автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Динамические модели и устойчивость подсистемы Исполнительный ораг-забойгорной машины

На правах рукописи

1Г0 9 Л с!

ЗАГРИВНЫЙ ЭДУАРД АНАТОЛЬЕВИЧ

л /

/>/» 1

ДИНАМИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ И УСТОЙЧИВОСТЬ ПОДСИСТЕМЫ "ИСПОЛНИТЕЛЬНЫЙ ОРГАН-ЗАБОЙ" ГОРНОЙ МАШИНЫ

Специальность 05.05.06 - "Горные машины"

Авюрсферш диссертации на соискание ученой стеиенн доктора технических паук

Саню) Кчербург 14%

г

Работа выполнена в Санкт-Петербургском государственном горном институте имени Г.В.Плеханова (техническом университете).

Официальные оппоненты: доктор технических наук,

профессор Красников Юрий Дмитриевич доктор технических наук, профессор Кутузов Борис Николаевич доктор технических наук, профессор Нагаев Роберт Фаритович

Ведущее предприятие: Научно-исследовательский проектно-конструкторский у проехтный угольный институт "ПечорНИИпроект", г.Воркута.

Защита диссертации состоится "20 " И10НЯ 1996 г. в Ч час. 00 мин. на заседании диссертационного Совета Д.063.15.12. при Санкт-Петербург ском государственном горном институте им..Г.В.Плеханова (техническом уни верситете) по адресу: 199026, Санкт-Петербург, 21 линия, дом.2, в зале заседа иий №2. (портретная галерея).

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке института.

Автореферат разослан " 17 " мая 1996 г.

Ученый секретарь диссертационного Совета Д.063.15.12 д.т.н., проф.

Общая характеристика работы

Акт уплыюстi» проблемы

Конкурентоспособность горнодобывающих предприятий РФ как на внутреннем, так и на внешнем рынках в конечном итоге определяется крон ¡водя i елыюстыо труда, которая, в свою очередь, в значительной мере зависит от эффе'.лнинооти работы горных машин.

Так, например, на рудных месторождениях, отрабатываемых открытым способом, одним из основных звеньев технологического процесса является проходка взрывных скважин станками шарошечного бурения, трудоемкость которой составляет 10-40% от общей трудоемкости работ, связанных с добычей. При работе станков шарошечного бурения на твердых и трещиноватых породах наблюдаются интенсивные вибрации в виде продольных колебаний бурового става с частотой (210) Гц и амплитудой (0,5-1) см, коюрые часто сопровождаются потерей поперечной усто:";чи8ос!и (Кроемо става. Такие режимы занимаю: до 15% и более чистого времени бурения и сопровождайся высокой динамической нагруженностыо силовых систем, определяющей высокую аварийность и низкий коэффициент машинного времени.

При oip;)5oiKC угольных пластов подземным способом более 80% объема работ но выемке пластов выполняются очистными комбайнами, и значительная часть (около 60%) подготовительных выработок проводится проходческими комбайнами. Работа этих машин также харакгериз^ею! высокой динамической нагруженностью и аварийносп.ю.

Вопросам исследования работы станков шарошечного бурения, очистных и проходческих комбайнов, а также разрушения пород и резания углей в последние десятилетня посвящено большое количество работ. Заметный вклад в разработку теоретических основ и экспериментальные исследования динамики горных .машин внесли отечественные и зарубежные ученые О.Д.Алимов, Я.И.Альшнц, Л.И.Барон, В М.Берон, В.А.Бреннер, В.А.Боровков, В.Д.Буткина, В.Н.Верескунов, В.В.Габов, А.Б.Глатман, В.Г.Гуляев, Б.Л.Давыдов, В.Я.Дмитриев, В.А.Дейниченко, А.В.Докукин, А.Н.Ефимов, С.Л.Загорский, Б.П.Зиновьев, Л.И.Кантович,

Ю.П.Марасанов, Б.С.Маховиков, В.З.Меламед, И.Г.Михеев, В.М.Мороз, Р.Ф.Нагаев, Ю.А.Нанкин, И.Э.Наринский, Е.З.Позия, Г.С.Саркисьян, Л.В.Семенча, Б.А.Скородумов, В.И.Солод, А.Ф.Суханов, А.Е.Троп, Л.С.Туяков, В.С.Федоров« З.Я.Хургин, И.Г.Штокман, Р.С.Штромвасер, Л.А.Шрейнер, Р,М,Эйгелнс и другие.

Большое внимание, уделяемое проблеме динамики горных машин, свидетельствует об актуальности задач взаимодействия исполнительного органа (ИО) горных машин с забоем, формирования координат забоя при безотрывном перемещении по нему породоразрушающего инструмента, построения модели "горная машина - забой" и рационального выбора динамических параметров систем подвески исполнительного органа и подачи, которым и посвящена настоящая диссертационная работа.

Цель работы

Разработка методов рационального выбора основных динамических параметров в системах подачи, подвески и привода исполнительных органов горных машин дня стабилизации динамических нагрузок. силовых системах на заданном уровне, создание корректирующих устройств, обеспечивающих существенное снижение динамической нагруженности горных машин н повышение на этой основе их надежности и ресурса.

Основная идея работы

Основная идея работы состоит в представлении системы "горная машина (ГМ) . разрушаемый забой" замкнутой динамической структурой с запаздывающей обратной связью, при достижении устойчивости которой динамическая нагруженность горной машины минимальна.

Основные задачи работы

- разработка механико-математической модели разрушаемого забоя;

разработка и исследование механико-математической модели идеализированной системы "ПИ - забой";

- разработка расчетных динамических моделей станка шарошечного бурения взрывных скважин, очистного комбайна для выемки угольных пластов и их исследование;

- разработка методики выбора параметров корректирующих устройств и

экспериментальные исследования их эффективности.

Методы исследований

Анализ и обобщение результатов опубликованных работ по динамике горных машин, теоретическим и экспериментальным исследованиям разрушения горных пород и резания углей. Построение расчетных динамических моделей идеализированной горной машины, станка шарошечного бурения взрывных скважин и очистного комбайна при безотрывном движении породоразрутающего инструмента по разрушаемому забою. Исследование замкнутой динамической системы "горная машина - забой" с применением методов классической механики, теории автоматического управления и статистической динамики. Моделирование процессов на ЭВМ. Экспериментальные исследования корректирующих устройств к условиях эксплуатации горных машин.

Достоверность научных положений, выводов и рекомендации подтверждается адекватностью поведения расчетных динамических моделей горных машин (станков шарошечного бурения, очистных и проходческих комбайнов) объектам исследования, достаточно большим объемом экспериментальных исследований динамических режимов горных машин в эксплуатационных условиях, положительным опытом практического использования результатов теоретических исследований и разработок, доведенных до экспериментальных образцов к испытанных на руднике Олене! орского ГОКа и шахтах ПО "Воркутуголь".

Научная новизна результатов работы заключается:

- в разработке динамических моделей горной машины с кинематическим возбуждением со стороны забоя и формирования координат забоя под действием динамической составляющей усилия подачи;

- в разработке методов анализа внешней динамики горной машины как замкнутой динамической системы и синтеза устройств систем подачи и подвески исполнительных органов.

Практическая значимость работы

На основе ' проведенных теоретических и экспериментальных исследований предложены:

- методика выбора динамических параметров и устойчивых режимов работы горных машин, в которых кинематическое возбуждение со стороны разрушаемого забоя и, следовательно, динамическая нагруженность силовых систем минимальны;

ряд новых технических решений, защищенных авторскими свидетельствами: устройства для корректирования коэффициентов жесткости и демпфирования в системах подвески исполнительных органов и подачи буровых станков шарошечного бурения, очистных и проходческих'комбайнов; датчик интегрального уровня вибраций для управления режимами бурения.

