автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Обоснование и выбор динамических параметров вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка

005045081

МУМИНОВ РАШИД ОЛИМОВИЧ

ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР ДИНАМИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ВРАЩАТЕЛЫГО-ПОДАЮЩЕГО МЕХАНИЗМА КАРЬЕРНОГО БУРОВОГО СТАНКА

Специальность 05.05.06 - «Горные машины»

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени капдпдата технических наук

мМИ ¿и и

Москва 2012

005045081

Работа выполнена в ФГБОУ ВПО «Московский государственный горный университет» на кафедре «Горные машины и оборудование» (ГМО МГГУ).

Научный руководитель:

Официальные оппоненты:

кандидат технический наук, доцент Кривенко Александр Евгеньевич

(доцент ГМО МГГУ) Бардовский Анатолий Данилович, доктор технический наук, профессор, заведующий кафедрой «Сопротивление материалов» ФГБОУ ВПО «Московский государственный горный университет»;

Артемьев Николай Александрович, кандидат технических наук, доцент кафедры «Техника и технология нефтегазового производства» ГОУ ВПО «Московский государственный открытый университет им. B.C. Черномырдина»

Ведущая организация:

ООО «МОГОРМАШ», г. Москва

Защита состоится «21)» июня 2012 г. Ц<мл/часов на заседании диссертационного совета Д 212.128.09, созданного на базе Московского государственного горного университета, по адресу: 119991, Москва, ГСП-1, Ленинский проспект, дом б, Е-таП: ud@msmu.ru

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Московского государственного горного университета

Автореферат разослан мая 2012 г.

г. М

Ученый секретарь диссертационного совета канд. техн. наук, профессор

Е.Е. Шешко

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. В настоящее время на разрезах и карьерах РФ подготовка горных пород к выемке осуществляется буровзрывным способом. При этом до 70 - 80% объемов бурения выполняется шарошечными станками. Затраты на буровые работы составляют до 30% всех затрат, приходящихся на одну тонну полезного ископаемого.

При бурении взрывных скважин в сложностругаурных горных массивах одним из основных недостатков, присущих шарошечному способу бурения, остается повышенная вибрация бурового става, что вынуждает машинистов эксплуатировать станки на режимах, заниженных по сравнению с паспортными.

Одним из основных резервов повышения эффективности работы буровых шарошечных станков является интенсификация режимов бурения, чему значительно [репятствуют вибрация и динамические нагрузки, возникающие в процессе бурения. Известны различные устройства для снижения динамических нагрузок в лементах буровых станков (как в шпиндельной, так и патронной схемах): система втоматического управления режимами бурения по уровню нагрузки, над долотные [ над штанговые амортизаторы, стабилизаторы бурового става. Применение этих стройств снижает вибрации в элементах бурового станка. Однако они не нашли шрокого применения из-за низкой эффективности и надежности.

Создание карьерных буровых станков нового технического уровня, ревосходящих существующие отечественные и зарубежные модели, может быть остигнуто за счет создания карьерных буровых станков с инновационным ращателыго-подающим механизмом, обеспечивающим статические, динамические : предохранительные свойства.

Поэтому разработка комплекса научно-технических мероприятий для боснования и выбора динамических параметров вращательно-подающего (еханизма карьерного бурового станка, в зависимости от изменения в процессе урения длины и, соответственно, жесткости и момента инерции бурового става, вляется актуальной научной задачей.

Целью работы является установление закономерностей формирования инамических параметров вращательно-подающего механизма бурового станка от зменения в процессе бурения длины и, соответственно, жесткости и момента нерции бурового става.

Идея работы заключается в минимизации динамических нагрузок в трансмиссии вращательно-подающего механизма за счет установки в каждой поршневой и штоковой полости гидроцилиндров подачи бурового става пневмогидравлических аккумуляторов.

Основные научные положения, выносимые на защиту:

• инерциальные, жесткостные и демпфирующие динамические параметры (Jcm, К* С, pz, //„ ) вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка должны определятся с учетом изменения (увеличения) подвижной массы системы вращения бурового става при увеличении глубины бурения (числе штанг);

• минимальный уровень динамического нагружения систем вращательно-подающего механизма бурового станка {кдп{а/сос=1,0) - min) может быть достигнут путем оснащения полостей гидроцилиндров подач* пневмогидравлическими аккумуляторами с максимально возможной осевоГ податливостью (1 /С(р0) - max) при зарядном давлении равном избыточному давлению бортового компрессора станка (ро=Рп);

• многопараметрическая математическая модель определения уровня удельно? скорости внедрения долота в породу, отличающаяся не только учетом влияни: физико-механических свойств буримой породы (а, к,, р), конструктивны} параметров долота (z, ¡¡¡, кр), кинематических ( V6i D, а,), силовых (Рос, M, KCi цт щ т) параметров, но и учетом динамических (Jcm, Kz, С, fJn) параметро] вращательно-подающего механизма, а также технологических (Я, hm а, параметров эксплуатации бурового станка.

Обоснованность и достоверность научных положений, выводов i рекомендаций. Научные положения, выводы и рекомендации обоснован! достаточным объемом аналитических исследований, базирующихся н апробированных положениях теоретической механики и математическог моделирования, достоверностью принятых допущений и проверкой корректпост аналитических моделей моделированием на ЭВМ. Относительная ошибк результатов математического моделирования составила в резонансной зоне п амплитуде 10%, по частоте 0,75%.

Научное значение работы заключается в установлении закопомсрпостей:

• изменения суммарной осевой податливости (1 /Си (р0, h„)) системы подач

2

вращательно-подающего механизма бурового станка в зависимости от осевого перемещения поршня гидроцилиндра (й„) для различных зарядных давлений (р0) пневмогидравлического аккумулятора;

• изменения коэффициента динамичности системы подачи бурового става (кдп(со/шс)) вращательно-подающего механизма бурового станка в зависимости от отношения вынужденной и собственной частот (со/сис);

• изменения удельной скорости (Уб (кдтЬ)) внедрения долота в породу в зависимости от коэффициента динамичности (кдп) системы подачи и длины бурового става (числа штанг в скважине ) вращательно-подающего механизма бурового станка.

Научная новизна и личный вклад автора состоит: в установлении кинематических особенностей рабочего процесса вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка;

в разработке математического аналога суммарной податливости гидрообъемной системы подачи бурового станка как с пневмогидравлическими аккумуляторами в полостях гидроцилиндров, так и без них;

в моделировании удельной скорости - У6 внедрения долота в породу с учетом динамичности процесса бурения , км) в зависимости от прочности буримой породы.

Практическое значение исследования состоит в разработке методики и рограммиого обеспечения для моделирования статических и динамических арактеристик вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка.

Реализация выводов и рекомендаций работы. В плановых научно-ехнических разработках 2012-14 гг. ООО «ГИДРОГОРМАШ», на контрактной снове с Навоийским ГМК, приняты следующие результаты работы: технические требования на модернизацию вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка ЗСБШ-200-60;

инженерная методика расчета и выбора рациональных статических и динамических параметров вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка с характеристиками, аналогичными характеристикам объемного гидропривода;

з

• программное обеспечение для моделирования статических и динамических характеристик вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка в режиме номинального нагружения и в режиме стопорения рабочего органа.

Апробация работы. Основные положения и результаты работы доложены и обсуждены в рамках 7-й Международной научной школы молодых ученых и специалистов «Проблемы освоения недр в XXI веке глазами молодых» в 2010 г. (г. Москва, ИПКОН РАН); на Международной научно-технической конференции «Современная техника и технология горно-металлургической отрасли и пути их развития» - 2010 г. (Республика Узбекистан, Навои, НГМК); на Международных научных симпозиумах «Неделя горняка» в 2008 - 2011 гг. (г. Москва, МГГУ); на семинарах кафедры Горные машины и оборудование в 2008 - 2011 гг. (г. Москва, МГГУ).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 5 работ, 2 из них в изданиях, входящих в перечень ВАК Минобрнауки Р.Ф.

