автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Разработка теории и инженерных методов расчета противоударных защитных устройств цепных конвейеров и самоходных платформ

з А ^ «33

УДК 622. 627. 2. О01. 57

На правах рукописи

Оразов Каирбек

Разработка теории и инженерных методов расчета противоударных защитных устройств цепных конвейеров и самоходных платформ

05.05.06 - "Горные машины"

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Республика Казахстан Алматы 1998

Работа выполнена в институте «Гипроуглегормаш» и в Казахском национальном техническом университете

Научные консультанты:

д-р техн. наук, доцент д-р техн. наук, профессор

Акашев З.Т. Джиенкулов С.А.

Официальные оппоненты:

д-р техн. наук, профессор

д-р техн. наук

д-р техн. наук, профессор

Анкудинов Д.Т. Таукелев Р.Н. Ешуткин Д.Н.

Ведущая организация: АО КазНИИуголь ^

Защита диссертации состоится " и 1998 года в /V ча

заседании диссертационного совета Д.Н.31.02¡ЛЦ^и Казахском национал техническом университете. / С&р 3

Адрес: Республика Казахстан, 480013, г. Алматы, ул. Сатпаева, 22.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Казахского национального технического университета (КазНТУ)

Автореферат разослан "

1998 года

Ученый секретарь диссертационного совета к.т.н., доцент

?7 ^

' йУ^^^ Поветкин В.В.

Общая характеристика работы

Диссертация содержит анализ особенностей условий эксплуатации цепных конвейеров и питателей. Рассматривает состояние технических разработок по совершенствованию противоударных защитных устройств (ПЗУ), обеспечивающих прием крупнокускового груза в условиях подземных и открытых гордых работ. Разработана классификация ПЗУ по функциональному критерию с учетом физико-технических свойств рабочих органов цепных конвейеров. Дана :равнительная оценка технического уровня ПЗУ и эффективности их примене-1ия. Рассмотрены вопросы нагруженности трансмиссии и тяговых органов 1епных конвейеров и предложены новые технические решения по их защите от 'дарных нагрузок. Произведена оценка практической и научной значимости и |ффективности использования в горной промышленности основных выводов и »екомендаций.

Актуальность проблемы

Республика Казахстан располагает огромными запасами различных полез-ьгх ископаемых, пригодных для разработки как подземным, так и открытым пособом. Практика показывает, что в большинстве случаев полезное ископае-ое залегает достаточно глубоко или уходит в глубокие горизонты под значи-гльными углами падения. Глубина разработки руд на мощных железорудных арьерах республики (Соколовском и Сарбайском) уже превысила 300 м, а удное тело Канарского месторождения (ССГПО) залегает на глубине 170 м от эверхиости земли и уходит в глубь под большим углом падения. В этих усло-1ях большие объемы горной массы со значительным содержанием крупнокус-эвого и абразивного материала из глубоких горизонтов можно выдавать без эобления только железнодорожным транспортом. Однако эффективное при-гнение железнодорожного транспорта, как известно, ограничено глубинами не >лее 200 м, и с его использованием возможно применение только менее произ-щительных цикличных технологий.

Автомобильный транспорт также имеет ряд недостатков: экологически вре-•н, эффективен только на коротких расстояниях откатки, весьма энергоемок, ютое преодоление затяжных подъемов на форсированных режимах работы игателя резко сокращает ресурсы двигателя и машины в целом. Поэтому в убоких карьерах (по опубликованным данным) парк автосамосвалов обновля-ся в 2-3 раза чаще, чем по нормативу.

Традиционный высокопроизводительный конвейерный транспорт с ре: нотросовыми лентами имеет ограничения по углу подъема груза и криволиш ности трассы, может транспортировать только крупнодробленый (до 500 м материал, что требует вторичного дробления рядовой горной массы и пыпол! ния больших горно-капитальных работ по устройству конвейерных подъем!; ков. Низкий уровень показателей надежности комплексов циклично-поточн технологии (ЦПТ) на ленточных конвейерах при транспортировании скальп горной массы, высокая стоимость и частые передвижки дробильных компле сов резко снижают эффективность их применения по сравнению с цикличнь транспортом.

Вместе с тем существует разновидность конвейерного транспорта - ал стинчатые конвейеры, которые могут транспортировать крупнокусковой и абр зивный материал, преодолевают большие уклоны и подъемы, не имеют жестю требований к прямолинейности трассы. Такие конвейеры были созданы и пр шли испытания на подземных работах: на угольных шахтах Карагандинсш бассейна, на рудных шахтах Жезказганского горно-металлургического комб ната (ЖГМК) и на открытых работах - на опытно-промышленном учасп (ОГГУ) Качканарского ГОКа в составе традиционного комплекса ЦПТ на ла точных конвейерах. В последние годы Карагандинским техническим универс: тетом (КарПТИ) совместно с институтом «Гипроуглегормаш» (Караганда) ра работан комплекс ЦПТ открытых горных работ более высокого, принципиальи нового технического уровня. Основу комплекса составляет крутонаклонны пластинчатый конвейер (KHK) с верхним тягово-поддерживающим контуроь который позволяет транспортировать крупнокусковой груз под углами 35°- 4f установившегося откоса борта карьеров. Однако в техническом отношени наиболее сложную проблему в создании таких комплексов ЦПТ представляе узел загрузки рядовой горной массы на KHK через рабочую ветвь верхнего ко* тура, поскольку при этом значительно увеличивается высота падения груз; следовательно, и ударная нагрузка на приемную площадку конвейера. Поэтом проблема приема рядовой горной массы на KHK и др. цепные конвейеры состс ит в том, что необходимо ограничить энергию удара падающих кусков, незави симо от их геометрических размеров, и обеспечить необходимую прочност элементов конструкции грузоприемной площадки.

В связи с этим настоящая работа направлена на поиск и создание новой прогрессивной транспортной техники, обеспечивающей более высокий техни ческий уровень и эффективность применения цепных конвейеров и самоходныз платформ в горной промышленности.

Тема диссертации выполнена по целевой научно-технической программе (Hill) «Создание высокоэффективных технологий, машин и оборудования» Министерства науки и новых технологий Республики Казахстан (письмо от 03.08.1995 г. №04-1-1/1015).

Цель работы. Создание и внедрение научно обоснованных, рациональны? технических решений. Разработка теоретических основ проектирования и рас

чета противоударных защитных устройств цепных конвейеров для комплексов комбинированного транспорта подземных и открытых горных работ. Задачи исследований:

-обосновать общий принцип построения структурных схем защитных устройств цепных конвейеров от ударных нагрузок;

-обосновать и реализовать рациональные режимы нагружения основных несущих элементов конструкции грузоприемной платформы на единичных амортизаторах при приеме крупнокускового груза;

- обосновать и реализовать рациональные режимы нагружения несущих элементов грузоприемной площадки на каскадных амортизаторах с компенсирующими свойствами при приеме крупнокускового груза;

-обосновать структурную схему и реализовать рациональный способ и устройство подачи крупнокускового груза на КНК;

-обеспечить работоспособность и долговечность конструкций противоударных средств защиты цепных конвейеров от ударных нагрузок, обосновать и оценить эффективность их применения.

Идея работы заключается в использовании в конструкциях ПЗУ цепных конвейеров научно обоснованных технических решений, основанных только на кардинально новых принципах функционирования, ограничивающих энергию удара падающих кусков груза, независимо от их геометрических размеров и массы груза.

Методы исследований. Исследования производились с использованием методов системного анализа, теории оптимального управления, теории статисти-1еской динамики, численных методов прикладной математики, методов мате-штического и физического моделирования, вычислительного и физического кспериментов, методов рационального планирования экспериментов.

Основные научные положения:

1.Общим признаком классификации противоударных защитных устройств ;епкых конвейеров, определяющим рациональность их структуры и парамет-ов, является принцип понижения энергии удара падающего груза как критерий ценки качества реализации динамической прочности их конструкций.

2.Максимальная ударная нагрузка в самоходной конвейерной грузопри-мной платформе на единичных амортизаторах имеет место при «падении» эуженой платформы с пороговой неровности трассы движения, поэтому тре-уемая долговечность несущих элементов (трансмиссии, тяговых органов, кузо-1-рамы и др.) ее конструкции обеспечивается переходом на каскадную систему .шртизацки с балансирной подвеской рессор.

3.В пункте погрузки упругая вытяжка тягового органа под действием удар-зй нагрузки компенсируется предварительно напряженным состоянием кон-:йерной грузоприемной площадки на каскадных амортизаторах, поэтому при >ударении основная часть энергии удара падающего груза, минуя тяговый ор-н, гасится в амортизаторах.

4 .Сочленение секционированного барабанного питателя с верхним тяговь контуром крутонаклонного конвейера при согласованном шаге лопастей бар бана с шагом подпорных перегородок и встречном вращении их обеспечива' селективные снижения высоты падения единичных кусков груза обратно пр порционально их геометрическим размерам и позволяет ограничить энерги удара падающего груза заданной величиной.

Научная новизна результатов заключается в следующем:

- научно обоснован и предложен критерий оптимальности и установлен онп мальный алгоритм управления для оценки рациональности структурных схе ПЗУ, учитывающий динамические свойства рабочих органов цепных конвеш ров;

- разработана классификация ПЗУ цепных конвейеров на принципе понижени энергии удара падающего груза, на основе которой установлены новые их пo^ классы, функционирующие на кардинально новых принципах действия, огращ чиваюшнх энергию удара падающего груза заданной величиной;

- методами теории статистической динамики установлены закономерност формирования динамических нагрузок в конвейерной грузоприемной платфор ме на единичных амортизаторах, как в колебательной системе, при воздействи] на нее неровностей дорожной трассы произвольного профиля;

- установлены закономерности формирования динамических нагрузок в несу щих элементах конвейерной грузоприемной площадки на каскадных амортиза торах, как в двухмассовой системе, при воздействии единичного куска груза 1 различных режимах ее функционирования;

- установлены закономерности формирования динамических нагрузок в меха иизмах узла загрузки КНК с верхним тягово-поддерживающим контуром пр1 воздействии единичного куска груза, получены оптимальные соотношения между массой, высотой падения груза и прочностью несущего органа конвейера;

- разработаны научные основы проектирования и расчета конструктивных и кинематических параметров ПЗУ цепных конвейеров с различными структурными схемами.

Научное значение работы состоит в создании и внедрении научно обоснованных, рациональных технических решений по совершенствованию противоударных защитных устройств для формирования новой концепции развития комплексов ЦПТ на основе цепных конвейеров, обеспечивающих прием и бесперегрузочную доставку крупнокусковой горной массы в условиях подземных и открытых горных работ.

