автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Повышение ресурса горных выемочных машин на основе оценки энергонагруженности элементов их трансмиссий

.до*»

На правах рукописи

ПОВЫШЕНИЕ РЕСУРСА ГОРНЫХ ВЫЕМОЧНЫХ МАШИН НА ОСНОВЕ ОЦЕНКИ ЭНЕРГОНАГРУЖЕННОСТИ ЭЛЕМЕНТОВ ИХ ТРАНСМИССИЙ

Специальность 05.05.06 - Горные машины

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Санкт-Петербург 19 98

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

Научный консультант_

Доктор технических наук, профессор КОЛОМИИЦОВ М.Д.

Официальные оппоненты: доктор технических наук,

профессор В.Н. Гетопанов

доктор технических наук, профессор В.А. Бреннер

доктор технических наук, профессор Э.А. Загривный

Ведущее предприятие: ОАО «Метрострой»

Защита диссертации состоится декабря 1998 г. в М час мин. на заседании диссертационного Совета Д.063.15.12 гц» Санкт-Петербургском государственном горном институте им. Г.В Плеханова (техническом университете) по адресу: 199026 Санкт-Петербург, 21 линия, д. 2, ауд. № 1201.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке института.

Автореферат разослан " ^" 1998 г.

Ученый секретарь д.т.н., проф.

И.П. Тимофеев

Общая характеристика работы

Актуальность работы. Основой экономического потенциала страны является горнодобывающая отрасль. Ее дальнейшее развитие невозможно без применения горных выемочных машин повышенной энерговооруженности и мощности. Экстремальные условия эксплуатации и специфика работы горных выемочных машин обусловливают их низкий ресурс, что приводит к значительным простоям оборудования, росту трудоемкости и стоимости ремонта.

Отсутствие достаточных средств на проектирование, модернизацию, ремонт горных машин, приобретение нового оборудования ведет к интенсивному старению машинного парка, способствует повышению аварийности и травмоопасности при ведении работ. Объективный процесс - реструктуризация горных предприятий и, в первую очередь, угольных шахт дополнительно выдвигают жесткие требования к надежности горных машин.

Наиболее нагруженными узлами горных выемочных машин являются трансмиссии. Около четверти всех отказов, например, угледобывающих комбайнов, связано с возникновением дефектов в элементах трансмиссий. Повышение надежности очистного оборудования должно сводиться к повышению надежности сборочных единиц и деталей, лимитирующих ресурс машины как системы. Энергетический подход является наиболее перспективным при оценке ресурса системы выемочной машины на всех этапах ее жизненного цикла. При этом элементы машины имеют свой энергоресурс, а его исчерпание приводит к отказам в работе машины. Однако применяемые методы, основанные на этом подходе, как правило, требуют значительных капитальных вложений для создания опытных образцов машин, стендов и проведения испытаний, что затруднено на стадии создания новой машины.

В связи с изложенным, решение научной проблемы - разработка теории повышения ресурса выемочной машины на основе диагностирования и корректировки показателей энергоресурса и потерь мощности отдельных элементов системы на стадии > создания новой машины - имеет важное народнохозяйственное

значение. Решение этой проблемы предполагает проведение оценки величин энергоресурсов элементов системы, и в первую очередь, трансмиссии выемочной машины, исследование процессов преобразования энергии в этих элементах и изучение возможностей влияния на процессы, способствующие повышению ресурса горной машины. А также построение математической модели, которая, описывая трансмиссию как простую систему, давала бы возможность осуществлять широкий вычислительный эксперимент для выявления наименее надежных элементов системы и прогнозирования наступления опасных повреждений в зависимости от условий ее эксплуатации.

Данная работа является частью комплексных исследований, выполняемых в СПГТИ (ТУ) по планам важнейшей тематики по научному направлению "Перспективные технологии и технологические средства для добычи и обогащения твердых полезных ископаемых" в соответствии с утвержденной Минвузом РСФСР Целевое комплексной программой "Человек и окружающая среда. Проблемг охраны природы. Охрана и использование земных недр".

Цель работы. Установление закономерностей, связывающю величины энергоресурса и потерь мощности в элементах системь выемочной машины, для обеспечения равноресурсности элементе! системы или гарантированных кратных ресурсов этих элементов что позволит повысить ресурс выемочной машины в целом, снизит! затраты на ее обслуживание и ремонт.

Идея работы заключается в том, что диагностирование со стояния выемочной машины осуществляется на основе сравнитель ной Оценки ресурсов элементов машины как простой системы чере количественные показатели, определяемые отношением энергоре сурса элементов к потерям мощности в них, а выравнивание ресур сов элементов осуществляется за счет перераспределения потер мощности между сопрягаемыми звеньями, составляющими элемен системы, или перехода на новые типоразмеры.

Научные положения, выносимые на защиту:

1. Повышение ресурса выемочной машины как систем! взаимосвязанных между собой элементов может быть обеспечен путем диагностирования элементов системы с количественно:

оценкой ресурса отдельных элементов системы и последующим их выравниванием за счет увеличения энергоресурса отдельных элементов и изменения потерь в них посредством корректировки параметров сопряженных звеньев этих элементов или перехода на другой типоразмер.

2. Энергоресурс элементов системы определяется какпроизведение константы энергоресурса на предельное число циклов на-гружения с учетом показателя степени уравнения кривой энергоресурса, а сама константа есть произведение удельной мощности потерь и показательной функции, где основанием является число циклов нагружения, а показателем - тангенс угла наклона прямой логарифмического уравнения энергоресурса к оси абсцисс.

3. Потери мощности в зависимости от величины и характера внешней нагрузки в связанных между собой элементах системы вы-гмочной машины можно адекватно определить с помощью матема-гической модели, включающей в себя коэффициент вязкого сопротивления подсистемы, пропорциональный отношению потерь мощности в элементе при средней нагрузке за цикл к амплитуде мощности переменной составляющей, передаваемой через элемент системы.

4. Увеличение энергоресурса элементов системы выемочной машины, изменение потерь в них и корректировка параметров сопряженных звеньев элементов обеспечивается минимизацией коэффициента перекрытия, гарантирующего нормальное зацепление в передаче, и снижением абсолютной величины коэффициента удельного скольжения звена, имеющего наименьший энергоресурс.

Обоснованность и достоверность научных положений, выводов и рекомендаций подтверждается корректным использованием »пробированных методов теории колебаний, классической механики, трибологии и триботехники, теории контактного взаимодействия трикладного математического анализа, а также достаточной сходи-иостью теоретических и экспериментальных результатов (расхождение не более 15 % при доверительной вероятности 0.9-0.95).

Научная новизна диссертационной работы заключается:

впервые предложена качественная оценка ресурса элементов :истемы выемочной машины, основанная на диагностировании и

выравнивании их ресурсов с определением энергоресурса элементов системы на основе количественной оценки предельного числа циклов нагружения и константы энергоресурса, как функции удельных потерь мощности, числа циклов нагружения;

разработана математическая модель потерь мощности в системе выемочной машины в зависимости от величины и характера внешней нагрузки, включающая в себя коэффициент вязкого сопротивления в кинематических парах как элементах системы;

предложен метод повышения ресурса элементов системы выемочной машины путем целенаправленного изменения параметров сопряженных звеньев элементов системы.

Практическое значение работы состоит в разработке: методики оценки энергоресурса элементов трансмиссии горной машины;

методики выявления элементов системы выемочной машины, лимитирующих ее ресурс;

рекомендации по повышению ресурса наиболее нагруженных элементов системы горной выемочной машины - зубчатых передач;

новых конструкций улучшенных зацеплений, защищенных патентом и тремя авторскими свидетельствами.

Реализация результатов работы. Разработанные в диссертации методики, рекомендации и технические решения внедрены е производство и используются в учебном процессе.

1. Методика расчета графиков I II IP для основного технологического оборудования (ЗАО "Битран" Ярегского нефтешахтногс управления);

2. Элементы программного обеспечения и методика оценки качества механического оборудования (ЗАО "ТЕХМАШЭКСПОРТ" г Санкт-Петербург);

3. Методика оценка ресурса трансмиссий горных машин (на пред приятиях "ПЕЧОРШАХТОСТРОЙ").

4. Результаты исследований используются в учебном процесс« Санкт- Петербургского государственного горного института i нашли свое отражение при подготовке бакалавров по направле

нию 551800 "Технологические машины и оборудование", специалистов по специальностям 1701000 "Горные машины и оборудование", 170300 "Металлургические машины и оборудование" в учебных программах по дисциплинам: "Технология производства горных машин и оборудования", "Ремонт и монтаж горного оборудования", "Проектирование металлургического оборудования", "Методы исследования машин и механизмов", "Надежность, эксплуатация и ремонт металлургических машин и оборудования".

Апробация работы. Основные положения и результаты работы докладывались на международных, республиканских и отраслевых научно-технических конференциях, симпозиумах и семинарах: Международная научно-практическая конференция по проблеме обеспечения надежности и качества зубчатых передач (Санкт-Петербург 17-20 июля 1996 г.); Симпозиум "Горное оборудование, переработка минерального сырья, новые технологии, экология", IV Международный форум. (Санкт-Петербург, 29 октября - 2 ноября 1996); 2-я Международная конференция "Экология и развитие Северо-Запада России" (Санкт-Петербург-Кронштадт 26-28 июня 1997г); конференции Горное оборудование, переработка минерального сырья, новые технологии, экология, V Международный горногеологический форум (Санкт-Петербург 7-10 октября 1997); Межвузовская научно-практическая конференция "Освоение минеральных ресурсов Севера: проблемы и решения (г. Воркута 27-29 апреля 1998г.).

Публикации. Основное содержание диссертации опубликовано в 25 печатных работах, из которых четыре являются изобретениями.

Объем и структура работы. Диссертационная работа включает 207 страниц основного текста, 41 рисунок, 8 таблиц и состоит из введения пяти глав, заключения и списка литературы из 155 наименований.

Автор выражает глубокую признательность и благодарность профессорам Тимофееву И.П., A.A. Кулешову, Тарасову Ю.Д., доц. Долгому И.Е. за консультации, ценные замечания и организационную помощь в подготовке и оформлении диссертационной работы.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

В первой главе диссертации изложен анализ состояния теории и практики известных методов оценки ресурса горных выемочных машин и систем их трансмиссий, поставлена цель, определены задачи исследований.

Вторая глава посвящена теории оценки энергоресурса элементов, составляющих систему трансмиссии выемочной машины. Дана оценка энергоресурса системы в целом.

В третьей главе приведены теоретические и экспериментальные исследования по оценке потерь в элементах системы трансмиссии.

В четвертой главе предложена математическая модель системы трансмиссии выемочной машины, описывающая потери мощности в элементах системы, доказана ее адекватность реальным процессам, происходящим в системе под действием внешней нагрузки. Проведена оценка величин ресурса механических систем, выявлен^ элементы, лимитирующие ресурс трансмиссий ряда выемочных машин.

В пятой главе предложены мероприятия по повышению энергоресурса и ресурса основных элементов системы выемочной машины - зубчатых передач - оптимизацией геометрии зацепления.

В заключении обобщены результаты исследований и даны рекомендации по повышению ресурса элементов системы выемочной машины.

На основе выполненных исследований сформулированы следующие защищаемые положения:

1. Повышение ресурса выемочной машины как системы взаимосвязанных между собой элементов может быть обеспечено путем диагностирования элементов системы с количественной оценкой ресурса отдельных элементов системы и последующим их выравниванием за счет увеличения энергоресурса отдельных элементов и изменения потерь в них посредством

корректировки параметров сопряженных звеньев этих элементов или перехода на другой типоразмер.

