автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Совершенствование трансмиссии горных машин как средство повышения их надежности

РГ6 од

на правах рукописи

Афанасьев Анатолий Ильич

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ТРАНСМИССИИ ГОРНЫХ МАШИН КАК СРЕДСТВО ПОВЫШЕНИЯ ИХ НАДЕЖНОСТИ

Специальность 05.05.06. - "Горные машины"

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Екатеринбург 1996

Работа выполнена в Уральской государственной горно-геологической академии

Официальные оппоненты:

Доктор технических наук, профессор

В. Н. Гетопанов

Доктор технических наук, профессор

С. А. Казак

Доктор технических наук, профессор

В. И. Сайтов

Ведущее предприятие - НИИПРОЕКТАСБЕСТ г.Асбест

Защита состоится

н

1996г. в , часов на заседа-

нии диссертационного совета Д 063.03.01 в Уральской государственной горно-геологической академии по адресу: 620144, г. Екатеринбург, ул. Куйбышева, 30

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Уральской государственной горно-геологической академии

Автореферат разослан

Ученый секретарь диссертационного совета

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

АКТУАЛЬНОСТЬ РАБОТЫ. Экономическое развитие страны основывается на научно-техническом прогрессе, который включает совершенствование и повышение эффективности средств комплексной механизации, используемых в горной промышленности. Для решения этих задач необходимо обеспечить высокопроизводительную, надежную работу горного оборудования. Существенную часть горного оборудования составляют машины, экскавирующие или фрезерующие горную массу и вследс-твии неоднородности последней имеющие значительные колебания усилий на рабочем органе.Недостаточная надёжность горного оборудования подтверждается рядом исследований. В частности, время простоев экскаваторов с ковшом емкостью 5 м3 из-за отказов составляет около 13%. Время простоев драг из-за поломок черпающего аппарата с трансмиссией составляет около 30% общего времени сезона. Коэффициент использования рабочего времени роторных траншейных экскаваторов находится в пределах 0,2 - 0.6. Вероятность безотказной работы элементов напорного механизма экскаватора ЭКГ-12,5 за 3 месяца работы составляет 0,5. Наработка на отказ напорного механизма экскаватора ЭКГ-8И при экскавации взорванной скальной породы находится в пределах от 60 до 90 смен. Случайные перерывы в работе горно-шахтного оборудования, часть из которых есть следствие внезапных отказов. составляет по данным ИГД им. А.А.Скочинского более 50% всей смены.

Одной из причин относительно низкой надёжности этих машин являются внезапные, без следов усталостного повреждения отказы элементов трансмиссии и металлоконструкций рабочих органов. Их масса составляет от 10% до 30% массы машины, что указывает на существенную долю, вносимую в показатели надежности всей машины трансмиссией и рабочим оборудованием. На рабочее оборудование и трансмиссию карьерного экскаватора с емкостью ковша 4,6 куб. м. приходится до 20% отказов. Одной из главных причин этого являются динамические нагрузки, превышающие допустимый уровень, что приводит к потере статической прочности. Относительно большой коэффициент вариации нагрузок объясняет наличие усталостных повреждений элементов трансмиссии (валов, шестерен, подшипниковых узлов). Действие существенных динамических нагрузок подтверждается тензометрированием

напряжений в валах горных, торфяных и строительных машин. Коэффициент вариации напряжений в трансмиссии рабочих органов этих машин изменяется от 0,40 до 1,12. В элементах трансмиссии привода рабочего органа экскаватора ЭКГ-4.6Б зафиксирован коэффициент динамичности равный 4,5, в приводе МТП-81 -2-2,1. Применение быстродействующего автоматизированного электропривода ( тиристорный преобразователь - двигатель) в напорном механизме карьерного экскаватора ЭКГ-5А не решает проблемы ограничения максимальных динамических нагрузок.

Учитывая величину парка карьерных экскаваторов , горно-шахтного оборудования, а также торфяных и строительных машин, работы по повышению их надежности являются актуальными.

ЦЕЛЬЮ РАБОТЫ является повышение эффективности работы горных машин за счет создания эффективных предохранительных устройств, обеспечивающих стабильное ограничение в трансмиссии динамических нагрузок и снижение их дисперсии, на базе совершенствования методов расчета, учитывающих тепловые нагрузки.

ИДЕЯ РАБОТЫ заключается в том. что повышение надежности горной машины можно обеспечить путем эффективного управления нагрузками в ее трансмиссии и устройстве по модульному принципу.

МЕТОДЫ ИССЛЕДОВАНИЙ: статистический анализ динамики трансмиссии рабочих органов и эффективности работы предохранительных устройств. моделирование процесса нагрева предохранительных устройств на ЭВМ. экспериментальная проверка в лабораторных и промышленных условиях результатов теоретических исследований и определение опытных коэффициентов, входящих в эмпирические формулы, с помощью теории планирования эксперимента, теории вероятности и математической статистики, тензометрического и теплофизического методов с использованием стандартной измерительной аппаратуры •.

ПОЛОЖЕНИЯ. ВЫНОСИМЫЕ НА ЗАЩИТУ:

- установлена закономерная взаимосвязь нагруженное™ трансмиссии горных машин, определяющая вероятность ее безотказной работы, с параметрами динамической системы, включающими приведенные жесткости и массы элементов трансмиссии, скоростью передвижения для машин непрерывного действия, скоростью нагружения рабочего органа и параметрами средств управления нагрузками;

- для трансмиссий горных машин, работающих в режимах частичного или полного стопорения, предложен научно обоснованный критерий

эффективности работы средств управления нагрузками - коэффициент динамичности, определяемый точностью срабатывания, количеством и скоростью отводимой из динамической системы кинетической энергии;

- эффективными средствами управления динамическими нагрузками в трансмиссии горных машин являются фрикционные предохранительные устройства- муфты с комбинированной обратной связью по упругому моменту в кинематической цепи, имеющие коэффициент усиления отрицательной обратной связи, равный 0,6-0.8;

- установлено, что тепловая нагруженность и точность срабатывания фрикционного предохранительного устройства, определяющая величину максимальных динамических нагрузок и, соответственно, вероятность безотказной работы, зависят от ряда факторов: случайных, включающих частоту и уровень нагрузок на рабочем органе, эквивалентную приведенную жесткость; детерминированных, включающих геометрические и силовые параметры устройства и узла трения, величины приведенных ведущих и ведомых масс элементов трансмиссии, коэффициент усиления обратной связи;

- рациональным средством снижения дисперсии нагрузок в трансмиссии горных машин непрерывного действия являются упруго-демпфирующие устройства с внешним трением, демпфирующая способность которых при равных габаритах в 2 - 5 раз больше, чем устройств с внутренним трением;

- установлена взаимосвязь детерминированных параметров фрикционных предохранительных устройств и случайных факторов, включающих параметры внешней нагрузки, характеристики забоя, режима работы и нагружения;

-установлена взаимосвязь параметров режущих элементов рабочего органа и удельной энергоемкости резания.

ОБОСНОВАННОСТЬ И ДОСТОВЕРНОСТЬ научных положений, выводов и рекомендаций обеспечивается представительностью выборки экспериментальных данных при доверительной вероятности 0.85 - 0,95; совпадением экспериментальных и расчётных данных .расхождение не превышает 15%; испытаниями и промышленной эксплуатацией предохранительных устройств в горных и торфяных машинах.

НАУЧНАЯ НОВИЗНА РАБОТЫ заключается:

в установлении связи нагруженности трансмиссии горных машин, определяющей вероятность безотказной работы, с эффективностью работы предохранительных устройств, режимом нагружения и параметрами

динамической системы;

в разработке теории теплового расчёта предохранительных и демпфирующих устройств при случайном нагружении;

в разработке математических моделей предохранительных устройств фрикционного типа с комбинированными обратными связями, математических моделей демпфирующих устройств.

ПРАКТИЧЕСКОЕ ЗНАЧЕНИЕ РАБОТЫ состоит в:

- разработке методики расчета рациональных параметров предохранительных фрикционных устройств с комбинированной обратной связью;

- разработке методики расчёта рациональных параметров демпфирующих устройств;

- разработке конструкций предохранительных устройств различных типов, обеспечивающих стабильное ограничение нагрузок;

- разработке рациональных конструкций режущих элементов и рабочих органов машин для фрезерования торфяной залежи;

- разработке 13 конструкций предохранительных и демпфирующих устройств, новизна которых подтверждается авторскими свидетельствами на изобретения.

РЕАЛИЗАЦИЯ РЕЗУЛЬТАТОВ РАБОТЫ. Основные результаты работы и практические рекомендации использованы ВНИИТП и НПП ПО Свердловс-кторф при разработке машины для прокладки дренажа, машины для переукладки мостов-переездов, УГГГА при выполнении задания МВ и ССО РСФСР 03.30А УИ САПР в учебном процессе и разработке машины для разрушения негабаритов, а также при совершенствовании горных машин на открытых горных работах. Экономический эффект от внедрения разработок составил более 500 тыс.руб.(в ценах 1990г.).

АПРОБАЦИЯ РАБОТЫ. Результаты работы, её основные положения были доложены, обсуждены и одобрены в 1983 - 1995г. на заседаниях кафедры горных машин, кафедры эксплуатации горного оборудования и торфяных машин, научно-технических конференциях Уральского горного института, отдела "добычи фрезерного торфа ВНИИТП, СКВ Ивторфмаша. СКВ Инсторфа Беларуси, международном симпозиуме Торная техника на пороге XXI века", совещаниях в техотделах горных предприятий.

ПУБЛИКАЦИИ. По теме диссертации опубликовано 33 работы, в том числе 1 учебное пособие, 1 обзорная информация, 13 авторских свидетельств на изобретения.

ОБЬЕМ И СТРУКТУРА РАБОТЫ. Диссертация состоит из введе-

ния, шести глав, заключения и содержит 222 стр. машинописного текста. 62 рис., списка использованной литературы из 178 наименований и приложений.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

1.ЭФФЕКТИВНОСТЬ СОВРЕМЕННЫХ СПОСОБОВ ОГРАНИЧЕНИЯ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК

Широкое распространение в горных, строительных и торфяных машинах, как в нашей стране так и за рубежом , получили различные по принципу действия средства защиты трансмиссии от перегрузок, в частности, фрикционные средства, как наиболее простые, дешевые и компактные.

Основной вклад в развитие методов расчета и усовершенствование предохранительных устройств внесли Александров м. П., Артоболевский И.И., Борисов С.М.. Белобров В.И., Гонский Г.В., Гуляев В. Г., Горбатов П. А., Волков Д. П., Крагельский И. В.. Поляков В. С., Потураев В. Н., Раздолин М. В.. Тепинкичиев В. К., Фролов К. В., Хри-санов М. И., Чичинадзе А. В. и др. ученые. В их трудах разработана теория динамики, нагрева и силового расчета предохранительных и тормозных устройств при детерминированных внешних нагрузках.