Праюгнческое значение работы. Разработаны методические основы проектирования и расчета типовых узлов загрузки крутонаклонных и горизонтальных конвейеров. Созданы и испытаны опытные и опытно-промышленные образцы противоударных защитных устройств, новизна которых защищена пятью авторскими свидетельствами на изобретения, в разработке методики расчета. Определены конструктивные и кинематические параметры ПЗУ цепных конвейеров.

Обоснованность и достоверность научных положений, выводов и рекомендаций обеспечивается:

- и теоретических исследованиях: корректностью постановки задачи и использованием апробированных математических методов, основных положений и законов механики и сопротивления материалов, математических теорий оптимального управления и статистической динамики, учетом важнейших физических особенностей исследуемого объекта, установленных практикой и трудами многих исследователей;

- в экспериментальных исследованиях: использованием высокоточных измерительных, измерительно-регистрирующих приборов и систем; применением современных средств компьютерной техники и ЭЦВМ ЕС-1033, обеспечивающих требуемую оперативность и точность, соответствием их динамических характеристик исследуемым процессам.

Экспериментальные данные, полученные в процессе стендовых исследований на полномасштабных физтеских моделях и опытно-промышленных образцах, имеют приемлемую точность и согласуются с результатами теоретических исследований.

Реализация результатов работы. Основные положения представленной диссертации, разработанные рекомендации, модели и методики расчетов использованы и внедрены:

■ Гипроуглегормашем при проектировании и испытании опытных образцов шахтных самоходных машин по типажному их ряду;

• Воронежским ПО по буровому и транспортному оборудованию при серийном выпуске шахтных самоходных машин для калийной промышленности; Гипроуглегормашем и КарГТУ при проектировании комплекса ЦПТ Сарбан-:кого карьера ССГПО;

АО «Уралмаш» при экспертизе и подготовке к производству оборудования :омплекса ЦПТ для Сарбайского карьера ССГПО;

в учебном процессе КарГТУ и КазНТУ при изучении профилирующих дисци-[лин, курсовом и дипломном проектировании.

Расчетный годовой экономический эффект (утвержденный горным отделом 4инчермета СССР от 20.12.1989 г.) от внедрения комплекса ЦПТс конвейером ПСН-140 на ОПУ ЦПТ Сарбайского карьера ССГПО в зависимости от его про-зводительности и технологической высоты подъема горной массы составляет коло 5 млн. рублей. Экономическая эффективность от внедрения методики асчета трансмиссии самоходных машин в свое время составила 3.5 тыс. руб-ей в год на единицу серийно выпускаемых машин (в ценах 1988 года).

Апробация работы. Результаты работы докладывались и получили одобре-ие на координационных совещаниях по формированию годовых и пятилетних танов НИР и ОКР Минчермета СССР (1976-1990 гг.), координационных пла-эв НИР АН КазССР (1977-1990 гг.), планов НИР института «Гипроуглегор-аш» (1977-1990 гг.), на секциях НТС производственных предприятий: Жезказ-нского ГМК (1980 г.), Воронежского ПО по буровому и транспортному обо-'дованню (1976 г.), ПО «Карагандауголь» (1980г.), АО «Уралмаш» (г. Екате-|нбург, 1992 г.), на заседаниях ученого совета института «Гипроуглегормаш»

(г. Караганда, 1973-1993), НИПИцветмет (г. Жезказган, 1982 г.), на всесоюзнь и республиканских конференциях и совещаниях по горному транспорту: Днепропетровск (1975 г.), г. Москва (1976 г.), г. Караганда (1976, 1990, 19< гг.), на объединенных семинарах кафедр КазНТУ (г. Алматы, 1998 г.), Акад мин транспорта и коммуникации РК (г. Алматы, 1997 г.), на семинарах Ш ИГД МН - АН РК (г. Алматы, 1997 г.).

Публикации. Диссертация представлена в виде рукописи на 251 страниц машинописного текста, состоит из введения, шести глав и заключения, содержит 48 иллюстраций, 11 таблиц и библиографию из 79 наименований. Публикаций:] монография, 5 авторских свидетельств на изобретения и 14 научных работ.

Автор выражает глубокую признательность своим коллегам, принимавши активное участие в методической подготовке работы, благодарит соавторов ; оказанную помощь и сотрудничество в исследованиях, реализации и промьш ленной апробации работ и обсуждении их результатов.

Содержание работы

Во введении обоснована актуальность разрабатываемой темы. Определен цель исследования, приведена общая характеристика состояния работ. Сформу лирована научная проблема и определена основная идея работы, базирующаяс на принципиально новых способах функционирования ПЗУ цепных конвейеров

Первая глава содержит материалы анализа условий загрузки цепных кон вейеров н питателей рядовой горной массой на подземных и открытых горны: работах. Установлено, что цепные конвейеры используются и как основной ви, транспорта, и как вспомогательные средства транспорта на доставке полезны: ископаемых (руд черных и цветных металлов, угля, калийных солеи и др.) и н; доставке вскрышных и вмещающих пород. Кроме того, и как передвижные 1 самоходные бункер-питатели и машины, обеспечивающие равномерную и на правленную загрузку конвейерных линий и др. механизмов.

В мировой практике на подземных работах широкое применение нашгн скребковые конвейеры в качестве донных конвейеров шахтных самоходных ва гонов (ШСВ) и самоходных бункер-питателей. Большая насыпная плоти осп руд черных и цветных металлов, которые отличаются высокой крепостью и аб разивностыо, значительным содержанием крупнокусковых фракций в отбнтоГ горной массе, и большая высота падения их обусловливают необходимое™ применения большегрузных машин на пневмоколесном ход)' с высоким запасоь прочности конструкций.

На рудных шахтах прошли испытания короткие забойные пластинчатые кон венеры серии КНР длиной до 40.. 45 м, способные выдерживать значительны!

ударные нагрузки. При этом предусматривалось, что конвейеры в основном будут работать из-под завала материалом после буровзрывных работ в забое. Однако они не имеют специальной системы амортизации, поэтому защита их от ударных нагрузок обеспечивается соответствующим завышением запаса прочности всех элементов их конструкции. Аналогичные технические решения приняты и в конструкциях пластинчатых питателей среднего и тяжелого классов длиной 6-18 м, которые нашли широкое применение в комплексах Ц11Т горных работ в качестве подбункерных питателей. Поэтому они рассчитаны на давление всего столба груза, находящегося в аккумулирующем бункере высотой до 15-20 м. Однако они не допускают прямого попадания груза на несущее полотно с большой высоты, так как не имеют специальной системы амортизации.

Экспериментальный образец пластинчатого конвейера КФР-1 длиной 60 м прошел приемочные испытания на шахте № 51 ЖГМК. Конвейер входил в технологическую цепь участкового транспорта, загрузка его производилась самоходными вагонами ВСД-10, доставлявшими руду из очистных камер, а разгрузка производилась в рудоспуск. На уровне несущего полотна у хвостовой станции конвейера была организована насыпь для заезда самоходных вагонов под разгрузку. Высота падения материала при погрузке на конвейер составляла 1...1, 2 м, максимальный размер кусков руды достигал 800 мм, а масса их -700...800 кг. Для защиты от ударных нагрузок полотно конвейера было набрано из армированных резиной пластин.

На открытых горных работах аналогичные испытания прошел пластинчатый конвейер П-80К длиной 100м в составе традиционного комплекса ЦПТ {ачканарского ГОКа. Груз на пластинчатый конвейер поступал с ленточного <онвейера с шириной ленты 1,6 м, при скорости движения ее 2 м/с. Высота падения груза составляла 1,5-1,8 м, максимальный размер кусков достигал ¡00...600 мм, а масса их - 300...400 кг. Энергия удара падающих кусков груза асилась податливым участком (амортизирующей секцией) става конвейера, усыновленным под погрузкой.

Как видно из анализа, в отечественной практике уже имеется достаточ-1ый опыт создания и эксплуатации цепных конвейеров, питателей и са-юходных вагонов по доставке рядовой горной массы на подземных и ткрытых горных работах. Особо следует отметить вклад Кривороже-ких институтов НИГРИ и «Гипрорудмаш», Карагандинского института ипроуглегормаш, Жезказганского института НИПИЦветмет, Казахского Карагандинского технических унивеситетов, производственных предири-гий: ЖГМК, ССГПО, Харьковского завода «Свет шахтера» и др. При гом основополагающее значенне имеют труды академика АН КазССР айконурова O.A., докторов технических наук: Анкудинова Д.Т., Акашева Т., Беленького Д.М., Бреннера В.А., Даниярова А.И, Джиеикулова С.А., ьякова В.А., Кальницкого Я.Б., Михайлова Ю.И., Музгина С.С., Филимонова Т и др., которые обосновали идею формирования новой концепции развития |мбинированного транспорта на подземных и открытых горных работах, менно их трудами установлено, что необходимое увеличение жесткости

и прочности пластин, усиление ходовых роликов и рациональная загрузка п. лотна позволяют решить задачу доставки пластинчатыми конвейерами любо1 груза, который имеется на горных предприятиях. Это стало достаточным обо нованием для создания высокопроизводительного комплекса ЦГТТ на базе кр' тонаклонного, катучего, агрегатного, магистрального и др. пластинчатых ко1 вейеров для доставки рядовой горной массы из глубоких горизонтов на дейс вующие средства транспорта концентрационных горизонтов или в отвал под у: лами установившегося откоса борта карьеров. Однако ввиду того, что основ комплекса составляет крутонаклонный пластинчатый конвейер с верхним тяге во-ноддержнвшощим автономным контуром, снабженным подпорными перегс родками на ходовых опорах, особую сложность в эксплуатации крутонаклоннс го конвейера представляет загрузка его крупнокусковым грузом через рабочу? ветвь верхнего контура, так как это значительно повышает высоту падения гр> за. Поэтому проблема защиты КНК от ударных нагрузок все еще остается от крытой.

В результате анализа изложенного установлено, что все цепные конвейер! и питатели по способу и степени защищенности их конструкции от ударных на грузок при приеме крупнокускового груза можно разделить на четыре группы:

- конвейерные грузоприемные установки с жесткими тягово-несущими органа ми, не имеющими специальной системы амортизации (переносные и передвиж ные забойные пластинчатые конвейеры, стационарные пластинчатые питатет среднего и тяжелого классов), защита которых осуществляется соответствую щнм завышением запаса прочности всех элементов их конструкций;

- конвейерные грузоприемные платформы на единичных амортизаторах, также не имеющие специальной системы амортизации, но установленные на упругю ходовьгх опорах (ШСВ, самоходные бункер -питатели для загрузки конвейерных линий и др. механизмов), у которых единственной системой амортизации являются пневмошины;

- конвейерные грузоприемные площадки на каскадных амортизаторах (пластинчатые конвейеры с жесткими и полужесткими тягово-несущими органами) и с податливым под пунктом погрузки участком става с компенсирующими свойствами, т.е. способные функционировать в режиме компенсации;

- система крутонаклонных цепных, конвейеров с верхним автономным тягово -поддерживающим контуром, для защиты которой от ударных нагрузок при приеме крупнокускового груза необходима разработка принципиально новых технических решений с кардинально отличающимися от известных принципами действия.

