«ПОДЪЁМНО ТРАНСПОРТНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ И ...donntu.org/Kafedry/wgzt_l/news/zbirka.pdf · 2014-01-10 · Хвильовий ланцюговий редуктор

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ, МОЛОДЕЖИ И СПОРТА

УКРАИНЫ

ДВНЗ «ДОНЕЦКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

II Региональная студенческая научно-техническая конференция

«ПОДЪЁМНО-ТРАНСПОРТНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ И

ЛОГИСТИКА»

Материалы студенческой научно-технической конференции

г. Донецк

18-19 апреля 2012 года

Донецк 2012

Подъемно-транспортное оборудование и логистика: Материалы I региональной

студенческой конференции. г. Донецк, 18-19 апреля 2012 г. – Донецк, ДонНТУ, 2012. –

152с.

В настоящее издание вошли статьи с материалами докладов студентов, представленных на

II Региональной студенческой научно-технической конференции «Подъемно-транспортное

оборудование и логистика».

Конференция проводилась 18-19 апреля 2012 года на кафедре горнозаводского транспорта

и логистики ДонНТУ в г. Донецке (Украина).

Редакционная коллегия:

Д.т.н. В.П. Кондрахин (главный редактор), к.т.н. А.Я. Грудачев, к.т.н. Н.В.

Хиценко, к.т.н. Н.А. Скляров, к.т.н. В.Ф. Шавлак. Ответственный за выпуск –

Е.А. Михайлова

© Донецький національний технічний університет Міністерства освіти і

науки, молоді та спорту України, 2012

I Региональная студенческая научно-техническая конференция «Подъемно-транспортное оборудование и логистика»

____________________________________________________________________

3

3

СОДЕРЖАНИЕ

Альошичев П.В., Ніколаєнко Д.В.

ОБГРУНТУВАННЯ ЕФЕКТИВНОСТІ ЗАСТОСУВАННЯ

КОМБІНОВАНИХ ПРИВОДІВ ДЛЯ ЗМЕНШЕННЯ

ЕНЕРГОЄМНОСТІ ПРОЦЕСУ РУЙНУВАННЯ ҐРУНТІВ 6

Атрощенко Д.А.

ВЛИЯНИЕ ПОДБОРА ДИАМЕТРА ПОДАЮЩЕЙ ТРУБЫ НА

ЭНЕРГОЗАТРАТЫ ПРИ РАБОТЕ ЭРЛИФТА С ПОСТОЯННЫМ

РАСХОДОМ СЖАТОГО ВОЗДУХА 9

Бабарыка Д.В.

ИССЛЕДОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ ТЯГОВОГО УСТРОЙСТВА

ШАХТНОЙ ПОДВЕСНОЙ МОНОРЕЛЬСОВОЙ КАНАТНОЙ ДОРОГИ 13

Бабура Е.Л.

АЛГОРИТМ ЗАПУСКА ДВУХСКОРОСТНОГО ДВУХПРИВОДНОГО

ЗАБОЙНОГО СКРЕБКОВОГО КОНВЕЙЕРА 15

Былина С.В.

РАЗРАБОТКА МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ ДЛЯ НАХОЖДЕНИЯ

КОНЦЕНТРАЦИИ НАПРЯЖЕНИЙ В ЕДИНИЧНОМ УЗЛЕ СТЫКА

КОНВЕЙЕРНОЙ ЛЕНТЫ С ПОМОЩЬЮ ВИНТОВОГО СОЕДИНЕНИЯ 18

Варавкина Т.Ю.

СРАВНЕНИЕ ЭНЕРГОЗАТРАТ ПРИ ОСУШЕНИИ ЕМКОСТЕЙ

ОДНОСТУПЕНЧАТОЙ И МНОГОСТУПЕНЧАТОЙ

ЭРЛИФТНЫМИ УСТАНОВКАМИ 21

Глушков В.О.

О ВЫБОРЕ КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ

ИНДУКЦИОННОГО МЕТАЛЛООТДЕЛИТЕЛЯ 24

Гончаров П.Н., Хиценко Н.В.

ОЦЕНКА ВОЗМОЖНОСТИ ПУСКА САМОНАТЯЖНОГО

ПРИВОДА ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА 27

Даниленко О.А., Хиценко Н.В.

РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ МЕТАЛЛОКОНСТРУКЦИЙ

ТЕЛЕСКОПИЧЕСКОГО ПЕРЕГРУЖАТЕЛЯ С ПОМОЩЬЮ

ПРОГРАММЫ МATHCAD 30

Ткачук А.Н., Жаботин М.А.

ОЦЕНКА ВЛИЯНИЯ ФОРМЫ ПРОВОДНИКА ОБМОТКИ

ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ МАШИН НА НЕРАВНОМЕРНОСТЬ

ЭЛЕКТРИЧЕСКОГО ПОЛЯ С УВЕЛИЧЕНИЕМ

ПИТАЮЩЕГО НАПРЯЖЕНИЯ 32


____________________________________________________________________

4

4

Жахалов М.П., Хиценко Н.В.

ОБОСНОВАНИЕ СТРУКТУРЫ И ПАРАМЕТРОВ МАНИПУЛЯТОРА

ДЛЯ ПОГРУЗКИ СЫПУЧИХ ГРУЗОВ 36

Гутаревич В.О., Зеленчук С.М.

ИССЛЕДОВАНИЕ И ОБОСНОВАНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ

ПОДВЕСНОГО МОНОРЕЛЬСОВОГО ЛОКОМОТИВА 39

Зубова Ю.А.

ОПТИМИЗАЦИЯ АЛГОРИТМА ПУСКА ТРЕХПРИВОДНЫХ

ДВУХСКОРОСТНЫХ ЗАБОЙНЫХ КОНВЕЙЕРОВ 43

Водолазская Н.В., Костюкевич А.Л.

АНАЛИЗ НАГРУЗОК, ВОЗДЕЙСТВУЮЩИХ НА ХОДОВЫЕ

КОЛЕСА МОСТОВЫХ КРАНОВ 46

Ладыга Д.В.

ИССЛЕДОВАНИЕ НАГРУЗОК, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА

МЕХАНИЗМ ПОВОРОТА КРАНА С ВРАЩАЮЩЕЙСЯ КОЛОННОЙ 49

Мусенко Н. П.

ПОВЫШЕНИЕ БЕЗОПАСНОСТИ И ЭКСПЛУАТАЦИИ

ШАХТНЫХ ПОДЪЁМНЫХ МАШИН ЗА СЧЁТ ОБОСНОВАНИЯ

ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА

ПОДШИПНИКИ КОРЕННОГО ВАЛА 52

Новиков В. К. проф. Грудачев А.Я.

ИССЛЕДОВАНИЕ ИЗМЕНЕНИЯ ПРЕДЕЛА ПРОЧНОСТИ

ПРОКЛАДКИ РЕЗИНОВОЙ ЛЕНТЫ ОТ ДИАМЕТРА ОТВЕРСТИЯ 56

Отченаш С.Ю.

МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ПРОЦЕССА ПЕРЕМЕЩЕНИЯ

ЭКСКАВАТОРА С ЭКСЦЕНТРИКОВЫМ МЕХАНИЗМОМ

ШАГАНИЯ 59

Сафронова О. Ю.

ИССЛЕДОВАНИЕ И РАЗРАБОТКА АВТОМАТИЗИРОВАННЫХ

ВЫСОТНЫХ СКЛАДОВ 62

Водолазская Н. В., Семейко М.А.

АНАЛИЗ РАБОТОСПОСОБНОСТИ ОТДЕЛЬНЫХ УЗЛОВ

ГРЕЙФЕРНОГО МОСТОВОГО КРАНА В УСЛОВИЯХ

АГРЕССИВНОЙ СРЕДЫ 65

Водолазская Н.В.Сребная Е.Г.

АНАЛИЗ КОНСТРУКТИВНЫХ ОСОБЕННОСТЕЙ СКИПОВЫХ

ПОДЪЕМНЫХ УСТАНОВОК В ГОРНОРУДНЫХ ШАХТАХ 69


____________________________________________________________________

5

5

Старущенко М.А.

ДОСЛІДЖЕННЯ ТРАНСПОРТНО-ЛОГІСТИЧНОЇ СИСТЕМИ

ПО ДОСТАВЦІ ВАНТАЖІВ 73

Сугакова Л. О.

АНАЛИТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ СИЛ,

ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ГУСЕНИЧНУЮ ЦЕПЬ

ПРОХОДЧЕСКОГО КОМБАЙНА 76

Тимонин А.С.

ОБОСНОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ ТЯГОВОГО УСТРОЙСТВА

ПОДВЕСНОГО МОНОРЕЛЬСОВОГО ЛОКОМОТИВА 79

Бежин С. Р., Хиценко Н. В.

ОПТИМИЗАЦИЯ ПЕРЕХОДНЫХ РЕЖИМОВ ДВИЖЕНИЯ

МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КРАНОВОЙ ТЕЛЕЖКИ 81

Водолазская Н. В.; Цыганкова А. В.

АНАЛИЗ ФАКТОРОВ, ВЛИЯЮЩИХ НА СРОК СЛУЖБЫ

РЕЗИНОТКАНЕВЫХ ЛЕНТ ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА

В УСЛОВИЯХ УГОЛЬНЫХ ШАХТ 84

Водолазская Н. В., Ченгал М. В.

АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ ПУСКОТОРМОЗНЫХ МОМЕНТОВ

НА РАБОТУ МОСТОВОГО КРАНА 88

Швачунов А.С.

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ПОЛИСПАСТНОЙ СИСТЕМЫ ПРИ

ПОДЪЕМЕ ГРУЗА ВО ВРЕМЯ РАБОТЫ И ОБРЫВА КАНАТА 93

Шевченко А.А.

КРИТИЧЕСКИЙ И УСТОЙЧИВЫЙ МОМЕНТЫ ЧАСТОТНО-

РЕГУЛИРУЕМОГО ЭЛЕКТРОПРИВОДА МЕХАНИЗМА

ПЕРЕМЕЩЕНИЯ ОЧИСТНОГО КОМБАЙНА 96

Гайда В.В., Хиценко Н.В.

ОБОСНОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ УСТАНОВКИ ДЛЯ

АККУМУЛИРОВАНИЯ КОНВЕЙЕРНОЙ ЛЕНТЫ ПРИ

ЕЁ ДЕМОНТАЖЕ 99

Федик С.Г., Хиценко Н.В.

МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ ТЯГОВЫХ

ХАРАКТЕРИСТИК ПРИВОДА КОНВЕЙЕРНОГО ПОЕЗДА 102

Харун Р.Ю.,Хиценко Н.В.

МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ ТЯГОВОГО

ОРГАНА ТРУБНОГО КОНВЕЙЕРА 105

ПЕРЕЧЕНЬ АВТОРОВ 108


____________________________________________________________________

6

6

ОБГРУНТУВАННЯ ЕФЕКТИВНОСТІ ЗАСТОСУВАННЯ КОМБІНОВАНИХ

ПРИВОДІВ ДЛЯ ЗМЕНШЕННЯ ЕНЕРГОЄМНОСТІ ПРОЦЕСУ РУЙНУВАННЯ

ҐРУНТІВ

Альошичев П.В., Ніколаєнко Д.В.(каф. ПТМ, ДДМА, м. Краматорськ, Україна)

Сучасний ріст обсягів грабарств вимагає створення високопродуктивної мобільної

швидкісної землерийної техніки: машин, устаткування, виконавчих механізмів, інструментів,

робочих органів. Тому пошук нових фізичних ефектів процесу руйнування ґрунтів,

ефективних способів впливу на робітничі середовища та розробка способів інтенсифікації

робочих процесів землерийних машин є актуальне завдання для вчених і інженерів.

В розглянутих джерелах, присвячених динамічному руйнуванню ґрунтів, наведені

схеми для вібраційного, ударного, високошвидкісного руйнування ґрунтів, основи

розрахунків. Приводи землерийних машин на основі хвильової ланцюгової передачі для

імпульсного руйнування ґрунтів раніше не розглядалися[1,2].

Метою даної роботи є обґрунтування ефективності застосування комбінованого

імпульсного привода який забезпечує імпульсний характер руху робочого органу на

прикладі виконавчих механізмів одноківшевих екскаваторів, що забезпечує зменшення

енергоємності процесу руйнування ґрунтів.

У ході теоретичних досліджень отримані схеми й математичні моделі руху робочих

органів землерийних машин з комбінованим приводом на основі хвильової ланцюгової

передачі (див. рис. 1). При копанні робочий орган переміщається по ґрунту отримуючи

додаткові імпульси, що забезпечує додаткове руйнування зв'язків часток ґрунту, а також

впливаючи на процес «наростоутворення» [3-6]. Частота імпульсу залежить від параметрів

хвильової ланцюгової передачі (діаметрів зірочок, кількості котків) для різних типів ґрунтів.

За допомогою методів теорії механізмів і машин, теоретичної механіки, прикладної

математики побудовані математичні та фізичні моделі та отримані залежності для

визначення геометричних і кінематичних параметрів комбінованих імпульсних приводів на

основі хвильової ланцюгової передачі.

1 - корпус; 2 – нерухома зірочка; 3 - котки; 4 - водило; 5 - ланцюг; 6 - привідний вал.

Рис. 1 – Хвильова ланцюгова передача


____________________________________________________________________

7

7

За визначеним коефіцієнтом зменшення розмірів робочого встаткування ( 14lk )

було виготовленоекспериментальний стенд, який складається із ґрунтового каналу розмірами

3500*350*220мм, заповненого на 1750мм піском дрібної фракції й на 1750мм глиною[1].

Шар насипного ґрунту становив 250мм. Ківш драглайна 301,0 мV , проведений через

поліспаст кратністю m=2 від двох електродвигунів легкої серії АОЛ 2-11-1 потужністю

кВтN 18,0 через черв'ячний редуктор з передатним відношенням 63i одного приводу й

хвильовою ланцюговою передачею іншого привода комбінованої пари; канат намотувався на

барабани ммD 1002,1 (див. рис. 2).

У ґрунтовому каналі 1 ківш отримує переміщення за допомогою тягових канатів крізь

блоки 3 та 4 від двох лебідок: а – з ланцюговим хвильовим приводом та б – з класичним

приводом.

А Б

А

65

7В

8 6 5

В

7В-В

10

12

11

9

1

2

34

А Б

Рис. 2 – Схема стенду для дослідження динамічного типу руйнування грунта з приводом

на основі ланцюгової хвильової передачі

Привід «а» складається з двигуна 5, циліндричного редуктора 6, від якого крізь муфту

обертальний момент передається на хвильовий ланцюговий редуктор 8, а потім на барабан 7.

Хвильовий ланцюговий редуктор забезпечує дискретність руху барабана 7 за допомогою

нерухомої зірочки 9, водила з катками 10, ланцюга 11 та рухомої зірочки 12. Таким чином

ківш отримує переміщення від двох барабанів одразу (маючи однак можливість роботи з

описаними вище приводами індивідуально, розширюючи спектр наукових досліджень), один

з яких надає пульсаційності руху, забезпечуючи додатковий вплив на грунт, що

розробляється.

При копанні ківш переміщається по вибої за допомогою механізму тяги дискретно,

забезпечуючи додаткове руйнування зв'язків часток ґрунту. Частота імпульсу залежить від

параметрів хвильової ланцюгової передачі (діаметрів зірочок, кількості котків) для різних

типів ґрунтів. Опір різанню й енергоємність процесу розробки ґрунту робочим органом

землерийних машин у значній мірі визначаються явищами, що протікають при русі вирізаної

з масиву стружки ґрунту по поверхні робочого органа або в площині ковша, тому

передбачалося, що ґрунт, що становить шар, не стискаємо, так що в процесі руху

перетерплює зміну тільки форма шару. Розміри шару на цьому етапі передбачалися

елементарно відомими.

Експериментальні дослідження на стенді (див. рис.3), створеному за допомогою

фізичного й математичного моделювання й установленого в лабораторії кафедри «Підйомно-

транспортних машин» Донбаської державної машинобудівної академії, підтверджують

справедливість теоретичних досліджень щодо зниження енергоємності процесу руйнування


____________________________________________________________________

8

8

ґрунтів і доводять працездатність та ефективність подібного роду приводів.

Рис. 3 – Фото експериментального стенду механізму тяги драглайна з комбінованим

приводом на основі ланцюгової хвильової передачі

Отримані на основі теоретичних[5] та експериментальних досліджень дані

дозволяють визначити оптимальні параметри хвильової ланцюгової передачі для приводів

виконавчих органів землерийних машин. Застосування механізмів із приводом на основі

хвильової ланцюгової передачі відкриває широкі перспективи в напрямку інтенсифікації

землерийних робіт, удосконаленню конструкцій приводів, зниженню енергоємності робочих

процесів землерийних машин.

Список літератури: 1. Баловнев В.И. Методы физического моделирования рабочих

процессов дорожно-строительных машин. – М.: Машиностроение, 1974. – 232с.2.

Баладинский В.Л., Абрашкевич Ю.Д. Механика динамического разрушения грунтов. – К.:

Техника строительства, 1999. – 160с.3. Зеленин А.Н., Карасев Г.Н., Красильников Л.В.

Лабораторный практикум по резанию грунтов. – М.: Высшая школа, 1969. – 312с.4. Хмара

Л.А., Курочка В.І. Багатофакторні дослідження робочого процесу ковша екскаватора з

гідрокерованою щелепою, Наукові праці ПДАБА №99, 2005. - с.80-85.5. Крупко В.Г.,

Алешичев П.В. Построениематематической модели привода тяги драглайна с динамическим

воздействием ковша на грунт, Наукові праці ДонНТУ №99, 2005. - с.148-151.6. Хвильовий

ланцюговий редуктор: Пат. 68716 А Україна, МКВ7F16G13/02№2003109006; Заявл.

06.10.2003; Опубл. 16.08.2004, Бюл.№8.


____________________________________________________________________

9

9

ВЛИЯНИЕ ПОДБОРА ДИАМЕТРА ПОДАЮЩЕЙ ТРУБЫ НА

ЭНЕРГОЗАТРАТЫ ПРИ РАБОТЕ ЭРЛИФТА С ПОСТОЯННЫМ

РАСХОДОМ СЖАТОГО ВОЗДУХА

Атрощенко Д.А. студент (каф. ГЗТиЛ, ДонНТУ, Донецк, Украина).

Проблема и ее связь с научными и практическими задачами. В сложившихся

условиях мирового энергетического кризиса, использование источников энергии, таких как

нефти и газа в прежних количествах затруднительно. Поэтому возникает необходимость

использования альтернативных источников энергии. Таким источником является уголь.

В топливно-энергетическом комплексе Украины угольная промышленность – одна из

самых перспективных веток развития экономики страны. В первую очередь это связано с

большими запасами полезного ископаемого.

Увеличение добычи угля может вывести Украину на новый этап развития. В связи с

тем, что строительство шахты начинается с прохождения стволов, а также шахты «уходят»

на все большие глубины, и притоки воды растут, то не обходимо использовать более

экономичные и эффективные способы водоотлива.

Бурение в отличие от буровзрывного способа проходки, как правило не нарушает

целостности горного массива. Во время прохождения стволов таким способом необходима

откачка промывочной жидкости.

В качестве простого, более экономичного в эксплуатации и эффективного способа

откачки выступает эрлифт. Эрлифт — это устройство, предназначенное для подъема

жидкости с некоторой глубины на определенную высоту при помощи сжатого воздуха.

Во время откачки жидкости или пульпы из шахтных емкостей или при бурении при

постоянной длине подъемной трубы, изменяется уровень жидкости в ней, а значит и глубина

погружения смесителя и коэффициент α. В процессе работы любой установки, в данном

случае эрлифтной, большую роль играют энергозатраты.

Поэтому актуальна задача определения параметров, при которых установка будет

энергосберегающей при изменении диаметра поднимающей трубы.

Анализ исследований и публикаций. В источниках упоминаются исследования по

определению влияния диаметра на энергозатраты.

Постановка задачи. В связи с поставленной проблемой ставится задача –

определение параметров, снижающих энергозатраты при работе эрлифта.

Изложение материала и результаты.

Схема эрлифтной установки представлена на

рис. 1. Производительность эрлифта

определяется из следующей зависимости:

5.2nэ dСQ

где C - коэффициент

производительности эрлифта;

nd - диаметр подающей трубы, м.


____________________________________________________________________

10

10

1. Воздухоотделитель

2. Труба для подъема водовоздушной смеси

3. Воздухопровод

4. Смеситель

Н – Высота подъема жидкости

h – глубина погружения смесителя

Относительное погружение смесителя равно:

pL

h,

где h – глубина погружения смесителя, м;

Lp – высота подъема, м.

10115,2 5.2

.

h

L

hdQ

pnоб

15,0.1574,296,896,1 об

в

Q

Q

еС

Полезная мощность будет определятся из выражения:

эpn QhLN )(9800 .

Затраченная мощность при этом:

)1log(98000 hQN вз

где вQ - расход воздуха, м3/с.

Ниже представлены результаты анализа влияния диаметра поднимающего

трубопровода на полезную мощность и КПД установки. Анализ проводился для диаметров:

dn=0,2; 0,24;0,26; 0,28; 0,3; 0,33 м, а также для расхода воздуха Qв=0,4 м3/с, в результате чего

получились следующие зависимости (рис. 2, 3, 4).

Рисунок 1 – Схема эрлифта


____________________________________________________________________

11

11

Рисунок 1 - зависимость коэффициента производительности от относительного погружения.

Рисунок 2 - зависимость полезной мощности от высота подъема при изменении диаметра

поднимающей трубы.