Вопросы взаимодействия рабочих органов с неоднородным забоем и влияние его на нагруженность и, соответственно, надежность машин отражены в трудах Ветрова Ю.А., Гетопанова В.Н., Домбровского Н.Г., Докукина А. В., Казака С. А.. Кантовича Л. И., Кубачека В. Р., Кулешова A.A., Морозова В.И.. Мурашева М.В., Подэрни Р.Ю., Сафохи-наМ. С., Самсонова Л.Н., Солода С. В. и др. ученых.

Однако в созданных ранее методах расчёта предохранительных устройств недостаточно разработана теория их теплового расчета при случайном изменении внешней нагрузки на рабочем органе. Мало также изучено влияние параметров предохранительных устройств на динамические процессы в элементах трансмиссии, не установлена взаимосвязь внешней нагрузки с параметрами динамической системы и предохранительного устройства. Все это свидетельствует о необходимости исследования процессов, протекающих в динамических системах и предохранительных устройствах при случайном изменении внешней нагрузки, определения закономерностей их нагрева , на основании которых поя-

вилась бы возможность создания новых эффективных предохранительных устройств для приводов горных машин.

Относительно низкая вероятность безотказной работы элементов .трансмиссии горных машин, обусловленная внезапными отказами, есть следствие действия максимальных динамических нагрузок, превышающих несущую способность материала деталей.

Повысить вероятность безотказной работы трансмиссии рабочих органов горных машин возможно несколькими способами:

во-первых, повышением качества изготовления элементов, т. е. снижением дисперсии прочностных характеристик материала и детали;

во-вторых, повышением запаса прочности по средним напряжениям;

в-третьих, уменьшением дисперсии напряжений в деталях. Первые два пути имеют относительно низкую эффективность и связаны с существенными экономическими затратами.

Наиболее рациональным путем увеличения вероятности безотказной работы является снижение дисперсии напряжений в элементах трансмиссии с одновременным увеличением (без изменения геометрических параметров) запаса прочности по средним.

Относительно большая дисперсия напряжений в элементах трансмиссии свидетельствует о низкой эффективности работы устройств, ограничивающих динамические нагрузки.

В трансмиссии горных машинах использовалось и в настоящее время эксплуатируется большое количество разнообразных устройств, ограничивающих максимальные динамические нагрузки. Их действие основано на различных законах природы. По физическому и функционально-конструктивному признаку предохранительные устройства можно разделить на 3 вида: электромеханические, гидромеханические, механические. Выбор вида и конкретного средства ограничения динамических нагрузок в элементах трансмиссии производится на стадии проектирования машины из конструктивных соображений с учетом типа привода и опыта эксплуатации аналогичных машин. При этом может оказаться, что в процессе эксплуатации выбранное предохранительное средство не в полной мере выполняет свое функциональное назначение, т. е. не является эффективным.

Под эффективностью предохранительного устройства понимается степень реализации им основной цели - ограничения максимальных динамических нагрузок.

Объективным критерием эффективности работы средства ограничения максимальных динамических нагрузок, по нашему мнению, может быть безразмерный коэффициент (коэффициент динамичности):

Кд - 1 + Гшах/Гн. (1)

где Гма!! - динамическая составляющая нагрузки в трансмиссии при действии на рабочий орган импульса, приводящего к частичному или полному стопорению рабочего органа.Н; - номинальное или стопорное (для двигателей с экскаваторной характеристикой ) движущее усилие, Н.

Эффективным считается то устройство, которое обеспечивает минимально необходимое значение коэффициента динамичности. Аналогичный критерий используется при оценке эффективности систем автоматического управления электроприводами механизмов, работающих в режиме стопорения.

Ограничение максимальных динамических нагрузок при стопорении рабочего органа в забое связано с отводом от механизма кинетической энергии.

В процессе срабатывания происходит преобразование кинетической энергии ведущей массы в тепловую и нагрев элементов, поглощающих тепло, а также их теплообмен с окружающей средой. Процессы тепловыделения и теплоотдачи находятся в равновесии при определенной температуре, которая обеспечивает заданную долговечность предохранительного устройства. В соответствии с законом сохранения энергии, чем меньше заданный коэффициент динамичности (т.е. больше количество переводимой в тепло кинетической энергии), и чем выше допустимая температура поглощающего тепло элемента, а также его теплоотдача, тем меньше могут быть его геометрические размеры и, соответственно, масса. Поэтому существенным фактором при выборе типа предохранительного устройства, работа которого связана с отводом из динамической системы кинетической энергии, может быть температура элемента, поглощающего тепло в конце срабатывания:

Тк = 1У + 1С. (2)

где Ц - установившаяся избыточная температура элементов поглощающих тепло.0С; 1С - приращение температуры элементов в конце срабатывания муфты.0С.

Установившаяся избыточная температура элементов, поглощающих тепло, зависит от геометрических параметров, их конструктивного исполнения, параметров динамической системы, характеристик забоя и

режима работы, который определяет частоту появления нагрузки.

Приращение температуры этих элементов в конце срабатывания определяется величиной кинетической энергии ведущих масс перед срабатыванием, математическим ожиданием момента сопротивления на рабочем органе, параметрами динамической системы и величиной момента срабатывания.

При равных коэффициентах динамичности, габаритах и массе, эффективным будет то устройство, которое имеет минимальную температуру в конце срабатывания.

Условие эффективности предохранительного устройства, поглощающего тепло можно записать в виде

Тк = K"V [t] - min, (3)

где [t] - допустимая температура,0С; К3 - коэффициент запаса по температуре.

Импульсный режим нагружения характерен для машин экскавирую-щих (фрезерующих) или перерабатывающих неоднородную горную массу. Он приводит в определенных условиях к стопорению ведомой и ведущей масс. Принятый при оценке эффективности режим нагружения рабочего органа позволяет поставить все средства защиты от перегрузок в равные условия и по коэффициенту динамичности оценить их эффективность.

В табл.1 приведены параметры динамических систем нескольких горных машин с импульсными режимами нагружения рабочих органов. Приведенный момент инерции двигателя обозначен в таблице 2 - J,. а звездочкой - приведенный момент инерции рабочего органа.

Учитывая соотношения жесткостей и масс этих машин, расчетную схему можно в первом приближении представить в виде двухмассовой, односвязной динамической системы. Коэффициент динамичности определялся в результате решения дифференциальных" уравнений движения этой системы при действии на ведомую массу импульса нагрузки.

Принятые параметры режима нагружения соответствуют частичному стопорению рабочего органа в забое, что является наиболее вероятным при работе горных машин.

Электромеханические устройства включают три основных группы: отключающие электродвигатель, отключающие электродвигатель с рекуперацией энергии и индукционные муфты.

Электромеханические устройства защиты имеют достаточно высокую точность срабатывания (коэффициент точности не превышает 1,1)

и приемлемую надежность.

Отключающие устройства неэффективны из-за относительно большой инерционности отечественных электродвигателей. Динамические нагрузки при стопорении часто достигают опасного уровня (Кд= 1,7...

4,7).

Таблица 1

Параметры динамических систем горных машин

Тип машины Приведенные жесткости элементов. С- 104,Н-м Приведенные моменты инерции элементов, .1,кг-м2

с, С2 С3 с* с5 ¿6

ЭР7Е 2,1 0,3 0,5 12,4 1,8 0,7 3,95

ЭКГ-4,6Б 0, 02 0,06 2,4 0. 15 -0,2

ЭКГ-8И 0,3 0,8 22.8 1.53.0

ЭКГ-12,5 0,08 0,24 42.1 2.54,0

ЭКГ-20 ТИТАН-1 МТФ-14 МТФ-18 МТП-26 МТП-52 МТП-81 0,6 -2, 0 0, 06 2,4 3,3 9.0 2.1 10,2 0, 02 54 6,1 0,7 1.9 0.87 584 43 1.7 30.3 3,45 43 0,7 0,6 0,0! 232 1,52 23.1 23.1 13 32,1 13,3 1225 0, 04 0, 29 0,16 0.1 0,01 0.08 о, оо; 0, 05 0. 23 0, 04 0. 05 0. 1 7.1 1,8 0,05 2,9 0.17 1,36 0. 22 0,03 0,01

Устройства, переводящие электродвигатели в режим динамического торможения (противовключения или торможения с рекуперацией энергии) номинальным током, также неэффективны, так как при этом кинетическая энергия якоря электродвигателя за время нарастания динамической нагрузки в трансмиссии до максимума уменьшается всего на 8-10%, а остальная энергия переходит в потенциальную энергию деформации деталей.

Индукционные муфты выпускаются с электромагнитной и фрикционной связью ведущей и ведомой частей. Индукционные муфты с фрикционной частью имеют два недостатка: относительно большую инерционность ведомой части и низкую точность срабатывания, обусловленную нестабильностью коэффициента трения.

Индукционные муфты с электромагнитной связью ведущего и ведо-

мого валов обладают высокой точностью срабатывания, но использовать их в приводе горных машин затруднительно из-за относительно большой инерционности ведомой части.

Использование тихоходных двигателей для снижения максимальных динамических нагрузок малоэффективно , так как они имеют значительно большие, чем обычные двигатели, моменты инерции ротора, . повышенные габариты и массу и, соответственно, стоимость.

За рубежом ( США ) в качестве предохранительных устройств в экскаваторах фирмы Марион 291-М и экскаваторах фирмы Харнишфегер 1600. 1900, 2100 используются индукционные муфты, а в экскаваторах 151-М, 181-М, .191-М, 110-В,150-В, 190-В (последние 3 экскаватора выпускает фирма Бюсайрус Ири)- пневмокамерные муфты.

Пневмокамерные муфты имеют два главных недостатка: относительно большое время срабатывания пневмосистемы (0,12 - 0,25с) , и низкую точность срабатывания, обусловленную нестабильностью коэффициента трения.

К гидромеханическим средствам защиты относятся предохранительные клапаны, гидродинамические муфты и гидротрансформаторы.

Предохранительные клапаны являются эффективными средствами защиты элементов трансмиссии при относительно малых расходах и обьемах жидкости . При относительно больших расходах жидкости и скоростях нарастания внешней нагрузки предохранительные клапаны работают как дроссели, что приводит к росту давления в магистрали до уровня, существенно превышающего номинальный.

Гидродинамические муфты и гидротрансформаторы устанавливают на валах с относительно большой скоростью вращения. Отношение максимального передаваемого момента к минимальному у этих устройств . равно 1,9 - 2,5, что существенно затрудняет их использование в качестве предохранительных средств.

