автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Обоснование и выбор параметров средств температурной адаптации гидрообъемных трансмиссий карьерного оборудования

На правах рукописи САЙДАМИНОВ ИСОХОН АБДУЛФАЙЗОВИЧ

УДК 622.242 (043.3)

ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ СРЕДСТВ ТЕМПЕРАТУРНОЙ АДАПТАЦИИ ГИДРООБЪЕМНЫХ ТРАНСМИССИЙ КАРЬЕРНОГО ОБОРУДОВАНИЯ

Специальность 05.05 06 - «Горные машины»

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

МОСКВА 2003

Работа выполнена в Московском государственном горном университете

Научный консультант: профессор, доктор технических наук, заслуженный деятель науки и техники Российской Федерации, Кантович Леонид Иванович.

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Бреннер Владимир Александрович, доктор технических наук, профессор Красников Юрий Дмитриевич , доктор технических наук, профессор Ушаков Леонид Семенович.

Ведущее предприятие ННЦ ГП - ИГД им А.А. Скочинского.

Защита состоится «23» мая 2003 г. в 1200 часов.

на заседании диссертационного совета Д-212.128.09

при Московском государственном горном университете по адресу:

119991, Москва, Ленинский проспект, 6.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке МГГУ.

Автореферат разослан «17» апреля 2003 г.

Ученый секретарь диссертационного совета канд. техн. наук, проф.

Шешко Е.Е.

2лоЗ-Д

Общая характеристика работы / Актуальность работы. 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.

Одновременно с этим появляются новые выемочно-погрузочные полностью гидрофицированные машины нетрадиционного конструктивного исполнения и технологического использования. Этот новый тип экскавационных 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

' 7оС. НАЦИОНАЛЬНАЯ |

1 БИБЛИОТЕКА 1 | С.Петербург лгу*.

} 09 ?ооЗ "Уф А

горных пород по крепости. Как правило, такая техника обеспечивает возможность отработки горного массива средней крепости (до / = 7-г8) без предварительной буровзрывной подготовки.

Опережающее развитие открытого способа ведения горных работ выдвигает актуальную научную проблему создания нового бурового и экскавационного 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 харает-еристик 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 установленных 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 сервисно! о 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 нагружснности 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 двухпоточных гидрообъемных трансмиссий полностью подтвердили результаты теоретических исследований, при этом относительная ошибка экспериментальных данных не превысила 5 * 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 моищости 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 обоснования их величин, математических моделей тепловых процессов в силовых регулирующих и сервисных контурах гидрообъемных трансмиссий, позволивших сформулировать принципы создания эффективных схем средств температурной адаптации карьерного оборудования, что является дальнейшим 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 гидрообъемных трансмиссий заданного типа карьерного оборудования с одновременным 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 результаюв работы. Методика расчетов системы кондиционирования рабочей жидкости использованы при проектировании вращательно-подающего механизма шарошечного бурового станка СБШ320-55/20 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-конструкгорский институт АО «ТаджикГИИНТИЗ» 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 заводе 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 - летаю Л.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 февратя - 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 «ТаджикГИИНТИЗ» (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.

Основное содержание работы

Объектом исследования являются тепловые процессы в гидрообъемных трансмиссиях карьерного оборудования, определяющие его надежность в различных климатических условиях эксплуатации.

Область применения карьерного оборудования на горных предприятиях постоянно расширяется, а их эксплуатация характеризуется особо тяжёлыми температурными условиями. Поэтому основным направлением работы является обоснование параметров средств температурной адаптации многорежимных гидрообъемных реверсивных регулируемых трансмиссий карьерного оборудования с замкнутой циркуляцией рабочей жидкости.

В главе 1 выполнен анализ современного состояния и рассмотрены перспективы развития конструкций карьерного оборудования с гидрообъемными трансмиссиями.

Круг вопросов, связанных с обеспечением надежности и конструирования приводных систем карьерного оборудования, рассмотрен в работах ряда ученых. Большой вклад в этой области внесли: В.М. Берман, В.А. Бреннер, В.М. Владимиров, К.Е. Виницкий, В.Н. Дмитриев, Н.Г. Домбровский, A.A. Жуковский, Л.И. Кантович, П.В. Коваль, В.Ф. Ковалевский, Б.Н. Кутузов, Ю.Д. Красников, Г.Ю. Козин, В.Г. Картавый, В.И. Морозов, A.C. Мельников, Ю.А. Нанкин, И.Л.Пастоев, Р.Ю. Подэрни, В.А. Перетолчин, Ш.З.Нажмудинов, А.Я. Рогов, В.И. Супрун, В.Ф. Сандалов, А.У.Умаров, Л.С. Ушаков, ЗЛ.Финкельштейн, В.М. Штейнцайг, P.M. Штейнцайг, Е.А. Этингоф.

Анализ имеющихся статистических данных влияния температуры рабочей жидкости (РЖ) на показатели работы карьерного оборудования с гидрообъемными трансмиссиями показал, что повышение температуры РЖ и ее загрязненности приводит к уменьшению производительности гидрофицированных машин, снижению их надежности и долговечности, способствует увеличению эксплуатационных затрат. В результате снижаются технико-экономические показатели работы гидрофицированных машин и эффективность их применения.

Анализ ранее выполненных исследований свидетельствует, что параметры отдельных элементов системы кондиционирования РЖ, обеспечивающей температурную адаптацию гидравлического карьерного оборудования, не учитывают особенностей его технологического нагружения в течение рабочего цикла, одновременности работы нескольких его силовых регулирующих контуров (PK) различной мощности, температурного диапазона окружающего воздуха. Сегодня практически не нашло отражение в технической литературе вопросов и проблем, связанных как со схемным решением, так и с методиками расчета параметров одно- и двухпоточных трансмиссий вращательного действия и их систем кондиционирования РЖ.

Анализ технических проектов ведущих отечественных разработчиков гидравлического карьерного оборудования показал, что до настоящего времени практически отсутствуют теоретические основы расчета рациональных параметров элементов системы кондиционирования РЖ, позволяющей обеспечить еще на стадии проектирования эффективную температурную адаптацию карьерного оборудования с учетом особенности

его технологического нагружения в течение рабочего цикла, одновременности работы нескольких его РК различной мощности и температурного диапазона окружающего воздуха для конкретного климатического исполнения оборудования.

Таким образом, в соответствии с поставленной проблемой и целью в работе решены следующие задачи:

• моделирование технологического цикла рабочего процесса карьерного оборудования конкретного вида;

• анализ параметров технологического нагружения карьерного оборудования за элементарный цикл его работы;

• разработка интегральной структурно-параметрической модели технологического нагружения карьерного оборудования при разрушении горных пород с заданными физико-механическими свойствами;

• классификация гидрообъемных регулируемых реверсивных трансмиссий с замкнутой циркуляцией РЖ;

• классификация режимов работы регулируемых гидрообъемных реверсивных и нереверсивных одно- и двухпоточных трансмиссий с замкнутой циркуляцией РЖ;

• моделирование многорежимного силового РК приводов гидрообъемных трансмиссий с замкнутой циркуляцией РЖ;

• моделирование тепловых процессов при работе многорежимных силовых РК гидрообъемных трансмиссий с двигателями вращательного и поступательного действия;

• моделирование теплопотоков РЖ в линии низкого давления силовых РК гидрообъемных трансмиссий;

• моделирование параметров сервисного контура (СК) системы гидробак - охладитель/нагреватель;

• стендовые испытания одно- и двухпоточных трансмиссий вращательного действия;

• анализ и выбор рациональных параметров средств температурной адаптации гидрообъемных трансмиссий карьерного оборудования;

• разработка оптимальной схемы единого СК, обеспечивающего эффекгивную температурную адаптацию активированных в соответствии с рабочим циклом гидрообъемных трансмиссий карьерного оборудования;

• разработка методик инженерного расчета:

- объема и линейных размеров гидробака с оптимальной эффективной поверхностью охлаждения РЖ;

- эффективной поверхности и рядности охладителя (радиатора) РЖ; мощности нагревателя РЖ;

- относительных ресурсов нагнетательного и дренажного фильтров;

- величины подачи насоса подпитки, обеспечивающей эффективную температурную адаптацию карьерного оборудования заданного климатического исполнения.

В главе 2 рассмотрены принципы построения интегральной структурно-параметрической модели технологического нагружения карьерного оборудования (гидравлического экскаватора - ГЭ, с рабочим оборудованием прямая и обратная лопата; бурового станка - БС; карьерного комбайна - КК и компактного роторного экскаватора - КРЭ) с учетом специфики его рабочего процесса при разрушении горных пород с заданными физико-механическими свойствами; уровня установленных мощностей двигателей основных механизмов оборудования и длительности их активации в течение цикла.

Анализ влияния температуры РЖ на показатели работы карьерного оборудования свидетельствует, что температурный режим гидрообъемных трансмиссий является следствием в основном двух факторов - температуры окружающей среды и технологической нагруженности оборудования.

На основе системного анализа силовых схем ГЭ разработана классификация, в основу которой положены характерные признаки их рабочего оборудования с гидродвигателями поступательного действия, которые объединены в пять конструктивных групп:

- первая - традиционная;

- вторая - с параллелограммным рабочим оборудованием;

третья - рабочее оборудование со вспомогательными гидроцилиндрами;

- четвертая - с реактивным параллелограммом и трехплечьим шарниром;

- пятая - с реактивным параллелограммом и четырехплечьим шарниром.

Особенностью экскавации для всех конструктивных схем ГЭ является поддержание заданного, в области рациональных значений, угла копания, преимущественно при горизонтальном внедрении ковша в забой (минимальном его пути наполнения - /„) с последующим поворотом его в вертикальной плоскости, практически по всей высоте возможного подъема рабочего оборудования.

Установлено, что величина момента инерции маховых масс поворотной платформы и рабочего оборудования ГЭ -1 (кг-к1) прямо пропорциональна величине вместимости их ковшей - Е,, отношению объемных масс породы -р и материала ковша - рм, произведению квадратов первой производной по времени проекции -/?,,(т) вылета ковша от оси вращения платформы экскаватора и длительности разгона (торможения) платформы экскаватора - т при ее повороте:

где ку - эмпирический коэффициент пропорциональности момента инерции -1 величине вместимости ковша -Е„ (м3) экскаватора.

Средневзвешенная за цикл работы экскаватора относительная энергоемкость отработки уступа составляет:

■■Уцро

РО V 1Гялгг) цд

(2)

где Уцю^цпв^цх - весовые коэффициенты, отражающие относительную

продолжительность задействования рабочего оборудования, поворота и механизма хода гидравлического экскаватора при отработке забоя (блока) с одного местостояния; К

Р8

I

0,4 +ОД 1 +

Р.

- средневзвешенная за цикл

работы экскаватора энергоемкость, затраченная рабочим оборудованием - прямая лопата в конкретных условиях забоя; для рабочего оборудования - обратная лопата, соответственно равная:

V. У:

[ Н-г-

0,3 + 0^35) 1 + —

1 Р.

0,3 - 0,35^

' Я,

2Л+Р

Шаах^пВ ^Рк + р,

экскаватора;

__ч>1 «>.ш

- относительная энергоемкость поворота

Я,

- относительная энергоемкость перемещения экскаватора при смене

V чт ) х

местостояния; Кр- удельное сопротивление пород копанию, Н/м2; Уи; Уп- соответственно скорость напора и подъема ковша, м/с; (р, - угол поворота платформы экскаватора к месту разгрузки ковша, град; соп- угловая скорость поворота платформы экскаватора, с"1; ки - коэффициент использования рабочей траектории.

Технология бурения взрывной скважины определяет последовательность выполнения операций, обеспечивающих процесс образования скважин. В зависимости от конструктивного исполнения вращательно-подающего механизма (ВПМ) и мачты БС можно выделить два вида элементарного цикла бурения одной скважины различной структуры:

- цикл, при котором БС имеет ход непрерывной подачи больший глубины скважины (синглпас);

- цикл, при котором БС имеет ход непрерывной подачи меньший глубины скважины (малтипас).

При этом относительная энергоемкость обуривания уступа БС составит:

' (3)

где - I (а V"

К (Ы

Ксж V о)

Я—Л ЧМ

процесса бурения одной штангой;

- относительная энергоемкость

^ н~ | - относительная энергоемкость механизма подачи долота при

наращивании става; ) - относительная энергоемкость перемещения бурового станка от

скважины к скважине; ¥Нп<¥Чв!¥Чх' весовые коэффициенты, отражающие относительную

продолжительность задействования приводов системы подачи, вращателя и хода при обуривании породного массива; - весовые коэффициенты мощности механизма подачи и вращателя, соответственно равные

N

ш„=-£—» _-Л_,

Ну* и " установленные мощности (кВт) приводов, соответственно вращателя долота и механизма подачи в режиме «бурение»; ш; [&>]-соответетвенно текущая и паспортная частоты вращения долота, с"1; Кс - коэффициент, учитывающий увеличение относительного момента вращателя от угла отклонения оси скважины от вертикали; х, - показатель степени, характеризующий работоспособность долота; т - показатель, зависящий от качества продувки скважины. Относительная энергоемкость работы КК, во-первых, зависит от технологии отработки площади уступа, характеризуемой величинами относительной продолжительности -ц/^ выемки породного блока и

маневрирования (У^+У^ = 1,0), а во-вторых от типа рабочего органа (РО), характеризуемого углом его контакта - <р со слоем породы высотой - Я.

Аналитически установлено, что угол контакта РО - р КК (КРЭ) со слоем породы (ленты) является нелинейный функцией его (ее) высоты - Н и хорошо аппроксимируется зависимостью:

Показатель степе™ -X определяется из условия:

= + (5)

и составляет величину, равную 0,515 для шнекофрезерного ТО и 0,286 для

роторного РО, а сро определяется из условия -1,0.

Н

Относительная энергоемкость отработки породного блока КК составляет:

^Л-ЗгТ^Г "г.