____________________________________________________________________

12

12

Рисунок 3 - зависимость КПД от высоты подъема при изменении диаметра поднимающей

трубы.

Выводы: способ прохождения шахтных стволов бурением является самым

эффективным способом, так как при его применении не нарушается целостность горного

массива. Как показали результаты исследования, при увеличении диаметра поднимающей

трубы установки увеличивается полезная мощность Nn и КПД η эрлифта. Правильный выбор

диаметра поднимающей трубы ведет к уменьшению энергозатрат.

Список литературы: 1. Малеев В.Б., Игнатов А.В.. Работа эрлифта при

постоянном расходе сжатого воздуха. Наукові праці ДонНТУ. Серія «Гірничо-

геологічна».Випуск 7(135). – Донецьк: ДонНТУ. – 2008. - С.108-113. 2. Логвинов Н.Г.,

Стегниенко А.П. Исследование устойчивости систем автоматического регулирования

эрлифтных гидроподъемов. – В сб. «Разработка месторождений полезных

ископаемых». Вып.37, - Киев: Техника, 1974, с. 63-68. 3. Энциклопедия

эрлифтов/Ф.А.Папаяни. Л.Н. Козыряцкий, В.С. Пащенко, А.П. Кононенко. – Донецк. 1995.-

592 с. : ил. 4. Эрлифтные установки: Учебное пособие/ Гейер В.Г., Козыряцкий Л.Н.,

Пащенко В.С., Антонов Я.К. – Донецк: ДПИ,1982. – 64 с.

Рецензент: канд. тех. наук, доц. А. В. Игнатов.


____________________________________________________________________

13

13

ИССЛЕДОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ ТЯГОВОГО УСТРОЙСТВА ШАХТНОЙ

ПОДВЕСНОЙ МОНОРЕЛЬСОВОЙ КАНАТНОЙ ДОРОГИ

Бабарыка Д.В. (каф. ГЗТиЛ, ДонНТУ, г.Донецк, Украина)

Рассмотрим динамику колеса в однородном гравитационном поле при условии, что

область ее движения ограничена снизу горизонтально расположенной поверхностью,

имеющей синусоидальный профиль. Вообще, подобные динамические системы хорошо

известны в нелинейной физике. В этой связи необходимо, пожалуй, упомянуть задачу о

трехмерных колебаниях колеса между двумя плоскостями, одна из которых гофрирована в

двух направлениях [1]; в этой модельной системе изучалась диффузия Арнольда [2].

Аналогичная двумерная система (канал, одна из границ которого гофрирована), будучи

помещена в переменное электрическое поле, также послужила изучению диффузии

Арнольда, причем не только в классической, но и в квантовомеханической постановке

задачи [3].

Рассмотрим последовательные соударения колеса экипажа, движущегося в

однородном поле тяжести, о нижнюю границу, имеющую синусоидальный профиль и

определяемую уравнением kxaxy cos)( (см. рис. 1). Поскольку в промежутках между

абсолютно упругими соударениями с монорельсом колесо движется по параболическим

траекториям, не представляет особого труда, зная координату точки одного (n-ого)

соударения и угол, под которым оно произошло, рассчитать соответствующие параметры

следующего ((n +1)-го). Так, например, из геометрических соображений нетрудно

установить, что

).sin(21 nnn kxkaarctg (1)

Далее положим, что за мгновение до соударения колесо имело скорость *

nv ; таким

образом, nnxn vv sin*

, и nnyn vv cos*

, . После абсолютно упругого соударения модуль

скорости останется тем же, поэтому ее проекции будут, соответственно,

.cos

sin

1

*

,1

,1

*

,1

nnyn

nnxn

vv

vv (2)

Траектория движения колеса между двумя соударениями является параболой вида

,2

)()()()(

2

,1

2

1

xn

nnnntr

v

xxgxxctgxyxy

(3)

поэтому для нахождения координаты 1nx следующего соударения необходимо решить

уравнение

.2

)()(coscos

2

,1

2

1111

xn

nnnnnnn

v

xxgxxctgkxakxa (4)

Решая его как квадратное, приведем это уравнение к виду, удобному для применения

к его дальнейшему численному решению метода простых интеграций:

).)cos(cos2( 1

2

,1,1

,1

1 nnynyn

xn

nn kxkxgavvg

vxx (5)

,cos2

cos2

1

2*

1

2

1n

nn

n kxgav

kxgav

(6)

для модуля скорости получаем


____________________________________________________________________

14

14

.)cos(cos2 1

2

1

*

1 nnnn kxkxgavv (7)

С учетом неизменности горизонтальной составляющей скорости )( *

,1,1 xnxn vv

последнее соотношение позволяет рассчитать и искомый угол падения на монорельс:

.)cos(cos2 1

2

,1

,1

1

nnyn

xn

n

kxkxgav

varctg (8)

Рис.1. Два последовательных соударения колеса

Сам факт проявления в подобной механической системе резонансов связи вполне

очевиден: такие же резонансы имеют место и в задаче о колебаниях колеса между двумя

плоскостями, одна из которых гофрирована, а также в задаче о движении того же колеса в

плоском канале, одна из стенок которого имеет синусоидальную форму. Интересным здесь

представляется тот факт, что центры трех из шести резонансов, расположенных выше

границы 4/ , лежат в точке kx / . Это значит, что соответствующие таким

начальным условиям траектории отвечают устойчивым (!) скачкам колеса «по горбам», что

кажется невозможным ввиду неустойчивости самих точек, в которых происходит

соударение.

Выводы:

1. Последовательные соударения колеса экипажа, движущегося в однородном поле

тяжести, о нижнюю границу – имеют синусоидальный профиль.

2. Установлено, что модуль скорости как до соударения о монорельс, так и после –

остается неизменным.

3. В фазовой плоскости можно выделить резонанс. Факт проявления в подобной

системе резонансов вполне очевиден: он имеет место в колебаниях колеса о плоскость

монорельса и траектория его - отвечает отскокам колеса

Список литературы: 1. Лихтенберг А., Либерман М. Регулярная и стохастическая

динамика. М.: Мир, 1984. 528 с. 2. Арнольд В.И. О неустойчивости динамических систем со

многими степенями свободы // ДАН СССР, 1964, т. 156, №1, с. 9-12. 3. Демиховский В.Я.,

Малышев А.И. Квантовая диффузия Арнольда в канале с гофрированной границей в

присутствии переменного электрического поля // Изв. вузов. Прикл. нелинейн. динам., 2004,

т. 12, вып. 5, с. 3-15.


____________________________________________________________________

15

15

АЛГОРИТМ ЗАПУСКА ДВУХСКОРОСТНОГО ДВУХПРИВОДНОГО ЗАБОЙНОГО

СКРЕБКОВОГО КОНВЕЙЕРА

Бабура Е.Л., (ДонНТУ, ГЗТиЛ, г.Донецк, Украина)

Отличительной особенностью современных скребковых забойных конвейеров

является использование для их привода двухскоростных асинхронных электродвигателей.

Выполненный анализ и мировой опыт создания и использования скребковых конвейеров

показывают, что одним из перспективных средств осуществления пуска привода на

пониженной скорости, а также средством реализации сниженной скорости привода в

продолжительном режиме являются двухскоростные асинхронные короткозамкнутые

двигатели, оснащенные двумя статорными обмотками с разным числом пар полюсов.

Установка таких двигателей позволяет исключить из состава привода конвейера гидромуфту,

которая имеет ряд эксплуатационных недостатков:

– значительные потери времени на техническое обслуживание;

– утечки рабочей жидкости влияют на распределение нагрузки между приводами;

– низкая надежность.

Опыт эксплуатации забойных скребковых конвейеров КСД26, КСД27 и КСД28

подтвердил их высокую эффективность и, в то же время, выявил проблемы, связанные с

затрудненным запуском загруженных конвейеров и недостаточной надежностью редукторов

и электродвигателей. Во многом эти проблемы связанны с недостаточной изученностью

переходных процессов пуска скребковых конвейеров, оснащенных двухскоростными

электродвигателями [1].

Целью настоящей работы является повышение технического уровня забойных

скребковых конвейеров за счѐт рационального выбора режима запуска двухскоростного

двухприводного конвейера.

Для изучения закономерностей пусковых режимов конвейера была проведена серия

вычислительных экспериментов, в которых имитировались различные случаи пуска

двухприводного скребкового конвейера КСД27 [1]. Основным параметром алгоритма

запуска является задержка времени Δt1 между запуском головного и хвостового привода.

Была поставлена задача выбрать Δtопт таким образом, чтобы нагрузка распределялась

между обоими привода равномерно. На процессы формирования нагрузок в хвостовом и

головном приводе влияют параметры конвейера: длина – L, м; угол транспортирования груза

- α; погонная масса груза qгр, кг/м. Серия вычислительных экспериментов была проведена

при таких параметрах: L=100, 200, 300м с углом транспортирования 15 º,0 º и -15 º.

На рис. 1. в качестве примера приведена диаграмма процесса пуска по оптимальному

алгоритму загруженного на всю длину конвейера КСД27 длиной 200 м, транспортирующего

горную массу вниз под углом 15º. Погонная масса груза на полотне конвейера принималась

q=90 кг/м. На рисунке приняты обозначения: Мх, Мг – приведенные к электродвигателю

моменты в редукторе, соответственно, хвостового и головного привода; Iх, Iг – токи

электродвигателей хвостового и головного привода.

Как видно из рисунка 1, нагрузка распределяется между приводами примерно

одинаково. При этом первым запускается (Х1) хвостовой двигатель и примерно через 0,94 с

происходит запуск (Г1)головного привода на низкую скорость.

Характер формирования пусковых токов во всех рассматриваемых режимах примерно

одинаков. При пуске на НС пусковые токи обоих двигателей достигают 450А.


____________________________________________________________________

16

16

Рисунок 1. – Диаграммы процесса пуска по оптимальному алгоритму

Х1 → (Δt1 = 0,94с) → Г1 загруженного на всю длину двухприводного конвейера КСД27

длиной 200 м

Определены оптимальные значения времени задержки Δt1 при пуске головного

электродвигателя на низкую скорость, которые зависят от длины конвейера, угла

транспортирования и погонной массы груза [2].

Полученные оптимальные значения задержки времени Δt1опт зависят от длины

конвейера и угла транспортирования. Графики этих зависимостей представлены на рис.2.

Рисунок 2.-Зависимость оптимальной величины Δt1опт задержки пуска на низкую скорость

головного привода от длины конвейера L при разных углах транспортирования α

Используя полученные графики, можно для заданных условий эксплуатации оценить

требуемое оптимальное значение задержки времени Δt1. Например, для конвейера длиной


____________________________________________________________________

17

17

300 м, транспортирующего горную массу по горизонтали, оптимальное значение Δt1

составляет 1,6 с, а при транспортировании вниз под углом 15º - 1,12 с.

Полученные оптимальные значения задержки времени Δt1опт зависят от погонной

массы груза и угла транспортирования. Графики этих зависимостей при длине конвейера

200м представлены на рис.3

Рисунок 3.-Зависимость оптимальной величины Δt1опт задержки пуска на низкую скорость

головного привода от погонной массы груза q при разных углах транспортирования α и

L=200м

Используя полученные графики, можно для заданных условий эксплуатации оценить

требуемое оптимальное значение задержки времени Δt1. Например, для конвейера длиной

200 м, транспортирующего горную массу по горизонтали с погонной массой груза 60 кг/м,

оптимальное значение Δt1 составляет 1,05 с.

Выводы. Использование найденных оптимальных значений времени задержки

обеспечивает равномерное распределение нагрузки между головным и хвостовым приводом

при полной загрузке конвейера. Основным параметром, определяющим степень

неравномерности распределения нагрузки между приводами, является интервал времени Δt1.

Оптимальные значения Δt1 существенно зависят от длины и степени загрузки конвейера,

угла транспортирования. Полученные результаты позволяют для каждого конкретного

случая определить оптимальное значение Δt1 . Дальнейшее направление работы:

исследование и оптимизация параметров алгоритма запуска конвейера на вторую (высокую)

скорость.

Список литературы: 1. Определение рациональных параметров и режима запуска

двухскоростного и частотно-регулируемого электропривода забойных скребковых

конвейеров: Отчѐт о НИР/ ООО "Технопарк ДонГТУ "УНИТЕХ"- Донецк, 2008г.- 79с.

2. Кондрахин В.П. Оптимизация алгоритма пуска многоприводных двухскоростных

забойных конвейеров/В. П. Кондрахин, Н.И. Стадник, В.В. Косарев, И.В. Косарев// Форум

гірників-2009: матеріали міжнар. конф., 30 верес.-3 жовт.2009 р.- Дніпропетровськ: НГУ,

2009.- С.190-196.


____________________________________________________________________

18

18

РАЗРАБОТКА МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ ДЛЯ НАХОЖДЕНИЯ

КОНЦЕНТРАЦИИ НАПРЯЖЕНИЙ В ЕДИНИЧНОМ УЗЛЕ СТЫКА КОНВЕЙЕРНОЙ

ЛЕНТЫ С ПОМОЩЬЮ ВИНТОВОГО СОЕДИНЕНИЯ

Былина С.В. (ДонНТУ, ГЗТиЛ, г.Донецк, Украина)

Конвейерная лента как тяговый и несущий орган испытывает одноосное растяжение.

Что обуславливает возникновение нормальных напряжений в еѐ поперечном сечении. В

местах стыковки ленты по средством винтового соединения в следствии нарушения

целостности материала ленты образуется концентрация напряжений [1], что негативно

сказывается на еѐ прочностных характеристиках и сроках службы ленты. Для нахождения

зависимости величин концентрации напряжения от геометрических параметров единичного

узла стыка рассмотрим пластинку подвергнутую растягивающему усилию и содержащую

цилиндрическое отверстие.

Если в пластинке, подвергнутой действию равномерно растягивающих напряжений, σ

сделано малое круглое отверстие, то в точках nn (рисунок 1, а) имеет место высокая

концентрация напряжений [2].

Рисунок 1 – расчетная схема для поиска концентрации напряжений в пластинке с

круглым цилиндрическим отверстием.

Если начертить концентрический круг с отверстием и притом сравнительно большого

радиуса, как показано на рисунке 1, а пунктиром, можно предположить, что на напряженное

состояние по окружности этого круга наличие отверстия не оказывает существенного

влияния. Пусть рисунок 1, b представляет круглое кольцо вырезанное из пластинки круглой

цилиндрической поверхностью радиуса c. В каждой точке наружной поверхности этого

кольца мы приложим вертикально направленные напряжения величиной σ•sinφ, равные

напряжению на соответствующей элементарной площадке dF пластинки. Тогда напряжения


____________________________________________________________________

19

19

в кольце будут приблизительно такие же как в части пластинки, ограниченной окружностью

радиуса c (рис. 1, а). Таким образом, задача о распределении напряжений вблизи отверстия в

пластинке сводится к задаче о круглом кольце прямоугольного поперечного сечения

подверженном действию вертикальной нагрузки интенсивности σ·sinφ непрерывно

распределенной по его внешнему контуру[1]. При этом толщина пластинки предполагается

равной единице. Рассматривав один квадрант кольца, сводим напряжения действующие по

поперечному сечению mn, к продольной растягивающей силе N0 приложенной в центре

тяжести поперечного сечения, и к изгибающей паре М0. Продольная сила может быть

определена из уравнения статики и равняется:

cN0 (1)

Момент М0 является статически неопределимой величиной и вычисляется при

помощи теоремы о наименьшей работе. Для вычисления потенциальной энергии

применяется выражение [3]:

dsFG

Q

FEr

MN

FE

N

FEer

MU

B

0

222

222 (2)

для которого продольная сила и изгибающий момент в произвольном поперечном сечении

кольца, определяемом углом φ (рис. 1, b), будут:

2

0 coscN (3)

)cos1(2

cos2

)cos1(2

)cos1(00

hcac

hcaMM (4)

здесь h — высота прямоугольного поперечного сечения. Тогда

02

0

2

00 FE

Nd

FEe

Md

dM

dU (5)

откуда после интегрирования получаем

)2(244

11

28

31

2 2

0c

R

c

e

c

hсM (6)

Здесь по-прежнему R — радиус осевой линии и е — расстояние нейтральной оси от

центра тяжести поперечного сечения.

Напряжение в точке n поперечного сечения mn кольца состоит из двух частей: 1)

растягивающего напряжения, вызываемого продольной силой N0, и равного [3]:

,01

h

c

h

N (7)


____________________________________________________________________

20

20

и 2) напряжения от изгиба, вызываемого М0, которое равняется [3]:

,2

12

02

h

ea

ea

M (8)

где а —радиус отверстия.

Расстояние е вычисляется для различных значений отношения с/a, и тогда величины

σ1 и σ2 определяются из формул (7) и (8) Наибольшее напряжение равняется

σmах = σ1+ σ2 (9)

Результаты этих вычислений приведены в таблице 1.

Таблица 1.- Значения местных напряжений в пластинке у круглого отверстия.

с/а 3 4 5 6 8 10

σmax/σ

3,81 3,26 3,08 3,03 3,09 3,30

Сравнение данных из таблицы с точным решением, предложенным в задаче Кирша,

для очень малого отверстия показывает, что при 5 < с/a <8 результаты приближенного

вычисления хорошо согласуются с точным решением [3].

При с/а>8, отверстие нельзя рассматривать очень малым, и оно имеет заметное

влияние на распределение напряжений (рис. 1, а).

Список литературы: 1. Стыковка и ремонт конвейерных лент на предприятиях

черной металлургии. Высочин Е.М., Завгородний Е.Х.,Заренков В.И. М.: Металлургия, 1989,

с. 192. 2. Сопротивление материалов. Тимошенко С.П. М.: Наука, 1965, с. 480.

3. Сопротивление материалов. Тимошенко С.П. М.: Наука, 1968, с. 370.


____________________________________________________________________

21

21

СРАВНЕНИЕ ЭНЕРГОЗАТРАТ ПРИ ОСУШЕНИИ ЕМКОСТЕЙ

ОДНОСТУПЕНЧАТОЙ И МНОГОСТУПЕНЧАТОЙ ЭРЛИФТНЫМИ

УСТАНОВКАМИ

Варавкина Т.Ю. (каф. ГЗТиЛ, ДонНТУ, г. Донецк, Украина)

C 1980 года мировое потребление энергии возросло на 45%. Предполагается, что к

2030 году оно возрастет до 70%. Сейчас остро стоит вопрос энергосбережения.

Основной особенностью топливно-энергетического комплекса Украины является

высокий удельный вес угля. Поскольку увеличение его добычи является одним из

приоритетных направлений развития, появляется необходимость проведения новых стволов.

Это влечет за собой необходимость совершенствования процессов водоотлива и очистки

шахтных технологических емкостей.

Коэффициент полезного действия работы насосных установок выше, чем у

эрлифтных. Однако они чаще выходят из строя и требуют ремонта. Общий КПД данных

установок является соизмеримым. Исходя из вышесказанного, эрлифтная установка является

одним из простейших и эффективных средств откачки пульпы и воды из водоотливных

емкостей.

Таким образом задача снижения энергозатрат процесса работы эрлифтной установки с

постоянным расходом сжатого воздуха является актуальной.

Известно[1,2], что применение ступенчатой схемы эрлифтного гидроподъема

приводит к снижению энергозатрат. При этом расход сжатого воздуха, поступающего от

шахтных стационарных компрессорных установок является переменной величиной.

Применение ресивера не сглаживает изменение расхода сжатого воздуха при изменении

погружения смесителя.

В данной работе ставится задача сравнительного анализа энергозатрат

одноступенчатой и многоступенчатой эрлифтных установок при постоянном расходе

воздуха.

Коэффициент полезного действия эрлифтной установки можно определить

следующим образом:

nпотр

N

nпол

N

n, (1)

где nпол

N - полезная мощность эрлифтной установки;

nпотр

N - потребляемая мощность эрлифтной установки.

Hn

gQnnпол

N

где - плотность транспортируемой жидкости;

2/8,9 смg - ускорение свободного падения;

п

Q - подача эрлифта, м3/с;

H - высота подъема гидросмеси, м.

)ln(

aP

смP

aP

вQ

anPn

потрN ,

где Ра - атмосферное давление, Па;

Pсм - давление в смесителе, Па;


____________________________________________________________________

22

22

Qв - расход сжатого воздуха м3/с.

n – число ступеней с одинаковыми высотами подъема жидкости nHH / ,

глубиной погружения смесителя h, производительностью Qn и диаметром подъемной трубы.

Для сравнительной оценки энергоемкости односекционной и многосекционной

эрлифтной установок используем отношение коэффициентов полезного действия этих

установок.

11nQ

nQ

nK . (2)

Производительность эрлифта определяется из следующей зависимости [1]:

5.2

nСd

эQ

(3)

где C - коэффициент производительности эрлифта;

nd - диаметр подъемной трубы эрлифтной установки, м.

nHh

hbb

n

Hh

hbb

K

)10

(

10

,

Снижение энергозатрат будет при К>1, отсюда

1

)1)1(

1

0()1(

1n

n

H

b

b

H

hn

n

Введем замену: tH

h

, упростим и решим полученное неравенство:

)

1

0(2

1

0)

1

0(42)

1

0

1

0()

1

0(

b

bnn

b

b

b

bnn

b

bn

b

b

b

bnn

t

(4)

Отсюда имеем, что если значение отношения h/Н находится в пределах от 0 до

значения t, рассчитанного по зависимости (4), применение многосекционной схемы

эрлифтного гидроподъема обеспечивает снижение энергозатрат.