При этом на стадии проектирования к каждой из групп механизмов предъявляются исходные требования, соответственно их функциональным признакам. Так, для создания грузоириемных установок должны быть проведены детальные расчеты динамических нагрузок в несущих элементах конструкции и предусмотрен завышенный запас их прочности. Самоходные грузоприемные платформы допускают загрузку их только через рудные (породные) карманы. Поэтому для них самым тяжелым режимом рабоил считается «падение» гружс-

ной платформы с пороговой неровности дороги. В связи с этим долговечность несущих элементов (тяговых цепей, трансмиссий и др.) платформы должна устанавливаться с учетом влияния на нее неровностей поверхности дорожной трассы произвольного профиля. Конвейерные грузоприемные площадки предназначаются для снижения ударных нагрузок до уровня, допустимого из условия прочности при загрузке их дробленой горной массой, а к системе защиты KHK предъявляются требования не только защиты грузоприемной площадки, но и его верхнего тягово-подцерживающего контура с подпорными перегородками.

В результате анализа исходных требовании к созданию цепных конвейеров и самоходных платформ установлено, что нужны принципиально новые технические решения для защиты цепных конвейеров от ударных нагрузок при приеме крупнокускового груза, поэтому необходимо:

- разработать принцип построения рациональных структурных схем защитных устройств цепных конвейеров от ударных нагрузок;

- установить и реализовать рациональные режимы нагружения основных несущих элементов конвейерной грузоприемной платформы на единичных амортизаторах при воздействии на нее неровностей поверхности дорожной трассы произвольного профиля;

■ установить рациональные режимы нагружения несущих элементов грузопри-;мнои площадки на каскадных амортизаторах с компенсирующими свойствами три приеме крупнокускового груза;

обосновать структурную схему и реализовать рациональный способ и устрой-:тво порционной подачи крупнокускового груза на крутонаклонный пластинча-ый конвейер;

обеспечить работоспособность и долговечность конструкций противоударных редств защиты цепных конвейеров от ударных нагрузок, обосновать и оценить ффективность их применения.

Во второй главе предложена классификация противоударных защитных стройств (ПЗУ) с целью совершенствования их структурных схем и разработа-а математическая модель грузоприемной площадки как упругой балки с затмленными концами. Тогда динамические процессы в упругой балке можно редставить как систему дифференциальных уравнений вида:

cLi о п = 2aQ;

dt

dt а } dt

äVyn^ 1 S} dt 2тэ

где

А - работа сил упругой деформации балки, Дж;

<2 - поперечная ударная нагрузка па упругую балку, Н;

(I - скорость распространения упругой волны в балке, м/с;

1ПЭ - эквивалентная масса участка упругой балки, принимающего участие в сс

ударении по одну сторону от точки удара, кг;

I/ - скорость распространения упругой деформации балки, м/с;

е - величина относительной упругой деформации балки; 5 - распор, Н. Приняв обозначение:

а—х]! й~х2; б2=и -управление, где X], Х2 -' координаты фазового пространства, систему (1) приводим к ви ду, удобному для оптимизации:

dx,

—- = 2ах7; dt 2

dx2 _ U

dt 2am,

■04s,

(2)

Тогда промежуточная функция системы (2) примет вид:

H = 2^ах2 + r24£Ù,

2 am,

(3)

где 4хj и 4f2 - вспомогательные переменные.

Решая уравнение (3) на оптимум, используя «принцип максимума» Л.С. Пон-трягина, имеем:

с

2[xJ\,=T=~ = const; U = sign(C2 - 2 С ¡at )

(4)

где

т - время действия ударной нагрузки, с; С1 и С2 - постоянные интегрирования;

X = at • текущее значение расстояния от точки удара до фронта волны деформации по одну сторону от точки удара, м.

Из уравнений (4) следует, что критерием оптимальности, характеризующим динамические процессы в упругой балке, является ограничение (стабильность) общей длины участка упругой балки, принимающего участие в соударении по обе стороны от точки удара. Следовательно, согласно данному критерию для

приемных площадок конвейеров, ограниченных условиями прочности, при создании ПЗУ в принципе могут быть рекомендованы технические решения:

- с нерегулируемой (заданной) высотой падения груза на приемную площадку, рассчитанную на максимальную нагрузку, возникающую при падении максимального куска транспортируемого материала;

- с регулируемой высотой падения груза на приемную площадку, рассчитанную на усредненную нагрузку, возникающую при падении куска среднего размера с максимально допустимой высоты.

В случае пластинчатого конвейера приемной площадкой является пластинчатое полотно, которое подчиняется законам (по опубликованным данным) упруго-вязкого тела. Поэтому динамические процессы в пластинчатом полотне при прохождении импульса ударной силы можно представить как:

йлЬ

Уп _ .

сН

2т.

42

(Т)>

Щг) _

ш

1\Ра.

(1х1

(И 2т,

х

2>

или

При наличии уравнения связи ^ Ра — 2Ц

(1х2

1и

с1ле

= 2/ли.

(5)

*де

лЬуп = х1;а(2(т) = х2;^Ра =х3,лё = и<1,

л0.{т) - приращение количества движения системы за время Г действия 'дарной нагрузки, кгм/с;

- сумма внешних и внутренних сил, приложенных к точкам системы,

а

I;

лЬуП и Л£ - приращение величины соответственно абсолютной и относи-ельной деформации полотна по одну сторону от точки удара за время действия дарной нагрузки, м и отн. ед..

/У - коэффициент вязкости, Не.

Решением системы уравнений (5) на оптимум определяется коэффициент ииамичности объекта через упруго-вязкие свойства полотна

Кдин

8щса2 аб Зgm

(6)

>

у - коэффициент повышения инерции пластинчатого полотна за счет вращ( ния масс ходовых роликов;

Цс - суммарная линейная масса полотна с грузом, кг/м; g - ускорение свободного падения, м/с2; Ш - масса падающего груза, кг.

Приравнивая условия (5) к значению К ¡¡ип, определяемому по классичс ской формуле, и решая относительно высоты падения груза, имеем

1+!!к m

г \ J г " =-i-Jem>м-

СО

При этом

8щса2а [STZK-VS

А =-

где

СС - постоянный для данной конструкции коэффициент, зависящий от степеш загруженности конвейера, кН"0,5.

Для установления оптимальной зависимости между массой и высотой падения груза рассмотрим динамический процесс в грузоподающем устройстве, который может быть представлен как

t№ dt dV_ dt

= VG; = j

или

dt dx

= Gx,

dt

■2 _

= u

(8)

где

В - работа силы тяжести груза в грузоподающем устройстве, Дж; (7 - сила тяжести падающего куска груза, Н;

V и у - скорость и ускорение потока груза в грузоподающем устройстве, м/с и м/с2.

Приняв обозначения В—Х}\ У—Х2\]~и и решая систему уравнений (8) на оптимум, имеем

с

GL_T = —- = const. W dit f/

Откуда, с учетом уравнения связи — = у , находим:

dt

с

Л!3 =

Г С ' 2

С;

(10)

а при свободном падении груза

Л2

,п2 =

£2. с г

Анализ уравнений (9) и (10) показывает, что:

- в подающем устройстве оптимальность режима движения груза обеспечивается ограничением (стабильностью) значения импульса силы тяжести (приращения количества движения) падающего груза;

- стабильность импульса силы тяжести падающего груза позволяет ограничить его максимально допустимым значением приращения количества движения приемной площадки конвейера, обусловленного воздействием ударной нагрузки;

- квадрат массы падающего груза прямо пропорционален квадрату импульса :илы тяжести его и обратно пропорционален высоте падения груза.

Таким образом, из изложенного следует, что общим функциональным при-шаком ПЗУ (грузонриемных и грузоподающих устройств) является снижение шергии удара падающего груза.

На рисунке 1. приведена общая классификация ПЗУ по функциональном)' физнаку, распределение которых по уровням классификации осуществляется ^ответственно способу, методу и структуре механизма понижения энергии 'дара.

Для установления теоретически возможных, неповторяющихся вариантов труктурных схем ПЗУ произведена раздельная классификация грузонриемных ; грузоподающих устройств по троичной системе классификации, предложеи-он проф. Г.И. Солодом.

' этой целью были отобраны ПЗУ, кардинально отличающиеся друг от друга о принципу действия, но совместимые между собой технологическими (бес-онтактнымн), кинематическими (упругими) и конструктивными (жесткими) иязями. Из грузоприемных ПЗУ были приняты: рассеивающие динамический мпульс силы единичными и каскадными амортизаторами, компенсирующие мпульс силы предварительно-напряженным состоянием тягового органа и ^определяющие импульс силы в пространстве. Аналогично среди класса ПЗУ, ^полненных на основе понижения высоты падения груза на приемную пло-адку конвейера, были отобраны ПЗУ, обеспечивающие порционную подачу >уза вращением, качанием в вертикальной плоскости и непрерывную подачу >уза с ограниченной начальной скоростью движения материала в грузовых |усках. Данная классификация устанавливает характер связи (взаимодействия) ¡тройств между собой и определяет их структурную схему- Установлено, что еди класса грузоприемных ПЗУ существуют технические решения, обеспечи-ющие передачу ударных нагрузок, минуя тяговый орган, непосредственно на

; класс

I ПЗУ

; и

*

1 о л

_ <

! ;=

! о ч

! 2 о

И

1 ~ —

о о

1 ^ 2 *

' = =

! 9 =

! 6.

\ ^ л

1 л

=

' §* и X

-

о

£ к

у £

—

а г: у.

N

3 £*

р.

и

Классификация противоударных защитных устройств

ПРОТИВОУДАРНЫЕ ЗАЩИТНЫЕ УСТРОЙСТВА (ПЗУ) КОНВЕЙЕРНЫХ СИСТЕМ

амортизаторы, а среди класса грузоподающих ПЗУ существуют технические решения, которые регулируют высоту падения кусков груза обратно пропорционально их геометрическим размерам. Сравнительной оценкой технического уровня устройств, удовлетворяющих исходным требованиям, устанавливается эффективность их применения. Грузоподающие устройства КПК с верхним автономным контуром выполняют на принципе согласованного взаимодействия секционированного барабанного питателя и наклонного тормозного конвейера (ветви конвейера), осуществляющих порционную подачу груза.