\н I =Н 7Г~ и

+¥цх

(.1

\Н»ша)х '

(6)

где

- относительная

энергоемкость отработки КК слоя породы; ( и, V' +л_с- относительная энергоемкость работы конвейера

при отработке КК слоя породы; я„ ) /, +шаг к, . относительная энергоемкость перемещения

[н_______

машины при маневрах;

-с'

( Нг 1 с - относительная энергоемкость холостого хода конвейера;

Vро'}1'х<¥к~ весовые коэффициенты установленной мощности приводов,

соответственно РО, механизма хода и конвейера; /к - коэффициент сопротивления движению гусеничного хода без

проскальзывания; Оу - угол наклона траектории движения КК, град; со - частота вращения РО, с'1; Ух - скорость хода, м/с;

Сз~ отношение минимальной и максимальной мощности конвейера. Установлено, что третьим существенным фактором, влияющим на относительную энергоемкость работы КК, является регулируемость его РО, поскольку у нерегулируемого по частоте вращения Ю

= 1,0>

>

а у регулируемого по частоте вращения ГО это отношение меньше единицы

Энергоемкость отработки забоя КРЭ определяется следующим образом:

L -Ч(е)> С^Л-чумн^Г (7>

нш

Н V«

где I "»- I , |-!£_| I Нш I "f - относительная

энергоемкость отработки породной ленты с участием только приводов ротора и поворота;

н Л"

"и - относительная энергоемкость транспортирования горной

^ Wmn Jк

массы приемным и раз1рузочным конвейерами, аналитически соответствует относительной энергоемкости работы конвейера при отработке КК слоя породы;

; - относительная энергоемкость работы привода

[JLlJ

ротора на холостом ходу; здесь Цро - КПД привода роторного РО;

я У* - относительная энергоемкость работы приводов приемного и

разгрузочного конвейеров на холостом ходу; и" - относительная энергоемкость работы ходового механизма.

И ГШ* )х

Анализ выполненного нами моделирования относительной энергоемкости работы исследуемых видов карьерного оборудования показывает, что последнее дает нам нелинейную функцию относительной энергоемкости от нескольких независимых аргументов (координат), которая не может быть непосредственно использована для установления аналитических зависимостей между параметрами технологического нагружения и температурой РО в гидрообъемных трансмиссиях карьерного оборудования.

Поэтому основная идея моделирования заключалась в исключении независимых аргументов (координат) путем определения максимального средневзвешенного за цикл работы исследуемых видов карьерного оборудования значения относительной энергоемкости в виде интегральной функции:

так мmax

Г Я, \ I , f Г ( а1_____а,_____£,

\Нтш J J Л Л а, 1 D_ ffymnloimn "¡та, »ж

!-Н ашж)

где DKO- пространственная область определения относительной энергоем-

кости работы .¡-го механизма конкретного вида карьерного оборудования; к - число относительных независимых ар1ументов - параметров (координат) пространственной области Око определения относительной энергоемкости ^го механизма конкретного вида карьерного оборудования.

Предлагаемая в настояшей работе интегральная структурно-параметрическая модель технологического нагружения карьерного оборудования, основанная на теории его рабочего процесса при разрушении горных пород с заданными физико-механическими свойствами, учитывающая в относительной форме уровень установленных мощностей приводов главных механизмов оборудования и относительную длительность их активации в течение цикла, является более общей, чем модели, основанные на множественной корреляции независимых аргументов-параметров (координат) пространственной области Г)ки определения относительной энергоемкости.

Моделированием установлено, что максимально возможная средневзвешанная относительная энергоемкость отработки породного массива составляет величину:

- для ГЭ с рабочим оборудованием «прямая лопата», равную 0,402, а с рабочим оборудованием «обратная лопата», равную 0,386;

- для БС, работающих по технологиям «сиглпас» и «малтипас», в крепких породах, равную 0,732, а в мягких породах по технологии «малтипас», равную 0,722;

- для КК с регулируемым шнекофрезерным РО при отработке ими площади уступа продольными полосами, равную 0,727, а при отработке площади уступа нерегулируемыми роторньм РО поперечными полосами, равную 0,931;

- для КРЭ с нерегулируемым приводом роторного колеса, равную 0,857, а с регулируемым 0,837.

В главе 3 выполнено теоретическое обоснование перспективных схем гидрообъемных трансмиссий карьерного оборудования и их параметров.

Сформулированы основные принципы создания рациональных гидрообъемных трансмиссий, к которым в первую очередь следует отнести нижеследующие:

- силовые РК гидрообъемных трансмиссий представляют собой гидропривод с объемным регулированием и должны выполняться по схеме с замкнутой циркуляцией РЖ;

- число одновременно задействованных силовых РК должно быть минимальным;

- СК гидрообъемных трансмиссий современных горных машин должен выполнятся по схеме с открытой циркуляцией РЖ;

- силовые РК гидрообъемных трансмиссий механизмов карьерного оборудования должны образовываться в соответствии с заданным циклом его работы путём коммутации насоса (насосов) насосной установки (НУ) и двигателей вращательного (или поступательного) действия, гидроаппаратуры и вспомогательных устройств;

- для эффективной грязезащиты всех элементов гидрообъемной трансмиссии с замкнутой циркуляцией РЖ в силовом РК, фильтр следует размешать только в линиях низкого давления каждого круга циркуляции РЖ СК.

На основе классификации ГЭ по характерным конструктивным особенностям их рабочего оборудования выполнен анализ принципиальных схем коммутации гидроцилиндров элементов рабочего оборудования, позволивший установить, что управление рабочим оборудованием экскаваторов первой, второй и третьей конструктивных групп, при отработке забоя (блока) с одного местостояния, осуществляется двумя независимыми силовыми РК (с учетом операции принудительного опускания стрелы), а управление рабочим оборудованием экскаваторов четвертой и пятой конструктивных групп одним силовым регулирующим контуром. Причем у экскаваторов третьей, четвертой и пятой конструктивных груш при черпании образуется дополнительный замкнутый контур, расход в котором определяется только положением гидроцилиндра напора рукояти.

Управление механизмами, включающими двигатели поступательного действия (силовые гидроцилиндры) БС, КК и КРЭ в течение цикла отработки забоя, осуществляется только одним силовым РК.

В общем случае поток обмена РЖ - ()'0 (м3/с), несвязанный с ее утечками между активированными (в соответствии с конкретным рабочим циклом) силовыми РК и СК, определится следующим образом:

к , (9)

где Д„„, - относительный скоростной параметр (параметр регулирования

объема рабочих камер) насоса НУ карьерного оборудования ¿-го типа; - относительный параметр активации контуров с двигателями поступательного действия карьерного оборудования ¡-го типа при их соответствующей коммутации;

ац - коэффициент мультипликации линейного двигателя (силового гидроцилиндра); \д\ - номинальная подача насоса (насосов) НУ РК, м3/с.

Анализ уравнения (9) свидетельствует, что поток обмена РЖ в силовом РК, несвязанный с ее утечками (его технологическим нагружением), изменяется от 8,9% (у ГЭ IV и V конструктивных групп) до 20*30% (у КК и КРЭ) от подачи насоса НУ и должен быть учтен при расчете подачи насоса подпитки СК карьерного оборудования конкретного типа.

Следует отметить, что в зависимости от принадлежности ГЭ к конструктивной группе поток обмена РЖ убывает с 25,6% от подачи насоса (насосов) НУ для I и II конструктивных групп до 8,9% для IV и V при 21,7% для III конструктивной группы.

Для характеристики скоростного диапазона реверсивных силовых РК предложен параметр регулирования скорости движения - а.ц исполнительного механизма:

„„=2^-, (Ю)

Ущш

где Утт Утах - соответственно максимальная и минимальная скорости

конкретного исполнительного механизма карьерного оборудования, м/с. Для окончательного уяснения относительной эффективности исследуемых схем гидрообъемных трансмиссий рассмотренны их параметры в режиме, когда не требуется вращение вала - Н (рис.1). В литературе этот режим носит название - насосный, характеристикой ему служит удельная насосная мощность, которую может развивать трансмиссия одного исполнительного органа в несовмещенном по времени с работой гидрообъемной трансмиссией другого исполнительного органа карьерного оборудования. У всех видов карьерного оборудования несовмещенным элементом рабочего цикла является только перемещение машины при маневрах.

Удельная насосная мощность (отношение расхода гидромашин

-V,

трансмиссий к сумме их установленных гидравлических мощностей) соответственно равна:

- для схемы рис.1,а(ак < 0;ак > 0);

_ 1

1 + *

- для схемы рис. 1,6 (ак < 0, ак > 0);

N« 1

, 1 +

1 + *.

•-в« )

- для схемы рис. 1,6 при ак = 0 удельная насосная мощность составляет

N.

(П) (12)

■=1,0, (13)

■ для схемы рис.1,с (ак > 0) соответственно

ЛГС _ 1 + а

(14)

Анализ уравнений (11-И 4) свидетельствует, что у рассмотренных нами трансмиссий двухпоточная трансмиссия, выполненная по схеме рис.],с, конкурентоспособна только с однопоточной трансмиссией (см. рйс.1,а), существенно уступает двухпоточной трансмиссии (см. рис. 1,6) в требуемом диапазоне регулирования РО КК и КРЭ и в насосном режиме по уровню удельной насосной мощности в среднем на 15%.

Анализ принципиальных схем одно- и двухпоточных трансмиссий / - го исполнительного механизма карьерного оборудования показывает, что к перспективным схемам гидрообъемных трансмиссий следует отнести структурную комбинацию схем рис.1,а и рис.1,6, образованную путем введения в схему рис.1,6 элементов управления потоками мощности на базе дополнительных трехзвенных дифференциалов типа 2К-Н числом - 8Т.

М

®

М

И

©

м

М

к М

Рис.1. Схемы гидрообъёмных трансмиссий одиночного привода: а - однопоточная; б, с - двухпоточные

Перспективные схемы гидрообъемных трансмиссий гидрофици-рованных БС, КК и КРЭ приведены на рис.2. Эти схемы могут функционировать в трех режимах:

- первый - использование по функциональному назначению (бурение, выемка породного слоя или ленты);

- второй (насосный)- это быстрый подъем (спуск) рабочего органа карьерного оборудования или акшвация привода хода при смене его местостояния (ход при маневрах);

- третий (ремонтный) - характерен только для КК и КРЭ, при котором можно осуществить медленное вращение рабочего органа при замене (ремонте) его вооружения.

Сравнительный анализ параметров схем рис.2 свидетельствует, что предложенные перспективные двухпоточные многорежимные схемы гидрообъемных трансмиссий карьерного оборудования позволяют уменьшить относительную установленную мощность гидромашин у БС в 1,6 раза, а у КК и КРЭ на 10-20%. При этом повышенная удельная насосная мощность силовой установки в 2,8 раза у БС позволяет увеличить скорость его вспомогательных операций в 2,3 раза, а повышение удельной насосной мощности в перспективных схемах гидрообъемных трансмиссий КК и КРЭ дает возможность увеличить скорость вспомогательных операций в 2,5 - 3 раза.

Однако решающим доказательством перспективности гидрообъемных трансмиссий вращательного действия следует считать только более высокий КПД.

В работе рассмотрены все виды потерь энергии при работе гидрообъемных трансмиссий (для схем рис.1,а, б) при различных режимах их работы. Потери энергии учитывались локальными КПД в направлении потока мощности от входа в элемент трансмиссии до выхода из него.

Общие потери в трансмиссии определялись как:

о»

где Nts¡,N, - соответственно подводимая (входная) и отводимая (выходная) мощность гидрообъемной трансмиссии, Вт.

В общем случае

N„=N,+/1;, (16)

здесь Ыг - часть потока подведенной мощности, поступающей к дифференциалу через гидравлический силовой РК, Вт;

Nll - часть потока подведенной мощности, поступающей к дифферен-

циалу непосредственно от приводного двигателя, Вт. С учетом результатов (15) и (16) КПД трансмиссий составит:

- для однопоточной схемы рис. 1 ,а при -1,0 < /)„ £ 1,0

ч.-чМ, (17)

- для двухпоточной схемы рис. 1,6 в традиционном режиме при 0<: Ц, <1,0 и -1,0* д.

- для двухпоточной схемы рис. 1,6 в рекуперативном режиме при

1 а .

0 > D >

1 -а,

ч,т = .. N\. чЖ*. + '.TnrCVf' (19)

- для двухпоточной схемы рис.1 ,б в режиме нулевой подачи насоса при Д, -0

»■íV"^' (20)

где г)к - КПД гидрообъемного силового РК трансмиссии в соответствующем режиме его работы; iL^lls^L - КПД дифференциала при различных направлениях потоков мощности через его элементы; г)* - КПД пары колес с наружным зацеплением.

Анализ выражений (17-^20) показывает, что потери энергии в основном определяются потерями в базовом дифференциальном механизме -2К-Н, согласующих зубчатых передачах и в гидрообъемном РК трансмиссии.

При передаче потока мощности от входного звена (солнечной шестерни) дифференциала к его выходному звену (водила) при заторможенном коронном колесе ег о КПД составляет:

„е rm

Чт=------. K¿4

'д

а при передаче потока мощности от эпицикла (коронного колеса) к водилу при заторможенной солнечной шестерне КПД дифференциала определяется как:

í-l^-. (22) <д

Передаточные отношения дифференциалов связаны между собой следующей зависимостью:

i

л»

(23)

Ыг+Ым 1+й N. 1

Весовые коэффициенты, характеризующие уровень подведенной к дифференциалу мощности от приводного двигателя и гидрообъемного РК (ЛГ,), соответственно составят:

N. £>„ ■ (24)

(25)

где Д, - параметр регулирования объема рабочих камер насоса НУ для схемы рис.1,а,б, при всех режимах их работы составляет величину, равную

о *---115'«.. (26)

н\-аЕ 1 -ал

Анализ выражений (17-г 20) (аналитическая интерпретация КПД гидрообъемных трансмиссий, выполненных по схемам рис.1,а,б) свидетельствует, что максимальное значение КПД двухпоточной схемы трансмиссии (см. рис. 1,6), одно из звеньев дифференциала которой замыкается на вал "приводного двигателя посредством гидрообъемного силового РК, имеет место для реверсивных трансмиссий (ая < о), при скорости

выходного вала, равной /+а« и в отличие от однопоточной

Н 2

нереверсивной схемы (см. рис.1,а) не принимает нулевого значения во всем диапазоне рабочих скоростей ГО, даже при нулевом расходе в гидрообъемном силовом РК.