Учитывая, что

t

t

Hh

h

11

получим максимальное значение относительного

погружения эрлифта, при котором применение многосекционной схемы позволит снизить

энергозатраты.

На основании данной зависимости получен график изменения коэффициента

пропорциональности между глубиной погружения и высотой подъема от количества

ступеней (рисунок 1).

При значениях больших приведенных на рис.1, применение многосекционных

эрлифтных установок с точки зрения экономии энергии нецелесообразно.


____________________________________________________________________

23

23

Рисунок 1. Изменение максимального относительного погружения смесителя эрлифта

при увеличении количества ступеней

Из [2] известно, что применение многосекционных эрлифтных установок при

переменном расходе сжатого воздуха требует для обеспечения устойчивой работы установки

применения системы автоматического или дистанционного управления.

Целесообразность применения такой системы автоматического управления при

постоянном расходе сжатого воздуха является предметом дальнейших исследований.

Список литературы. 1. Эрлифтные установки: Учебное пособие/ Гейер В.Г.,

Козыряцкий Л.Н., Пащенко В.С., Антонов Я.К. – Донецк: ДПИ,1982. – 64 с. 2. Логвинов Н.Г.,

Костанда В.С., Игнатов А.В., Арутюнова З.З.Особенности расчета эрлифтов с переменным

относительным погружением. Рукопись деп. в ГРНТБ УкрНИИНТИ 02.08.84, №1327-Ук.

3. Игнатов А.В.Определение расходных характеристик насосно-эрлифтных установок– В

сб.«Разработка месторождений полезных ископаемых». Вып.78, - Киев: Техніка, 1987, с. 7-9.

4. Малеев В.Б., Игнатов А.В. Работа эрлифта при постоянном расходе сжатого воздуха //

Наукові праці Донецького національного технічного університету. Сер. «Гірничо-

геологічна» / Донец. нац. техн.ун-т. – 2008. Вип.7(135).- С. 108-113.

Рецензент: к.т.н. доц. А.В. Игнатов


____________________________________________________________________

24

24

О ВЫБОРЕ КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ИНДУКЦИОННОГО

МЕТАЛЛООТДЕЛИТЕЛЯ

Глушков В.О. (каф. ГЗТиЛ, ДонНТУ, г. Донецк, Украина)

В последнее время предпринимаются попытки использовать линейные двигатели для

извлечения посторонних металлических предметов из транспортных потоков сыпучих

материалов.

В целом ряде случаев применение индукционного металлоотделителя может

оказаться целесообразным [1,2]. Это определяет необходимость изучения и проектирования

таких металлоотделителей.

Особенностью работы индукционного металлоотделителя является наличие больших

рабочих зазоров и малые размеры извлекаемого тела по отношению к размерам индуктора

[1]. Это обуславливает низкие энергетические и тяговые показатели устройства по

сравнению с линейными двигателями классической конструкции.

В связи с этим, становится актуальной оптимизация параметров устройства.

Анализ теоретических положений взаимодействия тел с бегущим магнитным полем

применительно к условиям работы индукционного металлоотделителя позволяет

предположить, что одним из определяющих эффективную работу устройства являются

соотношения размеров извлекаемого тела, полюсного деления индуктора и рабочего зазора.

Рассмотрим бесконечное полупространство в электромагнитном бегущем поле

одностороннего плоского индуктора (рис.1).

Рисунок 4. Полупространство в поле одностороннего индуктора

Расчетная модель данной задачи имеет следующую формулировку:

на пространство Z>0, заполненное средой с характеристиками и , действует бегущее

магнитное поле плоского одностороннего индуктора. На поверхности пространства Z=0

тангенциальная компонента напряженности магнитного поля )(

00|xt

zx eHH

В таком случае, компонента плотности электродинамической силы, развивающейся в

среде в направлении движения электромагнитного поля, может быть вычислена по формуле

)(

2

0

2*

eH

f x (1)

где ;

-полюсное деление;

-частота бегущего электромагнитного поля;

-электропроводность среды;

-магнитная проницаемость среды;


____________________________________________________________________

25

25

0H -напряженность электромагнитного поля на поверхности индуктора ;

Si2

S – скольжение среды относительно неподвижного индуктора;

vS 1

Для удобства анализа воспользуемся теорией подобия и представим плотность

электродинамической силы в безразмерном виде:

2

0H

ff x

x (2)

Тогда из (1) и (2): 2

2

z

x

ef (3)

где 2 (4)

Зависимость )(xf при различных соотношениях z/ представлена на рисунке 2.

Как видно из рис.2 , на поверхности индуктора ( z/ =0 ) при возрастании

плотность силы после достижения максимального значения сохраняет свою величину. Для

внутренних точек плотность силы имеет максимум при определенном значении

32max . Причем, по мере углубления в вещество, зависимость )(xf становится

круче.

Таким образом, при выборе величины полюсного деления следует учитывать

соотношение (4), стремясь получить максимальные значения maxmax;xf .

Однако, кроме учета величины рабочего зазора при выборе полюсного деления

необходимо также учитывать геометрические размеры извлекаемого предмета.

Учет конечной ширины тела можно провести используя понятие коэффициента

ослабления [3], характеризующего ослабление силы, действующей на полосу конечной

ширины, по сравнению с бесконечно широкой полосой при малой «реакции» рабочего тела:

a

ath

кос 1 (5)

где a –полуширина извлекаемого тела.

Зависимость коэффициента ослабления от а/ представлена на рисунке 3.

Учет конечности длины тела можно произвести основываясь на экспериментальных

данных [4], так как теоретические положения взаимодействия полосы конечной длины с

электромагнитным полем весьма сложны и в настоящее время слабо проработаны. Согласно

[4], коэффициент длины lk принимает оптимальные значения :

опт

lk : l2

.


____________________________________________________________________

26

26

Рисунок 5. Распределение компоненты плотности силы xf по глубине полупространства

в поле плоского одностороннего индуктора.

Используя приведенные зависимости, можно, на этапе выбора предварительных

параметров устройства бегущего магнитного поля, предназначенного для удаления

посторонних металлических предметов из потоков, транспортируемых ленточными

конвейерами, получить значения оптимальных полюсных делений, которые можно

использовать для дальнейших уточняющих расчетов.

Следует отметить, что при выборе значения полюсного деления необходимо

учитывать и ряд других факторов [1, 2, 4], в частности, влияние на оптимальные

энергетические показатели металлоотделителя. Данный вопрос требует отдельного

рассмотрения.

Рисунок 3. Зависимость кос от а/

Список литературы: 1. Будишевский В.А., Ариненков В.В.,Выбор конструкции и

главных размеров извлекателя металла из потока горной массы , Известия Донецкого

горного института, 1996г., №1(3), с. 69-72. 2. Сумцов В. Ф., Электромагнитные

железоотделители, М., Машиностроение, 1978, 174с. 3. Вольдек А.И., Индукционные

магнитогидродинамические машины с жидкометаллическим рабочим телом, Л., Энергия,

1970, 272с. 4. Круминь Ю. К., Основы теории и расчета устройств с бегущим магнитным

полем, Рига, Зинатне, 1983, 278с.


____________________________________________________________________

27

27

ОЦЕНКА ВОЗМОЖНОСТИ ПУСКА САМОНАТЯЖНОГО ПРИВОДА ЛЕНТОЧНОГО

КОНВЕЙЕРА

Гончаров П.Н., Хиценко Н.В. (каф. ГЗТиЛ, ДонНТУ, г. Донецк, Украина)

Широкое распространение в транспорте получили ленточные конвейеры. Лента

является основным и наиболее дорогим и в то же время наименее долговечным элементом

ленточного конвейера.

Одним из основных факторов, влияющих на срок службы ленты, является отсутствие

проскальзывания ленты на приводном барабане и автоматическое регулирование ее

натяжения. Конструкция самонатяжного привода ленточного конвейера [1] позволяет

исключить пробуксовку между барабаном и лентой в установившемся режиме работы, а

также обеспечить автоматическое регулирование натяжения ленты.

Самонатяжной привод представляет собой мотор-барабан, в который встроены

электродвигатель и дифференциальный редуктор. Принцип работы конвейера заключается в

следующем: при включении электродвигателя сначала начинается перемещение приводного

барабана по направляющим рейкам до достижения необходимого и достаточного натяжения

ленты. Затем начинается собственно вращение барабана и движение ленты. С увеличением

нагрузки барабан перемещается в сторону увеличения натяжения ленты, а при уменьшении

нагрузки – в обратную. Принципиальная кинематическая схема мотор-барабана показана на

(рис. 1). На выходной конец вмонтированного в барабан электродвигателя 5 насажено

центральное солнечное колесо 6. Сателлиты 7 входят в зацепление с корончатым колесом 8,

соединенным с солнечное колесом 11, стеллиты 10 входят в зацепление с корончатым

колесом 9, соединенным жестко с барабаном 4. На выходных концах водила 14 укреплены

зубчатые колеса 3 и 12. Питание электроэнергией производится через осевое отверстие вала

2 с помощью кабеля, наматываемого на барабан 1. Продольное перемещение привода

производится по зубчатым рейкам 13.

Рис. 1 – схема мотор барабана

Следует отметить, что в процессе пуска конвейера с наклонной трассой

конструктивные особенности такого привода не позволяют гарантировать отсутствие

пробуксовки на приводном барабане.

На основе конструкции по [2] можно составить схему усилий на барабане привода

самонатяжного конвейера в установившимся режиме работы (рис. 2).

а) б)


____________________________________________________________________

28

28

Рис. 2 – Схема усилий на барабане привода самонатяжного конвейера

а) привод вверху;

б) привод внизу.

Из (рис. 2) видно что условием нормального пуска и отсутствия пробуксовки

является:

( ) ;2

б нб сб

DM S S (1)

где Sнб, Sсб – усилия в точках набегания и сбегания ленты на приводном барабане

конвейера; D – диаметр приводного барабана; - коэффициент сцепления между приводным

барабаном и лентой.

Условием движения привода самонатяжного конвейера по зубчатым рейкам при

наклонной установке (рис. 2) является:

sinβ;t нб сбF S S m g (2)

где Sнб, Sсб – усилия в точках набегания и сбегания ленты на приводном барабане

конвейера; m – масса привода.

Приводной редуктор дифференциальный с двумя степенями свободы. Для того, чтобы

оценить, что произойдет первым – натяжение ленты (перемещение барабана по рейке) или

вращение барабана (пробуксовка относительно ленты) при углах наклона от -16⁰ до +18⁰

сравним моменты на барабане бM и зубчатом колесе водила / 2з tM F d

(неравенства (1) и (2) заменим уравнениями). Условием нормального пуска является

отношение б зM M.

Для решения данной задачи были приняты следующие исходные

данные: масса привода m = 1000 кг; угол наклона конвейера β = -16⁰ ÷ 18⁰, диаметр

приводного барабана D = 0,8 м, диаметр зубчатого колеса водила d = 0,25 м, 0,4 . Для

обоих случаев (рис. 2) натяжения ленты определялись по условиям допустимого провеса

между роликоопорами. Для нижнего расположения привода (рис. 2б) также учитывалась

масса приводной станции.

Для углов наклона конвейера от -16⁰ до +18⁰ получены зависимости моментов на

барабане и зубчатом колесе водила (рис. 3) и (рис. 4).

а) б)


____________________________________________________________________

29

29

Рис. 3 – Графики зависимостей моментов на барабане и приводной звездочке привод

вверху: а) при порожнем конвейере;

б) при груженом конвейере.

а) б)

Рис. 4 – Графии зависимостей моментов на барабане и приводной звездочке привод

внизу: а) при порожнем конвейере;

б) при груженом конвейере.

Из полученных зависимостей моментов можно сделать вывод, что при углах наклона

больших 4,2⁰ при порожнем конвейере и больше 7,5⁰ при груженом конвейере момент на

зубчатом колесе водила больше момента на барабане, что не удовлетворяет условиям

нормального пуска привода самонатяжного конвейера. Для того, чтобы избежать

пробуксовки при углах указанных выше, следует усовершенствовать конструкцию

самонатяжного привода – установить тормозные устройства, блокирующие вращение

приводного барабана в начале пуска (фаза натяжения ленты), а также вращение зубчатого

колеса водила (для предотвращения чрезмерного «отката» привода при остановке

конвейера).

Список литературы: 1. Марчак С. Э. Самонатяжной конвейер. – Самара: Изд.

«Самарский университет», 1992. 91с. 2. А. с. 591366 СССР. Концевая станция ленточного

конвейера/Марчак С.Э. (СССР). №2075736/29-03; Заявл. 18.11.74; Опубл. 05.05.78; Бюл. №

5.178 с.


____________________________________________________________________

30

30

РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ МЕТАЛЛОКОНСТРУКЦИЙ ТЕЛЕСКОПИЧЕСКОГО

ПЕРЕГРУЖАТЕЛЯ С ПОМОЩЬЮ ПРОГРАММЫ МATHCAD

Даниленко О.А., Хиценко Н.В. (каф.ГЗТиЛ, ДонНТУ, г.Донецк, Украина)

Телескопическим перегружателем называется конвейер с переменной длиной

транспортирования (переменным расстоянием между осями концевых барабанов) при одной

и той же длине общего замкнутого контура ленты[1]. Использование телескопических

перегружателей в зоне разгрузки-погрузки обусловлено необходимостью загружать в

машину мелкие непаллетированные грузы, в частности коробки[2]. Металлоконструкция

перегружателя (рис.1) должна отвечать ряду требований: иметь требуемую раздвижность

при обеспечении достаточной прочности и жесткости. Как правило, она выполняется

телескопической с числом ступеней от 2 до 7-8 в зависимости от необходимой

раздвижности. Стоимость металлоконструкций составляет значительную часть затрат при

производстве перегружателя. Поэтому вопросы ее рационального проектирования очень

актуальны. Несущим элементом металлоконструкций являются спаренные балки, которые

могут быть выполнены с различным профилем сечения. Критерием эффективности при

проектировании металлоконструкции может быть принята ее металлоемкость, которая

зависит от сортамента, использованного для несущих балок.

Рисунок 1. Телескопический перегружатель

Для расчета нагрузок на несущие балки была разработана расчетная схема (рис.2).

Параметрами металлоконструкций наряду с характеристиками сечения являются: количество

n и длины li (i=1…n) ступеней, расстояния между опорами в раздвинутом состоянии lзi

(i=1…n). Таким образом, число параметров, требующих обоснования, весьма значительно.

Предлагается следующая методика обеспечения рациональных параметров

металлоконструкций:

1. Перебор возможных значений числа n, длин между опорами li, lзi.

2. Для каждого сочетания выбор параметров сечения несущих балок по известной

нагрузке от веса груза G без учета собственной массы металлоконструкции.

3. Уточнение параметров сечения несущих балок с учетом собственного

распределенного веса металлоконструкции qi.. При этом расчетный изгибающий

момент для каждой ступени,.

(1)

где реакция в верхней опоре (i+1) определяется последовательным расчетом от

n-й к i-й секции

4. Оценка жесткости конструкции.


____________________________________________________________________

31

31

5. Выбор значений параметров металлоконструкции, обеспечивающих

минимальную металлоемкость.

6. Проверочный расчет напряженно-деформированного состояния конструкции

методом конечных элементов.

Рис.2. Схема телескопического перегружателя в собранном (а) и раздвинутом (б)

состоянии

C применением системы Mathcad автоматизирован расчет опорных реакций, эпюр

изгибающего момента, выбор параметров поперечного сечения несущих балок как с учетом

их собственного веса, так и без при произвольном количестве секций (этапы 1-3 методики).

Использование предложенной методики позволит снизить затраты на изготовление несущих

металлоконструкций телескопического перегружателя с учетом возможных вариантов

используемого металла.

Список литературы: 1. Солод Г.И. Структуро образование конвейеров. // Вопрос

развития и совершенствования транспорта. Сб. научных трудов. – Вип. 29.-М.: Недра, 1970. –

С. 16-25 2. Александров М. П. Подъемно-транспортные машины, издание шестое

переработаное – Москва «Высшая школа», 1985


____________________________________________________________________

32

32

ОЦЕНКА ВЛИЯНИЯ ФОРМЫ ПРОВОДНИКА ОБМОТКИ ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ

МАШИН НА НЕРАВНОМЕРНОСТЬ ЭЛЕКТРИЧЕСКОГО ПОЛЯ С УВЕЛИЧЕНИЕМ

ПИТАЮЩЕГО НАПРЯЖЕНИЯ

Ткачук А.Н., Жаботин М.А. (каф. ГЗТиЛ, ДонНТУ, г. Донецк, Украина)

В настоящее время в структуре разведанных и доступных запасов органического

топлива страны доля угля занимает 95%, а запасы нефти и газа - лишь 5% [1]. Поэтому,

очевидно, что обеспечение энергетической независимости Украины будет и в дальнейшем

осуществляться за счѐт использования угля в энергетике страны. Кроме того, уголь является

сырьѐм для производства стали, а сталь в экспорте страны составляет около 33% [2], что

также подтверждает необходимость увеличения добычи угля. Решение этой задачи, с

минимальными затратами, возможно за счѐт увеличения производительности добычных

механизмов и длин горных выработок, то есть, растѐт мощность приводных механизмов

забойных машин и расстояние на которое необходимо передавать электрическую энергию.

Поэтому возникает необходимость повышения напряжения, питающего оборудование

очистных и проходческих забоев.

История повышения питающего напряжения показывает, что меньше чем за 50 лет

оборудование очистных забоев перешло от 380 В к напряжению 3 кВ.

Практика показывает, что с переходом на повышенное напряжение участились случаи

выходов из строя статорных обмоток электродвигателей. Общепринято считать, что

основными причинами этих отказов являются, либо некачественное изготовление, либо

неправильная эксплуатация электродвигателей. Однако статистика показывает, что несмотря

на постоянную работу по созданию новых устройств защит, исключающих неправильную

эксплуатация двигателей, пробои изоляции по прежнему имеют место. Следовательно,

можно предположить, что при проектировании изоляции не учитываются какие-то

дополнительные факторы, вызывающие пробой. Поиску этих причин и посвящена данная

работа.

В настоящее время расчѐт толщины изоляции производится на основании теоремы

Гаусса [3].

Д dS

свобq

где dS

- элемент поверхности;

Д

- вектор электрической индукции;

Е

- вектор напряжѐнности;

- диэлектрическая проницаемость;

12

0 8,85 10 /Ф м - диэлектрическая постоянная;

свобq - свободные заряды.

Учитывая связь индукции и напряженности электрического поля, для однородной и

изотропной среды

E dS

0

свобq

Теорема Гаусса в дифференциальной форме, для однородной и изотропной среды

имеет вид

E

где свобq

V - объѐмная плотность зарядов.


____________________________________________________________________

33

33

Представим проводник в виде цилиндрического конденсатора (рис. 1)

Теорема Гаусса в дифференциальной форме E

(здесь ) в

цилиндрической системе координат имеет вид E

. Тогда при

электрическое поле симметрично в плоскости r-z – зависит только от радиуса

,E Д

.

E

E

(1)

В отсутствии объемного заряда , . Поэтому интегрирование уравнения

(1) даст , где - постоянная интегрирования, и (2).

Постоянную интегрирования найдѐм, используя соотношение между

напряжѐнностью электрического поля и приложенным к кабелю напряжением.

,

откуда

(3)

Из уравнений 2 и 3, получают максимальную напряженность электрического поля,

которую должна выдерживать изоляция

Рис. 1. Электрическое поле цилиндрического проводника


____________________________________________________________________

34

34

где - рабочее напряжение, В;

– радиус жилы;

– радиус кабеля.

Откуда необходимую толщину изоляции можно определить по следующим

формулам:

(4)

где - допустимая напряжѐнность изоляции.

Таким образом, толщина изоляции, а также напряженность поля зависит от кривизны

поверхности проводника. Это происходит, потому что поверхность проводника

эквипотенциальна, следовательно, на поверхности выступают связанные заряды с

плотностью σ. Если форма проводника отлична от цилиндрической, то есть имеет различную

кривизну, то заряд по поверхности распределяется неравномерно, в точках с меньшим

радиусом кривизны растѐт концентрация связанных зарядов, а следовательно увеличивается

концентрация поля и напряжѐнность, что может привести к пробою изоляции [4]. Так как, в

настоящее время, сечение проводников обмоток мощных двигателей имеет прямоугольную

форму, то возникает необходимость учитывать кривизну поверхности при расчѐтах толщины

изоляции. Зависимость толщины изоляции от радиуса кривизны поверхности проводника для

разных питающих напряжений, полученная по формуле (4), показана на рис. 3.

Анализ этой зависимости показал, что с увеличением кривизны поверхности

проводника требуется увеличивать толщину изоляции, так как в этих местах растѐт

концентрация связанных зарядов, а следовательно увеличивается концентрация поля. При

этом с увеличением питающего напряжения этот эффект усиливается и уже при напряжении

свыше 1140 В его необходимо учитывать в расчѐтах необходимой толщины изоляции.

Таким образом, обнаружена дополнительная причина пробоя изоляции статорных

обмоток электродвигателей с увеличением питающего напряжения – неравномерная

концентрация на поверхности проводника, вызванная различным радиусом кривизны,

которую необходимо учитывать при повышении напряжения свыше 1140 В.


____________________________________________________________________

35

35

Список литературы: 1. Анализ возможности использования различных видов

топлива для строительства тепловых электростанции на предприятиях Украины.

Энергопромтех. Днепропетровск, 2006.

2. http://economics.lb.ua/state/2011/07/12/105623_import_tovarov_v_ukrainu_po_prezh.html 3.

http://www.ruscable.ru/info/manual/2_2.html. 4. Основные законы электромагнетизма.

