автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Обоснование и выбор параметров гидромеханических силовых установок буровых станков

Р 1п&уд4)>Дгвенный комитет Российской Федерации по высшему образованию

Московский государственный горный университет

На правах рукописи НЕМИРОВСКИЙ Марк Иосифович

УДК 622.-233.002.5—8.001.5 (043.3)

ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИХ СИЛОВЫХ УСТАНОВОК БУРОВЫХ СТАНКОВ

Специальность 05.05.06 — «Горные машины»

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва 1994

■Работа выполнена в Московском государственном горном университете.

Научный руководитель докт.' техн. наук, проф., член-кор. РАЕН ПОДЭРНИ Р. Ю.

Официальные оппоненты: докт. техн. наук, 'проф.. ДМИТРИЕВ В. Н., канд. техн. наук, ЕФИМОВ В. Н.

Ведущее предприятие — Государственный научно-исследовательский институт горнохимического сырья.

Защита состоится « . 11994 г.

в час. на заседании специализированного совета

К-053.,1'2.03 в Московском государственном горном университете по адресу: 117935, ГОП-1, Москва, В-49, Ленинский проспект, 6.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке университета.

Автореферат разослан « » 1994 г.

Ученый секретарь специализированного совета

проф., канд. техн. наук, ШЕШКО Е. Е.

\

ОБИТАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

АКТУАЛЬНОСТЬ РАБОТЫ. Бурение взрывных скважин на карьерах яв-лается необходимым этапом подготовки пород к выемке. Порядка 10% скваяин выполняется станками шарошечного бурения. Последние составляют более половины парка станков России.

Быстрый рост цен в последние годы на топливо и электроэнергию . выдвигает задачу разработки и применения на карьерах энергосберегающих буровых технологий и техники.

Одной из современных тенденций за рубегем является автономизч-ция горного оборудования, в частности, за счет создания буровы/. станков с дизельным приводом, что позволяет во ¡.иогих случаях сократить эксплуатационные затраты в целом по карьеру.

Потери мощности в трансмиссиях вращателей составляют более 40%, как в приводах постоянного тока, так и в гидроприводах. Коц-пактность и относительная депевизна гидромашин обусловили кирокое применение объемных гидроприводов на зарубежных буровых станках с дизельным и с электрическим первичными двигателями.

Рассматриваемый в данной работе двухпоточный гидромеханический привод вращателя позволяет сократить потери мощности при бурей«« на 7-14%, уменьпить установленную мощность гидромашин привода вращателя до двух раз (при неизменной мощности вращателя) и обеспечивает статические и динамические характеристики, аналогичные гидроприводу. Кроме того, гидромеханические силовые установки позволяют увеличить скорости подъема става, перемещения и горизонтиро-вания станка.

Поэтому, научная задача установления рациональных конструктивных параметров гидромеханических силовых установок буровых станков, обеспечивающих энергосбережение при бурении, является актуальной.

ЦЕЛЬ РАБОТЫ. Установление рациональных параметров гидромеханических силовых установок буровых станков и зависимостей уровня относительной механической мощности от схемы силовой установки, обеспечивающей энергосбережение при бурении.

ИДЕЯ РАБОТЫ. -Обеспечение энергосбережения при бурении (увеличение КПД) достигается за счет применения гидромеханической силовой установки с рациональными параметрами.

НАУЧНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ, РАЗРАБОТАННЫЕ ЛИЧНО АВТОРОМ. И НОВИЗНА.

1. Характер и величина механических и динамических характеристик силовой установки бурового станка определяется соотношением мощностей и Н0, передаваемых соответственно механическим и гидравлическим потоками. Величина соотношения мощностей определяется коэффициентом К-Иг/Мс, имеющим область определения в пределах от нуля до единицы.

2. рт»бор коэффициента относительной механической мощности должен осуществляться, в зависимости от схемы гидромеханической силовой установки и вида спектральной плотности мощности в пределах частотного спектра нагружения системы привод-забой.