Таким образом, 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.

На основе выполненных аналитических исследований потоков мощности в различных схемах гидрообъемных трансмиссий можно сделать вывод о перспективности применения для механизмов БС, КК и КРЭ двухпоточных гидрообъемных комбинированных многорежимных трансмиссий (рис.2,б, в, г).

Однако сегодня в технической литературе отсутствуют сколько-нибудь значимые экспериментальные данные о том, что КПД у двухпоточных схем гидрообъемных трансмиссий выше, чем у однопоточных, в связи с чем целесообразно выполнить сравнительный натурный эксперимент.

Рис.2. Перспективные схемы гидрообъемных трансмиссий гидрофицированных буровых станков (а - однопоточная; б - двухпоточная); в - карьерного комбайна; г - компактного роторного экскаватора

В главе 4 выполнен анализ экспериментальных исследований однопоточной и перспективной двухпоточной гидрообъемных трансмиссий вращательного действия для основных механизмов карьерного оборудования.

У гидрообъемных трансмиссий гидравлические характеристики и КПД зависят от ряда факторов: типа и размера гидромашин, способа их регулирования, режима на1ружения, а для двухпоточных трансмиссий и от кинематической схемы соединения гидромашин с трехзвенным дифференциалом.

В технической литературе достаточно полно представлены экспериментальные исследования гидромеханических трансмиссий, выполненных по схеме: натурный эксперимент - математическое моделирование на ЭВМ. По результатам эксперимента корректируется только математическая модель определения энергетических потерь в гидромашинах. После коррекции модели она используется только для проведения вычислительного эксперимента с целью уточнения удельного веса потерь всех составляющих элементов трансмиссии в общем балансе потерь и на их основе определяется значение КПД трансмиссии в целом. Основным недостатком такой методики оценки КПД, основанной на сравнении экспериментально определяемых коэффициентов полезного действия, момента и расхода в силовом РК с их расчетными величинами, является погрешность, возникающая в результате внесения систематической ошибки как в математическую модель, так и в методику эксперимента. В результате расчетный КПД практически во всем диапазоне изменения частоты вращения рабочего органа оказывается всегда выше определенного экспериментально. При этом решающее влияние на величину отклонения расчетного КПД от экспериментального значения оказывают тип и размер гидромашин. Поэтому при выполнении сравнительного натурного эксперимента, имеющего целью подтвердить или опровергнуть вывод о том, что КПД двухпоточных трансмиссий выше, чем у однопоточных, следует исключить систематическую ошибку путем проведения экспериментов на базе одного и того же трехзвенного дифференциала, одинаково нагружая однопоточную и двухпоточную гидрообъемную трансмиссию.

Для выполнения сравнительного натурного эксперимента по испытанию однопоточных и двухпоточных трансмиссий одиночных приводов на базе трехзвенного дифференциала с постоянным передаточным отношением и с двумя регулируемыми гидромашинами разработана схема

стенда; выбраны параметры его механических и гидравлических элементов и нагрузочного устройства; выбрана аппаратура измерения и осуществлена ее тарировка.

В качестве критерия эффективности - ц ^ I (%) принята разность

\Ну

между единицей и отношением КПД однопоточной -„ { ю - \ и двухпоточной

4

МЙ

( \

ОЗ.. 1 _______ 1_________________________л____________

-1б

при сопоставимом параметре регулирования - ая скорости последнего:

(27)

схем в функции относительной скорости вращения рабочего органа

дГ-

ча

4й)

100%;

Если 4 «к|>0,то КПД исследуемой схемы трансмиссии более высок.

В качестве объекта реализации принципиальных схем стенда и нагрузочного устройства был использован буровой станок типа БСК-2М2-100 с приводом от асинхронного электродвигателя А02-51-4 включающий многоступенчатую коробку передач и шпиндель. Гидроапаратура регулирующего и нагрузочного контуров стенда была укомплектована стандартными элементами.

Экспериментальная зависимость (27) приведена на рис.3, ее анализ свидетельствует, что эффективность по КПД двухпоточной схемы трансмиссии выше (независимо от параметра регулирования скорости ее выходного вала) во всем диапазоне изменения частоты вращения с очень узким спектром стопроцентного уровня эффективности.

Увеличение с 12% до 30% эффективности по КПД двухпоточной трансмиссии по сравнению с однопоточной достигается по мере эксплуатации (износа) гидромашин силового РК (увеличение утечек от номинального значения ^„=0,95 до предельно допустимого тд,=0,85).

Таким образом, отношения величин КПД однопоточной - а и двухпоточной - б (см. рис.3) трансмиссий одиночного привода, полученные в результате сравнительного натурного эксперимента, подтверждают эффективность по КПД, поскольку расположены между кривыми 1 и 2 (см. рис.3).

Также экспериментальные стендовые испытания подтверждают, что двухпоточная гидрообъемная трансмиссия имеет более высокую эффективность по КПД в сопоставимом спектре частот вращений рабочего органа (в среднем на 10-15% при уровне изношенности гидромашин не более

(!)

©

Рис. 3. Теоретическая и экспериментальная относительная эффективность

реверсивных и нереверсивных одно- и двухпоточных гидрообьемных трансмиссий по КПД: а-ак = -0,33; б-ак = -0,5; с-ак = 0,6иак = 0,8

т}„ = 0,89) по сравнению с традиционным однопоточным гидроприводом, которые могут быть основой перспективных схем гидрообъемных трансмиссий БС, КК и КРЭ.

Двухпоточная гидрообъемная трансмиссия существенно улучшает и режим пуска приводного электродвигателя, так как возникающие при этом динамические нагрузки на валу электродвигателя не превышали по току 85% номинальной нагрузки. В то время как на валу электродвигателя однопоточной гидрообъёмной трансмиссии при его пуске в работу нагрузка превышала номинальную более чем в два раза.

Сходимость экспериментальных данных (см. рис.3) с расчетным составила не менее 90% во всем диапазоне частот вращения рабочего органа как для реверсивных, так и нереверсивных одно- и двухпоточных исследуемых гидрообъемных трансмиссий при относительной ошибке измерений до 5-5-7%.

Пятая глава посвящена математическому моделированию тепловых процессов в многорежимных силовых РК гидрообъемных трансмиссий.

В РК гидрообъемных трансмиссий в основном существует три источника генерации тепла, вызывающие изменение температуры РЖ и входящих в нее элементов:

- генерация тепла, вызванная внутренним трением РЖ, ее вязкостью и утечками в насосах и гидроматорах;

- генерация тепла, обусловленная потерями энергии в трубопроводах и аппаратуре коммутации;

- генерация тепла за счет дросселирования под давлением РЖ при частичном или полном протекании через предохранительный или переливной клапаны.

При адиабатическом процессе тепловой эквивалент - Е генерируемой РК мощности определяется уравнением:

где р - плотность РЖ, кг/м3;

С1 - удельная теплоемкость РЖ, Дж/кг.град; <2т - выходной поток РЖ, м3/с;

Д/° - перепад температуры РЖ между входом и выходом, град. В свою очередь, выходная мощность - К„ РК связана с входной - Ыв известным соотношением:

я=рс,2гдЛ

(28)

т]0 - объемный КПД элемента РК;

т]к. - механогидравлический КПД элементов РК.

Выражение (28) с учетом (29), решенное относительно перепада температуры РЖ на элементе РК, имеет вид:

.Рв-Рн( 1 ,Уйг

- 1 - «г™ .,

1.x

п АГ

(30)

рс, 1"п дШ]н

где Рв, Рн ~ соответственно давления в высокой и низкой гидролиниях РК гидрообъемной трансмиссии, Па;

В работе показано, что соотношение внешних - <2У и внутренних - £>„ объемных потерь насоса (или мотора работающего в насосном режиме) существенно меняется с изменением его внутреннего объемного КПД -г|в. Для характеристики этого явления предложен коэффициент утечек

(31)

который для аксиально-поршневых насосов (моторов) с объемной постоянной от 50-250 см3/об достаточно точно аппроксимируется линейным уравнением в функции внутреннего объемного КПД:

2,6-2,4^.. (32)

Эффект изменения доли внешних утечек в общем балансе объемных потерь вследствие износа насоса (мотора) был учтен при анализе тепловых процессов в РК.

Анализ входящих и исходящих потоков РЖ, циркулирующей в РК, позволил получить аналитические выражения объемных коэффициентов полезного действия гидромашин контура, работающих в различных режимах (см. таблицу). Установлено, что величина объемных потерь РЖ при одинаковом перепаде давления между гидролиниями силового РК и одинаковой степени изношенности его гидромашин в реальном диапазоне отношения - км номинального расхода в моторе - [0]м к номинальной подаче насоса- [0]н всегда больше у традиционного силовог о РК.

Силовой РК в режимах обращения гидромашин и в режиме нулевой подачи иасоса при к 1,-1,0 работает в идентичном температурном режиме с традиционным силовым РК, а при кц>1,0 в более легком температурном режиме, чем традиционный силовой РК. Следовательно, величину потока подпитки силового РК, работающего в режиме рекуперации, следует принимать для его традиционного режима передачи мощности при неизменних точках подвода в силовой РК кондиционного и отвода из него в СК обменного теплопотоков.

Схема режима работы контура Общий КПД

насоса 11„ мотора г|м контура т|к

ТРАДИЦИОННЫЙ РЕЖИМ РАБОТЫ КОНТУРА

а И, А, +&,,] 7 - И»; "

б РЕКУПЕРАТИВНЫЙ РЕЖИМ РАБОТЫ КОНТУРА ВРАЩАТЕЛЬНОГО действия

Шк-а^ь ""И.я.-в.+а.) , 1010.-6* 4 " \в1».

с РЕКУПЕРАТИВНЫЙ РЕЖИМ РАБОТЫ КОНТУРА ПОСТУПАТЕЛЬНОГО ДЕЙСТВИЯ

Чт ш. 2 101 О. -вг*

д РЕЖИМ НУЛЕВОЙ ПОДАЧИ НАСОСА - ТОРМОЗНОЙ РЕЖИМ РАБОТЫ КОНТУРА

7«г Г?мг

Установлено, что для обеспечения заданного температурного режима работы силового РК подачу насоса подпитки следует принимать в соответствии с неравенством:

вг ^_»н___, (33)

2

где 1]к - общий КПД контура;

- температура окружающего воздуха, °С. Анализ выражения (33) свидетельствует, что относительная подача насоса подпитки существенно зависит от уровня настройки давления - [Р] предохранительного клапана (клапанов) в РК, КПД в функции максимально возможной относительной энергоемкости рабочего процесса карьерного

/ N

оборудования и . в течение цикла его работы, определяемого как

я

Чктп ^ мг

я.

я.

+ Кдг

(34)

здесь ^„-минимальный внутренний объемный КПД;

к^ -средневзвешенная величина уровня номинального расхода мотора относительно подачи насоса РК, равная

- к

где а0- коэффициент, учитывающий совмещение операций рабочего цикла карьерного оборудования; к - число одновременно активированных силовых РК;

Ц/ц, - весовые коэффициенты относительной продолжительности задействования силовых РК в течение цикла работы ¿-го вида карьерного оборудования Таким образом, выражение (33) представляет собой математическую 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 установленных мощностей насосов НУ и гидродвигателей исполнительных механизмов в зависимости от температуры окружающей среды.

В работе предложена схема единого СК, позволяющая ограничить поток подпитки в режимах с технологической нагрузкой, меньшей номинальной, путем установки обратного клапана между входом в нагнетательный фильтр и дренажным коллектором, что позволит снизить динамику тепловой нагрузки на СК при уменьшении технологической нагрузки, а также при переходе с одного режима работа РК на другой с одновременным уменьшением грязепотока через нагнетательный фильтр.

Установлено, что удельный минимально возможный объем -И

ж

заполнения гидробака СК зависит от формы гидробака (характеризуемой коэффициентом - к№), от требуемого относительного потока обмена РЖ,

несвязанного с объемными потерями в силовых РК-^|-, и достигается при

его теплоотводящей поверхности ~РЭ, равной сумме теплоотводящих поверхностей при совместной работе насосов насосной установки и насоса подпитки с различными уровнями давления в заданном температурном диапазоне и определяется по формуле:

(36)

Ш, 'Ш Ш

где к„ -коэффициент, характеризующий принятое соотношение ширины, длины и высоты бака;

К

Уя

-удельная эффективная поверхность гидробака, с/м.

Установлено, что удельная эффективная поверхность гидробака СК, минимизирующая объем его заполнения, прямо пропорциональна коэффициенту формы бака -к„ и относительной величине требуемого потока обмена РЖ, несвязанного с объемными потерями в силовых РК, и имеет сложную нелинейную зависимость от относительной величины подачи насоса подпитки:

И*

34

(37)

где к.,- коэффициент заполнения объема гидробака.

В работе разработан алгоритм расчета относительной величины подачи

насоса подпитки - в' и удельного объёма заполнения гидробака - [^Т СК,

основанный на выборе оптимального соотношения потоков обмена РЖ, связанных и несвязанных с утечками в силовых РК карьерного оборудования. На основе критериев подобия

процессов конвективного и радиационного теплообмена (Нуссельта и Пекле) для полного поглощения генерируемой в силовых регулирующих контурах тепловой мощности при отработке карьерным оборудованием породного массива с максимально возможной средневзвещенной энергоемкостью установлено, что относительная удельная поверхность радиатора СК должна быть не менее чем в 70-И 00 раз больше, чем относительная удельная эффективная поверхность гидробака, т.е

(38)

Располагая величиной удельной эффективной поверхности гидробака и зная температурные параметры РЖ (допустимые температуры РЖ в гидробаке

V ш

нетрудно получить выражение для удельной мощности

нагревателя РЖ - , Дж/м3:

Ш,

"л.