Иродов И.Е., 2-е изд., М.: Высш. шк., 1991.

Рис. 3. Зависимость необходимой толщины изоляции от радиуса кривизны

проводника для разных питающих напряжений.

http://economics.lb.ua/state/2011/07/12/105623_import_tovarov_v_ukrainu_po_prezh.html


____________________________________________________________________

36

36

ОБОСНОВАНИЕ СТРУКТУРЫ И ПАРАМЕТРОВ МАНИПУЛЯТОРА ДЛЯ

ПОГРУЗКИ СЫПУЧИХ ГРУЗОВ

Жахалов М.П., Хиценко Н.В. (каф.ГЗТиЛ, ДонНТУ, г. Донецк, Украина)

Перевозка грузов включает в себя несколько этапов: погрузка, перевозка, выгрузка.

Существует средство, позволяющее выполнить процесс перевозки эффективнее и вместе с

тем экономичнее – кран-манипулятор. Кран-манипулятор – это универсальная крановая

установка, которая монтируется на грузовой автомобиль любого типа В результате

получается "гибрид", называемый автогидроманипулятором. По классификации такая

спецтехника относится к более обширной категории – автокранам . Его эффективность

объясняется тем, что фактически кран манипулятор представляет комплексное техническое

средство, состоящее из крана и средства для перевозки грузов. Второе преимущество крана

манипулятора – это то, что управление им осуществляет всего один человек. При этом он

выполняет функции, как водителя, так и крановика [1].

Рисунок 1 – Автоманипулятор

Целью работы является обоснование структуры и параметров манипулятора,

установленного на грузовом автомобиле, для погрузки сыпучих грузов. В качестве рабочего

органа можно принять грейфер малого объема. Требуют обоснования вопросы определения

рационального вылета стрелы и объема грейфера.

Требования к автоманипулятору:

загрузка кузова с одной установки;

достаточная устойчивость при работе;

минимальное время загрузки.

Исследования для автомобиля МАЗ-555102-225 при погрузке различных видов

массовых грузов с соответствующими показателями насыпной плотности и угла

естественного откоса ψ и группы груза по насыпной плотности (табл. 1).

Таблица 1. Массовые грузы и их свойства. Материал Насыпная плотность , т/м3 Угол естественного откоса ψ,⁰ Группа груза

Песок 1,4–2,1 25–45 С3 Щебень 1,2–1,8 30–45 С3 Уголь каменный 0,8–0,9 30–45 Л2 Земля 1,2–1,9 30–45 С3 Глина 1,4–1,8 20–40 С3

Исследовано влияние вылета стрелы L на возможность загрузки с одной установки с

учетом ограничений по объему кузова V0 и грузоподъемности автомобиля M0. Для этого

была разработана расчетная схема зоны обслуживания манипулятора (рис.2) и построен

график зависимости средних значений коэффициента использования грузоподъемности

автомобиля от вылета стрелы (рис.3).


____________________________________________________________________

37

37

Рисунок 2 – Расчетная схема Рисунок 3 – График зависимости средних

зоны обслуживания манипулятора значений коэффициента использования

грузоподъемности от вылета стрелы

Проанализировав график зависимости, получен вылет стрелы (3-4м), при котором

происходит достаточное заполнение кузова.

С учетом разных значений веса G0 и объема грейфера V, построен график

зависимости веса грейфера от объема (рис.4, G0=28789V-3844) и принята расчетная схема

устойчивости автоманипулятора [2] (рис.5). На схеме обозначены: G=V g – вес груза в

грейфере; GM – вес манипулятора; Ga – вес незагруженного автомобиля; RA – реакция на

выдвижной опоре; B – поперечная база (с учетом выдвижных опор);

Рисунок 4 - Зависимость веса Рисунок 5 - Расчетная схема устойчивости

грейфера от объема

Была рассчитана устойчивость автомобиля при погрузке манипулятором с

минимальной (3м) и максимальной (4м) длиной вылета стрелы (рис.6.). Устойчивость

оценивалась по отношению опрокидывающего момента Мопр к восстанавливающему Мвосст.

0.0

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

0.8

0.9

1.0

2.0 3.0 4.0 5.0

(М/М

0)с

р

L, м

0

5 000

10 000

15 000

20 000

0.30.40.50.60.70.8

G0, Н

V, м3


____________________________________________________________________

38

38

Рисунок 6 - Зависимость соотношения опрокидывающего момента к

восстанавливающему от объема грейфера

Таким образом, чтобы выполнялось равенство Мопр/Мвосст ≤ 1, объем грейфера при

вылете 3 м может быть принят до максимального рассмотренного значения (0,75м3), а при

вылете стрелы 4 м должен быть не более 0,6 м3.

Выводы:

1. Проанализирована схема загрузки грузового автомобиля манипулятором с грейфером

и установлено, что для наиболее массовых грузов для автомобиля МАЗ-555102-225

достаточно высокое заполнение кузова с одной установки, с учетом ограничения по

грузоподъемности, обеспечивается при вылете манипулятора относительно

центральной оси автомобиля на 3-4 м.

2. Проанализирована устойчивость автомобиля и установлен допустимый объем

грейфера 0,6-0,75 м3 при вылете стрелы 3-4 м.

3. В дальнейшем планируется исследовать влияние параметров манипулятора на

производительность погрузки.

Список литературы: 1. Белецкий Б.Ф. Строительные машины и оборудование. – Р-

н-Д: Феникс, 2005. – 608 с. 2. Бондарев В.С. Подъемно-транспортные машины. Расчеты

подъемных и транспортирующих машин. - Киев: Высшая школа, 2006. – 736 с.

0.0

0.2

0.4

0.6

0.8

1.0

1.2

1.4

0.25 0.45 0.65 0.85

L=4м

L=3м

Мопр

Мвосст

V, м3


____________________________________________________________________

39

39

ИССЛЕДОВАНИЕ И ОБОСНОВАНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ПОДВЕСНОГО

МОНОРЕЛЬСОВОГО ЛОКОМОТИВА

Гутаревич В.О, Зеленчук С.М. (каф.ГЗТиЛ, ДонНТУ, г.Донецк, Украина)

Отечественная и зарубежная практика показывает, что развитие вспомогательного

транспорта идет по пути перехода к бесперегрузочной транспортной системе.

Для данного вида работ признано целесообразным использование монорельсовые дороги.

Из двух систем монорельсовых дорог с канатной и локомотивной тягой, следует отдать

предпочтение второй, поскольку она обеспечивает более высокую безопасность

эксплуатации, возможность работы на разветвленных линиях, бесперегрузочное,

бесперецепочное транспортирование и другие преимущества. При движении монорельсового

локомотива в реальных условиях неизбежно возникают колебания его составных частей.

Тяговое устройство, кроме полезного движения вдоль оси монорельсового пути,

совершает небольшие колебания сложной структуры. Оставаясь малыми по амплитудам, они

могут сопровождаться дополнительными силами, действующими на монорельс, приводные и

ходовые колеса. Увеличение сил вызывает повышенный износ, деформацию пути, а,

следовательно, приводит к снижению безопасности.

Целью работы является исследование и обоснование параметров монорельсового

локомотива для проектирования устройства предотвращающего боковое раскачивание

[1, 2], что обеспечит повышение скоростей передвижения локомотивов и увеличит срок

службы систем подвешивания и предотвратит дополнительный износ монорельса.

Основные задачи для достижения цели:

1. Провести анализ последних исследований и публикаций.

2. Выделить основные факторы влияющие на раскачивание.

3. Разработать математическую модель движения монорельсового локомотива.

4. Исследовать математическую модель и дать рекомендации по выбору параметров.

Принятые допущения. Скорость движения принимается постоянной; колея ходовых

колес, ввиду ее малости, полагается равной нулю; рама с приводом и масса экипажа

расположена по центру рассматривается как твердое тело (рис.1), имеющее продольную

плоскость симметрии и двухточечную систему подвески; неуравновешенность и

гироскопические моменты вращающихся масс трансмиссии и двигателя равны нулю;

приводные колеса прижимаются к вертикальной стенке монорельса с усилием, прямо

пропорциональным коэффициенту жесткости прижимного механизма.

Рис.1. Расчетная схема монорельсового локомотива

Задачу о перевернутом тяговом устройстве (маятнике) принято называть задачей

Капицы [3].

Запишем уравнение движения согласно второму закону Ньютона :


____________________________________________________________________

40

40

упрm а F (1)

Проекцию ускорения на ось х представим как вторую производную от координаты х

по времени. Диффеpенциpование по времени обычно изображают точкой над буквенным

выражением величины. Вторая производная отмечается двумя точками. Тогда, уравнение (1)

перепишем в виде:

m x k x (2)

Знак минус в правой части уравнения (2) показывает, что сила направлена против

смещения тела от положения равновесия. Обозначим k/m через w2, и предадим уравнению

(2) вид : 2 0x w x (3)

Где

2 kw

m (4)

2 2w

Решить дифференциальное уравнение - значит найти такую функцию x(t), которая при

подстановке в уравнение обращает его в тождество.

Построение движения при заданных параметрах (рис.2), и Графические зависимости

изменение координат движения и силы натяжения подвеса во времени (рис. 3)

Рис.2. Фрагмент решения уравнения движения в системе Mathcad


____________________________________________________________________

41

41

Рис. 3 Графические зависимости изменение координат движения

и силы натяжения подвеса во времени: а - X(t), Y(t); б - F(t)

Колебательное движение

Имеется идеальная колебательная система. Еѐ выводим из состояния равновесия и

предоставляем самой себе. Получим график колебательного движения и фазовую кривую.

Решение дифференциального уравнения не затухающих колебаний( рис.4). :

Рис.4. Фрагмент решения идеальной колебательной системы в системе Mathcad :

а – график колебательного движения; б – фазовая траектория


____________________________________________________________________

42

42

Выводы: Практическая ценность данной работы состоит в возможности более

широкого применения монорельсового транспорта для вспомогательных работ во всех

сферах транспортных перевозок и увеличения скорости движения имеющихся

монорельсовых локомотивов.

На основании проведенного анализа уравнения раскачивания тягового устройства при

движении по монорельсу следует, что наибольшее влияние на боковые отклонений

оказывает масса перевозимого груза , коэффициент жесткости прижимного устройства и

расстояние от центра масс до точек подвеса рамы с приводом.

Другие параметры тягового устройства и монорельсового пути оказывают менее

весомое влияние.

Для монорельсового локомотива рекомендовано ограничить массу груза до 7.5 т.

Расстояние от центра масс до точек подвеса рамы с приводом должно составлять 1.2

м.

Список литературы: 1. Айзеншток Л.И. Исследование динамики и обоснование

параметров конструкции и условий эксплуатации шахтных скоростных монорельсовых

дорог: Автореф. дис. … Канд. тех. наук. – Днепропетровск, 1983. – 23 с.: ил.

2.Айзеншток Л.И., Носов В.С., Слободенюк Р.Л. Исследование состояния пути шахтных

монорельсовых дорог // Способы и средства безопасной эксплуатации электромеханического

оборудования в шахтах. Сб. науч. тр. / МакНИИ. – 1982. – С. 61-62.

3. Капица П.Л. Динамическая устойчивость маятника при колеблющейся точке подвеса //

Журн. эксперимент. и теор. физики. - 1951. - 51, № 5. - С. 588-597.


____________________________________________________________________

43

43

ОПТИМИЗАЦИЯ АЛГОРИТМА ПУСКА ТРЕХПРИВОДНЫХ ДВУХСКОРОСТНЫХ

ЗАБОЙНЫХ КОНВЕЙЕРОВ

Зубова Ю.А. (ДонНТУ, ГЗТиЛ, г.Донецк, Украина)

Применение скребкового конвейера для транспортирования угла из очистных забоев

обусловлено: малой высотой и простотой изменения длины рештачного става, высокой

производительностью, возможностью использования в качестве опоры струга или комбайна;

удобством конструктивной увязки с механизированной крепью; обеспечивает передвижку

става конвейера без разборки.

В данной работе рассматривается скребковый конвейер типа КСД27 c

двухскоростными асинхронными электродвигателями. Преимущества двухскоростных

скребковых конвейеров заключается в том, что возможна транспортировка вспомогательных

материалов на более низкой скорости.

Основные технические и эксплуатационные особенности конвейера КСД27: высокая

надежность и ресурс, обеспечиваемые конструктивными параметрами приводных блоков и

рештачного става с использованием высокопрочных материалов; высокая

энерговооруженность конвейера; комплектация приводных блоков двухскоростными

электродвигателями с соотношением скоростей 1/3, с водяным охлаждением и высоким

пусковым моментом; уменьшение площади незакрепленного пространства в зоне приводных

головок конвейера. Такие конвейеры могут применяться в составе всех комплексов, уже

эксплуатируемых или создаваемых в Украине, работать в сочетании с любыми комбайнами,

служить базой для современных струговых установок. Первые украинские двухскоростные

скребковые конвейеры типа КСД способны обеспечить стабильную работу

высоконагруженных лав длиной 250–400 метров, что позволяет существенно сократить

объемы подготовительных работ.

Опыт эксплуатации забойных скребковых конвейеров подтвердил их высокую

эффективность и, в то же время, выявил проблемы, связанные с затрудненным запуском

загруженных конвейеров и недостаточной надежностью редукторов и электродвигателей [1] .

Чаще всего отказы в работе конвейера происходят из-за неисправностей тягового органа, а

также во многом эти проблемы связанны с недостаточной изученностью переходных

процессов пуска. Исследование режимов пуска и резкого торможения цепи имеет наибольшее

практическое значение, так как именно в этих режимах формируются самые значительные

динамические усилия, определяющие исходные данные для прочностных расчетов.

Пусковые режимы многоприводных конвейеров предусматривают определенную

последовательность включения электродвигателей головного и хвостового привода на

первую и вторую скорость. В данной работе рассматривается пуск двухскоростного

трѐхприводного скребкового конвейера на первую (низкую скорость НС).

Целью настоящей работы является повышение эффективности эксплуатации

двухскоростных трѐхприводных забойных скребковых конвейеров за счѐт разработки

оптимального алгоритма их запуска, обеспечивающего равномерное распределение нагрузки

между приводами.

Для оптимальной адаптации режима пуска двухскоростных трѐхприводных

скребковых конвейеров к работе в заданных условиях используется разработанная ДонНТУ

математическая модель, которая позволяет исследовать процесс формирования пусковых

нагрузок в приводах и тяговом органе [2] .

Расчѐтная схема конвейера включает три приводных электродвигателя. Два из них

установлены на головном приводе (включаются одновременно) и один на хвостовом

приводе. При составлении схемы использовано представление тягового органа с грузом в


____________________________________________________________________

44

44

виде совокупности конечных элементов, обладающих упругими, диссипативными и

инерционными свойствами [1] .

На рис. 1. в качестве примера приведены диаграммы процесса пуска по оптимальному

алгоритму загруженного на всю длину конвейера КСД27 длиной 300 м, транспортирующего

горную массу вниз под углом 15º. Погонная масса груза на полотне конвейера принималась

q=60 кг/м. На рисунке приняты обозначения следующие обозначения:: Мrх, Мrg –

приведенные к электродвигателю моменты в редукторе, соответственно, хвостового и

головных приводов которые включаются одновременно; Iх, Ig – токи электродвигателей

хвостового и головных приводов. Как видно из рисунка, нагрузка между приводами, при

запуске конвейера на низкую скорость с найденным оптимальным значением ∆t1,

распределяется равномерно.

Рисунок 1 – Диаграмма изменения токов и моментов в приводах при запуске по

оптимальному алгоритму: Х1-(∆t1=-0,4)-Г11-Г12 трѐхприводного конвейера длиной 300 м

Х1 – запуск хвостового электродвигателя на НС, через ∆t1=-0,4 с. Знак «─» показывает

в какой последовательности включались двигатели (первым – головной, вторым –

хвостовой.)

Г11, Г12 – запуск головных электродвигателей на НС.

Проводилась серия вычислительных экспериментов, в результате которых были

установлены параметры алгоритмы запуска на НС для разных факторов, влияющих на

значение ∆t1. Результаты определения оптимальных значений ∆t1 приведены на рис. 2 и 3.

Используя эти результаты, можно для разных условий эксплуатации оценить требуемое

оптимальное значение задержки времени Δt1.


____________________________________________________________________

45

45

Рисунок 2 – График зависимости оптимального времени задержки ∆t1 от длины конвейера.

Например, из рис. 2 следует, что для конвейера длиной 300 м, транспортирующего

горную массу по горизонтали, оптимальное значение Δt1 составляет 0,28 с, а при

транспортировании вниз под углом 15º ∆t1=-0,4 с.

Следует, отметить, что приведенные результаты относятся только к рассмотренному

случаю, когда погонная масса груза на полотне конвейера равна 60 кг/м. При другой степени

загрузки конвейера рациональные значения времени задержки Δt1 могут существенно

отличаться от приведенных на рис. 2.

Из рис.3 видно, что для конвейера длиной 300 м, транспортирующего горную массу

по горизонтали при q=120 кг/м оптимальное значение Δt1 составляет 0,5 с, а при

транспортировании вниз под углом 15º ∆t=-0,45 с.

Рисунок 3 – График зависимости оптимального времени задержки ∆t1 от

погонной массы груза q

Вывод: При запуске двухскоростных трѐхприводных скребковых конвейеров

основным параметром, определяющим степень неравномерности распределения нагрузки

между приводами, является задержка времени ∆t1 между запусками хвостового и головных

приводов. Значение ∆t1 зависит от длины, степени загруженности и угла транспортирования

конвейера.

Дальнейшее направление работы: исследование и оптимизация параметров алгоритма

запуска конвейера на вторую (высокую) скорость.

Список литературы: 1. Моделирование и анализ переходных процессов в

многоприводном скребковом конвейере с двухскоростными асинхронными

электродвигателями: Отчет / ООО "Технопарк ДонГТУ "УНИТЕХ" – Донецк, 2005. 2.

Оптимизация алгоритма пуска многоприводных двухскоростных забойных конвейеров.

Кондрахин В.П., ДонНТУ, Стадник Н.И. // Уголь Украины-2011-С 47-50.

α=-15º

α=15º

α=0º

-0,8

-0,6

-0,4

-0,2

0

0,2

0,4

0,6

200 300 400 L, м

t1, c

α=0º

α=15º

α=-15º

-0,6

-0,4

-0,2

0

0,2

0,4

0,6

60 90 120 q, кг/м

t1, c


____________________________________________________________________

46

46

АНАЛИЗ НАГРУЗОК, ВОЗДЕЙСТВУЮЩИХ НА ХОДОВЫЕ КОЛЕСА

МОСТОВЫХ КРАНОВ

Водолазская Н.В., Костюкевич А.Л. (каф. ГЗТиЛ, ДонНТУ, г.Донецк, Украина)

Ходовая часть рельсовых механизмов передвижения мостов и тележек кранов имеет

различные ходовые колеса. У 75% мостовых кранов ходовые колеса выполнены с двумя

боковыми выступами — ребордами. На мостовых кранах допускается использование

безребордных колес, но с обязательной установкой дополнительных горизонтальных роликов,

удерживающих колеса крана на рельсах [1].

Одноребордные колеса (20%) имеют ограниченное применение и могут быть

использованы для тележек, передвигающихся по балке, и наземных кранов, за исключением

башенных, в том случае, если оба рельса пути расположены на одном уровне и ширина колеи

не превышает 4 м, а также при передвижении каждой стороны крана по двум рельсам, когда

реборды колес, движущихся по этим рельсам, расположены противоположно относительно

друг друга.

По назначению различают приводные (ведущие) и неприводные (ведомые) ходовые

колеса. Получая принудительное вращение от механизма передвижения, приводные ходовые

колеса благодаря силам сцепления между поверхностями ободьев и рельсов осуществляют

перемещение крана или тележки. Неприводные колеса, являясь только опорными, свободно

вращаются на осях.

Целью данной работы является выявление наиболее быстро изнашиваемого колеса

тележки мостового крана.

Расчет ходовых колес заключается в проверке выбранных размеров (диаметра и

ширины) поверхности дорожки катания обода колеса по напряжению смятию в месте его

контакта с рельсом от максимальной статической нагрузки на ходовое колесо. Тележки и мосты

кранов, за исключением трехопорных конструкций, представляют собой четырехопорные, один

раз статически неопределимые системы. Для упрощения задачи раму тележки на мост крана

рассматривают как конструкции с равной податливостью основания под опорами. Упрощенные

таким образом многоопорные системы имеют геометрическую и статическую симметрию и

решаются методами простых разложений вертикальных сил или моментов. Максимальную

нагрузку на колесо рассчитывают для случая, когда груз, тележка с грузом или стрела с грузом

будут расположены относительно колеса в наиболее невыгодном положении. Если тележка или

мост крана опираются не на четыре, а на большее число колес при помощи уравновешивающих

балансиров, то наибольшая нагрузка на колесо уменьшается и будет:

max max / бN N n

где maxN - максимальная статическая нагрузка, приходящаяся на одну из четырех

балансирных опор тележки или крана; бn — число ходовых колес в балансирной опоре.

Приведенные ниже зависимости для максимальных нагрузок на колеса получены для

абсолютно жестких конструкций без учета погрешности изготовления и монтажа рам тележек

или мостов кранов, а также состояния рельсовых путей, когда наличие зазора между рельсом и

одной из опор ненагруженного крана относится к обычным явлениям.