В третьей главе предложена структурная схема самоходной конвейерной грузоприемной платформы, которая после буровзрывных работ в карьере, непрерывно перемещаясь вслед за продвижением фронта горных работ, обеспечивает равномерную и направленную загрузку забойного конвейера по трассе. Установлено, что, с точки зрения динамики, в механической системе платформы наиболее тяжелым режимом ее работы является «падение» загруженной платформы с пороговой неровности дороги. При этом если вертикальные колебания платформы под воздействием дорожных неровностей вызывает незначительные относительные колебания тяговой цепи между концевыми звездочками донного конвейера, то во вращающихся валах трансмиссии возникают непрерывно действующие переменные крутильные моменты, которые приводят к усталостным повреждениям ее деталей. Вследствие чего работоспособность грузоприемной платформы определяется прежде всего работоспособностью ее трансмиссии.

Трансмиссия грузоприемной платформы - многомассовая, соединенная между собой упруго-диссипативными звеньями с различной угловой жесткостью конструкция с жесткой бездифференциальной связью между колесами ведущих мостов, которая вместе с поступательно движущейся массой платформы на эластичных шинах образует сложную крутильно-колебательную систему. Действующие на нее силы, обусловленные неровностью опорной поверхности, вызывают колебания вращающихся масс. Установлено, что ввиду автономности и симметричности бортовых трансмиссии, а также статистического подобия переменных моментов на симметрично расположенных валах относительно продольной оси платформы достаточно построения динамической модели «платформа-дорога» по кинематической схеме трансмиссии одного борта (рисунок. 2), При этом приняты следующие допущения:

- упругое действие шин заменяется тангенциальной жесткостью с линейной характеристикой и неупругим сопротивлением, пропорциональным скорости движения колеблющихся масс; -система рассматривается как линейная.

Установлено, что принятые допущения позволяют с достаточной точностью производить инженерные расчеты подобных систем. В установившемся режиме движения платформы постоянные составляющие всех видов сопротивлений движению уравновешиваются моментом двигателя и вызывают

Динамическая модель системы «платформа-дорога»

Рисунок 2.

постоянное статическое закручивание упругих элементов трансмиссии, которое можно легко определить. Моменты сопротивления качению, возникающие от воздействия неровностей дорог, вызывают переменные кручения упругих элементов трансмиссии. Поэтому за начало отсчета принято положение равновесия, при котором произошло начальное смещение масс. Расчет системы производим, учитывая только переменные составляющие моментов сопротивления качетпо Л/^ и М¡.^ соответственно переднего и заднего колеса.

Система уравнений, описывающая движение масс динамической системы (см. рисунок 2.), имеет вид:

Фо •> 0 -Ф1)+^-(<РО •> 0 -<Р1) + -~{Фо •> 0 0 ~<Рг) = 0 -

Фз К, •> 1 1 -<р1)+^у-(Фг 1 1 -<Рз) = мк1 А

Фг + -у-{Фо •>2 -Ф2)+^г{<РО •'2 -92)+~-{Ф2 2 -Фз)+~~{<Р2 •>2 ~<Рз) = 12

Фз •> 3 -Фз) + у-{ч>1 и 3 -9з)+~{ф2 3 •> 3 ~<Рз) = -0

где

Jo - момент инерции вала электродвигателя;

У/ и - моменты инерции переднего и заднего колеса;

31 - момент инерции половины массы платформы;

С], С2 - коэффициенты крутильной жесткости участков трансмиссии от вала двигателя соответственно до переднего и заднего колеса;

К1 и К2 - коэффициенты демпфирования участков трансмиссии от вала двигателя соответственно до переднего и заднего колеса; Сз, С4 - тангенциальные жесткости шин переднего и заднего колеса; и К4 - коэффициенты демпфирования шин переднего и заднего колеса;

<Р1 - угловые координаты соответствующих масс, рад.

Все динамические параметры системы приведены к валу двигателя. Для определения амплитудно-частотных характеристик трансмиссии воспользуемся системой уравнений (11), полагая, что Мк = 0 и Мк = II(/^.затем М^ = 0 и Мк — и(I)решая методом Рунге -Кутга четвертого порядка относительно С^Щ ~ Щ) и £2(^0 - ф2), получим переходные функции. Здесь 1](1) - единичная функция.

Затем, используя определения передаточной функции, вычислим амплитудно-частотные характеристики трансмиссии (рисунок 3).

Амплитудно-частотные характеристики трансмиссии определены для различных весовых состояний платформы (порожней, частично груженной и груженой).

Выявлено, что амплитудно-частотные характеристики трансмиссии в различных весовых состояниях платформы качественно не различаются. Кривые 1 и 2 (см. рисунок. 3.) - характеристики одного и того же вала при воздействии соответственно возмущающих моментов М¡¡^ и Мк Полученные

амплитудно-частотные характеристики позволили проанализировать преобразование входных воздействий по взлопроводам трансмиссии.

Вследствие того, что дорожные воздействия на движущуюся платформу носят случайный характер, исследования нагруженности трансмиссии базировались на теории статистической динамики.

При этом спектральные плотности приведенных крутящих моментов, действующих на валы трансмиссии двухосных платформ со всеми ведущими колесами, можно представить как:

(Р) = (Р^Мк <Р> + Л1^(Р^Мк2 <Р)

М] Л/у

м2<Р>'А1ь(Р»мк2(р) + (р)*мк (Р)

и 2

2 Щ

л/2

Амплитудно-частотные характеристики трансмиссии

А.(Р) Р ЙЯ

050 № Р Р 010

ч] <

ч \

_У 1 > 1_____

\ \ \ / X"

'V

А. да ОЙ

(150

що

ИЗО

иго що

I? 1 »

\ \ N ( г

3 « 20 Л <0 М ЙГ- О « й 30 « 50 Рг

а) б)

Рисунок 3.

а - участок трансмиссии от двигателя до заднего колеса; б - участок трансмиссии от двигателя до переднего колеса.

где

^М] (р) и ^ (/?) - спектральная плотность приведенных крутящих моментов, нагружающих участок трансмиссии от вала двигателя до переднего и заднего колеса соответственно;

^М/с] и Ср) " спектральная плотность возмущающих моментов,

приложенных соответственно к переднему и заднему колесу; А (р) - амплитудно-частотные характеристики участка трансмиссии от

М]

вала двигателя до переднего колеса при воздействий М^;

А (р) - то же при воздействии Мк ; Мк2 2

А (р) - амплитудно-частотные характеристики участка трансмиссии от

«Г

валов двигателя до заднего колеса при воздействии М;

А ( Р ) же при воздействии М ¡, „.

к2

м2

Исходя из конструктивных особенностей платформы и условий ее эксплуатации, обоснована предложена автором расчетная схема грузоприемной платформы (рис. 4.) с двумя степенями свободы, позволяющая исследовать режимы «галопирования» и «покачивания» при следующих допущениях:

- характеристики шин линейны, силы неупругого сопротивления в шинах пропорциональны скоростям колебаний;

- движение самоходной платформы происходит без отрыва шин от поверхности дороги.

Замена самоходной платформы эквивалентной динамической массой, колеблющейся на шинах, позволяет представить спектральные плотности возмущающих моментов, приведенных к валу двигателя, как:

ЯМк,{р) =

2СШ1ЯкГ}

V тР ; Г2СШ2Кк

V '"•/> у

(13)

Рисунок 4.

где

СШ] и СШ2 - радиальные жесткости шин соответственно переднего и заднего колеса;

Rh - радиус качения колеса, м; f - коэффициент сопротивления качению;

| W](ip)\2 и Щ'гОр)] " квадраты модулей передаточных функций платформы в виде динамического прогиба шин соответственно передних и задних колес; Sq(p) - спектральная плотность воздействия дорожных неровностей; ¡тр - передаточное число трансмиссии.

Как видно нз формулы (13), спектральные плотности возмущающих моментов зависят от характеристик дорожных неровностей и динамической системы -квадратов модулей передаточных функций грузоприемной платформы, для определения которых были проведены специальные исследования.

С целью выяснения влияния различных конструктивных параметров самоходной платформы на ее колебания в работе рассмотрены колебания платформы в вертикальной плоскости при отсутствии сил сопротивления в шинах, позволившие установить, что для существующих отечественных самоходных бункер - питателей коэффициент связи € составляет 0,2...0,5. Следовательно, допущение о независимости колебаний передней и задней осей друг от друга, общепринятое для автомобилей и тракторов (при рассмотрении нагруженности их трансмиссии), не приемлемо для самоходных бункер-питателей и машин.

Из-за наличия связи между колебаниями переднего и заднего мостов собственные частоты отличаются от парциальных: для бункер -питателя грузоподъемностью 20 т в груженом состоянии на 28%, в порожнем - 7%. Установлено, что пренебрежение силами сопротивления в шинах приводит к значительным погрешностям в расчетах.

Для исследования колебаний бункер -питателя на шинах рассмотрено движение его с равномерной скоростью по дороге произвольного профиля. Исходя из уравнений Лагранжа 11-го рода, перемещение платформы в вертикальной плоскости можно описать уравнениями вида:

+ 2h1Yl + П]У1 + £lY2 = Qfaft) 1

7 2 I ' (14)

у2 + ЩУ2 + У 2 + s2Y2 = n22q2(t)\

где

1 'i и У2 - вертикальные перемещения точек кузова, лежащих соответственно над передней и задней осями платформы;

2llj и 21l2 - парциальные коэффициенты сопротивлений колебания шин соответственно переднего и заднего моста;

ilt и £22 - парциальные частоты колебаний соответственно переднего и заднего моста;

£} и £2 - коэффициенты, характеризующие взаимозависимости колебаний переднего и заднего моста;

(¡¡(1) и (¡2(0 - текущие значения ординат поверхности дороги в зоне контакта с колесами соответственно передней и задней оси.

Решив систему дифференциальных уравнений (14) при условии, что заднее колесо испытывает те же возмущения от неровностей дорог, что и переднее, но с запаздыванием на время прохождения базы платформы, определяем квадраты модулей передаточных функций грузоприемной платформы в виде динамического прогиба шин соответственно передних и задних колес:

1 V'i(ip)\2 - ~p2(C + D C0SPTft + (P'B -PE~ p'DsinpTf . (15)

{p4 A — p2 K + Ilf + (jp3 B-pllj IWj(ip)l2 = Va - P*C' ~ pEsinpT ~ jl-cospTÍp2ü22 - //)f _

(p4A-p2K + H)2 +{p3B-pltf (16)

\p3B- pE{l - cospT)+ sinрт(р2Л22 - //)- pE'f

(p4a - р2к+H)2 + (р3в - pu)2

где:

A = l- £¡£2 ;B = 2/ij + 2h2;

С = Qj + 4hjh2;E = П2 2h};

K = nj + n2 + 4h,h2 ;D = £jü22 ;

H = nfn2 ; E' = 2njh2;

С* = Dj + 4hth2 + n¡£2;U = 2£2¡h¡ + 2Ü¡h2,

t - время запаздывания заднего колеса от переднего.