Объем и структура работы. Диссертационная работа состоит из введения, трех глав, заключения, приложения и списка использованных источников из 98 наименований, включает 41 рисунок и 14 таблиц.

Автор выражает благодарность всем сотрудникам кафедры «Горные машины и оборудование» МГГУ за поддержку и участие, особенно доценту Хромому М.Р. за методическую помощь при работе над диссертацией.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновываются актуальность исследования, его цель, идея показаны новизна научных положений, практическая ценность и реализация рабой в промышленности.

В первой главе выполнен анализ конструкций современных буровых станков их силового оборудования и вращательно-подающих механизмов. Рассмотрении круг вопросов, связанных с установлением закономерностей формировани динамических параметров вращательно-подающего механизма карьерного буровог станка, отражен в работах ряда российских ученых: докторов технических нау Кантовича Л.И., Подэрни Р.Ю., Кутузова Б.Н., Наринского А.Д., Симкина Б.А Шмидт Р.Г., конструкторов Нанкина Ю.А., Мороза В.И. и многих других.

Опыт эксплуатации карьерных буровых станков и анализ данных ведущи предприятий по добыче и переработке углеводородного твердого топлива

4

минерального сырья, а также научно-исследовательских, проектно-конструкторских и других организаций (ФГУП «ННЦ ГП - ИГДим. А.А. Скочинского», ИПКОН РАН, НИИКМА им. Л. Д. Шевякова, ОАО ХК «СДС-УГОЛЬ», УК «КУЗБАССРАЗРЕЗУГОЛЬ», ЗАО «ЕВРОЦЕМЕНТ груп», ОАО «ВНИПИпромтехнологии», АК «АЛРОСА», «УкрНИИпроект, НИПКИ угольной промышленности») показал, что в ближайшее время наиболее емкими потребителями карьерных буровых станков в РФ будут являться разрезы и карьеры по добыче: угля - с годовым объем буровых работ до 950 тысяч погонных метров (70 млн т/год); драгоценных минералов - с годовым объем буровых работ до 300 тысяч погонных метров (15 млн м3/год); железной руды - с годовым объем буровых работ до 200 тысяч погонных метров (10 млн м3/год); нерудных строительных материалов - с годовым объем буровых работ до 160 тысяч погонных метров (8 млн м3/год).

В настоящее время производство станков шарошечного бурения в России сосредоточено в основном на ОАО «Бузулукский завод тяжелого машиностроения» (БЗТМ) (г. Бузулук), УГМК «Рудгормаш» (г. Воронеж) и на ОАО «ИЗ КАРТЭКС» (г. Санкт-Петербург).

Анализ ранее выполненных исследований свидетельствует о том, что сегодня в технической литературе практически не нашли отражения вопросы, связанные с обоснованием рациональных динамических параметров вращательно-подающего механизма (ВПМ) патронного типа карьерного бурового станка с приводом постоянного тока.

Поэтому цель работы заключается в установлении закономерностей формирования динамических параметров вращательно-подающего механизма бурового станка от изменения в процессе бурения длины и, соответственно, жесткости и момента инерции бурового става. Цель достигается решением следующих основных задач: анализом современного состояния и перспектив развития конструкций буровых станков их силового оборудования и вращательно-подающих механизмов; установлением кинематических особенностей рабочего процесса бурения; установлением закономерностей формирования момента и сил сопротивления во вращательно-подающем механизме при бурении буровым станком горных пород различной прочности; разработкой динамической модели вращательно-подающего механизма бурового станка; разработкой математического

5

аналога суммарной податливости гидрообъемной системы подачи бурового станка; разработкой многопараметрической математической модели удельной скорости внедрения долота в породу; моделированием удельной скорости внедрения долота в породу в зависимости от коэффициентов динамичности систем вращения и подачи бурового става, от длины бурового става (числа штанг в скважине) и прочности буримой породы; разработкой комплекса научно-технических мероприятий по повышению уровня адаптации бурового станка к динамическим нагрузкам при бурении вертикальных и наклонных скважин.

Вторая глава посвящена исследованию закономерностей формирования сил сопротивления на долоте при шарошечном способе бурения горных пород.

Анализ источников научно-технической информации показал, что кинематическими особенностями процесса бурения горных пород шарошечными долотами являются: траектория внедрения долота в породу, развертка которой на забой скважины представляет наклонную к горизонтали плоскость; передаточное отношение скоростей вращения шарошки и долота г = сои/со^ не зависит от величины смещения оси шарошек в плане; скорость поперечного скольжения контактирующего с забоем вооружения шарошки тем больше, чем больше расстояние от мгновенной оси вращения шарошки до ее вооружения.

Конструкция вращательно-подающего механизма определяет принципиальные различия моделей станков (вне зависимости от их типа), диапазоны изменения частот вращения и скоростей подачи инструмента, величины осевых нагрузок, крутящих моментов, а также длительность вспомогательных операций по приведению бурового става в рабочее положение и его подъему после окончания бурения скважины.

Отечественная промышленность выпускает 13 типов трех шарошечных долот. Каждый тип долота предназначен для бурения пород определенной крепости. Зубчатые долота применяются для бурения мягких, средних и твердых пород. В зависимости от твердости пород изменяют геометрическую форму шарошек и их вооружение.

Когда приводы вращения и подачи ВПМ бурового станка одновременно действует на долото, возникает эффект конверсии.

Условия передачи ВПМ долоту осевого усилия - Рос и крутящего момента — М,

с учетом эффекта конверсии колебаний (под эффектом конверсии понимается процесс возникновения вынужденных колебаний в приводе вращения долота за счет собственных колебаний привода системы подачи) можно записать следующим образом: Рос > 0,25т£>2кдл, Н; (1)

М >2,84-\0-4¡KcD(Q.22Pockdnr кМр , Н/м, (2)

где а - прочность буримой породы, Н/м2; D - диаметр долота, м; k¡— коэффициент, зависящий от прочности -сг буримой породы; Кс - коэффициент, учитывающий увеличение момента от угла отклонения оси скважины от вертикали - а; кдвр, кдп -коэффициенты динамичности нагрузки вращателя и системы подачи бурового станка соответственно.

Мощность ВПМ (мощность привода системы подачи -N„ и вращения бурового станка—Ду,) с учетом (1) и (2) определится следующим образом:

N„ = 0,25*oDXnV6

Мвр=2МЛ0'3к1К^0,22РоскдпГО^\ркдвр 'ВТ (3)

В свою очередь, мощность привода компрессора, необходимая для очистки скважина от буровой мелочи в соответствии с результатами, составляет:

NK = 0,125прфр Н + К D% , Вт (4)

j}„rjK eos а ' y j

где кр- коэффициент разрыхления буримой породы, Л,=1,45 +1,65; а - угол наклона

взрывной скважины к вертикали, рад; Я - высота уступа, м; h„ - длина перебура,

м; а- максимальный угол наклона скважин к вертикали, град; р- плотность

буримой породы, кг/м3; t]„,t¡k - КПД передачи и компрессора соответственно,

rjn = 0,92 095, т}к =0,6 н-07; Ve- скорость внедрения долота в породу, м/с.