Наиболее распостранбнными предохранительными устройствами в приводах горных машин являются механические средства, которые по способу уменьшения динамических нагрузок можно разделить на три группы: разьединяющие трансмиссию на две части и поглощающие кинетическую энергию ведущих масс, т. е. переводящую ей в тепло - фрикционные средства; разьединяющие трансмиссию на ведущую и ведомую части без поглощения энергии - срезные, кулачковые, шариковые и т. п. муфты; перераспределяющие и частично поглощающие кинетическую энергию - упругие и упругодемпфирующие муфты с металлическими и

неметаллическими упругими элементами.

Наиболее простыми по конструкции являются срезные муфты. Основным их недостатком является низкая точность срабатывания. Они применимы для ограничения редкодейстующих нагрузок, так как при частом срабатывании муфты уменьшается производительность оборудования.

Кулачковые муфты, вследствии износа и заедания кулачков и шлиц, имеют низкую точность срабатывания, применяются при относительно малых скоростях (ш < 55рад/с) и моментах ( M < 250Н*м). Кроме того, при срабатывании кулачковой муфты возникают относительно большие ударные нагрузки, что приводит к разрушению кулачков й отказам элементов трансмиссии.

Шариковые муфты более стабильны в работе, чем кулачковые, но также имеют ограничение по скорости вращения ( ш < 55рад/с), значительные осевые габариты, сложны в изготовлении и обслуживании.

Упругие муфты с металлическими упругими элементами практически не поглощают кинетическую энергию, поэтому их применяют чаще всего в виде пассивных виброгасителей. Упруго-демпфирующие муфты с резиновыми упругими элементами хорошо демпфируют небольшие колебания нагрузки, но вследствии относительно малых допускаемых напряжений резины имеют большие габариты и, следовательно, такую жесткость, которая соизмерима с приведенной жесткостью элементов трансмиссии.

Из механических средств защиты трансмиссии горных машин наибольшее распространение в настоящее время имеют фрикционные предохранительные муфты. Эти устройства делятся в зависимости от конструктивного исполнения фрикционной пары на несколько типов: дисковые, колодочные, конусные.

Главными недостатками их являются: низкая точность срабатывания (у муфт без механизма управления узлом трения), обусловленная нестабильностью коэффициента трения, и недостаточная надежность, обусловленная отказами фрикционной пары из-за перегрева. Относительно большое значение коэффициента точности срабатывания определяет высокую величину коэффициента динамичности и низкую эффективность данных средств защиты трансмиссии от перегрузок.

Анализ коэффициентов динамичности показывает, что для приводов рабочих органов горных машин наиболее эффективным средством ограничения максимальных динамических нагрузок являются фрикционные пре-

дохранительные муфты повышенной точности срабатывания (Кт= 1,1... 1.2 ).

Сообразуясь с целями работы, были поставлены следующие задачи:

- определить тепловую нагруженность различных по конструкции фрикционных предохранительных муфт на физической модели при случайном изменении внешней нагрузки по различным законам;

- установить зависимость между параметрами муфт, уровнем настройки (моментом трения), характеристиками забоя и ее тепловой нагрузкой;

- исследовать влияние параметров муфты и режима нагружения на • эффективность ее работы (точность срабатывания);

- определить тепловую нагруженность упруго-демпфирующих муфт при случайном изменении внешней нагрузки;

- разработать для горных машин рациональные конструкции муфт повышенной точности срабатывания и упруго-демпфирующих муфт;

- провести экспериментальные исследования по проверке надежности муфты в производственных условиях, подтвердить достоверность теоретических исследований;

- разработать методику расчета предохранительных и упруго-демпфирующих муфт.

2.ИССЛЕДОВАНИЕ ПРОЦЕССА НАГРЕВА ФРИКЦИОННЫХ ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ НА ФИЗИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ

Одной из главных причин отказа фрикционных предохранительных устройств, как"показали наши обследования, является перегрев пары трения, который приводит к распаду связующего накладок, уменьшению коэффициента трения и, соответственно, момента трения, что вызывает прекращение работы машины. Исходными данными при расчете температуры пары трения являются : максимальная работа одного торможения, суммарная работа всех торможений за определенное время, коэффициент теплоотдачи, момент трения, развиваемый тормозом или муфтой, а также конструктивные параметры устройства и теплофизические параметры пары трения. Использовать полученные в известных работах зависимости для совершенствования конструкции и создания новых предохранительных муфт для приводов горных машин затруднительно, так как нагрузка на рабочий орган и момент трения являются случайными величинами, следовательно, работа трения при срабатывании

также носит случайный'характер.

В предохранительных устройствах детали, воспринимающие тепло выделяющееся при срабатывании, имеют, как правило, сложную форму, контактируют с другими деталями, что значительно усложняет краевые условия при расчёте температуры. Кроме того, при многократном срабатывании расчёт температуры необходимо производить с учетом теплоотдачи, которая зависит от конструкции пары трения и места установки муфты в трансмиссии. Таким образом, аналитически определить температуру пары трения при срабатывании предохранительной муфты практически невозможно.

Максимальная температура пары трения фрикционной муфты в конце одного срабатывания зависит от её конструктивных параметров, интенсивности тепловыделения и времени буксования.

В зависимости от скорости буксования, интенсивность тепловыделения в предохранительной муфте напорного механизма ЭКГ-4,6Б доходит до 0,6 МВт/мг, в муфте МТФ-14 - до 0,5 МВт/м2, что свидетельствует о значительной тепловой нагрузке фрикционных пар, применяемых в настоящее время во фрикционных предохранительных муфтах. При интенсивности тепловыделения равной 0,4 - 0,9 МВт/м2 допустимое время буксования предохранительной муфты, определенное по известным формулам, составляет 10 - 70с. В частности, для предохранительной муфты фрезера МТФ-14 и экскаватора ЭКГ-4,6Б оно составляет 14 - 16с. Расчеты показывают, что при такой длительности буксования предохранительной муфты температура пары трения для фрикционных накладок НСФ-1, НСФ-3 превысит допускаемую. Таким образом, использовать известные формулы для определения максимального времени буксования не представляется возможным.

В связи с этим для установления закономерностей нагрева, т.е. определения влияния различных факторов на температуру фрикционной пары, которая определяет надежность предохранительных муфт, была создана физическая модель.

Геометрические параметры муфт ( радиусы дисков, толщина дисков, толщина фрикционных накладок ) были равны параметрам муфт, установленных затем при промышленных испытаниях в привод фрезера МТФ-13. Интенсивность тепловыделения в паре трения можно было регулировать в пределах от 2 кВт/м2 до 0,2 МВт/м2. Таким образом, процессы нагрева исследуемых муфт были эквивалентны тепловым процессам натурных муфт. Это позволяет использовать полученные ре-

зультаты при разработке новых конструкций муфт. Эффективная глубина проникновения тепла при выбранных параметрах ведомого стального диска была больше половины толщины диска, равной 6мм.. Это позволило пренебречь градиентом температур между поверхностью трения и серединой диска. Во время испытаний момент трения замерялся при помощи тензорезисторов. наклеенных на вал, усилителя ТА-5 и фиксировался на ленте осциллографа Н0-30А.

В муфтах испытывались широко распространённые фрикционные материалы: НСФ-1 (ГОСТ 1786-74) на каучуковом связующем и НСФ-3 на комбинированном связующем. При проведении исследований использовались методы планирования эксперимента.

В результате экспериментов установлено, что температура диска стабилизировалась через 12 - 15 минут после начала работы.

Математическая обработка результатов эксперимента позволила получить зависимость скорости нагрева (°С/с) пары трения (стальной диск - фрикционные накладки НСФ-1, НСФ-3) от интенсивности тепловыделения - X! и угловой скорости вращения - Х2

и,; = 0,75 + 0.66-Х, - 0,05-Х!-Хг + 0,1-Х!2. (4)

Уравнение (4) с надежностью 0,95 адекватно отражает процесс нагрева при интенсивности тепловыделения от 10000 до 106 Вт/м2 и скорости вращения от 40 до 130рад/с, если эффективная глубина проникновения тепла больше толщины стального диска при одностороннем поступлении в него тепла или больше половины толщины диска при поступлении тепла с двух сторон. Уравнение (4) показывает, что скорость нагрева деталей муфты определяется главным образом интенсивностью тепловыделения (с увеличением интенсивности тепловыделения растет скорость нагрева) и в меньшей степени зависит от скорости вращения (с увеличением скорости вращения муфты скорость нагрева уменьшается) .

Эксперименты показали, что при существующих интенсивностях тепловыделения надежную работу фрикционной пары возможно осуществить путем ограничения времени буксования муфты. Его целесообразно определять через скорость нагрева, зависящую от интенсивности тепловыделения, из формулы

г6 <( Ш - Ц )/и{, (5)

где Ш - допустимая температура нагрева накладок,°С; Ц -математическое ожидание установившейся избыточной температуры пары трения,°С.

Для применяемых в настоящее время фрикционных материалов НСФ-1, НСФ-2. НСФ-3, НСФ-11. ФК-24Л и др. допускаемые удельные давления изменяются в пределах 0,1 - 1.0 МПа, допускаемые скорости скольжения -1.0-15,0 м/с, а допускаемые температуры - 473 -573 К. Следовательно, интенсивность тепловыделения в паре трения фрикционных муфт находится в пределах 105 - 10б Вт/м2. При таких интенсивностях тепловыделения и допускаемых температурах, учитывая величину установившейся избыточной температуры, равную 30 - 50 К, допустимое время буксования муфты согласно формулам (5) и (6) может быть меньше 2с. Поэтому в конструкции предохранительных муфт с интенсивностью тепловыделения более 3- 105 Вт/м2 (допустимое время буксования менее Юс), необходимо предусматривать отключающие или сигнализирующие устройства.

Коэффициент теплоотдачи деталей плоской формы при свободой конвекции зависит от разности температур между деталью и воздухом. Этот коэффициент изменяется в широких пределах и при его расчете не учитывают скорость вращения муфты, которая определяет скорость ее движения относительно воздуха. Кроме того, в горных машинах предохранительные муфты в некоторых случаях закрываются сплошным кожухом, который, являясь термическим сопротивлением, существенно изменяет условия теплообмена пары трения и деталей муфты с окружающей средой. Поэтому определение коэффициентов теплоотдачи производилось не только при различных скоростях вращения, но и для открытых и закрытых сплошным кожухом муфт.

На. рис.1 приведены зависимости коэффициентов теплоотдачи муфты, закрытой сплошным кожухом (2), и без него (1) от скорости вращения. Математическая обработка результатов эксперимента позволила получить для муфты без кожуха модель

Ктп = 28 + 1.43- ш - 0,00365- шг, (6)

где ш - угловая скорость вращения муфты, рад/с. Выборочное корреляционное отношение, определенное по результатам эксперимента, равно 0,91, что указывает на тесную связь коэффициента теплоотдачи со скоростью вращения муфты.

Уравнение (6) и графики (рис.1) показывают, что с увеличением скорости вращения от нуля до 115рад/с коэффициент теплоотдачи возрастает примерно в 4 - 5 раз, причём для муфты, закрытой сплошным кожухом, он растет менее интенсивно (в 2.5 - 3 раза).