Реализация результатов работы

1. Разработана техническая документация, изготовлены и проведены испытания в эксплуатационных условиях:

а) различных вариантов амортизаторов на базе пневмогидравлических элеметов системы подачи для станков шарошечного бурения взрывных скважин типа СБШ-250 и БАШ-250. Пробурено на Оленегорском руднике около 400 взрывных скважин, показана эффективность этих устройств и перспективность их применения; , •

б) датчика интегрального уровня вибрации (Оленегорскин ГОК);

в) устройства для снижения динамических нагрузок (УСДН)' в системах гидропривода очистных комбайнов, которыми в ПО "Воркутауголь" оснащены около 50 комбайнов типа 1ГШ-68 и КШ-ЗМ;

г) демпфирующей подвески шнека (ДПШ).

Обе разработки (УСДН и ДППЛ) экспонировалнсь на ВДНХ СССР и были отмечены серебряной медалью (1988 г.);

д) демпфирующей подвески исполнительного органа комбайна 4ПП-2 (шахты "Юр-Шор", "Воргашорская").

2. "Методика выбора параметров для снижения динамических нагрузок в гидроприводе механизма подачи очистных комбайнов", 1987 г., передана Горловскому машиностроительному заводу им.С.М.Кирова.

3. Результаты теоретических исследований используются в учебном процессе прн подготовке специалистов электромеханического профиля Санкт-Петербургского государственного горного института (технического университета) в курсе "Динамика горных машин".

Личный вклад автора диссертационной работы:

- разработка механико-математической модели идеализированной горной машины как замкнутой динамической системы с запаздывающей обратной связью с кинематическим возбуждением со стороны разрушаемого забоя, формирование координат которого определяется известными законами разрушения пород и резания углей;

- постановка задач теоретических и экспериментальных исследований, разработка и методика их проведения, руководство и участие на всёх этапах выполнения работы;

- разработка технических предложений и конструктивных схем технических устройств, реализующих результаты теоретических исследований.

Автор выражает искреннюю признательность сотрудникам и в первую очередь заведующим кафедр электрических машин и ангомаппнрошншого привода, техники и технологии бурения скважин. конструировании юрких машин, авгомапмашш производственных процессов, рудничных стационарных уоанопок. тсмрсшческой

механики Санкт-Петербургского государственного горного института (технического университета) за полезные советы и замечания при обсуждении работы на всех этапах ее выполнения, сотрудникам филиала Санкт-Петербургского государственного горного института (технического университета) в 'г, Воркуте, ИТР рудника . Оленегорского ГОКа, ПО "Воркутауголь", института "ПечорНИИпроект" и СКБ Горловского машиностроительного завода нм.СМ.Кирова за оказание помощи при подготовке, проведении и обработке результатов экспериментальных исследований и Оформлении диссертации.

Апробация работы

Основные положения работы докладывались и обсуждались на технических совещаниях СКБ Горловского машиностроительного завода им.С.М.Кирова (Горловка - 1986, 1987), на Республиканских семинарах (Республика Коми) научного центра Уральского отделения АН СССР (Воркута - 1987, Ухта - 1988), на заседаниях технико-экономического Совета ПО "Воркутауголь" (1984-1992), заседаниях ученого Совета института "ПечорНИИпроект" (Воркута, 1988-1993), научных семинарах Санкт-Петербургского государственного горного института (1990, 1995 ), на II Международном симпозиуме по горному делу (Китай, Сюйджоу - 1991).

Публикации

Основные доложення диссертации отражены в 34 печатных работах, из которых 12 являются изобретениями.

Д ГФУШРЗ ра^УЖ

Диссертация состоит из введения, пяти глав и заключения и включает в себя 234 страницы машинописного текста, 57 рисунков, 9 таблиц и список литературы из 210 наименований.

Содержи*; работц

В первой главе представлен, краткий критический обзор современного состояния теории и практики проблемы динамики горных машин: станков

шарошечного бурения взрывных скважин, очистных и проходческих комбайнов. Сформулированы цель и задачи исследований.

Вторая глава посвящена разработке и исследованию механико-магематических моделей разрушаемого забоя и идеализированной горной машины с разрушаемым забоем. Показаны условия, при которых горная машина как замкнутая динамическая система с запаздывающей обратной связью со стороны забоя получает минимальное кинематическое возбуждение, т.е. определены условия устойчивости системы.

В третьей главе рассмотрена динамика буровых станков шарошечного бурения взрывных скважин. На расчетных динамических схемах станка исследованы различные динамические режимы: движения кузова станка, поперечные колебания бурового става и привода вращателя. Приведена конструкция и дан анализ работы датчика интегрального уровня вибраций для управления режимами бурения по допустимому уровню вибраций.

В четвертой главе дан анализ динамики очистных комбайнов. Приведены результаты исследований системы "комбайн - забой" на ЭВМ с учетом сухого трения.

В пятой главе приводятся результаты экспериментальных исследований динамических режимов станков шарошечного бурения, очистных и проходческих комбайнов с корректирующими динамические параметры устройствами в системах подачи и подвески исполнительных органов.

В заключении обобщены результаты исследований и даны рекомендации по выбору динамических параметров горных машин и способов реализации устройств для снижения динамических нагрузок горных машин.

На основс выполненных исследований сформулированы следующие защищаемые положения:

/. Заоичу о txniMvimu системы "I'M - забой" следует относить к классу задач о Очиженин соприкасающихся тел с неу()ержмающими снятии, о<)но ю которых (исполнительный орган) (НО) может считаться пшероым, а Оругое (разрушаемый забой) - нетаердым. Выиужоениое мнжение системы аоюужоаетсн кинематически путем заоаиия координат ИО при безотрывном перемещении поро<)ора1р)пшшщего

инструмента по забою. При этом разрушаемый забой может быть представлен идеализированной упругой поверхностью, координаты которой в точке взаимодействия инструмента (резца, ишрошки) зависят от силы давления на забой.

Обобщая результаты анализа опубликованных работ по внешней динамике горных машин (буровые станки шарошечного бурения, очистные комбайны, проходческие комбайны циклического действия и др.), можно отметить следующее.

Во многих работах горная машина (ГМ) представлена динамической системой (линейной или нелинейной) с одной или несколькими степенями свободы, на входы которой действует детерминированная или случайная активная сила Р=Д0, равная силе реакции забоя (рис. 1, а). При таком представлении расчетной модели горной машины факт безотрывного движения породоразрушающего инструмента по забою не отражается, и решается задача о движении динамической системы под действием активной силы, равной силе реакции забоя, без наложения дополнительных условий на закон безотрывного движения породоразрушающего инструмента по забою.

Учитывая, что до (60-80)% мощности от общей энерговооруженностн горной машины реализуется на забое, и что породоразрушаюший инструмент в нормальном режиме движется безотрывно по забою, можно считать, что процесс формирования координат -забоя является определяющим вынужденные движения ИО. При этом, ввиду того, что силы в системах подачи горных машин являются потенциальными и определяются величиной сжатия (растяжения) упругих элементов, координаты забоя при безотрывном движении по нему породоразрушающего инструмента определяют как положение центра масс ГМ, так и величину сжатия (растяжения) упругого элемента в системе подачи ГМ, а, следовательно, и усилие подачи. С другой стороны, усилие подачи определяет глубину внедрения породоразрушающего инструмента и новые координаты забоя.

Таким образом, система "ГМ - забой" представляет собой замкнутую динамическую систему, вынужденное движение которой определяется координатами забоя при безотрывном перемещении по нему породоразрушающего инструмента и динамическими параметрами ГМ (массами исполнительного органа и корпуса ГМ, коэффициентами жесткости и демпфирования), то есть система "ГМ - забой"

представляет собой систем)' с кинематическим возбуждением со стороны забоя, координаты которого зависят от давления на него.