Одним из главных факторов, определяющих нестабильную работу участков горных предприятий, являются горные машины и оборудование, надежность которых не всегда отвечает современным требованиям. На исполнительном органе горных выемочных машин формируется случайная динамическая нагрузка, 90 % которой затрачивается исполнительным органом на разрушение породы, а оставшаяся часть приходится на его внедрение в забой с помощью привода подачи. Общность структурных схем и характера нагрузок горных машин предполагает однотипность методов расчета их приводов.

Вопросами нагруженности трансмиссий горных машин, повышению их надежности, совершенствованию привода посвящены работы многих исследователей: В. А. Бреннера, В.Н. Гетопанова Л.Б. Глатмана, В.Г. Гуляева, В.Н. Дмитриева, A.B. Докукина, М.Д. Ко-ломийцова, Л.И. Кантовича, Н.Г. Картавого, Ю.Д. Красникова, В.И. Морозова, Р.Ю. Подэрни, Е.З. Позина, В.М. Рачека, Г.И. Рахутина, П.В. Семенчи, В.И. Солода, Г.И. Солода, C.B. Солода, А-В- Топчиева, 3.JI. Хургина и др.

Амплитуда внешней нагрузки гасится в трансмиссии подающей части горной выемочной машины и усиливается на резонансных частотах в приводе исполнительного органа, где амплитудно-частотная характеристика случайна и зависит от состояния элементов трансмиссии и характера колебания. Математическое ожидание и дисперсия нагрузки,линейно зависят от технической производительности горной машины, т.е. скорости ее подачи.

Преимущественно последовательные кинематические связи между элементами составляющих схемы трансмиссий горных машин не способствуют повышению ее надежности. В этом случае система будет работать безотказно, если все ее элементы последовательной цепи будут сохранять работоспособность. По данным ИГД им. A.A. Скочинского и ДонУГИ, около 25 % отказов комбайнов вызываются возникновением дефектов в элементах трансмиссии. При этом фактический ресурс систем трансмиссий, например, ис-

полнительных органов комбайнов, составляет 1500...2000 часов вместо регламентируемых 5000 часов.

Наименее надежными элементами систем трансмиссий выемочных машин являются зубчатые передачи и подшипниковые опоры валов. По ним регламентируется и ведется расчет ресурса системы выемочной машины, их диагностируют при проведении мероприятий технического обслуживания и ремонта.

Для прогнозирования ресурса и контроля качества приводов горных машин наиболее предпочтителен энергетический подход, так как он допускает суммирование рассеянной энергии как при регулярном, так и при нерегулярном нагружении. Отношение энергоресурса к величине потерь мощности определяет ресурс элементов или системы в целом. Точность метода зависит от способа получения информации о величине потерь и достоверности определения энергоресурса.

Численно оценить потери энергии в функции нагрузки конкретного привода наиболее точно возможно экспериментально на стенде.

Энергия потерь, рассеиваемая в приводе машины, расходуется на преодоление сил сопротивления в зацеплении зубчатых колес, подшипниках, уплотнениях и на перемешивание масла в ванне редуктора.

На основании сравнения расчета потерь в элементах с результатами оригинальных лабораторных экспериментов удалось выявить и предложить выражения, наиболее точно оценивающие эти потери в системе выемочной машины. Используя эти выражения, были разработаны алгоритмы, составлены и отлажены программы для оценки потерь в элементах системы привода подачи «Урал 33». Результаты расчета сравнивались с экспериментом. Данные результатов эксперимента отличались хорошей повторяемостью. Было проведено 67 нагружений привода. При проверке экспериментальных данных нормальному закону распределения использовался критерий. Доверительные границы контролируемых параметров не превышали ± 4,5 % от среднего значения соответствующей величины при доверительной вероятности />=0,95.

На рис. 1 представлены графики интенсивности потерь в функции усилия подачи.

Рис. 1 Оценка точности расчета качественных характеристик системы

Введение дополнительных потерь, имитирующих неточности изготовления и сборки в элементах системы, позволило сблизить результаты моделирования с экспериментом в пределах точности проведения последнего. Интенсивность роста потерь, полученная с использованием разработанной модели, соответствует линии 7 рисунка и имеет практически полное совпадение с соответствующей экспериментальной прямой 4. Кривые коэффициентов полезного действия модели 5 и привода 6, механического КПД модели 3 и механической трансмиссии привода 2, а также скорость подачи модели (линия 10) и реального привода линии 9 имеют хорошее совпадение.

Таким образом, качественные характеристики привода подачи «Урал 33», испытанного на стенде и полученные в результате моделирования, имеют одинаковый характер и их величины близки по значениям.

Зная параметры элементов системы еще на стадии создания ново? машины, используя разработанные алгоритмы и программы, можнс оценить потери в них. При известном энергоресурсе элементов сис темы и потерях в них легко оценить ресурс и таким образом проди-агностировать систему. Частное от деления величины энергоресурсг (постоянной для данного элемента) на мощность диссипативных по терь дает величину ресурса этого элемента. Увеличение энергоре сурса или уменьшение потерь приводит к увеличению ресурса эле мента. При большей интенсивности роста величины энергоресурсг по сравнению с соответствующим ростом потерь ресурс элементг также возрастает. На рис. 2 представлена диаграмма относительны) ресурсов элементов системы механической трансмиссии во времею ее работы, т.е. с учетом приведения элементов трансмиссии к вход ному звену.

Элемекгы системы

Рис. 2 Относительная долговечность элементов системы механической трансмиссии подающей части «Урал 33»

В качестве единицы выбран ресурс наиболее слабого элемента трансмиссии - подшипника № 309 Г (здесь и далее буквой )бозначается опора).

Анализ системы трансмиссии показывает, что ее конструкция не оптимальна с точки зрения равноресурсности ее элементов. Гак, продолжительность работы подшипников № 4223 при заданной «грузке многократно превышает даже среднюю величину ресурса шементов системы. Это объясняется, во-первых, увеличенной по сравнению с другими динамической грузоподъемностью подшипни-сов, обусловленной их типоразмером и, следовательно, большим шергоресурсом; во-вторых, малыми рабочими скоростями - подлинники принадлежат планетарной передаче и размещены на тихо-содном валу трансмиссии.

Так же велик ресурс внутреннего зацепления гЮ-П между сателлитом 10 и центральным неподвижным колесом 11 из-за разде-тения потока мощности между тремя сателлитами. Остальные элементы трансмиссии имеют сравнимые величины ресурсов, за исключением подшипников № 46310 Д, № 309 Г и № 309 В, располо-«енных на промежуточном и быстроходном валах трансмиссии. Из $убчатых пар минимальным ресурсом обладает коническая пара г7-8.

Для того, чтобы повысить надежность трансмиссии в целом, зе необходимо модернизировать, увеличив энергоресурс наиболее хслабых» элементов или снизив в них интенсивность рассеивания энергии потерь при работе. Например, применительно к системе грансмиссии «Урал 33» необходимо заменить подшипники опор Г, В и Д на другие типоразмеры, доведя ресурс этих элементов до уровня конической передачи г7-8. Реализация такого решения представлена на рис. 2 и соответствует модернизированной системе грансмиссии.

Для повышения ресурса элементов системы выемочной машины, представляющих собой зубчатые передачи, необходимо осуществить корректировку параметров шестерни и колеса как звеньев эдного элемента системы. Для этого можно перейти на другой материал, изменить вид упрочняющей химико-термической обработки или оптимизировать геометрические параметры зацепления. При

использовании предложенного в работе подхода можно оценить сроки службы различных элементов трансмиссии на этапе проектирования или модернизации техники. В идеале, реально добиться подбора элементов таким образом, что сроки службы всех элементов будут кратными друг другу, а в ряде случаев даже равными. Это позволит свести к минимуму затраты на ремонт при проведении мероприятий планово предупредительных ремонтов или других видов технического обслуживания.

2. Энергоресурс элементов системы определяется как произведение константы энергоресурса на предельное число циклов нагружения с учетом показателя степени уравнения кривой энергоресурса, а сама константа есть -произведение удельной мощности потерь и показательной функции, где основанием является число циклов нагружения, а показателем -тангенс угла наклона прямой логарифмического уравнения энергоресурса к оси абсцисс.

Для определения энергоресурса детали, узла или их совокупности достаточно знать количество энергии (работы), затраченной на их разрушение, и число циклов нагружения, за которое это разрушение произошло при заданном уровне нагрузки. Данное утверждение справедливо, так как величина энергоресурса не зависит от условий эксплуатации и является неизменной величиной для данного элемента. Тогда, используя общую область применимости выражений для оценки потерь энергии в элементах трансмиссии и предельного числа циклов их нагружения соответственно, можно установить функциональную связь между потерями энергии и ресурсом элемента системы и оценить его энергоресурс.

Поскольку формулы для определения потерь в узле трения эмпирические, и их точность оценивается по совпадению расчетов с экспериментом, то эти потери будут интегрально оценивать все проявления диссипативных потерь, имеющих место при эксплуатации. Число циклов нагружения для тех же условий можно получить, используя стандартные методики.

В свою очередь, функциональная связь между потерями мощности в элементе при заданных условиях нагружения и долговечностью этого элемента для этих же условий позволяет определить удельную мощность потерь, равную работе разрушения последнего, за цикл нагружения, например, один оборот, подшипника. Эта работа диссипативных потерь учитывает всю совокупность внешних воздействий и является их интегральной оценкой. В случае, если величины эксплуатационных параметров объекта не превышают допустимых значений, то произведение этой работы на число циклов нагружения и будет являться его энергоресурсом.

Учитывая тот факт, что, априори, энергоресурс есть величина постоянная, выражение, его определяющее, по аналогии с многоцикловой усталостью можно представить степенной зависимостью: P'-N mi = An= const, (1)

где Р' - удельная мощность потерь, равная работе диссипативных потерь за цикл нагружения; N - число циклов нагружения.

В логарифмических координатах кривая энергоресурса представляется в виде прямой линии: IgP =lgAn~mblgN, где lgAn - отрезок на оси ординат, отсекаемый продолжением прямой; т\- тангенс угла наклона указанной прямой к оси абсцисс.

Очевидно, что величина энергоресурса будет равна определенному интегралу с пределами интегрирования 0 и Nma

jp'dN

о

Учитывая выражение (1), можно записать:

N

max > Л,

Э = J AnN~mldN =

о

(1 - ml)

Здесь N тах -обратная величина ¡g N .

l—m I

,Дж.(2)

Величина энергоресурса подшипника, определяемая по выражениям (1) и (2), находится в пределах от 1-Ю8 Дж до 1-Ю9 Дж в зависимости от типоразмера подшипника.

При определении энергоресурса таких узлов, как зубчатые передачи, необходимо учитывать, что работа потерь распределяется неодинаково между шестерней и колесом. Невозможность разделения величин потерь, идущих на разрушение по трем критериям: из-гибная выносливость, контактная выносливость и износ требует определения условного энергоресурса, в предположении, что вся энергия идет на тот или иной вид разрушения.