Установившаяся температура муфты, установленной в приводе

горной машины, рабочий орган которой подвергается случайным силовым воздействиям, зависит от закона их распределения. В частности, режим нагружения напорного механизма экскаватора ЭКГ-4,6Б близок к нормальному закону.

Для исследования тепловой нагруженности было изготовлено 4 различные по конструкции фрикционные муфты.

Зависимость коэффициента теплоотдачи фрикционной

муфты от скорости вращения 1 - муфта без кожуха; 2 - муфта, закрытая кожухом

Ктп, Вт/(м2-К)

1г° —

40 ------

О -----

О 25 50 75 100 ш,рад/с

Рис. 1

По нашим расчетам максимальная частота появления пиков нагрузки будет иметь место у быстроходных широкозахватных машин. В частности, для фрезера МТФ-14, МТФ-17 и подобных им машин, максимальная частота нагрузки не будет превышать 3Гц.

Для напорных механизмов карьерных экскаваторов частота появления нагрузки'определяется параметрами динамической системы, временем черпания и для ЭКГ-4,6Б не превышает 1.2Гц.

Таким образом, при испытаниях на стенде натурного образца муфты, которая затем была установлена и испытана на фрезере МТФ-13, была достигнута тепловая эквивалентность модели и натуры.

Величина внешней нагрузки принималась пропорциональной математическому ожиданию момента трения. Как показали промышленные испытания муфт, отношение максимальной амплитуды внешней нагрузки к моменту трения составляет: у экскаватора ЭКГ-4.6Б (в напорном меха-

, Вт/(м2-К)

Г • • » ----Г • •

1. \ « • ^^^ • ^^^ • « • «

• —" 1 « 0 о • *

низме) от 2,5 до 3,7; у фрезера МТФ-14 от 3 до 6. Импульсы внешней нагрузки меньшего уровня не вызывают существенного торможения ведомой массы и срабатывания предохранительной муфты.

В результате экспериментальных исследований на физической модели установлено:

1. Одним из главных факторов, определяющих надежность фрикционных предохранительных муфт в приводах горных машин, является тепловая нагруженность, которая характеризуется установившейся избыточной температурой пары трения.

2. Установившаяся' избыточная температура при прочих равных условиях зависит от закона распределения внешней нагрузки, частоты ее появления, коэффициента взаимного перекрытия, а также от соотношения величины максимальной нагрузки и момента трения.

3. Наиболее универсальным показателем, по которому можно сравнивать тепловые нагрузки пары трения, является интенсивность тепловыделения, а не приведенная работа трения.

4. Скорость нагрева пары трения при прочих равных условиях определятся интенсивностью тепловыделения и нелинейно возрастает с увеличением последней.

5. Допустимое время буксования муфты определяется установившейся избыточной температурой, интенсивностью тепловыделения и допустимой температурой накладок: при интенсивности тепловыделения равной 0,3 МВт/м2 оно должно быть меньше Юс.

6. Коэффициент теплоотдачи муфты, не закрытой сплошным кожухом, увеличивается в 4 - 5 раз (от 28 до 120 -140 Вт/(м2-К) с повышением скорости ее вращения от нуля до 115рад/с, а закрытой сплошным кожухом - в 2 раза.

7. Введение в фрикционную предохранительную муфту механизма отрицательной обратной связи позволяет уменьшить максимальную избыточную температуру при отношении максимального импульсного момента к моменту трения, равному 5, 3, и частоте появления нагрузки, равной 3Гц:

А. коэффициенте взаимного перекрытия равном 1 для: а - тяжелого режима нагружения на 15%. б - нормального режима нагружения на 21%. в - промежуточного режима нагружения Н-ПФ на 5%;

Б.коэффициенте взаимного перекрытия равном 0.33 для: а - тяжелого режима нагружения на 18%, б - нормального режима нагружения на 29%, в - промежуточного режима нагружения Н-ПФ на 7%.

8.' С уменьшением коэффициента взаимного перекрытия от 1 до 0,33, максимальная избыточная температура муфты без обратной связи (при частоте появления нагрузки равной 3Гц. отношении моментов равном 5,3) уменьшается в среднем на 6%, а у муфты с отрицательной обратной связью на 9%:

9. При частоте появления нагрузки, равной 3Гц, и отношению момента нагрузки к моменту трения, равному 5,3, что соответствует работе фрезера с шириной рабочего органа 9,5 м со скоростью 2 -2,5м/с ( тяжёлый режим нагружения и режим нагружения фрезера Н -11Ф ) происходит перегрев и отказ пары трения.

Пара трения в предохранительных муфтах должна иметь коэффициент взаимного перекрытия в пределах 0,3 - 0,6. При таких параметрах пары трения обеспечивается ее контактная прочность и улучшается отвод тепла из зоны контакта, что приводит к уменьшению тепловой нагрузки.

Полученные данные свидетельствуют о том, что введение в предохранительную фрикционную муфту механизма отрицательной обратной связи позволяет при прочих равных условиях уменьшить тепловые нагрузки пары трения и, следовательно, повысить ее надежность.

3.АНАЛИТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ НАГРЕВА ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ

В результате обследований горных и торфяных машин установлено, что отказ фрикционных предохранительных устройств из-за перегрева пары трения может наступить при первом же срабатывании. Это объясняется нерациональностью ее конструктивных параметров, так как в существующих методиках расчета предохранительных муфт не учитываются:

- параметры динамической системы, от которых зависит работа трения при срабатывании;

- величина и характер изменения внешней нагрузки, которая определяет точность срабатывания и работу трения;

- режим работы машины и характеристика забоя, определяющие число срабатываний за определенное время и, - соответственно, установившуюся избыточную температуру;

- случайность изменения момента трения и некоторых .параметров динамической системы, определяющих тепловые нагрузки пары трения.

Случайная внешняя нагрузка, может иметь различную форму (пря-

моугольную, треугольную, синусоидальную и т.п.), зависящую от кинематики и конструкции рабочего органа, а также характеристики забоя. Длительность действия, а также амплитуда внешней нагрузки на рабочем органе зависит от многих факторов и является случайной величиной, распределенной по различным законам.

Учитывая соотношения жесткостей и масс элементов трансмиссии рассмотренных машин, эквивалентную схему для расчета тепловой нагрузки фрикционных предохранительных муфт можно без существенных погрешностей представить в виде двухмассовой односвязной динамической системы.

Во фрезерных машинах типа МТФ-14 и т.п. движущий момент превышает момент трения предохранительной муфты, а фрезы вследствии движения машины относительно быстро проходят через нефрезеруемое включение. Поэтому скорость вращения фрезы при попадании ее на нефрезеруемое препятствие не может уменьшиться до нуля.

На первом этапе движения системы динамическая нагрузка возрастает до момента трения.

На втором этапе движения системы муфта срабатывает, момент уменьшается до кинематического момента трения, ведомая масса тормозится, движущий момент возрастает до момента трения. Ведущая масса вследствии относительно большого запаса кинетической энергии движется практически с постоянной скоростью. Динамическая система разделяется на две части: ведущую и ведомую. Приведенный момент инерции ведущей части фрикционной муфты на 2 порядка меньше приведенного момента инерции двигателя. Поэтому частота собственных колебаний ведущей части привода возрастет на порядок. Собственная частота колебаний ведомой части трансмиссии вследствии увеличения на порядок жесткости и уменьшения на 2 порядка момента инерции ведущей массы ( ведомой части фрикционной муфты ) возрастет в 20 - 30 раз. Это позволяет рассматривать обе части трансмиссии как жесткие тела с сосредоточенными массами, на которые действуют соответствующие силы и моменты.

Энергия, выделяющаяся в муфте в виде тепла за время действия импульсной нагрузки находится из уравнения

Е, = Мт-[( Ма - Мс - Мт)-( Ьа- Ь1)г]/(23г), (7)

где Мт - приведенный момент трения,Н-м; Мс - приведенный момент сопротивлений на рабочем органе,Н-м; Зг - приведенный момент инерции рабочего органа.кг-м2; Ма - амплитуда импульсного мо-

мента при попадании фрезы на нефрезеруемое включение, Н-м; Ьа и ^ - соответственно, время действия импульсного момента и нарастания упругого момента до момента трения,с.

На третьем этапе за время 13. под действием момента трения, приложенного к ведомым дискам, ведомая масса разгоняется до скорости ведущей массы. Тепловая энергия, выделяющаяся в муфте на третьем этапе, находится из формулы Ег = Мт-13-Г(Ма + Мс-ИгМ^-^) -(Мт-Мс)Ч3/21/ -1г. (8)

Общая энергия, выделяющаяся в муфте за одно срабатывание, находится из формулы

Е = Мт-Ма-(Ма + мс- Мт) • (Ъа- Ц)М(МТ- (и-г-^Г1. (9)

Если длительность импульса внешней нагрузки меньше времени нарастания динамической нагрузки в трансмиссии до момента страги-вания фрикционных элементов, то тепловая энергия находится из формулы

Е = 0.5-Мт ■ (Дш)2 • .12 • ( Мг - Мс)"', (10)

где Дш - разность.скоростей ведущей и ведомой масс в конце первого этапа движения системы, рад/с.

Для горных машин с электроприводом постоянного тока на втором этапе движения динамической системы движущее усилие равно моменту сопротивления 'черпанию. Это обьясняется тем, что движущее усилие возрастает с отставанием по времени от упругого момента. В частности, для экскаватора ЭКГ-4,6Б это отставание, обусловленное электромагнитной инерционностью якорной цепи двигателя напорного механизма, составляет от 0,05 до 0,22с.

Энергия, выделяющаяся в паре трения муфты на втором этапе при торможении ведомой массы, если скорость ведомой массы не равна нулю, находится из формулы

г (М, +МС -Мг) (Мс -Мт) 1

Еп=Мт-[-^-у-- +]-иа-Ч)2. (И)

где ^ - приведенный момент инерции двигателя.кг-м2. На третьем этапе скорость движения ведущей массы продолжает уменьшаться, так как момент трения больше движущего момента, а скорость ведомой массы - увеличиваться до скорости ведущей массы.

Энергия, выделяющаяся в паре трения- муфты за время третьего этапа, находится из уравнения

Е

г (МТ-МС)Ч3 (Мт-Мс)-Ь-, = МтЧ3-[ш12--—- -ы2г--—---(12)

гг = мт'Ч' ш12--_ыгг

Суммарная энергия для этого случая нагружения находится из формулы

Е, э = Е,, + Ез2* (13)

Если в конце второго этапа скорость ведомой массы равна нулю, то тепловую энергию за это время движения системы можно определять из формулы

где время окончания второго этапа.