С учетом ска>анн0|0 можно утверждать, что задача о движении системы "ГМ -тобой" относится к классу задач о движении соприкасающихся тел с («удерживающими (односторонними) связями, одно из которых (исполнительный орган) мо-лчгг считаться твердым, а другое (забой) - нетвердым. Координаты нетвердого тела определяются усилиями полачи и являются функцией координат зпбоя (кути лородоразрушающего инструмента) и динамических параметров системы "ГМ • забой". Аналогом такой системы можно считать кулзчкойыи механизм, координаты поверхности кулачка которого адвкеят от давления на него, то есть 5=«1<р;р(0Крис. 1,6).

а) ///////

< а.

•ч

nil

i-X-z

> и

т,

Т7-ни

б)

Рис. 1. Аналоги расчетных динамических систем горной машины: а - принятая; б - предлагаемая.

Существенным различием зтих расчетных схем является то, что они имеют различные числа степеней свободы. Если « схеме а) - две степени свободы х, и хг, то 6 схеме б) • одна хг, так как s(ip) »лапа. Исследование повеления сиаеиы <>) при условии, что s~f[ tf; l'(0] . где P(t) - динамическая сое i ты и.....тя .четно >cii.ni-<.

равная силе реакции кулачка Г<,.([). При этом динамическая составляющая изменяется во времени, а система может быть устойчивой или неустойчивой, то есть при $ оо профиль кулачка будет либо стремиться к кругу, либо все более и более отличаться от него.

Таким образом, принимая во внимание факт безотрывного перемещения инструмента по забою, движение системы "горная машина - забой" должно исследоваться с позиций теории динамики систем с кинематическим возбуждением, в которых кинематическое возбуждение, в свою очередь, зависит от усилий в системе, - т.е. от динамических параметров системы.

Многочисленными опытами по разрушению горных пород шарошечными долотами и резанию углей установлено, что зависимость глубины внедрения от усилий давления на забой (усилий подачи) хорошо согласуется с теоретическими исследованиями и при средних значениях этих усилий может быть представлена выражением Ь=аР, где Ь - глубина внедрен!« инструмента в забой, Р - усилие подачи, а - коэффициент пропорциональности.

Следует подчеркнуть, что значение а = — отражает не только физико-

Ро<

механические свойства разрушаемого массива, но и эффективность . породоразрушающего инструмента. Например, при одной и той же крепости массива при затуплении или поломке инструмента глубина внедрения й при одном и том же осевом усилии уменьшится. Это равносильно уменьшению значения

коэффициента а и увеличению значения коэффициента у = —, который имеет

физический смысл коэффициента жесткости некой пружины. Отличие поведения забоя от поведения пружины состоит в том, что после снятия нагрузки с пружины она восстанавливает первоначальную длину, а забой "запоминает" длину сжатого состояния, что и отражает факт необратимых изменений ег<5 поверхности. Это главное свойство геометрических изменений забоя должно быть отражено при составлении расчетной динамической модели системы "горная машина - забой".

Механизм формирования координат забоя может быть представлен следующим

образом.

При работе горной машины забой перемещается в направлении усилия подачи со средней скоростью Vv.p. При этом давление на забой поддерживается Рср путем изменения свободной длины упругого элемента, на котором подвешен исполнительный орган, со скоростью V . За один оборот исполнительного органа забой перемещается на величину глубины внедрения инструмента в забой, то есть на у 'а --- Р Так как осевое усилие всегда может быть представлено как Р = Рп + P(t), то можно записать

y[hfl+h(t)] = [P0 + P(t)]; V = V0+V(t).

где h0, Р0, V0 - постоянные составляющие глубины внедрения инструмента, усилия подачи и скорости продвигания забоя; h(t), P(t), V(t) - динамические составляющие процесса разрушения забоя.

Если из уравнений, описывающих полный режим работы горной машины,

щ.¡честь уравнения статического режима, то получатся уравнения динамики пронесся, го есть yh(t)=P(t).

При этом изменение забоя можно рассматривать относительно неподвижных осей s — ф, а процесс формирования координат, происходящий внутри разрушаемого слоя массива толщиной h0+li(t) = h (рассматриваются малые колебания b(t)«h0), происходящим под действием динамической составляющей Рд = P(t).

На расчетной схеме (рис. 2) показаны условно развернутый забой (например, идеализированный элементарный кольцевой забой скважины), система подачи невесомого инструмента АВ с коэффициентом жесткости подвески Су машина о массой m и поверхность идеализированного забоя с координатами s-s(<p}.

При перемещении по забою разрушающего инструмента (шарошки, резца) со скоростью V=c»r, где ш - угловая скорость, г - радиус, на котором укреплен инструмент,' для любой точки забоя <р = cot можно записать Р({) = у h(t)

О

s

S*

• m

¿¿¿//■/f/г.'..

Л* h(i) j

- " - ' - — ®J

/1ГТТГТГТГГ>\ fx Ч |

у &

f

Рис. 2. Динамическая модель формирования координат забоя

где у - обобщенный коэффициент жесткости забоя, или (s - х)с = у h(t); у h(t)= R ,(t), где R ,(t) - реакция забоя, x - координата массы m В свою очередь h(t) = s„ -$„, где s„ '- начальное значение координаты забоя в. точке <р, sK - значение координаты забоя в точке (р после прохода инструмента. Ил( (s-xjc = y (s, -s), где s, =s (tot-T) - координата забоя на (N-I)-om оборот« инструмента, Т - запаздывание, равное периоду обращения • инструменте 1

Т = —, s~ s (оЛ) - мгновенное значение координаты забоя в точке ф поел; <о

разрущения забоя на глубину h(t)' на N-ом обороте инструмента.

2.' Математическая модель парциальной системы "исполнительный орган ■ забой ", определяющей процесс формирования координат забоя и внешнюю динамик) горной машины, может быть представлена замкнутой динамической структурой < запаздывающей обратной связью. Работа этой системы в устойчивой зот определяется динамическими параметрами поОвески . исполнительного органе (массой, коэффициентами жесткости и демпфирования), физико-механическимi свойствами разрушаемого массива, конструкцией и угловой скоростьи исполнительного органа.

Идеализированная модель системы "ГМ - забой" (рис. 3, а) включает в себ; массы т, и т,, соответственно, исполнительного органа и корпуса ГМ, упруги элементы системы подвески исполнительного органа (ИО) с "коэффициенте!

жесткости С, л системы подачи С:. демпфирующие устройства системы подвески исполнительного' органа и системы ползчн с коэффициентами демпфирования (г, и разрушаемый забой с координатами 5 н я., где я - координата забоя на \'-ом обороте инструмента, 5, • на (М-*1)-ом обороте инструмент;!. На расчетной схеме представлена в качестве примера развержл кольцевого забоя, по которому безотрывно перемсщас1ся породоразрушаюший инструмент (шарошка, резец).

При моделировании процесса формирования координат забоя отражаются только кинема) ачсские особенности процесса разрушения (резания), обусловленные основным законом разрушения (резания): у!1=Р, где Ь - глубина внедрения I

инструмента в заоои, у =

обобщенный коэффициент жесткости забоя, Р - усилие

подачи инструмента на забой. Энергетика процесса разрушения не рассматривается и собственно процесс разрушения не моделируется.

В дальнейшем рассматриваются лишь динамические процессы, а все уравнения

составлены в отклонениях or статического режима.

При составлении уравнений движения системы принято, что з качестве привода ИО нспользуе1Ся электропривод постоянного тока. При лом принято также, что момент на ИО определяется известным выражением M(t) = a- P(t), а- коэффициент пропорциональности между Р(() и M(t).