В соответствии с ГОСТ, расчет на контактную выносливость проводят для момента контакта в полюсе. Полагая, что вся работа диссипативных потерь расходуется на контактное разрушение, по аналогии с выражением (1) можно записать

P^Nh2 = Ан = const. (3)

Зная удельную работу потерь и соответствующее ей предельное число циклов, легко определить показатель степени т2 и константу Ан. Тогда, с учетом выражения (3), условный энергоресурс до наступления контактного разрушения активных поверхностей зубьев зубчатых колес будет определяться выражением

"max

Y3H = J PdN = Ан -ml), Дж. (4)

о

Структура расчетов на выносливость зубьев при изгибе аналогична расчету контактной выносливости и, в этом случае, выражение для определения условного энергоресурса зубчатого колеса, в предположении, что вся энергия диссипативных потерь идет на этот вид разрушения, будет

Np

Y3f= J P dN - AF Д1 - тЗ) г Дж. (5)

о

Известная удельная работа потерь и соответствующее ей предельное число циклов позволяет определить условный энергоресурс при износе активных поверхностей зубьев зубчатых колес

N г Jmctx

Y3j= jp'dN = AJNlZ4/(l-'n4),ttK. (6)

о

Вычислив величину условного энергоресурса для одинаковых условий эксплуатации, соответствующего трем критериям разрушения (выражения (4) - (6)), по величине наименьшего из ряда предельных чисел циклов (NHmax, NFmax> Njmax) определяется лидер-критерий, по которому зубчатое колесо будет выходить из строя. Этим числом циклов Nii„ и будет определяться его долговечность.

Учитывая, что разрушающие факторы действуют совместно и независимо, выделим потери, приходящиеся на каждый из видов разрушения. Положим, что величина проявления того или иного фактора разрушения пропорциональна максимальному числу циклов нагружения при расчете условного энергоресурса. Представим их в виде коэффициентов влияния факторов KBi по каждому из критериев разрушения. Такое допущение справедливо, так как исходным пунктом в расчете является неизменная для данной шестерни и колеса величина потерь, т.е. сравниваемые максимальные числа циклов нагружения являются приведенными.

Сумма коэффициентов влияния факторов разрушения должна быть равна единице. Тогда выражение для определения величины коэффициента влияния в общем виде можно записать

К = N'im 1

1 — 1 *тах

Однако часто количество циклов нагружения ограничивают некоторой конкретной величиной, например, предел контактной усталости, при этом зубчатое колесо по условиям изгибной выносливости и износостойкости имеет некоторые запасы прочности. В этом

случае, производя расчет условных энергоресурсов при ограниченном числе циклов нагружения, коэффициент влияния будет определяться выражением

У Э ,

(8)

к в

X

У э

Умножая удельные потери мощности Р за цикл на соответствующий коэффициент Кв, , получим часть энергии (работы) диссипации за цикл, идущую на исчерпание энергоресурса одним из факторов разрушения. В этом случае кривые энергоресурсов, соответствующие трем видам разрушения, могут быть представлены выражением

Р'К^* =А,КВ1. (9)

Здесь индекс / соответствует одному из видов разрушения зубчатого колеса: контактной усталости, изгибной усталости или износу.

Суммируя величины энергоресурсов по всем видам разрушения для числа циклов с учетом выражений (7) или (8) и принимая во внимание зависимость (9), получим выражение для энергоресурса зубчатого колеса передачи

Мцт п \т 1-т

э= | рт =

1 -т

О ' = 1

(10)

Энергоресурс пары равен сумме энергоресурсов шестерни и колеса, при этом число циклов нагружения определяется по наиболее слабому звену, с учетом передаточного числа пары. В случае получения экспериментальной зависимости потерь мощности от числа циклов нагружения задача определения энергоресурса значительно упрощается. При этом сразу определяются неизвестные коэффициенты аппроксимированной кривой энергоресурса и, решая обратную задачу, определяют долговечность передачи и ее составляющих звеньев.

Проведение стендовых испытаний по установлению величин фактических потерь мощности в функции нагрузки позволяет использовать предложенный подход, рассчитывать величину ресурса новой зубчатой передачи при заданных условиях нагружения, а дополнительная информация о наработке передачи позволит прогнозировать ее остаточный ресурс.

Очевидно, что энергоресурс машины (трансмиссии) будет складываться из энергоресурсов входящих в него звеньев, при этом с увеличением числа элементов в трансмиссии возрастает и энергоресурс всей системы.

Величина ресурса трансмиссии горной машины до отказа, как последовательной цепи элементов, определяется соответствующим ресурсом наиболее слабого звена 'УЧисло циклов нагружения этого звена обозначим Ицту. Количество циклов нагружения в течение заданного промежутка времени для различных элементов трансмиссии неодинаково. В связи с этим, для оценки долговечности звеньев в составе трансмиссии необходимо их циклы нагружения привести к одному звену.

В качестве звена приведения принят вал исполнительного органа. При этом, в трансмиссии имеется j ступеней и в каждой ступени i элементов, тогда предельное число циклов входного звена NBUm будет ограничено числом циклов Niim приведенного к валу исполнительного органа. Если звено, обладающее минимальным ресурсом, является к-м звеном р-й ступени, т.е. Ni,my=Ni,m kp, то в этом случае приведенное число циклов звена приведения NBum равно частному от деления предельного числа циклов к-то звена р-й ступени на передаточное число редуктора в этой ступени по отношению к входному звену.

Связь предельного числа циклов нагружения входного звена с соответствующими циклами нагружения элементов трансмиссии описывается выражением (11)

N В lim

Nlimk,P ^ N

maxi

dl)

В этом случае энергоресурс трансмиссии до первого отказа будет определяться соотношением (12) 1

/=1 1_ /=1

х и

(12)

гдеЛу-постоянный коэффициент уравнения кривой энергоресурса /-го звена у-й ступени; /«у - показатель степени уравнения 1фи-вой энфгсресурса соответственно.

Контролирование расходования энергоресурса в процессе эксплуатации можно осуществлять либо на стендах, либо посредством различных счетчиков непосредственно в период эксплуатации. Так как в эксперименте разделить потери от различных элементов трансмиссии в общем балансе потерь не представляется возможным, то необходимо учитывать, кроме потерь энергии в рассмотренных выше элементах, соответствующие потери в валах, корпусах муфтах и других элементах трансмиссии, а также потери, на перемешивание и разбрызгивание масла в ванне редуктора. В случае контроля величины отработанного энергоресурса системы счетчиками и специальными приборами ее энергоресурс описывают выражением

1

I

/=1

£ х /(1 - ти )) х гч

. 1=1 . к=1

где Р'/с- удельная работа потерь, отнесенная к одному циклу на-гружения в валах, корпусных элементах трансмиссии и аналогичные им потери; Л^. - соответствующее число циклов.

3. Потери мощности в зависимости от величины и характера внешней нагрузки в связанных между собой элементах системы выемочной машины можно адекватно определить с помощью математической модели, включающей в себя коэффициент вязкого сопротивления подсистемы, пропорциональный отношению потерь мощности в элементе при средней нагрузке за

цикл к амплитуде мощности переменной составляющей, передаваемой через элемент системы.

Проводя оптимизацию системы, адекватная математическая модель позволяет производить широкие вычислительные эксперименты при минимальных затратах средств и времени. Такая модель трансмиссии горной выемочной машины в самом общем виде может быть продемонстрирована схемой на рис. 3.

Рис. 3. Структура математической модели выработки энергоресурса трансмиссии горной машины

Модель представляет собой ряд последовательно оцениваемых относительно самостоятельных функциональных блоков:

1. В первом блоке нагрузка на входе в систему описывается выражением

Pt (о = p п + £ +«/)+ л до-i=i

где Pn - постоянная составляющая нагрузки; A¡ -амплитуды частотных составляющих нагрузки; AK(t) - амплитуда импульсной нагрузки; а>, - частоты переменных составляющих нагрузки; а, -смещение фаз периодических составляющих.

Нагрузка в системе трансформируется в зависимости от жесткости и диссипативных свойств элементов системы. Для каждой последующей ступени системы внешняя нагрузка равна мощности на выходе предыдущей ступени, с учетом потерь в ее элементах. Величины этих потерь учитываются в четвертом блоке модели.

2. В блоке формирование условий расходования энергоресурса модели определяют дополнительные потери от динамического воздействия.

Упругие, диссипативные и инерционные характеристики получают на основе конструкторской документации, литературных источников и предварительных расчетов потерь.

3. Блок оценки энергоресурса трансмиссии и ее элементов представляет собой автоматизированный расчет по предложенным в работе выражениям.

4. Базовым блоком, описывающим результаты прохождения энергетических потоков в системе, является четвертый блок, позволяющий оценивать значения этих потерь как в отдельных элементах трансмиссии, так и в трансмиссии в целом, в зависимости от величины внешней нагрузки.

Общие потери мощности в блоке определяются величинами потерь в различных ее элементах и складываются в соответствии с законами передачи энергии (работы и потерь в машинах). Расчеты геометрии зубчатого зацепления, усилий на опоры в зависимости от типа передачи и расположения опор, расчеты потерь в зацеплении, подшипниках, уплотнениях, перемешивания масла выполнены в виде отдельных подпрограмм и являются универсальными. В основной программе описывается кинематика трансмиссии. Расчет ведется от исполнительного органа к двигателю.

Потери по всем элементам ступени суммируются с полезной мощностью. Полученная таким образом суммарная мощность является полезной нагрузкой для следующей ступени. Возможности модели расширены тем, что можно задавать дополнительные потери в элементах системы трансмиссии, моделируя таким образом реальные потери, вызванные некачественной сборкой элементов и технологией изготовления деталей трансмиссии.

5. В пятом блоке отношение величины энергоресурса к соответствующим потерям позволяет найти величины ресурсов элементов системы трансмиссии.

Как было показано ранее, модель адекватно описывает интенсивность роста потерь в условиях постоянной во времени нагрузки. При динамическом внешнем воздействии на трансмиссию, ее элементы рассеивают дополнительное количество энергии. Эти дополнительные потери связаны с передачей переменной составляющей нагрузки, которая, в свою очередь, изменяет свою величину в зависимости от точности совпадения частоты приложения нагрузки и собственной частоты системы.

Необходимо отметить тот факт, что трансмиссия ведет себя как единое целое, имея общую резонансную частоту (частоты). Это объясняется наличием кинематических и других связей между элементами трансмиссии, образующих единую систему, элементы которой оказывают взаимное влияние друг на друга. Кроме этого, первостепенное значение имеет наличие диссигативных потерь как в отдельных деталях, так и кинематических парах.

Использование отдельно взятых универсальных схем, соответствующих основным узлам системы трансмиссии, и получение из них эквивалентной схемы трансмиссии в целом позволяет поэлементно оценить потери и учесть, таким образом, расходование энергоресурса различных элементов системы. Наиболее распространенными подобными узлами являются зубчатые передачи с элементами их крепления на валах, подшипниковые опоры и валы. При этом уточнение параметров таких единообразных схем приведет к уточнению получаемой информации о трансмиссии путем последовательного или параллельного соединения локальных схем, в зависимости от кинематики системы.

Реологическое описание внутреннего трения может быть представлено упруго-вязкой моделью Фохта, руководствуясь, главным образом, соображениями простоты дифференциальных уравнений движения. Для такой системы будет справедливо выражение: Лр + Рф + С(р = М, где 3 - момент инерции; ¡3 - коэффициент вязкого сопротивления; с - величина жесткости элемента; М - внешний момент.

При расчете коэффициента вязкого сопротивления пользуются выражением: ¡3 = у/с/Я(й, где у/ - коэффициент поглощения, характеризующий относительное рассеивание энергии колебаний и не зависящий от частоты колебаний; со - резонансная частота колебаний системы.