По формулам (15) и (16) на ЭВМ были вычислены квадраты модулей передаточных функций платформы для различных весовых состояний и при различных скоростях движения. Установлено, что квадраты модулей передаточных функций имеют пиковые значения, соответствующие собственным частотам колебаний. Хотя возмущение на задние колеса прикладывается с запаздыванием, смещение пиковых значений по частоте не происходит. С ростом массы платформы пиковые значения амплитуды колебания смещаются в низкочастотную область. Это объясняется тем, что частоты собственных колебаний плат-

формы зависят от ее массы, и с ростом последней система активнее реагируе на более длинные неровности.

Вследствие малых деформирующих сил и большой радиальной жесткосп шин амплитуды колебаний имеют большие значения при резонансно/.) режиме движения платформы. Квадраты модулей передаточных функций платформы I виде динамического прогиба шины зависят от скорости движения, демпфирующих свойств и радиальной жесткости шин, массы платформы, а основные полосы пропускания возмущений находятся в диапазоне частот для порожней платформы р - 14...20 с"1, для груженой р =7...15 с'\

С целью получения статистических характеристик микропрофиля трассы движения измерения дорожных неровностей трассы движения производились путем замера просветов между опорной поверхностью и натянутой нитью. Имея конкретную реализацию микропрофиля, на ЭВМ вычислили корреляционную функцию и спектральную плотность воздействия дорожных неровностей. Полученная спектральная плотность воздействия использовалась при расчете энергетических спектров крутящих моментов, нагружающих валы трансмиссии.

В четвертой главе исследованы динамические нагрузки в конвейерной грузоприемной площадке на каскадных амортизаторах в различных режимах ее функционирования, которая представляет собой (рисунок 5.,а) тягово-несущий орган 1, движущийся со скоростью V и линейной нагрузкой (]гр

Принципиальная схема и динамическая модель грузоприемной площадки

б)

С \ н ¡0

|г

т,

■ггггтг^г

Рисунок 5.

а - структурная схема грузоприемной площадки; б - динамическая модель взаимодействия грузоприемной площадки с единичным грузом.

г

над упруго -податливым участком (амортизирующей секцией на пневмошннах) става конвейера. В исходном положении упруго - податливая направляющая 2 установлена на высоте Л и образует угол р с линейной секцией 3 става за счет упругого соединительного мостика 4. При воздействии силы Р на межролнко-вый участок 1р опорная пластина 5 смещается, создавая упругое удлинение Л(1 тягово-несущего органа левого пролета с линейной массой пластин (¡м. Под воздействием сосредоточенной силы Р происходит сжатие упругого элемента 6 и прогиб рессоры 7. Так как на правом пролете сосредоточена значительная нагрузка в виде суммы Цгр^Цпл, а вектор скорости движения полотна направлен против вектора скорости изменения деформации его при ударе, то при расчетах принимается допущение, что смещение роликов этого пролета будет незначительным и им можно пренебречь.

Если принять удар неупругим и центральным, т.е. считать, что процесс соударения падающего груза и полотна происходит по продольной оси конвейера и без отскока груза, то можно рассматривать систему как двухмассовую, совершающую колебательные движения в вертикальной плоскости по оси конвейера (рисунок 5.,б).

Тогда, составив уравнения Лагранжа II рода, имеем систему дифференциальных уравнений:

(пц + >щ Д, +щг1+(г1-г2 )С1 =(т} + т3 ^;

, С7С, , ч (17)

т2г2+7]2г2+4-——~г2-{г1-'г2)С1 ="Ь§>

с2 + с3

где

Ш}, Ш3, ¡И2 - массы крупнокускового груза, тягово-несущего органа (эквивалентная) и подвижной части амортизирующей секции, кг;

Z¡ J ¿.у - перемещение, скорость и ускорение соответствующих масс, м; м/с; м/с2;

Т]1, Т)2 ~ коэффициенты вязкого трения соответственно тягово-несущего органа, пневмошин, Нс/м;

С} ,С2 ,С$ - коэффициенты жесткости соответственно тягово-несущего органа, пневмошин и рессор, Н/м;

- ускорение свободного падения, м/с3. Система из двух дифференциальных уравнений 2-го порядка (17), описывающая колебания полотна и секции, как известно, легко приводится к системе из 4-х дифференциальных уравнений 1-го порядка. Решение дифференциально-

го уравнения движения грузоприемпой платформы на каскадных амортизаторах в общем виде определяется зависимостями:

Z, = А,еГ1' + В,еГ2< + ers'(E, cos cot л- D, sincot);

(18)

z2 = А2еГ1' + В2еГ2' + егз'(Е2 cos at + D2 sincot),

где А], Аз, В], B2, Dj, J)2) Ej, E2 - постоянные интегрирования, которые определяются из начальных условий: принимая при t=0, Zj =Zjo и Z2 ~ Z20, имеем:

4C2CJ С J nij+ttty

_{т2 + т^{С2 + С3) z2o~ ~4С~С ' =

где fi, у2, Уз - коэффициенты затухания, с'1; СО - частота, с'1; Н - высота падения единичного куска груза, м;

Zi ,Z2 ~ деформация соответственно тягово-несущего органа и нижнего упругого звена, м.

Решение уравнений движения (18) и (19) системы на ЭВМ при значениях

параметров: S„ = 12 кН, nil = 80 кг, = 180 кг, Cj= С3 - 100 кН/м,

/72=10000 Нс/м, 7/= 1,5 м, имеют вид:

Z] =0,039е6'110~5' -1,57-10-2е~83' •

• (4,34 -10~3 • cos 52,21 + 3,69 ■ 10~3 sin52,2t);

(20)

z2 =0,039e6'110~5t-8,7-10-3е-ш-e-30'4t ■ ■ (.1,02 • 10~2 • cos 52,21 +1,98 ■ 10~2 sin 52,21),

(21)

где Бп - предварительное, предпусковое натяжение полотна, кН. Динамическая нагрузка, возникающая в момент приема единичного куска груза на грузоприемную площадку и воспринимаемая пневмошиной и рессорами, определяется с учетом условия (21) как:

Рц2 = (22)

Усилие, воспринимаемое тягово-несущим органом конвейера в момент приема крупнокускового груза на грузоприемную площадку, определяется как:

Pgi - (Zi - Z2)Ci.

(23)

Под воздействием усилия Pgi (23) при приеме крупнокускового груза на грузоприемную площадку происходит упругое удлинение тягово-несущего органа конвейера, что сопровождается изменением натяжения от

первоначального значения S„ до конечного значения Sk- Приращение натяжения при этом определяется как:

cos (3

т.е. зависит от положения тягово-несущего органа на загрузочной секции става конвейера (см. рисунок 5, а).

В результате анализа положения грузонесущего органа конвейера на загрузочной секции става установлено, что натяжение тягово-несущего органа после падения крупнокускового груза определяется зависимостью вида:

S3h+a1S2k-a2=0, (24)

где

Со0 С0(£ + Р]) С0/ш/г/7 С0Ь С0 .

и I =--1--Г--------13 „ ,

2Ыр 168Б2пЫр 2Ь 1р 2 г 1681р 241 р 0 ц

Ъ - межролнковое расстояние на крайних пролетах, м; к' ,0 ,£, Р; - коэффициенты, равные

0 = 2Ь2 + (III эт /3 + 1рЬ;

1р\5Ьр11 + 16ч\& + - г,)С7]2 +

р, = 13рь{16(1^ + 16цгрцм + в = 32Ъ4{чпл +ЧгрУ>

(I - межролнковое расстояние крайних пролетов в напряженном состоянии, м;

F4 - площадь сечения тягового органа, м2.

Для определения Sк по уравненшо (24) составлена блок-схема расчета на ЭВМ. Объединяя блок -схемы расчетов по уравнениям (20) и (24), получим зависимость Sii—f(t), а по уравнениям (21) и (22) - зависимость

PS2=M-

Анализ изложенного показывает, что величина натяжения тягово-иесущего • органа в момент приема единичного куска груза зависит от жесткости грузоне-сущего полотна, разности деформаций упругих элементов системы, угла настройки (величина превышения И податливой направляющей), высоты падения груза и суммарной линейной массы полотна с грузом. При этом установлено, что, в зависимости от соотношений параметров двухмассовой системы, конвейерные грузоприемные площадки совершают затухающие колебания с частотой 6...9 Гц.

В пятой главе разработаны устройство и способ порционной подачи груза на KHK с верхним контуром, обоснованы параметры механизмов узла загрузки, создана и разработана система управления им, исследована кинематика движения и динамики приема груза в механизмах узла загрузки KHK.

Сущность способа порционной подачи рядовой горной массы на KHK заключается в том, что прием потока груза производят в тело вращающегося объемного тора, разделенного по кругу рабочими лопастями на 5 равных секций. Причем объемный тор непрерывно вращают, подвесив его на круговой амортизатор-вибратор, в качестве которого используют гирлянду пневмошин на общем опорном валу. При этом устойчивая, надежная работа тора обеспечивается согласованием длины дуги между лопастями по внешней окружности его с расстоянием между смежными подпорными перегородками верхнего контура конвейера. Вращающийся объемный тор выполнен из идентичных модулей-секторов, которые закреплены между собой болтовыми соединениями, а с гирляндой пневмошин - цепными замковыми устройствами. Причем боковины каждого сектора соединены между собой по центральной оси симметрии стяжной осью, на которую свободной посадкой неравноплечно смонтирована криволинейная лопасть, которая внешней стороной большего плеча, снабженной стяжными болтами и ограничителем, взаимодействует с гирляндой пневмошин.

Испытательный стенд создан на базе конвейера ПН-80 и состоит из двух автономных контуров. Нижний контур подъемника выполнен из пластинчатого полотна серийного конвейера П-80, барабанный питатель имеет жесткую связь через цепную передачу с верхним контуром, который выполнен из скребковой цепи конвейера СГС-8. Оба контура оборудованы приводами постоянного тока по системе Г-Д.

Учитывая, что рациональность конструкций машин определяется оптимизацией их технологических и конструктивных параметров, устанавливаемых с использованием алгоритмов математической оптимизации, простейшим из которых является «золотая пропорция», разработана (табл.1.) методика оптимизации па-

1аолица 1

Оптимизация конструктивных параметров крутонаклонных конвейеров

Расчетная схема

Расчетные формулы

Расчетная схема

Расчетные формулы

а '

.я -

И 1 ■Л)'

>Л 1

В. 1 л

В/И '=а=1,62; П'41'-6; В-а/г";

г

а:Ь:с=а;Ь< Л'

Л,=аЯш; Яб= Яш(1+а)+лЯ; Я<гЯш> ат/а; Яш=аЯс; лЯ=0,5^36°((^р-2соз18°Яша); Уяч={0,4х11?и(а?+0,5+а)-а?эт 72°+0,2я дЯ[211ш(1+а)+А1{]}В1.

б

г>ат/а;К=11'-у; с>г-к-11кр;

1,2ат+200<Зпс<,=1ип„;

в Ч

е * * 7

В=аП'-М; М=о?Ь; 1ичг*гцп„!2со518°аЯш.