Воспользовавшись уравнением Лагранжа 2-го рода и проведя необходимые преобразования, окончательно получим

(!),(.),, V +0)p(|tl +M2)-*'+(C,+Cj)-x = C1s + M,o>|1s (а) т,сар"У' + p«>p(s' -х') + C,(s -х) = у h (b)

h = s{<opt-x)-s (с)

ayii - M(d) (I)

J,фГ+ С(ф( -<p,) = M ,: M , = C, • i . (c> '

j,<i>;' + cnp,-<P,) = m4 (0

di cit

Рис. 3. Расчетные схемы идеализированно»"! горной машины: а - полная; б - парциальная подсистема "ИО-забой"; в - парциальная подсистема "корпус-ИО"

í;:c m - угловая скорость породоразрушаютцего инструмента, у= —-

обобщенны,! коэффициент жесткости забоя, s - координата гябог в точке tiü.fvv te«. "-.¡я wôoh и иородорязрушающего инструмента на N-ом обороте инструмента (шарошки, резни), s, = 5[(0Г(' ~ т)] " координата забоя под инструментом

на (N-j)-om ооороге инструмента, т = —<о +Лт - время запаздывания, равное

п

МЧ"1'прохождения инструмента в рассматриваемую точку забоя, Ат -дополнительное переменное запаздывание, определяемое неравномерностью угловой ci.-i-w-, » ^,с„ |г'Стр!(рг>да, и - число ре-чтв (шарошек) в линии резания, М„ - момент сопрогивления на ИО,Мд - момент электродвигателя, ф,, ср, - углы позорота соответственно ИО и электродвигателя, J2, J,- моменты инерции соответственно ИО и электродвигателя, С - коэффициент жесткости трансмиссии на кручение.

Факт необратимых изменений координат забоя отражен в уравнениях (Ь) и (с) системы (1). Левая часть уравнения (Ь) представляет собой усилие подачи, равное сумме ии. tvüioüb-iro (!'„}, демпфирования (Рд) и упругого (Р ) усилий в системе ¡«мам»-, a nnaaas: - реакцию забои (Rj, выраженную через глубииу внедрения мисгрчмсша » -»бой » соошсгсгвин с принятым законом разрушения (резания), то

= R t = yh .

Уравнение (с) отражает механизм формирования координат забоя, состоящий в гом, чю \1гно»енное значение координаты S формируется из координаты S, в рассматриваемой точке, образуемой предыдущим взаимодействием инструмента с •'¡•4>ем, nyie.M внедрения инстр* мситя (резца, шарошки) на глубину, пропорциональную мгновенному усилию подачи, io ccri S •- л . - h .

Таким образом, мгновенные значения координат забоя зависят от динамическою усилия подачи и значений координат забоя в рассматриваемой точке после про\о".кдени;| предыдущего инефумента. Другими еловгми, состояние системы в рассматриваемый момент времени зависит от предыдущего состояния, го сст„ от предыстории Известно, что такие системы, обладающие 'памятью", описываются дифференциальными уравнениями с запаздывающим арг> ментол и обладают

особенностью, заключающейся в том, что даже при эффективном демпфировании они могут иметь неустойчивые нулевые решения. Применительно к рассматриваемой модели могут быть случаи, когда при определенных сочетаниях параметров (масс, коэффициентов жесткости и демпфирования, физико-механических свойств разрушаемого массива, частоты вращения инструмента) длительная работа при 5^0 невозможна, то есть система может быть неустойчивой.

С практической точки зрения важно уметь выбрать указанные параметры таким образом, чтобы система обладала свойством самовыравнивлння забоя.

С математической точки зрения эта система должна иметь устойчивые нулевые решения. При таком выборе параметров всегда при 1 —> со я -» 0, а, следовательно, в системе будет отсутствовать кинематическое возбуждение со стороны забоя, и динамические усилия во всех узлах горной машины будут минимальны.

Анализ системы (I) затруднителен из-за высокого порядка уравнения и наличия запаздывающего аргумента. Для качественного анализа поведения динамической системы с учетом необратимых процессов на забое следует принять дополнительные условия, позволяющие понизить порядок системы, удерживая при этом основное отличительное качество системы - взаимодействие ГМ с забоем и формирование координат забоя.

Известны машины (буровые станки) с приводами ИО от двигателей внутреннего сгорания, с регулируемыми и нерегулируемыми электроприводами постоянного и переменного тока. Наблюдение за работой этих машин показывает, что внешняя динамика их мало зависит от вида привода. Кроме того, анализ систем с переменным запаздыванием показывает, что при малых значениях Дт метод "замораживания" переменного запаздывания, то есть допущение Дт=0, дает удовлетворительные результаты. Поэтому в первом приближении можно допустить, что частота вращения инструмента неизменна, (о!р =сопз0. При этом система (1) распадается на две независимые системы: одна с координатами х и в, другая - с Ф| и </>,.

Учитывая, что масса корпуса ГМ мною больше массы ЦО (т, >>т,) и что С, >>С, (имеется в виду, чю в конструктивную схему ГМ вводится система

подвески ИО с коэффициентом жесткости С, и демпфирования ц,), можно исходную систему (рис За) раиелить на две парциальные системы, каждая из которых имеет одну степень свободы (рис. 3, б. п).

Система "ИО - забои" (рт>. 2, б) представляет наибольший практический интерес, так как она отражает основной наиболее энергоемкий процесс формирования координат забоя и, следовательно, внешнюю динамику ГМ, эффективность и надежность работы ГМ.

Движение центра масс корпуса ГМ (рис. 3, в) определяется силами, передаваемыми через систему подвески ПО от забоя, которые зависят от параметров С, и ц, и координат забоя, то есть от траектории движения породоразрушающего инструмента по забою. Поэтому основное внимание следует уделить анализу динамической системы "ИО - забой" (рис. 3, б), считая при этом х=0.

С учетом принятых допущений система (1) может быть представлена в

стандартном виде:

Т,5"(а)+2пТ5'(а) + 5(а) = ЬЬ(о); Ь(а) = 5(а-а[)-5(а),

у

где а = со( - угол поворота ИО, Ь = — - относительный коэффициент

С)

_ Ш)«!,2 р, _ „а С,

жесткости заооя, Т, --—, п = —;=--===, а=а1, а,=а,Т, а = —■ —,

С, 2>,С, «Дт,

2л /сГ

а, =- / —, п - число резцов в линии резания.

псор\ш,

Учитывая, что внешняя динамика ГИ в основном определяется траекторией движения породоразрушаюшего инструмента по зябок» (при бею финном от забоя движении), а также то, что процесс ра(рушения горных пород хараккри1>е1с* случайными функциями пути ною инсфучеита, ана.нн сис<смы (2) елслусI проводить также с позиций сташсшческон Динамики, счшая основными с.ю.иышие задачи;

Исследование системы на устойчивость.

Выбор корректирующих устройств систем подвески исполнительного opi.ma и подачи с рациональными динамическими характеристиками ГМ, то есть такими, которые обеспечивают при t -> «>, s-> 0. Так как практический интерес в основном представляет длительный режим работы ГМ, а система (2) является замкнутой (автономной), то в дальнейшем целесообразно воспользоваться хорошо развитым в теории автоматического управления методом передаточных функций, позволяющим решить в требуемом объеме поставленные задачи.

Статистический анализ с целью получения основных характеристик (спектральной плотности, корреляционной функции, дисперсии выходной величины) под действием случайной входной величины.

После преобразования системы (2) по Лапласу она примет вид:

(PJ + 2rjp + l)-s(p) = bH(p);

Н(р) = s(p)(e-pa- -I),

где s(p), Н(р) - лапласовы изображения соответственно координат s и Ь,

р - комплексная частота.

Передаточные фуккции от h ks hots к h равны

= m =-ь-

Н(р) р,+2пр + 1 J Н(р)

Тогда модель парциальной системы (4) "НО - забой" может быть представлена в форме динамической структуры с отрицательной обратной связью (рис. 4), где а -случайное входной воздействие, которое в первом приближении может быть представлено 'белым шумом".