Величина относительного коэффициента рассеивания колебаний определялась как отношение потерь мощности в кинематической паре при средней нагрузке за цикл к амплитуде переменой составляющей передаваемой мощности. Соответствующие коэффициенты поглощения щ в валах, шпоночных и шлицевых соединениях принимались в соответствии с общеизвестными рекомендациями. Величины искомых мощностей определялись при помощи разработанных универсальных моделей элементов, составляющих узел трансмиссии.

Для проверки адекватности разработанной модели было проведено сравнение результатов моделирования с экспериментально полученными на стенде СПГГИ данными. Стенд представлял единую, кинематически связанную между собой цепь устройств, состоящую из двух машин постоянного тока, двигателя и генератора и установленных между ними двух одинаковых редукторов типа РМ-650-3-7ц, являвшихся исследуемым объектом. В схеме один из них работал в режиме редуктора, другой - мультипликатора. Частота внешней динамической нагрузки, подводимой к системе, составляла 0; 6.7; 9.8; 14.3 Гц при коэффициенте неравномерности нагрузки Кн 0; 0.8; 2.1. Под термином,"коэффициент неравномерности нагрузки" понимается отношение величины амплитуды мощности, подводимой к системе, к средней величине мощности, подводимой к генератору.

Потери в генераторе и двигателе в модели были учтены как дополнительные и равные соответствующим потерям, экспериментально определенным при градуировке стенда. На рис. 4 представлены результаты моделирования и опытные данные.

Как видно из сравнения кривых, результаты моделирования хорошо согласуются с экспериментально полученными данными, их несовпадение не превышает 6 %. При этом расчетное значение потерь при динамическом нагружении несколько выше экспериментальных. Лучшего совпадения экспериментальных и расчетных значений для конкретной системы можно добиться путем корректировки в модели величин дополнительных потерь, характеризующих неточности изготовления и сборки реальной трансмиссии. Таким образом, разработанная математическая модель адекватно отражает поведение системы под воздействием динамической нагрузки различной интенсивности, определяемой значениями Кц.

Рис 4. Величины потерь мощности в системе при частоте нагружения 9,8 Гц в зависимости от коэффициента неравномерности нагрузки Кн

На рис. 5 показана динамика изменения потерь мощности в системе трансмиссии от частоты изменения внешней нагрузки при среднем ее уровне на входе в систему, равной 30 кВт. Расчетная резонансная частота системы равна 4,04 Гц.

Рис. 5. Величины потерь мощности в системе при полезной нагрузке 30 кВт и Кн=0,8 для различных частот нагружения

С использованием разработанной модели были оценены величины потерь в системе трансмиссии режущей части комбайна КШ1КГ при динамическом характере ее нагружения. Результаты моделирования сравнивались с обобщенными данными испытаний более чем 200 комбайнов данного типа, полученными М.Д. Коло-мийцовым. На рис. 6 показаны графики интенсивности роста потерь в системе трансмиссии режущей части комбайна КШ1КГ. Линия 1 соответствует обобщенным результатам экспериментов при постоянной внешней нагрузке на входе в систему трансмиссии, а линия 2

получена при помощи уточненной модели системы при тех же условиях нагружения.

50 -45 -40 -Й 35£ 30-

О

I"-

а. 20 -

е

о

С 15 -

10 -

5 -

00 10 20 30 40 50 60 70 80 30 Полезная нагрузка на шнеках, кВт

Рис. 6. Зависимость потерь мощности от величины и характера нагрузки в системе трансмиссии режущей части комбайна КПП КГ

Стендовые испытания свидетельствуют, что изменения основных частот колебания нагрузки комбайнов до 12-15 Гц мало сказываются на потерях мощности в системе. Поэтому данные экспериментов при динамическом нагружении системы для частот приложения 0.5, 2 и 8 Гц при коэффициенте неравномерности нагрузки Кн=0.5 аппроксимированы одной ломанной линией 3. Величины потерь, полученные посредством математической модели при динамическом характере нагружения с частотами 0.5, 2 и 8 Гц (линии 4, 5, 6) также незначительно отличаются друг от друга. А линии 4 и 5, соответствующие частотам 0.5 и 2 Гц, практически совпадают.

Это объясняется тем, что частоты нагружения далеко отстоят от резонансной частоты системы, которая по расчетам составляет 12,97 Гц. Сравнение результатов моделирования с экспериментом позволяет констатировать, что разработанная модель с достаточной

1. Кн=0. Эксперемент. -2.Кн=0. Расчет, к-3. Кн=0,5. Эксперемент. • 4. Кн=0,5. Расчет. N3,5Гц

точностью оценивает величину потерь мощности в системе трансмиссии выемочной машины как при статическом, так и при динамическом режимах нагружения.

На рис. 7 представлены величины потерь в элементах системы трансмиссии от постоянной составляющей нагрузки (нижняя часть диаграммы) и потери при динамическом характере нагружения в этих же элементах. Полезная нагрузка на шнеке соответствует мощности в 65 кВт, частоте внешней динамической нагрузки 2 Гц, коэффициент неравномерности нагрузки Кн=0,8.

Рис. 7. Величины потерь в системе режущей части комбайна КШ1КГ при полезной мощности на шнеке 65 кВт, частоте приложения нагрузки 2 Гц.

1 Из рисунка видно, что основная часть переменной составляющей внешней нагрузки гасится в зубчатых передачах. При этом дополнительные потери от динамического характера нагружения со-

дополнительные потери от динамического характера нагружения составляют 20-30 %, а в ряде случаев и более, от соответствующих потерь, имеющих место в элементах при статическом нагружении. Таким образом, при динамическом характере нагружения ресурс отдельных элементов системы может значительно снизиться, так как энергоресурс этих элементов не изменился, а интенсивность его расходования возросла.

4. Увеличение энергоресурса элементов системы выемочной машины, изменение потерь в них и корректировка параметров сопряженных звеньев элементов обеспечивается минимизацией коэффициента перекрытия, гарантирующего нормальное зацепление в передаче, и снижением абсолютной величины коэффициента удельного скольжения звена, имеющего наименьший энергоресурс.

Варьирование геометрическими параметрами зацепления зубчатой передачи позволяет повысить ее ресурс без замены материала. К параметрам, влияющим на качественные характеристики зацепления при неизменных числах зубьев, можно отнести коэффициенты радиальных х,.2 и тангенциальных смещений хгК2, величины радиальных зазоров в зацеплении СР!,2, а также межосевое росстоя-ние и коэффициент перекрытия, которые не являются независимыми и определяются ранее названными параметрами.

При оценке тенденций влияния геометрии зацепления зубчатых передач на их ресурс в качестве изменяемых параметров приняты: коэффициент радиального зазора С Р1 в зацеплении между вершиной шестерни и впадиной колеса, коэффициент радиального зазора С*р2 между вершиной колеса и впадиной шестерни, отношение коэффициентов радиальных смещений шестерни и колеса х/х2 и величина коэффициента тангенциального смещения хт. Для корректного выявления тенденций влияния геометрических параметров зацепления на величину ресурса передачи менялся только один параметр из выбранных четырех. Чтобы при оценке величины ресурса исключить влияние коэффициента перекрытия, он выдерживался неизменным путем подбора в передаче соответствующего межосевого расстояния.

Ресурс передач оценивался расчетом по предложенной в работе методике с использованием алгоритмов и программ, позволяющих определить величины потерь в зацеплении, энергоресурс и непосредственно сам ресурс зубчатой передачи. Результаты расчетов приводились к относительному виду путем отнесения полученных результатов к базовой величине. Таким образом, из рассмотрения были выведены параметры материала, нагрузка, скорость вращения зубчатых колес и ряд других факторов. Диапазон изменения каждого из варьируемых параметров достаточно велик и составлял ± 40 % от соответствующей величины базовой передачи. Границы варьирования геометрических параметров ограничивались возможностью получения правильного зацепления передачи.

Как показали исследования, изменение параметров зацепления во всем диапазоне их существования не приводит к значительным колебаниям потерь в зацеплении. Более весомое влияние модификация геометрических параметров зацепления оказывает на ресурс передачи (рис. 8).

Величины изменяемых параметров

Рис. 8. Относительное изменение ресурса зубчатой передачи в зависимости от ее геометрических параметров при неизменном коэффициенте перекрытия.

Здесь в круглых скобках даны истинные значения коэффициента тангенциального смещения, поскольку в базовом зацеплении он равен нулю. Наибольшее влияние на ресурс передачи оказывает изменение радиального зазора между вершиной зуба шестерни и впадиной колеса С рь Изменения же аналогичного параметра колеса С*р2, имеющего наибольший энергоресурс в передаче, не оказывает заметного влияния на изменение ресурса передачи, хотя имеет аналогичную тенденцию.

В этом случае изменение коэффициента радиального зазора С рг приводит к снижению в большей степени энергоресурса колеса передачи, имеющего значительный запас этой величины в сравнении с шестерней. Показателем повышения ресурса передачи является снижение абсолютной величины удельного скольжения (|3, И1„|) звена, имеющего наименьший энергоресурс.

Таким образом, наибольшее влияние на ресурс передачи в целом будут оказывать те геометрические параметры, которые будут способствовать увеличению энергоресурса наиболее слабого ззена зубчатого зацепления, лимитирующего ресурс передачи в целом. Индикатором такого увеличения ресурса передачи может служить снижение величины коэффициента удельного скольжения наиболее слабого звена. При этом можно говорить только о тенденции, так как количественное изменение зависит от того, за счет каких параметров достигнуты снижения удельных скольжений. Например, при близких значениях удельных скольжений зубчатого колеса, обладающего наименьшим энергоресурсом, полученных за счет изменения соотношения коэффициентов радиальных смещений х\/х2 и изменением радиального зазора Ср] , разница в величинах ресурсов вновь полученных соответствующих передач может составлять 20 % и более.

Необходимо отметить, что величина изменения ресурса, полученного за счет оптимизации параметров зацепления конкретной передачи, во многом будет определяться параметрами исходного зацепления. При этом приоритеты влияния различных геометрических параметров могут меняться, сохраняя основные тенденции, показан-

ные выше. Конструкторские же решения, связанные с оптимизацией зацепления, необходимо принимать после анализа результатов расчетов на ЭВМ по алгоритмам и программам, предложенным в настоящей работе.

Помимо анализа влияния геометрических параметров зацепления на величину ресурса передачи при заданном коэффициенте перекрытия были проведены соответствующие исследования по оценке аналогичных тенденций с учетом изменяющегося коэффициента перекрытия. Другими словами, был проведен анализ влияния геометрических параметров зацепления на ресурс передачи, межосевое расстояние которой остается неизменным. На рис. 9 представлены соответствующие графики. Анализ показывает, что с уменьшением коэффициента перекрытия в зацеплении, как правило, ресурс передачи увеличивается.

Коэффициент перекрытия в зацеплении

Рис. 9. Изменение величины относительного ресурса передачи от коэффициента перекрытия в зацеплении.

Это связано с уменьшением потерь в зацеплении и, следовательно, менее интенсивного расходования энергоресурса передачи. Однако влияние геометрических факторов на ресурс передачи здесь также различно. Несколько выбивается из ряда случай изменения коэффициента перекрытия за счет варьирования радиального зазора в зацеплении Срь Резкое увеличение коэффициента перекрытия влечет за собой незначительное увеличение ресурса передачи. В этом случае величина удельного скольжения шестерни остается постоянной, а ресурс передачи незначительно возрастает из-за изменения соотношения дополюсного и заполюсного участков линии зацепления и, как следствие, перераспределения потерь между звеньями передачи. Однако этот факт скорее подтверждает тенденцию увеличения ресурса передачи при снижении коэффициента перекрытия, являясь крайним проявлением этой тенденции.