Тепловая энергия, выделяющаяся в паре трения на третьем этапе. когда скорось ведомой массы равна нулю, находится из уравнения

Е2З =Мт со0- --е—'- 2- -(1.-12-1,). (15)

и, £ * и,

На четвертом этапе ведомая масса разгоняется до скорости ведущей. Используя значения параметров движения системы в конце третьего этапа, можно получить уравнение для определения тепловой энергии, выделяющейся в муфте при срабатываниии на четвертом этапе

г (мт -ме)-ав -ъ,ь2

Е4 = Мт-к-----

1 J1 ] а, +.1г)-(Мт -мс)

мт-(мт -ис)-и1 +

- -. (16)

^ * ^ 1 ' ^ 2

где ^ - время разгона ведомой массы,с.

Суммарная энергия, выделяющаяся в паре трения при срабатывании муфты для случая, когда скорость ведомой массы уменьшается до нуля, находится из формулы

Егэ - Е,3+ Егз+ Е4. (17)

Используя закон сохранения энергии и учитывая, что коэффициент теплопроводности стальных дисков на два порядка больше коэффициента теплопроводности фрикционных накладок, можно определить температуру дисков в конце срабатывания

= Е/(Сст-Сл) + Ц. (18)

где Сд - масса воспринимающих тепло стальных дисков,кг; Сст -теплоемкость стали.Дж/(кг-К); - установившаяся избыточная температура. °С.

Установившаяся температура пары трения предохранительных муфт зависит от ряда факторов: детерминированных - параметров динамической системы и параметров предохранительной муфты; случайных -

частоты срабатываний, момента трения, величины энергии, выделяющейся в муфте в виде тепла за одно срабатывание.

Проведенные автором стендовые испытания муфт с фрикционными накладками НСФ-1 показали, что при постоянной температуре и практически постоянном удельном давлении коэффициент трения изменялся в пределах 0.24 - 0,58, а у фрикционных накладок из асбосмоляной вальцованной лбнты - в пределах 0.32 - 0,67.

В производственных условиях на коэффициент трения влияют еще дополнительно ряд случайных факторов, таких как поверхностная температура, время контакта между срабатываниями, вибрации и т. д..

В результате анализа распределения коэффициентов трения установлено. что момент трения в первом приближении является случайной нормально распределенной величиной.

Для фрезерных машин величина импульса внешней нагрузки зависит от многих случайных факторов, таких как глубина фрезерования. высота нефрезеруемого включения и его расположение относительно фрез и т.п.. Законы распределения этих факторов близки к нормальным, следовательно, величина импульса является также случайной нормально распределенной величиной. Таким образом, используя уравнения Э,10 можно определить энергию, выделяющуюся в муфте за некоторое время работы машины, из формулы

N (Б-Ю2 + Б-й-МсЧ. - Б-И-М,.- 1а

Ес = I М,- -:-—-——. (19)

1 (Мт - Мс)-2-Зг

где Б - величина ударного импульса, действующего на рабочий

орган.Н-с; Я - радиус Фрезы.м; N - число срабатываний.

Установившаяся температура муфты определялась исходя из уравнения энергетического баланса

Ч = Ес/(Ктп-Рх-Тр), (20)

где К1П - коэффициент теплоотдачи муфты, Вт/(м2-К); Гт - площадь теплоотдачи муфты,м2; Тр - время работы машины, с.'

Расчет установившейся избыточной температуры при различных моментах настройки был произведен на ЭВМ типа 1ВМ РС.

Установившаяся температура муфты определялась при коэффициенте взаимного перекрытия, равного 0,6, площади теплоотдачи, равной 0.15м2, и коэффициенте теплоотдачи 100 Вт/(м2-К). Для муфты с коэффициентом взаимного перекрытия, равным 1 (при равных габаритах), коэффициент теплоотдачи был равен 80 Вт/(мг-К). а площадь теплоотдачи 0.1мг.

На рис.2 приведены зависимости установившейся избыточной температуры предохранительной муфты от коэффициента точности срабатывания при постоянных значениях среднего момента сопротивления на рабочем органе, числе срабатываний (попаданий рабочего органа на препятствия) и коэффициента запаса крутящего момента. Из рис.2 видно, что при прочих равных условиях с увеличением точности срабатывания муфты уменьшается установившаяся избыточная температура. Для муфт без узла управления моментом трения (Кт = 1,8 -2 ) коэффициент запаса крутящего момента должн быть более 1,5, в противном случае при числе срабатываний, равном 200, установившаяся температура муфты с учетом,температуры воздуха будет около 150°С, что недопустимо по технике безопасности.

Муфты повышенной точности срабатывания при равном коэффициенте запаса крутящего момента имеют меньшую установившуюся избыточную температуру на И - 14% при коэффициенте взаимного перекрытия, равного 0,6, на 5 - 13% при коэффициенте взаимного перекрытия равного 1,0, по сравнению с обычными. При этом эффективность узла управления моментом трения тем выше, чем меньше запас крутящего момента. При числе срабатываний за 10 минут больше 125 и коэффициенте запаса крутящего момента 1,4 и менее муфты без узла управления моментом трения перегреваются и происходит отказ пары трения. Если коэффициент запаса крутящего момента равен 1,3 , то для этих муфт за 10 минут требуется меньше 50 срабатываний, чтобы произошел отказ пары трения.

Для машин циклического действия (экскаваторов) тепловая энергия, выделяющаяся в муфте за N срабатываний находится аналогичным способом.

Для определения закона распределения максимумов динамической нагрузки в напорном механизме была проведена статистическая обработка осциллограмм напорного усилия экскаватора ЭКГ-4,6Б, работавшего в скальном забое ( данные НИИТЯЖМАШа УЗТМ и СГИ ).

Математическое ожидание числа мах N=3,58, среднеквадратическое отклонение 6=1,35. Это эмпирическое распределение можно описать распределением Вейбулла с параметрами: к =1,0; а = 8,12; |3 = 2.0.

Оно близко к распределению Релея, сдвинутому на единицу по оси абсцисс. Гистограмма распределения числа максимумов показывает, что с надежностью 0,95 все значения числа максимумов лежат в диапазоне N ± б. В связи с этим параметр распределения а можно (с

погрешностью до 10%) определять из формулы

а = 2-(Nmax/7,5)2, (21)

гДе Nmax - число максимумов в одном цикле черпания. Для моделирования длительности действия внешней нагрузки необходимо знать распределение времени действия динамической нагруз-

Зависимость установившейся избыточной температуры пары трения от коэффициента точности срабатывания при Мс =500Нм: 1.2.3 К,= 1.5; 4.5.6 - К,= 1.4; 7,8.9 - К3= 1.3 1.4.7 - N = 75; 2,5,8 - N = 125; 3,6,9 - N = 200.

Рис.2

ки , которое зависит от ряда случайных факторов: жесткости системы - трансмиссия - забой; скорости ведущей массы перед стопорением и т.д.. Это время практически равно половине периода собственных колебаний одномассовой односвязной динамической системы, соответствующей расчетной схеме напорного механизма во время торможения ведомой массы (ковша) при черпании.

Математическое ожидание времени действия . нагрузки равно 0,43с, что соответствует угловой частоте колебаний равной 7,2 рад/с.

Расчетная частота собственных колебаний динамической системы напорного механизма экскаватора ЭКГ-4,6Б при стопорении ковша (без учета жесткости забоя )'составляет от 7 до 12 рад/с. Таким образом, количество максимумов динамической нагрузки в трансмиссии напорного механизма экскаватора за одно черпание взорванной горной массы можно определить из уравнения

Г<мах = ц/Т, (22)

где Т - период собственных колебаний низшей частоты динами-

пания,с.

Используя метод обратных функций, можно получить отдельную реализацию числа максимумов в каждом цикле черпания из формулы

И! =[(-ЬпХ1)а] + к. (23)

где X! -случайное число, распределенное равномерно в интервале от 0 до 1.

На рис.3 приведена зависимость установившейся избыточной температуры муфты, установленной в напорном механизме ЭКГ-4,6Б, от коэффициента точности срабатывания для различных коэффициентов запаса крутящего момента. Средневзвешенный диаметр куска, от которого зависит математическое ожидание и дисперсия усилия черпания , был принят равным 0,25м, обьемная масса - 2.66т/м3, время черпания

Зависимость установившейся избыточной температуры пары трения муфты от коэффициента точности срабатывания:

ЛТ,°С

150

100

1 - К, = 1,4: 2 - Кэ

1.6: з

К3 = 1.8.

50

/Л

/ 2

1,0

1.2

1,4 1,6 РИС.3

1,8

2,0

Кх

- 8с, время цикла - 23с.

Графики (рис.3) показывают, что с увеличением точности срабатывания уменьшается установившаяся избыточная температура. При су-

ческой системы напорного механизма экскаватора,с; ц - время чер-

Чествующей точности срабатывания фрикционных муфт, установленных в приводах рабочих механизмов экскаваторов, коэффициент запаса крутящего момента должен быть не менее 1,8. Для муфт повышенной точности срабатывания (Кт= 1,2) коэффициент запаса крутящего момента должен быть равен 1,4 - 1,6, при этом установившаяся температура пары трения не превысит допускаемый уровень.

В результате теоретических исследований нагрева предохранительных устройств установлено:

1. Основной инерционностью (около 90% от общего момента инерции) обладает двигатель, а наибольшей податливостью - тихоходные . элементы трансмиссии (валы, канаты и т.п.). Учитывая' соотношения масс и жесткостей, эквивалентную схему приводов рабочих органов при расчете тепловой нагрузки фрикционных муфт можно представить в виде односвязной двухмассовой динамической системы, на ведомую массу которой действуют случайные импульсы нагрузки.

2.Энергия, выделяющаяся в муфте за одно срабатывание, определяется величиной импульса нагрузки, параметрами динамической системы (главным образом моментом инерции ведущей и ведомой массы и ■ их скоростями), математическим ожиданием момента сопротивления на рабочем органе и параметрами муфты.

3. Установившаяся температура пары трения определяется случайными факторами: моментом трения, величиной и длительностью импульса нагрузки на рабочем органе, числом срабатываний, зависящим от параметров динамической системы и горнотехнических условий эксплуатации ; а также детерминированными факторами: коэффициентом запаса крутящего момента, коэффициентом и площадью теплоотдачи.

4. Повышение точности срабатывания до 1,2 за счет введения в муфту механизма управления узлом трения приводит к снижению установившейся избыточной температуры, для пары трения с коэффициентом взаимного перекрытия, равным 0,6, на 11 - 14%, для пары трения с коэффициентом взаимного перекрытия, равным 1, на 5 - 13%.

5. Пара трения, выполненная в виде: вкладыш - диск или секторные накладки - диск, с коэффициентом взаимного перекрытия 0.4 -0,6 имеют на 25 - 30% меньшую установившуюся температуру по сравнению с парой трения: кольцевые накладки - диск.