Ш<

т

1+-

г

¿л

{'¡-'¡У

(39)

е у

здесь

определяется по разработанному в работе алгоритму, а минимально допустимая температура бака - 1°б принимается в зависимости от параметров РЖ; ктоБ, - коэффициент теплоотдачи стенок гидробака, Вт/м2 град;

В работе предложен метод расчета взаимосвязанных характеристик элементов единого СК гидравлического карьерного оборудования с двигателями вращательного и поступательного действия на основе многопараметрического синтеза его структуры и рациональных параметров его элементов, учитывающий режим их работы, а также уровень технологической нагруженности оборудования в заданном температурном диапазоне его эксплуатации.

Основой синтеза единого СК явилось обоснование критериев температурной адаптации гидравлического карьерного оборудования. Так, установлено, что в положительном диапазоне температур его эксплуатации критерием является отношение теплового эквивалента генерируемой его гидрообъемными трансмиссиями тепловой мощности - Е к тепловому эквиваленту мощности поглощенной его СК - 0, которое должно быть меньшее или равное единице:

в

В отрицательном диапазоне температур критерием является отношение суммы тепловых эквивалентов генерируемых гидрообъемными трансмиссиями - Е и СК -М, тепловых мощностей к тепловому эквиваленту мощности поглощенной только СК - <9, большее или равное единице:

1.0•

в

В работе показано, что СК с системой гидробак - охладитель может быть интегрирован в гидросхему в трех вариантах:

- первый, когда охладитель устанавливается в нагнетательный линии сервисного контура (рис. 4,а);

- второй, когда охладитель устанавливается в дренажной линией сервисного контура (рис. 4,6);

- третий, когда охладитель установлен в гидролинии параллельной баку (рис. 4,с).

Температурный режим работы СК (т.е. зависимость относительной температуры на входе в РК -_гг_ от температуры окружающего воздуха) с

4

охладителем в нагнетательной линии подпитки (схема рис.4,а) и с охладителем в дренажной линии (схема рис.4,б) приведен на рис.5,а,б, анализ которого свидетельствует, что включение радиатора у схем СК рис.4,а,б происходит при температуре и составляет величину:

'вкл.р - 'Мтах ^ Я'

где /°/тах - максимальная допустимая температура эксплуатации РЖ;

кв - доля генерируемой в РК тепловой мощности, поглощенной в

Рис.4. Принципиальная схема единого сервисного контура гидравлического карьерного оборудования с охладителем: а - в нагнетательной линии насоса подпитки; б - в дренажной линии контура;

с - в линии, параллельной гидробаку

что

гидробаке СК; Гд - температура РЖ в дренажном коллекторе СК, °С.

Включение нагревателя происходит при темперагуре при условии,

,о о

'г _ 'Ммт (41Л

1Д 1Д

и составляет величину

1 + ке,о (42)

'екая- 1Мтт ^ Я' * '

где - минимально допустимая температура эксплуатации РЖ, °С.

Таким образом, для стандартных климатических исполнений карьерного оборудования температурные диапазоны работы радиатора и нагревателя для схем СК рис.4,а, б (рис.5,а,б) соответственно идентичны.

Температурный режим СК с охладителем в линии, параллельной гидробаку (схема СК рис.4,с), приведен на рис.5,с, анализ которого показывает, что температура включения как радиатора, так и нагревателя и соответственно диапазоны их работы идентичны схемам рис.4,а,б, но в отличие от указанных схем температура РЖ на входе в силовой РК в диапазоне температуры окружающего воздуха ^ может оставаться

постоянной

4=сояй. (43)

о

Т_

1° 1Д

—73—7Ъ-Т Г- (44)

В свою очередь, это может быть осуществлено регулированием дренажного потока посредством дросселя -Д (рис.4,с). Регулировочная зависимость доли дренажного потока РЖ -кд на входе в гидробак от температуры окружающей среды (см. рис.5) определится как:

о-Щг

(I + кв)1д-(10тлх-1т р) Анализ зависимости (44) свидетельствует, что при известных:

- максимально допустимой температуре эксплуатации РЖ ;

- максимальной температуре окружающего воздуха, соответствующей климатическому исполнению карьерного оборудования -$тах",

- доли генерируемой в РК тепловой мощности, поглощенной в гидробаке СК -к9, и при оснащении СК датчиками для непрерывной регистрации

температуры, установленными в дренажном коллекторе {¡"д ) и вне машины

(?о), а также датчика положения исполнительного механизма изменения сечения дросселя, которым можно непрерывно и автоматически поддерживать

Рис. 5. Температурный режим работы СК с охладителем: а - в нагнетательной линии насоса подпитки; б - в дренажной линии СК; с - в линии,

I библиотека |

33 1 С.Петербург .

ОЭ 100

температуру РЖ на входе в силовой РК на уровне не выше максимально допустимой температуры - ^тих, т.е. поддерживать оптимальную вязкость РЖ.

Таким образом, схему СК с охладителем в линии параллельной гидробаку (рис.4,с), следует считать наиболее предпочтительной для условий работы карьерного оборудования в районах как с жарким, так и с холодным климатом. Поскольку она обеспечивает эффективную температурную адаптацию гидрообъёмных трансмиссий карьерного оборудования к температуре окружающего воздуха практически без перепадов температуры РЖ во всём диапазоне рабочих температур, регламентированных соответствующим климатическим исполнением карьерного оборудования.

В то время как схемы СК с охладителем в нагнетательной линии насоса подпитки или в дренажной линии СК следует признать конкурентоспособными только для условий работы оборудования в районах с холодным климатом, так как диапазон рабочих температур ниже температуры окружающего воздуха, соответствующей температуре включения радиатора -, идентичен схеме СК с охладителем в линии, параллельной гидробаку.

Заключение

В настоящей диссертационной работе дано научное обобщение теоретических и экспериментальных исследований и решена крупная научная проблема - обоснование и выбор параметров средств температурной адаптации гидрообъемных трансмиссий современного и перспективного карьерного оборудования, что позволит существенно повысить технико-экономические показатели его работы при его эксплуатации в районах с жарким, холодным или умеренным климатом.

Выполненные исследования позволяют сделать следующие основные выводы:

1. Разработана интегральная структурно-параметрическая модель его технологического нагружения карьерного оборудования при разрушении им пород с заданными физико-механическими свойствами, учитывающая удельное энергопотребление, уровень установленных мощностей двигателей основных механизмов оборудования и относительную длительность их активации в течение цикла.

Реализация модели позволила получить численное значение максимально возможной средневзвешенной относительной энергоемкости:

- для ГЭ с рабочим оборудованием «прямая лопата» равное 0,402, а с рабочим оборудованием «обратная лопата» равное 0,386;

- для БС, работающих по технологиям «сиглпас» и «малтипас» в крепких породах, равное 0,732, а в мягких породах по технологии «малтипас» равное 0,722;

- для КК с регулируемым шнекофрезерным РО при отработке ими площади уступа продольными полосами равное 0,727, а при отработке площади уступа нсршулируемым роторным РО поперечными полосами равное 0,931;

- для КРЭ с нерегулируемым приводом роторного колеса равное 0,857, а с регулируемым равное 0,837.

2. Разработана математическая модель теплового эквивалента мощности, генерируемой гидрообъемными трансмиссиями, основанная на теории конвективного теплообмена РЖ и отражающая в относительной форме процесс технологического нагружения оборудования, характер износа гидромашин его силовых РК до исчерпании ими ресурса с учетом соотношения величин подачи насоса НУ и расходов в гидродвигателях.

Установлено, что:

- соотношение внешних и внутренних объемных потерь насоса (или мотора, работающего в насосном режиме) существенно меняется с изменением его внутреннего объемного КПД. Предложен коэффициент утечек, который для аксиально-поршневых насосов (моторов) с объемными постоянными от 50+250 см3/об достаточно точно аппроксимируется линейным уранением в функции внутреннего объемного КПД гидромашины;

- величина объемных утечек при одинаковом перепаде давления между гидролиниями силового РК и одинаковой степенью изношенности его гидромашин зависит только от отношения номинальных величин расхода в моторе и подачи насоса и всегда больше у силового РК, работающего в традиционном режиме, а в режимах обращения гидромашин и в режиме нулевой подачи насоса силовой РКимеет температурный режим идентичный или более легкий чем традиционный силовой РК;

- величину потока подпитки силового РК, способного работать в режиме рекуперации, следует принимать при неизменных точках подвода кондиционного и отвода обменного теплопотока равной величине потока подпитки силового РК при его традиционном режиме передачи мощности.

3. Величина относительного потока обмена РЖ, несвязанного с утечками (объемными потерями) в силовом РК, нелинейно зависит от

величины коэффициента мультипликации гидроцилиндров карьерного оборудования и прямо пропорциональна как параметру регулирования объема рабочих камер насосов НУ, так и коэффициенту относительной активации силовых РК в течение цикла работы оборудования.

4. Величина относительного потока обмена РЖ в силовых РК карьерного оборудования; обеспечивающая заданный температурный режим их работы, есть нелинейная функция температуры окружающего воздуха; уровня настройки давления их предохранительных клапанов, произведения плотности и удельной теплоемкости РЖ при заданной максимально допустимой температуре утечек в 60°С.

5. Минимально возможный объем заполнения гидробака СК зависит от требуемого потока обмена РЖ, несвязанного с объемными потерями в силовых РК, и достигается при его теплоотводящей поверхности равной по величине сумме теплоотводящих поверхностей при раздельной работе насосов НУ и насоса подпитки с различными уровнями давления в заданном температурном диапазоне.

6. Эффективная поверхность гидробака СК, минимизирующая объем его заполнения, прямо пропорциональна коэффициенту формы бака, характеризующего соотношения его линейных размеров, и величине требуемого потока обмена РЖ, несвязанного с объемными потерями в силовых РК, и имеет сложную нелинейную зависимость от величины подачи насоса подпитки.

7. Установлено, что относительная удельная поверхность радиатора СК должна быть не менее чем в 70-И 00 раз больше, чем относительная удельная эффективная поверхность гидробака.

8 Разработан метод расчета взаимосвязанных характеристик элементов единого СК гидравлического карьерного оборудования с двигателями вращательного и поступательного действия, базирующийся на многопарамегрическом синтезе его структуры, и рациональных параметров его элементов, учитывающий режим их работы, а также уровень технологической нагруженности оборудования в заданном температурном диапазоне его эксплуатации.

9. Многопоточные трансмиссии имеют более высокую эффективность по КПД в сопоставимом спектре частот вращения рабочего органа по сравнению с традиционными однопоточными при меньшей суммарной установленной мощности гидромашин в силовых РК, так как обладают меньшей способностью генерировать тепловую мощность.

10. Установлено, что эффективную температурную адаптацию гидрообъемных трансмиссий карьерного оборудования к температуре окружающего воздуха во всем диапазоне рабочих температур регламентированных его соответствующим климатическим исполнением может обеспечить только схема CK с охладителем в линии, параллельной гидробаку, позволяющая непрерывно и автоматически поддерживать температуру рабочей жидкости на входе в силовые PK.

Основные положения диссертационной работы раскрыты в следующих публикациях:

1. Кантович Л.И., Сайдаминов И.А. Опыт, современное состояние и перспективы развития конструкций карьерного оборудования с гидрообъемными трансмиссиями // Горный информационно-аналитический бюллетень -М.: МГГУ, 2001, №11, с.10-14.

2. Подэрни Р.Ю., Хромой М.Р., Сайдаминов И.А. Расчет температур на элементах PK ГСУ бурового станка // Горный информационно-аналитический бюллетень-М.: МГГУ, 2001, №12, с.157-158.

3. Подэрни Р.Ю., Хромой М.Р., Сайдаминов И.А. Повышение надежности гидроприводов горных машин // Проблемы повышения надежности -М.: МГГУ, 1994, с.103-104.

4. Сайдаминов И. А. Перспективы развития силовых установок траншейных экскаваторов // Матер. Междунар. научно-практич. конференц., посвящ. 80-летию A.C. Сулаймонова, Душанбе, 1998, с.55-57.

5. Нажмудинов Ш.З., Сайдаминов И.А. Стенд для проверки работоспособности гидромеханического привода вращателя бурового станка //ТаджикНИИНТИ, Душанбе, 1993, №16, серия 52-01.

6. Подэрни Р.Ю., Хромой М.Р., Сайдаминов И.А. Определение полей вариации относительных параметров режимов бурения горных пород И В кн. Проблемы и перспективы развития горной техники. - М.: МГГУ, 1995, с. 44 -49.

7. Умаров А.У., Сайдаминов И.А., Нажмудинов Ш.З. Ускоренные функциональные испытания электромагнитов ЭМ36-7 в составе гидрораспределителя типа РЭГ50-3/20. Труды ТТУ, серия: транспорт и дорожное хозяйство, выпуск второй, Душанбе, 1999, с. 115-116.

8. Сайдаминов И.А. Перспективы развития конструкции силовых установок карьерных буровых станков. Труды ТТУ, серия, транспорт и дорожное хозяйство, выпуск второй, Душанбе. 1999, с. 105-107.

9. Сайдаминов И.А. Элементарные циклы работы основных механизмов бурового станка // Социальн. и экономич. проблемы развит. Таджикистана, Матер, республик, научно-практич. конференц. Душанбе, 1998, с.80-82.

10. Сайдаминов И.А., Нажмудинов Ш.З. Анализ параметров работы гидромашин PK в трансмиссиях приводов горно-строительных машин // Матер. Междунар. научно-практич. конференц., посвящ. 10-летию образованию РТ, Душанбе, 2000, с.185-188.

11. Сайдаминов И.А. Принципы повышения надежности гидравлических систем // Матер. Междунар. научно-практич. конференц., посвящ. 80-летию А.С. Сулаймонова, Душанбе, 1998, с.51-52.

12. Сайдаминов И. А. Совершенствование кинематики и статики гидрообъемной силовой установки бурового станка // г.Душанбе, НПИЦентр Таджикистана, 2001, №14, серия 55.33.29.

13. Сайдаминов И.А. Расчет производительности насосов подпитки гидрообъемной силовой установки (ГСУ) карьерного бурового станка // г.Душанбе, НПИЦентр Таджикистана, 2001. №14, серия 55.33.29.

