автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Установление рациональных параметров колебаний исполнительных органов свибровозбудителем, обеспечивающих повышение эффективности горных комбайнов

3 од

на правах рукописи

О

ДПР

1936

СТРУКОВ Владимир Борисович

Л-

У СТАНОВЛЕНИЕ РАЦИОНАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ КОЛЕБАНИЙ

йсполтпЕльных органов с пикропозбудптелем,

ШЕШЕЧЙВАГОЩИХ ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТШШОСШ ГОРНЫХ КОМБАЙНОВ

Специальность 05.05.06,- Горные машины

А п т о р с ф е р :1 т

диссертации на соисканий уЧсцоП степе!ш кандидат технических Паук

Т У Л А 1 Ь 9 б

- г -

Работа выполнена в Тульской государственной университете

Научный руководитель

заслуженный деятель науки и техники РФ, лауреат Государственной премии СССР, докт. техн. наук, проф. В.А.Бреннер

Официальные оппоненты

действительный член АГН, заслуженный деятель науки н техники РФ, . докт. техн. наук, проф. Ё.З.Позин канд. техн. наук, доцент В. н. Казак

Ведущее предприятие

Акционерное общество Подмосковный научно-исследовательский ■ и проектно-конструкторский угольный институт

Защита диссертации состоится ¿¿О-У-- 1996 г. в /Л ча- •

'сов на заседании диссертационного совета К 063.47.04 при Тульском государственном университете по адресу: 300600, г ..Тула, пр. Ленина, 92, учебный корпус 9, аудитория 101.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Тульского государственного университета.

Автореферат разослан "Хл1" (Х/ЫЕЛ^-1996 г.

Ученьш секретарь диссертационного совета, канд. техн

наук -^/^/Л-'-еС. О.М.Пискунов

ОЕЗД ХАРМТЕРИСТ1ША РАБОТЫ

Лшдоьиосгаь рсЯота. , '

Повышение эффективности горных комбайнов в настоящее время ведется в основной за.счет поиска рациональных режимов резания, параметров конструкции л инструмента, повышения мощности привода исполнительного органа.Вместе с теп, остаются нерешенным! задачи, связанные со снижением усилий на режущем инструменте, с неравномерностью нагрузок на исполнительном органе, оказывающих негативное влияние на внутреннюю динамику привода ревущей части, а также задачи Повышения сортности добываемого угля. Одним из путей решения этих задач является применение на горных комбайнах виброактивного способа разрушения, основанного на использовании встроенного в исполнительный орган вибровозбудителя крутильных колебаний.

За последние годн Тульским государственным университетом совместно с институтом ЦНИИПодземмаш разработаны виброактивные исполнительные органы к проходческим комбайнам 1ГПКС, 4ПП2 и КП-25. В результате исследования их работы в' стендовых и шахтных условиях установлено, что при включенной пнбровозбуднтеле снижаются нагрузки на рабочем органе и затраты энергии на разрушение массива, заметно возрастают устойчивость комбайна, выход более крупных Фракций, растет техническая производительность, в особенности по ела- ' бым породам, а такке расширяется область применения- существующих проходческих, комбайнов на, более крепкие породи.

Однако, процесс резания не был исследован с точки зрения поиска "диапазона рациональных параметров, кроне того, остаются нерешенными задачи определения мощности,, потребляемой приводом вибровозбудителя и нагрузок в трансмиссии привода режущей части от колебаний- рабочих органов, что сдерживает широкое практическое использование виброактивных исполнительных органов и требует дальнейших исследований. Вместе с тем. такой принцип активизаций исполнительных ирганов на очистных комбайнах но применялся, хотя полученные даинке При разрушении слабых пород проходческими комбайна«! позволяет предположить его перспективность. Все это определяет актуальность настоящей работы.

Работа выполнялась в соответствии с тематическими планами НИР и ОКР игл ИИ. Д.К. Скочинксго и по теме ТулГУ № 37409.

Мель работ - обоснование и е^ер рациональных параметров ко-

лебаний исполнительных органов с вибровозбудителем, 'обеспечивающих повышение эффективности очистных я проходческих комбайнов.