____________________________________________________________________

47

47

Рис. 1. Расчетная схема вертикальных нагрузок на ходовые колеса тележки

На рис. 1. приведена одна из возможных расчетных схем вертикальных давлений для

четырехопорной тележки. Анализ этой схемы позволяет установить, что колесо В воздействует

на рельс с наибольшей нагрузкой, потому что центры масс тележки и груза не совпадают. В

соответствии с принятым допущением:

где GT — вес тележки с ходовой частью и всеми механизмами; Grp — вес груза; 1 2 2, ,b b a -

расстояния от центра симметрии опорного контура рамы тележки О до ее центра масс O1 и

центра масс груза О2; а — ширина колеи ходовых колес; b — база ходовых колес.

При конструировании тележек следует стремиться к такому размещению механизмов

на ее раме, чтобы центр масс груженой тележки был расположен как можно ближе к центру

симметрии рамы (точка О), находящемуся на равных расстояниях от ее колес. При этом

нагрузки на колеса тележки оказываются примерно одинаковыми [2].

Рис. 2. Расчетная схема определения вертикальных нагрузок на ходовые колеса моста крана


____________________________________________________________________

48

48

Нагрузки на колеса крана зависят от положения тележки на мосту. Максимальные

нагрузки возникают на тех колесах моста, которые расположены у концевой балки, где

находится в этот момент тележка с грузом номинальной массы. В соответствии с

приведенной схемой (рис. 2) колесо В действует на рельс с максимальным давлением. На

основе принятого метода расчета без учета податливости моста под колесами тележки можно

получить выражение, определяющее это усилие:

где GKР — собственный вес моста крана, приложенный в центре масс, достаточно близко

совпадающем с центром симметрии моста ОКР; G1— вес ходовой части тележки,

приложенный в центре масс тележки в точке O1; аT — расстояние от центра симметрии

моста до центра масс тележки; LК — колея ходовых колес моста (пролет крана); AК — база

ходовых колес моста.

При передвижении кранов и тележек возникают сопротивления в ходовой части от

ветровой нагрузки, наклона рельсового пути и сопротивления в элементах передач механизма.

В зависимости от режима и условий работы крана эти сопротивления могут действовать в

различных сочетаниях. При конструировании необходимо определять наиболее возможное и

характерное для данного типа крана их сочетание. Определив значения сопротивлений, можно

рассчитать мощность электродвигателя, тормозные устройства, передачи и другие элементы

[3].

При передвижении тележки или моста крана с приводными колесами по двухрельсовым

путям с постоянной скоростью (установившийся режим) преодолеваются сопротивления

трению в ходовых колесах, сопротивления от ветровой нагрузки и возможного уклона

рельсового пути. В момент пуска механизма передвижения (неустановившийся режим), кроме

указанных сопротивлений, возникает сопротивление силам инерции приводимых в движение

масс. У механизмов с ручным приводом этим сопротивлением обычно пренебрегают из-за его

небольшой величины. А при автоматическом приводе сопротивление силам инерции может

резко увеличится, что в свою очередь может привести к поломке отдельных узлов или выходу

из строя мостового крана.

При анализе данных расчетных схем было определено наиболее быстро изнашиваемое

колесо B в конструкции тележки мостового крана. В дальнейшем планируется рассчитать

возможные варианты по уменьшению нагрузки действующей на колесо В тележки в системе

MathCAD и распределить равномерно нагрузку, которая действует на тележку мостового крана.

Список литературы: 1.Учебник для вузов по специальности ―Подъемно-транспортные

машины и оборудование‖ М.П.Александров, Л.Н. Колобов и др.:-М.: Машиностроение, 1986 –

400с. 2. Парницкий А.Б., Шабашов А.П. Мостовые краны общего назначения. М.: Машгиз -

1961. 3. Грузоподъемные машины М. П. Александров:-М.: 2000 – 552с.

http://www.ozon.ru/context/detail/id/119311/#tab_person


____________________________________________________________________

49

49

ИССЛЕДОВАНИЕ НАГРУЗОК, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА МЕХАНИЗМ ПОВОРОТА

КРАНА С ВРАЩАЮЩЕЙСЯ КОЛОННОЙ

Ладыга Д.В. (каф. ПТМ, ДГМА, г. Краматорск, Украина)

Проблема повышения ресурса подъемно-транспортного оборудования на

промышленных объектах становится одной из актуальных задач предприятия. С целью

обеспечения высокой надежности и безопасности эксплуатации кранов особую актуальность

приобретает правильное определение нагрузок на механизмы. Особенно актуальной

становится эта задача при определении нагрузок на механизм поворота крана и координат

центра масс при разном вылете стрелы.

Целью данной работы является разработка методики определения нагрузок на

механизм поворота крана с вращающейся колонной.

Опорно-поворотные устройства кранов с вращающейся колонной состоят из колонны,

соединенной с поворотной частью крана, нижнего и верхнего опорных узлов [1-3]. Составим

расчетную схему на примере портального крана «Сокол» производства ПАО НКМЗ (рис.1).

Рис. 1. Схема сил, действующих в поворотном кране с вращающейся колонной

В качестве исходных данных необходимо иметь: три значения грузоподъемности Qгр,

в зависимости от вылета стрелы r, частоту вращения крана n, массы основных частей крана

mi, расстояние этих частей от оси вращения крана ri, угол установки стрелы , расстояние

между верхней и нижней опорами h, расстояние корневого шарнира стрелы от оси поворота

r0, высоту корневого шарнира над нижней опорой , высоту точки приложения ветровой

нагрузки на противовес и колонну , высоту центра масс противовеса над нижней опорой

.

Согласно методике расчета проф. Шеффлера М. [2] определяем центробежные силы,


____________________________________________________________________

50

50

действующие на поворотные элементы: на груз , на стрелу и на противовес .

Далее определяем действующие на поворотную часть инерционные силы разгона при

трогании с места или замедления при торможении: на груз , на стрелу и на противовес

.

Определяем опорные усилия. Опорные усилия в плоскости действия грузового

момента: на верхней опоре , на нижней опоре . Опорные усилия, действующие

перпендикулярно плоскости действия грузового момента и .

Равнодействующее опорное усилие на нижней опоре: горизонтальное усилие и

вертикальное усилие .

После определения опорных усилий переходим к определению моментов

сопротивления повороту [1].

Момент от сил трения в ОПУ кранов с колонной складывается из моментов сил

трения в верхней М1 и нижней М2 опорах, воспринимающих горизонтальный нагрузки, и

момента М3 в опоре, воспринимающей вертикальные нагрузки. Для определения моментов

сопротивления от сил трения необходимо знать диаметры соответственно верхней и

нижней цапф, воспринимающих горизонтальную нагрузку, диаметр цапфы по упорный

подшипник , коэффициенты трения качения в подшипниках в опорах .

Момент сопротивления вращению от давления ветра (рис. 2, а) на груз и поворотную

часть крана . Все необходимые данные и коэффициенты для расчета берутся из

таблиц, приведенных в источнике [3].

Рис. 2. Схемы сил, действующих на поворотную часть крана от ветровой нагрузки (а) и при

наклоне крана (б)

Момент сопротивления вращению от наклона крана на угол (рис. 2, б)

определяется с помощью суммарного опрокидывающего момента от действующих на

кран вертикальных сил , расположенных на расстоянии от оси вращения крана.

Далее определяются среднеквадратичные величины и используемые при

выборе мощности двигателя.

Определяется среднеквадратичная мощность двигателя , кВт, потребная для


____________________________________________________________________

51

51

вращения крана с грузом при установившемся движении и ветре рабочего состояния

,

где - номинальная частота вращения поворотной части крана; - КПД механизма

поворота.

Мощность двигателя просчитывается для каждого вылета стрелы и соответствующей

вылету грузоподъемности. Для портального крана «Сокол» получены следующие

зависимости (рис. 3).

Рис. 3. Графики зависимостей мощности привода от вылета стрелы, грузоподъемности и

частоты вращения крана

Вывод: разработка методики определения нагрузок на механизм поворота крана с

вращающейся колонной, проведен расчетный эксперимент по разработанной методике и

определены зависимости мощности привода от вылета стрелы, грузоподъемности и частоты

вращения крана.

Список литературы: 1. Гохберг М.М./ Справочник по кранам. Т2 Характеристики

материалов и нагрузок, расчет металлических нагрузок. - М; Машиностроение, 1988 г. - 536

с. 2. Шеффлер М., Пайер Г, Курт Ф. / Основы расчета и конструирования подъемно

транспортных машин. – М; Машиностроение, 1980г. - 255 с. 3. Гохберг М.М./ Справочник по

кранам. Т1 Характеристики материалов и нагрузок, расчет металлических нагрузок. - М;

Машиностроение , 1988 г. - 536 с.

©Науч. рук. проф. Крупко В.Г. Кафедра «Подъемно-транспортных машин» ДГМА,

2012 г.


____________________________________________________________________

52

52

ПОВЫШЕНИЕ БЕЗОПАСНОСТИ И ЭКСПЛУАТАЦИИ ШАХТНЫХ ПОДЪЁМНЫХ

МАШИН ЗА СЧЁТ ОБОСНОВАНИЯ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК,

ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ПОДШИПНИКИ КОРЕННОГО ВАЛА

Мусенко Н. П. (каф. ГЗТиЛ, ДонНТУ, г. Донецк, Украина)

Высокая продуктивная и бесперебойная работа горношахтного оборудования может

быть обеспеченная только своевременным и качественным проведением технического

обслуживания и ремонта. Подъѐмная установки с самым энергоѐмким оборудованием и

требуют высококвалифицированное обслуживание.

В связи с ростом производства появилась необходимость модернизации и увеличении

парка производственного оборудования. Как показали исследование, парк подъѐмных машин

устарел и их эксплуатация осуществляется значительно дольше установленных нормативных

сроков. Определение технического состояния всех элементов подъемных машин разрешит

исключить аварийные ситуации.

Подъемные машины, которые применяются на шахтах и рудниках, - одни из самых

мощных и сложных машин, известных в технике. Так, восьми канатная подъѐмная машина

ЦШ 5х8 предназначена для транспортировки полезного ископаемого массой до 50 т с

глубины 1600 м, со скоростью до 16 м · с-1

. Мощность электропривода такой машины

достигается 10 тис. кВт [1].

Шахты Донбасса отличаются сложными горно-геологическими условиями, которые

продолжают ухудшаться. Довольно сказать, что глубина каждого четвертого

угледобывающего предприятия области превышает 1000 метров, и именно эти шахты

обеспечивают почти треть угледобычи. Приблизительно столько же уголь вытягивает из

пластов мощностью менее 1,2 метра. В Горловке, Дзержинску, Енакиево на такие тонкие

пластов приходится 60% угледобычи, а больше 80% добывается на пластах с углом падения

больше 45 градусов.

Цель исследования. Обеспечение надѐжности и долговечности работы подъѐма

путѐм разработки метода оценки технического состояния и определения допустимых усилий

нагрузки опор коренного вала шахтных подъѐмных машин, у которых окончился срок

эксплуатации.

Постановка задачи. Исследовать зависимость

силовых факторов трансмиссии ШПМ от комплексного

взаимодействия инерционных и упругих элементов

подъемной установки и определить динамические

нагрузки на опорные узлы фундамента.

Изгиб главного вала подъѐмной машины

осуществляется тремя показателями (рис. 1): массой всех

вращающихся деталей на валу и составных

вертикального Sв = S sin β горизонтального Sг = S cos β натяжений каната Sг , причѐм, Sв уменьшает изгибающий

момент. Изгибающий момент от G для каждого

пересечения вала практически постоянный, а нагрузка

изгиба изменяется по симметрическому циклу как для

вращающихся деталей. Составные Sг, и Sв , осуществляют

изменение величины сгибающего момента за период

подъѐма груза в зависимости от положения канатов на

органе навивки, колебаний их натяжения от сил инерции

поднимаемого груза, и изменение величины крутящего

момента на валу.

Рисунок 1. Схема

нагружения

коренного вала.


____________________________________________________________________

53

53

Таблица 1 - Типы ШПМ и год начала их эксплуатации.

Объединение Шахта Тип ШПМ Год начала

эксплуатации

ДП «ДВЕК»

Южнодонбасская №1

МК 4х4 1972

МК4х4 1973

МК 3,25х4 1975

МК 3,25х4 1974

Им. Горького МК 3,25х4 1976

Южнодонбасская №3

ЦР-4х3,2/0.6 1975

ЦР-4х3,2/0.6 1976

ЦР-4х3,2/0,6 1977

Им. А. А.

Скочинского

МК4х4 РП 1965

МК5х4 РП-5 1975

МК4х4 РП 1974

2 Ц—6х2,4 1979

Октябрьский рудник

МК4х4 1974

МК4х4 1971

МК5х4 1971

МК4х4 1975

Самостоятельная

шахта

Шахта им. А. И.

Гаевого

БМ-2000/1530 1968

2 Ц-6х2,8 1977

Из табл. 1. видно, что некоторые большие машины (поверхности скиповые и

клетевые) находятся в эксплуатации больше 40 год. Ещѐ в худшем состоянии находятся

маленькие (подземные) подъѐмные машины.

Таблица 2 - Типы подъѐмных машин и их срок службы. (Паспортные данные)

Все типы подъѐмных машин НКМЗ 25 лет

Подъѐмные машины Донецкгормаш

БЛ и 2БЛ 10 лет

ЛГЛ 15 лет

БМ-2000, 2БМ-2000, БМ-2500, 2БМ-2500, БМ-З000, 2БМ-З000, БМ-45,

БМ-46 15 лет

Подъѐмные машины с пружинно-пневматическими приводами

тормоза 20 лет

Новые подъѐмные машины 20 лет

все многоканатные машины серии МК 20 лет

Все типы подъѐмных машин НКМЗ 25 лет

Подъѐмные машины Донецкгормаш

Следуя методологическому подходу упомянутой работы, рассмотрим вначале

изображенную на рис. механическую систему в предположении, что вместо упругих

массивных канатов имеются обычные невесомые упругие связи, то есть две сосредоточенные

концевые массы сосудов и соединены с вращающейся массой машины упругими связями с

коэффициентами жесткости и, имитирующими коэффициенты жесткости соответствующих

ветвей головных канатов.

Схема замещения такой системы, с учетом ее диссипативных свойств и с

использованием общепринятой символики, с учетом направления действующих внешних

сил, изображена на рис. 2.


____________________________________________________________________

54

54

Рисунок 2. Схема замещения подъемной установки

Сообразуясь с поставленными задачами, остановимся на определении силовых

факторов. К таковым, прежде всего, относятся динамический крутящий момент в

валопроводе трансмиссии между барабаном машины и редуктором (на главном валу

машины).

Этот момент находится как

)( 433434 xxCRM б (1)

или в форме разложений

1433434 )()()(

jjjjб tCRtM . (2)

В верхний предел суммирования при практическом вычислении заменяется

некоторым конечным числом, обеспечивающим достаточную точность представления

бесконечных сходящихся рядов. То, что эти ряды на самом деле являются сходящимися,

можно доказать методами анализа, но в этом проще убедиться непосредственными

вычислениями

Еще одним силовым фактором является поперечная нагрузка на главный вал

машины, обусловленная суммарными динамическими усилиями в набегающей и сбегающей

ветвях, причем верхний предел суммирования заменяется конечным числом.

1

123

222

1

113

211 )()(,)()(

jjjjсбег

jjjjнаб tCCFtCCF (3)

Проекция нагрузки на какую-либо фиксированную главную ось поперечного сечения

вращающегося вала, то с помощью разложения запишем

1

3

1

0

1

3 )()(cos~

k

kkбб tRtRFКF , (4)


____________________________________________________________________

55

55

где второе слагаемое в квадратных скобках определяет сравнительно малые движения

барабана, благодаря чему

1

3

1

0

1

0

1

3 )()](sin[)](cos[~

k

kkббб tRtRFtRFКF , (5)

15,101,13К - коэффициент, который зависит от колебания подшипниковых опор и

опор электродвигателя.

Соотношение свидетельствует о том, что изменение поперечной нагрузки на вал

подъемной машины носит характер модулированных гармоник, фаза которых изменяется по

закону. И лишь в практически нереальном случае, когда в (3.35) скаляр, то есть при строго

равномерном движении машины при полностью уравновешенных внешних силах, можно

говорить о периодическом напряженном состоянии вала.

Выводы: 1) значительная доля ШПМ давно выработала свой ресурс (15 – 20 лет) и

работает с его превышением в 1,5 – 2,0 раза; 2) в эксплуатации находятся 38% барабанных и

48% со шкивом трения машин производства Донецкгормаша и соответственно 50% и 70% -

НКМЗ с превышенным расчетным сроком службы; 3)необходимо систематическое

проведение работ по экспертной оценке промышленной безопасности и диагностированию

технического состояния ШПМ.

Список литературы: 1. Стационарные установки шахт./ Под ред. Б.Ф. Братченко. М.:

Недра, 1977, 440с; 2. Дворников В. И. Теория и моделирование динамического состояния

шахтного подъемного комплекса: Дис… докт. техн. наук: –05.05.06.- ВНИИГМ

им.М.М.Федорова - Донецк, 1989. – 385с.; 3. Гаркуша Н. Г., Дворников В.И., Костюченко В.

А. Исследование переходных процессов в нелинейной системе «Подъемная машина-Канаты-

Грузы». // Стальные канаты. – 1968. – Вып. 5..

Рецензент: канд. техн. наук, ст. преп. В. А. Яценко


____________________________________________________________________

56

56

ИССЛЕДОВАНИЕ ИЗМЕНЕНИЯ ПРЕДЕЛА ПРОЧНОСТИ ПРОКЛАДКИ

РЕЗИНОВОЙ ЛЕНТЫ ОТ ДИАМЕТРА ОТВЕРСТИЯ

Новиков В. К. проф Грудачев А.Я. (каф. ГЗТиЛ, ДонНТУ, г. Донецк, Украина)

Целью работы является исследование стыков резинотканевых конвейерных лент

винтовым соединением типа «Вулкан». Для расчета стыкового соединения на винтах имеет

влияние изменения запаса прочности из-за отверстий, сделанных для болтов. В данной

статье рассматривается зависимость изменения предела прочности от различных диаметров

отверстий. Для расчетов была использована программа Solidworks 2008, анализ полученных

результатов был произведен в программе Mathcad.

Для исследования был взят образец резины различных площадей сечения (рисунок 1)

защемленные с одной стороны.

Рисунок 1 внешний вид рабочего окна.

Использовались размеры:100x90x1.5(образец 1),100х100х1.5(образец 2), 100х110х1.5(образец

3).

Первоначально были рассмотрены образцы, не содержащие отверстий, и взяты

первоначальные пределы прочности для данных объектов. Далее в объектах делались

отверстия от 1 до 10 мм. и рассчитывалось изменение предела прочности от диаметра

отверстия. Для удобности анализа было принято процентное соотношение, где за 100%

принят предел прочности без отверстия. Результаты исследований приведены в таб. 1 и

показаны на рис. 2


____________________________________________________________________

57

57

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 1060

65

70

75

80

85

90

95

100

105

110

Образец 2

Образец 1

Образец 3

A1 t( )

A2 t( )

A3 t( )

t

Таблица 1. Результаты исследования

Рисунок 2. График зависимостей предела прочности от Диаметра отверстия

Из рис. 2 видно, что имеются участки, на которых предел прочности практически не

изменяется в зависимости от диаметра отверстия. Из графиков видно, что имеются линейные

участки, где предел прочности практически не изменяется. Для образца размерами

100х110х10 желательным диаметром отверстия являются отверстия от 7 до 10мм. Для

образца размерами 00х100х10 являются отверстия от 5 до 10мм. Для образца размерами

100х90х10 являются отверстия от 8 до 10мм.

Образец 1 Образец 2 Образец 1

D, мм , % , % , %

0 100 100 100

1 93.131 98.386 101.491

2 90.909 98.591 98.684

3 97.98 96.78 97.123

4 94.343 87.762 98.544

5 93.535 76.181 94.842

6 87.778 75.139 91.561

7 89.091 75.617 87.193

8 80.04 74.473 85.439

9 79.596 74.011 85.439

10 79.394 74.165 85.439


____________________________________________________________________

58

58

Рисунок 3 Исследование детали на растяжение

Список литературы: 1. Стыковка и ремонт конвейерных лент на предприятиях черной

металлургии. Высочин Е.М., Завгородний Е.Х.,Заренков В.И. М.: Металлургия, 1989, с. 192.

2. Алямовский А.А. SolidWorks/CosmosWorks. Инженерный анализ методом конечных

элементов. – М.: ДМК Пресс, 2004. – 432 с.: ил.


____________________________________________________________________

59

59

МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ПРОЦЕССА ПЕРЕМЕЩЕНИЯ

ЭКСКАВАТОРА С ЭКСЦЕНТРИКОВЫМ МЕХАНИЗМОМ ШАГАНИЯ

Отченаш С.Ю. (ДГMА, гр. ПТМ-09-1, г. Краматорск, Украина)

Повышение эффективности использования экскаваторной техники, работающей на

карьерах, может быть достигнуто за счет снижения времени простоев таких машин,

связанных с отказами отдельных узлов и механизмов. Как показал анализ отказов

одноковшовых экскаваторов типа ЭКГ-5 и ЭКГ-10Н проводимый на ЗАО НКМЗ до 25%

отказов от общего числа, приходиться на гусеничные механизмы передвижения. Поэтому

вопрос повышения работоспособности механизмов передвижения, является весьма

актуальным.