Для установления влияния параметров вращательно-подающего механизма бурового станка в режиме бурения на его производительность составим уравнение с учетом баланса мощности, подведенной к ВПМ для осуществления процесса бурения: = (5)

где Qe — объемная производительность бурового станка в режиме бурения, м3/сек:

Qs= л02^/4,м3/сек; (6)

Nv, Nn, установленные мощности приводов вращателя и механизма подачи

станка и компрессора соответственно, Вт; Hwe,Hwn,H„K- энергоемкости приводов вращателя механизма подачи и вращения компрессора соответственно, Нм/м3, равные для: - вращения долота с учетом эффекта конверсии колебаний

Hwa = a7,36-\0~2(tgai /2 + {Jl)K3klKl,(0,22kdn)mР™~1 D"*2кЫ1ркйп, Нм/м3; (7)

- механизма подачи = , Нм/м , (8)

- компрессора HWK = 0,5pgkp(H + h„) / jjnrjK cos a, Нм/м3. (9) Поделив правую часть уравнения (5) на сумму установленных мощностей

приводов вращателя, механизма подачи станка и компрессора (Nep +N„ + Nt), получим

3

выражение для удельной скорости бурения: Кб =4/(10)

Далее, решая уравнение (10) относительно технической производительности карьерного бурового станка с учетом выражений (6), (7), (8) и (9), получим выражение скорости бурения в зависимости от технологических, кинематических, силовых и динамических параметров бурового станка:

Н+К

v6=-

+ 0,5 pgk

Р ПпЛК cos а

Графическая интерпретация удельной скорости внедрения долота в породу (11) при бурении взрывной скважины в зависимости от прочности буримой породы - а и высоты уступа — //для различных значений показателей степени т = 1.25, 1.5, 1.75 качества очистки скважины приведена на рисунке 1, (при D = 0.2 м; а = 50 10е; 100 106; 150 1 06; 200 10бПа; ¿1=11, 10, 8, 2; кдп = к^= 1,0; а, =тг/2; м = 0,625; К = 1 + 1,3; Рос = 2 105Н; р = 2,5 105 кг/м3; кр= 1,65; а = 0°; ^„=0,92; 0,6).

Зависимости, приведенные на рисунке 1, при кйп = кдпр= 1,0 представляют собой многопараметрическую математическую модель процесса взаимодействия шарошечного долота с породой, учитывающие влияние физико-механических свойств буримой породы (сг, kt,p ,fil,kp), технологических (Я, h„, а) кинематических (VgD, ал) и силовых (К, JCcPoc r/n, ,т) параметров вращательно-подающего механизма бурового станка.

В свою очередь, многопараметрическая математическая модель процесса взаимодействия шарошечного долота с породой (11) позволила установить

Рисунок 1 -Зависимость удельной скорости внедрения долота в породу при бурении вертикальной скважины (а=0°) от прочности буримой породы — а и высоты уступа - L при различных значениях показателя качества очистки скважины -т:а-т~ 1.25; б - т = 1.5; в -т = 1.75.

зависимости удельной скорости внедрения долота в породу при бурении вертикальных и наклонной скважин непосредственно и от показателя качества их очистки - т (рисунок 2).

Уе'Ю'7

а

ш 3.5

ь

о

§ 3.0

СЕ

5 2.5

а.

3

х ч в §2.0

Ё ё a is

о. a

и

S 1.0

а х л

5 0.5

о

1

1 —< ь Прочно ^^ пород ггь буримой ы 50 МПа

2 — . 3— 1 ----------------

г Ч

1 — . 2 -

3 —Е

11роч пор гость буримой оды 200 МПа

Глубина скважины

1 -12 и

2-17 и 3 - 22 м

Рисунок 2 - Зависимость удельной скорости У б внедрения долота в породу от показателя качества очистки скважины - т

1.25 1.5 1.75

Показатель качества очистки скважииы

Анализ результатов, приведенных на рисунке 2, свидетельствует о том, что величина удельной скорости - У6 внедрения долота в породу: нелинейно уменьшается с ростом показателя степени качества очистки скважины - т независимо от прочности -<т буримой породы и глубины скважины - Ь; при

увеличении показателя степени качества очистки скважины - т с 1,25 до 1,75 -уменьшается в 2,7 - 3 раза при увеличении глубины скважины от 12 до 22 метров в диапазоне изменения прочности -а буримой породы с 50-ти до 200-т МПа;

Для уменьшения потерь производительности бурового станка актуализируется задача снижения динамики приводов вращательно-подающего механизма в процессе взаимодействия шарошечного долота с породой (кц„ —> min, кдвр -» min).

Третья глава посвящена исследованию динамических процессов в гидрообъемной системе подачи вращательно-подающего механизма бурового станка. В процессе работы станка с вращательно-подающим механизмом патронного типа его став помимо продольных и поперечных колебаний, которые обусловливают его устойчивость, подвергается крутильным колебаниям, параметры которых определяются в основном крутильной жесткостью шестигранного шпинделя и бурового става, а также электромеханическими характеристиками привода вращателя. При этом, если одна из собственных частот динамической системы приводов ВПМ близка или совпадает с частотой, составляющей спектр внешнего возмущающего воздействия, возможно возникновение резонансных явлений, которые приводят к повышенным нагрузкам, выходу из строя и преждевременному износу элементов металлоконструкций станка.

В работе предложена принципиальная гидравлическая схема инновационной системы подачи вращательно-подающего механизма бурового станка, позволяющая существенно снизить уровень вибраций станка в режиме «бурение» (рисунок 3).

Система подачи бурового станка, приведенная, на рисунке 3, включает силовые гидроцилиндры для сообщения гидравлическому патрону поступательного движения на забой, обеспечивающего при бурении требуемое осевое усилие на долото (на рисунке 3 показан только правый гидроцилиндр - ГЦ). Каждая пггоковая полость гидроцилиндра — ГЦ связана с нагнетательной магистралью насосной установки станка и через предохранительный клапан - КП1 с гидробаком, а каждая поршневая полость гидроцилиндра — ГЦ соединена посредством регулятора расхода - Др1 с гидробаком. В каждой поршневой и штоковой полости гидроцилиндра - ГЦ установлены пневмогидравлические аккумуляторы АК1 и АК2 соответственно.

Рисунок 3 -Принципиальная гидравлическая схема инновационной системы подачи вращательно-подающего механизма бурового станка в режиме «бурение»

Пневмогидравлические аккумуляторы с эластичной камерой обладают абсолютной герметичностью, быстродействием и почти полной безынерционностью, возможностью оперативного регулирования жесткости за счет изменения зарядного давления газа - р0 в их газовых полостях и демпфирования за счет рассеивания энергии рабочей жидкости при прохождении через дроссель, установленный на входе в аккумулятор.

Гидравлическая полость аккумулятора - АК2 связана со штоковой полостью гидроцилиндра - ГЦ посредством дросселя - Др2 и параллельно установленного ему обратного клапану - KOI. Пневматические полости аккумуляторов АК1 и АК2 через обратный клапан К02 связанны е ресивером компрессора, а через предохранительный клапан КП2 - с атмосферой. Возникающие в режиме «бурение» в штоковой полости гидроцилиндра - ГЦ колебания давления от периодического изменения осевого усилия на долоте поглощаются упругой деформацией (податливостью) эластичной камеры аккумулятора - АК2, заполненной газом. Дроссель - Др2 предназначен для уменьшения скорости потока рабочей жидкости при входе в аккумулятор, а обратный клапан - KOI предназначен для увеличения скорости потока рабочей жидкости при ее выходе из аккумулятора. При регулировании скорости подачи долота на забой дросселем - Др1 неразрывность потока рабочей жидкости в поршневой полости (при колебаниях поршня

гидродилиндра) обеспечивается объемом рабочей жидкости аккумулятора - АК1, гидравлическая полость которого пополняется хгри холостом ходе гидроцилиндра.

Принципиально динамическую систему вращательно-подающего механизма бурового станка патронного типа (рисунок 4) можно представить в виде двух динамических систем: патронной системы вращения бурового става и гидравлической системы его подачи на забой, имеющих отличные друг от друга собственные и вынужденные частоты.

Что касается упруго демпфирующей связи (жесткости - Сд и коэффициента демпфирования - цд) между ротором и статором электрического двигателя привода вращения бурового става (см. рисунок 4), то тут следует отметить, что для двигателя постоянного тока податливость между ротором и электрической сетью равна бесконечности. То есть ротор электродвигателя можно отнести в «заделку» и рассматривать колебания динамической системы вращения бурового става относительно его неподвижного вала.

Массы и моменты инерции элементов динамических систем (инерциальные

параметры) вращательно - подающего механизма бурового станка были определены

по известным методикам исходя из их конструктивных линейных размеров.

12

Рисунок 4 - Принципиальная динамическая модель вращательно-подающего механизма бурового станка

Суммарная крутильная жесткость системы вращения бурового става -Кг была определена из уравнения податливостей ее элементов:

* 1

Нм/рад, (12)

где к - число элементов трансмиссии вращателя (включая п штанг бурового става), ед; Я", - крутильная жесткость /' - того элемента трансмиссии вращателя (включая п штанг бурового става), ед, / = 1, 2, 3,..., к.