Идеи робота - повышение эффективности горных комбайнов достигается за счет использования в исполнительных органах встроенного вибровозбудителя: обеспечивающего рациональные параметры крутильных колебаний при разрушении углей и пород.

Метод исследовании - комплексный, включающий анализ и обобщение результатов ранее выполненных работ по разрушению углей и горных пород комбинированным способом, • опыта применения проходческих комбайнов с встроенным вибровозбудителем крутильных колебаний; теоретические исследования расхода энергии в Приводе еибровозбудите-ля и динамической нагруженности элементов трансмиссии привода режущей части; экспериментальные исследования процесса разрушения углей виброактивным резцом;-обработку данных экспериментов на ЭВМ с применением методов математической статистики.

Иаучныз положения, разработанные панно соискателем и их новизна:

установлены закономерности формирования оиловьн и энергетических показателей процесса виброактивного резания углей с учетом 'частоты и амплитуды, позволяющие определить рациональный диапазон параметров, колебаний;

получены аналитические зависимости для расчета мощности, потребляемой приводом вибровозбудителя крутильных колебаний, дающие возможность оценить энергетические затраты на генерирование колебаний рабочих органов;

разработана математическая модель привода режущей части горного комбайна с встроенным вибровозбудителем крутильных колебаний, адекватно описывающая влияние генерируемых колебаний на фор; мирование нагрузок В элементах..трансмиссии;

выявлены закономерности формирования нагрузок в трансмиссии привода'режущей части от иоздействия колебаний рабочих органов, характеризующие защиту комбайна при помощи упругой муфтн.

Достоверность нау-^исс гшпотений, выводов ц рекомглдая'ий подтверждается:

представительным объеме!.) экспериментальных-данных, получении в стендовых условиях с применением современных средств измерений

корректным. использованием методов математического иодолирр-шшя при построении катекаш'-шской модели трансмиссии привода ре-

гущей части горного комбайна, оснащенного виброактивнш исполнительным органон; - •

удовлетворительной сходаиостьо результатов теоретических исследований с проведенными ранее экспериментами (на виброактивнок V

исполнительном органе проходческого комбзйна). В диапазоне рабочих частот расхождение «в превышало 20 %.

Пяучнаг знамениз работ заключается в установлении основных Факторов и закономерностей, определяющих процесс виброактивного разрушения углей, характерный для исполнительных органов горных комбайнов с встроенными вибровозбудителями крутильных колебаний, определении устойчивости комбайна к крутильным колебаниям, приложенным к режущим органам, а такте в выязлейви потерь энергии в отдельных элементах привода вибровсзбудителя.

Прокшческоз значение работ: экспериментально ¿оказана эффективность разрушения углей виброактивным способом;

впервые предложена конструктивная схема исполнительного органа очистного комбайна о встроенным вибровозбудителем крутильных колебания;

разработана "Методика выбора рациональных параметров вибровозбудителя крутильных колебании виброактивного-исполнительного органа горного комбайна", использованная в'расчете вибровозбудителя исполнительного органа горного, комбайна.

Рзяя;зш.;1!я рабОГ;'!.- '

разработанная-"Методика выбора рациональных параметров впб-ровозбудителя крутильных колебаний виброактивного исполнительного органа горного Комбайна" утверждена и принята к использованию фирмой "НЙТЕП". Основные положения работы использованы при разработке технического предложения по созданию виброактивного исполнительного органа очиатного комбайна (£-85.

ляровтш работ.

Основное содержание диссертации и ее разделы докладавались и обсуждались ¡¡а научно-текШческик конференциях профессорско-преподавательского состава (г.Тула, 7улГУ, 1903-1995 гг.); н& Международно!! симпозиуме "Горная техника- в Ш веке (Г.Москва, Московский Горний униёероиТзт. октябрь 1995 г.), на расширенный заседаниях кафедры ''Горные машины »"комплексы"'(г.Тула, тулГУ. 1992-1996 Гг.), на заседали» йаучно-техЫиЧсского совета ПЙЙУИ (г.Новомосковск,

апрель 1996 г.).

Публикации. По результатам выполненных исследований опубликовано 6 работ.