3. Математическая модель отличается тем, что учитывает влияние кинематических параметров долота и физико-мэханических свойств буримых пород на процессы колебания мощности в силовой установке.

ОБОСНОВАННОСТЬ И ДОСТОВЕРНОСТЬ НАУЧНЫХ ПОЛОЖЕНИЙ, ВЫВОДОВ И РЕКОМЕНДАЦИИ. Научные положения, выводы и рекомендации обоснованы достаточным объемом теоретических и экспериментальных исследова-

- г -

ний, применением апробированных методов математического анализа, основанных на положениях теоретической механики и динамики, использованием ЭВМ.

Достоверность научных положений и выводов подтверадается совпадением аналитических и экспериментальных данных с точностью не менее 16% в реальном спектре нагругения силовой установки.

Эффективность гидромеханических силовых установок буровых станков подтверждена повышением скорости бурения при экспериментальных исследованиях.

ЗНАЧЕНИЕ РАБОТЫ.

Научное значение работы состоит в установлении зависимости жесткости механических характеристик, собственной частота колебаний привода вращателя и потерь мощности о двухпоточной гидромеханической трансмиссии привода вращателя от соотношения максимальных мощностей механического и гидравлического tпотоков, что является вкладом в теорию многопоточных приводов горных магин.

Практическое значение работа состоит в.разработке схем и расчетных соотношений для определения конструктивных параметров гидромеханических силовых установок шарошечных буровых станков, обеспечивающих энергосберегающий режим бурения и сокращение времени

/•

вспомогательных операций.

РЕАЛИЗАЦИЯ РЕЗУЛЬТАТОВ РАБОТЫ.

Разработанные в диссертационной работе схемы и расчетные зависимости используются в СКВ ИГД им. A.A. Скочинского при модернизации вращателей буровых станков типа СБШ-200- и проектировании привода конвейера РПК-3.

Расчетный годовой экономический эффект от примененения гидромеханического вращателя станка СБШ-200 составляет 13 млн. рублей л год на один станок (в ценах сентября месяца 1993г.).

АПРОБАЦИЯ РАБОТЫ. Основные пологения и результаты работы докладывались: на всесоюзном семинаре по буровьм работам (г. Малаховка Мое. обл., 1991г.); на совещании по результатам конкурса эскизных проектов шарошечных буровых станков (г. Люберцы Мое. обл., ИГД им.А.А. Скочинского, 1991г.); на меадународной межвузовской научно-практической конференции МГИ. "По совершенствования конструкции, технологии изготовления и эксплуатации горного оборудования" (г. Москва, 1992г.); на фирме Ingersoll-Rand Company (США.1990г.).

ПУБЛИКАЦИИ. По теме диссертации опубликовано четыре работы, в том числе одно авторское свидетельство.

ОБЪЕМ И СТРУКТУРА РАБОТЫ. Диссертация состоит из введения, трех глав, заключения, библиографии (53 наименования), двух прило-ггнпй. Текстовая часть диссертации изложена на 170 страницах машинописного текста и содернит 35 рисунков и 13 таблиц.

Автор выражает глубокую признательность научному руководителю, докт. техн. наук, проф. Р.Ю. Подэрки и сотрудникам кафедры горных ыапин и оборудования Московского государственного горного университета за содействие и всесторонний помощь в проведении исследований. - '

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ ' СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА. ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ. Вопросам конструирования приводных систем буровых станков и их работы в различных условиях пойвя.цони исследования многих ученых. Большой вклад в отечественную практику в этой области внесли: докт. техн. наук: Дмитриев В.Н., Кантович Л.И., Кутузов Б.Н.. Красников В. Д., Наринский Н.Э., Подэрни Р.Ю.; кандидаты технических наук: Голосов В.Ф., Жуковский A.A.. Мороз В.М.. Мухамедоз М.Х., Нанкин Ю.А.. Сушинский

В.А., Улицкий E.H., Шмидт Р.Г. и другие.

