями экскавации.
4. В зимнее время года, в период низких отрицательных температур воздуха, частота отказов редуктора увеличивается в 1,5 - 2 раза. Величина динамических нагрузок в канатах в режимах жесткого стопорения рабочего органа достигает величин 1,6 — 1,8МСТ0П. ГЛАВА 3. Исследование нагружености элементов редуктора тяги экскаватора ЭШ 20.90 в динамических режимах 3.1 Разработка модели электромеханической системы привода тяги
Работа привода тяги экскаватора-драглайна практически все время происходит в динамических режимах. Интенсивное преобразование электрической энергии в механическую на валу двигателя, передача кинетической энергии в элементах редуктора и в упругой системе редуктор-канат-ковш приводит к появлению дополнительных нагрузок. Величина динамических нагрузок, возникающих в элементах редуктора тяги, зависит от энергетических и кинематических характеристик привода: мощности двигателя, скорости привода и его ускорений, инерционности ротационных узлов, и внешних воздействий: нагрузки на рабочем органе.
Для исследования влияния внешних условий и характеристик привода (кинематических и энергетических) на нагруженость элементов редуктора необходимо разработать модель привода тяги, представляющую собой единую электромеханическую систему, в которой электрическая и механическая часть в динамических режимах работы механизма находятся в непрерывном взаимодействии. При разработке модели следует стремиться к использованию расчетных схем, адекватно описывающих динамическую систему и избегать применения коэффициентов, определение которых затруднено.
Наиболее часто для решения задач динамики электромеханических систем горных машин применяются двух- и трехмассовые расчетные схемы, которые с достаточной степенью точности отражают процессы, протекающие в них [11,46,72].
Исследование нагружености элементов редуктора тяги в динамических ре-жимах
Из осциллограмм видно, что моменты нагрузки на валу-шестерне и рабочем органе в режиме стопорения различаются незначительно. Объясняется это величинами кинетической энергии вращающихся элементов привода, отдаваемой при стопорении в механизм тяги. Значительные величины кинетической энергии, запасаемой приводом, концентрируются в массивных и вращающихся с максимальной скоростью ротационных элементах механизма тяги. Расчет кинетических энергий механической части привода производился по формуле в которой / - момент инерции массы, кг м2; со - скорость массы, рад/сек. При расчете скорость представлялась в относительных единицах и равнялась 0,5 DHOM. Проведенные расчеты позволили установить кинетическую энергию первой массы EKji = 510"0 52 = 127 о. е. и энергий второй и третьей соответственно. Срав нение кинетических энергий масс трехмассовой системы позволило сделать вывод, что 93% её запасется в первой массе, которая в режимах стопорения высвобождается и обеспечивает увеличение момента на второй и третьей массах. Анализ результатов проведенных исследований позволяет заключить, что нагрузки, возникающие на валу-шестерне Ш2 в редукторе тяги в режимах сто-порения, соизмеримы с нагрузками на рабочем органе, а по величине и длительности воздействия нагрузки, наиболее нагруженным в редукторе тяги элементом является вал-шестерня Ш2, входящая в зацепление с колесом К2. При этом, чем больше нагрузка на рабочем органе, тем быстрее останавливается двигатель и больше нагрузки на элементах редуктора.
Статистический анализ надежности вала-шестерни Ш2 (z=20, m=26) позволил установить, что значительная часть её отказов связана с изломами вала вала-шестерни в связи с развитием усталостных трещин в области окончания шлицевого соединения и галтели. Для оценки опасности напряжений, возникающих в динамических режимах, необходимо оценить их величину и определить места опасной концентрации.
Многочисленные исследования надежности элементов горных машин показали, что зарождение и развитие усталостных трещин происходит в местах значительной концентрации напряжений, которыми являются резкие изменения сечений, шероховатости поверхности, сколы, царапины и задиры. Степень опасности влияния концентраторов напряжений определяется путем расчета напряжений, возникающих в них, при возникновении максимальных нагрузок в элементе. Наиболее информативным методом определения напряженно-деформированных состояний деталей с концентрациями напряжений является метод конечных элементов [9,23,25,31,51,83].
Разработка конечно-элементной модели вала-шестерни z=20, m=26 производилась в программе Ansys в расчетном модуле Workbench [5,6,94].