—

■Л-Г.п 1

I.

^44

'Л,

В=аМ;М=оМ; Ь=М-N1 В-М=аЬ=1\;К=аК; К-Ь^В/с^.

Тип конвейеро

ПКН-140

1200

В'

1300

Л Я,

200

Параметры конвейеров, мм

510

■пер

1656

Я,

826

Л'

«64

Л" яс 5

764

314

100

750

сс=2со$36°;^Р=36°<р;

ПН-80

500

650

150

225

1032

365

500

400

140

75

310

300

650

100

175

688

285

500

400

100

50

200

Д

ю \о

раметров механизмов узла загрузки кругонаклонных конвейеров ПКН-140 и и Г1Н-80.

При исследовании кинематики движения и динамики приема единичного фуза в барабанный питатель приняты следующие допущения:

- загрузка барабанного питателя - двусторонняя боковая и представляет собой вертикаль к горизонтальной оси КНК;

- связь между поверхностями объемного тора и гирляндой пневмошин жесткая, проскальзывания нет;

-окружной скоростью в точках контакта объемного тора питателя с поверхностью пневмошин можно пренебречь как величиной малой по сравнению со скоростью распространеш1я ударного импульса силы по барабану.

Тогда из расчетной схемы, приведенной на рис.6.,а, следует, что ударная

Расчетная схема к определению динамических нагрузок в барабанном питателе

а

б

Рисунок б.,а, б

нагрузка (!г, воспринимаемая криволинейной лопастью тора в любой точке по ее длине, передается на гирлянду пневмошин только по линии контакта между ними, которая в профиле представляет точку. Эту точку примем за точку приведения сил.

Поскольку поступление крупных кусков груза в барабанный питатель носит случайный характер, то для исследования динамики системы «единичный груз - барабанный питатель» воспользуемся методом Лагранжа.

В результате уравнение движения системы как балки на параллельных упругих опорах (рис.6.,б), примет вид:

С с

(ш + т1 )г + 4 1 2 г - (ш + т^-щ-О, (25) с1 + с2

где

Z - перемещение системы в вертикальной плоскости, м; т, ГП.1 - масса груза и объемного тора барабанного питателя, кг; С/, С2 - жесткости параллельных пневмошин, Н/м; Т] - коэффициент вязкого трения пневмошин, Нс/м.

Разделив все'члены уравнения (25) на (//г+/7/у) и приняв обозначения, имеем:

1-Аг + Вг~%^0, (26)

п . 4С,С,

где -— = А;7-^-, = в.

т + т1 \т + т1 дС1+ С2)

Уравнение (26)- это дифференциальное уравнение 2-го порядка с постоянной правой частью, поэтому решение его состоит из суммы решения однородного уравнения и частного решения уравнения (26). Решение однородного уравнения имеет вид:

у-С'^'+СУ'. (27)

где

I г

С], С2- постоянные интегрирования;Ри р2 - корни характеристического уравнения.

Частное решение уравнения имеет вид:

и = р10)ер1' + у2(1)ер'', (28)

где \>2({) - искомые функции от 1 .которые можно найти из системы

уравнений вида:

У1(()р1ер1' +*2(()р2еР2< Решая систему уравнений (29) методом подстановки и производя интегри-

рование искомых функций из условия (28), имеем:

(30)

Р1-Р2 Р1-Р2

Следовательно, перемещение 2 системы, определяемое из условий (27) и

(30), примет вид:

г=у+и=С\еР1' + С'2еР2'--

Р1-Р2

(1-еР1') (1

Р1

Р2

(31)

I г

Постоянные интегрирования С¡,С2определяются из начальных условий:

1=0 ~0, ¿| (=о

_ I 2пщк

I т + т1

I I

Тогда из уравнения (30) при 1=0 С} — ~С2 ■ Скорость перемещения системы из условия (31)

г - С1Р1еР1Х + С2р2еР21--(еР2*-еР1').

Р1-Р2

Тогда при из уравнения (32) находим

21щН

(32)

(33)

\(т + т1)(р1-р2)2

Следовательно, суммарная обобщенная сила, действующая на систему при воздействии на нее единичного куска груза, определяется как:

Олс = (т+тОц -2сг- г\г, (34)

где С — Сх~ С2.

Таким образом, при конкретных значениях параметров системы (Ш/, Т] и С) по уравнению (34) можно построить график функции ()с и прове-

рить его адекватность экспериментальным данным.

Дальнейшее движение единичного куска груза в узле загрузки зависит от кинематической схемы последнего.

Существуют следующие две принципиально отличающиеся схемы:

- с расположением осей вращения барабанного питателя и ведомой звездочки верхнего контура на одном уровне при равенстве радиуса внешней окружности барабана с радиусом условной окружности, описываемой конечной точкой подпорной перегородки верхнего контура, и синхронным их вращением;

- с расположением осей вращения барабанного питателя и ведомой звездочки верхнего контура конвейера на разных уровнях при значительно меньшем значении радиуса условной окружности, описываемой конечной точкой подпорной перегородки, и равенстве линейной скорости движения верхнего контура с окружной скоростью барабана в точке их сопряжения.

Кинематическая схема узлов загрузки по первому варианту подразделяется на схемы: с сопрягающимися окружностями с высотой падения груза

II = лк + 7?й

IV-

V?

\

Ь(с)

II = АИ + К*

и сочленяющимися (пересекающимися) окружностями с высотой падения груза

Ь(с)

а + ла

V

V

где

л/г - зазор между барабаном и несущей поверхностью полотна, м; - радиус барабана, м;

>

а - размер ближайшей стороны куска при поступлении в разгрузочную щель, м;

АО. - величина перекрытия между лопастью барабана и перегородкой, м; Ъ(с)- размер по вертикали в поперечнике куска при поступлении в щель, м.

Характерной особенностью кинематических схем узлов загрузки по второму варианту является то, что подпорные перегородки верхнего контура практически с линии центров окружностей выходят на криволинейный участок пути и, увеличивая скорость, уходят в отрыв, превратившись в промежуточный каскад. В связи с этим разгрузочная щель, увеличиваясь в ширине <7, изменяет свое положение в пространстве с вертикального в начальный момент до горизонтального и в момент выхода перегородки на прямолинейный участок пути будет:

Р

0,56т7 - 1,5т с<и Р(1 + т) + /, м

а -2ЯЪ

где

Я/г^Ш - отношение радиусов окружностей вращающихся механизмов;

/?- угол поворота барабана, начиная с линии центров окружностей ло текущего

момента времени, град.

Груз, скатываясь с лопасти барабана, падает на перегородку и при схеме с сопрягающимися окружностями зависает на кромках лопасти и перегородки, а

при схеме с сочленяющимися окружностями - между кромкой лопасти и поверхностью подпорной перегородки. Далее, при достижении необходимых размеров щели, в первом случае груз падает в неё, а во втором случае груз вначале скользит по поверхности перегородки, снижая высоту падения, и только затем надает. Поэтому высота падения груза при первой схеме:

/ V

и = 11А

1 - 57Д

а

о

Л

+ 3

- 2К6 57//

2К*

0,75т - С05

а(1 + т) 2Кй

Ь(с)

,м

где ОС о - угол между горизонтальной осыо барабана и линией центров сопря-

гающихся окружностей, град., а при второй схеме

1 - 5111

к К

- + а

+ 8- Ц. сох

а

90-— + ао + а'о-а"о ко

- 2116 5111

а

0,75т - еда

а(1 + т) 2Я,

,м

где

Ьп - длина перекрываемой части перегородки, м; »

ССд - центральный угол звездочки, ограниченный активной частью перегородки, град.; и

(Х0 - угол наклона перегородки, равен углу установки конвейера, град.

В обеих кинематических схемах второго варианта при приеме груза подпорная перегородка испытывает значительную ударную нагрузку. Упрощенная динамическая модель системы «падающий груз - подпорная перегородка» та же, что и для барабана, т.е. балка на параллельных упругих опорах. Следовательно, динамические нагрузки в подпорных перегородках определяются условиями (34) при своих значениях входящих параметров.

Таким образом, кинематические схемы узлов загрузки по первому варианту как более простые, но менее эффективные, применяются для погрузки дробленой горной массы, а схемы по второму варианту, хотя и более сложные, но более эффективны для погрузки рядовой горной массы.

Шестая глава содержит результаты экспериментальных исследований ПЗУ цепных конвейеров в полупромышленных и в промышленных условиях. Адекватность результатов теоретических и экспериментальных исследований, достоверность, точность н воспроизводимость их были обеспечены использованием средств измерения, методов и средств их проверки и аттестованных методик измерений, отвечающих требованиям ГОСТов.

При экспериментальных исследованиях самоходной конвейерной грузопри-емной платформы на единичных амортизаторах на полигоне и в производственных условиях производились измерения крутящих моментов карданных валов и числа их оборотов в трансмиссиях обоих бортов. Анализ осциллограмм показал идентичность их нагружения. Поэтому дальнейшие исследования нагруженно-сти трансмиссии проводились только на одной бортовой трансмиссии. Одновременно с этим были определены: координата центра тяжести платформы; момент инерции платформы относительно поперечной оси, проходящей через центр тяжести; радиальная жесткость шин; крутильные жесткости и коэффициенты демпфирования шин и трансмиссии; коэффициент сопротивления качению. На основе теоретических и экспериментальных исследований разработана методика инженерного расчета нагруженности трансмиссии платформы, которая позволяет определить спектральную плотность крутящего момента, действующего в трансмиссии, при движении по любой дороге с заданной статистической характеристикой микропрофиля. Это дает возможность обоснованно рекомендовать коэффициент запаса прочности при проектировании трансмиссии и определить усталостную долговечность.

Полученные теоретическим путем спектральные плотности крутящих моментов в трансмиссии сопоставлены с результатами экспериментальных данных. В качестве критерия сравнения принята дисперсия крутящих моментов. Расхождение экспериментальных данных с расчетами составляет 26...28 %.

Исследования показали, что нагруженность трансмиссии существенным образом зависит от радиальной жесткости шин и скорости движения платформы.. Увеличение скорости движения свыше 7 км/ч при радиальной жесткости шин 12...15 кН/см приводит к резкому возрастанию значений дисперсии нагрузок. Следовательно, для увеличения скорости движения свыше 7 км/ч необходимо уменьшить значения или радиальной жесткости шин, или приведенной жесткости системы. Кроме того установлено, что в режиме установившегося движения платформы под воздействием дорожных неровностей происходит перераспределение нагрузки между ведущими мостами и колесами (коэффициент

связи колебаний В = 0,2...0,5). Это отрицательно влияет на работу донного конвейера, вызывая в тяговом органе его дополнительные вынужденные продольные колебания, которые могут войти в резонанс с собственными колебаниями цепной передачи. В связи с этим, для устранения указанных выше недостатков, при проектировании и создании самоходных бункер - питателей с донным конвейером - как высокоинерционных, многомассовых с упругой связью сложных систем - считается целесообразным перевод их на каскадную систему амортизации с бапансирной подвеской рессор.