6. Теоретически установлено и экспериментально подтверждено, что для обеспечения приемлемой тепловой нагрузки для муфт без механизма управления узлом трения, устанавливаемых в трансмиссии ма-

шин, рабочие органы которых экскавируют (фрезеруют) неоднородный забой, коэффициент запаса крутящего момента должен быть не менее 1,8, а для муфт с механизмом управления узлом трения при Кт = 1.2, он может быть принят равным 1,4 - 1,6.

4.ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ ФРИКЦИОННЫХ ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ

Коэффициент динамичности, являющийся критерием эффективности работы предохранительных устройств, в частности, фрикционных муфт, зависит от коэффициента точности срабатывания. Коэффициент трения зависит от нескольких факторов, одним из которых является скорость нарастания нагрузки - им. Скорость нарастания динамической нагрузки определяет также время срабатывания муфты, т.е. время, за которое динамическая нагрузка в упругом звене превысит момент трения при статическом нагружении муфты, достигнет максимума и произойдет страгивание фрикционных элементов.

С учетом параметров динамических систем и параметров физической модели, скорость нарастания нагрузки, замеренная в поступательно движущемся упругом звене физической модели, не должна превышать 48кН/с.

Необходимая точность фиксирования момента страгивания фрикционных элементов достигалась за счет мгновенного разрыва электрической цепи при изломе графитового стержня, который был установлен между ведомой и ведущей частями муфты.

Момент трения при срабатывании муфты (для статического режима нагружения) фиксировался на ленте осциллографа. Динамическое наг-ружение системы осуществлялось путем разгона двигателя до определенной скорости, а затем стопорением упругого звена путем его жесткой заделки. Это обеспечивало необходимую скорость нарастания нагрузки динамической системы в пределах от 0 до 50кН/с.

Анализ значений пути трения колодок по шкиву показывает, что для оценки влияния параметров обратной связи на путь трения удобно использовать относительное скольжение, оно определяется как частное от деления разности путей трения колодок по шкиву муфты с обратной связью и без обратной связи к пути трения последней.

Математическая обработка результатов эксперимента позволила получить взаимосвязь относительного скольжения колодок, параметров

обратной связи и скорости нарастания нагрузки Е, = 18600-(Кос)6-40-еа;р(-7.01Кос), Up=20.5kH/C; (24)

сг = 42200- (Кос)4 •30 • ехр(-4.. 85-К0С), Up =33.4 кН/с; (25)

е3 = 92500- (Кос)4 •95 • ехр(-5,26-К0С), Up =46.1 кН/с; (26)

Уменьшение относительного скольжения колодок при увеличении коэффициента усиления обратной связи больше экстремального, обьяс-няется выключением обратной связи.

Увеличение пути трения колодок по шкиву при ведении в муфту механизма отрицательной обратной связи свидетельствует о том, что при прочих равных условиях муфта повышенной точности срабатывания имеет меньшую на 20 - 50% интенсивность тепловыделения и, соответственно, меньшую тепловую нагрузку.

Таким образом, эффективная работа муфты возможна только при определенных значениях коэффициента усиления обратной связи.

Из уравнений (24) - (26) видно, что существенное влияние на точность срабатывания муфты оказывают параметры обратной связи (Х,)и скорость нарастания нагрузки(Х2). Поэтому для выявления взаимосвязи этих параметров с точностью срабатывания был проведен полнофакторный эксперимент и получена следующая модель

К, = 0,991 - 0, 024 -Xj + 0, 021 -Х2 + 0.041-XV (27)

Математическая модель (27) с надежностью 0,99 адекватна.Проверка адекватности производилась по критерию Фишера.

Анализ числовых значений параметров уравнения (27) показывает, что наилучшую точность срабатывания имеет муфта при изменении коэффициента усиления отрицательной обратной связи в пределах 0,6 - 0,8.

На физической модели были проведены эксперименты для определения фактического времени чувствительности муфты ( это время, за которое нагрузка в упругих звеньях возрастает <3т уровня настройки, т.е. момента срабатывания при статическом нагружении, до максимального уровня). В результате экспериментов установлено, что это время при скоростях нагружения Up = 45...55кН/с у муфт обычной конструкции равно 0, 015 - 0,016с и на 50 - 60% больше, чем у муфт с отрицательной обратной связью.

Испытания фрикционных предохранительных муфт в производственных условиях производились в 1987 и 1988г. В 1987г испытывалось ' две различных по конструкции фрикционной пары муфты': первая - со сплошными кольцевыми накладками из НСФ-2А с коэффициентом взаимно-

го перекрытия, равным 1,0; вторая - с вкладышами из НСФ-1 с коэффициентом взаимного перекрытия, равным 0,6.

Установившаяся избыточная температура стальных ведущих дисков муфты с кольцевыми накладками из НСФ-2А составила + 22°С, а дисков муфты с вкладышами из НСФ-1 + 11°с. Это свидетельствует, во-первых, о том, что запас крутящего момента был выбран достаточным, во-вторых, что более эффективным узлом трения является пара: фрикционные вкладыши - стальной диск, имеющая за счет лучшей теплоотдачи меньшую температуру.

Второй этап испытаний проводился со средним коэффициентом запаса крутящего момента, равным 1,2. За 15 минут работы ведущие диски и фрикционные элементы нагрелись до температуры 270 - 300°С, в результате чего произошел отказ пары трения из-за разрушения связующего. В результате нагрева пары трения коэффициент трения существенно уменьшился. Это привело к уменьшению момента срабатывания до 400 - 440Н-М, и рабочий орган - фреза остановилась. После охлаждения пары трения до 80°С момент срабатывания был увеличен до 800Н-М, что соответствует коэффициенту запаса крутящего момента равному 1,65. После 20 минут работы агрегата установившаяся избыточная температура пары трения диск - накладки из НСФ-2А составила 23°С; диск - вкладыши из НСФ-1 составила 15°С. Полученные результаты подтверждают данные теоретических исследований и свидетельствуют о том, что выбранный коэффициент запаса крутящего момента для данных условий эксплуатации в первом случае выбран существенно меньше необходимого, а во втором случае близок к рациональному.

Основной задачей испытаний в 1988г была проверка эффективности ограничения динамических нагрузок в экстремальных случаях наг-ружения и работоспособности элементов муфты. Испытаниям подвергалась фрикционная предохранительная муфта с комбинированной обратной связью. Введение в муфту механизма комбинированной обратной связи позволило при прочих равных условиях снизить на 20 - 25% ее массу.

Расчетный коэффициент точности срабатывания муфты был равен 1.2, коэффициент взаимного перекрытия 0.4, поверхность теплоотдачи О,25м*.

Температура пары трения измерялась после каждого рабочего прохода агрегата. Максимальная избыточная температура дисков за

время испытаний, которые продолжались 3 часа, составила +39°С. а установившаяся +30°С.

Установлено, что величина импульса нагрузки, действующей на рабочий орган,(и, соответственно, нагруженность трансмиссии) определяется приведенной к оси фрезы массой машины, а также поступательной и окружной скоростью фрезы, т. е. 'режимом работы фрезера, и размерами нефрезеруемого включения. Отказов элементов трансмиссии и рабочего органа не зафиксировано, что свидетельствует об эффективной работе муфты.

Для выявления параметров настройки предохранительного устройства на статистические характеристики нагруженности трансмиссии был проведен натурный эксперимент на экскаваторе ЭКГ-4,6Б.

Машина работала в забое с крупностью куска 0,3 - 0,35м и обь-емной массой породы 2,6т/м3, коэффициентом разрыхления 1,5 и углом естественного откоса от 35 до 75°. Эти условия эксплуатации наиболее типичны для горных предприятий страны.

Математическое ожидание усилия напора составило 150кН, а среднее квадратическое отклонение - 161кН. В трансмиссии напорного механизма была установлена серийная муфта.

В результате испытаний установлено, что величина динамических нагрузок (и, следовательно, их статистические характеристики) зависят от скорости нагружения, которая в свою очередь определяется параметрами динамической системы и средним диаметром куска в забое.

На втором этапе испытаний была установлена колодочная муфта с отрицательной обратной связью. Коэффициент усиления отрицательной обратной связи был равен 0,66. Экскаватор работал в том же забое. Муфта была настроена на момент, в 1,66 раза превышающий стопорный.

В результате обработки осциллограммы напорного усилия установлено, что его математическое ожидание равно 135кН, а среднее квадратическое отклонение - 112кН.

Ограничение случайной величины справа или слева от математического ожидания приводит к изменению характеристик закона распределения. При работе предохранительной муфты случайная величина -напорное усилие, ограничивается справа, поэтому дисперсия и математическое ожидание уменьшаются. Таким образом расчетная вероятность безотказной работы трансмиссии при установке в нее предохранительной муфты повышенной точности срабатывания увеличилась с

О,31 на 25% по сравнению с муфтой существующей конструкции.

В результате экспериментальных исследований эффективности работы фрикционных предохранительных устройств установлено:

1. Эффективность работы фрикционных предохранительных муфт, оцениваемая коэффициентом точности срабатывания, зависит от стабильности коэффициента трения, который у современных фрикционных материалов изменяется в 1,5 - 2,5 раза.

2. Величина, динамических нагрузок в элементах трансмиссии и, соответственно, их статистические характеристики зависят от режима нагружения, который в свою очередь определяется параметрами динамической системы и характеристиками забоя.

3. При прочих равных условиях муфта с отрицательной обратной связью имеет на 20 - 50% больше путь трения, чем муфта без обратной связи и, следовательно, меньшую интенсивность тепловыделения.

4. Рациональные значения коэффициента усиления обратной связи обеспечивающие приемлемую точность срабатывания муфты, лежат в пределах 0,6 - 0,5.

5. Время срабатывания фрикционной муфты связано с точностью срабатывания и зависит от скорости нарастания нагрузки и параметров обратной связи. Муфта с отрицательной обратной связью имеет на 20 - 30% меньшее по сравнению с обычной муфтой время срабатывания.

6. Коэффициент запаса крутящего момента зависит от условий эксплуатации и для муфт повышенной точности срабатывания должен быть в пределах 1,4-1,6, а для муфт обычной конструкции более 1,8.

7. Пара трения с коэффициентом взаимного перекрытия равным 0.3 имеет на 35% меньшую установившуюся избыточную температуру, чем пара с коэффициентом взаимного перекрытия, равным 1. Для обеспечения интенсивного охлаждения фрикционные элементы соседних дисков должны быть сдвинуты на угол, соответствующий шагу их установки.

8. Ограничение максимальных динамических нагрузок на уровне БСр + 1,126 приводит к уменьшению на 10% математического ожидания и на 24% среднего квадратического отклонения и, соответственно, увеличению на 20 - 25% вероятности безотказной работы.' .

9. Результаты производственных испытаний предохранительной муфты на фрезере МТФ-13 подтверждают аналитические исследования процесса нагрева (см.гл.3), а также стабильное ограничение динами-

ческих нагрузок при тяжелых случаях нагружения рабочего органа. Расхождение данных не превышает 1555.

5. СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ СРЕДСТВ СНИЖЕНИЯ КОЛЕБАНИЙ ЭЛЕМЕНТОВ ТРАНСМИССИИ ГОРНЫХ МАШИН

В настоящее время снижение амплитуд колебаний упругого момента достигается несколькими путями : оптимизацией параметров автоматизированной системы управления приводом; установкой в трансмиссию динамических гасителей; установкой в трансмиссию демпферов сухого и жидкостного трения, а также упругих элементов с внутренним трением; уменьшением амплитуды силы сопротивления резанию за счет совершенствования конструкции режущих элементов рабочего органа.

Критерием качества (эффективности) этих устройств является степень снижения дисперсии упругого момента в элементах трансмиссии, которая зависит от коэффициента демпфирования.

Максимальный эффект снижения дисперсии напряжений в элементах трансмиссии можно получить одновременным уменьшением амплитуды нагрузки на рабочем органе и установкой в систему демпфера.

Для уменьшения пульсации усилия сопротивления резанию нами был разработаны резцы которые были установлены на барово-цепном рабочем органе машины для прокладки узких траншей. При испытаниях записывался крутящий момент на карданном валу, соединяющим гидротрансформатор УГП-230 с редуктором привода рабочего органа.

В результате промышленных испытаний установлено:

1. Удельная энергоемкость экскавации у разработанного нами рабочего органа на 55 -95% меньше, чем у существующего.

2. Дисперсия упругого момента в трансмиссии привода нового рабочего органа в 3-4 раза меньше, чем у существующего.

3. Демпфирующая способность трансмиссии привода рабочего органа с гидротрансформатором у испытываемой машины является недостаточной, так как не обеспечивает эффективное гашение колебаний.

В горных машинах для гашения этих колебаний широкое распространение получили демпферы с неметаллическими, в частности, резиновыми, упругими элементами . При определенных ограничениях габаритов элементов привода такие демпферы использовать в приводах машин затруднительно, так как резина при динамическом нагружении имеет относительно малые допускаемые напряжения.

Повышение демпфирующей способности муфты можно осуществить путем увеличения интенсивности теплообмена ее с окружающей средой. Этой цели можно достигнуть . если рассеивание энергии производить не по всему обьему, а на поверхности детали, имеющей существенно большую теплопроводность, чем резина. Для достижения поставленной цели автором была разработана упруго-демпфирующая муфта с винтовыми пружинами и фрикционными элементами. Теплообразование в этой муфте происходит между фрикционными элементами и стальным цилиндром, к которому они прижимаются винтовыми пружинами с силой, пропорциональной упругому моменту в кинематической цепи. Так как теплопроводность стали в 45 - 50 раз больше теплопроводности фрикционных накладок, то практически вся тепловая энергия поступает в цилиндр и за счет конвекции в окружающую среду,- Толщина стального цилиндра относительно мала, поэтому градиент температур между поверхностью теплообразования и поверхностью теплоотдачи не превышает 5 -10°С. Таким образом, демпфирующая способность разработанной муфты определяется величиной конвективной теплоотдачи стального цилиндра в воздух.

Оценку демпфирующей способности муфты, которая является показателем ее эффективности, целесообразно производить по количеству энергии, переводимой в тепло единицей обьема упруго-демпфирующих элементов. Для определения зависимости температуры от демпфирующей способности была создана физическая модель. Ее параметры были подобраны таким образом, -чтобы обеспечивалась одинаковая интенсивность тепловыделения модели и натурного образца.

В результате экспериментов установлено, что установившаяся избыточная температура зависит от интенсивности тепловыделения и частоты вращения муфты. Если допускаемая (по технике безопасности) установившаяся температура принимается равной 100°С, то интенсивность тепловыделения не должна быть больше ЮОООВт/м2.

Количество тепла, выделяющееся в упруго-демпфирующей муфте, зависит от частоты и амплитуды нагрузок в элементах трансмиссии, а также закона их распределения . Для машин с тихоходными роторными и цепными рабочими органами частота внешней нагрузки является практически фиксированной, а амплитуда случайной величиной. Плотность распределения максимумов такого процесса подчиняется закону Релея.

Тепловая энергия при однократном деформировании динамической

системы с упруго-демпфирующим устройством находится из формулы

Е = ---!!-- . (28)

С,+С2-(1+Ь) 1+ Ь где Гс+ Ем - динамическая нагрузка в недемпфированной системе, Н-м; С!- приведенная жесткость недемпфиро ванной системы,Н-м; Сг- приведенная жесткость пружин демпфера,Н-м; Гс-математическое ожидание динамической нагрузки,Н-м; Ь - коэффициент пропорциональности между силой трения и силой сжатия пружин демпфера.

Используя уравнение (28), можно определить интенсивность тепловыделения, которая определяет установившуюся избыточную температуру пары трения, из формулы

ч = -^--к-б(2тг)0-5 + 26*1—--, (29)

Сг-(1 + Ь)+С! 1 } (1 + Ь)-Бт

где п0 - средняя частота процесса,Гц; б - среднее квадратичес-

кое отклонение динамической нагрузки,Н-м; Бт - площадь поверхности тепловыделения,мг.

Максимальная величина интенсивности тепловыделения при заданной площади тепловыделения, математического ожидания, дисперсии и частоты нагрузки, а также жесткости динамической системы и упругих элементов демпфера будет иметь место при определенном значении коэффициента пропорциональности между силой трения и упругой силой.

Так как выделение тепла происходит на поверхности фрикционных накладок, которые перемещаются относительно стального цилиндра, то площадь тепловыделения можно принять на 10 - 15% больше площади накладок.

В результате проведенных теоретических и экспериментальных исследований установлено:

1. Количество рассеиваемой энергии, характеризуемое коэффициентом демпфирования, для устройств с внешним трением в 2 - 5 раз больше, чем для муфт с резиновыми упругими элементами.

2. Установившаяся температура упруго-демпфирующих элементов является одним из главных факторов, определяющих демпфирующую способность устройства.

3. Установившаяся избыточная температура поверхности теплоотдачи растет с увеличением интенсивности тепловыделения и зависит 'от скорости вращения устройства, которая определяет коэффициент теплоотдачи.

4. Интенсивность тепловыделения нелинейно возрастает с увеличением дисперсии и линейно с увеличением частоты и математического ожидания нагрузки. Для обеспечения безотказной работы упруго-демпфирующих элементов интенсивность тепловыделения для муфт, не закрытых сплошным кожухом, вращающихся со скоростью 500 и более оборотов в минуту, не должна быть больше 10000 Вт/мг, а для муфт закрытых кожухом, не больше 8000 Вт/м2.

5. Параметры упруго-демпфирующего устройства: жесткость упругих элементов, коэффициент трения и площадь фрикционных накладок, допускаемая температура пары трения, определяют его демпфирующую способность.

6. Наиболее эффективным путем снижения дисперсии колебаний упругого момента в трансмиссии машин непрерывного действия является уменьшение амплитуды нагрузки на рабочем органе за счет совершенствования конструкции режущих элементов,и установки в нее демпфирующего устройства.

6.ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ФРИКЦИОННЫХ ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫХ УСТРОЙСТВ

Основными преимуществами комбинированной обратной связи по сравнению с другими типами обратных связей являются: снижение первоначального усилия сжатия фрикционных элементов и уменьшение приведенной эквивалентной жесткости динамической системы; компенсация неточностей изготовления деталей механизма обратной связи, что повышает стабильность ее работы.

Работа муфты разделяется на два этапа: на первом этапе при увеличении упругого момента в трансмиссии возрастает усилие сжатия фрикционных элементов; на втором этапе при дальнейшем увеличении упругого момента в трансмиссии усилие сжатия фрикционных элементов уменьшается, а в элементах положительной обратной связи действует максимальное усилие.

Из условия равновесия рычага обратной связи и фрикционных элементов находится минимальный момент срабатывания устройства

А'Гщт'Ро ' ____

Мтт1п = --(30)

1 ~ А- ("т 5 п -К0 п • (Г0 п ) где гоп - радиус вращения оси механизма положительной обратной связи относительно оси вала.м; Коп - коэффициент усиления положительной обратной связи; Р0 - начальное усилие сжатия фрикцион-

ных элементов,Н; Гт1п - минимальный коэффициент трения; А -коэффициент пропорциональности, зависящий от конструктивных параметров муфт-ы (среднего радиуса, числа пар трения и т.д. ).м.

Максимальный момент срабатывания устройства с комбинированной обратной связью находится из формулы

„ Р0+ Мхт1п 'Коп-Г 'оп* МТ1п1п -Кос -г 'ос)

М1тах= ---—---- , (31)

.. 1 + А"Гтах"Кос'Гос _

где Кос- коэффициент усиления отрицательной обратной связи;

гос- радиус вращения механизма отрицательной обратной связи,м; Гщах ~ максимальный коэффициент трения.

Для заданного минимального момента срабатывания и принятого начального усилия сжатия фрикционных элементов максимальный коэффициент усиления положительной обратной связи может быть найден из формулы

к - МТШ1П " А-Гт1п'Ро

аопыах ~ ! •

.. 1п " А" £га1п ' (Гоп)

Максимальное значение коэффициента усиления отрицательной обратной связи, обеспечивающего заданную точность срабатывания,находится из уравнения

к _ 1мах~ Кт'ГщЩ гос

посиах _ '

п . тах А-1т1п•(КТ-1)

Расчетный коэффициент точности срабатывания фрикционного предохранительного устройства с отрицательной обратной связью находится из формулы

.. ^мах 1 + Гщ 1п' А" ^осшах ' (Г0 с) 1 ,„,

Ктр= -----— . (34)

I и 1п 1 + ^иах'А'Коснах•(Гос) ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В диссертации изложены научно обоснованные технические и технологические решения, внедрение которых вносит значительный вклад в ускорение научно-технического прогресса в производстве и эксплуатации выемочно-погрузочных машин, заключающиеся в повышении надежности горного оборудования на основе выявленной взаимосвязи нагруженности трансмиссии и эффективности работы средств управления нагрузками и создании на этой базе прогрессивных устройств, обеспечивающих стабильное управление нагрузками, соответственно.

снижение уровня нагруженности и повышение вероятности безотказной работы.

Основные научные и практические результаты работы заключаются в следующем:

1. Показано, что существенное повышение надежности горных машин можно осуществить защитой их трансмиссии от разрушающих воздействий путем подбора элементов трансмиссии, обеспечивающих эффективное ограничение динамических нагрузок, в том числе и ' устройству их по модульному принципу.

2. Экспериментально установлено, что относительно большая нагруженность трансмиссии горных машин, характеризуемая коэффициентом вариации напряжений, изменяющимся в пределах 0,49-1,12 и приводящая к внезапным отказам элементов, обусловлена низкой эффективностью работы средств управления нагрузками, выполненных без учета режимов нагружения и тепловых нагрузок.