Анализ результатов расчетов инерциальных и жесткостных параметров механизма вращения, приведенных в таблице 1, свидетельствует, что момент инерции маховых масс, приведенный к оси бурового става, зависит от глубины бурения скважины (число штанг в скважине), а суммарная крутильная жесткость механизма вращения практически не зависит от числа штанг в буровом ставе и положения гидропатрона относительно шестигранного шпинделя.

Таблица 1

Глубина бурения / число штанг, м/ед. Момент инерции, приведенный к оси бурового става, кг м2 Жесткость, -108 Нм/рад

Положение гидропатрона

нижнее верхнее

12/2 24,568 9,946 9,946

17-22/3 28,354 9,946 9,946

В свою очередь, суммарная осевая податливость - 1/С системы подачи бурового става в режиме «бурение» была определена из уравнения податливостей ее элементов: 1/С = 1/С,- +1 /Сст , (13)

где 1/С, - податливость (С, — жесткость) гидросистемы механизма подачи ; - той конструкции, м/Н; Сст - осевая жесткость бурового става, Н/м, определяемая по формуле: Сст = 5СИ£ / пЬ, н/м, (14)

здесь Е= 2 10" модуль упругости материала (стали) бурового става, Н/м2;Х-длина одной штанги бурового става, м; п - число штанг в буровом ставе, ед; 8ст - площадь сечения бурового става, м2.

Податливость - МСе (Сб - жесткость) гидросистемы механизма подачи бурового станка ЗСБШ-200-60 при о¿h„ ¿hm¡¡ll = 1,0м составляет:

-i-i

,мШ, (15)

_1_ Сб

'Еж

fiL +_L

A. h.

'max J

где Sn, Su, - площади поршневой и штоковой полостей гидроцилиндра подачи соответственно, м2; - коэффициент мультипликации гидроцилиндра подачи бурового станка, равный: a/1=S„/Sul, для бурового станка 3 СБШ-200-60 ov= 1,996; Еж - модуль упругости рабочей жидкости (минерального масла), Па, Еж = 1.7 109 Па; hmax, h„- максимальное и текущее значение осевого перемещения поршня гидроцилиндра подачи соответственно, м.

Податливость - 1 /С„ (С„ - жесткость) с учетом уравнения газового состояния в пневматических полостях пневмогидравлического аккумулятора, подключенного к штоковой полости гидроцшшндра подачи бурового станка ЗСБШ-200-60, с инновационным механизмом подачи (см. рисунок 3) при 0 < h„ < Ашах = 1,0 м и О < р0 ¿ poma* = 0,5МПа составляет:

- = S„, • Е,

1

Ртах)

°/яг V Рт¡a

, м/Н,

(16)

где К ~ конструктивный объем аккумулятора, м3; - площадь эффективного сечения аккумулятора, м2;у - число аккумуляторов, ед; р0, ртт - зарядное давление в газовой полости аккумулятора и давление настройки предохранительного клапана соответственно Па, (КП1 см. рис. 3, для бурового станка 3 СБШ - 200 - 60 р^ = 12,5 МПа; максимальное избыточное давление р0тах = 0,5 МПа компрессора 6ВВ -32); лу- показатель адиабаты, и„= 1,4.

Уравнения (15) и (16) представляют собой математический аналог суммарной податливости заводской и инновационной гидрообъемной системы подачи ВПМ бурового станка ЗСБШ - 200 - 60 соответственно.

Результаты моделирования уравнений (15) и (16) с использованием пакета

прикладной программы МаЛСАО для различных зарядных давлений аккумуляторов приведены на рисунке 5.

Рисунок 5 -Зависимость суммарной осевой податливости - 1 /С„ (р0, /г„) системы подачи ВПМ бурового станка от осевого перемещения поршня гидроцилиндра - й„ в диапазоне перемещения поршня: а -0<й„ <1.0; б -0.4 г < 0.8 для различных зарядных давлений —/у0 аккумулятора

Анализ зависимостей ((15) и (16), рисунок 5 а, б) суммарной осевой податливости заводской и инновационной систем подачи долота на забой от осевого перемещения поршня гидроцилиндра - И„ свидетельствует о том, что: 1) осевая податливость гидросисистемы механизма подачи нелинейно изменяется с увеличением перемещения поршня и достигает максимальной величины при его значении Н„ = 0,6 метра. При этом в начале и в конце перемещения поршня осевая податливость гидросисистемы практически равна нулю; 2) подключение аккумулятора к штоковой полости гидроцилиндра увеличивает податливость гидросистемы механизма подачи на 20,5 - 21,4%; 3) меньшему зарядному давлению в газовых полостях аккумуляторов -р0 = 0,1 МПа соответствует большая осевая податливость системы подачи - 1 /Си = 6,61 10"9 м/Н вращательно-подающего механизма бурового станка (рисунок 5 б).

Нелинейный характер суммарной осевой податливости (жесткости) системы подачи ВПМ бурового станка для сопоставимой оценки предопределяет использование интегрального значения величины суммарной жесткости заводской и инновационной систем за один ход гидроцилиндра подачи:

Сте = (Кг, - Ат;„)/ , Н/м (17); с^(Ро) = (Итак-И^)/ ^ , Н/м (18)

15

Результаты расчетов показали, что интегральное значение величины суммарной жесткости заводской и инновационной систем подачи бурового станка ЗСБШ-200-60 за один ход гидроцилиндра составляют соответственно: 0,343 Ю9Н/м;С£ц(л =0,1)= 0,272 109Н/м; сЕ„(л» = о,2) = 0,2723 109Н/м;с1а(Ро =о,3)= 0,2725 109Н/м;сг„(р0 =о,4) = 0,273 Ю'НУм;^» =0,5) = 0,274 10® Н/м.

Реализация величины зарядного давления в р0 = 0,1 МПа, уменьшающая жесткость инновационной системы подачи по сравнению с зарядным давлением в р0 = 0,5 МПа всего на 0,7% (с 0,272 109 Н/м до 0,274 109 Н/м), требует установки редукционного клапана перед ресивером бортового компрессора станка (см. рисунок 3). Поэтому принимаем зарядное давление рд = 0,5 МПа, исключающее установку редукционного клапана перед ресивером бортового компрессора.

Таким образом, подключение аккумулятора к пггоковой полости гидроцилиндра увеличивает податливость гидросистемы механизма подачи бурового станка более чем на 25% и не зависит от глубины бурения (числа штанг).

Результаты анализа интегральных значений величин суммарной жесткости заводской и инновационной систем подачи бурового става вращателыю-подающего механизма бурового станка ЗСБШ-200-60 в зависимости от суммарной подвижной массы -т и глубины бурения (числа штанг) приведены в таблице 2.

Таблица 2

Глубина бурения/ число штанг, м/ед. Суммарная подвижная масса — т вращательно-подающего механизма, •103 кг Осевая жесткость конструкции механизма подачи,-10 Н/м

заводской инновационной

12/2 5,117 0,343 0,274

17-22/3 6,822

Демпфирующие параметры динамических систем вращательно-подающего механизма бурового станка определяются в основном трением между их элементами. Влияние трения становится заметным при резонансных явлениях, поскольку оно ограничивает амплитуду колебания масс до некоторой конечной

величины. Силы сопротивления (силы демпфирования), ограничивающие амплитуды колебаний, возникающих за счет диссипативных потерь в г - той системе ВПМ бурового станка, обусловленные упругим гистерезисом в материале подвижных элементов и трением между ними, характеризуются коэффициентами демпфирования.

Результаты расчета приведенных коэффициентов демпфирования динамической систем вращения и подачи бурового става ВПМ бурового станка ЗСБЩ-200-60 представлены в таблице 3.