3. Методика ачанаа оииамических режимов и синтеза корректирующих устройств систем ткш'ски, привода исполнительного органа и подачи, ооеспечиватщих работу горных машин в устойчивых зонах при рациональных значениях Оипамнческаи погруженности. -

Ц(р)

Рис. 4. Сгр\ ктурная схема модели с запаздывающей обратной связью

Учитывая. что рассматриваются малые колебания и что представление механических систем линейными лает удовлетворительные практические результаты, в дальнейшем анализируются линеаризованные уравнения системы.

Известно, что дня замкнутых систем управления со звеном запаздывания устойчивый режим может быть достигнут при прочих равных условиях либо уменьшением коэффициента усиления Ь и (или) запаздывания а,, либо увеличением коэффициента демпфирования т). Отличительной особенностью этих систем является то, чю они могут иметь неустойчивые области даже при значительных г).

В рассматриваемой системе аналогом коэффициента усиления является

параметр Ь = ~ - коэффициент ошоситсльной жесткости забоя. Значение этого

коэффициента может достигать величин: для буровых станков и проходческих комбайнов - 100-300. для очисишх комбайнов - 5-50. В общем случае Ь имеет случайную состгвляющую.

Величины относительного запаздывания а, для серийных машин лежат в диапазонах: для буровых станков, проходческих комбайнов 2-6, для очистных комбайнов 10-20.

В общем случае для одноконтурных замкнутых систем задача определения границы устойчивости сводится к определению критических значений коэффициентов усиления Ь разомкнутой системы. Для их нахождения удобно воспользоваться критерием устойчивости Найквиста.

Случай нулевого демпфирования. Исследование этого случая имеет практическое значение, так как современные горные машины не имеют специальных демпфирующих устройств, а естественное демпфирование стальных конструкций близко к нулю. Звено в прямом канале (рис. 4) превращается в идеальный осциллятор с передаточной функцией

Резонансная частота осциллятора равна единице. Амплитудно-фазовая частотная характеристика (АФХ) идеального осциллятора имеет бесконечный радиус R при и скачкообразное изменение при этом фазы на 180° (-я).

Передаточная функция разомкнутой системы имеет вид W(p) = W,(p)W2(p), где -Wt(p) = l-e"1*', а ее АФХ может быть сконструирована из АФХ отдельных звеньев. Положение точки сопряжения годографов W, и Wj (точка А) зависит от величины относительного запаздывания а,: при со=1 <р = <рд = а,. При фА<я устойчивость системы возможна. С ростом значений а, точка А перемещается циклически по окружности единичного радиуса. При <рА £ я • исследуемая динамическая система становится неустойчивой.

Структурная неустойчивость имеет место при условии

(2i+l)n<a, £2(i+l)ji,где i=0, 1,2,3... (5)

Переходя от относительных единиц к именованным, условие структурной неустойчивости примет вид:

(2i+t)K<;~J— £2(1+1)*, (6)

no»p V m

где п - число резцов (шарошек) в линии резания, сор - угловая частота ИО, С -коэффициент жесткости подвески ИО, m - масса ИО. Полученное условие устойчивости необходимо, но недостаточно, т.к. в нем не учтен коэффициент относительной жесткости забоя Ь, который, как известно, имеет критическое значение. Превышение этого значения переводит систему в неустойчивую зону.

Поэтому приведенный анализ можно рассматривать как качественный и определяющий зоны структурной неустойчивости системы. Анализируя амплитуяно-чясю1!1чю характеристику разомкнутой системы Ар(ш) = ЬА1(а>)А2(ш) + '( и фазочас готнмо <рр(со) = <р,(<о) + <;>2(о>), можно получить выражение для критического

ш.иения кок^финиеша относительной жесткости забоя (для интерпала 0 ——) в

а

орше.м иидс

Ь«Р =

_ У(1-а>,2)Ч4паз,'

¿¡чш

а>,а,

~т\

(7)

где «| - минимальный корень уравнения ч>р(со)= . который в общем случае может быть вычислен с помощью ЭВМ. При этом значение для определено уравнением А (<в) = 1. Значения Ькр = Г(а,; г|) по выражению (7) представлены в табл. 1.

Таблица 1

Граница устойчивости системы "ИО-забой" с демпфированием !»„ = Г(а т))

а, п

0 ! 0,! 1 10

0,10 49,5 50,79 63.54 324

0,50 1,5 1.34 5,86 222

1.00 0 0,35 4,01 272

1.50 •0 0,23 5,96 468

2,00 0,625 0,76 4,02 270

2,50 0,22 0,386 4,23 332

2,75 0,095 0,29 4,46 383

3,00 0 0,23 5,44 463

3.50 0 0,25 9,86 865

3,75 0 0,437 19.04 405

-1,00 0,281 0,41 4,38

Для случая т|=0(для интервала 0 -—-} выражение (7) примет вид.

2-1

Для интервала {----) Ь,„ =0, так как минимальный корень со. =1,

а, а,

этот интервал принадлежит зоне неустойчивости. Учитывая периодичность ч>,(«о) к принимая во внимание (7, 8), функцию, описывающую искомую границу устойчивости, можно представить в виде (рис. 5):

Ь(-.) » ¿¿{[«(в. ~-![а, -(2к +1) ^]} ■

где к=0, 1,2,3...

/я У

(9)

К)

1

Г

1'

/

\/

\' V

IV у,...-

Т * т \ лА vЧ>

г з * б 7 & ?

£ ■к

Рис. 5. Граница устойчивости ЬКР = Г| —-1; г|=0

Из графика Ькр = Г(а,) при ц=0 видно, что области'устойчивости ( 1Л') сужаются с ростом а,, при этом только в I зоне Ь>1.

Анализируя полученные результаты, можно отметить, что горные машины, не имеющие специальных систем подвески исполнительных органов, могут иметь

О

У

весьма узкий диапазон vcroiViimocni спи малых значениях b = —,

" С

то есть могут устойчиво работать на ".мягких"- породах и углях.

Для обеспечения устойчивости в заданном диапазоне необходимо снижать

коэффициент жесткости подвески- И О, ню снижает а,, я вводить эффекти«ное

демпфирование (ц >!0) Однако при введении значительного демпфирования

динамическая жео кость системы подвески может оставаться высокой, а значит, и

передаваемые усилия на корпус машины - также высокие (рис. 3,в).

Компромиссное решение может быть получено при использовании в подвеске ПО

системы переменной структуры (СПС) (рис. 6). тле W,(p) = l-e"**';

Wj(p) = -г—----; W,(p) = -—-Ь-----.

P +2iiiP + l pJ+2n5p + l

G-

У

\y>f p)

Рис. 6. Система переменной С1р)ктуры нодвескн ПО

В этой системе ц,«ц,, переключение системы происходит в точке 5'-0. При 5'>0 выключается звено *Л',(р) с п>. и движение от забоя происходит с малыми демпфированием и динамической жесткостью, при $'<0 иключаос* ич-но Wl(p) с большим г),. Известно, что достаточным условием устойчивости ПК ЯНЛЯС1СЯ устойчивость ОДНОЙ ИЗ с !]!) К1ур, например, структуры со звеном \У',(р) с демпфированием и,.

Такие подвески с СПС легко реа.ииу кнея на б;ис I идрлмнчееких хк-мемюи цилиндров, дросселей иобрашых клапанов, \np\iti\ злемсн ти

Методика выбора параметров и элементов подвески НО

Порядок выбора параметров и элементов подвески ИО можно показать на примере системы подвески (подачи), изображенной на рис. 7.

Здесь, ш, - масса ИО, гп2; Сг; - масса, коэффициенты жесткости и демпфирования корпуса машины, 5 - координаты забоя, по которому перемешается инструмент, 1 - гидроцилиндр положения (подачи) ИО, 2 - обратный клапан, 3 -дроссель (отверстие в обратном клапане), 4 - пневмогидроаккумулятор (ПГС) (пиевмопружина).