Таким образом, одним из эффективных способов повышения ресурса передачи является снижение коэффициента перекрытия в зацеплении. В связи с этим целесообразно перейти к проектированию зубчатых передач с заданным коэффициентом перекрытия, одновременно стремясь к его уменьшению. При этом снижение абсолютной величины коэффициента удельного скольжения звена, имеющего наименьший энергоресурс, указывает направление корректировки параметров звеньев зубчатой передачи.

В связи с этим в работе исследованы области существования зацепления цилиндрических зубчатых передач при использовании комбинированного (тангенциального и радиального) смещения, нестандартных радиальных зазоров и инструмента. В них следует отдавать предпочтение верхней части контуров, где абсолютные величины удельных скольжений имеют меньшие величины.

Выявленные теоретически тенденции влияния геометрических параметров зацепления на энергетические и ресурсные характеристики зубчатых передач были подтверждены экспериментально. В частности, изменением геометрических параметров зацепления возможно повысить энергоресурс передачи за счет повышения прочности при изгибе зубьев цилиндрических зубчатых передач и износостойкости их активных поверхностей с одновре-

менным уменьшением потерь энергии в зубчатом зацеплении. Получено стабильное снижение мощности потерь до 30 % с уменьшением коэффициента перекрытия от 1,7 до 1,0. Кроме того, проведенные эксперименты подтвердили теоретические оценки, данные на основании расчета с использованием разработанных программ, составляющих основу математической модели системы трансмиссии горной выемочной машины. В результате получено подтверждение работоспособности разработанной модели и возможности ее использования для корректного сравнения при оптимизации зубчатых передач для повышения их ресурса.

ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ

В результате проведенных теоретических и экспериментальных исследований разработаны научные положения, совокупность которых представляет собой решение научной проблемы - разработка теории повышения ресурса выемочной машины на основе диагностирования и корректировки показателей энергоресурса и потерь мощности отдельных элементов системы на стадии создания новой машины, что является новым достижением в развитии теории оценки, прогнозирования и обеспечения технического состояния горных машин и имеет важное народнохозяйственное значение.

Основные научные и практические результаты работы заключаются в следующем.

1. Установлены закономерности расходования энергоресурса элементами системы трансмиссии горной выемочной машины и разработан метод прогнозирования ресурса, заключающийся в определении энергоресурса элементов системы и системы в целом, в зависимости от потерь под действием внешней нагрузки с помощью математической модели.

2. Разработан метод оценки энергоресурса элементов системы механической трансмиссии в зависимости от типа элементов, геометрических и кинематических параметров, условий смазки и технологии изготовления.

3. Разработаны математическая модель потерь мощности в элементах системы выемочной машины, алгоритмы и комплекс машинных программ, позволяющие на этапе создания новой машины оценить влияние структуры системы на интенсивность расходования энергоресурса ее элементами, выявить наименее надежные из них в зависимости от характера и величины внешней нагрузки, осуществить оптимизацию системы выравниванием ресурсов ее элементов, а в период эксплуатации уточнить номенклатуру и количество элементов (деталей и узлов), подлежащих замене, перечень и характер мероприятий технического обслуживания и ремонта в зависимости от условий эксплуатации конкретной выемочной машины.

4. Установлено, что отношение потерь мощности в кинематической паре при средней нагрузке за цикл к амплитуде переменой составляющей мощности пропорционально коэффициентам поглощения и вязкого сопротивления подсистемы.

5. Показано, что повышение ресурса зубчатых передач, используемых в трансмиссиях горных машин, возможно за счет:

- снижения коэффициента перекрытия и уменьшения абсолютной величины коэффициента удельного скольжения звена, имеющего наименьший энергоресурс;

- уменьшения коэффициентов радиального и тангенциального смещений колеса, увеличения коэффициента радиального смещения шестерни, радиального зазора в зацеплении полученного уменьшением высоты зуба колеса при проектировании передачи с заданным межосевым расстоянием;

- снижения коэффициента радиального смещения колеса, радиальных зазоров в зацеплении, увеличения коэффициентов радиального и тангенциального смещений шестерни при проектировании передачи с заданным коэффициентом перекрытия.

6. Методика оценки состояния трансмиссий горных машин с последующим уточнением графиков ППР основного технологического оборудования принята к использованию ЗАО "Битран" Ярег-ского нефтешахтного управления; методику и элементы программного обеспечения при экспертной оценке качества механического

оборудования использует ЗАО "ТЕХМАШЭКСПОРТ" г. Санкт-Петербург; на предприятиях "ПЕЧОРШАХТОСТРОЙ" внедрена методика "Оценка ресурса трансмиссий горных машин".

7. Результаты работы использованы в учебном процессе и нашли свое отражение при подготовке бакалавров по направлению 551800 "Технологические машины и оборудование", специалистов по специальностям 1701000 "Горные машины и оборудование", 170300 "Металлургические машины и оборудование".

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах.

1. Иванов С.Л. Основы расчетного определения энергоресурса редукторов горных машин. Горный журнал № 11 1997г, с. 29-30.

2. Иванов С.Л., Коломийцов М.Д. Совершенствование методов расчета и оценки качества горных машин (на примере привода подачи типа "Урал")/ Записки СПГТИ, том 1(142) , С-Пб.: РЖ СПГГИ 1995. С. 113-120.

3. Иванов С.Л. Оценка трансмиссии горной машины. Народ ное хозяйство республики Коми. Научно-технический журнал. То\ 7, № 1. Сыктывкар-Воркута-Ухта, 1998 - с. 170-175.

4. Иванов С.Л. Методика оценки качества редукторов гор ных машин. Международная научно-практическая конференция п< проблемам обеспечения надежности и качества зубчатых переда1 "Зубчатые передачи -96", 17-20 июня 1996 г. Тезисы докладов Санкт-Петербург, БГТУ, 1996, с 30.

5. Иванов С.Л. Применение комбинированного смещени для улучшения шумовых характеристик и энергетических парамет ров привода. Тезисы . 2-я Международная конференция "Экология ] развитие Северо-Запада России 26-28 июня 1997г". Санкт Петербург-Кронштадт, с. 28.

6. Иванов С.Л. Основы расчетного определения энергоресур са редукторов горных машин. Симпозиум "Горное оборудование переработка минерального сырья, новые технологии, экология", 2 октября-2 ноября 1996, Санкт-Петербург, с. 14-15.

7. Иванов С.Л. Определение ресурсов элементов трансмиссии горных машин в условиях динамических нагрузок. Симпозиум "Горное оборудование, переработка минерального сырья, новые технологии, экология", 7-10 октября 1997, Санкт-Петербург, с. 2627.

8. Иванов С.Л. Область существования зацепления цилиндрических зубчатых колес с заданным коэффициентом перекрытия / Записки Санкт-Петербургского государственного горного института имени Г.В. Плеханова, 1993, том 138 с. 15-22.

9. Иванов С.Л. Влияние геометрических параметров зацепления на величину ресурса зубчатой передачи Деп., - М.: ВИНИТИ, № 1765, 1998. от 08.06.98 10с.

10. Иванов С.Л. Модель трансмиссии горной машины для оценки потерь при переменной внешней нагрузке. М., 1998. Деп., -М.: ВИНИТИ. № 1766 08.04.98. 8с.

11. Иванов С.Л. Расчетная оценка потерь в зацеплении зубчатых передач редукторов. Деп., - М.: ВИНИТИ, № 193 от 17.01.96, 11 с.

12. Иванов С.Л. К вопросу определения величины энергоресурса подшипника качения. Деп., - М.: ВИНИТИ № 1630-В96 от 22.05.96, 9с.

13. Иванов С.Л. Основы теории расчета редукторов горных машин. Научная конференция студентов и молодых ученых горноэлектромеханического факультета. РИЦ СГОТИ, Санкт-Петербург, 1995, с.8-9.

14. Иванов С.Л Расчетное определение энергоресурса зубчатых передач редукторов Деп., - М.: ВИНИТИ, № 568-В97 от 21.02.97.8 с.

15. Иванов С.Л Расчетное определение энергоресурса редукторов горных машин Деп., - М.: ВИНИТИ, № 1042-В97 от 02.04.97. 8 с.

16. Иванов С.Л, Иванов И.П.. Пути совершенствования двигателей буровых машин./ Повышение качества и надёжности геологоразведочной техники. Л.: ВИТР, 1987, с. 66-70.

17. Иванов С.Л., Иванов И.П., Красножон O.A. Совершенствование шестеренных гидромашин геометрией зацепления./ Записка СПГГИтом 138, С-Пб.: РИЦ СПГГИ 1993. с.61-65.

18. Иванов СЛ., Хеглунд А.П. К вопросу о расчете ресурсг подшипников качения на примере редуктора привода подачи "Ураг 33". Деп., -М.: ВИНИТИ, № 3242-В97 от 31.10.97. 7с.

19. Васильев Н.И., Иванов И.П., Иванов С Л., Кузнецов Е.С Влияние коэффициента перекрытия прямозубых зубчатых переда1 буровых станков на их шумовые характеристики / Повышение каче ства и надёжности геологоразведочной техники. Л.: ВИТР, 1987, с 62-66.

20. Бойцов Ю.П., Иванов С.Л. Технология ремонта горны> машин. С-Пб.: РИЦ СПГГИ, 1998. 69с.

21. Бойцов Ю.П., Иванов С.Л. Технология горного машино строения. С-Пб., РИЦ СПГГИ,1998. 72с.

Авторские свидетельства и патенты

1. A.C. № 1413274. Шестеренная гидромашина внешнего за цепления / Иванов И.П., Иванов С.Л. Открытия, изобретения, товар ные знаки №28, 1988.

2. A.C. № 1613686. Шестеренная гидромашина / Ивано) И.П., Иванов С.Л., Локшинский С.Г. Открытия, изобретения, товар ные знаки № 46, 1990.

3. A.C. № 1809169. Шестеренная гидромашина / Ивано! И.П., Иванов С.Л., Красножен O.A. Открытия, изобретения, товар ные знаки № 14, 1993

4. Патент РФ № 2049932. Шестеренная гидромашина/ Ива нов И.П., Иванов С.Л., Красножен O.A. Открытия, изобретения, то варные знаки № 34, 1995.

ВВЕДЕНИЕ.

1. НАГРУЖЕННОСТЬ И НАДЕЖНОСТЬ ТРАНСМИССИЙ ГОРНЫХ ВЫЕМОЧНЫХ МАШИН.

1.1 Характер нагруженности трансмиссий горных выемочных машин.

1.2 Особенности конструкций трансмиссий горных выемочных машин.

1.3 Ресурс трансмиссий горных выемочных машин.

1.4 Методы оценки ресурса трансмиссий машин.

1.4.1 Расчетно-теоретический метод.

1.4.2 Прогнозирование ресурса методами теории надежности.

1.4.3 Применение эквивалентных схем при прогнозировании ресурса.

1.^.4 Энергетический подход в оценке ресурса.

1.5 Выводы. Цель и задачи исследования.

1.6 Методы исследования.

2. ТЕОРЕТИЧЕСКАЯ ОЦЕНКА ЭНЕРГОРЕСУРСА ЭЛЕМЕНТОВ СИСТЕМЫ ТРАНСМИССИИ ГОРНОЙ ВЫЕМОЧНОЙ МАШИН.