Структура и объем работа!. Диссертация состоит из введения, 6 глав, заключения и 6 приложений, содержит .130 страниц машинописного текста, Бб рисунков, 13 таблиц и список использованной литературы из 96 наименований.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Проведенный анализ работы проходческих комбайнов; оснащзшшх виброактивными ислолительными органами позволил вьйрить следующие их преимущества:

виброактивный способ разрушения обеспечивает меньшую чувствительность, к неоднородности разрушаемого материала;

приложенные к рабочему органу колебания позволяют более эффективно реализовать на реягущем Инструменте большую энергию в единицу бремени;

виброактивный способ разрушения позволяет снизить усилия резания. удельную энергоемкость разрушения и существенно улучшить сортность разрушенного Матерела;

применение упругоц муфты в исполнительных органах с встроенным вибровозбудителем обеспечивает снижение нагрузок в трансмиссий привода ревущей Части. ■ \ ■

Изучению отдельно взятых особенностей процесса разрушения массива, характерных для комбайнов с встроенным в исполнительный орган вибровозбудйтелем крутильных колебаний, а также внутренней динамики данного типа комбайнов посвящены работы Ё. В. Александрова, В. М. Бермайа, В. А. Бреннера, Я. Б. Гитмана, А. Е- Гольдбухта, А. Н. Зеленина, И. П.Кавыршина, Н-Т.Круглова, Д.Кумабэ, А. Н. Купрюнина, В.А.Ку-•тлунина. А. В. Леиебокова. Е. 3. Позйна. В. Б. СоколиНского4. С. В. Устюжанина, К. Н.Яковлева и других.

Анализ этих работ Показал, что для дальнейшего использования виброактивного способа разрушения на горных комбайнах необходимо исследовать процесс виброактивного разрушения с точки зрения установления рационального амплитудно-частотного диапазона и разработать методику выбора рациональных параметров вибровозбудителя, связанных с его конструкцией и конструкцией всего привода режущей

части. . ' .

Исходя из этого, в диссертационной работе были поставлены и решались следующие задачи. ' -

1. Установить основные факторы и закономерности, определяющие процесс разрушения углей резцами с дополнительно приложенными в направлении резания колебаниями, ■ *

2. Наследовать потери мощности в отдельных узлах привода вибровозбудителя крутильных колебаний.

3. Разработать математическую модель движения режущей части горного комбайна.

4. Разработать методику выбора рациональных параметров вибровозбудителя крутильные колебаний виброактивного исполнительного органа горного комбайна.

5. Разработать принципиальную конструкцию виброактивного исполнительного органа очистного комбайна и определить его рациональные режимные параметры.

В качестве основных факторов, определяющих процесс виброактивного разрушения резца с массивом были'приняты; толщина струкки П; скорость резания амплитуда колебаний А и частота колебаний С (угловая частота колебаний а). Критериями, характеризующими эффективность" виброактивного резания являлись: составляющие .усилия на резце у и 1\ неравномерность' Нагрузок на режущем инструменте, мощность, идущая на резание !1р; удельная энергоемкость разрушения Н, и сортность продуктов разрушения.

В связи с тем, что эффективность виброактивного разрушения цород была подтверждена на проходческих комбайнах, исследовался процесс резания углей. Эксперименты проводились при резании угле-цементного блока с [бЙЯ] = 22 МПа резцом И-79. Исследования осуществлялись на установке, созданной на базе горизонтально-строгального станка при виброактивнои резании с частотой = 15, 20, '30 и 35 с'1 и амплитудой колебаний на резце А =1,5, 3. 5 и 10 мм, при толщине стружки Ь = 10, 20, 30 и 40 мм и скорости резания Ур = 0,17; 0,25; и 0,40 м/с, а также в статическом режиме при тех же значениях Ь и

Характерной особенностью виброактивного разрушения является то, что резец под действием на него нагрузки от разрушаемого массива имеет возможность поворачиваться вместе с рабочим органом. Это происходит благодаря встроенной в исполнительный орган комбай-

на муфте, функции которой в экспериментальной установке выполняет упругий компенсатор колебаний.