Подготавливается геометрическая модель вала-шестерни, выполнена в CAD редакторе Autodesk Inventor 2011 (рис 3.9). Рис. 3.9 Геометрическая модель вала-шестерни
Определяются физические условия моделирования. Проведенные иссле дования нагружености элементов редуктора, выполненные на электромеханической модели привода тяги, позволили установить максимальные нагрузки, возникающие на валу-шестерне, в динамических режимах. В связи с этим расчет напряженно-деформированного состояния необходимо и достаточно производить в статической модели нагружения. Для этой цели используется статический прочностной анализ Static Structural.
Задаются свойства материала. Вал-шестерня изготавливается из конструкционной стали 34ХН1М со следующими прочностными свойствами (таблица 3.4).
Задаются опоры для вала-шестерни (места установки подшипников) и момент, передаваемый на вал-шестерню от двигателя (прикладывается на место посадки шлицевого соединения муфты). В итоге получаем численную модель, подготовленную для решения.
Полученная модель анализа напряженно-деформированного состояния вала-шестерни приведена на рисунке 3.11.
Модель вала-шестерни для анализа напряженно-деформированного состояния В результате выполненных расчетов с дальнейшим анализом результатов удалось установить, что галтель вала-шестерни является местом значительной концентрации напряжений. Величина напряжений достигает величин 375 395 МПа. Достоверность напряжений, полученных в конечно-элементной модели, подтверждается аналитическим решением [26].Расчет напряжений производился по формуле: отах = к аЭКВ, где отах - максимальное напряжение в области галтели; к - коэффициент концентрации напряжений; аЭКВ - эквивалентные напряжения на галтели.
Значения напряжений, возникающих на галтели вала-шестерни при передаваемом моменте Г = 200000 Н-м с учетом концентратора, составили бтэкв = 378 МПа. Напряжения, полученные на конечно-элементной модели, составили 381 МПа. Расхождение составило 1%.
Выполненные исследования динамических нагрузок, возникающих на наиболее слабом элементе редуктора - вал-шестерня z=20, m=26, показали, что величина их может достигать значений 3 ...3,2МН0М. Напряжения в наиболее нагруженном сечении достигают значений 375 - 395 МПа. Выводы
1. Разработана модель привода тяги шагающего экскаватора, представляющая собой единую электромеханическую систему, в которой электрическая и механическая части в динамических режимах находятся в непрерывном взаимодействии.
2. Разработанная модель позволяет исследовать максимальные и интегральные показатели нагрузки в динамических режимах на наиболее нагруженных элементах трансмиссии - валах-шестернях: первичной z=32, m=12 и промежуточной z=20, m=26.
3. В ходе моделирования установлено, что величина интегральной нагрузки на валу-шестерне z=20, m=26 меньше, чем на рабочем органе, на 7%. Максимальная нагрузка меньше, чем на рабочем органе, на 3%. Вал-шестерня z=20, m=26 является наиболее нагруженным элементом в редукторе привода тяги.
4. Разработана конечно-элементная модель вала-шестерни z=20, m=26. Найдены места максимальной концентрации напряжений, проведен расчет напряжений с учетом максимальных нагрузок. Максимальные величины напряжений концентрируются в области галтели и составили отах = 375 — 395 МПа. Достоверность модели подтверждена аналитическим решением.
Разработка способа ограничения динамических нагрузок в элементах трансмиссии
Особенностью рабочего режима копающих механизмов экскаватора-драглайна является систематическое возникновение перегрузок, которые устраняются машинистом путем уменьшения толщины снимаемой стружки. Но в случае неправильных действий машиниста, а особенно при встрече ковша с неожиданным препятствием, создаются условия появления значительных перегрузок, которые могут быть причиной повреждения рабочего оборудования экскаватора [13].Таким образом, главным требованием к электроприводу копающих механизмов экскаватора является ограничение момента двигателя при перегрузках и особенно стопорениях.
Ограничение момента двигателя электропривода может быть достигнуто двумя различными способами: 1. Механическим - путем введения в кинематическую цепь механизма звена с ограниченным предельно-передаваемым моментом (муфты предельного момента, фрикционы); 2. Ограничением предельного значения момента электропривода, при различной нагрузке на валу [7,95].
Достоинством механического способа является разобщение электропривода и исполнительного механизма при нагрузках, превышающих предельное значение. Однако для главных механизмов экскаваторов этот способ имеет существенные недостатки: большие габаритные размеры ограничительных звеньев и их невысокая надежность. На настоящее время механические способы ограничения нагрузок в главных приводах экскаваторов драглайнов не применяются.