2.1 Определение энергоресурса подшипника качения.

2.2 Определение энергоресурса зубчатой передачи трансмиссии.

2.3 Определение энергоресурса уплотнений.

2.4 Энергоресурс системы трансмиссии выемочной машины.

2.5 Теоретическое определение потерь энергии в элементах системы трансмиссии горной выемочной машины.

2.5.1 Определение потерь в подшипниках качения.

2.5.2 Определение потерь в зубчатом зацеплении.

2.5.3 Потери в уплотнениях.

Выводы.

3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ПОТЕРЬ ЭНЕРГИИ В СИСТЕМЕ ТРАНСМИССИИ И ЕЕ ЭЛЕМЕНТАХ.

3.1 Стенды для испытаний трансмиссий горных машин.

3.2 Экспериментальная проверка теоретических выражений для определения потерь в элементах системы трансмиссии.

3.2.1 Потери в подшипниках качения.

3.2.2 Определение потерь в зубчатом зацеплении с учетом потерь на перемешивание и разбрызгивание масла.

Выводы.

4. ОЦЕНКА И ПРОГНОЗИРОВАНИЕ РЕСУРСА ТРАНСМИССИЙ ГОРНЫХ МАШИН.

4.1 Математическая модель расходования энергоресурса системы трансмиссии горной выемочной машины.

4.2 Блок оценки потерь системы трансмиссии выемочной машины.

4.3 Ресурс элементов трансмиссии выемочной машины в условиях постоянной нагрузки на входе в систему.

4.4 Учет потерь в элементах системы трансмиссии в условиях динамического нагружения.

4.5 Применение математической модели системы трансмиссии на этапе создания новой машины.

Выводы.

5. ОПТИМИЗАЦИЯ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ЗАЦЕПЛЕНИЯ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ ТРАНСМИССИЙ ГОРНЫХ МАШИН.

5.1 Влияние геометрических параметров зацепления на величину ресурса зубчатой передачи.15Й

5.2 Особенности проектирования зубчатых передач с комбинированным смещением.

5.3 Экспериментальные исследования по применению зубчатых передач улучшенной геометрии.

Выводы.

Основой экономического потенциала страны является горнодобывающая отрасль. Ее дальнейшее развитие невозможно без применения горных выемочных машин повышенной энерговооруженности и мощности. Экстремальные условия эксплуатации и специфика работы горных выемочных машин обусловливают их низкий ресурс, что приводит к значительным простоям оборудования, росту трудоемкости и стоимости ремонта.

Ситуация осложняется экономическим кризисом в производственной сфере, обусловленным особенностями переходного этапа развития страны. Отсутствие достаточных средств на проектирование, модернизацию, ремонт горных машин, приобретение нового горно-шахтного оборудования ведет к интенсивному старению машинного парка, способствует повышению аварийности и травмоопасности при ведении работ.

Объективный процесс - реструктуризация горных предприятий и в первую очередь угольных шахт дополнительно выдвигают жесткие требования к надежности горных машин. Их недостаточная надежность, является одной из главных причин, ведущей к нарушению ритма добычи угля и, как следствие, к сбоям в работе горного предприятия.

Наиболее нагруженными узлами горных выемочных машин являются их трансмиссии. Около 25 % всех отказов, например, угледобывающих комбайнов, связано с возникновением повреждений в элементах трансмиссий [17, 78, 98]. Ликвидация этих отказов, связанная с необходимостью замены элементов, вызывает длительные простои очистных комбайнов в период добычных смен.

Повышение надежности очистного оборудования должно сводиться к повышению надежности деталей и сборочных единиц, лимитирующих ресурс машины как системы. Единый подход в оценке соответствующих показателей надежности должен осуществляться, начиная с этапа проектирования, изготовления, испытания, и заканчивая эксплуатацией, обслуживанием и ремонтом.

Оценка долговечности трансмиссий горных выемочных машин может осуществляться показателями надежности, характеризующими ресурс.

При оценке ресурса машин, испытывающих высокие динамические случайные нагрузки, целесообразно использовать энергетический подход. Он допускает суммирование рассеянной в системе энергии, как при регулярном, так и при нерегулярном нагружении. Такой подход основан на постулате, что вся энергия, рассеиваемая в элементах машины, участвует в их разрушении. При этом элементы машины имеют свой энергоресурс исчерпание которого и приводит к их разрушению. Однако применяемые методы, основанные на этом подходе, как правило, требуют значительных капитальных вложений для создания опытных образцов машин, стендов и проведения испытаний, что затруднено на этапе проектирования. Многие из них не позволяют представить трансмиссию как совокупность элементов, объединенных между собой кинематическими связями, выявить в системе наиболее слабые элементы еще на стадии создания новой машины.

В связи с изложенным решение научной проблемы - разработка теории повышения ресурса выемочной машины на основе диагностирования и корректировки показателей энергоресурса и потерь мощности отдельных элементов системы на стадии создания новой машины, имеет важное народнохозяйственное значение. Решение этой проблемы предполагает проведение оценки величин энергоресурсов элементов системы горной выемочной машины и в первую очередь ее трансмиссии, исследование процессов преобразования энергии в этих элементах и изучение возможностей влияния на процессы способствующие повышению ресурса горной выемочной машины. А также, построение математической модели, которая, описывая трансмиссию как простую систему, давала бы возможность осуществлять широкий вычислительный эксперимент для выявления наименее надежных элементов системы и прогнозирования наступления опасных повреждений в зависимости от условий ее эксплуатации.

Идея работы заключается в том, что состояние выемочной машины диагностируется на основе сравнительной оценки ресурсов элементов машины как простой системы через количественные показатели, определяемые отношением энергоресурса элементов к потерям мощности в них, а выравнивание ресурсов элементов осуществляется за счет перераспределения потерь мощности между сопрягаемыми звеньями, составляющими элемент системы, или перехода на новые типоразмеры.

Научные положения, выносимые на защиту:

1. Повышение ресурса выемочной машины как системы взаимосвязанных между собой элементов может быть обеспечено путем диагностирования элементов системы с количественной оценкой ресурса отдельных элементов системы и последующим их выравниванием за счет увеличения энергоресурса отдельных элементов и изменения потерь в них посредством корректировки параметров сопряженных звеньев этих элементов или перехода на другой типоразмер.

2. Энергоресурс элементов системы определяется как произведение константы энергоресурса на предельное число циклов нагружения с учетом показателя степени уравнения кривой энергоресурса, а сама константа есть произведение удельной мощности потерь и показательной функции, где основанием является число циклов нагружения, а показателем - тангенс угла наклона прямой логарифмического уравнения энергоресурса к оси асцисс.

3. Потери мощности в зависимости от величины и характера внешней нагрузки в связанных между собой элементах системы выемочной машины можно адекватно определить с помощью математической модели, включающей в себя коэффициент вязкого сопротивления подсистемы, пропорциональный отношению потерь мощности в элементе при средней нагрузке за цикл к амплитуде мощности переменной составляющей, передаваемой через элемент системы.

4. Увеличение энергоресурса элементов системы выемочной машины, изменение потерь в них и корректировка параметров сопряженных звеньев элементов обеспечивается минимизацией коэффициента перекрытия, гарантирующего нормальное зацепление в передаче, и снижением абсолютной величины коэффициента удельного скольжения звена, имеющего наименьший энергоресурс.

В работе предложен способ определения энергоресурса сложных инженерных объектов. Разработана математическая модель механической трансмиссии горной машины как единой системы. На ее основе предложен комплекс машинных программ, обеспечивающих проведение расчетов потерь и ресурса как системы в целом так и поэлементно. Предложен метод, позволяющий оценить ресурс системы механической трансмиссии горной машины, наметить пути повышения ее ресурса.

Автор выражает глубокую признательность доктору технических наук, профессору

М.Д. Коломийцову за постоянную методическую помощь, докторам технических наук, профессорам И.П. Тимофееву, A.A. Кулешову и Ю.Д. Тарасову, кандидату технических наук, доценту И.Е. Долгому за консультации, ценные замечания и организационную помощь в подготовке и оформлении диссертационной работы.

7. Результаты работы использованы в учебном процессе и нашли свое отражение при подготовке бакалавров по направлению 551800 "Технологические

193 машины и оборудование", специалистов по специальностям 1701000 "Горные машины и оборудование", 170300 "Металлургические машины и оборудование" в учебных программах по дисциплинам: "Технология производства горных машин и оборудования", "Ремонт и монтаж горного оборудования", "Проектирование металлургического оборудования", "Методы исследования машин и механизмов", "Надежность, эксплуатация и ремонт металлургических машин и оборудования".

1. A.C. № 1413274. Шестеренная гидромашина внешнего зацепления / Иванов И.П., Иванов С.Л. Открытия изобретения товарные знаки № 28,1988.

2. A.C. № 1613686. Шестеренная гидромашина/ Иванов И.П., Иванов С.Л., Локшинский С.Г. Открытия изобретения товарные знаки № 46,1990.

3. A.C. № 1809169. Шестеренная гидромашина/ Иванов И.П., Иванов С.Л., Красножен O.A. Открытия изобретения товарные знаки № 14, 1993

4. Патент РФ № 2049932. Шестеренная гидромашина/ Иванов И.П., Иванов С.Л., Красножен O.A. Открытия изобретения товарные знаки № 34, 1995.

5. Баренблатт Г.Н. Математическая теория равновесных трещин, образующихся при хрупком разрушении. / Прикладная механика. Техническая физика. М.: 1961, №4, с.3-56.

6. Баренблатт Г.Н., Салганик Р.П., Черепанов Г.П. О неустановившимся распространении трещин. /Прикладная механика. Техническая физика. М.: 1962, № 26, вып. 2, с.328-334.

7. Барлоу Р., Прошан Ф. Математическая теория надежности: Пер. с англ. М.: Советское радио, 1969, 488с.

8. Бейзельман Р.Д., Цыпкин В.В., Перель Л.Я. Подшипники качения: Справочник. М.: Машиностроение, 1975, 572 с.

9. Бесман А.И. Изменение свойств металлов вблизи усталостных изломов. / Сб. Исследования по упрочнению деталей машин. М.: Машиностроение, 1972, с. 35-40.

10. Биргер И.А., Шорр Б.Ф., Иосилевич Г.Б. Расчет на прочность деталей машин: Справочник. М.: Машиностроение, 1993. 639с.

11. Бойцов Ю.П., Иванов С.Л. Технология ремонта горных машин. С-Пб.: v РИЦ СПГГИД998. 69с.

12. Бойцов Ю.П., Иванов С.Л. Технология горного машиностроения. С- v Пб., РИЦ СПГГИД998. 72с.

13. Болотин B.B. Прогнозирование ресурса машин и конструкций. М.: Машиностроение, 1984, 312с.

14. Бреннер В.А., Палеев П.П., Солод В.И., Каралюс A.A. Динамика проходческих комбайнов. М.: Машиностроение, 1977,.224 с.

15. Вандышев В.П. Статистические параметры сопротивления усталости сталей 45 и 40Х при пиковых перегрузках./В кн. Механическая усталость в статистическом аспекте. М.: Наука, 1968, cl 12-117.

16. Васильев Н.И., Иванов И.П., Иванов C.JL, Кузнецов Е.С. Влияние коэффициента перекрытия прямозубых зубчатых передач буровых станков на их шумовые характеристики / Повышение качества и надёжности геологоразведочной техники. JL: ВИТР, 1987, с. 62-66.