3. Научно обоснован критерий эффективности работы средств управления нагрузками в трансмиссии горных машин - коэффициент динамичности, определяемый точностью срабатывания, количеством и скоростью отводимой из динамической системы.кинетической энергии.

4. Теоретически обосновано и экспериментально подтверждено, что эффективными средствами управления нагрузками в трансмиссии горных машин являются фрикционные предохранительные устройства с комбинированным механизмом управления узлом трения, обеспечивающие необходимую точность ограничения нагрузок, а также относительно быстрый отвод кинетической энергии из системы при тяжелых режимах нагружения - стопорении, и соответственно, заданный коэффициент динамичности, не превышающий 1,8 - 2,0.

5. Для предохранительных устройств, переводящих кинетическую энергию (величина этой энергии для горных машин равна 20 - 300 кДж) ведущих масс в тепло, существенным фактором, определяющим возможность их применения, является установившаяся избыточная температура элементов, поглощающих энергию.

6. Установлено, что величина динамических нагрузок в трансмиссии горных машин и их статистические характеристики зависят от точности срабатывания, которая, являясь случайным фактором, определяется режимом нагружения. В свою очередь, режим нагружения зависит от параметров динамической системы и параметров забоя . Для применяемых в трансмиссии горных машин фрикционных предохранитель-

ных устройств коэффициент точности срабатывания лежит в пределах 1.5-2.5.

7. Экспериментально установлено, что надежность фрикционного устройства управления нагрузками определяется температурой. В свою очередь, температура фрикционного устройства определяется главным образом интенсивностью тепловыделения. Она зависит от коэффициента и площади теплоотдачи, коэффициента взаимного перекрытия, параметг ров внешней нагрузки ( уровня, частоты появления и закона распределения), величины момента трения, параметров динамической системы и параметров механизма управления узлом трения.

8. Определена взаимосвязь параметров механизма управления узлом трения и параметров динамической системы. На основе этой взаимосвязи для тяжелых режимов нагружения трансмиссии разработаны устройства, обеспечивающие при заданной точности срабатывания (Кт= 1,2 - 1,3) стабильное ограничение нагрузок и безопасный тепловой режим фрикционной пары. Минимальная температура фрикционного узла при естественном охлаждении достигается, когда коэффициент взаимного перекрытия равен 0,3-0,6, а коэффициент усиления отрицательной обратной связи равен 0,6 - 0,8. Предложены вероятностные методы расчета рациональных параметров с помощью ЭВМ.

9. На основании экспериментальных и теоретических исследований тепловых процессов при демпфировании были разработаны упруго-демпфирующие устройства с внешним трением, обеспечивающие в 2 -5 раз больший коэффициент демпфирования, чем традиционные конструкции, использующие для гашения колебаний внутреннее трение. Установлена взаимосвязь интенсивности тепловыделения, определяющая тепловой режим демпфера, и его параметров с дисперсией и математическим ожиданием нагрузок, а также параметрами динамической системы. Предложены методы расчета рациональных параметров устройств, обеспечивающих максимальное демпфирование.

10. Экспериментально установлено, что повышение эффективности работы предохранительных- устройств за счет выбора их рациональных параметров приводит к увеличению точности срабатывания до 1,2 -1.3 . а также уменьшению математического ожидания на 10%, дисперсии нагруженности элементов трансмиссии на 24% и, соответственно, повышению вероятности безотказной работы на 20 - 25%.

11. Экспериментально установлено, что рациональным путем уменьшения дисперсии нагрузок элементов трансмиссии машин непре-

рывного действия является совершенствование режущих элементов, уменьшающих амплитуду силы сопротивления резанию, и установка демпфирующего устройства с внешним трением.

12. На основании критерия эффективности и установленных закономерностей нагрева разработаны конструкции фрикционных устройств управления нагрузками в трансмиссии горных машин, новизна которых защищена 11 авторскими свидетельствами.

За счет внедрения устройств и проведения технических мероприятий по повышению надежности горного оборудования, предложенных автором работы, был получен экономический эффект в размере около 500тыс. руб/год (в ценах 1990г.).

Основные положения диссертации опубликованы в работах:

1.Касьянов П.Д., Афанасьев А.И.Исследование работоспособности муфты предельного момента в напорном механизме ЭКГ-4,6Б// В сб.Механизация горных работ. КузПИ. Кемерово, 1977. Вып.1. С.197-200.

2.Филатов В.И.,Афанасьев А. И. Параметры динамической системы корчующей машины// Известия Вузов.Горный журнал. -1984. - N 7. -С. 80-82.

3. Афанасьев А.И. Снижение динамических нагрузок в приводе торфодобывающих фрезеров// Торфяная промышленность. -1985. -N5. -С.23-25.

4. Афанасьев А.И.Анализ эффективности современных способов ограничения динамических нагрузок// Известия Вузов. Горный журнал. -1995. - N7. - С. 103 - 108. ■

5. A.c. 1076656 СССР, МКИ4 F 16d 7/02. Фрикционная предохранительная муфта/ А.И.Афанасьев (СССР). - 4с.: ил.

6. А. с. 846860 СССР, MKH4F I6d 7/02.Фрикционная предохранительная муфта/А. И. Афанасьев (СССР). -4с. :ил.

7. А. с. 718646 СССР. MKH4F 16d 7/02. Предохранительная муфта/ А.И.Афанасьев (СССР). - Зс. :ил.

8. A.c. 819434 СССР. МКИ4 F I6d 7/02. Предохранительная муфта/ А.И.Афанасьев (СССР).- 2с.: ил.

9.A.c. 1620718 СССР. MKH4F 16d 7/02.Фрикционная предохранительная муфта/ А. И. Афанасьев, В. Г. Балаболин. В. И. Никитин, В. В. Неу-лыбин (СССР).- Зс. :ил.

10. А. с. 1343143 СССР, MKH4F 16d 7/02.Фрикционная предохрани-

тельная муфта/ А.И.Афанасьев (СССР).- 4с.:ил.

И. А. с. 1501648 СССР. MKH4F 16d 7/02.Фрикционная предохранительная муфта/ А.И.Афанасьев (СССР). - 4 е.: ил.

12. А.с.1718598 СССР. МКИ4 F 16d 7/02.Предохранительная муфта/ А.И.Афанасьев (СССР).- Зс.:ил.

13.A.c. 1612150 СССР, MKH4F 16d 7/02. Фрикционная предохранительная муфта/ А.И.Афанасьев (СССР).- 4с.:ил.

14.А.с.724827 СССР, МКИ4 F 16d 3/52.Упругая муфта/ А.И.Афанасьев (СССР). - 2с. :ил.

15.A.c. 1222925 СССР, МКИ4 F 16d 3/52.Упругая муфта/ А.И.Афанасьев (СССР). - Зс. :ил.

16. Афанасьев А.И.Тепловая нагруженность предохранительных муфт в приводах рабочих механизмов экскаваторов.

- 6с. Деп. в ВИНИТИ.27.01.95.N252-B95.

17. Афанасьев А.И.Нагрев фрикционных предохранительных муфт в торфяных машинах. -Известия Вузов. Горный журнал.,1986. -5с.Деп. в ЦБНТИ МТП РСФСР 06.03.86, N3.

18. Афанасьев А.И.Методы и средства повышения надежности торфяных машин. Обзорная информация. -М.: ЦБНТИ МТП РСФСР. 1989. -42с.

19. Афанасьев А.И., Синицин В. Ф. Численные методы решения задач торфяного производства. Учебное пособие. -Свердловск, 1991.- 99 с.

20. Афанасьев А.И.Теплоотдача дисковых фрикционных муфт.-Известия Вузов. Горный журнал., 1988. -Зс. - Деп. в ЦБНТИ МТП РСФСР 12.88., N 12.

21. Афанасьев А.И. Промышленные испытания новой предохранительной муфты на фрезере МТФ-13// Известия Вузов. Горный журнал. -1992,- N2,- С. 101-103'.

22. Самсонов Л.Н.,Афанасьев А.И. Расчет' момента настройки фрикционной муфты в приводе фрезера // Известия Вузов. Горный журнал. -1990. - N5,- С. 83-86.

23. Афанасьев А.И. Расчет тепловой энергии при срабатывании фрикционной муфты // Известия вузов. Горный журнал. - 1995,- N2 -С.195-197.

24. Касьянов П.А.,Афанасьев А. И. К оценке скорости нарастания нагрузки в напорном механизме ЭКГ-4,6Б // В сб. Механизация горных работ. Кузпи.Кемерово. 1978. Вып. 2 С. 228 - 230.

25. Афанасьев А.И. Моделирование внешней случайной нагрузки в

напорном механизме экскаватора,- 5с. Деп. в ВИНИТИ. 27.01.95. N253-B95.

26. Афанасьев А.И. Исследование параметров муфты предельного момента в напорном механизме карьерного' экскаватора// Известия вузов. Горный журнал. - 1980. - N10 - С.77-79.

27.Афанасьев А.И., Червинский В.П., Пошляков Д.К., Анищук С.П..Мальцев Н.Д. Рабочее оборудование для переукладки картовых мостов- переездов // Известия Вузов.Горный журнал. - 1988,- N10.-С. 81 - 84.

28.А.с.1652577 СССР. МКИ4 Е 21с 49/00. Режущий элемент для торфяной залежи/А. И. Афанасьев, В. П. Червинский, В. N. Иванов, В. Г. Бала-болин (СССР). - 2с.:ил.

29. А. с.909038 СССР, МКИ4 Е 02f 5/02. Дренирующее устройство/

A.И.Афанасьев, А.Я.Зеленский, В. Г. Балаболин, А.В.Чернышев,

B.П. Червинский (СССР). - Зс. :ил.

30. Гатицкий Н.В., Кмитовенко А.Т., Зеленский А.Я., Афанасьев А. И. Основные направления стабилизации производства фрезерного торфа // Торфяная промышленность.- 1976. - N2 - С.17-20.

31.А.с. 891933 СССР. МКИ4 Е 21 с 49/00. Фрезерующее устройство / А.И.Афанасьев,А.Я.Зеленский,В.Г.Балаболин (СССР). - Зс.:ил.

32. Афанасьев А. И. Параметры муфт для демпфирования случайных стационарных узкополосных нагрузок// Известия Вузов.Горный журнал.- 1990. -N6 - С. 90 - 92.

33. Афанасьев А.И. Параметры теплового нагружения упруго-демпфирующей муфты. - Известия Вузов. Горный журнал.-1986: -4с.Деп. в ЦБНТИ МТП РСФСР. 03.83. N3.

Подписано к печати 12.07.96 Формат бумаги 60x84 I/I6

Печ.л. 2

Тираж 100 экз

Заказ №57

Лаб. множительной техники УПТА 620144, Екатеринбург, Куйбышева, 30