Таблица 3

Глубина бурения/ число штанг, м/ед. Приведенный коэффициент демпфирования динамической системы

вращения става-■105 Нмс/рад для варианта конструкции механизма подачи - ц„, ■ 107 Нс/м

заводского инновационного

12/2 9,886 1,12 2,8

17-22/3 10,617

Анализ результатов расчетов демпфирующих параметров механизмов вращения и подачи става бурового станка ЗСБШ-200-60 (таблица 3) свидетельствует, что: 1) увеличение глубины бурения (числа штанг) с 12 м до 22 м (с 2-х до 3-х) приводит к увеличению коэффициента демпфирования динамической системы вращения с 9,886-Ю5 до 10,617-Ю5 Нмс/рад; 2) приведенный коэффициент демпфирования динамической системы подачи не зависит, от глубины бурения и составляет для базового и инновационного вариантов конструкций механизма подачи величины 1,12-Ю7 Нс/м и 2,8-Ю7 Нс/м соответственно.

Для установления влияния инерционных, жесткостных и демпфирующих параметров механических систем вращения и подачи ВПМ бурового станка на спектр их колебаний рассматривается коэффициент динамичности нагрузки для каждой системы, который в общем случае имеет вид:

Ыш/а)сУ\+Л ЧХ,(ш/тс), (19)

где ЛЧХ^ю/сос) - амплитудно-частотные характеристики (АЧХ) I - той динамической системы ВПМ вращения бурового става и гидравлической системы

17

его подачи соответственно:

АЧХ,=-

г , ч2

н +МЧ

1--2 "сор;

,(20); лчх„=-

с, 1-

{та>с,

(21)

где <р, х - обобщенная координата угловой и осевой деформации бурового става, соответственно, рад, м; <рст, хш - величины статической угловой и осевой деформации бурового става соответственно, рад, м; КЕ, С - суммарная крутильная и осевая жесткость вращателя и механизма подачи бурового става соответственно, Нм/рад, Н/м; J - приведенный к буровому ставу суммарный динамический момент инерции вращателя и става, кг м2; от - суммарная подвижная масса динамической системы подачи бурового става, кг; цх, № - суммарные коэффициенты демпфирования крутильных и вертикальных колебаний бурового става соответственно, Нмс/рад, Не; сосер, сосп - собственная частота крутильных и осевых колебаний бурового става соответственно, рад/с.

Результаты моделирования коэффициентов динамичности - кд, (а>/ сосвр) систем вращения и подачи бурового става в диапазоне отношения вынужденной и собственной частоты - 0 < а/сосвр < 2,0 приведены на рисунках 6 (уравнение (20)) и 7 (уравнение (21)) соответственно.

Рисунок 6 - Коэффициент динамичности системы вращения бурового става станка ЗСБШ-200-60

0)/а)с

0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5

Отношение вынужденной и собственной частот

а

с.

= 1112- О7 Нс/м ! 1

гЦб ■на { I

прения число Т

штанг 12/2 1 |

И = 21.8-1( 7 Н :/м 1 ц

Г 1уб [на N 1 V

б рС1 ня чн -ЛО V \

лтанг 1 7-22 /3 /]1

1

/у

;/ V

// г V

/

— I

2,5 2,0 1,5 1,0 0,5 0 0 0,5 1,0 1,5 2,0 Отношение вынужденной н собственной частот Отношение вынужденной и собственной частот

Рисунок 7 - Коэффициент динамичности варианта конструкции системы подачи бурового става станка ЗСБШ-200-60: заводской-я; инновационный- б

Моделирование выполнено при инерциальных (массовых), жесткостных и демпфирующих параметрах, приведенных в таблицах 1, 2 и 3. Анализ зависимости коэффициента динамичности системы вращения бурового става (рисунок 6) свидетельствует о том, что увеличение ее коэффициента демпфирования с 9,866-105 до 10,617-Ю5 Нмс/рад и ее динамического момента инерции с 24,568 до 28,354 кг-м2 за счет увеличения глубины бурения (числа штанг) с 12 м до 22 м (с 2-х до 3-х) приводит к уменьшению коэффициента динамичности с 1,86 до 1,78.

В свою очередь, анализ зависимости коэффициента динамичности системы подачи бурового става свидетельствует о том, что увеличение ее подвижной массы с 5,117- 103 до 6,822-Ю3 кг за счет увеличения глубины бурения (числа штанг) с 12 до 22 м (с 2-х до 3-х) при эксплуатации: заводского варианта конструкции системы подачи (рисунок 7, а) с коэффициентом демпфирования динамической системы ¡ип = 1,12-10' Нс/м приводит к уменьшению коэффициента динамичности с 2,72 до 2,59 (на 5,01%); инновационного варианта конструкции системы подачи (рисунок 7, б) со снижением суммарной жесткости (при зарядном давлении р0 = 0,5 МПа с 0,343-109 0,274-109 Н/м) за счет установки пневмогидравлических аккумуляторов при коэффициенте демпфирования динамической системы цп = 2,8-107 Нс/м также

19

приводит к уменьшению коэффициента динамичности с 2,48 до 2,20 (на 12,72%).

Следует отметить, что эксплуатация инновационного варианта конструкции системы подачи ВПМ бурового станка ЗСБШ-200-60 (по сравнению с эксплуатацией заводского варианта) при бурении скважины глубиной 12 метров (двумя штангами) приводит к снижению коэффициента динамичности с 2,72 до 2,48 (на 9,67%) и с 2,59 до 2,20 (на 17,72%) при бурении скважины глубиной 17-22 метра (тремя штангами) соответственно.

Результаты расчета коэффициентов динамичности систем вращения и подачи бурового става ВПМ бурового станка ЗСБШ-200-60 приведены в таблице 4.

Таблица 4

Глубина бурения/ число штанг, м/ед. Коэффициент динамичности / собственная частота колебаний - сос

Механизма вращения ~~ кдврг Вариант конструкции механизма подачи — кдт

заводской инновационный

12/2 1,86 2,72 2,48

17-22/3 1,78 2,59 2,20

С учетом полученных коэффициентов динамичности систем вращения и подачи (см. таблицу 4) промоделируем уравнение (11) в зависимости от длины бурового става (числа штанг в скважине) и прочности буримой породы — а. Результаты моделирования удельной скорости - У6 внедрения долота в породу с учетом динамичности процесса бурения (кдер1, кдт) показаны на рисунках 8, а, б, в.

Анализом полученных результатов моделирования установлено, что: с увеличением коэффициента динамичности системы подачи - кдт удельная скорость внедрения долота в породу - Уб нелинейно убывает и имеет большее значение при меньшем коэффициенте динамичности независимо от длины - Ь бурового става (числа штанг в скважине); уменьшение коэффициента динамичности системы подачи с 2,72 до 2,48 (на 9,67%) при длине бурового става - Ь (числе штанг в скважине) 12 м (2 ед.); 17 м (3 ед.); 22 м (3 ед.) приводит к увеличению удельной скорости внедрения долота в породу — Уд:

Рисунок 8 - Зависимость удельной скорости - У6 внедрения долота в породу от коэффициента динамичности - кдп системы подачи при длине бурового става (числе штанг в скважине): 12 м (2 ед.) - а; 17 м (3 ед.) - б; 22 м (3 ед.) - «.

при прочности буримой породы о" тц, = 50 • 10б Па с 2,2-Ю"8 до 2,5-Ю'8 м/с/Вт; с 2-Ю"8 до 2,3-Ю"8 м/с/Вт; с 1,8-10"8 до 2,1-Ю"8 м/с/Вт соответственно; при прочности буримой породы о-шах =200-10бЯас 0,9 -10"8 до 1,1 -10"8 м/с/Вт; с 0,84-10"8 до 1,0-10" 8 м/с/Вт; с 0,82-10"8 до 0,98-10"8 м/с/Вт соответственно.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В диссертационной работе на основе выполненных исследований дано новое решение актуальной научной задачи - разработки комплекса научно-технических мероприятий для обоснования и выбора динамических параметров вращательно -подающего механизма карьерного бурового станка в зависимости от конструктивных параметров долота, кинематических, силовых и динамических параметров вращательно-подающего механизма с учетом влияния физико-механических свойств буримой породы.