17. Гетопанов В.Н., Рачек В.М. Проектирование и надежность средств комплексной механизации. М.: Недра, 1986. 208 с.

18. Ганулич И.К., Решетов Д.Н. Влияние кратковременных перегрузок на сопротивление контактной усталости./ В сб. надежность и качество зубчатых передач. М.: НИИМАШ, 1968, с.273-281.

19. Генкин М.Д., Соколова А.Г. Виброакустическая диагностика машин и механизмов. М.: Машиностроение, 1987. 288с.

20. Гнеденко Б.В., Беляев Ю.К., Соловьев А.Д. Математические методы в теории надежности. М.: Наука, 1965, 524с.

21. Горбатов П.А., Гуляев В.Г., Лысенко Н.М. Упругие и диссипативные характеристики корпусных подсистем современных очистных комбайнов. Известия вузов. Горный журнал № 3, 1991, с89-93.

22. Горбатов П.А., Кондрахин В.П. Закономерности формирования внешней нагрузки на исполнительном органе и динамические характеристики горного комбайна. Известия вузов. Горный журнал № 3, 1991, с. 81- 85.

23. ГОСТ 27.201-81 Оценка показателей надежности при малом числе наблюдений с использованием дополнительной информации. М.: Издательство стандартов, 1987, 27с.

24. Гребеник В.М. и др. Расчет металлургических машин и механизмов. К.: Высшая школа, 1988, 446с.

25. Гуляев В.Г. Научные основы оптимизации динамических свойств очистных комбайнов демпфирующими устройствами / Авториф. дис. на соиск. уч. степени д-ра техн. наук. Днепропетровск: изд. ИГТМ АН УССР, 1986. 37с.

26. Гуляев В.Г., Горбатов А.П. Методология многофакторных натурных вычислительных экспериментальных исследований сложных горных машин. Технология и механизация горных работ: Сб. науч. трудов. М.: изд-во АГН, 1998-с. 215-221.

27. Гусев A.C., Светлицкий В.А. Расчет конструкций при случайных воздействиях: Б-ка расчетчика. М.: Машиностроение, 1984. 240 с.

28. Денисенко Е.И., Морозов В.И. Выбор критерия оценки ресурса очистных комбайнов. Уголь, 1984, № 4, с.9-13.

29. Джонсон K.JI. Контактные напряжения при качении. Обзор теорет. исследований. Статья англ. специалиста. Сокр. пер. с англ. Из журн. "Weer".T.9, №1,1966. Машиноведение, 1968, №5, 118-124.

30. Добромыслов H.H., Борисов Ю.С. Прогнозирование остаточного ресурса подшипника. Машиноведение, № 5, 1988, с. 34-40.

31. Докукин A.B., Красников Ю.В., Хургин З.Я. и др. Динамические процессы горных машин. М.: Недра, 1972. 195 с.

32. Докукин A.B., Красников Ю.В., Хургин З.Я. Статическая динамика горных машин. М.: Недра, 1978. 239с.

33. Докукин A.B., Фролов А.Г., Позин Е.И. Выбор параметров выемочных машин. М.: Наука, 1976, 144с.

34. Журков С.Н. Проблемы прочности твердых тел. / Вестник АН УССР 1957, №11, с.78-82.

35. Загривный Э.А., Смирнов Ю.Н. Математическая модель очистного комбайна с разрушаемым забоем . Зап. ЛГИ, 1986, т. 108, с. 59-62.

36. Загривный Э.А., Локшинский С.Г., Смирнов Ю.Н. Повышение надежности очистных комбайнов путем снижения нагруженности / Мат. II респ. Н-п семинара «Разработка полезных ископаемых и горношахтное строительство», сб. Ухта, 1989, с. 25.

37. Зубчатые передачи: Справочник / Е.Г. Гинсбург, Н.Ф. Голованов, Н.Б. Фирун, Н.Т. Халебский; Под общ. Ред. Е.Г. Гинсбурга Л.: Машиностроение, 1980. -416 с.

38. Иванов И.П. Зубчатые передачи с комбинированным смещением: Основы теории и расчетов. Л.: изд. Ленинградского университета. 1989, 128с.

39. Иванов С.Л Влияние геометрических параметров зацепления на величину ресурса зубчатой передачи Деп., М.: ВИНИТИ, № 1765, 1998. от 08.06.98 Юс.

40. Иванов С.Л. Модель трансмиссии горной машины для оценки потерь при переменной внешней нагрузке. М., 1998. Деп., М.: ВИНИТИ. № 1766 08.04.98. 8с.

41. Иванов С.Л. Область существования зацепления цилиндрических зубчатых колес с заданным коэффициентом перекрытия / Записки Санкт-Петербургского государственного горного института имени Г.В. Плеханова, 1993, том 138 с. 15-22.

42. Иванов С.Л. Расчетная оценка потерь в зацеплении зубчатых передач редукторов. Деп., М.: ВИНИТИ, № 193 от 17.01.96, 11 с.

43. Иванов С.Л. К вопросу определения величины энергоресурса подшипника качения. Деп., М.: ВИНИТИ № 1630-В96 от 22.05.96, 9с.

44. Иванов С.Л. Основы теории расчета редукторов горных машин. Научная конференция студентов и молодых ученых горно-электромеханического факультета. РИЦ СПГГИ, Санкт-Петербург, 1995, с.8-9.

45. Иванов С.Л. Основы расчетного определения энергоресурса редукторов горных машин. Симпозиум "Горное оборудование, переработка минерального сырья, новые технологии, экология", 29 октября-2 ноября 1996, Санкт-Петербург, с. 14-15.

46. Иванов С.Л Расчетное определение энергоресурса зубчатых передач редукторов Деп., М.: ВИНИТИ, № 568-В97 от 21.02.97. 8 с.

47. Иванов С.Л Расчетное определение энергоресурса редукторов горных машин Деп., М.: ВИНИТИ, № 1042-В97 от 02.04.97. 8 с.

48. Иванов С.Л. Определение ресурсов элементов трансмиссии горных машин в условиях динамических нагрузок. Симпозиум "горное оборудование, переработка минерального сырья, новые технологии, экология", 7-10 октября 1997, Санкт-Петербург, с. 26-27.

49. Иванов С.Л. Основы расчетного определения энергоресурса редукторов горных машин. Горный журнал № 11 1997г, с. 29-30.

50. Иванов С.Л. Оценка трансмиссии горной машины. Народное хозяйство республики Коми. Научно-технический журнал. Том 7, № 1. Сыктывкар-Воркута-Ухта, 1998 с. 170-175.

51. Иванов С.Jl, Иванов И.П. Пути совершенствования двигателей буровых машин./ Повышение качества и надёжности геологоразведочной техники. Л.: ВИТР, 1987, с. 66-70.

52. Иванов С.Л., Иванов И.П., Красножон О.А. Совершенствование шестеренных гидромашин геометрией зацепления./ Записки СПГГИ том 138, С-Пб.: РИЦ СПГГИ 1993. с.61-65.

53. Иванов СЛ., Коломийцов М.Д. Совершенствование методов расчета и v оценки качества горных машин (на примере привода подачи типа "Урал")/ Записки СПГГИ, том 1(142) , С-Пб.: РИЦ СПГГИ 1995. С. 113-120.

54. Иванов СЛ., Хеглунд А.П. К вопросу о расчете ресурса подшипников у качения на примере редуктора привода подачи "Урал 33". Деп., М.: ВИНИТИ, №3242-В97 от 31.10.97. 7с.

55. Иванова B.C., Терентьев В.Ф. Природа усталости металлов. М.: Me- v таллургия, 1975, 455с.

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

57. Кантор Э.Л. Вероятностный анализ нагрузок очистных комбайнов. Зап. ЛГИ, 1983, т 97, с. 95-101.

58. Качанов Л.М. Основы механики разрушения. М.: Наука, 1974, 267с. Y

59. Киялбаев Д.А., Чудновский А.Н. О разрушении деформированных и тел. / Прикладная механика. Техническая физика. 1970, №3, с.105-110.

60. Когаев В.П. Статистические закономерности усталости металлов. Автореферат диссертации на соискание ученой степени д-ра техн. наук, М,, ИМаш, 1968, 55с.

61. Когаев В.П., Дроздов Ю.Д. Прочность и износостойкость деталей ма- ^ шин. М.: Высшая школа., 1991. -319с.

62. Коломийцов М.Д. Эксплуатация горных машин и автоматизированных ^ комплексов. / Ленинградский горный ин-т. Л., 1986. 96 с.

63. Коломийцов М.Д. Метод прогнозирования наработки комбайнов. Зап. V ЛГИ, 1981, т 87, с 3-11.

64. Коломийцов М.Д. Энергетический метод прогнозирования ресурса V горных машин. Зап ЛГИ, 1987, т 117, с 69-76.

65. Коломийцов М.Д., Маховиков Б.С. Методы определения ресурса гор- У ных машин / Записки Санкт-Петербургского государственного горного института им. Г.В. Плеханова, т. 138, Л.: СПГГИ, 1993, с. 84-94.

66. Коломийцов М.Д. Метод оценки качества эксплуатации горных ма- V шин./ Записки Санкт-Петербургского государственного горного института им. Г.В. Плеханова, т. 126, Л.: СПГТИ, 1991, с. 107-.113.

67. Колчин Н.И. Механика машин. Т. 2. Кинетостатика и динамика машин. Трение в машинах. Машиностроение, 1972, 456 с.

68. Кондаков Л.А., Голубев А.И., Овандер В.Б. и др. Уплотнения и уплот- х'' нительная техника: Справочник. М.: Машиностроение, 1986, 464с.

69. Кононенко А.П., Голубов Ю.Н. Уплотнительные устройства машин и машиностроительного оборудования. Расчет и конструирование. М.: Машиностроение, 1984, 104с.

70. Крагельский И.В., Михин Н.М. Узлы трения машин: Справочник М.: Машиностроение, 1984, 280с.

71. Картавый Н.Г., Глушко В.В., Улыпин В.А. Автоматическое регулирование режимов работы горных машин. М.: Недра 1970,140 с.

72. Красников Ю.Д., Хургин З.Я., Нечаевский В.М. и др. Оптимизация привода выемочных и проходческих машин. Научная/ Под ред. чл.-кор. АН СССР A.B. Докукина. М.: Недра, 1983. 264 с.

73. Красников Ю.Д., Солод С.В., Хазанов Х.И. Повышение надежности горных выемочных машин. М.:Недра, 1989-215с.

74. Красников Ю.Д., Постников В.И., Топорков A.A. Стабилизация работ у участков горных предприятий. М.: Недра, 1995. -119 с.

75. Краус Э.Г. Пименов М.И., Астафьев В.А. Исследование временных параметров критических состояний нерегулируемого электропривода // Горная электротехника и электрификация / ИГД им. A.A. Скочинского. М.: 1972, вып. 91, с. 47-50.

76. Кулешов A.A. Повышение надежности и долговечности автосамосвалов особо большой грузоподъемности в условиях Севера. Сб. науч. тр. «Ресурсосберегающие технологии при открытой разработке полезных ископаемых Севера» - Якутск, ЯНЦ СО АН СССР, 1980.

77. Кулешов A.A., Зырянов И.В. Оценка ресурсных показателей базовых узлов карьерных автосамосвалов. «Цветная металлургия», 1994, № 11-12.

78. Кулешов A.A., Марголин И.И. Пневмоколесные машины с бортовыми приводами и мотор-колесами. М.: Машиностроение, 1995.