Сказанное можно рассматривать на примере зависимости абсолютного перемещения резца s(t) экспериментальной установки (рис.1). Как видно из графика, резец при упругом резании (Кривая 1) постоянно отстает от прямой 2, характеризующей перемещение жестко закрепленного резца, обусловленное движением стола строгального станка. Соответствующая такому характеру перемещения скорость приведена на рис.2 (кривая 1). Здесь прямая 2 - средняя скорость резания Vcp. Кроме того, на резец накладываются дополнительные колебания, параметры которых определяют величину скорости колебаний:

. VK = 2л-f• А. (1)

Особенности экспериментальных исследований виброактивного

Изменение.во времени перемещения резца s(t) при резании с упругим■компенсатором

Рис. 1 - .

перемещение резца при резании с упругим компенсатором; перемещение резца при жестком резании :

Изменение во времени скорости резца при резаний о упругим компенсатором

Рис. И

1 - скорости резца при резании с упругим компенсатором;

2 - скорость резца при жестком резании '

разрушения потребовали необходимости учета в определенный момент времени изменения положения резца, связанного как с перемещением стола станка, так и "со садтиеМ . упругого компенсатора колебаний. Для этих целей создана специальная программа, позволяющая обрабатывать полученные осщшогр№мн, производя операции дифференцирования (перемещение резца) и умножения (Мощность, идущая На резакие) в каждой 1-011 точке>. 4 тйда рассчитывать такие характеристики, как средняя величина, среднее по пикам, Коэффициент неравномерности измеряемой величины, частотность процесса.

В результате анализа экспериментов установлено, что:, прй средние скоростях резаний . сопоотавймых со скоростями колебаний V,,, увеличение оффекта вйброактйвногь разрушения происходит г. уменьшением скорости \/рр (при постоянстве Частот). В диапазоне срёднйх скоростей резания, превышающих в несколько раз ско-

рость VK, изменение Vcp практически не влияет на эффективность;

применение вибровозбудителей с амплитудами колебаний А менее 1,5 мм нецелесообразно с точки зрения снижения силовых и энергетических показателей; •.

эффективность процесса виброактивного разрушения растет как с увеличением частоты Г, так и амплитуды колебаний А. Однако, с точки зрения снижения неравномерности нагрузок, наиболее рациональными являются режимы с частотами, превышающими 30 с"' и амплитудами менее 10 мм;

в исследуемом амплитудно-частотном диапазоне при виброактивном разрушении снижение усилий резания Z, мощности резания Np и удельной энергоемкости разрушения Нц достигает 40 %, в, размер среднего куска разрушенного материала увеличивается на 25-30 %.

Полученные данные характеризуют рациональный амплитудно-частотный диапазон виброактивного резания. Однако, для окончательного выбора рациональных параметров Вибровозбудителя необходимо учитывать энергетические затраты на генерирование колебаний и. Воздействие последних на привод исполнительного органа комбайна.1

Для этого было исследовано формирование мощности, потребляемой приводом вибровозбудителя и нагрузок в трансмиссии привода режущей части от воздействия крутильных колебаний рабочих органов.

При анализе работы вйброактавного исполнительного органа, с включенным вибровозбудителем крутильных колебаний выделены следующие составляющие мощности, потребляемой приводом вИбровозбудителя:

1) мощность, расходуемая на трение между пластинами упругой муфты; -

2) мощность,' расходуемая на трение между контактирующими частями полумуфт; '

3) мощность, идущая на трение в подшипниковых опорах дебалан-

сов;

4) мощность на преодоление сопротивления воздуха вращению де-балансов.

Так как определение четвертой составляющей затруднено, а также предполагая ее небольшую беличину fio сравнению с первыми тремя составляющими, в дальнейшей она не учитывалась. Лля определения мощности, потребляемой приводом вИбровозбудителя крутильных колебаний М„, были получены следующие зависимости:

где 4

^ - мощность, расходуемая на трение между пластинами упругой муфты, Вт:.