Наиболее известны исследования, проведенные в ИГД im. A.A. Скочикского, СКБ СГО, Гипроникель. МГИ, ДГИ.

За рубежей наиболее известны исследования и разработки в области приводных систем буровых станков, проведенные Фирмами: "Ingersoll-RancT, "Drlltech". "Bucyrus-Erie", "Marlon",

"Garden-Denver", "Robblns".

В последние годы в мировой практике получили распространенно буровые станки с дизельным первичным двигателем. Стзлки, выполненные по такой схеме, обладают больвей маневренносига, имеют более широкую область применения, и как следствие, пользуются болыгж спросом на рынке.

Дизельные стачки, как правило, полностью гидрофицчрозаны, так как гидромашины компактны, обладают малкл весом и относительно малой стоимостью по сравнению с электропризода^и.

Недостатками гидрофицированных силовых установок является:

- низкий КПД гидроприводов, не превьшающий 602;

- увеличение потерь мощности по мере износа гидромалин;

- относительно малый (до 5000-10000 маииночасов) срок слугбы гидромашин;

- необходимость регулярной замены фильтроэлементов и периодической замены рабочей аидкости.

Существует возмозность применения на буровых станках двухпе-точных гидромеханических силовых установок, позволяющих компенсировать вывеперечисленные недостатки объемных гидроприводов.

Исходя из вышесказанного, в работе поставлены и решены задачи: установления зависимости потерь мощности а гидромеханических приводах от соотнесения мощностей, передаваемых потеками механической ; и гидравлической мощности;

- 5 -

сравнения величины мощности, используемой гидромеханическими силовыми установками и силовыми установками с объемным гидроприводом, для выполнения вспомогательных операций;

. исследования динамических характеристик гидромеханических приводов и сравнение их с характеристиками объемного гидропривода;

совместной оценки механических и динамических характеристик в различных вариантах гидромеханических приводов и выбора их оптимальных вариантов для различных условий работы.

СХЕМЫ И МЕХАНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИХ СИЛОВЫХ УСТАНОВОК БУРОВЫХ СТАНКОВ. Рассматриваемые в работе двухпоточные гидромеханические приводы вращателей включают первичный двигатель, ооъемную гидразлическую передачу и планетарный дифференциал. Последний имеет три звена, на два из которых подается мощность от первичного двигателя через механическую передачу и объемный гидропривод. Третье звено дифференциала является выходным звеном привода и связано с буровым ставом.

Основной характеристикой двухпоточного гидромеханического привода является коэффициент относительной механической мощности

К - Нг / Н0 , (1)

где - максимальная мощность, передаваемая механической передачей;

N0 - максимальная мощность, передаваемая объемным гидроприводом.

В работе рассмотрены следующие варианты схем гидромеханических ' приводов (рис. 1,а,б,в):

с одним дифференциалом (1Д);

с одним дифференциалом и муфтой сцепления (1ДМ) (на рис.1 не показана);

Рпс. 1. Гидрвмехшичес:а!е приводы:

а - с одним дифференциалом (1Д); б - с двумя дифференциалами (2Д); в - с двумя дифференциала«:! и блскирозксй (2ДБ); г - зависимость углоэой скорости вых одного валя Юг рт расхозз в гмг.оснстема Qc

с двумя дифференциалами (2Д); с двумя дифференциалами и блокировкой (2ДБ). Зависимость между угловой скоростью выходного звена гидромеханического привода шг и угловой скоростью вала гидромашины вращателя ша имеет вид

«г " <»а

(К + 1) / 1аги), (2)

где 1аг(*' - передаточное отношение дифференциала между звеном дифференциала а (к которому присоединена гидромашина вращателя) и выходным звеном привода г, при заторможенном звене g.