14. Сайдаминов И.А. Анализ работоспособности горно-строительных машин // Матер. Междунар. научно-практич. конференц. посвящ. 10-летию образованию РТ, Душанбе, 2000, с.185-188.

15. Подэрни Р.Ю., Хромой М.Р., Нажмудинов Ш.З., Сайдаминов И.А. Установление коэффициента установленной мощности в РК гидромеханических передач // Горный информационно-аналитический бюллетень -М.: МГГУ, 2001, №12, с.154-155.

16.Нажмудинов Ш.З., Сайдаминов И.А. Работоспособность гидромеханического привода исполнительного органа буровых машин на имитационном стенде // Совершенств, конструкц. технол. изготовл. и эксплуат. горного оборуд. и средств авт. Тез. докл. Междунар. межвуз. научно-практич. конф. -М.: МГИ, 1992, с.112-114.

17. Нажмудинов Ш.З., Сайдаминов И.А. Рыночная экономика и вопросы совершенствования конструкции и качества приводов горно-строительных машин // Матер. Междунар. научно-практич. конференц. посвящ. 10-летию образованию РТ, Душанбе, 2000, с. 199-201.

18. Подэрни Р.Ю., Хромой М.Р., Сайдаминов И.А., Нажмудинов Ш.З. Сравнительный анализ расходов РЖ в РК одиночных приводов станков типа СБШ // Горный информационно-аналитический бюллетень -М.: МГТУ, 2001, №12, с.153-154.

19. Сайдаминов И. А., Нажмудинов Ш.З. Стенд для испытания гидромеханического привода исполнительного органа буровых станков // Совершенств, конструкц. технол. изготовл. и эксплуат. горного оборуд. и средств авт. Тез. докл. Междунар. межвуз. научно-практич. конф. -М.: МГИ, 1992, с.111-112.

20. Подэрни Р.Ю., Сайдаминов И.А., Хромой М.Р., Нажмудинов Ш.З. Сравнительный анализ объемных постоянных гидромашин РК трансмиссий функциональных механизмов // Горный информационно-аналитический бюллетень -М.: МГГУ, 2001, №12, с.155-156

21. Сайдаминов И.А., Тошев М.А., Шарипов Д.А. Влияние масла на потери мощности в зубчатых передачах горных машин // Матер. Междунар. научно-практич. конференц., посвящ. 80-летию А.С. Сулаймонова, Душанбе, 1998, с.53-54.

22. Сайдаминов И.А. Факторы, влияющие на надежность гидравлических систем горно-строительных машин. Труды ТТУ, 1999, с.44-46.

23. Сайдаминов И.А., Умаров А.У., Нажмудинов Ш.З., Тошев М.А. и др. Влияние масла на потери мощности в червячных передачах Ш М. Труды ТТУ, 1999, с.47-48.

24. Сайдаминов И.А. Влияние окружающей среды на надежность горных машин. Труды ТТУ, серия: транспорт и дорожное хозяйство, выпуск второй, Душанбе. 1999, с. 103-104.

25. Кантович Л.И., Хромой М.Р., Сайдаминов И.А. Анализ конструкций и параметры технологического нагружения основных механизмов гидравлического экскаватора // Горный информационно-аналитический бюллетень ~М.: МГГУ, 2002, №4, с.162-163.

26. Кантович Л.И., Сайдаминов И.А. Основные принципы создания рациональных гидрообъемных трансмиссий с замкнутой циркуляцией рабочей жидкости // Горный информационно-аналитический бюллетень -М.: МГГУ, 2002, №4, с. 160.

27. Сайдаминов И.А., Баранникова И.В. Основные принципы построения математической модели для оптимизации параметров бурения // Горный информационно-аналитический бюллетень -М.: МГГУ, 2002, №4, с.161-162.

28. Сайдаминов И.А. Параметры технологического нагружения основных механизмов гидрофицированного бурового станка в процессе бурения //Технологическое оборудование для горной и нефтегазовой промышленности. Тез. докл. Междунар. научно-технич. конференц.,

г. Екатеринбург, 2002, с. 165-168.

29. Патент РФ №2052096. Гидропривод бурильной установки. Подэрни Р.Ю., Хромой М.Р., Сайдаминов И.А., Нажмудинов Ш.З. Б.И. №2,1996.

Подписано в печать 0-042003 г. Формат 90x60/16

Объем 2 п л. Тираж 100 экз_Заказ № /8

Типография Московского государственного горного университета Москва: Ленинский пр-т, дом 6.

í t

!

í

l

76 13

Введение.

1.Состояние проблемы и задачи исследования.

1.1.Современное состояние и перспективы развития конструкций карьерного оборудования с гидрообъемными трансмиссиями.

1.2. Анализ влияния температуры рабочей жидкости на показатели работы карьерного оборудования с гидрообъемными трансмиссиями.

1.3. Основные результаты исследований систем кондиционирования рабочей жидкости гидрообъемных трансмиссий карьерного оборудования.

1.4. Цель и задачи исследования.

Выводы по главе.

2. Исследование параметров нагружения основных механизмов карьерного оборудования в технологических процессах.

2.1. Анализ конструкций и параметры технологического нагружения основных механизмов гидравлического экскаватора при отработке уступа.

2.2. Исследование параметров нагружения основных механизмов гидрофи-цированного бурового станка при обуривании уступа.

2.3. Исследование параметров нагружения основных механизмов карьерного комбайна при отработке породного блока.

2.4. Параметры технологического нагружения основных механизмов гидро-фицированного компактного роторного экскаватора при отработке забоя.

2.5. Анализ параметров технологического нагружения карьерного оборудования за цикл его работы.

Выводы по главе.

3. Анализ работы многодвигательных гидрообъемных трансмиссий с замкнутой циркуляцией рабочей жидкости.

3.1. Технические параметры карьерного оборудования и основные принципы создания его гидрообъемных трансмиссий.

3.2. Многорежимный силовой регулирующий контур с двигателями поступательного действия.

3.3. Многорежимный силовой регулирующий контур с двигателями вращательного действия.

3.4. Обоснование перспективных схем гидрообъемных трансмиссий карьерного оборудования и их параметров.

Выводы по главе.

4. Стендовые испытания одно- и двухпоточных гидрообъемных трансмиссий вращательного действия.

4.1. Цель и задачи сравнительных стендовых испытаний.

4.2. Разработка принципиальной схемы стенда для сравнительных исследований гидрообъемных трансмиссий.

4.3. Конструкция, параметры испытательного стенда и его нагрузочного устройства.

4.4. Анализ результатов сравнительных стендовых испытаний.

Выводы по главе.

5. Разработка и обоснование параметров единого многорежимного сервисного контура гидрообъемных трансмиссий карьерного оборудования.

5.1. Математическая модель тепловых процессов при работе многорежимных силовых регулирующих контуров гидрообъемных трансмиссий.

5.2. Анализ теплопотоков рабочей жидкости в линии низкого давления силовых регулирующих контуров гидрообъемных трансмиссий.

5.3. Моделирование основных параметров гидробака единого сервисного контура.

5.4. Моделирование параметров сервисного контура с системой гидробак -охладитель/нагреватель.

5.5. Обоснование и выбор рациональных параметров средств температурной адаптации гидрообъемных трансмиссий карьерного оборудования.

Выводы по главе.

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 ми 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.

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 / = 7-5-8) 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 нагруже-ния, 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 установленных 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 обоснования их величин, математических моделей тепловых процессов в силовых регулирующих и сервисных контурах гидрообъемных трансмиссий, позволивших сформулировать принципы создания эффективных схем средств температурной адаптации карьерного оборудования, что является дальнейшим 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 гидрообъемных трансмиссий заданного типа карьерного оборудования с одновременным 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 СБШ320-55/20 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 заводе 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 (1996-2001гг., 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» (19982001гг., 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 (19982001гг., 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.

Выводы по главе

1. Максимальной установившейся температурой в гидрообъемной трансмиссии следует считать, температуру не выше 70°С, что обеспечит эксплуатационную температуру на входе в насос (мотор) порядка 50°С.

2. Объемные потери от сжатия РЖ при работе силовых РК в диапазоне рабочих давлений 0,7-г 40 МПа находятся в пределах 0,1 ч- 2,5%.

3. Соотношение внешних и внутренних объемных потерь насоса (или мотора работающего в насосном режиме) существенно меняется с изменением его внутреннего объемного КПД, характеризующегося предложен коэффициентом утечек (5.12), который для аксиально

•j поршневых насосов (моторов) с объемными постоянными от 50ч-250 см /об

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

ВЫЧИСЛЕНИЕ 1 - kQ кТ0Б Fg q]h к2 kt0p [ql

Fp

ГОСТ7201-74 —> [qL

ВЫЧИСЛЕНИЕ г \

-у

N„ , F3 ql тоб iql i i

Lnt°-t° ) Vl0 1 Mmin /

V Mmin У

N,

ГОСТ11705-78 r1-^ [Q]h n'h q]„

Рис.5.14. Алгоритм вычисления относительной удельной поверхности радиатора и удельной мощности нагревателя СК достаточно точно аппроксимируется линейным уравнением 5.13 в функции внутреннего объемного КПД.

4. Величина объемных потерь РЖ при одинаковом перепаде давления между гидролиниями силового РК и при одинаковой степени изношенности его гидромашин в реальном диапазоне отношения номинального расхода в моторе к номинальной подаче насоса - kN, всегда больше у традиционного силового РК.

5. Силовой РК в режимах обращения гидромашин и в режиме нулевой подачи насоса при &лг=1,0, работает в идентичном температурном режиме с традиционном силовым РК, а при &W>1,0 в более легком температурном режиме, чем традиционный силовой РК. Следовательно величину потока подпитки силового РК, работающего в режиме рекуперации следует принимать для его традиционного режима передачи мощности при неизменных точках подвода в силовой РК кондиционного и отвода из него в СК обменного теплопотоков.

6. Для обеспечения заданного температурного режима силового РК подачу насоса подпитки следует принимать в соответствии с уравнением 4.69.

7. Предложенная схема (рис. 5.4) СК позволяет ограничить поток подпитки, в режимах с технологической нагрузкой меньшей номинальной, путем установки обратного клапана между входом в нагнетательный фильтр и дренажным коллектором, что позволит снизить динамику тепловой нагрузки на СК при уменьшении технологической нагрузки, а также при переходе с одного режима работы РК на другой с одновременным уменьшением грязепотока через нагнетательный фильтр.

8. Минимально возможный объем заполнения гидробака (5.80) сервисного контура зависит от его формы, от требуемого потока обмена РЖ несвязанного с объемными потерями в силовых РК (3.4). Он достигается при его теплоотводящей поверхности равной по величине сумме теплоотводящих поверхностей при совместной работе насосов насосной установки и насоса подпитки с различными уровнями давления в заданном температурном диапазоне.

9. Разработан алгоритм расчета относительной величины подачи насоса подпитки и удельного объема заполнения гидробака СК основанный на выборе оптимального соотношения потоков обмена РЖ связанных и несвязанных с утечками в силовых РК карьерного оборудования (рис.5.10).

10. Установлено, что эффективная поверхность гидробака СК (5.82), минимизирующая объем его заполнения, прямо пропорциональна коэффициенту формы бака (характеризующего соотношение его линейных размеров) и величине требуемого потока обмена РЖ несвязанного с объемными потерями в силовых РК и имеет сложную нелинейную зависимость от величины подачи насоса подпитки.

11. Установлено, что относительная удельная поверхность радиатора (5.132) СК должна быть не менее чем в 70-П00 раз больше чем относительная удельная эффективная поверхность гидробака.

12. Установлено, что эффективную температурную адаптацию гидрообъемных трансмиссий карьерного оборудования к температуре окружающего воздуха во всем диапазоне рабочих температур, регламентированных его соответствующим климатическим исполнением, может обеспечить только схема СК с охладителем в линии, параллельной гидробаку (рис.5.8).

Заключение

В настоящей диссертационной работе дано научное обобщение теоретических и экспериментальных исследований и решена крупная научная проблема - обоснование и выбор параметров средств температурной адаптации гидрообъемных трансмиссий современного и перспективного карьерного оборудования, что позволит существенно повысить технико-экономические показатели его работы при его эксплуатации в районах с жарким, холодным или умеренным климатом.

Выполненные исследования позволяют сделать следующие основные выводы:

1. Разработана интегральная структурно-параметрическая модель его технологического нагружения карьерного оборудования при разрушении им пород с заданными физико-механическими свойствами, учитывающая удельное энергопотребление, уровень установленных мощностей двигателей основных механизмов оборудования и относительную длительность их активации в течение цикла.

Реализация модели позволила получить численное значение максимально возможной средневзвешенной относительной энергоемкости:

- для ГЭ с рабочим оборудованием «прямая лопата» равное 0,402, а с рабочим оборудованием «обратная лопата» равное 0,386;

- для БС, работающих по технологиям «сиглпас» и «малтипас» в крепких породах, равное 0,732, а в мягких породах по технологии «малтипас» равное 0,722;

- для КК с регулируемым шнекофрезерным РО при отработке ими площади уступа продольными полосами равное 0,727, а при отработке площади уступа нерегулируемым роторным РО поперечными полосами равное 0,931;

- для КРЭ с нерегулируемым приводом роторного колеса равное 0,857, а с регулируемым равное 0,837.

2. Разработана математическая модель теплового эквивалента мощности, генерируемой гидрообъемными трансмиссиями, основанная на теории конвективного теплообмена РЖ и отражающая в относительной форме процесс технологического нагружения оборудования, характер износа гидромашин его силовых РК до исчерпании ими ресурса с учетом соотношения величин подачи насоса НУ и расходов в гидродвигателях.

Установлено, что:

- соотношение внешних и внутренних объемных потерь насоса (или мотора, работающего в насосном режиме) существенно меняется с изменением его внутреннего объемного КПД. Предложен коэффициент утечек, который для аксиально-поршневых насосов (моторов) с объемными постоянными от 50-г 250 см3/об достаточно точно аппроксимируется линейным уранением в функции внутреннего объемного КПД гидромашины;.