Пластинчатой конвейер П-80К с грузоприемной площадкой над загрузочной секцией прошел приемочные испытания на опытно-промышленном участке ЦПТ Качканарского ГОКа. На рисунке 7. показаны графики изменения динамических нагрузок в элементах грузоприемной площадки в различных режимах её функционирования.

Динамические нагрузки в элементах загрузочной секции

К

й

N

Р^ - усилия в рессорах, кН;

- усилия в тяговой цепи, кН;

- режим

амортизации,

______режим

компенсации.

о о,т о,ш о.отг о,сж о,/г 4е Рисунок 7.

Из графиков видно, что в режиме компенсации в момент удара тяговая цепь расслабляется и усилие в цепи постепенно падает до выравнивания уровней подвижных направляющих загрузочной секции и неподвижного става конвейера. Затем продолжающееся увеличение динамического прогиба приводит к восстановлению усилия в тяговом органе до первоначальной величины его перед ударом. Следовательно, до этого момента вся ударная нагрузка воспринималась только пневмошинами. Дальнейшее увеличение динамического прогиба системы уже приводит к увеличению величины усилия в тяговом органе, т.е. часть ударных усилий воспринимается им. Время действия ударной нагрузки состоит из времени движения приемной площадки с момента удара до нулевого уровня и времени формирования импульса. Последний начинает формирование не с уровня предварительного натяжения (12 кН) тягового органа, а с более низкого (3 кН). В связи с этим превышение ударной нагрузки над предварительным натяжением незначительное.

Анализ графиков (см. рисунок 7.) показывает (при одних и тех же условиях эксперимента), что в режиме амортизации загрузочной секции тяговый орган принял на себя 67% всей ударной нагрузки, оставшуюся часть приняли на себя пневмошины, а при работе загрузочной секции в режиме компенсации тяговый орган принял на себя 17% всей ударной нагрузки, 83 % приняли на себя пневмошины, т.е. загрузка их увеличилась в 2,5 раза. Таким образом, при правильной настройке и выборе характеристик каскадных амортизаторов мотаю превалирующую часть ударных нагрузок, минуя тяговый орган, передать на амортизаторы.

ч

ч

Экспериментальные исследования, проведенные на испытательном полигоне КарГТУ показали достаточно высокую степень надежности и работоспособности механизмов узла загрузки крутонаклонного конвейера. Установлено, что использование в узле загрузки КНК способа порционной подачн груза барабанным питателем, взаимодействующим с верхним контуром конвейера, при селективном подборе высоты падения кусков груза обратно пропорционально их геометрическим размерам, позволяет выявить внутренние резервы прочности грузоприемной площадки и целенаправленно использовать их. Например, гру-зонесущин орган конвейера ПН-80, рассчитанный на прием дробленого груза массой 30 кг, может принимать рядовую горную массу с максимальным размером характерного куска й'тах = 600 мм и массой 80 кг (рисунке 9.), что является наглядным доказательством преимущества предлагаемого способа порцион-нон подачи груза над прямой загрузкой конвейера.

Графики максимальных и минимальных нагрузок грузопрнемной площадки

Рисунок 8.

Для оценки внутренних резервов прочности грузоприемной площадки KHK необходимо ударный импульс силы выразить через упруго-вязкие свойства и статический прогиб грузоприемной площадки. При известном сечении полотна, оперируя известными формулами для прочностных расчетов, устанавливаются зависимости между допустимым напряжением, моментом инерции и статическим прогибом грузоприемной площадки.

Исследованиями института Гипроруда, ИГД Минмета СССР и КарПТИ установлено, что внедрение крутонаклонного комплекса ЦПТ с конвейером ПКН-

140 для разработки глубоких горизонтов на Сарбайском карьере позволяет сократить количество автосамосвалов в 1,5-2,5 раза в зависимости от производительности и технологической высоты подъема горной массы (табл. 2.), а также уменьшить пылевыделение при её перегрузке в 2,4 раза по сравнению с существующей технологией за счет уменьшения перепада высот на участках интенсивного пылеобразования.

Таблица 2

Сравнительные производственно-экологические показатели комплекса ЦПТ на нижних горизонтах Сарбайского карьера.

Годовая

производительность, млн. т

7 10 14

Показатели при высоте подъема горной массы, м

80 160 240

Сокращение парка автосамосвалов, шт 5 7 18 23

Сокращение численности трудящихся, чел 16 32 111 170

Годовая экономия дизтоплива, т 1310 1870 4430 5640

Уменьшение выброса в атмосферу отработанных газов, млн.м3 /год 42 60 142 181

В том числе токсичных веществ, т/год 260 370 880 1120

Повышение производительности труда, % 13 30 74 120

Год эконом эффект (в ценах 1988 г.) млн. руб. по сравнению с автотранспортом 0,5 0,9 3,4 5,0

Выполненные исследования по Сарбайскому карьеру позволили сделать вывод о возможности высокоэффективного применения комплексов ЦПТ на базе пластинчатых конвейеров для доработки глубоких карьеров с аналогичными горнотехническими условиями.

Установлено, что устойчивая зона эффективной работы комплексов ЦПТ на базе пластинчатых конвейеров обеспечивается при производительности 0, = Ь млн.т/год и технологической высоте подъема горной массы Й=80 м.

Расчеты нагрузок в трансмиссии шахтных самоходных вагонов по разработанной методике позволили повысить надежность и долговечность их трансмиссий. В результате этого сократились простои ШСВ в целом, а производительность одного вагона возросла на 2,3 тыс. тонн в год.

Основные выводы и результаты работы сводятся к следующему:

1. Установлено, что для приема и транспортирования крупнокускового абразивного материала по своим прочностным параметрам, по приспособленности к сложным условиям горных работ более предпочтительно создание цепных конвейеров. Совершенствование цепных конвейеров с целью приема и доставки крупнокускового груза объективно связано с необходимостью создания противоударных защитных устройств, обеспечивающих им более высокий технический уровень и эффективность применения в горной промышленности.

2. Цепные конвейеры для доставки крупнокускового груза по способу и степени защищенности от ударных нагрузок автором разделены на четыре группы:

первая группа (цепные пластинчатые конвейеры) предусматривает на стадии проектирования проведение детальных расчетов динамических нагрузок в несущих элементах конструкции для установления повышенного запаса прочности;

вторая группа (самоходная грузоприемная платформа) допускает загрузку только через рудные карманы, самым тяжелым режимом работы является «падение» груженой платформы с пороговой неровности дороги. Поэтому долговечность несущих элементов (трансмиссии, тяговых цепей и др.) устанавливается с учетом влияния на нее неровностей дорожной трассы произвольного профиля;

- третья группа (конвейерная грузоприемная площадка) предназначена для снижения ударных нагрузок при приеме крупнокускового груза до уровня, допустимого из условия прочности при загрузке их дробленой горной массой;

четвертая группа (система защиты KHK) требует не только защиты грузо-приемной площадки, но и защиты верхнего тягово- поддерживающего контура с подпорными перегородками.

3.Установлено, что критерием оптимальности динамических процессов в упругой балке является ограничение длины участка упругой балки, принимающего участие в соударении. В результате этого выявлены возможные варианты способов погрузки горной массы. Установлены зависимости коэффициента динамичности системы и высоты падения груза от упруго-вязких свойств пла-стшгчатого полотна. При этом выявлены оптимальные соотношения между массой, импульсом силы и высотой падения груза.

4.Установлено, что общим признаком классификации грузоприемных и грузоп о дающих устройств, определяющим irx структуру и параметры, является понижение энергии удара падающего груза. Классификацией ПЗУ раздельно по группам выявлены прогрессивные варианты их, ограничивающие энергию удара падающего груза заданной величиной. Сравнительной оценкой технико-экономического уровня пыявлены наиболее рациональные варианты ПЗУ, удовлетворяющие исходным требованиям, и научно обоснован выбор структурной схемы загрузочного узла крутонаклонного пластинчатого конвейера.

5.Самоходная конвейерная грузоприемная платформа на единичных амортизаторах представляет собой четырехмассовую замкнутую крутнлыю-коле-бательную систему, которая взаимодействует с неровностями дорожной трассы произвольного профиля. Исследованиями системы «платформа-дорога» впервые определены ее передаточные функции с учетом взаимосвязи колебаний переднего и заднего мостов, запаздывания воздействия дорожных неровностей на колеса заднего моста. Установлено, что коэффициент связи колебаний переднего и заднего мостов платформы составляет 0,2,..0,5, а взаимные отклонения парциальных и собственных частот колебаний - 7...28 %.

6. Выявлено, что пренебрежение коэффициентом затухания колебаний в шинах недопустимо и что основные полосы пропускания и усиления их по амплитуде находятся в диапазонах частот для порожней платформы от 14 до 20 с' ', а для груженой от 7 до 15 с'1. При этом установлено, что при скорости движения платформы до 7 км/ч влияние радиальной жесткости шин на нагружен-ность трансмиссии минимально. При больших скоростях эксплуатация ее практически невозможна ввиду резкого возрастания динамических нагрузок в ходовой системе. Кроме того в установившемся режиме движения платформы, под воздействием дорожных неровностей происходит перераспределение нагрузки между передним и задним мостами и колесами, что отрицательно влияет на работу донного конвейера, вызывая в тяговом органе его дополнительные вынужденные колебания, которые могут войти в резонанс с собственными колебаниями цепной передачи. Поэтому новые проектируемые самоходные бункер-питатели с донным конвейером - как систему высокоинерционную, многомассовую, с упругими связями - рационально перевести на каскадную систему амортизации с балансирной подвеской рессор.

7. Конвейерная грузоприемная площадка на каскадных амортизаторах представляет собой двухмассовую систему, колеблющуюся в вертикальной плоскости, которая в зависимости от настройки каскадного амортизатора может иметь два режима функционирования:

- при настройке подвижной направляющей каскадного амортизатора на одном уровне с направляющими става конвейера система работает в обычном режиме амортизации;

- при настройке подвижной направляющей амортизатора с некоторым превышением уровня направляющих става конвейера система работает в режиме компенсации.

Выявлено, что в режиме компенсации в момент удара тяговая цепь расслабляется и усилие в ней постепенно падает, затем за счет увеличения динамического прогиба системы усилие в тяговом органе восстанавливается до его первоначальной величины. Выявлено, что время действия ударной нагрузки в режиме компенсации состоит из времени движения приемной площадки и времени формирования импульса. И этот процесс формируется не с уровня предварительного натяжения (12 кН) тягового органа, а с более низкого - 3 кН. Поэтому превышение ударной нагрузки над предварительным напряжением тяговой цепи невелико.