Силовые установки буровых станков, выполненные по трем последним схемам (1ДМ, 2Д, 2ДБ), имеют два рабочих режима (рис. 1г): режим объемного гидропривода (К - 0) и режим гидромеханического привода (К - 1). Бурение осуществляется в гидромеханическом режиме, свинчивание-развинчивание става - в режиме объемного гидропривода.

Уравнение движения гидромеханического привода аналогично уравнению движений гидропривода и имеет вид

шг - w0pB»U-Mr*[wOpB*U2/B-(ac+aa)/(qa»P»Da»i)2], (3)

где ш°рЛ1 - синхронная частота вращения первичного двигателя, ргд/с; 1

U - передаточное отношение от первичного двигателя к выходному звену привода;

Мг - крутящий момент на выходном звене привода, Н»м;

»

В - коэффициент крутизны механической характеристики асинхронного двигателя, Н»м;

qa - рабочий объем гидроиашины вращателя, и3/рад;

Р - рабочее давление в гидросистеме, Па;

Da - параметр регулирования гидромашины вращателя;

. 1 - передаточное отношение от гидромашины вращателя до выходного звена привода;

а^ и аз - коэффициенты утечек гидромашин трансмиссии врадате-ля.

Гидромеханические приводы обеспечивают повышение крутящего момента на выходном звене в 1 + К » 0а°"" раз по сравнению с объемным гидроприводом, оснащенным гидромашинами с аналогичными рабочими объемами. Здесь 0ая'" - минимальное значение параметра регулирования гидромашины привода вращателя.

Таким образом, тангенс угла наклона механических характеристик гидромеханических приводов в 1 + К * 0а"111 раз меньше, чем у объемного гидропривида, и, следовательно, гидромеханические приводы имеют более жесткие механические характеристики.

ПОТЕРИ МОЩНОСТИ В ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИХ ПРИВОДАХ. Потери мерности в гидромеханических приводах обусловлены трением в зацеплениях зубъев, в подшипниках, а также утечками и перетечками рабочей жидкости в гидромашинах.

В расчетах, приведенных в работе, не учитываются потери в подшипниках и потери, вызванные сопротивлением трубопроводов, так как длина последних незначительна. Кроме того, принято допущение, что во всем диапазоне оборотов гидромашин гидромеханический КПД (т),„) остается постоянным.

Мощность, передаваемая дифференциалом, условно подразделяется на мощность, передаваемую в относительном движении звеньев и мощность, передаваемую взаимодействием зубъев в зацеплении (переносным движением). Причем все потери в дифференциале обусловлены

N

только работой зацепления.

Потери мощности в дифференциале со входами а,к и выходным звоном г определяются выражениями:

ДИд - Мв*1юа - аг 1»(1аг- 1)»<1 - * т»в) / 1аг('\ (4) ' ДМд - 1Н0 / 1гг(г) - Мг / 1зги)И1 - ЦЙ»ЧВ), (5)

- э -

где Т1Й и - соответственно КГЩ наружного и внутреннего зацепления;

Ыа и Ма - соответственно мощность и момент на валу гидромашины вращателя. Вт и Н»м.

Из вышеприведенных зависимостей следует, что при равенстве угловых скоростей звеньев а и £ потери мощности равны нулю. т. е. дифференциал' как бы блокирован, а мощность, передаваемая зацеплением, равна нулю.

Потери в гидросистеме учтены объемными и гидромеханическими потерями в гидроыалшнах. К потерям отнесены также затраты энергии на привод насоса подпитки гидросистемы. Последние составляют 10-12% от номинальной мощности рабочего контура гидросистемы.

Потери в механической ветви гидромеханического привода учтены общим коэффициентом полезного действия зубчатой передачи от первичного двигателя до дифференциала - цг.