„ З^-а^-у«. , Кн (3)

Здесь коэффициент трения между пластинами; а. Ь - коэффициенты, учитывающие нелинейность упругой характеристики муфты; Е - модуль упругости материала пластин Н/мг: ^ - расстояние от оси врат щения упругой муфты до дальнего конца пластин, м; 1г„ - высота пластины, м; г ~ общее число пластин; .!„ - число пластин в пакете; Л - толщина пластины, м; 1 - длина пластины, м; кн - коэффициент, зависящий от среднего угла закручивания амплитуды А и частоты колебаний ш; и - угловая частота колебаний, рад/с;

11г - мощность, расходуемая на трение между контактирующими частями полумуфт, Вт:

м» - ь • И)

V

Здесь Гг - коэффициент трения между- контактирующими частями полумуфт; {{„ - расстояние от оси вращения муфты до поверхности контакта полумуфт;^ - угол зацепления, град; <Зг - делительный диаметр зубьев муфты, м ;

N3 - мощность, идущая на трение в-'подшипниковых опорах деба-лансов, Вт. определяется по известной зависимости; ц - объемный к.п. д. гидропередачи.

Коэффициент запаса мощности. 1.2 вводится из-за нестабильности коэффициентов трения, используемых в расчетных зависимостях.

Для окончательного рыбора рациональных параметров вИбровозбудителя Выла разработана математическая модель движения трансмиссии привода режущей части горного комбайна.. Модель создана для гипотетического Комбайна, содержащего Н ваЛов и п зубчатых колес (рис.3) и. может быть конкретйзйроваНз как для проходческих комбайнов избирательного Действия, так и Для очистных комбайнов с разветвленной симметричной трансмиссией. '

При разработке математической модели был применен метод Рэ-лея,заключающийся в том, что положения всех промежуточных элемен-

Кинематическая схема горного комбайна, оснащенного виброактивными исполнительными органами

И. 1 П-2 п" К

К П П-2 1 М.

Рис. 3

тов трансмиссии привода исполнительных органов комбайна поставлены в зависимость от положения крайних элементов - ротора двигателя и шнеков. Распределение деформаций упругих элементов трансмиссии принято таким же, как при статическом нагружении. Шнеки, зубчатые колеса и ротор двигателя рассматривались как жесткие тела. Сделано допущение,что валы и упругие муфты способны деформироваться только на кручение. Масса валов, распределенная по их длине, учитывалась по методу Рэлея. Вредные сопротивления трансмиссии учтены приближенно путем умножения момента электромагнитных сил, приложенных к ротору двигателя На к. п. д. Трансмиссии.

С учетом принятых допущений была получена система дифференциальных уравнений, описывающая движение привода режущей части комбайна.

(5) bife =0-,

где Мс,. Мсг - нагрузка от забоя соответственно на левом и правом рабочих органах, приведенная к ротору двигателя, Н.м; Ма1, Ма2 -амплитуды моментов, генерируемых вибровозбудителями крутильных колебаний левого и правого рабочих органов, приведенные к ротору двигателя. Н-м;Н0 - момент электромагнитных сил двигателя, н-м; Mj, и2 - угловые частоты колебаний рабочих органов, рад/с; a, b. е - коэффициенты, зависящие от моментов инерции элементов системы, приведенных к ротору двигателя, кг-м2;. и - приведенный коэффициент диссипации ветви трансмиссии, кг-мг/с; g - приведенная крутильная жесткость ветви трансмиссии, Н-м: i|>, .tfe - углы закручивания ветвей трансмиссии, приведенные к ротору двигателя, рад; q>0 /гол поворота ротора двигателя, рад.

По результатам проведенных теоретических исследований была оазработана "Методика выбора рациональных параметров вибровозбуди-геля крутильных колебаний виброактивного исполнительного органа арного комбайна", на основании которой рассчитан вибровозбудитель зиброактивного исполнительного органа очистного комбайна К-85.

Принципиальная) конструкция такого исполнительного органа тредставлена на рис.4. .

Исполнительный орган состоит из шнека 1. внутри которого раз--

Мс) + Ha)slna,t - bt?0 + aif, + иф, + g\¡i, = О ;

Мс2 + MajSÍm^t - bq>0 + at^ + иф2 + gi¡>2 = О ; '

MC1 +- Ma,sin(!)jt + Mc2 + Ma2slnio2t - H0 + eip0 - bi^ -

Конструктивная схема виброактивного .исполнительного ' органа очистного комбайна

Рис, 4.