- величина объемных утечек при одинаковом перепаде давления между гидролиниями силового РК и одинаковой степенью изношенности его гидромашин зависит только от отношения номинальных величин расхода в моторе и подачи насоса и всегда больше у силового РК, работающего в традиционном режиме, а в режимах обращения гидромашин и в режиме нулевой подачи насоса силовой РКимеет температурный режим идентичный или более легкий чем традиционный силовой РК;

- величину потока подпитки силового РК, способного работать в режиме рекуперации, следует принимать при неизменных точках подвода кондиционного и отвода обменного теплопотока равной величине потока подпитки силового РК при его традиционном режиме передачи мощности.

3. Величина относительного потока обмена РЖ, несвязанного с утечками (объемными потерями) в силовом РК, нелинейно зависит от величины коэффициента мультипликации гидроцилиндров карьерного оборудования и прямо пропорциональна как параметру регулирования объема рабочих камер насосов НУ, так и коэффициенту относительной активации силовых РК в течение цикла работы оборудования.

4. Величина относительного потока обмена РЖ в силовых РК карьерного оборудования обеспечивающая заданный температурный режим их работы, есть нелинейная функция температуры окружающего воздуха; уровня настройки давления их предохранительных клапанов, произведения плотности и удельной теплоемкости РЖ при заданной максимально допустимой температуре утечек в 60°С.

5. Минимально возможный объем заполнения гидробака СК зависит от требуемого потока обмена РЖ, несвязанного с объемными потерями в силовых РК, и достигается при его теплоотводящей поверхности равной по величине сумме теплоотводящих поверхностей при раздельной работе насосов НУ и насоса подпитки с различными уровнями давления в заданном температурном диапазоне.

6. Эффективная поверхность гидробака СК, минимизирующая объем его заполнения, прямо пропорциональна коэффициенту формы бака, характеризующего соотношения его линейных размеров, и величине требуемого потока обмена РЖ, несвязанного с объемными потерями в силовых РК, и имеет сложную нелинейную зависимость от величины подачи насоса подпитки.

7. Установлено, что относительная удельная поверхность радиатора СК должна быть не менее чем в 70^ 100 раз больше, чем относительная удельная эффективная поверхность гидробака.

8. Разработан метод расчета взаимосвязанных характеристик элементов единого СК гидравлического карьерного оборудования с двигателями вращательного и поступательного действия, базирующийся на многопараметрическом синтезе его структуры, и рациональных параметров его элементов, учитывающий режим их работы, а также уровень технологической нагруженности оборудования в заданном температурном диапазоне его эксплуатации.

9. Многопоточные трансмиссии имеют более высокую эффективность по КПД в сопоставимом спектре частот вращения рабочего органа по сравнению с традиционными однопоточными при меньшей суммарной установленной мощности гидромашин в силовых РК, так как обладают меньшей способностью генерировать тепловую мощность.

10. Установлено, что эффективную температурную адаптацию гидрообъемных трансмиссий карьерного оборудования к температуре окружающего воздуха во всем диапазоне рабочих температур регламентированных его соответствующим климатическим исполнением может обеспечить только схема СК с охладителем в линии, параллельной гидробаку, позволяющая непрерывно и автоматически поддерживать температуру рабочей жидкости на входе в силовые РК.

1. Владимиров В.М.,Трофимов В.К. Повышение производительности карьерных многоковшовых экскаваторов.М.: Недра,1980,312с. с илл.

2. Владимиров В.М. Теория рабочего процесса роторных экскаваторов и основы оптимизации главных параметров их рабочего оборудования. Дисс., д.т.н., М., 1973,285 с. с илл.

3. Дьяков В.А. Транспортные машины и комплексы открытых разработок. Учебник для вузов,М.:Недра,1986,344с.с илл.

4. Залесов О.А., Кузнецов В.Ф., Ломакин М.С., Переслегин Н.Г. и др Применение электронных моделей для исследования горных машин, М.:Недра, 1966, 359 с. с илл.

5. Ильский А.Л., Шмидт А.П. Буровые машины и механизмы. Учебник для техникумов, М.: Недра, 1989, 359с. с илл.

6. Кантович Л.И. Теория процессов и выбор параметров вращательно-подающих систем станков шарошечного бурения, Дисс., д.т.н., М.,1980, 398с. с илл.

7. Кантович Л.И., Дмитриев В.Н. Статика и динамика буровых шарошечных станков, М.: Недра, 1984, 200с. с илл.

8. Коваль П.В. Научные основы систематизации и расчета приводов горных машин, Дисс., д.т.н., М.,1973, 264с. с илл.

9. Козин Г.Ю. Повышение эффективности карьерных роторных экскаваторов на основе гидрофикации главных приводов при разработке сложноструктурных забоев, Дисс., д.т.н., М.,1986, 467с. с илл.

10. Козлов С.В. Разработка методов расчета и создание высоконагруженных очистных машин для угольных шахт, Автореферат докторской дисс., М.,1999.

11. Ковалевский В.Ф. Теплообменные устройства и тепловые расчеты гидропривода горных машин, М.: Недра, 1972, 224с. с илл.

12. Ковалевский В.Ф., Железняков Н.Т., Бейлин Ю.Б. Справочник по гидроприводам горных машин. М.: НедраД973, 504с. с илл.

13. Коваль П.В. Гидравлика и гидропривод горных машин. М.: Машиностроение, 1979, 379с. с илл.

14. Домбровский А.Н., Сидоренко И. А. Эффективность применения компактного и мобильного оборудования для открытых горных работ. Горный журнал, №1,1998, стр.45-48.

15. Подэрни Р.Ю. Теория рабочего процесса роторных исполнительных органов. М., МГИ, 1969, 74с. с илл.

16. Подэрни Р.Ю. Исследование нагрузок на исполнительных органах и динамических характеристик карьерного оборудования с целью повышения эффективности рабочего процесса (на примере роторного экскаватора). Дисс., д.т.н., М., 1972, 251 с. с илл.

17. Подэрни Р.Ю. Горные машины и комплексы для открытых работ. Том 1, М.; МГГУ, 1998, 428 с. с илл.

18. Подэрни Р.Ю. Горные машины и комплексы для открытых работ. Том 2, М.: МГГУ, 1998, 332 с. с илл.

19. Подэрни Р.Ю., Хромой М.Р. Основание концепции создания бурового станка нового технического уровня. Горный журнал, №3, 1994, стр.

20. Подэрни Р.Ю. Оценка основных параметров влияющих на производительность станков шарошечного бурения. Горные машины и электромеханика,№6, 2000, стр. 9-13.

21. Проблемы комплексного освоения месторождений твердых полезных ископаемых. //Моск. Горн, ин-т; под ред. J1.A. Пучкова, М.: Недра. 1989, 301 с. с илл.

22. Ржевский В.В. Технология, механизация и автоматизации процессов на карьерах. М.: Недра, 1986, 653 с. с илл.

23. Ржевский В.В. Проблемы горной промышленности и комплекса горных наук. М.: МГГУ, -ISB №5 -7068-0002-2, 243 с. с илл.

24. Трубецкой К.Н., Потапов М.Г., Виницкий К.Б., Мельников Н.Н. и др. Справочник открытые горные работы, М.: Горное бюро, 1994, 590 с. с илл.

25. Супрун В.И. Перспективная техника и технология для производства открытых горных работ. Учебное пособие, М.: МГГУ, 1996, 121 с. с илл.

26. Мокшин А.С., Владиславлев Ю.Э., Комм Э.Л. Шарошечные долота, М.: Недра, 1971, 216 с. с илл.

27. Кулиев С.М., Абдулзаде A.M., Шомилев А.А. Об износе зубьев скользящих шарошечек. Докл. АН. A3. ССР, №12, 1962.

28. Крагельский И.В., Алисина В.В. Трение, изнашивание и смазка. Справочник в 2-х книгах, М.: Машиностроение, 1978, 758с. с илл.

29. Пенза В.Н., Вайткус Ю.М. и др. Справочник продукции: номенклатура, техническое обслуживание, применение. Минск, 1998, 94с. с илл.

30. Штейнцайг В.М. Отечественные и зарубежные карьерные гидравлические экскаваторы, М.; ЦНИЭИуголь, 1984, 23с. с илл.

31. Штейнцайг В.М. Современные карьерные экскаваторы: Обзор.-М.; ЦНИИТЭИтяжмаш, 1985, 40с. с илл.-(горное оборудование, сер.2, вып.2).

32. Потапов М.Г. Карьерный транспорт. Изд. 3-е перераб. и доп., М.: Недра, 1972, 264с. с илл.

33. Панкратов С.А. Динамика машин для открытых горных и землянных работ.(основы теории и расчета),М.: Машиностроение, 1967, 447с. с илл.

34. Солод В.И., Зайков В.И., Первов К.М. Горные машины и автоматизированные комплексы. Учебник для вузов,-М.: Недра, 1981, 503с. с илл.

35. Берман В.М. Исследование и создание систем привода горных машин с турбомуфтами и объемными гидропередачами. Дисс., д.т.н., М.,1971, 443с. с илл.

36. Этингоф Е.А. Исследование динамических и энергетических характеристик объемного гидропривода роторного колеса карьерных экскаваторов. Дисс., к.т.н., М., 1977, 166с. с илл.

37. Мельников А.С. Исследование динамики гидравлических приводов ротора и поворота карьерного экскаватора. Дисс., к.т.н., М.,1979, 218с. с илл.

38. Козин Г.Ю. Исследование объемного гидропривода роторного колеса карьерных экскаваторов. Дисс., к.т.н., М.,1968, 286с. с илл.

39. Немировский М.И. Обоснование и выбор параметров гидромеханических силовых установок буровых станков. Дисс., к.т.н., М., МГГУ,1994, 170с. с илл.

40. Докукин А.В. и др. Исследование и оптимизация гидропередач горных машин. М.: Наука, 1987, 196с. с илл.

41. Гетопанов В.Н. Теоретические и экспериментальные исследования надежности выемочных комплексов и агрегатов. Дисс., д.т.н., М.,1973, 452с. с илл.

42. Горная промышленность №4, М.: ОООНПК « Гемос », 1999, 54с. с илл.

43. Сафаров М.М. Теплофизические свойства простых эфиров и водных растворов гидрозина в зависимости от температуры и давления. Дисс., д.т.н., Душанбе, 1994, в 2-х том., 808с. с илл.

44. Штейнцайг В.М. Интенсификация открытых горных работ с применением мощных карьерных одноковшовых экскаваторов. М.: Наука, 1990, 142с. с илл.

45. Кириллин В.А., Сычев В.В., Шейндлин А.Б. Техническая термодинамика. М.: Наука, 1979, 382с. с илл.

46. Осипов А.Ф. Объемные гидравлические машины. М.: Машиностроение, 1966, 160 стр. с илл.

47. Бажан П.И. Исследование теплового режима и оценка эффективности судовой гидрообъемной передачи с помощью калориметрических характеристик. Автореферат канд. диссерт., Горький, ГИИВТ, 1973, 24 стр. с илл.

48. Михеев М.А., Михеева И.М. Основы теплопередачи. М., Энергия, 1973, 319 стр. с илл.

49. Сандалов В.Ф. Исследование гидромеханического устройства привода исполнительного органа роторного экскаватора. Дисс., к.т.н., М., МГИ, 1977, 182с. с илл.

50. Морозов В.И. Разработка системы управления качеством ремонта горного оборудования. Докт., дисс., М., МГИ, 1987, 387с. с илл.

51. Горовой А.И. Справочник по горнотранспортным машинам непрерывного действия. М.: Недра, 1982, 191с. с илл.

52. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. Изд. 3-е, перераб. и доп., М.: Наука, 1975, 640с. с илл.

53. Висбек Р., Козаков В.А. и др. Об эффективности применения карьерных гидравлических экскаваторов, Горная промышленность №5, 1998, стр.3034.

54. Болгарский А.В. и др. Термодинамика и теплопередача. Учебн. для вузов. Изд. 2-е перераб. и доп. М., Высш. Шк. 1975, 382с. с илл.

55. Чулков Н.Н. Расчет приводов карьерных машин,-М.: Недра, 1987.-196с. с илл.

56. Дмитриев В.Н. Разработка теории механических систем и повышение эффективности станков шарошечного бурения., Дисс., д.т.н., М.; МГИ, 1987. 430с. с илл.

57. Технико-эксплуатационные характеристики машин фирмы «Катерриллар». Справочник. Изд. CAT. Пеория, Иллинойс, США, 1997, Изд.28.

58. Маховиков Б.С. Динамика приводов горных машин с гидротурбинными двигателями и стабилизация их нагрузок, Дисс., д.т.н., JI.; ЛГИ, 1988, 408с. с илл.

59. Навроцкий K.JI. Теория и проектирование гидро- и пневмоприводов. М.; Машиностроение. 1991, 384с. с илл.

60. Тепло- и массообмен. Теплотехнический эксперимент: Справочник / Под общ. ред. В.А. Григорьева и В.Н. Зорина. М.: Энергоиздат, 1982, 512с. с илл.

61. Башта Т.М. Машиностроительная гидравлика. Справочное пособие, М., ГНТИ « Машиностроительной литературы », 1963, 523с. с илл.

62. Башта Т.М., Руднев С.С., Некрасов Б.Б. и др. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы. 2-е изд. Перераб., М., Машиностроение, 1982, 423с. с илл.

63. Башта Т.М. Гидропривод и гидропневмоавтоматика, М., Машиностроение, 1972, 320с. с илл.

64. Блюмин С.В. Исследование влияния гидравлических сопротивлений и тепловых режимов на параметры объемных гидроприводов горных машин для открытых работ, Дисс., к.т.н., М., 1980, 179с. с илл.

65. Бродский Г.С. Повышение надежности гидрофицированных карьерных роторных экскаваторов путем создания систем кондиционирования рабочей жидкости, Дисс., к.т.н., М., 1986, 243с. с илл.

66. Мануйлов В.Ю. Исследование теплового режима гидрообъемной трансмиссии роторного траншейного экскаватора, Дисс., к.т.н., М., 1978, 189с. с илл.

67. Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин. Справочник, М., Машиностроение, 1983, 301с. с илл.