Основные научные выводы и результаты диссертационной работы заключаются в следующем:

1. Опыт использования карьерных буровых станков и анализ данных ведущих предприятий по добыче и переработке углеводородного твердого топлива и минерального сырья, а также научно-исследовательских, проектно-конструкторских и других организаций показывает, что в ближайшее время наиболее емкими потребителями карьерных буровых станков в РФ будут являться разрезы и карьеры по добыче: угля с годовым объем буровых работ до 950 тысяч погонных метров (70 млн т/год); драгоценных минералов с годовым объем буровых работ до 300 тысяч погонных метров (15 млн м3/год); железной руды с годовым объем буровых работ до 200 тысяч погонных метров (10 мин м3/год); нерудных

строительных материалов с годовым объем буровых работ до 160 тысяч погонных метров (8 млн м3/год).

2. Разработана принципиальная гидравлическая схема системы подачи вращательно - подающего механизма бурового станка позволяющая существенно снизить уровень вибраций станка в режиме «бурение» за счет оснащения полостей гидроцилиндров подачи пневмогидравлическими аккумуляторами с максимально возможной осевой податливостью (1/С(р0) ~ шах) при зарядном давлении равном избыточному давлению бортового компрессора станка (ро=р„);

3. Установлено, что суммарная осевая податливость заводской и инновационной систем подачи долота на забой в зависимости от осевого перемещения поршня гидроцилиндра - h„:

- нелинейно изменяется с увеличением перемещения поршня и достигает максимальной величины при его значении h„ = 0,6 метра. При этом в начале и в конце перемещения поршня осевая податливость гидросисистемы практически равна нулю;

- подключение аккумулятора к штоковой полости гидроцилиндра увеличивает податливость гидросистемы механизма подачи на 20,5 - 21,4%;

- меньшему зарядному давлению в газовых полостях аккумуляторов - ро = 0,1 МПа соответствует большая осевая податливость системы подачи - 1 /С„ = 6,61 10"9 м/Н вращательно - подающего механизма бурового станка.

4. Установлено, что момент инерции маховых масс, приведенный к оси бурового става, зависит от глубины бурения скважины (числа штанг в скважине), а суммарная крутильная жесткость механизма вращения практически не зависит от числа штанг в буровом ставе и положения гидропатрона относительно шестигранного шпинделя.

5. Установлено, что увеличение коэффициента демпфирования с 9,866-10 до 10,617-105 Нмс/рад системы вращения бурового става и ее динамического момента инерции с 24,568 до 28,354 кг-м2 за счет увеличения глубины бурения (числа пгганг) с 12 м до 22 м (с 2-х до 3-х) приводит к уменьшению коэффициента динамичности с 1,86 до 1,78, а увеличение подвижной массы системы вращения бурового става с 5,117-Ю3 до 6,822-Ю3 кг за счет увеличения глубины бурения (числа штанг) с 12 до 22 м (с 2-х до 3-х) при эксплуатации:

- системы подачи бурового станка ЗСБШ-200-60 с коэффициентом демпфи-

22

рования динамической системы р„ = 1,12-107 Нс/м приводит к уменьшению коэффициента динамичности с 2,72 до 2,59 (на 5,01%);

- бурового станка ЗСБШ-200-60 с инновационной системой подачи со снижением суммарной жесткости (при зарядном давлении р0 = 0,5 МПа с 0,343 109 Н/м до 0,274 109 Н/м) за счет установки пневмогидравлических аккумуляторов при коэффициенте демпфирования динамической системы ¡л„ = 2,8-107 Нс/м также приводит к уменьшению коэффициента динамичности с 2,48 до 2,20 (на 12,72%);

6. Установлено, что эксплуатация бурового станка ЗСБШ-200-60 с инновационной системой подачи при бурении скважины глубиной 12 метров (двумя штангами) приводит к снижению коэффициента динамичности с 2,72 до 2,48 (на 9,67%) и с 2,59 до 2,20 (на 17,72%) при бурении скважины глубиной 17-22 метра (тремя штангами).

7. Моделированием удельной скорости внедрения долота в породу - ¥6 установлено, что:

- с увеличением коэффициента динамичности системы подачи - кды удельная скорость внедрения долота в породу - У6 нелинейно убывает и имеет большее значение при меньшем коэффициенте динамичности независимо от длины - Ь бурового става (числа штанг в скважине);

- уменьшение коэффициента динамичности системы подачи на 9,67% при длине бурового става - Ь (числе штанг в скважине) 12 м (2 ед.); 17 м (3 ед.); 22 м (3 ед.) приводит к увеличению удельной скорости внедрения долота в породу — У6:

- при прочности буримой породы сгт!п =50-10бЯа с 2,2 -10"8 до 2,5 -10"8 м/с/Вт; с 2,0-Ю"8 до 2,3-Ю"8 м/с/Вт; с 1,8-10"8 до 2,1-Ю"8 м/с/Вт соответственно;

- при прочности буримой породы стшах =200-10® Ля с 0,9-10"8 до 1,1-Ю"8 м/с/Вт; с 0,84-10"8 до 1,0-10-8 м/с/Вт; с 0,82-Ю"8 до 0,98-10"8 м/с/Вт соответственно.

8. Основные результаты диссертационной работы нашли примените на контрактной основе с Навоийским ГМК в плановых проектно-конструкторских разработках на 2012-14 гг. ООО «ГИДРОГОРМАШ».

Основные положения диссертации отражены в следующих работах, опубликованных:

в ведущих рецензируемых научных журналах:

1. Кантович Л.И., Подэрни Р.Ю., Мумннов P.O. Влияние параметров вращательно-подающего механизма бурового станка на его производительность // Горный информационно-аналитический бюллетень. - 2010. - № 11. - С. 396 - 399.

2. Кантович Л.И., Козлов C.B., Муминов P.O. Обоснование и выбор параметров вращательно - подающего механизма карьерного бурового станка // Горный информационно-аналитический бюллетень. - 2011. - № 5. - С. 225 - 229.

и в других научных изданиях:

3. Сандалов В.Ф., Муминов P.O. Обоснование и выбор кинематических параметров бурового станка для обуривания породного массива тремя рядами взрывных скважин с одного места стояния // Материалы международной научно -технической конференции «Современная техника и технология горнометаллургической отрасли и пути их развития». - Навои, изд-во НГМК, 2010. - С. 181-182.

4. Кантович Л.И., Муминов P.O. Обоснование и выбор жесткостных параметров виброзащитного вращательно - подающего механизма карьерного бурового станка // Сборник докладов 7-й Международной научной школы молодых ученых и специалистов «Проблемы освоения недр в XXI веке глазами молодых». - М.: Изд-во ИПКОН РАН, 2010. - С. 255 - 258.

5. Кантович ЛИ., Муминов P.O., Эгамбердиев И.П. Выбор рациональных жесткостных параметров вращательно - подающего механизма карьерного бурового станка / // Горный Вестник Узбекистана. - 2011. - № 1 (44).Ташкент, ДП «Poli Press».-С. 116-119.

Подписано в печать ¿>'/ м» 2012 г. Формат 60x90/16

Объем 1 пл. Тираж 100 экз. Заказ №

Отдел печати Московского государственного горного университета. Москва, Ленинский проспект, 6

61 12-5/3839

УДК 622.24.05.

фгбоу впо московский государственный горный

университет

описи

МУМИНОВ РАШИД олимович

обоснование и выбор динамических параметров вращателбно-подающего механизма карьерного бурового

станка

Специальность 05.05. 06 - «Горные машины»

ДИССЕРТАЦИЯ на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель: кандидат технический наук, доцент Кривенко а. е.

Москва 2012

Содержание

Стр.