мещен вибровозбудитель крутильных колебаний, включающий планетарную передачу с солнечным зубчатым колесом -2 и сателлитами.3. изготовленными заодно с неуравновешенными массами и посаженными на подшипники 4, установленные на оси 5, жестко связанные с корпусом шнека 1; привода вибровозбудителя' крутильных колебаний, включающего гидродвигатель (на рис. не показан), передающий крутящий момент через зубчатое колесо 6 на вал 7, и далее на солнечное зубчатое ко-' леса 2; упругой муфтц 8, передающей крутящий момент от системы

зубчатых передач и электродвигателя комбайна на полый вал 9 и шнек 1.

В ходе расчета на ЭВМ определен рациональный с точки зрения мощности, потребляемой вибровозбудителем, диапазон частот. Он составил для.комбайна К-85 с встроенными в исполнительный орган вибровозбудителями 33 - 43V (210 - 270 рад/с). Кроме того установлено, что для достижения большей эффективности (относительно потребляемой энергии) предпочтительней идти по пути увеличения частоты, а не амплитуды.

Система (5), приведенная к форме Коши, исследовалась численным методом на ЭЕМ по специально разработанной программе. Было просчитано около двадцати вариантов сочетания параметров вибровозбудителя.

В процессе численного исследования установлено следующее: первоначальная конструкция упругой муфты жесткостью 1700000 Н-и оказалась неприемлемей, -дак как амплитудные значения моИента в трансмиссии от генерируемых на шнека колебаний в диапазоне рабочих частот более -чем в два раза превышали среднюю статическую нагрузку/ соответствующую номинальному моменту двигателя;

разработанная с учетом, предшествующих численных решений, конструкция упругой муфты жесткостью 890000 Н-м надежно защищает трансмиссию от момента, генерируемого на стеках вибровозбудителем крутильных колебаний. При частотах более 28 о"1 нагрузка в трансмиссии снижается с ростом частоты колебаний:

по ''сравнении о амплитудой крутящего момента на шнеке нагрузка в трансмиссии снижается: при Частоте 30 с'1 (180 рад/с) - на 23 при частоте 40 с-1 (251 рад/с) - на 68 %; при частоте 50 с"1 (314 рад/с) - на ВО (рис.5).

принятый диапазон рабочих частот, рациональных с точки зрения снижения нагрузки в трансмиссии составил 40-50 с"1 (251- ЗИ рад/с)* Таким образом, в соответствии о "Петодако-Д выбора рациональ- • ных параметров внбровозбудителч крутильных колебаний виброактивного исполнительного органа горного комбайна" в качестве рациональных для виброактивных исполнительных органов комбайна К-85 были ■ • приняты амплитуда колебаний А = 3 мм и частота колебаний t = 40 с"1 ( и = 251 рад/с).

, Полученные рекомендации были использованы НГД им. А.А.Ско-чинскйго при разработке технического Предложений По создании виб-роактййного исполнительного органа очистного ко!,(байка К-85.

Зависимость- нагрузок в.трансмиссии Мгр' от частоты колебаний ш при неизменной амплитуде момента на шнеке Ма

30

КМ'И 2й

Мтр

12 б

/ \

/ -

/........... V .г»

л к

63

12В

со.

188

251

314 г-«3-':"

Рис. 5

1 - аплитуда момента в трансмнсин;

2 -.аплитуда момента"на шнеке

3 А И Л Ю Ч Е Н И Е

В диссертационной' работе дано новое решение актуальной научной задачи, заключающейся в установлении рациональных параметров 'колебаний исполнительных органов с рцбровозбудителем. обеспечивающих повышение эффективности горных комбайнов.

Основные.выводы, научные и практические результаты исследований заключаются в следующем,

1. Экспериментально доказана эффективность применения рибро-активного метода разрушения угЛей с'точки зрения ьни&ений сйловнх и энергетических показателей процесса резанйя, а также улучшения сортности разрушенного материала. Выявлено снижение усилий резания 1, мощности резания Нр И удельной энергоемкости разрушения (!,. до

40 % и увеличение среднего куска разрушенного материала на 25-30 %.