68. Гавриленко Б.А., Минин В.А., Рождественский С.Н. Гидравлический привод, М., Машиностроение, 1968, 502с. с илл.

69. Коновалов В.М., Скрицкий В.Н., Рокшевский В.А. Очистка рабочих жидкостей в гидроприводах станков, М., Машиностроение, 1976, 288с. с илл.

70. Белянин П.Н., Данилов В.М. Промышленная чистота машин. М., Машиностроение, 1982, 244с. с илл.

71. Очистка рабочей жидкости в гидроприводах металлообрабатывающего оборудования. Методические рекомендации, М., НИИМаш, 1982, 56с. с илл.

72. Черненко Ж.С., Лаюсюк Г.С., Никулинский Г.Н., Швец Б .Я. Гидравлические системы транспортных самолетов, М., Транспорт, 1975, 184с. с илл.

73. Зуев В.И. Обоснование требований и разработка фильтров для рабочих жидкостей гидростатических трансмиссий сельскохозяйственных машин, Дисс., к.т.н., М., 1983, 202с. с илл.

74. Жуковский А.А., Нанкин Ю.А., Сушинский В.А. Привод и системы управления буровых станков для карьеров, М.: Недра, 1990, 221с. с илл.

75. Кутузов Б.Н. Теория, техника и технология буровых работ, М.: Недра, 1984, с. с илл.

76. Оборудование для механизации производственных процессов на карьерах. Под общ. ред. B.C. Виноградова. М.: Недра, 1974, 376с. с илл.

77. Башта Т.М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем, М.: Машиностроение, 1974, 244с. с илл.

78. Бабаев О.М., Кисточкин Е.Н. и др. Объемные гидромеханические передачи. Расчет и конструирование, М.: Машиностроение, 1987, 256с. с илл.

79. Волков Д.П., Крайнев А.Ф. Трансмиссии строительных и дорожных машин, М.; Машиностроение, 1974, 326с. с илл.

80. Коммиссарик С.Ф., Ивановский Н.А. Гидравлические объемные трансмиссии, М.: Наука, 1972, 427с. с илл.

81. Минчев В.М., Ульянов Г.Н. Электрические машины постоянного тока для привода экскаваторов и нефтебуровых установок, М.: Энергия, 1985, 275с. с илл.

82. Пархоменко В.Ф. и др. Состояние и перспективы развития тиристорного электропривода переменного тока для угольной промышленности, М.: Недра, 1977, 245с. с илл.

83. Подэрни Р.Ю., Немировский М.И. Оценка соотношения назначенных ресурсов главных механизмов буровых станков.- В сб.: Проблемы механизации и электрификации горных работ.- М.: МГИ, 1991г.

84. Станки для бурения взрывных скважин в горнодобывающей промышленности. ГОСТ 26 6 98-85.

85. Берман В.М., Берескунов В.Н., Цетнарский И.А. Системы гидропривода выемочных и проходческих машин, М., Недра, 1982, 224с. с илл.

86. Дмитриев В.Н. Вращательно-подающая система дифференциального типа для бурового станка. Сборник Проблемы механизации и электрификации горных работ.- М., МГИ, 1991 г, с.43-48

87. Владимиров B.M., Шендеров А.И., Калашников Ю.Т. и др. Карьерные роторные экскаваторы, Киев, Техника, 1968, 240с. с илл.

88. Потапов В.Д. Исследование динамических режимов работы электромеханических систем поворота мощных шагающих экскаваторов. Автореферат докт. дисс., М., МГИ, 1973.

89. Кантович Л.И., Сайдаминов И.А. Опыт, современное состояние и перспективы развития конструкций карьерного оборудования с гидрообъемными трансмиссиями // Горный информационно-аналитический бюллетень- М.: МГГУ, 2001, №11, с. 10-14.

90. Подэрни Р.Ю., Хромой М.Р., Сайдаминов И.А. Расчет температур на элементах регулирующих контуров ГСУ бурового станка // Горный информационно-аналитический бюллетень. М.: МГГУ, 2001, №12, с. 157158.

91. Подэрни Р.Ю., Хромой М.Р., Сайдаминов И.А. Повышение надежности гидроприводов горных машин // Проблемы повышения надежности, М. МГГУ, 1994, с.103-104.

92. Сайдаминов И.А. Перспективы развития силовых установок траншейных экскаваторов // Матер. Междунар. научно-практич. конференц. посвящ. 80-летию Сулаймонова А.С., Душанбе, 1998, с.55-57.

93. Беленков Ю.А., Нейман В.Г., Селиванов М.П. и др. Надежность объемных гидроприводов и их элементов. М., Машиностроение, 1977, 167с. с илл.

94. Беляев Н.М. Сопротивление материалов. М., Наука, 1976, 608с. с илл.

95. Белянин П.Н., Черненко Ж.С. Авиационные фильтры и очистители гидравлических систем. М., Машиностроение, 1964, 292с. с илл.

96. Нажмудинов Ш.З., Сайдаминов И.А. Стенд для проверки работоспособности гидромеханического привода вращателя бурового станка // Таджик. НИИНТИ, Душанбе, 1993, №16, серия 52-01.

97. Подэрни Р.Ю., Хромой М.Р., Сайдаминов И.А. Определение полей вариации относительных параметров режимов бурения горных пород. // В кн. Проблемы и перспективы развития горной техники,- М., МГГУ, 1995, с.44-49.

98. Умаров А.У., Сайдаминов И.А., Нажмудинов Ш.З. Ускоренные функциональные испытания электромагнитов ЭМ 36-7 в составе гидрораспределителя типа РЭГ 50-3/20 // труды ТТУ, серия: транспорт и дорожное хозяйство, выпуск второй, Душанбе, 1999, с.115-116.

99. Сайдаминов И.А. Перспективы развития конструкции силовых установок карьерных буровых станков. // Труды ТТУ, серия: транспорт и дорожное хозяйство, выпуск второй, Душанбе, 1999, с. 105-107.

100. Голего Г.А. Внешние признаки видов изнашивания деталей машин, Альбом, Киев, Изд. Института ГБФ., 1961, 134с. с илл.

101. Голего Г.А. Технологические мероприятия по борьбе с износом в машинах. Киев, Техника, 1961, 190с. с илл.

102. Сайдаминов И.А. Элементарные циклы работы основных механизмов бурового станка. // Социальн. и экономии, проблемы развит. Таджикистана, Матер, республик, научно-практич. конференц. Душанбе, 1998, с.80-82.

103. Сайдаминов И.А., Нажмудинов Ш.З. Анализ параметров работы гидромашин регулирующего контура в трансмиссиях приводов горностроительных машин // Матер, междунар. научно-практич. конференц. посвящ. 10-летию ТУТ. Юбилейн. изд. Душанбе, 2000, с. 185-188.

104. Сайдаминов И.А. Принципы повышения надежности гидравлических систем. // Материалы междунар. научно-практич. конференц. посвящ. 80-летию Сулаймонова А.С., Душанбе, 1998, с.51-52.

105. Сайдаминов И. А. Совершенствование кинематики и статики гидрообъемной силовой установки бурового станка //г. Душанбе, НПИЦентр Таджикистана, 2001, №14, серия 55.33.29.

106. Сайдаминов И.А. Расчет производительности насосов подпитки гидрообъемной силовой установки ( ГСУ ) карьерного бурового станка // г. Душанбе, НПИЦентр Таджикистана, 2001, №12, серия 55.33.03.

107. Сайдаминов И.А. Анализ работоспособности горно-строительных машин // Матер, междунар. научно-практич. конференц. посвящ. 10-летию ТУТ, Юбилейн. изд. Душанбе, 2000, с.202-203.

108. Подэрни Р.Ю., Хромой М.Р., Нажмудинов Ш.З., Сайдаминов И.А. Установление коэффициента установленной мощности в регулирующих контурах гидромеханических передач. // Горный информационно-аналитический бюллетень,- М.: МГГУ, №12, с. 154-155.

109. Кобаков М.Г., Гаубих В.И., Познянский Г.И. и др. Аксиально-поршневые насосы для объемных гидропередач строительных и дорожных машин, М.: ЦНИИТЭстроймаш, 1969, 70с. с илл.

110. Коваленко В.П., Ильинский А.А. Основы техники очистки жидкостей от механических загрязнений, М., Химия, 1982, 218с. с илл.

111. Кичигин А.Ф., Зинченко В.Н., Сергиенко Н.И. Повышение надежности работы гидропривода очистных комбайнов. Киев, Знание, 1980, 24с. с илл.

112. Лозовский В.Н. Надежность гидравлических агрегатов, М., Машиностроение, 1974, 320с. с илл.

113. Нажмудинов Ш.З. Обоснование рациональных параметров гидромеханической силовой установки самоходного бурового станка с единым первичным двигателем, Дисс., к.т.н., М., 1997, 139с. с илл.

114. Нажмудинов Ш.З., Сайдаминов И.А. Рыночная экономика и вопросы совершенствования конструкции и качества приводов горно-строительных машин. // Матер, междунар. научно-практич. конференц. посвящ. 10-летию

115. ТУТ. Юбилейн. изд. Душанбе, 2000, с.199-201.

116. Подэрни Р.Ю., Сайдаминов И.А., Хромой М.Р., Нажмудинов Ш.З. Сравнительный анализ расходов рабочей жидкости в регулирующих контурах одиночных приводов станков типа СБШ. // Горный информационно-аналитический бюллетень,- М.: МГГУ, №12, с. 153-154.

117. Подэрни Р.Ю., Сайдаминов И.А., Хромой М.Р., Нажмудинов Ш.З. Сравнительный анализ объемных постоянных гидромашин регулирующих контуров трансмиссий функциональных механизмов // горный информационно-аналитический бюллетень,- М.: МГГУ, №12, с.155-156.

118. Сайдаминов И.А., Тошев М.А., Шарипов Д.А. Влияние масла на • потери мощности в зубчатых передачах горных машин // Матер.междунар. научно-практич. конференц. посвящ. 80-летию Сулаймонова А.С. Душанбе, 1998, с.53-54.

119. Сайдаминов И.А. Факторы, влияющие на надежность гидравлических систем горностроительных машин. // Труды ТТУ, Душанбе, 1999, с.44-46.

120. Сайдаминов И.А., Умаров А.У., Нажмудинов Ш.З., Тошев М.А. и др. Влияние масла на потери мощности в червячных передачах ПТМ // Труды ТТУ, Душанбе, 1999, с.47-48.

121. Сайдаминов И.А. Влияние окружающей среды на надежность горных машин. // Труды ТТУ, серия: транспорт и дорожное хозяйство, выпуск второй, Душанбе, 1999, с. 103-104.

122. ХЦадов М.И., Виницкий К.Е., Потапов М.Г. и др. Развитие техники и технологии открытой угледобычи, М.: Недра, 1987, 237с. с илл.

123. Мельников Н.Н., Ситовский Б.И., Штейнцайг В.М. и др. Опыт и перспективы применения гидравлических экскаваторов на разрезах, М.: ЦНИЭИуголь, 1980, 42с. с ил.

124. Бусыгин A.M. Обоснование и выбор параметров дифференциальной вращательно-подающей системы бурового станка., Дисс., к.т.н., М.: 1994, 137с. с илл.

125. Красников Ю.Д., Солод С.В., Хазанов Х.И. Повышение надежности горных выемочных машин, М.; Недра, 1989, 216с. с илл.

126. Кутузов Б.Н., Шмидт Р.Г. Шарошечное бурение скважин на карьерах и пути повышения его эффективности, М.: Недра, 1966, 68с. с илл.

127. Мясников Г.В., Моисенко Е.И. Многоскоростные планетарные механизмы в приводах горных машин. М.: Недра, 1975, 261с. с илл.

128. Петров А.В. Планетарные и гидромеханические передачи колесных игусеничных машин, М.: Машиностроение, 1966, 246с. с илл.

129. Планетарные передачи. Справочник под ред. В.Н. Кудрявцева, JL, Машиностроение, 1977, 536с. с илл.

130. Прокофьев В.Н. Основы теории гидромеханических передач. М.: Машгиз, 1957, 423с. с илл.

131. Нажмудинов Ш.З. Рациональная единая гидромеханическая силовая установка самоходного бурового станка, Мировая горная промышленность, 1997, №3, с.32-35.

132. Бродский Г.С. Основные принципы и методы разработки экономически целесообразных систем фильтрации для гидрофицированных машин. Мировая горная промышленность, 1997, №3, с.45-57.

133. Бродский Г.С., Зуев В.И., Кирсанова К.Ш. Определение ресурса ^ бумажных фильтрующих элементов для гидравлических приводов. М.,

134. Машиностроение», Вестник машиностроения, 1992, №3,.

135. Бродский Г.С., Верескунов В.Н. Эффективные методы пробоотбора для оценки загрязненности рабочих жидкостей в гидравлических системах. Мировая горная промышленность, 1997, №3, с.63-69.

136. Кошеленко Г.П. Гидрообъемный и гидродинамический привод строительных и дорожных машин. Строительные и дорожные машины, 1984, №4, с. 14-15.

137. Бродский Г.С. Современные фильтрующие материалы и их влияние на развитие конструкций фильтров. Мировая горная промышленность, 1997, №3, с.70-76.

138. Бродский Г.С., Гозман А.Д., Верескунов В.Н. Фильтры для сливных линий гидросистем мобильных машин и их работа в зоне высоких значений вязкости рабочей жидкости. Мировая горная промышленность, 1997, №3, с.76-80.

139. Барышев В.И., Максакова И.В. Классификация загрязнений по качеству. Мировая горная промышленность, 1997,№3, с.57-62.

140. Адлин А.И. Совершенствование структуры и выбор параметров гидропривода карьерных роторных экскаваторов, Дисс., к.т.н., М., 1983,-214с. с илл.

141. Хрисанов М.И. Исследование и расчет основных параметров ПРПМ в подземно-транспортных и других машинах со стопорным режимом погружения. Автореферат докторской дисс., Львов, 1970.