Рис. 7. Расчетная схема для определения параметров системы подвески

Следует заметить, что к такой расчетной схеме могут быть сведены любые другие конструктивные схемы подвесок (подачи) ИО.

1, Задавшись величинами динамической составляющей ЛР_, = аГи (а - доля 01

номинального усилия подачи ) и перемещением ИО в напрлвленнн полачн

Л1-2Л (А - амплитуда), определяется среднее знамение коэффициента жесткости поляески ИО

(.0)

2. Определяется коэффициент обобщенной жесткости забоя по средним реяпмным параметрам машины. Например, при работе бурового станка с угловой скоростью долота N (с"')и номинальным давлением на забой F„ (Н), срелней скоростью бурения Vcp (м/с), числом шарошек п углубка скважины на 1 оборот до;кт составит я рассматриваемой точке забоя:

N-n

Тогда

У=1Г •

3. Определяется относительный коэффициент жесткости забоя b и

относительное запаздывание а,

..is-la:

nor \ ш,

4. Из (7) для Ь < Ь>(1 определяется ц, строится годограф Найквиста для разомкнутой системы и уточняется значение г|.

5. По выбранному значению коэффициента жесткости системы подачи определяется объем сжатого газа в ПГС (рис. 7, поз. 4)

= nD^n^Dl ' " 4с 16С

где FH; Ри - номинальные усилие подачи и давление гидросистемы, D -диаметр цилиндра I,

6. По выбранному значению ц определяется диаметр дроссельного отверстия

С

дросселя 3 (рис. 7). Для этого вычисляется д = 2шц

Ч ш

7. Для принятой амплитуды Д1 вычисляются максимальная скорость

4р /'н4!

=шр -Д1 (м/с), приращение давления в шшиндре Др = -~ , где Рд = цэ^

(Н), и максимальный расход через дроссельное отверстие С>и = ——& (— ]. По

4 V с ;

полученным значениям и Ар определяется диаметр дроссельного отверстия

d=J^(M). (.3)

V п -др

где р - удельная масса рабочей жидкости.

Выбранные силовые параметры подвески по приведенной расчетной схеме могут быть использованы для других конструктивных схем, пересчитанные в соответствии с кинематикой подвески. После испытаний в эксплуатационных условиях параметры подвески корректируются.

Выбор динамических параметров системы подачи очистного комбайна выполняется после выбора параметров подвески ИО. При этом в расчетной динамической схеме (рис. 3, в) за входное воздействие следует принимать силу F(t), передаваемую от ИО на корпус машины. Отсутствие обратных связей и аргумента в математической модели парциальной подсистемы "ИО - корпус машины" значительно упрощает задачу выбора параметров, обеспечивающих устойчивость системы. В этом случае при известном силовом воздействии коэффициенты жесткости и демпфирования системы подачи должны быть выбраны такими, чтобы колебания на собственных частотах были минимальны. При стохастическом входном воздействии, воспользовавшись известными методами статистической динамики, эти параметры могут быть оптимизированы по сформулированным критериям оптимальности.

Привод постоянного тока с упругой связью (привод вращателя станка шарошечного бурения)

Основным режимом работы привода врашателя является длительный режим с номинальным моментом сопротивления на шарошечном долоте, в кривой которой

присутствует периодическая составляющая. Наиболее ярко выражена периодическая составляющая, частота которой часто равна утроенной частоте вращения бурового

связь - буровой став. Поэтому в некоюрых режимах возможны резонансные колебания электромеханической системы вращателя, которые вносят дополнительные динамические нагрузки на узлы вращательно-подающего механизма и осложняют работу двигателе.

Для исследования колебании система представлена в виде двухмассовой электромеханической систем и. Уравнения движения системы относительно положения установившихся значений ш0 и 10 имеют вид:

где I,, I, - приведенные моменты инерции двигателя и инструмента; С -

коэффициент жесткости штанг при кручении; ф,. ф, - углы поворота якоря двигателя и инструмента относительно ухювого сечения; Мс(1) - момент сопротивления на инструменте; - суммарные индуктивность и сопротивление якорной цепи;

Си,Се - машинные постоянные момента и э.д.с. двигателя; шс, ¡0 - установившее« угловая скорость и ток якоря двигателя.

При этом приняты следующие допущения:

1) обратные связи в системе электропривода отсутствуют;

2) э.д.с. источника и магнитный поток двигателя постоянные;

3) потери в механической системе малы и ими можно пренебречь.

Вводя новую обобщенную координату <р = (рг-<р, и выражая через нее ф, и ф2, после преобразования по Лапласу получим:

сгавп (при трехшарошечиом до.поге). Механизм вращателя включает в себя упругую

^ФГ+С(ф,-ф2) = -Си V, Ь^м' + Ы^-С.-ф^О;

(14)

¡(р) (р -I.+ К,;•) + ф)• р С, ' = о.

где С13 = .[С + - собственная частота колебаний механческой системы

1 V,

относительно узлового сечения;

Разделив уравнения (15) на Мс(р) и разрешив ее относительно передаточной ' функции угла закручивания вала по возмущению со стороны механизма

= получим: '

Мс(р)

XV Гр)я_(Р'^+М_

(16)

. Се См у-1

где А = —£-——. •1. У

Амплитудная частотная характеристика (АЧХ) (16)

А(ю). ОТ) где Р=(пгц-шг}а,£; N = -ш(п3и-ш2)-соА.

Для оценки демпфирующей способности электропривода, достаточно исследовать АХЧ на собственной частоте при <в = П,2:

А^;

(18)

Из(18) следует, что А,(о) = Ач,(П|г) =0, если

= (19)

где Тм„-периодсобственной частоты механической системы. Подавление колебаний на собственной частоте возможно при введении гибкой и (или) жесткой обратных связей по току при условии:

(20)

«и

где Кк - коэффициент усиления гибкой обратной связи по току; коэффициент усилеиия жесткой обратной связи по току.

■4. Устройства для коррекции динамических параметров горной машины, реализующие системы переменной структуры и обеспечивающие заданный уровень передаваемых от исполнительного органа на корпус машины усилий при устойчивом реж има работы горной машины как замкнутой динамической системы.

Для проверки теоретических положений проводились экспериментальные иследовання различных устройств для снижения динамических нагрузок в силовых системах станков шарошечного бурения взрывных скважин типа СБШ-250 и БАШ-250; очистных комбайнах типа ГШ-68, КШ-ЗМ, 1КШЭ и проходческих комбайнах тяжелого типа 4ПП2.

Во всех случаях испытывались устройства, представляющие собой системы с переменной структурой (рис. 7).

Испытания станков шарошечного бурения проводились на руднике Оленегорского ГОКа и заключались в сравнительном бурении скважин в одинаковых горно-геологических условиях (крепость пород 14-16 по шкале проф. Протодьяконова) с корректирующими устройствами и без них. Для снижения коэффициента жесткости подающей системы и введения демпфирования были изготовлены штанговые амортизаторы, в которых в качестве упругих и демпфирующих элементов использовались пневмопшравлические амортизаторы глазных ног вертолета M1I-4 (4 шт.) (амортизатор для СБШ-250) и пнсвмогидравлические амортизаторы задней подвески автомобиля БелАЗ-27 (3 шт.) (амортизатор для БАШ-250). Шташовыс амортизаторы имели динамический ход около 150 мм, коэффициент жесткости около 0,5-0,8 т/см при штатном коэффициенте демпфирования. Амортизаторы устанавливались между верхним концом бурового става и нажимной траверсой подающей части.

Общий объем экспериментального бурения с амортизаторами составил около 400 взрывных скважин глубиной приблизительно 15 М (около 5500 метров), что позволило сделать следующие выводы.