Введение....................................................................................... 4

1 Состояние вопроса, цель и задачи исследования.............................. 8

1.1 Современное состояние и перспективы развития конструкций карьерных буровых станков........................................................ 8

1.2 Современное состояние и перспективы развития силового оборудования карьерных буровых станков..................................... 26

1.3 Цель, задачи и алгоритм исследования.......................................... 33

Пмкппм по глане............................................................................ 36

2 Закономерности формирования сил сопротивления на долоте при шарошечном способе бурения горных пород.................................... 38

2.1 Кинематические особенности процесса бурения горных пород шарошечными долотами............................................................ 38

2.2 Исследование параметров нагружения основных механизмов бурового станка при обуривании уступа.................................................... 42

2.3 Влияние технологических, кинематических и силовых параметров бурового станка на его техническую производительность.................. 56

Ямкопм по главе............................................................................. 63

3 / Исследование динамических процессов в гидрообъемной системе подачи вращательно-подающего механизма бурового станка.............. 65

3.1 Динамические особенности гидрообъемной системы подачи вращательно-подающего механизма бурового станка........................ 65

3.2 Математическая модель (уравнения движения) динамических систем вращательно - подающего механизма бурового станка...................... 69

3.3 Инерциальные, жесткостные и демпфирующие параметры динамических систем вращательно — подающего механизма бурового станка.................................................................................... 76

3.4

Исследование влияния динамических процессов в гидрообъемной системе подачи вращательно-подающего механизма бурового станка на его производительность.........................................................

Выводы по главе.

Заключение.

Список использованных источников информации.

Приложение

114

Введение

Актуальность работы. В настоящее время на разрезах и карьерах РФ подготовка горных пород к выемке осуществляется буровзрывным способом. При этом до 70 - 80% объемов бурения выполняется шарошечными станками. Затраты на буровые работы составляют до 30% всех затрат, приходящихся на одну тонну полезного ископаемого.

При бурении взрывных скважин в сложноструктурных горных массивах одним из основных недостатков, присущих шарошечному способу бурения, остается повышенная вибрация бурового става, что вынуждает машинистов эксплуатировать станки на режимах, заниженных по сравнению с паспортными.

Одним из основных резервов повышения эффективности работы буровых шарошечных станков является интенсификация режимов бурения, чему значительно препятствуют вибрация и динамические нагрузки, возникающие в процессе бурения. Известны различные устройства для снижения динамических нагрузок в элементах буровых станков (как в шпиндельной, так и патронной схемах): система автоматического управления режимами бурения по уровню нагрузки, над долотные и над штанговые амортизаторы, стабилизаторы бурового става. Применение этих устройств снижает вибрации в элементах бурового станка. Однако они не нашли широкого применения из-за низкой эффективности и надежности.

Создание карьерных буровых станков нового технического уровня, превосходящих существующие отечественные и зарубежные модели, может быть достигнуто за счет создания карьерных буровых станков с инновационным вращательно-подающим механизмом, обеспечивающим статические, динамические и предохранительные свойства.

Поэтому разработка комплекса научно-технических мероприятий для обоснования и выбора динамических параметров вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка, в зависимости от изменения в процессе бурения длины и, соответственно, жесткости и момента инерции бурового става, является актуальной научной задачей.

Целью работы является установление закономерностей формирования

динамических параметров вращательно-подающего механизма бурового станка от изменения в процессе бурения длины и, соответственно, жесткости и момента инерции бурового става.

Идея работы заключается в минимизации динамических нагрузок в трансмиссии вращательно-подающего механизма за счет установки в каждой поршневой и штоковой полости, гидроцилиндров подачи бурового става пневмогидравлических аккумуляторов.

Основные научные положения, выносимые на защиту:

• инерциальные, жесткостные и демпфирующие динамические параметры (Jcm, КЕ, С, fiz,, цп ) вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка должны определятся с учетом изменения (увеличения) подвижной массы системы вращения бурового става при увеличении глубины бурения (числа штанг);

• минимальный уровень динамического нагружения систем вращательно-подающего механизма бурового станка (kdn(co/coc=1,0) - min) может быть достигнут путем оснащения полостей гидроцилиндров подачи пневмогидравлическими аккумуляторами с максимально возможной осевой податливостью (1/С(ро) - шах) при зарядном давлении равном избыточному давлению бортового компрессора станка (ро=/?„);

• многопараметрическая математическая модель определения уровня удельной скорости внедрения долота в породу, отличающаяся не только учетом влияния физико-механических свойств буримой породы (ег, р), конструктивных параметров долота (z, кр), кинематических (Ve,D, а}), силовых (P0Ct М, Кс rjn, rfk, т) параметров, но и учетом динамических (Jcm, Ks> С, jus, /ип) параметров вращательно-подающего механизма, а также технологических (Н, hn, а,) параметров эксплуатации бурового станка.

Обоснованность и достоверность научных положений, выводов и рекомендаций. Научные положения, выводы и рекомендации обоснованы достаточным объемом аналитических исследований, базирующихся на апробированных положениях теоретической механики и математического

моделирования, достоверностью принятых допущений и проверкой корректности аналитических моделей моделированием на ЭВМ. Относительная ошибка результатов математического моделирования составила в резонансной зоне по амплитуде 10%, по частоте 0,75%.

Научное значение работы заключается в установлении закономерностей:

• изменения суммарной осевой податливости (1/С„ (ро, кп)) системы подачи вращательно-подающего механизма бурового станка в зависимости от осевого перемещения поршня гидроцилиндра (/?„) для различных зарядных давлений (р0) пневмогидравлического аккумулятора;

• изменения коэффициента динамичности системы подачи бурового става (кдп{ос>/оос)) вращательно-подающего механизма бурового станка в зависимости от отношения вынужденной и собственной частот (со/сос);

• изменения удельной скорости (У б (кдп,Ь)) внедрения долота в породу в зависимости от коэффициента динамичности (кдп) системы подачи и длины бурового става (числа штанг в скважине ) вращательно - подающего механизма бурового станка.

Научная новизна и личный вклад автора состоит:

• в установлении кинематических особенностей рабочего процесса вращательно -подающего механизма карьерного бурового станка;

• в разработке математического аналога суммарной податливости гидрообъемной системы подачи бурового станка как с пневмогидравлическими аккумуляторами в полостях гидроцилиндров, так и без них;

• в моделировании удельной скорости - Уб внедрения долота в породу с учетом динамичности процесса бурения (ковр1, к(>п1) в зависимости от прочности буримой породы.

Практическое значение исследования состоит в разработке методики и программного обеспечения для моделирования статических и динамических характеристик вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка.

Реализация выводов и рекомендаций работы. В плановых научно-

технических разработках 2012-14 гг. ООО «ГИДРОГОРМАШ», на контрактной основе с Навоийским ГМК, приняты следующие результаты работы:

• технические требования на модернизацию вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка ЗСБШ-200-60;

• инженерная методика расчета и выбора рациональных статических и динамических параметров вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка с характеристиками, аналогичными характеристикам объемного гидропривода;

• программное обеспечение для моделирования статических и динамических характеристик вращательно-подающего механизма карьерного бурового станка в режиме номинального нагружения и в режиме стопорения рабочего органа.

Апробация работы. Основные положения и результаты работы доложены и обсуждены в рамках 7-й Международной научной школы молодых ученых и специалистов «Проблемы освоения недр в XXI веке глазами молодых» в 2010 г. (г. Москва, ИПКОН РАН); на Международной научно-технической конференции «Современная техника и технология горно-металлургической отрасли и пути их развития» - 2010 г. (Республика Узбекистан, Навои, НГМК); на Международных научных симпозиумах «Неделя горняка» в 2008, 2009, 2010, 2011 гг. (г. Москва, МГГУ); на семинарах кафедры Горные машины и оборудование в 2008 - 2011 гг. (г. Москва, МГГУ).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 5 работ, две из них в изданиях, входящих в перечень ведущих рецензируемых журналов.

Объем и структура работы. Диссертационная работа состоит из введения, трех глав, заключения, приложения и списка использованных источников информации из 98 наименований и включает 41 рисунок и 14 таблиц.

1. Состояние вопроса, цель и задачи исследования

1.1 Современное состояние и перспективы развития конструкций карьерных буровых станков

Развитие открытого способа добычи руд в Республике Узбекистан характеризуется значительном ростом удельного веса скальной горной массы, в общем, ее объеме, увеличением глубины карьеров, возрастанием коэффициента вскрыши. Карьеры и разрезы по добыче угля, фосфоритов, драгоценных металлов в Республике Узбекистан оснащены в основном карьерным буровым оборудованием российского производства.