С целью повышения надежности механизмов передвижения на ЗАО НКМЗ разработан

четырехопорный шагающий движитель [1]. Отличительной особенностью от существующих

шагающих механизмов является наличие в таком движителе двух пар опорных башмаков,

внутренних и внешних, приводимых в движение двумя парами эксцентриков. В процессе

движения в таком механизме происходит подъем и опускание тележки за счет попарно

поднимаемых и опускаемых внутренних и внешних опорных башмаков, т.е. пара опорных

башмаков (лыж) приводиться в движение синфазно вращающимися вокруг оси

эксцентриками, а вторая пара лыж, эксцентриками. При работе экскаватора в забое вес

машины равномерно распределяется на все четыре опорных башмака. Учитывая

конструкцию такого движителя (отсутствие значительного количества быстро

изнашиваемых деталей, например по сравнению с гусеничным ходом, а так же сравнительно

меньшую массу по сравнению с шагающим трехопорными механизмами [2], ввиду

отсутствия опорной базы), можно предположить, что в процессе эксплуатации такой

движитель окажется весьма эффективным. Целью данной работы является установление

закономерностей изменения силовых и кинематических параметров четырехопорного

шагающего движителя в процессе перемещения.

В работе ДонНТУ [3] предложен метод исследования горных и подъемно-

транспортных машин в процессе выполнения технологических операций в виде

функционирования системы «машина – внешняя среда». Основными компонентами этой

системы являются такие подсистемы, как внешняя среда и машина, причем каждая из

подсистем имеет свою структуру, а структура состоит из элементов, структурная и расчетная

схемы механизма передвижения приведены в работе [3].

На основании структурной составлена расчетная схема четырехопорного шагающего

движителя, которая позволяет учесть конструкцию ходового оборудования, его взаимосвязи

в структуре экскаватора, взаимодействие с внешней средой и формирование нагрузок в

процессе перемещения экскаватора. Учитывая основные положения теории

многокритериального анализа [4] разработана математическая модель процесса перемещения

экскаватора как системы, состоящей из последовательно соединенных функционально-

законченных элементов, (ФЗЭ), при этом учитено следующее:

- экскаватор это горная машина, представляющая собой техническую систему, включающую

металлоконструкцию, исполнительные механизмы, рабочее и ходовое оборудование

взаимодействующие с внешней средой;

- механизмы экскаватора рассматриваем с учетом их роли и значения для функционирования

механической системы для выполнения горных работ по вскрыше, добыче и погрузке

полезных ископаемых, перемещении машины в забое, устойчивому положению при

выполнении технологических операций:

- внешнее воздействия на механизм передвижения представим в виде поступательно-

перемещающейся массы (Мэ) с центром в точке С шарнирно-соединенной в шарнирах (О1 –


____________________________________________________________________

60

60

О8) с опорными башмаками (Л1 – Л4) на которые оказывает воздействие внешняя среда со

стороны опорной поверхности забоя.

Математическая модель процесса передвижения экскаватора с учетом

функционально законченных элементов (ФЗЭ) ходового оборудования по аналогии с горной

машиной можно представить в виде вектор функции, записанной в неявном виде [4]:

,0,, YPXf i (1)

где X - вектор входных параметров;

P - вектор структуры и параметров машины;

Y - вектор выходных параметров.

Рис. 1. Расчетная модель эксцентрикового привода

Одним из наименее изученных ФЗЭ в предлагаемом движителе является

эксцентриковый привод. Эксцентриковый привод как ФЗЭ (рис. 1) позволяет реализовать

связь трех пространственно-перемещающихся масс (ППМ1…ППМ3) центры масс находятся

в точках С1 ,С2 , С3.

Эксцентриковый вал с эксцентриситетом «е = b», осью вращения среднего

цилиндрического шарнира, направленной по оси ZIV

в системе координат IVIVIV ZYAX (c

центром шарнира в точкеА, расположенной посредине шарнира в месте передачи крутящего

момента М) жестко связанной с ППМ1, т.е. с центром масс тележки. При передаче

крутящего момента М в точкеА в точкахВ и D возникают силы, приложенные к опорам

(массам 2 и 3) Fy″, Fx″ и Fy′″, Fx′″, которые являются составляющими усилия,

формируемого при взаимодействии ППМ2 и ППМ3 опорных башмаков с грунтовым

основанием в соответствии с системами координат C2X''Y''Z'' и C3X'''Y'''Z'''.

При разработке математической модели приняты следующие допущения:


____________________________________________________________________

61

61

1. Перемещения цилиндрических шарниров в продольном направлении вдоль оси Z

отсутствуют.

2. Составляющими сил трения в шарнирах, направленными вдоль продольной оси, на данном

этапе исследований можно пренебречь.

3. Точки В и D представляют собой выходные части эксцентрикового

вала в виде цилиндрических шарниров с центрами в точках В и D, равноудаленных от точки

А и шарнирно связанных с опорами в виде ППМ2 и ППМ3.

4. Усилия в зоне контакта опоры вала с эксцентриком представлены как сосредоточенные

составляющие, приложенные в точках В и Д.

Системы координат, представленные на расчетной схеме, следующие:

- OXYZ – неподвижная система координат, жестко связанная с внешней средой (забоем или

его грунтовым основанием);

- С1X1Y1Z1 – система координат центра масс нижней рамы, жестко связанная с центром масс

экскаватора, и оси ее совпадают с направлением главных осей инерции системы;

- C2X''Y''Z'' и C3X'''Y'''Z'''- системы координат, жестко связанные с точками шарнирного

крепления опорных башмаков с ногой эксцентрика.

- IVIVIV ZYAX - система координат, жестко связанная с серединой приводного

эксцентрикового вала.

Для решения разработанной математической модели применен метод Рунге-Кутта,

который предусматривает на каждом шаге четырехкратное вычисление правой части

),,( PYXf по известному алгоритму, что позволяет получить графики изменения

параметров привода четырехопорного механизма шагания.

Таким образом разработана математеческая модель привода четырехопорного

механизма шагания, особенностью которой является представление структуры механизма в

виде взаимосвязанных функционально законченных элементов, взаимодействующих между

собой и со внешней средой, которая позволила установить соотношения силовых и

кинематических параметров привода. Обосновать соотношение основных кинематических и

силовых параметров четырехопорного шагающего движителя и установить влияние

эксцентриситета на их величину.

Список литературы: 1. Марченко А. І., Буренко О. Г., Калашников О. Ю., Литвинов Л. І.

Крокуючий хід важких кар’єрнихекскаваторів – лопат. Патент України №46019 кл. Е02F9/04

опубликованный 15.05.2002 бюл. №5. 2. Подэрни Р. Ю. Горные машины и

автоматизированные комплексы для открытых работ в 2 т. –М.: 2001 (т2 – 322с). 3.Крупко

И. В. Исследование силовых и кинематических параметров в четырехопорном шагающем

движителе экскаватора / И. В. Крупко // Сборник научных трудов. – Алчевск : ДГТУ, 2010. –

№ 1. – 592 с. 4. Семенченко А.К., Кравченко В.М., Шабаєв О.Є. Теоретичні основи аналізу і синтезу

гірничих машин і процесу їх відновлення, як динамічних систем–Донецьк: РВАДонНТУ,2002.-302с.-

ISBN 966-7559-57-2.

Научный руководитель к.т.н. каф. ПТМ Крупко И.В.


____________________________________________________________________

62

62

ИССЛЕДОВАНИЕ И РАЗРАБОТКА АВТОМАТИЗИРОВАННЫХ ВЫСОТНЫХ

СКЛАДОВ

Сафронова О. Ю. (ДонНТУ, ГЗТиЛ, г.Донецк, Украина)

В наше время автоматизированный склад является выгодным изобретением.

Автоматизированный склад требует минимального количества времени на установку, что

позволяет сократить период окупаемости всего проекта, правильный выбор сочетания типа

использованной технологии и необходимых для ее эксплуатации технических средств.

Немаловажным критерием является интегральная оценка эффективности логистической

деятельности с использованием ключевых показателей. Именно этому и будет посвящена эта

статья.

Целью этой работы является минимизация экономических затрат на движение груза

по высотному складу, а так же интегральная оценка эффективности логистической

деятельности.

Задачи для достижения цели:

- построение математической модели;

- оценка эффективности логистической деятельности с помощью построения

графиков;

- сравнение оценочных показателей.

Единой точки зрения в научном обществе относительно состава и структуры

ключевых оценочных показателей эффективности логистической деятельности на

сегодняшний день не сформировано. Минимальный набор показателей, по которым можно

оценить работу логистики в исследовании автоматизированных высотных складов включает:

оценку качества обслуживания, время реагирования, общие издержки.

Оценочные показатели можно разделить на внутренние и внешние. Система

внутренних показателей, предназначенная для сравнения текущих показателей деятельности

с прошлыми и/или целевыми нормативами, включает 5 категорий: издержки, обслуживание

потребителей, производительность, управление активами, качество. Но эта система вызывает

ряд вопросов. Во – первых, система допускает дублирование показателей. Так как

оценочный показатель «число претензий о возмещении ущерба», включенный в пятую

категорию «качество» аналогичен показателю «количество претензий от потребителей»

категории «обслуживание потребителей». При условии отсутствия методов расчета

приведенных показателей, структура оценочных показателей неоднородна, что, в свою

очередь. Вызывает вопрос относительно общего принципа формирования системы

показателей. В частности, в состав оценочных показателей включены как собственно

показатели, так и аналитические процедуры. Например, первая категория – «издержки» -

наряду с показателями «удельные издержки», «затраты на входящие потоки», «складские

расходы» включает показатели «анализ общих издержек», «сравнение фактических издержек

с бюджетными показателями».

В общем виде структуру затрат можно показать диаграммой (рис.1), где: 1 - оплата

труда; 2 - коммунальные услуги; 3 - электроэнергия для склада; 4 - техническое

обслуживание; 5 - потери товаров; 6 - социальный налог; 7 - налог на имущество; 8 – НДС;

9 – прочее.

Детальное представление структуры модели общих логистических затрат позволило

выявить тесную взаимосвязь с показателями эффективности логистической деятельности.


____________________________________________________________________

63

63

Рис.1. Структура затрат для функционирования высотного склада

Доказательство производится на основе интегрального метода анализа, в качестве

исследуемой аналитической зависимости принято уравнение общих логистических издержек

в виде:

),(2

psдpsnno kECS

AkfC

SfCC

C

AC

(1)

где А – потребность в продукции в течение рассматриваемого периода;

Cn – цена единицы продукции;

Co – затраты, связанные с организацией и выполнением одного заказа;

S – размер партии заказа (поставки);

f – доля затрат на хранение, зависящая от цены единицы продукции;

σs – среднее квадратическое отклонение страхового запаса;

kp – коэффициент (параметр), соответствующий вероятности отсутствия дефицита P(S);

Cд – потери, вызванные дефицитом запаса;

E(z) – функция потерь (табулированная для нормального закона распределения);

(z) – коэффициент безопасности.

Обозначив ;Cf

;fCC nx ;

2

fCC n

x

;spkk

),( ps kEm

можно формулу (1) представить как

.mCS

AkCSCC

S

Af дxxo (2)

Таким образом расчетная зависимость для анализа общих затрат C затрат

запишется в виде

.mcдkcxSCOA AAAAAAAfC (3)

В частности. Подробно представлена процедура исследования взаимосвязи ключевых

показателей – затраты и уровень сервиса – и модели общих логистических затрат. Исходя из

приведенных формул можно заметить, что эффективность логистической деятельности

состоит в исследовании и формальном описании взаимосвязи между общими


____________________________________________________________________

64

64

логистическими затратами и оценочными показателями.

Таким образом можно отметить, что взаимосвязи между общими логистическими

затратами и ключевыми оценочными показателями требуют дальнейшего исследования и

формального описания; развития и совершенствования требует и система логистической

деятельности, в частности состав показателей должен в большей степени учитывать

особенности логистики; в характеристике измерителей эффективности логистических

решений следует выделить уровень аргументов – факторов, оказывающих наибольшее

влияние на рассматриваемые частные показатели эффективности.

Список литературы: 1. Соломатин П. применение модели стратегической прибыли

и метода аналитических сетей в логистическом контроллинге // Логистика и управление

цепями поставок. - №2 (37). – 2010. 2. Уотерс Д. Логистика. Управление цепью поставок. –

М.: ЮНИТИ – ДАНА, 2003. – 503. 3. Григорьев М. Н., Долгов А.П., Уваров С.А. Логистика:

Учеб. Пособие для студентов вузов. – М.: Гардарики, 2006. – 463с.


____________________________________________________________________

65

65

АНАЛИЗ РАБОТОСПОСОБНОСТИ ОТДЕЛЬНЫХ УЗЛОВ ГРЕЙФЕРНОГО

МОСТОВОГО КРАНА В УСЛОВИЯХ АГРЕССИВНОЙ СРЕДЫ

Водолазская Н. В., Семейко М.А. (ДонНТУ, ГЗТиЛ, г.Донецк, Украина)

Ликвидация ручных погрузочно-разгрузочных работ, исключение тяжелого ручного

труда при выполнении основных и вспомогательных производственных операций,

комплексная механизация и автоматизация производственных процессов во всех областях

народного хозяйства невозможны без использования широкого комплекса подъемно –

транспортных машин.

Современные поточные технологические и автоматизированные линии, межцеховой и

внутрицеховой транспорт, погрузочно-разгрузочные операции на складах и перевалочных

пунктах органически связаны с применением разнообразных типов подъемно–транспортных

машин и механизмов, обеспечивающих непрерывность и ритмичность производственных

процессов. Поэтому применение данного оборудования во многом определяет

эффективность современного производства, а уровень механизации технического

производства – степень совершенства и производительность предприятия. При современной

интенсивности производства нельзя обеспечить его устойчивый ритм без согласованной и

безотказной работы средств транспортирования сырья, полуфабрикатов и готовой продукции

на всех стадиях обработки и складирования[1].

Одной из разновидностей подъемно – транспортных машин являются краны

мостового типа. Мостовые краны применяют в цехах ремонтных предприятий и

производственных цехах предприятий строительной индустрии. Они производят большую

часть подъемно-транспортных работ на различных предприятиях. Выполняют не только

обслуживающие функции, но и нередко включены непосредственно в технологический

процесс. От их надежной и бесперебойной работы зависят производительность предприятия,

его технико-экономические показатели, безопасность обслуживающего персонала.

На основе анализа существующих данных о конструкциях мостового крана была

разработана классификация с делением по области применения, по грузоподъемности, по

возможным конструктивным формам, по типу грузозахватного органа и т.д. [2,3]

В настоящее время в Украине из всех работающих кранов более 85% отработали

нормативный срок службы. Обновление фондов производится крайне медленно: при норме

8-10% ежегодно обновляется не более 1% кранового парка.

В связи с этим появилась необходимость выявления узлов конструкции машины,

которые наиболее часто приводят к поломкам, а следовательно, и простоям оборудования.

Характерные причины вывода из строя деталей сборочных единиц мостовых крана,

работающих в условиях агрессивной среды представлены в таблице 1. Было выявлено, что

наиболее часто встречающиеся причины отказов работы деталей мостовых кранов,

работающих в условиях агрессивной среды, является механический и коррозийный износ,

появление трещин и различного рода деформаций [4].

Таблица 1. Причины отказов сборочных единиц

Сборочная

единица

Деталь Причина отказа

Зубчатая муфта

Зубчатая втулка

Зубчатая обойма

Механический износ зубьев

Тормозной барабан

Рычаги

Механический износ

Коррозийное разрушение


____________________________________________________________________

66

66

Тормоз Тормозные колодки

Пальцы

Пружина

Шток

Разработка отверстий под пальцы


Усталостное разрушение


Редуктор

Корпус

Крышка

Входной вал-шестерня

Промежуточный вал-

шестерня

Выходной вал

Механический износ и излом зубьев,

износ посадочных размеров,

ослабление шпоночных пазов

Подшипники качения Износ дорожек и тел качения

Грузовой барабан Барабан

Вал барабана

Корпус опоры

Механический износ ручьев

Износ посадочных размеров


Блочная система

Щека

Болты соединения щек

Траверс

Крюк

Деформация

Коррозийный износ


Механический износ, коррозийное

разрушение

Подшипниковый

узел

Подшипник качения Механический износ тел качения

Ходовое колесо Механический износ реборд,

поверхности качения

Для проведения дальнейших исследований по устранения негативных факторов

влияния агрессивной среды на сборочные узлы мостового крана, необходимо выявить, на

работу каких узлов оказывает наибольшее влияние агрессивная среда, (под агрессивной

средой подразумевается повышенная запыленность известняковой пыли и работа на

открытой площадке). Такие данные представлены в таблице 2, где номинальная

продолжительность работоспособности сборочной единицы принята за 100%, а

продолжительность работы в условиях агрессивной среды соответственно в процентном

соотношении от номинальной.

Таблица 2. Продолжительность работоспособности сборочных узлов

Сборочная единица Номинальная

продолжительность, %

Эксплуатационная

продолжительность, %

1 Зубчатая муфта 100% 68%

2 Тормоз 100% 73%

3 Редуктор 100% 91%

4 Грузовой барабан 100% 87%

5 Блочная система 100% 93%

6 Подшипниковый

узел

100% 76%

7 Ходовое колесо 100% 94%


____________________________________________________________________

67

67

На основании данных приведенных в таблице была построена гистограмма рисунок 1.

Рис.1. Гистограмма продолжительности работоспособности сборочных узлов

На основании построенной гистограммы можно сделать вывод, что на

продолжительность работоспособности грейферного мостового крана наибольшее влияние

оказывают узлы, работоспособность которых, в условиях агрессивной среды, снижается на

наибольший показатель относительно их номинальных возможностей, к таким узлам

относятся зубчатая муфта, тормоз и подшипниковый узел, так как их продолжительность

работоспособности в условиях агрессивной среды от номинальной соответственно 68%, 73%

и 76%.

Для анализа работоспособности в данной работе был рассмотрен грейферный

мостовой кран грузоподъемностью 10 тонн, который используется на известняково-

обжигательном цехе комбината «Азовсталь» г. Мариуполь. Перечень видов отказов их

причин и последствий указаны в таблице 3.

Таблица 3. Анализ работоспособности отдельных узлов грейферного мостового крана.

Виды отказов Причины отказов Пр.% Последствия отказа Ппр.%

Заклинивание

подшипников

Недостаток смазки,

попадание

известняковой пыли

9%

Приостановка работы

7%

Опасная работа

грейфера

Затвердевание смазки

при понижении

температуры, попадании

известняковой пыли

1

13%

Перетирание роликов,

перетирание каната,

ухудшение работы,

грейфера

17%

Ненадежная работа

тормоза

Попадание смазки на

вал, слабое прижимное

усилие, подвержен

температурным

изменениям

1

19%

Недостаточно быстрое

торможение

24%

0%

20%

40%

60%

80%

100%

1 2 3 4 5 6 7


____________________________________________________________________

68

68

Ненадежный подвод

электропитания

Намерзание на

токопроводе при

снижении температуры

21%

Выход из строя

электродвигателей

20%

Ненадежная работа

муфты

Реверсивные нагрузки

28%

Поломка муфты,

попадание смазки на

тормозные колодки,

выход из строя тормоза

26%

Нерассмотренные

виды поломок

10% 6%

На основании данных о видах поломок их причин и отказов, приведенных в таблице

3. (где: Пр. – процентное соотношение видов отказов, где за 100% приняты все причины

отказов в работе данного крана, а Ппр. – время необходимое для устранения неполадки в

процентном соотношении, где за 100% принято все время простоя крана) была построена

диаграмма анализа работоспособности мостового крана рисунок 2.

Рисунок 2. Диаграмма анализа работоспособности мостового крана.

На основании представленной диаграммы можно сделать выводы, что на

работоспособность рассмотренного мостового крана, в данных условиях наибольшее

влияние оказывают проблемы связанные с ненадежной работой муфты. Пр.=28%, Ппр=26%;

тормоза. Пр.=19% Ппр=24% и подвода электропитания. Пр.=21%, Ппр=20%. Именно эти

проблемы существенно снижают безопасность работы крана и уменьшают его

эксплуатационные возможности, поэтому они требуют детального анализа и решения.

Список литературы: 1. Крановое электрооборудование: Справочник / Ю.В.

Алексеев, А.П. Богословский. - М.: Энергия, 1979г. 2. Грузоподъемные краны

промышленных предприятий: Справочник И.И. Абрамович, В.Н. Березин, А.Г. Яуре.-

М.:Машиностроение, 1989. -360с.: ил. 3. Е. Н. Зимин, В. И. Преображенский, И. И. Чувашов,

Электрооборудование промышленных предприятий и установок. - М.: Энергоиздат, 1999. 4.

Совершенствование организации технической эксплуатации мостовых кранов в условиях

агрессивной среды (на примере предприятий Норильского промышленного района).

Диссертация. Старостина Жанна Анатольевна. 157


____________________________________________________________________

69

69

АНАЛИЗ КОНСТРУКТИВНЫХ ОСОБЕННОСТЕЙ СКИПОВЫХ

ПОДЪЕМНЫХ УСТАНОВОК В ГОРНОРУДНЫХ ШАХТАХ

Водолазская Н.В., к.т.н., доцент,

Сребная Е.Г. (ДонНТУ, ГЗТиЛ, г.Донецк, Украина)

Целью данной работы является анализ конструктивных решений несущего сосуда

скиповых подъемных установок для выявления недостатков в эксплуатации, приводящих к

аварии. В дальнейшем планируется поиск усовершенствований конструктивных решений

для менее аварийной работы шахтного скипа.

В настоящее время одним из ответственных технологических объектов угольных и

рудных шахт являются подъемные установки. От их работоспособности зависит многое –

нормальное функционирование, объем добычи полезного ископаемого и безопасность

работы всей шахты в целом.