1. Снижение коэффициента жесткости с 6-Ю6 11/м до (0,5-0,8)-105 Н/м и введение демпфирования системы подачи приводят к заметным снижениям низкочастотной составляющей (6-Sj Гц усилия подачи, "выравниванию" тока якоря

двигателя и позволяют реализовывать максимально допустимые паспортные режимы бурения, в то время как бурение с естественными (без амортизатора) параметрами системы подачи в этих же породах сопровождается интенсивными вибрациями и вынужденными переходами на режимы со значительно заниженными технологическими параметрами (потери времени около 15% от чистого времени бурения).

2. Применение надштанговых амортизаторов позволяет увеличить производительность бурения приблизительно на 10-15%, улучшить санитарно-гигиенические условия в кабине машиниста, благоприятно изменяя вибрационные и шумовые характеристики, увеличить время наработки на отказ.

Испытания корректирующих устройств в системах подачи гидропривода механизма подачи и подвески исполнительного органа очистных и проходческих комбайнов проводились на шахтах ПО "Воркутауголь". При этом устройствами для снижения динамических нагрузок системы подачи были оборудованы более 40 очистных комбайнов, демпфирующими подвесками ИО - 3 очистных комбайна и 2 проходческих.

Корректирующее устройство (КУ) в гидроприводе механизма подачи очистного комбайна состоит из пневмогидроаккумуляторов (ПГА) обшей емкостью (5-10) л, обратного клапана, дросселя, золотникового устройства, гибких высоконапорных рукавов. КУ подключается в напорную и сливную магистрали между насосом и гидромотором механизма подачи комбайна.

Система демпфирующей подвески шнека (ДПШ) состоит из гидроцилиндра с поршнем, подпружиненным штоком и параллельно соединенных обратного клапана и дросселя.

Шахтные испытания показали достаточно высокую эффективность корректирующих устройств, снижающих в кратное число раз динамическую нагруженност„ силовых систем очистных и проходческих комбайнов. Достаточно сказать, что на отснятых осциллограммах в «скорректированных системах подвески ИО давление жидкости в цилиндрах регулирования положения шнека достигает величины свыше 700 кг/смг, что составляет более 600% от номинального (именно такие выбросы нагрузок приводят к непрогнозируемым отказам), тогда как в

системах с ДПШ оно в тех же условиях не превышает (25-35)% от номинального. Следует отметить также, что применение корректирующих устройств в системах подвески ИО и подачи с рациональными параметрами открывают перспективу создания ИО очистных комбайнов с числом линейных резцов (7-9) штук (по одному резцу в линии резания), что заметно увеличит выход крупных классов отбитого угля.

Заключение

В диссертации, представляющей собой законченную научную работу; приведены разработанные автором теоретические положения, которые э совокупности можно квалифицировать как технические решения по выбору динамических параметров горных машин, внедрение которых в горнодобывающую промышленность вносит значительный вклад в ускорение научно-технического прогресса и позволит создавать новые и модернизировать существующие горные машины, обладающие сушественно большей эффективностью.

Основные научные и практические выводы, полученные в результате завершенных исследований, заключаются в следующем.

1. Представление горной машины как динамической системы с силовым возбуждением со стороны забоя не полностью отражает имеющие место кинематические связи к влияние на динамику системы физико-механических свойств разрушаемого забоя, конструкции исполнительного органа и режима работы горной машины. Кроме того, такое представление расчетной модели горной машины увеличивает число обобщенных координат не менее, чем на одну. В

.действительности при безотрывном перемещении резцов (шарошек) по забою движение ИО задано координатами забоя, то есть движение системы происходит под действием кинематического возбуждения со стороны разрушаемого массива.

2. При составлении расчетных динамических моделей горны* машин разрушаемый забой для средних давлений на породоразрушающий инструмент может быть представлен в первом приближении в соответствии с законами разрушения и резания линейным упругий элементом , (пружиной), обладающим свойством сохранять длину сжатого состояния. Тогда мгновенное значение координаты забои

под действием динамической составляющей усилия подачи определяется как разность координаты забоя после прохождения по следу предыдущего инструмента в рассматриваемой точке и глубины внедрения инструмента в забой, равной произведению обобщенного коэффициента жесткости забоя на динамическую составляющую усилия подачи. Обобщенный коэффициент жесткости отражает как* физико-механические свойства забоя, так и конструктивные особенности инструмента и может быть определен из осредненных параметров режима работы горной машины.

3. Идеализированная модель парциальной системы "исполнительный орган -забой", возбуждаемая кинематически разрушаемым забоем, может быть представлена линейным дифференциальным уравнением второго порядка с запаздывающим аргументов и замкнутой одноконтурной динамической структурой с запаздывающей обратной связью и случайным входным воздействием ( в первом приближении "белым шумом").

4. При нулевом демпфировании динамическая система "исполнительный орган - забой" может устойчиво работать при малых относительных запаздываниях, то есть при высоких угловых скоростях исполнительного органа и (или) относительно большом числе резцов (шарошек) в линии резания, и при^малых относительных коэффициентах жесткости забоя, то есть при малых значениях отношений обобщенного коэффициента жесткости забоя к коэффициенту жесткости системы подвески исполнительного органа. Соблюдение условий устойчивости в этом случае для реальных горных машин без специальных демпфирующих устройств возможно лишь в узкой области при относительно "мягких" разрушаемых забоях, чем, в частности, объясняется высокая динамическая нагруженность этих находящихся в эксплуатации машин.

5. Для обеспечения устойчивости системы "исполнительный орган - забой" в заданной области необходимо существенно снизить коэффициент жесткости системы подвески исполнительного органа, что влечет за собой уменьшение относительного запаздывания, й вводить эффективное демпфирование, принимая коэффициент относительного демпфирования около 10 и более.

6. Наибольшей эффективностью обладают системы подвески исполнительного органа с переменной структурой с точкой переключения б' = 0 и имеющие малый коэффициент демпфирования при 5' >0 и требуемый по условиям устойчивости при э' <0. Такие системы при обеспечении условий устойчивости имеют малый динамический коэффициент жесткости и, следовательно, обеспечивают малую динамическую нагружепность силовых систем.

7. Экспериментальное бурение взрывных скважин (крепость пород 14-18 по шкале проф. Протодьяконова) с надштанговмми амортизаторами, снижающими коэффициент жесткости до (5-(0]-105Н/м с относительным коэффициентом демпфирования, приблизительно равным ц = 2-4, подтвердило теоретические положения. При этом полностью исчезли режимы "втягивания" станка в режимы установившихся продольных колебаний бурового става с амплитудой (0,5-1) см, ( режимы вибраций) и потери поперечной устойчивости бурового става при благоприятном изменении вибрационных и шумовых характеристик на рабочем месте машиниста. Производительность б> рения увеличивается приблизительно на 15%.

8. Разработанные методики выбора динамических параметров позволяют выбрать коэффициенты жесткости и демпфирования системы подачи долота на забой, обеспечивающие устойчивость системы "долото - забой", кузова станка, поперечную устойчивость буроього става и выбирать параметры якорной цепи привода постоянного тока вращателя такими, при которых колебания привода на собственной частоте вращателя минимальны.

9. Экспериментальные исследования коректируюши.х устройств в системе гидропривода механизма подами очистных комбайнов (с цепной и бесценной системами подачи) показали, что средние значения дисперсии давления рабочей жидкости при работе комбайна по выемке угля снижаются приблизительно в 2 ра та, при работе по зачистке - в 6 раз и на холостом ходу - в 16 раз. При этом колебательность процесса изменения давления значительно уменьшается н наблюдается смешение частот в области ультраишкич частот (0,02-<М'5) Гц Полученные результаты мо|ут быть иснолыонанм при разработке САУ полами с электроприводом.

10. Применение демпфирующих подвесок исполнительных органов очистных комбайнов позволило снизить коэффициент неравномерности изменения давления в гидроцилиндрах положения ИО в среднем в 10 раз.что открывает перспективу создания шнековых исполнительных органов с одним резцом в линии резания (с общим число линейных резцов 7-9). Это позволит реализовать крупный скол, изменить гранулометрический состав отбиваемого угля и увеличить долю выхода • крупных фракций отбиваемого угля.