8. Испытаниями грузоприемной площадки конвейера П-80К в производственных условиях установлено, что при одних и тех же условиях эксперимента ударная нагрузка в тяговом органе конвейера в режиме компенсации была в 2,5 раза меньше, чем в режиме амортизации, т.е. при правильной настройке и выборе характеристик грузоприемной площадки на каскадных амортизаторах можно превалирующую часть ударных нагрузок, минуя тяговый орган, передавать на амортизаторы.

9.Теоретическими и экспериментальными исследованиями узла загрузки крутонаклонного подъемника ПН-80 с верхним автономным контуром установлено, что использование в узле загрузки KHK способа порционной подачи груза барабанным питателем, взаимодействующим с верхним контуром конвейера, при селективном подборе высоты падения кусков груза обратно пропорционально их геометрическим размерам, позволяет выявить внутренние резервы прочности грузоприемной площадки и целенаправленно их использовать. Выявлено, что грузонесущий орган конвейера ПН-80, рассчитанный на прием дробленого груза массой 30 кг, может принять рядовую горную массу с максимальным размером характерного куска (l'max = 600 мм и массой 80 кг за счет понижения энергии удара падающего груза при порционной загрузке.

10. В результате завершенного комплекса теоретических и экспериментальных исследований разработана методика инженерного расчета и выбора конструктивных и режимных параметров ШСВ и загрузочных узлов КИК, созданы и прошли приемочные испытания опытные образцы новой техники, послужившие основанием для разработки новых комплексов машин для приема и доставки рядовой горной массы на предприятиях горной промышленности. Разработано совместно с институтами «Гнпроуглегормаш» и КарГТУ «Временное руководство по проектированию и расчету ходовых систем шахтных самоходных машин», которое утверждено Министерством науки-Академией наук PK.

11. Приоритет в разработке рассматриваемых в диссертации проблем защищен 1 монографией, 5 авторскими свидетельствами на изобретения и 14 научными публикациями. Внедрение разработок в проектно-конструкторские работы головных отраслевых институтов подтверждено соответствующими документами. Годовой экономический эффект (утв. Минчерметом СССР в составе TJ13-2.14-14-644-89) от внедрения крутонаклонного комплекса ЦПТ на базе пластинчатого конвейера ПКН-140 на Сарбайском карьере ССГПО, в зависимости от производительности и технологической высоты подъема горной массы, составляет 0.9...5 млн.руб в год, а увеличение производительности ШСВ на 2,3 тонн в год за счет внедрения наших рекомендаций позволило получить экономический эффект 3,5 тыс. руб. в год на один серийно выпускаемый вагон (в ценах 1988г.)

Основное содержание диссертации изложено в следующих публикациях:

ГОразов К.О. Формирование возмущающего момента в трансмиссии шахтных самоходных вагонов // Сб. «Механизация и автоматизация производственных

процессов в горнодобывающей промышленности. - Вып.3.-Караганда: Кар-ГТУ, 1974,- С.67-70.

2.0разов К.О., Каримов К.Г., Аубекеров H.A. Динамические нагрузки в трансмиссии шахтных самоходных вагонов 11 Сб. «Строительно-дорожные машины и механизмы». Вып. 2,-Караганда: КарГТУ, 1975.-С.102-107. З.Оразов К.О., Каримов К.Г. Определение статистических характеристик микропрофиля трасс движения самоходных вагонов // Сб. «Строительно-дорожные машины и механизмы»,- Караганда: Кар ГТУ, 1975.-С23-26.

4. A.C. 609684 СССР. Система крутонаклонных конвейеров //Данияров А.Н., Акашев З.Т., Омаров К.А., Оразов К.О. и др. Опубл. 05.06.78.

5. А.С.№ 606958. СССР. Отвалообразователь // Оразов К.О. A.C., Данияров А.Н., Акашев З.Т., Хайруллин Т.Х. и др. Опубл. 15.05.78.

б.Оразов К.О., Данияров А.Н., Зарубин В.И. Пути повышения эффективности применения пневмоколесного транспорта на шахтах ДГМК // Сб. «Механизация и автоматизация производственных процессов угледобывающей промышленности)). Вып. 7. - Караганда: КарГТУ, 1978,- С.53-56.

7.Оразов К.О. Исследования колебаний самоходного вагона без учета сил сопротивления в шинах //Сб. "Строительно-дорожные машины и механизмы". Вып. 5,- Караганда: КарГТУ, 1978.С 76-79.

8.Оразов К.О., Аубекеров H.A., Каримов К.Г. Расчетное определение максимального динамического момента в трансмиссии самоходного вагона при трогании // Сб."Механизация и транспорт на горных предприятиях".-Караганда: КарГТУ, 1978.С.72-76.

9. A.C. № 1105259 СССР. Устройство для испытания почвы выработок на сдвиг // Оразов К.О., Данияров А.Н. и др.

10.A.C. № 1234755. СССР. Устройство для исследования механических свойств почв выработок // Оразов К.О., Данияров А.Н., Бекенов Т.Н. Опубл.30. 07.84. 11.Оразов К.О. Экспериментальное исследование нагруженности трансмиссии самоходного вагона // Сб. "Совершенствование механизации и технологии дорожно-строительного производства". - Караганда: КарГТУ, 1979.С.48-51.

12. Оразов К.О, Бреннер В.А., Данияров А.Н. Исследование динамических свойств трансмиссии шахтных самоходных вагонов. // Изв. вузов. «Горный журнал». - №> 7, 1981.С 75-78.

13. Оразов К.О, Данияров А.Н., Бекенов Т.Н. Определение касательной силы тяги колесного движителя горно-транспортных машин // Изв. вузов " Горный журнал",-№ 7, 1981.45-47.

14. А. С.№ 959521 СССР. Устройство для исследования механических свойств почв выработок // Оразов К.О., Данияров А.Н. и др. Опубл. 23.08.82.

15. Оразов К.О., Бекенов Т.Н., Данияров А.Н. Учет неравномерности распределения нагрузки от самоходного вагона на почву по длине выработки //Изв. вузов. // «Горный журнал»,- № 6, 1984.55-57

1 б.Оразов К.О. Взаимодействие ходовой части транспортных машин с покрытием шахтных дорог Н В кн. Даниярова А.Н., Музгина С.СЛ

"Самоходные погрузочные и транспортные машины" Алматы: Наука, 1987,-разд. 2.4.

17.0разов К.О., Старухин C.B., Тубольцева С.С. Зубчато-роликовые передачи. Часть 1. Алматы: РИК, 1991.- 186 с.

18. Оразов К.О., Старухин C.B. и др. Зубчато-роликовые передачи. Часть II. Алматы: РИК, 1991.-270 с.

19.Оразов К.О., Бекенов Т.Н., Егоров Ю.П., Акашев З.Т. и др. Временное руководство по проектированию и расчету ходовых систем шахтных самоходных машнн. НТД. Утв. МН-АНРК от 15.09.97. Алматы, 1997 г. - 85 с. 20.Оразов К.О. Противоударные защитные устройства цепных конвейеров.-Алматы: Акыл китабы, 1997. - Усл. печ. л. 12,75.

РЕЗЮМЕ

Тау-кен кэс!порындарында жай тау массасын жетк!зуге ар-налган т!збект1 конвейерлерд1 колданудын тэж1рибес1не талдау жасау т!збект1 конвейерлерд1 пайдаланудыц базасында циклд1 -агшды технология (ЦАТ) кешендер1н курудыц кэс1порындардыц техникалык-зкономикалык, керсетк1штер1н елеул1 турде арттыра алатындыгын керсетт!. Мысалы. т1збект! улкен жукт!к ез1 журет1н жук кабылдау тугырларын жук тиеу кешенШц торабында жылжымалы жинактаушы бункерлер рет!нде кешенд1 карьердЩ б1р бортынан ек!нш1с1не салыстырмалы турде оцай кецпруге мумк1ндак беред!.

КонвейерлердЩ сабында жук кдбылдау аланднда соккдлы жуктеменл етеу режим!нде жумыс !стейт!н арнайы тиеу секцияла-рын пайдалану конвейерге жай тау-кен массасын тиеуге мумк1шик беред1. Бул карьердЩ бортында усак,тау кешенШц к,урылысын са-лудыц кажеттШн 1с жуз!нде толык болдырмайды. Пластинкалы конвейерлерд1н И1лмел1 саптары тау-кен жумыстарыныц жоспарына он,ай к!ру1не жэне осы аркылы карьерлердеп б1р мезг1лде жумыс 1стейт1н тет!ктерд1ц саньш кыскартуга мумк1нд1к беред!.

Жук белшектерШц олардыц геометриялык мэлшерлер!не кер1 бара-бар кулау би1кт1г1н автоматты !р!ктеп темендету принципале жумыс 1стейт1н тиеу торабын жасау жолымен ¿р! белшект! материалдыц жогаргы дербес контуры бар курт ед!ст1 конвейерге жук тиеу проблемасын шешу жай тау-кен массасын терец кекжиектерден аралык, экскаваторлык коймалардьщ курылысын салусыз кел1к кекжиег1не жетк!зуге жол беред!.

Осыган байланысты кисык, желШ трассалар бойынша 1р1 белшект! тау-кен массасын кабылдау мен тасымалдауды камтамасыз етепн. терец карьерлерд1ц борттарынан таратудыд кажеттШн болдырмайтын усынылып отырган курт еЩст! конвейер кешен! ЦАТ-тыц серияльщ ленталы конвейерлерхне арналган дэстурл1 ке-шендер1нен ти!мд1 .турде ерекшеленед!.

Resume

The analysis of applying chain conveyers to deliver common rocks at mining enterprises has revealed that the creation of .cycle-in-line technology complexes (CI&T) on the basis of utilization of chain conveyers can significantly increase the technical and economic performance of the enterprise.

For ex, utilization of large automatic load-lifting platforms as mobile accumulating bunkers in the complex load node will enable to convey the complex from one rim of the open-pit to another.

Utilization in the flights of special loading units, operating within the compensation regime of colliding loads in load-carrying sites provides to load to the conveyer common rock, which factually excludes the necessity to construct the grinding complexes in the open-pit.

Plated conveyers bending flights are easily designed for mining works and maximally decreases the quantity of simultaneously operating mechanism within the open-pit.

The solution of the problem to load the bending conveyer with upper autonomous contour with lump size material through creation of loading unit, functioning under the principle of automatic selective, height decrease of loads which is inversely proportional to their geometric sizes, and makes it available to deliver rocks from deep level floors into the transportation level floor without constructing intermediary excavator storages.

In view with this, the proposed bending conveyer complex, providing the reception and transportation of large size rocks through curved routes excluding the necessity to convey the flange of deep open pits is more advantageous than traditional cycle - in-line technology in standard belt conveyers.