Потери мощности ДН в гидромеханическом приводе вращателя равны сумме потерь в дифференциале Дид, в гидросистеме ДЛС и в механической ветви привода :

ДМ - ДНС + Дл, + Днд. • (6)

или

{ № - ^ном»[(1,1 - цо0) + цоб*цгм»К*(1 - цг)/цг] + 1лс,/1гги) -

- 1с«т\и6*т|гы»К/1аг(|{) 1*(1 - т^,»^) + 1 Ыс * * * < 1 - тс\,- м > 1 »

/ при N(5 < 0 Ио* - N0" - И0 » Чоб * т»гы -при К * 0 < , ' - И0 * Ное * ИГм

при И0 > 0 < (7)

' Н0 •• - и0 . I N0' - N0 » \6 » т)гы при К - 0 |

И0" - кс

На рис. 2 приведены графики зависимостей КПД гидромеханических приводов при различных значениях К, в функции угловой скорости выходного звена привода.

В области наиболее вероятных значений угловой скорости бурового става, используемых при бурении 6,28-9,42 рад/с (60-90 об/мин), КПД гидромеханических приводов с К-1 превосходит КПД объемного гидропривода (К-0) на 12-14%.

ВЫПОЛНЕНИЕ ВСПОМОГАТЕЛЬНЫХ ОПЕРАЦИЙ БУРОВЫМИ СТАНКАМИ С ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИМИ СИЛОВЫМИ УСТАНОВКАМИ. В гидромеханических приводах имеется возможность использования гидромашины привода вращателя в качестве насоса в режиме быстрого подъема става, горизонтирования и перемещения станка. В отличие от силовых установок с объемным гидроприводом, в гидромеханических силовых установках, при выполнении вспомогательных операций используются все гидромашины. Подача гидромеханических силовых установок типов 1Д, 1ДМ и 2Д, используемая на вспомогательные операции, равна:

ц(1Д, ии.гд) . ц, * (к + 1) + Ор , (8)

а для силовых установок типа 2ДБ

а(2ДБ) . » (К * + 1) + Ор . (9)

где Оо - подача насоса гидросистемы привода вращателя, м3/с; Ор - подача насоса перемещения бурового става, м3/с; и1Д - передаточное отношение от первичного двигателя до звена g дифференциала.

Из вышеприведенных уравнений следует, что при увеличении коэффициента относительной механической мощности К общая подача силовой установки растет.

Подача силовых установок типа 2ДБ может быть увеличена посредством надлежащего выбора передаточного отношения и!д.

На рис. 3 показаны уровни скоростей подъема става, горизонти-

- 11 -

КПД БУРЕНИЕ

Рис. 2. Графики зависимости КПД гидромеханических приводов от угловой скорости вращателя: ф- объемный гидропривод (К=0);

гидромеханический привод с одним дифференциалом (К=0,48);

гидромеханические приводы с одним дифференциалом и муфтой, с двумя дифференциалами, с двумя дифференциалами и блокировкой (К=1).

Рие. 3. Механические характеристики гидромеханических силовых усгановок при:

а - подъеме става п горизонтнрованин; б - перемещении станка, ф- объемный гидропривод (К=0); ф• гидромеханический привод с одним дифференциалом (К=0,48); (3)- гидромеханически« приводы с одним дифференциалом и муфтой, с двумя дифференциалами (К=1);

@-с двумя дифференциалами и блокировкой (К=1)

рования, и механические характеристики приводов хода.

ДИНАМИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ГИДРОМЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА. ' Динамическая модель привод-забой, представленная в работе, разработана с целью исследования изменения динамических характеристик гидромеханического привода по мере изменения коэффициента относительной механической 'мощности К. Кроме того, в педставленной модели учтены:

- крепость буримых пород;

- тип долота;

- изменение угловой и линейной скоростей, момента и усилия подачи на долоте вследствие не«есткости механических характеристик привода подачи и вращателя;

- неплоскостность забоя вследствие воздействия вышеперечисленных факторов.

В программе осуществляется:

- проектирование модели вооружения долота;

- вычисление массовых, жесткостных параметров и параметров демпфирования модели гидромеханической силовой установки бурового станка;

- вычисление момента и осевого усилия на долоте в каждый момент времени;

- решение дифференциальных уравнений движения модели силовой установки бурового станка;

- спектрально-корреляционный анализ массива мгновенных значений мощности первичного двигателя в процессе бурения.