Опыт использования карьерных буровых станков [1] и анализ данных ведущих предприятий [2] по добыче и переработке углеводородного твердого топлива и минерального сырья, а также научно-исследовательских, проектно-конструкторских и других организаций [3] (ФГУП «ННЦ ГП - ИГД им. A.A. Скочинского», ИПКОН РАН, НИИКМА им. Л.Д. Шевякова, ОАО ХК «СДС-УГОЛЬ», УК «КУЗБАССРАЗРЕЗУГОЛЬ», ЗАО «ЕВРОЦЕМЕНТ груп», ОАО «ВНИПИпромтехнологии», АК «АЛРОСА», «УкрНИИпроект, НИПКИ угольной промышленности») показывает, что в ближайшее время наиболее емкими потребителями карьерных буровых станков в РФ будут являться разрезы и карьеры по добыче:

• угля с годовым объем буровых работ до 950 тысяч погонных метров (70 млн

т/год);

• драгоценных минералов с годовым объем буровых работ до 300 тысяч

о

погонных метров (15 млн м /год);

• железной руды с годовым объем буровых работ до 200 тысяч погонных

о

метров (10 млн м /год);

• нерудных строительных материалов с годовым объем буровых работ до 160

о

тысяч погонных метров (8 млн м /год).

В настоящее время производство станков шарошечного бурения в России сосредоточено в основном на ОАО «Бузулукский завод тяжелого машиностроения»

(БЗТМ) (г. Бузулук), УГМК «Рудгормаш» (г. Воронеж) и на ОАО «ИЗ КАРТЭКС» (г. Санкт Петербург).

В общей технологии открытых горных работ при разработке месторождений, сложенных скальными породами, одним из основных производственных процессов является буровзрывные работы. Наибольшее распространение на открытых горных работах получил шарошечный способ бурения взрывных скважин. Этим способом выполняется до 80% всех объемов бурения.

Буровзрывные работы ведутся бригадой бурильщиков в две смены по непрерывному графику. Разбивка сетки скважин на местности производится мастером буровзрывных работ после выставления контура помпона для бурения маркшейдерской службой.

Технические характеристики отечественных станков шарошечного бурения представлены в таблицах 1.1 и 1.2.

Станок ЗСБШ-200-60 (см. табл. 1.1) имеет нижний привод вращения бурового става, патронную подачу, малоопорную гусеничную ходовую часть с встроенными редукторами, мачту с открытой передней гранью, в которой размещена кассета со штангами (рис. 1.1). Низкое позиционирование патрона по отношению к платформе и его подача с помощью гидроцилиндров, снижают динамику воздействий реактивных сил на металлоконструкции станка, возникающих при бурении и позволяют интенсифицировать режимы бурения.

Станок ЗСБШ-200-60, несмотря на патронную подачу, требующую перехвата штанги через каждый метр, оказался единственным в России, при работе которого были получены устойчивые результаты при бурении наклонных скважин на глубину 40 - 55 метров и были установлены рекорды бурения за смену 952 м [1]. Годовая

3 о и

производительность станка достигала 1,9 млн. м подготовленной горной массы.

Для сохранения своих позиций, в условиях активного проникновения на отечественный рынок буровых станков фирм «Atlas Copeo» и «Tarn rock-Driltech», заводу незамедлительно следует провести кардинальную модернизацию конструктивных решений своих станков, практически неизменно используемых с середины 70-х годов прошлого века, за счет внедрения полной гидрофикации

Таблица 1.1

Параметры Станок буровой шарошечный пСБШ - 200-сга

модификация

2 4 3 6

Скважина: диаметр, мм глубина, м 215 -,244 40 215\244 60 215\244 40 2ОО;250 40

Направление бурения к вертикали, град. 0; 15; 30

Максимальное усилие подачи, кН 0^300

Максимальная скорость подачи долота на забой, м/с 0.025 0.033 0.025 0.020

Частота вращения долота, с"1 0.2-4,0 0.2 - 2.5 0.25 -2.5 0-2.5

Максимальный крутящий момент на долоте кН/м 6.65 -2.12 6,0 3.2 - 5.2 6.7 -4.4

Производительность компрессора, м3/с 0.417 0.417 0.417 0.250

Максимальная скорость передвижения, км/ч 0.6 0.75 0.77 0.75

Среднее давление на грунт, МПа 0.1

Наибольший угол подъема, град. 12

Установленная мощность, кВт 350 400 380 377

Подводимое напряжение, В 380

двигателей, в т.ч.: привода сетьевого вращателя компрессора гусеничного хода 60 200 32 68 200 44 52 200 44 68 200 44

Габариты станка, мм В рабочем положении длина ширина высота 9180х 4600х 13840 ЮЮОх 5300х 18400 10200х 5000х 14300 10250x488 Ох 12340

в транспортном положении: длина высота 12750 5650 18500 5970 13800 6300

Вес станка, т 55 62 59 54

Техническая характеристика шарошечных буровых станков среднего и

тяжелого класса

Таблица 1.2

Параметры Станок буровой шарошечной - СБШ

160/200-40 250МНА-32 250 МНА-32 КП 270 ИЗ

Завод изготовитель УГМК - «Рудгормаш» «из КАРТЭКС»

Диаметр скважины, мм 160;171;215 160; 190;250 250;270;311 270;320

Глубина бурения, м: одной штангой; с наращиванием 8,5;9,2 До 40 8;9,5;12,5 60 10 32 11,0 32

Осевое усилие, кН 235 350 450

Угол бурения, град. 0; 15; 30

Момент, кН/м 5,9 6-10 13 8-13

Частота вращения долота, с"1 0-2

Подача компрессора, м3/мин давление, МПа 25 0,7 32 0,68 50 0,68 40 0,68

Скорость хода, км/ч 0-1,2 0-1,3 0-1,3 1,6

Установленная мощность, кВт 420 400 550 1000

Скорость подъема става, м/с 0,4 0,4 0,4 0,5

Габаритные размеры, мм: -ширина A. мачта поднята: -длина -высота B. мачта опущена: -длина -высота 6000 11500 13300 13400 6200 5450 10750 18600* 18200 6930 5650 11420 16875 16190 7315 6090 12780 19450 21200 7550

Вес станка, т 50 90 100 135

Рисунок 1.1 - Станок ЗСБШ-200-60 ОАО «Бузулукский завод тяжелого машиностроения»

Рисунок 1.2 - Станок СБШ -160/200-40 УГМК «Рудгормаш» Воронеж

Рисунок 1.3 - Станок СБШ- Рисунок 1.4 - Станок СБШ-270 ИЗ

250МНА-32 УГМК «Рудгормаш» ОАО «Ижорские заводы» СПб

Воронеж

основных приводов, системы непрерывной подачи бурового става и дизельного исполнения силовой установки [4].

Станок 6СБШ-200-32 отличается от станка ЗСБШ-200-60 конструкцией мачты, глубиной бурения и общими параметрами машины. Он имеет торцовый привод вращения, патронную систему подачи с гидроцилиндрами. Недостатками данного станка являются: закрытая конструкция мачты, малые скорости спускоподъемных операций и передвижения, неудобства в ремонте и обслуживании ходовой части.

Полностью гидрофицированный станок среднего класса СБШ-160/200-40 (первый образец 2002г) производства УГМК «Рудгормаш» (см. табл. 1.2) предназначен для бурения технологических взрывных скважин диаметрами 160-215 мм, глубиной до 40 метрах на открытых разработках полезных ископаемых, а также для заоткоски уступов карьеров по предельному контуру (рис. 1.2). Станок имеет модификации как с дизельным (Cummins 485 кВт), так и электрическим приводом.

Мачта станка - открытого типа с основными панелями, выполненными из прямоугольных труб, с каруселью внутри на шесть штанг диаметром 133 мм. Вращательно-подающий механизм станка зубчато-реечного типа, с расположенными в одном блоке на перемещающейся вдоль