Для выдачи полезного ископаемого предназначены главные подъемные установки -

обычно это двускиповые установки со скипами различной грузоподъемности.

Скип это саморазгружающийся подъемный короб, который служит для подъѐма

сыпучих и мелкокусковых грузов, движущийся с помощью канатов по направляющим

скипового подъѐмника. Скипы служат для подъѐма на поверхность угля, руды и других

полезных ископаемых в горнорудной промышленности. Их также применяют для

загрузки шихты в доменные печи.

Скипы, предназначенные для выдачи из шахты угля и породы через вертикальные

стволы, применяются следующих типов:

- с разгрузкой через дно без наклона кузова с секторным затвором;

- с отклоняющимся кузовом и разгрузкой через донное отверстие;

- опрокидывающиеся.[1]

На основе данных [1, 2] разработана классификация скиповых подъемных сосудов

(табл. 1):

Табл. 1: Классификация скипов

http://ru.wikipedia.org/wiki/%D0%9A%D0%B0%D0%BD%D0%B0%D1%82

http://ru.wikipedia.org/wiki/%D0%A8%D0%B8%D1%85%D1%82%D0%B0

http://ru.wikipedia.org/wiki/%D0%94%D0%BE%D0%BC%D0%B5%D0%BD%D0%BD%D0%B0%D1%8F_%D0%BF%D0%B5%D1%87%D1%8C


____________________________________________________________________

70

70

В стандартном скипе с разгрузкой через дно с секторным затвором (рис.2а) кузов 1 и

рама 2 жестко соединены между собой.

В нижней части передней стенки кузова имеется разгрузочное отверстие, закрываемое

секторным затвором 3. Боковые стенки выдвижного рештака 4 располагаются под затвором 3

и охватывают боковые стенки секторного затвора. На боковых стенках секторного затвора

укреплены разгрузочные ролики 6. В верхней части рамы расположена площадка 5,

служащая для осмотра ствола.

При разгрузке ролики скипа входят в разгрузочные кривые, в результате чего

секторный затвор открывается и одновременно выдвигается рештак. По мере открывания

затворов рештак выдвигается вперед и наклоняется в сторону бункера.

Закрывание секторного затвора после разгрузки производится принудительно

посредством разгрузочных кривых, которые при опускании скипа возвращают ролики вместе

с затвором и рештаком в исходное положение.

Основным недостатком

Типовой скип с отклоняющимся кузовом и разгрузкой через донное отверстие

(рис.2б) состоит из рамы 1 и сварного кузова 2.

На раме укреплены кронштейны 3 для оси 4, на которой подвешен кузов. Для

предохранения от просыпания угля затвор 5 снабжен двумя высокими бортовыми стенками.

Затвор соединен с кузовом осью 6 и удерживается в закрытом положении опорными

роликами 7, укрепленными в нижней части рамы. В нижней части кузова имеются ролики 8,

которые отклоняют кузов скипа при его разгрузке.

На передней стенке кузова предусмотрены два ролика 9 для воздействия на затвор

разгрузочного устройства при его закрывании. На раме скипа установлены направляющие

опоры 10.

При подходе скипа к месту разгрузки ролики 8 входят в разгрузочные кривые и

отклоняют кузов скипа от вертикали на 150. Т.к. ролики 7 уже не поддерживают затвор, то он

открывается под действием веса угля, находящегося в скипе. При этом нижняя часть задней

стенки кузова и затвор образуют одну наклонную плоскость, по которой уголь ссыпается

через донное отверстие.

Закрывание затвора после разгрузки производится принудительно с помощью

разгрузочных кривых, которые при опускании скипа устанавливают кузов, а вместе с ним и

дно–затвор в исходное положение.

В результате длительной эксплуатации скипов с отклоняющимся кузовом и донной

разгрузкой установлены следующие их недостатки:

- большой собственный вес скипа и неуравновешенность его при разгрузке;

- недостаточная жесткость кузова и рамы скипа;

- большое давление на разгрузочные кривые.

Опрокидывающийся скип (рис.2в) состоит из рамы 1 и сварного кузова 2

призматической формы с горизонтальным днищем. Кузов расположен симметрично

относительно рамы и опирается со стороны передней стенки на ось 3, вокруг которой он

поворачивает при опрокидывании.

Вверху на боковых стенках кузова укреплены разгрузочные ролики 4. На задней

стенке кузова имеются специальные выступы 5, которыми скип упирается на копровые

ролики при опрокидывании. На раме скипа с обеих сторон укреплены направляющие

стороны 6.

При разгрузке скипа на поверхности ролики кузова входят в разгрузочные кривые на

копре, при этом рама скипа продолжает двигаться вверх по

направляющим проводникам, а ролики скипа, двигаясь в кривых, выводят кузов из рамы,

заставляя его поворачиваться вокруг опорной оси на 1350.


____________________________________________________________________

71

71

После разгрузки рама скипа опускается вниз и кузов занимает первоначальное

положение.

Основными недостатками опрокидывающихся скипов является [2, 3]:

- значительные динамические усилия, возникающие при разгрузке передающиеся на

разгрузочные кривые и копер;

- неуравновешенность подъема, т.к. при разгрузке значительная часть веса скипа

передается на разгрузочные кривые;

- сравнительно продолжительный цикл опрокидывания и большая высота подъема,

необходимая для разгрузки скипа. [3]

Данные по горнорудной промышленности свидетельствуют о том, что и в настоящее

время угольная и горнорудная промышленность остаются опасными по аварийности.

Главной причиной аварий, согласно выводам Госгортехнадзора, является

неудовлетворительное техническое состояние оборудования. Износ оборудования составляет

90%, а в ряде случаев превышает все 100%. Шахтные подъемные установки на большинстве

горных предприятий полностью выработали свой ресурс, а треть требует немедленной

замены. Такие высокие показатели износа приводят к аварийным ситуациям при

эксплуатации подъемных машин.[3]

Рис. 2. Скипы: а – с разгрузкой через дно с секторным затвором; б – типовой

скип с отклоняющимся кузовом и разгрузкой через донное отверстие; в -

опрокидывающийся


____________________________________________________________________

72

72

Рис. 3: Аварии, возникающие при эксплуатации скиповых подъемных установок

34,4% все аварий составляет зависание скипа в стволе шахты

32,8% занимают аварии, вызванные выкатыванием из роликовых опор

12,7% аварий составляет застревание скипа в разгрузочных кривых

9,6% составляют аварии, связанные с жесткой заделкой клети

7,5% составляет сход каната со шкива

2,0% всех аварий занимает обрыв подъемного каната

0,9% - прочие аварии

Одной из наиболее часто встречающейся аварий является зависание опускающегося

сосуда в стволе шахты и как следствие, при дальнейшем вращении барабана и сматывании

каната на сосуд - напуск каната. При внезапном освобождении зависшего сосуда резко

выбирается образовавшийся напуск каната, что может привести к его обрыву, т.е. к аварии,

простою подъема, а на людских подъемах и к гибели людей.

Аварии, вызванные выкатыванием скипа из роликовых опор, значительны и

достигают 32,8 % всех аварий. Кроме замены каната приходится выбраковывать скип,

ремонтировать клеть и участок ствола.

Причинами этих аварий в стволе могут быть: неудовлетворительное состояние

направляющих устройств, нарушение армировки ствола, обмерзание разгрузочных кривых и

устья ствола шахты, попадание элементов крепления горных выработок в транспортируемый

груз, ложное срабатывание парашюта.

Выводы. В данной работе произведен анализ конструктивных решений несущего

сосуда скиповых подъемных установок, выявлены недостатки скиповых подъемных сосудов,

произведен анализ аварий, возникающих при эксплуатации скипов.

Список литературы: 1. Сиротин С.С. Шахтные подъемные установки. Учебное пособие/

С.С. Сиротин. – Алчевск: ДГМИ, 1997. - 174с. 2. Бежок В.Р., Дворников В.И., Манец И.Г.,

Пристром В.А. Шахтный подъем: Научно-производственное издание/ В.Р. Бежок, В.И.

Дворников, И.Г. Манец, В.А. Пристром; общ.ред. Б.А. Грядущий, В.А Корсун. – Донецк:

ООО «Юго-Восток, Лтд», 2007. – 624с. 3. Латыпов И. Н. Обоснование и обеспечение

безопасной эксплуатации барабанных шахтных подъемных установок. Автореферат

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук/ И.Н. Латыпов. –

Екатеринбург: Институт проблем транспорта энергоресурсов, 2008. – 34с.

34.4%

32.8%

12.7%

9.6%7.5%

2.0% 0.9%

Зависание

Выкатывание

Застревание

Жесткая насадка

Сход каната

Обрыв каната

Прочие


____________________________________________________________________

73

73

ДОСЛІДЖЕННЯ ТРАНСПОРТНО-ЛОГІСТИЧНОЇ СИСТЕМИ ПО ДОСТАВЦІ

ВАНТАЖІВ

Старущенко М.А. студент (каф. ГЗТиЛ, ДонНТУ, Донецк, Украина)

В даний час у зв'язку зі збільшенням вантажопотоку важливою проблемою є розвиток і

розробка методів вирішення завдань маршрутизації, основною метою яких є зниження

витрат при перевезенні і доставці різних вантажів. Подібні завдання відносяться до

транспортної логістики, яка включає: створення транспортних систем, планування

транспортних процесів на різних видах транспорту, забезпечення технологічної єдності

транспортно-складського процесу.

Метою даної роботи є створення математичної моделі по розміщенню ємкостей

параллеліпіпедной форми в контейнери при обліку максимальної споживчої оцінки.

Введемо наступні позначення: - множина замовників, C ,k=1, …,

- підмножина множень ємкостей визначальні стосунки між елементами безлічі V і C.

При цьому повинні виконаються умови:

.

Позначимо через кількість використаних при розміщенні ємкостей палет, а через

множену P= - множену використовуваних палет. Хай P -

підмножини ємкостей, що визначають відношення між елементами множень V і P.

При цьому повинні виконуватись умови:

.

Позначимо - довжина, ширина і висота k-го контейнера, k=1,..., -

кількість використаних контейнерів; - довжина, ширина і висота, відповідно, i-ї

ємкості, - координати ємкості на палеті (ріс.1); - маса i-ї ємкості,

- довжина, ширина і висота паллети; - координати j-ї

палети у контейнері (ріс.2).

При розміщенні ємкостей в палеті мають бути дотримані наступні умови:

- грані ємкостей паралельні граням контейнера;

- ємкості не перекривають один одного:

∧

;

- ємкості не виходять за кордони контейнера

;

- загальна маса ємкостей на палеті не повинна перевищувати вантажопідйомність

палета і навантажувача:


____________________________________________________________________

74

74

- на одній палеті повинні знаходиться ємкості лише одного замовника:

Ріс.1. Позначення координат і розмірів об’єктів ( ємкість на палеті)

Ріс.2. Позначення координат і розмірів об’єктів (палета в контейнері)

Ведемо ємкості двох типів : однорідні(Р_1) та неоднорідні(Р_2). На палетах типа Р_1

на одному ярусі висоти ємкостей мають бути рівними, а на палетах типа Р_2 на одному ярусі

можуть знаходиться ємкості різних висот.

Тоді умову розміщення ємкостей на палетах можна записати у вигляді:

При розміщені ємкостей по палетах бажано, щоб всі ємкості виявилися в підмножині


____________________________________________________________________

75

75

Р_1,і кожен ярус був заповнений повністю. При цьому забезпечується максимальна стійкість

вантажів. Але за реальних умов виконання даної умови залежить від кількості ємкостей

різних висот, від їх різноманітності і інших чинників. Для вирішення цієї проблеми вводять

коефіцієнт заповненій палети: 0 .

Якщо співвідношення зайнятої площі на ярусі перевищуватиме, то простір, що

залишився, може бути заповненим спеціальними прокладками (ріс.3а).

а б

Ріс.3.Приклад заповнення ярусу на палеті з однорідними вантажами

Інакше, ємкостей однакової висоти виявляється недостатньо для заповнення всієї площі

ярусу (ріс. 3б).

А це означає, що ці ємкості розміщують на палеті типа Р_2. Значення коефіцієнта

залежить від типа ємкостей, їх міцності та інших характеристик.

При виконанні всіх умов потрібно мінімізувати кількість контейнерів.

Виводи. У даній статті розглянута математична модель (алгоритм) щільного

розміщення ємкостей, які мають форму паралелепіпеду. Було знайдено таке розміщення в

ТС, при якому кількість використовуваних ТС буде мінімальною при дотриманні

технологічних обмеженнях, таких як: стійкість вантажних одиниць, знаходження на палеті

ємкостей одного замовника, за умови відповідності маси вантажу і вантажопідйомності

палет.

Список литературы: 1. Юсупова Н.І,Валєєва А.Ф Ст. Багатокритерійне завдання доставки

грузів різним споживачам, журнал «Логістика і управління ланцюгами постачань»,жовтень

2011р.


____________________________________________________________________

76

76

АНАЛИТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ

НА ГУСЕНИЧНУЮ ЦЕПЬ ПРОХОДЧЕСКОГО КОМБАЙНА

Сугакова Л. О. (каф. ПТМ, ДГМА, г. Краматорск, Украина)

Одним из наименее изученных механизмов проходческих комбайнов является

гусеничное ходовое оборудование, так около 20% простоев связано с преждевременным

износом и поломками деталей гусеничного хода.

Целью работы является обоснование выбора рациональных параметров

гусеничных движителей проходческих комбайнов на основе аналитического исследования

динамических сил, действующих на гусеничную цепь в процессе перемещения. [1]

Данной проблематикой в своих диссертациях Полетаев В. А., Штокман И. Г., Эппель

Л. Т., Шеффлер М. и другие.

Вследствие звенчатости гусеничной цепи и ограниченого числа зубьев приводной

звездочки при постоянной угловой скорости приводной звездочки скорость движения

гусеничной цепи не остается постоянной; она периодически изменяется по определенному

закону. Длительность периодов неравномерности движения цепи равна времени поворота

приводной звездочки на центральный угол, соответствующий одному звену цепи.

Неравномерность движения тягового элемента обуславливает возникновение в нем

динамических усилий, тем больших по величине, чем больше ускорения при пульсирующем

движении и движущиеся массы гусеничных цепей и самой машины. Динамические силы не

только увеличивают общую действующую на тяговый элемент продольную силу, но и

вследствие многократности действия вызывают в гусеничных цепях усталостные явления.

[2]

На рис. 1 показана схема ведущей звездочки в которой тяговое усилие передается

зубом 1, находящимся в зацеплении с шарниром 1/ цепи. При дальнейшем вращении колеса

зуб 2 входит в зацепление с шарниром 3/ и т. д.

Рис. 1. Схема движения цепи по приводной звездочке.

При постоянной угловой скорости колеса ω постоянна и окружная скорость зуба V0:

RV

0 ,

где R – радиус по осям звеньев цепи.


____________________________________________________________________

77

77

Скорость цепи, если считать приближенно ее движение поступательным не только на

рабочих участках, но и в месте набегания на звездочку, и не учитывать влияние упругости

цепи

coscos01 RVV

где φ – переменный угол, образуемый радиусом 01 и осью OY.

Таким образом, скорость цепи изменяется за период поворота звездочки на

центральный угол α, соответствующий одному шагу цепи tц по закону косинусоиды

при изменении угла φ в пределах

22

Ускорение а цепи в этот же период изменяется по закону синусоиды

αsinωRdt

dVa 2

.

Максимальное продольное ускорение цепи равно [1]:

( )2ц

ц22

ц2

22

maxnt

tVπ2

tn

Vπ2

2

αsinωRa === ,

где n – число зубьев приводной звездочки.

Отсюда следует, что наибольшее ускорение цепи (а, следовательно, и наибольшая

продольная динамическая сила) при постоянном числе зубьев приводной звездочки и шаге

гусеничной цепи, т. е. при постоянном диаметре приводной звездочки обратно

пропорционально числу зубьев и прямо пропорционально шагу цепи.

При помощи приведенных выше формул проведем исследование зависимости

величины максимальных ускорений в гусеничной цепи проходческого комбайна П110-01

производства ПАО НКМЗ (а, следовательно, и динамических нагрузок при неравномерном

движении) от числа зубьев приводной звездочки и шага гусеничной цепи. Результаты

расчетов представлены в табл. 1 и табл. 2.

На основе результатов исследования зависимости динамических нагрузок при

неравномерном движении гусеничной цепи проходческого крмбайна от числа зубьев

приводной звездочки и шага гусеничной цепи, приведеных в табл. 1 и табл. 2, можно сделать

вывод, что при увеличении числа зубьев приводной звездочки величина ускорения

гусеничной цепи, а, следовательно, и динамических нагрузок увеличивается. В тоже время

динамические нагрузки возрастают и при увеличении шага цепи.

Таблица 1. Кинематические параметры для t = const (155 мм), n = var

Количество зубьев n 7 8 9 10 11 12


____________________________________________________________________

78

78

Макс. величина 2

αφ = 51

º 26´ 45 º 40 º 36 º

32

º 44´ 30º

Скорость цепи Vmax 0,174 0,174 0,174 0,174 0,174 0,174

Скорость цепи Vmin 0,156 0,123 0,133 0,14 0,125 0,15

Ускорение цепи amax 0,075 0,058 0,045 0,037 0,030 0,025

Таблица 2. Кинематические параметры для t = var, n = const (n = 12)

Шаг гусеничной цепи, t 155 200 250 300 350

Скорость цепи Vmin 0,15 0,15 0,15 0,15 0,15

Ускорение цепи amax 0,019 0,015 0,012 0,010 0,008

Рис.2. Графики зависимости ускорения гусеничной цепи от количества зубьев

приводной звездочки и шага цепи

Поэтому при проектировании гусеничных механизмов передвижения необходимо

принимать минимальный шаг цепи, подходящий из условия прочности звена, и максимально

возможное число зубьев приводной звездочки из условия конструктивных параметров

механизма .

Список литературы: 1. Штокман И. Г., Эппель Л. И. Прочность и долговечность

тяговых органов. – М.: Недра, 1967. – 231 с. 2. Платонов В. Ф. Динамика и надежность

гусеничного движителя. – М.: Машиностроение, 1973. – 232 с.

©Науч. рук. проф. Крупко В.Г. Кафедра «Подъемно-транспортных машин» ДГМА, 2012 г.


____________________________________________________________________

79

79

ОБОСНОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ ТЯГОВОГО УСТРОЙСТВА ПОДВЕСНОГО

МОНОРЕЛЬСОВОГО ЛОКОМОТИВА

Тимонин А.С. (каф. ГЗТиЛ, ДонНТУ, г. Донецк, Украина)

Движение локомотива на подвесных рельсовых дорогах осуществляется по

направленному пути (рельсу) и в большинстве случаев в шахтных условиях является

движением в системе колесо-рельс.

Для того чтобы получить уравнение движения поезда, необходимо принять следующее

расположение осей координат: ось ХХ – горизонтальная, вдоль оси рельса; ось YY –

вертикальная, направленная вверх; и ось ZZ горизонтальная, перпендикулярная к оси ХХ и

направлена вправо. Рассмотрим поезд как материальную точку, расположенную в центре его

тяжести.

На рисунке 1 приведена схема подвесного поезда и действующих на него сил. Точки О1

и О2 – центр тяжести поезда и аэродинамический центр давления соответственно. Начало

координат в точке О.

Рисунок 1. Схема подвесного поезда и действующих на него сил: 1 – рельс; 2 – тягач;

3 – вагоны

В общем случае при движении поезда массой m по прямой, на него действуют

некоторые силы:

вес поезда G=mg по направлению оси YY вниз, приложенный в точке О1;

сила инерции g

Gjmj по направлению оси ХХ в точке О1;

сила тяги или торможения F по направлению оси ХХ, в точке О;

сила сопротивления движению от механических потерь W0 по направлению оси ХХ в

точке О;

сила воздушного сопротивления движению Wв, представляющая собой

геометрическую сумму сил Cx, Cy и Cz и имеющая составляющую вдоль оси ХХ Wвх=Сх

приложенная в точке О2.

Вертикальные и горизонтальные силы реакции рельса на рисунке 1 не показаны. При

движении по кривой на поезд действует центробежная сила R

mv 2

, направленная по оси ZZ с

точкой приложения О1.

При наличии угла наклона пути к горизонту (α>0), вес поезда раскладывается на две

составляющие: sinG по оси ХХ и cosG , перпендикулярно к оси ХХ вниз.

Спроектировав все силы на ось ХХ (направление движения) получим основное


____________________________________________________________________

80

80

уравнение движения поезда:

0)1(sin2

2

0dt

sd

g

GGWWF В , (1)

где γ – коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся масс подвижного состава; s

– путь движения поезда по направлению оси ХХ, м; t – время, с; знак «+» соответствует

действию сил по направлению движения поезда.

Для тяговых расчетов необходимо получить зависимости v=f(t), v=f1(s) и s=f2(t)

интегрируя основное уравнение движения (1). Из-за сложной зависимости сил тяги и

сопротивления движению от скорости движения и профиля пути, уравнение, как правило,

интегрируют графоаналитическими приближенными методами.

Графики зависимости F=f1(v) (во второй четверти) и v=f2(t) (в первой четверти)

показаны на рисунке 2.