142. Доброзраков А.С. Обоснование структуры и разработка механотронного вращательно-подающего механизма станка шарошечного бурения. Дисс., к.т.н., М.: МГИ, 1988, с. с илл.

143. Кузнецов А.Б. Обоснование и сбор оптимального комплекта запасных частей гидроэлементов для буровых станков на стадии проектирования. Дисс., к.т.н., Л., 1988, 176с. с илл.

144. Подэрни Р.Ю. Методика оценки технического уровня импортных шарошечных буровых станков., М.: МГИ, 1986г. с. с илл.

145. Подэрни Р.Ю., Щадов М.И., Улицкий Е.Н. Справочник механика открытых работ. Экскавационно-транспортные машины цикличного действия. М.: Недра, 1989, 377с. с илл.

146. ГОСТ 27502-83. Надежность в технике. Система сбора и обработки информации. Планирование наблюдений, М., Изд-ство стандартов, 1984.

147. Гриневич Г.П., Каменская Е.А., Алферов А.К. и др. Надежность строительных машин, М., Строиздат, 1983, 296с. с илл.

148. Комаров А. А. Надежность гидравлических систем, М., Машиностроение, 1969, 235с. с илл.

149. Кузнецов А.В., Зибиров А.И., Ильменский В.В. О количественной оценке надежности буровых станков.- В кн.: Новое горное оборудование для карьеров и подземных рудников цветной металлургии, Л., 1981, стр.6672./ Труды Гипроникель /.

150. Никитин Г.А., Чирков С.В. Влияние загрязненности жидкости на надежность работы гидросистемы летательных аппаратов, М., Транспорт, 1969, 183с. с илл.

151. Раниев А.В., Рейш А.К. Гидравлический экскаватор, М., Строиздат, 1983, 119с. с илл.

152. Рокшевский В.А., Татьков В.В., Ливада Г.Ф. и др. Снижение содержания воздуха и воды в рабочих жидкостях гидравлических систем./обзор/, М., НИИМАШ, 1981, 58с. с илл.

153. Рыбаков К.В. Фильтрация авиационных топлив, М., Транспорт, 1983, 158с. с илл.

154. Сырыцин Т.А. Надежность гидро- и пневмопривода, М., Машиностроение, 1981, 216с. с илл.

155. Справочник конструктора дорожных машин. Под редакцией И.П. Бородыичева, М., Машиностроение, 1973, 504с. с илл.

156. Терехин Г.С. Исследования влияния режимов нагружения на долговечность качающего узла аксиально-поршневых насосов авиационных гидросистем. Дисс., к.т.н., Киев, 1975, 267с. с илл.

157. Тениенбаум М.М. Износостойкость конструкционных материалов и деталей машин при абразивном изнашивании, М., Машиностроение, 1966, 331с. с илл.

158. Додин Л.Г. Методы испытания аксиально-поршневых гидромашин. В кн.: Совершенствование приводов строительных и дорожных машин, М.: 1981, вып. 92, стр.23-29, / Труды ВНИИстройдормаш /.

159. Финкельштейн З.Л., Сушкова Г.Н. Источники загрязнения смазочных и рабочих жидкостей, Уголь Украины, №4, 1975, стр.185.

160. Гудилин Н.С., Кривенко Е.М., Маховиков Б.С., Пастоев И.Л. ( Под общ. ред. проф. Пастоева И.Л.) Гидравлика и гидропривод.- М.: Изд-ство МГГУ, 1996, 520с. с илл.

161. Петров В.А. Гидрообъемные трансмиссии самоходных машин, М.: Машиностроение, 320с. с илл.

162. Финкельштейн 3.JI. Применение и очистка рабочих жидкостей для горных машин, М.: Недра, 1986, с. с илл.

163. Совершенствование гидропривода механизированных крепей / Под общ. ред. Докукина А.В.,- М.: Машиностроение, 1984, с. с илл.

164. Свешников В.Н., Усов А.А. Станочные гидроприводы / Справочник.-М.: Машиностроение, 1982, 464с. с илл.

165. Кантович Л.И., Хромой М.Р., Сайдаминов И.А. Анализ конструкций и параметры технологического нагружения основных механизмов гидравлического экскаватора. Горный информационный аналитический бюллетень, М.: МГГУ, 2002, №3, стр.

166. Кантович Л.И., Сайдаминов И.А. Основные принципы создания рациональных гидрообъемных трансмиссий с замкнутой циркуляцией рабочей жидкости. Горный информационный аналитический бюллетень, М.: МГГУ, 2002, №3, стр.

167. Сайдаминов И.А., Баранникова И.В. Основные принципы построения математической модели для оптимизации параметров бурения, Горный информационно-аналитический бюллетень, М., МГГУ, 2002, №3, стр.

168. Пастоев И.Л. Разработка систем передвижения автоматизированных угледобывающих агрегатов, М.: МГИ, 1987, 345с. с илл.

169. Адлер Ю.П., Маркова Е.В., Грановский Ю.В. Планирование эксперемента при поиске оптимальных условий.- М.: Наука, 1976, 203с. с илл.

170. Картавый Н.Г. Исследование и выбор основных параметров выемочных машин угледобывающих агрегатов, Дисс. д-р техн. наук, М.: МГИ, 1970, 341с. с илл.

171. Планирование эксперимента в исследовании технологических процессов. Пер. с англ. / Под ред. Э.К. Лецкого, М.: Мир, 1977, 283с. с илл.

172. Повышение прочности и долговечности горных машин / А.В. Докукин, П.В. Семенча, Е.Е. Гольдбухт, Ю.А. Зислин,- М.: Машиностроение, 1982, 224с. с илл.

173. Рахутин Г.С. Вероятностные методы расчета надежности, профилактики и резерва горных машин,- М.: Наука, 1970, 204с. с илл.

174. Вентцель Е.С. Теория вероятностей, М.: Физматгиз, 1965, 564с. с илл.

175. Хорин В.Н. Объемный гидропривод забойного оборудования, М.: Недра, 1980, 415с. с илл.

176. Докукин А.В., Красников Ю.Д., Хургин З.Я. и др. Корреляционный анализ нагрузок горных машин, М.: Недра, 1969, 135с. с илл.

177. Красников Ю.Д. Исследование формирования нагрузок в элементах горных машин. Автореферат дисс. д-р техн. наук, М.: 1969, 32с. с илл.

178. Гамынин Н.С. Гидравлический привод систем управления, М.: Машиностроение, 1972, 376с. с илл.

179. Кожевников С.Н., Пешет В.Д. Гидравлический и пневматический привод металлургических машин, М.: Машиностроение, 1973, 360с. с илл.

180. Коробочкин Б.Л. Динамика гидравлических систем станков, М.: Машиностроение, 1976, 240с. с илл.

181. Берман В.М., Гольдин В.М., Козин Г.Ю. и др. Управление движением гидромеханического привода горных машин,- В кн.: Горные машины и их эксплуатации, М., 1983, вып. 113, стр.114-118.( Труды / ИГД им. А.А. Скочинского).

182. Скрицкий В.Я., Рокшевский В.А. Эксплуатация промышленных гидроприводов,- М.: Машиностроение, 1984, 171с. с илл.

183. Гидравлическое оборудование для гидроприводов строительных, дорожных и коммунальных машин. Каталог-Справочник / Минстройдормаш, М., 1978, 65с. с илл.

184. Пономоренко Ю.Ф. Испытание гидропередач, М.: Машиностроение, 1969, 290с. с илл.

185. Машиностроительный гидропривод / Кондаков JT.A., Никитин Г.А., Прокофьев В.Н. и др. Под ред. В.Н. Прокофьева, М.: Машиностроение, 1978,495с. с илл.

186. Попов Д.Н. Динамика и регулирование гидро- и пневмосистем, М.: Машиностроение, 1977, 423с. с илл.

187. Докукин А.В., Красников Ю.Д., Хургин З.А. Аналитические основы динамики выемочных машин, М.: Наука, 1966, 160с. с илл.

188. Красников Ю.Д., Хургин З.Я., Нечаевский В.М. Оптимизация привода выемочных и проходческих машин, М.: Недра, 1983, 262с. с илл.

189. Иозенас Г.Ю. Обоснование параметров и разработка гидромеханической трансмиссии механизма поворота мощного роторного экскаватора, Дисс. к.т.н., М., 1981, 149с. с илл.

190. Математическое моделирование в исследовании и проектировании станков, М.: Машиностроение, 1978, 184с. с илл.

191. Докукин А.В., Красников Ю.Д., Хургин З.Я. и др. Динамические процессы горных машин, М.: Наука, 1972, 150с. с илл.

192. Виницкий К.Е. Оптимизация технологических процессов на открытых разработках, М.: Недра, 1978, 280с. с илл.

193. Скобелов Л.С. Совершенствование конструкции и повышение надежности мощных карьерных гидравлических экскаваторов, Горный журнал, 1983, №8, стр.52-54.

194. Абрамов Е.И., Колесниченко К.А., Маслов В.Г. Элементы гидропривода, Киев, Техника, 1977, 320с. с илл.

195. Кондаков Л.А. Рабочие жидкости и уплотнения гидравлических систем, М.: Машиностроение, 1982, 216с. с илл.

196. Козин Г.Ю., Крутик А.В., Завьялов Н.И. и др. Опыт и перспективы применения гидропривода на экскаваторах, М.: ЦНИЭИ-уголь, 1982, 36с. с илл.

197. Козлов С.В. Основные проблемы технического переоснащения угольных шахт России,- М.: Изд-во МГГУ, 1998, 69с. с илл.

198. Кисточкин Е.С., Киев А.В. Выбор параметров объемных гидромеханических передач // Судостроение, 1982, №1, стр.31-34.

199. Иващенко Н.Н. Автоматическое регулирование. Теория и элементы систем. М.: Машиностроение, 1978, 736с. с илл.

200. Антонов А.С. Силовые передачи колесных и гусеничных машин. JL, Машиностроение, 1975, 481 стр. с илл.

201. Калинин B.C., Забегалов Г.В. О тепловом режиме работы гидропривода одноковшовых погрузчиков. В кн.: Исследование навесных машин. Вып. 59, М., ВНИИстройдормаш, 1973, с. 42-51.

202. Эйдерман Б. А. Закономерности формирования грузопотока и энергозатрат на скребковых конвейерах.-М.: Наука, 1984, 133с. с илл.

203. Казанцева Л.И., Яковлева В.В. Предтеченский Е.С. Тепловой режим гидропривода «Строительные и дорожные машины», 1974,№9, стр. 16-17.

204. Лазариди А.П. Производительность землорейных машин с объемным гидроприводом при эксплуатации в жарком климате, «Строительные и дорожные машины», 1969, №11, стр.32.

205. Лазариди А.П. Исследование надежности гидропривода некоторых экскаваторов в условиях Туркменской ССР. Автореферат канд. диссерт., Ташкент, ТИИИМСХ, 1975, 26 с. с илл.

206. Хайров В.У. Особенности эксплуатации машин в условиях жаркого климата, «Строительство и архитектура Узбекистана», 1971, №2, стр. 39.

207. Багданович Л.Б. Объемные гидроприводы, Киев, «Техника», 1971, 171 с.с илл.

208. Мальцева Н.А., Беляков Е.А. Технико-экономическое обоснование целесообразности применения средств технической диагностики для гидравлических систем дорожно-строительных машин,- В кн.:ф Гидропривод и системы управления землоройно-транспортных машин.

209. Вып. 1, Омск, СибАДИ, 1973, стр. 204-208.

210. Тетюхин В.И., Янсон В.М. Исследование надежности гидравлических экскаваторов по натурным данным. В кн.: Долговечность машин, ремонт и его организация. Вып.ХХХШ. Елгава, Латвийская сельскохозяйственная академия, 1976, стр. 45-55.

211. Диагностирование технического состояния приводов и тормозов строительных машин, М., Стройиздат, 1971, 63 с. с илл.

212. Матвеевский P.M. Температурная стойкость граничных смазочных слоев и твердых смазочных покрытий при трении металлов и сплавов, М., Наука, 1971, 227 с. с илл.

213. Шевченко B.C., Бехтер В.И., Лапатко О.П. Долговечность гидравлического оборудования станков. Минск, Наука и техника, 1973, 192 с. с илл.

214. Ягнин М.И. Работоспособность уплатнений узлов возвратнопоступательного движения. В кн.: Новые исследования гидропривода грузоподъемных машин и его узлов. Вып.7, М., ВНИИПТМАШ, 1970, стр. 56-71.

215. Финкельштейн З.Л., Коваленко В.П. Смазочные и гидравлические масла для угольной промышленности. Справочник. М. Недра, 1991, 299 с. с илл.

216. А.С. 640051 (СССР). Стенд для динамических испытаний объемного гидропривода / Авт. Берман В.М., Гольдин В.М., Козин Г.Ю. Заявл: 15.06.1975г. №2762085/27-4; Опубл. в Б.И. №48, 1971г.

217. Каталог фирмы Atlac Сорсо « Surfac drilling », 1989.

218. А.С. СССР №305241 «Предохранительные устройства». Р.Ю. Подэрни, М.Х. Мухамедов, В.Ф. Сандалов, Б.И. №18, 1971.

219. А.С. СССР №806819 «Предохранительные устройства для защиты трансмиссии привода рабочего органа землеройной машины», Р.Ю.• Подэрни, М.Х. Мухамедов, В.Ф. Сандалов, Б.И. №7, 1981г.

220. А.С. СССР №831900 «Устройства для защиты трансмиссии многодвигательного привода рабочего органа землеройной машины от перегрузок», Р.Ю. Подэрни, М.Х. Мухамедов, В.Ф. Сандалов, Б.И. №19, 1981г.

221. Патент ФРГ №3790979Т1 (DE) от 06.07.89г.

222. Патент Швеции №89006113-4 (SE) от 20.09.90г.

223. Патент Италии №1222318 (IT) от 03.12.90г.

224. Патент Австралии №AU-B-79/93/37(605790) от 24.01,91г.

225. Патент РФ №2052096. Гидропривод бурильной установки. Р.Ю.Подэрни, М.Р. Хромой, И.А. Сайдаминов, Ш.З. Нажмудинов. Б.И. №2, 1996г.