Модель вооружения долота позволяет рассчитывать число венцов на каждой шарошке, число зубъев на каждом венце, углы основного и периферийного конусов шарошек. Перечисленные выше параметры рассчитываются в зависимости от числа шарошек и пределов прочности породы на сжатие и сдвиг. Рассчитываемые параметры шарошечного доло-

- 14 -

та позволяют определять координаты точек на вершинах зубьев шарошек в любой момент времени.

При нахождении разности вертикальных координат вершин зубьев и точек забоя определяется глубина внедрения каждого зуба шарошки в забой в каждый момент времени. По величине внедрения рассчитывается усилие внедрения и момент сопротивления вращению долота от каждого внедренного зуба. При суммировании усилий внедрения и моментов сопротивления вращению долота по всем внедренным зубьям рассчитываются осевое усилие и крутящий момент на долоте в каждый момент времени.

Угловая скорость долота задается пользователем программы. Скорость подачи рассчитывается исходя из условия подачи долота на глубину, равную высоте зуба шарошки за один оборот.

Рассчитываемые осевое усилие и крутящий момент на долоте используются при решении дифференциальных уравнений движения системы силовой установки бурового станка.

Силовая установка моделируется шестимассной системой (рис.4), параметры которой рассчитываются программой в зависимости от диаметра долота и коэффициента относительной механической мощности К (задаются пользователем).

Расчетная схема силовой установки бурового станка описывается системой уравнений, содержащей уравнения кинетической и потенциальной энергии и уравнение диссипативной функции.

Т - 0,5*«Ф52 + ^2»(<р5*В4*В5 + 5>з*Вз)2 + ^,*ч>32 +

» 0 • 2 • 5.

+ 0) *(Р! + Шо*г2 + т! ) < П - 0,5*(к12»(ч>2 " <Р1*В2)2 + к53*(ч>5*Во - Ф3>2 + (10>

+ с12»(гг - г1)г + С12»(ф5*вб ^ г2)2)

Ф - о, 5*(д63*(|р5*Во - Ч>3)2 + Д50*<Р52 + Д25 * »Вб - 22)2). • где Т, П и Ф - соответственно потенциальная, кинетическая энергия и диссипативная функция, Дж;

- 15 -

Рис. 4. Динамическая модель гидромеханической силовой установки бурового стайка

<р!, <?3. ф5 - угловые координата соответственно долота, вала гидромааины привода вращателя, вала первичного двигателя, рад.;

!?1. 'Ь. Ф5 - угловые скорости соответственно долота, вала гидромапины привода вращателя, вала первичного двигателя, рад/с;

и ~ линейные координаты долота и патрона бурового станка, м;

2, и г2 - линейные скорости долота и патрона станка, м/с; Во - передаточное отношение гидросистемы вращателя; В2 - передаточное отношение редуктора;

В,з - передаточное отношение незду звеньями дифференциала а и г при заторможенном (»;

В4 - передаточное отношение передачи между главным двигателем и звеном дифференциала е;

В5 - передаточное отнопение между звеньями дифференциала g и г при заторможенном а;

В6 - передаточное отношение гидросистемы подачи, м/рад.

Осуществляется моделирование колебательных процессов в системе в течение нескольких оборотов долота.

В работе исследуется процесс изменения мощности первичного двигателя при различных значениях коэффициента относительной механической мощности силовой установки (СКК<1).

Установлено, что повышение коэффициента К привода позволяет сместить собственную частоту колебаний, привода вращателя.в область, расположенную выше полосы возмущающих частот, возникающих при бурении (рис. 5). Вследствие зтого происходит снизение значений среднего квадратического отклонения мощности первичного двигат теля, с ростом коэффициента относительной механической мощности К.