Второй способ - ограничение момента электропривода. Ограничение реализуется путем автоматического воздействия на систему управления двигате лем, что позволяет сформировать механическую экскаваторную характеристику электропривода.
Большинство систем и устройств ограничения динамических нагрузок в механизмах тяги и подъема драглайна основано на использовании замкнутых систем регулирования величины натяжения подъемных канатов, впервые предложенных О.А. Залесовым, М.С. Ломакиным и Г.Б. Петерсом. В дальнейшем ими было предложено регулировать натяжение подъемных и тяговых канатов совместно.
Обзор ранее выполненных работ по совершенствованию систем управления электроприводами и снижения уровня механических нагрузок в рабочем оборудовании рассмотрен в диссертации Самойленко А.М. [77]. Общим для всех этих систем является то, что снижение динамических нагрузок в механизме тяги осуществляется путем регулирования усилий натяжения подъемных канатов драглайна. Для этой цели используются логические устройства коррекции управления сигналов машиниста, устраняющих его неправильные действия. Устройство управления ковшом, в котором учитывается вес ковша по линейной зависимости, а ограничение перегрузок в механизме тяги выполняется путем введения зоны нечувствительности в контуре регулирования натяжением подъемными канатами, при нагрузках близких к стопорным увеличивается натяжение подъемных канатов. Устройства коррекции управляющих сигналов машиниста, которые позволяют избегать излишних заглублений ковша и тем самым снижать динамические нагрузки в тяговом механизме.
Структуры и алгоритмы устройств ограничения перегрузок в механизме тяги драглайна реализуются путем управления величиной усилия натяжения подъемных канатов. Общим их недостатком считается возможность появления значительных колебаний в подъемных канатах из-за использования блока согласования с ПД-регулятором.
Наиболее эффективной из рассмотренных способов ограничения динамических нагрузок в тяговых канатах является автоматизированная система снижения перегрузок, разработанная совместно МГГУ и ФГУП «Гипроуглеавтома-69 тизация» [68]. Патент Российской Федерации № 1425276 1994 г. Авторы патента: Ломакин М.С., Симонов Ю.В., Ромашенков А.М., Полинский М.Б., ограничивают упругие усилия в канатах привода тяги драглайна. Снижение предельных усилий в канатах осуществляется за счет действия регуляторов усилий, реализующих ПД-закон регулирования с ограничением уровня их выходного сигнала, на вход которого подаются сигналы предельного уровня усилий пр и сигнал обратной связи от датчика усилия. Выходные сигналы регулятора привода и регулятора усилий подключаются через логический блок на вход тиристорного возбудителя генератора. В предельных режимах при возрастании упругого усилия в канате сигнал регулятора усилий становится меньше сигнала регуляторов привода, логический блок отключает регуляторы привода и подключает регулятор усилия на тиристорный возбудитель, обеспечивая более интенсивное, за счет Д-составляющей закона регулирования, снижение возбуждения генератора и стабилизацию усилия на заданном предельном уровне. Устройство снижения механических перегрузок серийно выпускается АО Электросила с 1994 г. (г. Санкт-Петербург). Результаты производственных испытаний показали эффективность автоматизированной системы. Нагрузки в режимах жесткого стопорения рабочего органа снизились на 20%.
В работе [77] предложено ограничивать скорость тягового механизма драглайна с увеличением нагрузки на рабочем органе. Регулирование скорости производится ступенчато. Снижение перегрузок в механическом оборудовании драглайна выполняется с помощью применения ПД-регулятора в системе управления электроприводом.
Обзор источников показал, что для снижения динамических нагрузок в механизме тяги драглайна используются алгоритмы совместного управления тяговым и подъемным механизмами, а также воздействием на электропривод через систему управления с применением законов ПД-регулирования.
Известны способы ограничения нагрузок в рабочем оборудовании карьерных экскаваторов, эксплуатирующихся в экстремальных погодных условиях.
Разработаны алгоритмы и способы управления электроприводами при эксплуа-70 тации в условиях низких отрицательных температур [1,2]. Главной их особенностью является ограничение стопорного момента двигателя при понижении температуры воздуха. Степень ограничения выбирается исходя из уравнений регрессии для каждого типа машины [97].
Более совершенный способ снижения нагрузок в рабочем оборудовании карьерного экскаватора при эксплуатации в суровых климатических условиях основан на применении двухканальной системы управления электроприводом [66,67,81]. Момент двигателя регулируется обратно пропорционально скорости, технически реализуется путем управления магнитным полем двигателя.