2. Установлено, что колебания в направлении резания оказывают незначительное влияние на снижение усилия подачи Y.

3. Выявлено, что эффективность виброактивного разрушения возрастает как с увеличением частоты, так и амплитуды колебаний, однако предпочтительней, о точки зрения потребляемой приводом вибровозбудителя энергии, идти по пути.увеличения частоты.

4. Установлено, что применение амплитуд колебаний А менее 1,5 ми в рассматриваемом диапазоне частот практически не оказывает влияния на улучшение показателей резания..

5. Получены теоретические зависимости для расчета мощности, потребляемой приводом вибровоэбуднтеля крутильных колебаний, учитывающие его конструктивные особенности и нагрузку на рабочем органе.

■ 6. В результате исследования математической модели трансмиссии привода реаущеД части горного комбайна,' оснащенного виброак-тивннми исполнительными органами, на примере комбайна К-85 выявлена возмогсность применения разработанной принципиальной конструкции.

7. Рациональными параметрами вибровозбудителя виброактивных исполнительных органов комбайна К-В5 с точки зрения силовых динамических и энергетических показателей процесса виброактивного разрушения приняты частота колебаний f = 40. с"1 ( ш = 251 рад/с) и амплитуда колебаний на резце А = 3 мм.

8. Доказана эффективность зашиты трансмиссии комбайна от накладываемых на шнек крутильных' колебаний при помощи упругой муфты, благодаря Которой в области рациональных частот f = 40 с"1

{ ы « 251 рад/с) амплитуда крутящего момента, воздействующего на трансмиссию снижается на 68 %.

9. Разработана " Методика выбора рациональных параметров вибровозбудителя крутлльинх колебаний риброактпвного исполнительного органа горного комбайна1' с соответствующим программным обеспечением. ,

Основное содержание диссертационной работы отражено в следующих публикациях:

.1. лежебоков А..З.Струков В. Б. Определение мощности гидромо-тора'привода виброзозбудитеяя исполнительного органа активного ти-¡й//Ползе!Шэл разработка тонких н средней мощности угольных плас-

-тов. Тула. ТулГТУ, 1993. - С. 86-91. , ' "

2. Струков В.Б., Лежебоков A.B., Кавырщин И.П., Храпов Ю.Г. Влияние упругого элемента на снижение динамических нагрузок в трансмиссии привода режущего органа горной машины//Механнзация и , автоматизация горных рабогна шахтах. Тула, ТулГТУ, 1993. - С. 3036.

3. Струков В.Б.. Кавыриин И.П.. Кутлунин В.А. Лабораторная установка для исследования параметров виброактивного резания горных пород//Механизация и комплексная автоматизация горных работ на шахтах. Тула. ТулГТУ, 1994. - 37-44.

4. Струков В.Б., Кутлунин В.А., Кавыриин И.П, Расчет мощности, потребляемой приводом вибратора виброактивного исполнительного органа//Механизация и комплексная автоматизация горных работ на шахтах. Тула. ТулГТУ, 1994. - С. 41-52.

5. Бреннер В.Д., Кавыриин И.П., Струков В.Б., Кутлунин В. А. Создание комбайнов с модульными исполнительными органами для про-' ведения подготовительных выработок различного.назначение/Механизация и комплексная автоматизация горных работ на шахтах. Тула, ТулГУ, 1995. - С.В-16.

6. Струков В.Б., Кутлунин В.А. Математическое описание движения привода режущей части комбайна К-85 с встроенным генератором круговых колебаний//И^ханизация и комплексная автоматизация горнах работ на шахтах. Тула, ТулГУ, 1995. - С.41-57.

З&дввзго о вечая.лгс* «f. Оеояат бумаги ©hc&t t/iS. Бумага тклограф. № 2. Офсетам вечаяь. Усь «rj. 40\ Уел- кр.-отт.О . Уч.-eaau*. ^Р.Тнраас ма. Zua^iSZ. ■

Тульским гесударстеюиЗ ушх«}>ютет. ЗООСвВ, Туда, прося.. Лотт, 8С. Ведмидгяыдае оасратсшой полягрйфия Тульского (осударствеввсго утгеср-сжипе». äeosee Тута, ул.Волдаео, 151. '