- 17 -

<1)0 = 7 рад/с (1,1)

(1>г рад/с (ПО

30(4,8) 40(6,4)

Рис. 5. Нормированные спектральные плотности процесса бурения при различных значениях коэффициента относительной механической мощности

- 1В -

В результате оптимизации параметров гидромеханических силовыл установок достигается повышение КПД врашателя, сокращение времени вспомогательных операций и снижение дисперсии колебаний мощности на валу первичного двигателя.

Суммарный экономический эффект от применения гидромеханических силовых установок составляет 13 млн. руб. в год на один станок (в ценах сентября месяца 1993г.).

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В диссертационной работе дано новое решение актуальной научной задачи установления рациональных конструктивных параметров гидромеханических силовых установок буровых станков, обеспечивающих энергосбережение при бурении.

Выполненные исследования позволяют сделать следующие выводы:

1. Увеличение значения коэффициента относительной механической мощности К гидромеханического привода повышает жесткость механической характеристики, обуславливает повышение собственной частоты крутильных колебаний привода вращателя и повышение КГЩ по сравнению с вращателями, в которых применен объемный гидропривод.

2. Область оптимальных значений коэффициента относительной механической мощности К находится в диапазоне от 0,4 до 1. Верхний предел обусловлен минимальными значениями расхода в гидросистеме и установленного объема гидромашин, нижний предел определяется границей области пониженных значений дисперсии мощности процесса бурения.

3. Применение гидромеханических силовых установок обуславлива-

ет повышение КГЩ вращателя: при КОД... 0,5 на 1% и при К=1 на 14%, по сравнению с объемным гидроприводом (К-0), в области рабочих оборотов бурового става.

4. Применение гидромеханических силовых установок позволяет сократить время выполнения вспомогательных операций на 5-15% в зависимости от крепости пород и длины применяемой штанги.

5. Применение гидромеханических силовых установок буровых станков с оптимальными napai.ieTpai.di обуславливает снижение среднего квадратического отклонения колебаний мощности на валу первичного двигателя до двух раз, что позволяет повысить уровень математического ожидания мощности бурения, т. е. при постоянном диаметре бурения увеличить скорость бурения (до 2055) или при постоянной скорости бурения увеличить диаметр долота, используя одинаковую установленную мощность первичного двигателя.

6. Расчетные зависимости, разработанные в диссертации, используются в СКВ ИГД им. A.A. Скочинского при модернизации вращателей буровых станков типа СБШ-200 и проектировании привода конвейра РПК-3.

Расчетный годовой экономический эффект от применения гидромеханического вращателя станка СБШ-200 составляет 13 млн. руб. в год на один станок, при бурении пород категории крепости f-10...12 по шкале проф. М.М. Протодъяконова (в ценах сентября месяца 1993г.).

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ ДИССЕРТАЦИИ ОТРАЖЕНО В СЛЕДУЮЩИХ РАБОТАХ.

1. ПОДЭРНИ P.D., НЕМИРОВСКИЙ М.И. Оценка соотношения назначенных ресурсов глазных механизмов буровых станков.- В сб.: Проблемны механизации и электрификации горных работ. - М.: МГИ, 1991.

2. НЕМИРОВСКИЙ М.И. Оценка технического уровня приводных систем буровых станков. Труды международной межвузовской научно-практической конференции. - М.: МГИ, 1992.

- 20 -

3. 'НЕ'МИРОВСКИИ М. И. Особенности расчета торцевого распределителя многоходовой гндромашины. — В сб. научных сообщений № 297.—М.: ИГД им. Скочинского А. А., 1994.

4. А. С. № 1452902, СССР, А1 Е02 И 9/12/ ПОДЭР-НИ Р. Ю„ ХРОМОЙ М. Р., НЕМИРОВОКИЙ М. И. Опубл. в Б. И. № 24 1988.

Подписано в печать 5.07.94. Формат 60x90/16

Объем 1 печ. л. Тираж 100 экз. Заказ № 884

Типография МГГУ Ленинский 'проспект, 6