79. Курсовое проектирование деталей машин / В.П. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др.: Под общ. ред. В.Н. Кудрявцева Л.: Машиностроение, 1984, 400с.

80. Левин З.М., Решетов Д.Н. Контактная жесткость машин. М.: Машино- V строение, 1971. 264 с.

81. Лейфер Л.А. Методы оценки надежности по результатам испытаний v по сокращенным программам. СМ.: Знание, 1971. 72 с.

82. Макаров Г.В. Уплотнительные устройства. Л.: Машиностроение, 1973,232с.

83. Маховиков Б.С., Коломийцов М.Д., Андреев А.Г. Прибор для контроля режимов эксплуатации и определения времени наработки очистного комбайна. Горные машины и автоматика: Сб. статей / ЦНИЭУголь М.: 1976, № 6, с. 812.

84. Механика малоциклового разрушения/ Под ред. H.A. Махутова, А.Н. Романова. М.: Наука, 1986. 264 с.

85. Мещерин В.Н., Степанов М.А., Шашев В.П. Анализ работы зубчатых передач привода экскаватора ЭРШР-1600/ В кн.: Механизмы привода, долговечность и надежность узлов и деталей строительных машин. М.:1977, с. 124134.

86. Меламедов И.М. Физические основы надежности (Введение в физику v отказов). Л.: Энергия, 1970. 152 с.

87. Молдавский Л.А., Финкелынтейн З.Л., Верклов Б.А. Виды повреждений и долговечность трансмиссий горных машин. М.: Недра, 1981, 189с.

88. Москвитин В.В. Сопротивление вязкоупругих материалов. М.: Наука, 1972, 217с.

89. Надежность в машиностроении: Справочник /Под общ. ред. В.В. \/ Шашкина, Г.П. Карзова Санкт-Петербург.: Политехника, 1992 -719 с.

90. Нгуен Фам Тхык Экспериментальное исследование влияния динамических нагрузок на потери в зубчатых передачах. Зап. ЛГИ, 1981, т. 87, с 20-23.

91. Новожилов В.В., Рыбакина О.Г. Перспективы построения критерия прочности при сложном нагружении. / Механика твердого тела. 1966, №5, с.103-111.

92. Овсянников П.А., Браккер И.И., Эскина P.C., Врубовая машина "Урал-33". М.: "Недра", 1968. 140с.

93. Оптимизация привода выемочных и проходческих машин. /Под ред. чл-кор. АН СССР A.B. Докукина. М.: Недра, 1983. 246 с.

94. Островский М.С. Повышение ресурса горных машин путем мониторинга соединений деталей и узлов. Автореф. дис. на соиск. учен. Степени д-ра техн. наук. М.,1997. 33с (МГГУ).

95. Павлов П.А., Паршин JI.K, Расчет на усталость деталей гусеничных и колесных машин. -JL: изд. ЛПИ, 1984, 80с.

96. Пановко Я.Г. Основы прикладной теории колебаний и удара. Л.: Машиностроение, 1976. 320 с.

97. Пановко Я.Г. Внутреннее трение при колебаниях упругих систем М.: Физматгиз, 1960 207 с.

98. Писаренко Г.С., Яковлев А.П., Матвеев В.В. Справочник по сопротивлению материалов. Киев: "Наукова думка", 1975. 704с.

99. Подэрни Р.Ю. Горные машины и автоматизированные комплексы для открытых горных работ. -М.: Недра 1979, 615с.

100. Позин Е.З., Меламед В.З., Тон В.В. Разрушение углей выемочными машинами / Под ред. Е.З. Позина. М.: Недра, 1984. 286 с.

101. Постников B.C. Внутреннее трение в металлах. М.: Металлургия, 1969. 330с.

102. Приводы машин. Справочник / В.В. Длоугий, Т.И. Муха, А.П. Нуликов, Б.В. Януш /Под ред. В.В. Длоугого: Л.: Машиностроение, 1982, 387с.

103. Прочность и надежность механического привода / Под ред. В.Н. Кудрявцева и Ю.А. Державца. Л.: Машиностроение, 1977. 239 с.

104. Разрушение горных пород проходческими комбайнами. Разрушение агрегатированными инструментами /Л.И. Барон, Л.Б. Глатма, Ю.И. Козлов и др. М.: Наука, 1977. 160 с.

105. Расчет и проектирование зубчатых редукторов / В.Н.Кудрявцев, И.С.Кузьмин, А.Л.Филипенков; Под общей ред. В.Н.Кудрявцева. СПб.: Политехника, 1993. - 448 с.

106. Расчет производительности выемочных комплексов и агрегатов /A.B. Топчиев, В.И. Солод, В.Н. М.: Недра 1966. 101с.

107. Рахутин Г.С. Вероятностные методы расчета надежности, профилак- v тики и резерва горных машин. М.: Наука 1970. 204 с.

108. Редукторы и моторредукторы общего машиностроения: Справочник /Бойко Л.С., Высоцкий А.З., Галиченко Э.Н. и др. М.: Машиностроение, 1984, 247 с.

109. Редукторы судовых турбоагрегатов: Справочное пособие /O.A. Пыж, Л.М. Гаркави, Ю.А. Державец, P.P. Гальпер. Л.: Судостроение, 1975. 271 с.

110. Решетов Д.Н., Иванов A.C., Фадеев В.З. Надежность машин / Под v ред. Д.Н. Решетова. М.: Высшая школа. 1988. 238 с.

111. Ривин Е.И. Динамика привода станков. М.: Машиностроение, 1966.204с.

112. Рогов А.Я. Гидропередачи горных машин: Обзор /ЦНИЭИуголь. М., 1984-47с.

113. Рыбкин Е.А., Усов A.A. Шестеренные насосы для металлорежущих станков М.: Машгиз 1960,187с.

114. Саверин М.М. Контактная прочность материала в условиях одновременного действия нормальной и касательной нагрузок. М-Л.: Машгиз, 1946, 148с.

115. Сафохин М.С., Богомолов И.Д., Скорняков H.H., Цехин A.M. Машины и инструмент для бурения скважин на угольных шахтах. М.: Недра, 1985-213с.

116. Селиванов М.Н., Фридман А.Э., Кудряшова Ж.Ф. Качество измерений: Метрологическая справочная книга. Л,: Лениздат, 1987. - 295с.

117. Семенча П.В., Зислин Ю.А. Редукторы горных машин. Конструкции расчет и испытания. М.: Недра 1990. 237с.

118. Серенсен C.B., Когаев В.П. Вероятностные методы расчета на прочность при переменных нагрузках. Механическая усталость в статистическом аспекте. М.: Наука, 1968, cl 17-135.

119. Серенсен C.B., Когаев В.П., Шнейдерович P.M. Несущая способность и расчеты деталей машин на прочность. М.: Машиностроение, 1975, 488с.

120. Совершенствование стендовых испытаний горношахтного оборудования. Обзор. / П.В. Семенча, Е.Е. Гольтбух, Ю.А. Зислин и др. М.: ЦНИЭИ-уголь, 1977. 40с.

121. Солод В.И., Петров K.M. Основы проектирования выемочных комплексов и агрегатов. М.: МГИ, 1973. 186 с.

122. Солод В.И., Зайков В.И., Петров K.M. Горные машины и автоматизированные комплексы. М. : Недра ,1981-501с.

123. Солод В.И., Гетопанов В.Н., Рачек В.М. Проектирование и конструирование горных машин и комплексов. М.: Недра, 1982, 350с.

124. Солод Г.И., Шахова К.И., Русихин В.И. Повышение долговечности горных машин. М.: Недра 1979. 184 с.

125. Солод Г.И., Морозов В.И., Русихин В.И. Технология машиностроения и ремонт горных машин. М.: Недра, 1988. 421 с.

126. Солод C.B. Структурная модель механизированного комплекса. В кн.: Параметры и надежность машин для подземной добычи угля. - М.: ИГД им. A.A. Скочинского, 1984, с.60-63.

127. Справочник по геометрическому расчету эвольвентных зубчатых передач / Под ред. И.А. Болотовского. М.: Машиностроение, 1986. 448с.

128. Справочник по триботехнике Т.1. Теоретические основы./ Под общ. ред. М. Хебды, A.B. Чичинадзе,- М.: Машиностроение, 1989, 400с.

129. Справочник по триботехнике. Т. 2. Смазочные материалы, технические смазки, опоры скольжения и качения / Под общ. ред. Хебды М., Чичинадзе A.B., М.: Машиностроение, 1990, 416 с.

130. Федоров В.В. О взаимосвязи поглощаемой материалом энергии цик- v лических деформаций с усталостной прочностью./ Рассеяние энергии при колебании механических систем. Киев.: Наукова Думка, 1970. с. 280-292.

131. Федоров В.В. Термодинамические представления о прочности и разрушении твердого тела /Проблемы прочности. 1971, №11, с.32-34.

132. Федоров В.В. Термодинамический метод оценки длительной прочности. /Проблемы прочности. 1972, №9, с.45-47.

133. Фомичев П.А. Энергетический метод долговечности при нерегулярном нагружении. Сообщение 1. Учет последовательности действия нагрузок. Проблемы прочности, 1995, №7, сЗ-12.

134. Хевиленд Р. Инженерная надежность и расчет на долговечность. V Пер. с англ. Б.А. Чумаченко и с предисл. Г.Н. Баласанова M-JI., Энергия, 1966. 232 с.

135. Хог Э.Д., Apopa Я.С. Прикладное оптимальное проектирование. Ме- \/ ханические системы и конструкции. М.: Мир, 1983. 479с.

136. Черменский О.Н. Накопление усталостных повреждений в опорах качения/ Пробл. машиностроения и надежности машин 1990. - № 5. - с. 44-49.

137. Чудновский А.И. О разрушении макротел. / Исследования по упругости и пластичности. 1973, №9, с.3-4.

138. Шубина Н.Б., Грязнов Б.П. Шахтин И.М. и др. Предупреждение разрушения деталей забойного оборудования/ Под общ. ред. В.И. Морозова, М.: Недра, 1985, 215с.

139. Электрические измерения / Под ред. В.Н. Малиновского. М.: Энер-гоиздат, 1982. 392 с.207

140. Янг С., Эллисон А. Измерение шума машин: Пер. с англ. М.: Энер- V гоиздат, 1988. -144с.

141. Arora J.S., Govil A.K. An efficient method for optimal structural design by у substructuring. -Computers and Structures,1977, v. 7(4), p. 507-515.

142. Berbau, 1982, № 5, h.231-232.

143. Berg und Hutten människe Vonatshefe, 1981, v. 126 № 12, p.553-554.

144. Colliery Guardian, 1983, № 2, p. 62, 65. v

145. Czichos H. Tribology a system approach to science and technology of friction, lubrication and wear. Elsevier Publ. Co, Amsterdam, 1978.

146. Gzichos H., Molgard J. Towards a General Theory of Tribological Systems// Wear. Vol. 44, № 2, 1977.

147. Haug E.J., Geal J. Optimization of distributed parameter structures. Al-phen Ann de Rijn, Netheriands: Sijhoff-Noordhoff, 1981. 481 p.

148. Randall R.B. Frequency Analysis, Brüel & Kjaer Publication, 1977.

149. Luczar A., Mazur T. Fizycznt starzenic elementow maszym. WNT, Wfrszfwf, 1981.

150. Solomon G. The Structure of Tribological Systems Lubrication Engineering. Vol. 32, 1976 № 9.

151. Thrane N. Zoom-FFT, Brüel & Kjasr Teclmical Review, №2,1980. v