Использование демпфирующего устройства в гидросистеме поворота стрелы проходческого комбайна 4ПП2 снижает коэффициент неравномерности изменения давления в рабочих режимах в 2-3 раза.

Основные положение и научные результаты опубликованы в следующих работах:

1. Исследование устойчивости системы "Забой-став-опоры" при движении . шарошек по неплоскому забою// Сб. "Новые исследования в горной

электромеханике". Вып. 4. Научные труды ЛГИ, 1972.

2. Фазоимпульсная тиристорная система управления тиристорными преобразователями горных машин// Сб. "Пути рационализации и повышения экономичности электромеханического оборудования на горных предприятиях Севера". Сб. научных работ ЛГИ, 1973.

3. Моделирование системы электропривода станка шарошечного бурения с учетом крутильных колебаний бурового става// Сб. "Пути рационализации и повышения экономичности электромеханического оборудования на горных предприятиях Севера". Сб. научных работ ЛГИ, 1973 (соавт. А.Ф.Дубиннн, В.В.Рудаков, И.М.Столяров).

4. Система автоматического увода вращателя бурового станка из режима вибрации// Информационный листок N 68-72 Мурманский межотраслевой территориальный центр научно-технической информации "и пропаганды (соавт. А.Ф.Дубиннн).

5. Контроль вибраций в электрических приводах с упругими связями// Изд-во Ленинградкого Дома научно-технической пропаганды. Л., 1973 (соавт. В.В.Рудаков, И.М.Столяров).

6. Помехоустойчивые управляющие устройства для тиристорных преобразователей постоянного тока// Изд-во Ленинградского Дома научно-технической пропаганды, Л., 1973 (соавт. В.В.Рудаков. 3.Г».Слепцова, И.М.Столяров).

7. Интегрирующий датчик для управления приводом по уровню вибрации// Сб. "Оптимизация режимов работы электроприводов и электроснабжения",- Красноярск, 1973 (соавт. И.М.Столяров).

8. Исследование электромеханических систем стабилизации режимов работы карьерных станков шарошечного бурения// Диссертация на соискание ученой степени канд.техн.наук,-Л., ЛГИ, 1974, 1,2.

9. Корректирующее устройство динамических свойств привода подачи очистных комбайнов// Сб. "Сланцевая промышленность", N 10, 1985 (соавт.В.В.Габов, Ю.Н.Смирнов, А.И.Тальков).

10. Промышленное испытание корректирующего устройства// Депонирована ЦНИЭИ, 0,25, Уголь, 1985, N I (соавт. Г.И.Коршунов, Ю.Н.Смирнов).

11. Математическая модель очистного комбайна с разрушаемым забоем// Зап. ЛГИ, 1986, т. 108 (соавт.Ю.Н.Смирнов).

12. Экспериментальные исследования движения очистного комбайна фотометрическим способом// Уголь, 1986, N 4 (соавт. В.В.Габов , Ю.Н.Смирнов).

13. Состояние и пути повышения надежности работы очистных комбайнов а ПО "Воркутауголь"// Обзор ЦНИЭИуголь (соавт. В.В.Габов, В.В. Класссн, Ю.Н.Смирнов).

14. Устройство стабилизации динамических нагрузок в очистном комбайне// ЦНИЭИуголь, реферат на картах, вып. 7, 1987 (соавт. В.В.Габов, Н.М.Иванов, Ю.Н.Смирнов).

15. Исследование математической модели динамической системы "комбайн -забой" на ЭВМ// Зап. ЛГИ. 1989, 0,25 (соапг. Г ГЛевин. Ю.Н.Смирнок).

16. Гидропривод механизма подачи очистного комбайна // Реферат, сборник ран. предложений и изобр., рекомендованных Мииуглепромом для внедрения, 1989, 0,25 (соавт: Ю.Н.Смирнов).

17. Создание и внедрение средств снижения динамических нагрузок в силовых гидросистемах горных машин// Обзор ЦНИЭИугодь. 1991, N 1 (соавт. Ф.М.Денисов, Ю.Н.Смирнов, Ю.А.Явкин).

18. Повышение надежности гидропривода механизма подачи очистного комбайна// Уголь, 1989, N 9 (соавт. В.В.Габов, Ю.Н.Смирнов).

19. Повышение надежности очистных комбайнов путем снижения динамической нагружеиности// Матер. II респ. н-т семинара "Разработка полезных ископаемых и горно-шахтное строительство, сб., Ухта, 1989, 0,25 (соавт. С.Г.Локшинский, Ю.Н.Смирнов).

20. Перемещающиеся режимы устойчивой работы горных машин// Записки СПГГИ, 1996, N 2 (соавт. В.И.Златкнн).

21. Механико-математическая модель динамической системы "горная машина -забой"// Записки СПГГИ, 1996, N 3.

22. Граница устойчивости исполнительного органа горной машины. Случай нулесого темпфирования// Записки СПГГИ. N 3 (соавт. В.И.Златкин).

Авторские свидетельства и патенты

1. Датчик интегрального уровня вибрации бурового станка. Авт.св.СССР N 438886, Б.И, 1974, N 29 (соавт. А.Ф.Дубинин, В.В.Рудаков, И.М.Столяров, В.П.Шведов).

2. Привод исполнительного органа выемочного комбайна. Авт.св.СССР N 1139840, Б.И., 1985, N 6 (соавт. В.В.Габов, В.Н.Загребельный, И.П.Иванов.В.В.Классен, Ю.Н.Смирнов).

3. Гидропривод механизма подачи добычного комбайна. Авт.св. СССР N 1138495, Б.П., 1985, N 5 (соавт. В.В.Габов, В.Н.Загребельный, В.В.Классен, Ким Е| Чун. Ю.Н.Смирнов).

4. Угольный комбайн с цепной реверсивной передачей. Авт.св.СССР N 1170138, Б.И., 1985, N28 (соавт. Г.И.Коршунов, Н.С.Плоцкнй, Ю.НСмнрнов).

5. Исполнительный орган угольного комбайна. Авт.св.СССР N 1239310, Б.И., 1986, N 23 (соавт, А.К.Беликов, Г.И.Коршунов, В.П.Околокулак, Ю.Н.Смирнов).

'6. Устройство для регулирования положения исполнительного органа горной машины. Авт.св.СССР N 1461910, Б.И., 1989, N 8 (соавт. В.В.Габов, Ф.М.Деиисов, СЛЛокшинский, Ю.Н.Смирнов, Н.С.Тихонов).

7. Исполнительный орган горной машины. Авт.св.СССР N 1472665, Б.И., 1989, N 14 (соавт. В.В.Габов, С.П.Гонтарь, Ю.Н.Смирнов).

8. Выемочное устройство. Авт.св.СССР N 1490272, Б.И., 1989, N 24 (соавт. В.В.Габов, Ф.М.Денисов, В.В,Классен, Г.Г.Классен).

9. Выемочный фронтальный агрегат. Авт.св.СССР N 1493793, Б.И., 1989, N 26 (соавт. В.В.Габов, С.П.Гонтарь, Г.И.Коршунов).

10. Ударный механизм. Авт.св.СССР N 1686151, Б.И., 1991, N 39.

11. Роликоопора для скипа. Патент Российской Федерации, N 1782904, Б.И., 1992, N 47 (соавт. В.В.Классен, Г.В.Суслов, В.Ф.Тужиков).

12. Выемочная машина. Патент Российской Федерации N 2026983, Б.И., 1995, N 2 (соавт. В.В.Габов, Ф.М.Денисов, И.Г.Сафиулин, Ю.НСмнрнов, В.Ф.Тужиков).

РТП СПГГИ. 14.03.96. 3.294. т.ЭО экз.

199026 Санкт-Петербург, 21-я пиния, 2