Рисунок 2. Графики зависимости сил, скорости от времени: зависимости F(v), W(v) и

v(t)

Движение поезда начинается в момент времени t=0 под действием силы тяги F, которая

отмечена на графике F=f1(v) точкой 1’. На графике v=f2(t) этому периоду соответствует

разгон поезда с нарастающим значением ускорения от точки 0 до точки 1, которому

соответствует время разгона '

pt . От точки 1’ до точки 2

’ графика F=f1(v) сила тяги остаѐтся

постоянной до скорости vп, которая называется скоростью порога. Скорость движения при

этом возрастает по линейному закону, с постоянным значением ускорения j=jmax от точки 1

до точки 2 на графике v=f2(t). Далее от точки 2’ до точки 3

’ сила тяги с увеличением скорости

уменьшается, что для тяговых электродвигателей соответствует их выходу на разгон по

естественной характеристике. В этом периоде tp’’’

разгон поезда продолжается от точки 2 до

точки 3 с уменьшающимся ускорением по кривой. В точке 3’ сила тяги становится равной

силам сопротивления движению, и дальнейшее перемещение поезда по горизонтальному

пути от точки 3 до точки 4 происходит с постоянной скоростью в течение времени

установившегося движения ty. В точке 4 сила тяги отключается F=0 и движение поезда до

точки 5 продолжается по инерции, чему соответствует время выбега tв. В точке 5 к поезду

вместо силы тяги прикладывается сила торможения, которая замедляет его движение до

полной остановки. Время движения от точки 5 до точки 6 называется временем торможения

tт, а скорость, соответствующая началу торможения, обозначается vт. В точке 6 поезд

останавливается на некоторое время tст (время стоянки), после чего начинается новый цикл

его работы.

Список литературы: 1. Петренко О.С. Подвесные рельсовые дороги. М.:

Машиностроение, 1982. 2. Подземный транспорт шахт и рудников./Под ред. Пейсаховича

Г.Я., Ремизова И.П. – М.: Недра, 1985. – 566с. 3. Шахтарь П.С. Рудничные локомотивы. – М.:

Недра, 1992. – 296с.


____________________________________________________________________

81

81

ОПТИМИЗАЦИЯ ПЕРЕХОДНЫХ РЕЖИМОВ ДВИЖЕНИЯ МЕХАНИЗМА

ПЕРЕДВИЖЕНИЯ КРАНОВОЙ ТЕЛЕЖКИ

Хиценко Н. В. , Бежин С. Р. (каф. ГЗТиЛ, ДонНТУ, г. Донецк, Украина)

При работе крана происходит постоянное чередование направления движения крана,

тележки и крюка. Так, работа механизма подъема состоит из процессов подъема и опускания

груза и процессов подъема и опускания пустого крюка. Использование оптимальных

режимов работы грузовой тележки позволяет: уменьшить динамические нагрузки на

механизм перемещения тележки, обеспечивая отсутствие ударов; избежать колебаний груза,

закрепленного на гибком подвесе [1].

Качество многих технологических процессов зависит от перемещения грузов

подъемно-транспортными машинами. Вопросы оптимизации режимов движения крановых

механизмов рассматриваются в работах таких ученых как В.С. Ловейкин, В.Д. Ярошенко,

В.П. Балашов, Н.А. Лобов, Б.В. Квартальнов, В.И. Ключев, Ю.А. Борцов, Б.Ш. Бургин, В.Н.

Тищенко, Г.Г. Соколовский, Л.Б. Масандилов, Р.П. Герасимяк, И.Я. Браславский и др.

Целью работы является устранение колебаний груза за счет формирования

оптимальных переходных режимов движения механизма передвижения крановой тележки та

разработка системы, которая обеспечит желательное управляющее воздействие на механизм

подъема.

Для исследования движения грузоподъемного механизма была составлена

трехмассовая динамическая схема (рис. 1). Соответствующая математическая модель была

разработана в статье [2].

Рисунок 1 - Расчетная динамичная схема движения грузоподъемного механизма.


____________________________________________________________________

82

82

Для проведения оптимизации переходных режимов движения крановой тележки с

грузом был использован закон управления механизмом перемещения тележки, в

соответствии с которыми скорость движения тележки задается по формулам:

;0

;)(

;

;

0

0

0

ц

цц

ц

дл

цpдл

p

p

дл

Ttпри

TttTприt

tTV

tTttприV

ttприt

tV

V

где V – скорость движения тележки, м/с

V дл - длительная скорость, м/с

t – текущее время перемещения тележки, с

t р - время разгона, с

t о - время останова, с

Т ц - время перемещения тележки, с.

В этом законе вся длина пути крановой тележки разбита на 3 участка: участок разгона

tp, участок равномерного движения тележки Tц, участок торможения to (Рис. 2).

.

Рисунок 2 – Трапецеидальная тахограмма перемещения тележки.

Для трапецеидальной тахограммы движения тележки исследовано влияние

длительности разгона и торможения на максимальное отклонение груза от вертикали при

различных значениях длины отвеса и массы груза (рис. 3).

В ходе исследования установлено, что при изменение tр от 1 секунды до 5 секунд

приводит к снижению отклонения от 0,4 – 1 м до 0,3 -0,6 м. При массах груза 2,5 – 10 т

зависимости практически не изменяются (рис. 3 а, б). Для легких грузов (1 т) отклонения

существенно больше до 0,25 - 1 м особенно при большом отвесе (рис. 3 в). Это требует учета

массы груза при выборе алгоритма управления приводом передвижения тележки. В

дальнейшем планируется исследовать колебания груза при более сложных тахограммах

движения.


____________________________________________________________________

83

83

а)

б)

в)

Рисунок 3 а, б, в - Зависимость отклонения груза от времени разгона.

Список литературы: 1. Ловейкин В. С. , Ярошенко В.Ф. Оптимизация переходных

режимов движения механизма передвижения тележки грузоподъемных машин. Вестник

Харьковского национального технического университета сельского хозяйства. -2007-№59,

том 2. – С. 452-460. 2. Хиценко А. И. , Бежин С. Р. «Моделирование колебаний груза при

перемещении тележки мостового крана» /Машинознавство/ матеріали 13 регіональної

науково-методичної конференції. Донецьк, ДонНТУ. – С. 55-59.

© Кафедра «Горнозаводской транспорт и логистика» ДонНТУ, 2012 г.

0

0.5

1

1.5

0 1 2 3 4 5 6

ΔХ

ma

x,

м

tp, с

Зависимость отклонения груза от вертикали от времени разгона (M=10 т)

H=14,5 м

H=8,4 м

H=5,4 м

H=3,5 м

0

0.5

1

1.5

0 1 2 3 4 5 6

ΔХ

ma

x,

м

tp, с

Зависимость отклонения груза от вертикали от времени разгона (М=2,5 т)

H=13,7 м

H=7,6 м

H=4,6 м

H=2,8 м

0

0.5

1

1.5

0 1 2 3 4 5 6

ΔХ

ma

x,

м

tp, c

Зависимость отклонения груза от вертикали от времени разгона (М=1 т)

H=13,3 м

H=7,3 м

H=4,3 м

H=2,5 м


____________________________________________________________________

84

84

АНАЛИЗ ФАКТОРОВ, ВЛИЯЮЩИХ НА СРОК СЛУЖБЫ РЕЗИНОТКАНЕВЫХ

ЛЕНТ ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА В УСЛОВИЯХ УГОЛЬНЫХ ШАХТ

Водолазская Н. В.; Цыганкова А. В. (каф. ГЗТиЛ, ДонНТУ, г. Донецк, Украина)

Эффективность использования ленточных конвейеров в значительной степени

определяется сроком службы лент в сложных условиях горнодобывающих предприятий.

Повышение надежности и качества конвейеров достигается применением высокопрочных и

долговечных резинотросовых и резинотканевых лент. [1] Удельный вес резинотканевых лент

в общем объеме потребляемых лент оставляет около 90%. [2] Лента является основным,

наиболее дорогим и наименее долговечным элементом ленточного конвейера. Стоимость ее

составляет около половины общей стоимости конвейерной установки, а высокие

амортизационные отчисления на ленту являются немаловажным фактором, определяющим

область применения и экономическую эффективность конвейерного транспорта. Поэтому

правильный выбор конструкции и характеристик ленты наряду с обеспечением надлежащих

условий ее эксплуатации имеет существенное значение. [3]

Вопросами эксплуатации конвейерных лент в условиях горнорудной промышленности,

анализом различных видов отказов конвейерных лент, сбором и обработкой статистической

информации о сроках службы лент занимались многие ученые и институты: член-

корреспондент АН СССР проф. Спиваковский А.О., проф. Шахмейстер Л.Г., проф. Дмитриев

В.Г., проф. Штокман И.Г., кандидаты технических наук Волотковский В.С., Григорьев Ю.И.,

Эппель Л.И., Рыбкин С.К., Нохрин А.Г. и др.; ВНИИПТмаш, УкрНИИПроект, ДОНУГИ и

др., но не все проблемы, возникающие при эксплуатации ленточных конвейеров, полностью

решены. Поэтому исследование срока службы конвейерной ленты является актуальной

темой и на данный момент.

Целью научно-исследовательской работы является повышение срока службы

резинотканевых лент ленточного конвейера в условиях угольных шахт. Для ее достижения

поставлены следующие задачи: 1) исследовать существующие научные разработки по

данной теме; 2) проанализировать факторы, влияющие на срок службы ленты ленточного

конвейера; 3) рассмотреть виды математических моделей сроков службы лент; 4) уточнить и

усовершенствовать математическую модель срока службы конвейерной ленты. Эта статья

посвящена решению первых двух задач.

Долговечность конвейерных лент зависит от условий эксплуатации, параметров и

конструкции конвейера и ленты. На рис. 1 представлена качественная оценка факторов,

оказывающих влияние на износ резинотканевых лент. Большинство из этих факторов

определяет также износ резинотросовых лент. [2]

Степень проявления факторов, определяющих износ лент, зависит от величины

нагрузок, действующих на ленту на ставе, в пункте подачи груза и на приводе конвейера.


____________________________________________________________________

85

85

Рис. 1 – Факторы, влияющие на износ резинотканевых конвейерных лент [2]

Начальная прочность и грузонесущая способность конвейерных лент в процессе

эксплуатации уменьшаются вследствие появления в них различных дефектов. Исследования

[1, 4] показали, что основными эксплуатационными дефектами являются расслоение и износ

бортов (31%), сквозные повреждения в виде пробоин, щелевидных разрезов и т. п. (23%),

износ обкладок до обнажения тканевого каркаса (24%), расслоение ленты в средней части

(6%) (рис. 2).

Одной из основных причин выхода лент из строя является боковой сход ленты на

грузовой и порожняковой ветвях и, как следствие, изнашиваются борта ленты, происходят еѐ

порывы, а также просыпается транспортируемый груз. В работе [3, 5] приводятся данные по

угольной промышленности по выходу лент из строя. В процентном соотношении к общему

количеству повреждений лент расслоение бортов составило 13% (в отдельных случаях –

свыше 30%), а поперечные порывы – 12%. Обе эти причины можно отнести к последствиям

бокового схода ленты (рис. 3).


____________________________________________________________________

86

86

Рис. 2 – Результаты исследований основных эксплуатационных дефектов

Рис. 3 – Данные по выходу лент из строя

Как видно из гистограмм, построенных по результатам указанных выше работ

основным (наиболее частым), по сравнению с другими, видом износа конвейерной ленты

является расслоение бортов. Значит именно ему необходимо уделить больше внимания при

31

2324

6

0

5

10

15

20

25

30

35

Основные эксплуатационные дефекты

%

расслоение и износ бортов

сквозные повреждения в виде

пробоин, щелевидных

разрезов и т. п.

износ обкладок до обнажения

тканевого каркаса

расслоение ленты в средней

части

11,4

11,6

11,8

12

12,2

12,4

12,6

12,8

13

13,2

Причины повреждения лент

%расслоение бортов

поперечные порывы


____________________________________________________________________

87

87

решении поставленных задач.

Результаты производственных наблюдений за износом лент подтверждают

необходимость учета, помимо крупности и массы кусков, других важных параметров

транспортируемых грузов, таких как гранулометрический состав, крепость, острота кромок

кусков.

Долговечность конвейерных лент определяется их способностью сохранять

работоспособность до предельного состояния, при котором дальнейшая эксплуатация лент

становится невозможной по причине износа, либо несоответствия требованиям техники

безопасности. Наступление предельного состояния прогнозируют с помощью срока службы,

являющегося календарной продолжительностью эксплуатации ленты или наработки ленты,

представляющей продолжительность ее работы, либо количество перевезенного лентой

груза.

Сроки службы лент изменяются в больших пределах. На коротких конвейерах

максимальный срок службы лент одного и того же типа на одном и том же конвейере может

отличаться от минимального в 3-6 раз, на сравнительно длинных конвейерах – в 1,5-2 раза.

Это свидетельствует о том, что на срок службы лент оказывают большое влияние качество

обслуживания конвейеров и нестабильность физико-механических параметров

изготовленных лент. [2]

Таким образом, на срок службы ленты ленточного конвейера оказывают влияние

различного рода факторы. Это и длина конвейера, и физико-механические показатели угля, и

высота падения груза, и тепловое воздействие, и др. Все они приводят к износу ленты, что

ускоряет выход ее из строя, а так как лента – один из основных и наиболее дорогостоящих

элементов конвейера, то соответственно и в целом конвейера. Поэтому исследование

повреждений конвейерной ленты и их устранение приведут к повышению ее срока службы.

Список литературы: 1. Ленточные конвейеры в горной промышленности/В. А.

Дьяков, Л. Г. Шахмейстер, В. Г. Дмитриев и др. Под ред. чл.-кор. АН СССР А. О.

Спиваковского. М., «Недра», 1982. 349 с. 2. Волотковский В. С., Нохрин Е. Г., Герасимова М.

Ф. Износ и долговечность конвейерных лент. М., «Недра», 1976, 176 с. 3. Шахмейстер Л. Г.,

Солод Г. И. Подземные конвейерные установки. Под ред. чл.-кор. АН СССР А. О.

Спиваковского. М., «Недра», 1976. 432 с. 4. В. В. Гребенюк, А. Ф. Самарский, Ю. И.

Григорьев. Показатели допустимого износа (повреждения) конвейерных лент с тканевой

основой // Уголь. – 1979. – №12. – с. 35-36. 5. Яхонтов Ю. А. Развитие теории и разработка

методов расчета ленточных конвейеров с подвесными роликоопорами для горных

предприятий. Дис., М. – 2005. – http://www.dissercat.com/


____________________________________________________________________

88

88

АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ ПУСКОТОРМОЗНЫХ МОМЕНТОВ НА РАБОТУ

МОСТОВОГО КРАНА

Водолазская Н. В., Ченгал М. В. (каф. ГЗТиЛ, ДонНТУ, г. Донецк, Украина)

Основными средствами механизации и автоматизации погрузо-разгрузочных работ во

всех отраслях промышленности и сельского хозяйства являются подъемно-транспортные

машины и механизмы. Подъемно-транспортное оборудование является неотъемлемой

частью практически каждой схемы механизации любого производственного процесса, в

разной отраслях экономики.[1].

В связи с интенсификацией технологических процессов, доля

времени на подъемно-транспортные операции значительно возросла[2]. Резкое повышение

производительности труда, которое особенно необходимо во время перехода экономики на

новые условия развития и управления, может быть достигнуто путем механизации и

автоматизации подъемно-транспортных и установочных операций, которые менее

автоматизированы, чем технологические.

Одной из разновидностей подъемно – транспортных машин являются краны мостового

типа. Мостовые краны применяют на многих участках производства продукции, а также в

цехах ремонтных предприятий и производственных цехах предприятий строительной

индустрии. Они производят большую часть подъемно-транспортных работ на различных

предприятиях. Мостовые краны выполняют не только обслуживающие функции, но и

нередко включены непосредственно в технологический процесс. От их надежной и

бесперебойной работы зависят производительность предприятия, его технико-экономические

показатели и безопасность обслуживающего персонала[3].

Вопросами исследования динамики грузоподъемных машин занимались многие

советские и зарубежные ученые: В.Ф.Гайдамака и др.Л М.М.Гохберг и др., О.В.Григоров и

др, Б.И.Жермун-ский и др., С.А.Казак и др., Б.С.Ковальский и др., М.С.Комаров и др.,

Н.А.Лобов и др., П.3.Петухов, С.С.Смирнов и др., Х.Дресиг , Ф.Зедльмайер ,Ф.Курт ,

К.Маттиас , Н.Терш , М.Шеффлер , Э.Шульц и др.[4]. Как показали их исследования, одним

из наиболее опасных режимов работы грузоподъемных машин является режим торможения

механизмов передвижения. Если плавность пусковых моментов может обеспечиваться

электрическими системами ступенчатого регулирования скорости, то тормозные процессы,

как правило, протекают ударно. При торможении механизмов передвижения мостовых

кранов отношение наибольшей динамической нагрузки к нагрузке статических

сопротивлений может достигать значений 9-17. Определяющее влияние на характер и

величину динамических нагрузок при торможении кранов оказывают тормозные устройства.

Процесс торможения подавляющего большинства кранов осуществляется с помощью

автоматически действующих электрогидравлических или электромагнитных колодочных

тормозов.

На основе анализа существующих данных [1-4] о конструкциях мостового крана была

разработана классификация с делением по области применения, по грузоподъемности, по

возможным конструктивным формам, по типу грузозахватного органа и другим этих машин.

Схематическое изображение классификации мостовых кранов представлено на рис.1.


____________________________________________________________________

89

89

Рис. 1 Классификация мостовых кранов

При прохождении производственной практики на комбинате им. Ильича, получены

производственные данные, по которым выполнен анализ для выявления наиболее часто

выходящих из строя деталей и механизмов мостовых кранов и состояния метало –

конструкций. По этим данным была составлены диаграмма.

Таблица 1.

Вид поломки

Процент поломок

2006 2007 2008 2009 2010


электродвигателя

49% 36% 32% 28% 37%

Трещины в корпусе 16% 22% 18% 35% 30%


подкрановых путей

21% 14% 17% 22% 16%

Поломки в тормозной

системе

14% 18% 23% 15% 17%


____________________________________________________________________

90

90

Рис. 2 Результаты анализа

По полученным результатам можно сделать вывод, что основной проблемой в

мостовом кране является выход из строя ээлектропривода. Но и следует отметить из

диаграммы вторым фактором является состояние металлоконструкции крана. Работа самого

механизма передвижения непосредственно влияет на металлоконструкцию, поэтому

разработка нового привода является актуальной темой.

Для подтверждения рациональности использования электродвигателя со встроенным

электромагнитным тормозом в приводе механизма передвижения мостового крана, был

произведен сравнительный анализ с другими видами электродвигателей. Для сравнения

использовались такие электродвигатели: MTF312– 6, АМТК160S6, 4A160S6У3. Были

использованы такие параметры для сравнения как: максимальное ускорение, сопротивление

передвижению, время торможения, тормозной путь и тормозной момент, которые были

получены на основе расчетных формул 1-6.

Максимальное ускорение

(1)

Время торможения крана

(2)

Допускаемая величина тормозного пути:

2

. .3600 5400T т фs V

(3)

Минимально допустимое время торможения :

(4)

Сопротивление передвижению крана при торможении

(5)

Тогда тормозной момент равен

(6)

Результаты представлены в таблицах 3 и 4.

0%

10%

20%

30%

40%

50%

60%

2006 2007 2008 2009 2010

Электродвигатель

Трещины

Подкрановый путь

Поломки в тормозной системе


____________________________________________________________________

91

91

Таблица 3.

№ Тип


Максимальное

ускорение

Сопротивление

передвижению

1 MTF312– 6 0,859 397

2 АМТК160S6 0,967 432

3 4A160S6У3 0,549 289

Таблица 4.

№ Тип


Время

торможения

Тормозной

пути

Тормозной

момент

1 MTF312– 6 1,44 1,23 96,8

2 АМТК160S6 0,76 0,98 146

3 4A160S6У3 1,86 1,67 86

По полученным результатам были построены диаграммы для визуальной оценки

результатов сравнения электродвигателей для мостового крана.

Рис 3. Диаграмма времени торможения

Из диаграммы «время торможения» видно что наиболее быстрое торможение будет

происходить с электродвигателем со встроенным электромагнитным тормозом.

Рис. 4. Диаграмма тормозного пути


____________________________________________________________________

92

92

Рис. 5. Диаграмма тормозного момента

Как видно из диаграмм (3,4,5), что использование электродвигателя со встроенным

электромагнитным тормозом является наиболее выгодным, так как при использовании

уменьшается время торможения и тормозной путь.

По полученным результатам можно сделать взвод, что наиболее выгодным в

использовании является электродвигатель со встроенным электромагнитным тормозом. Так,

например, для сравнения с двигателем МТF312-6, у которого время торможения было 1,44 с

и тормозной путь 1,23 м, то у электродвигателя АМТК160-S6 - время торможения 0,76с, а

тормозной путь 0,98м.

Список литературы: 1. Аннинский Б. А. Погрузочно–разгрузочные работоты – Л.:

Машиностроение, 1975 г. 2. Комерзан, Е.В. Обобщенный критерий оптимизации процесса

разгона мостового крана / Е.В. Комерзан, О.М. Кирасиров // Материалы 62-й научно-

технической конференции СибАДИ. – Омск: Изд-во СибАДИ, 2008. – Кн. 1. - С. 182-187. 3.

Старченко В.Н. Научные основы повышения эффективности торможения улучшений

условий взаимодействия колес с тормозными колодками и рельсами: автореферат д-ра тех.

наук: 05.22.07/В.Н. Старченко; Восточноукт. Нац. ун-т им. В. Даля 2008г. -405 с. 4. Бежок Г.

В. Оптимизация процесса торможения мостового крана с помощью управляемого

электромагнитного тормоза: дис. канд., техн., наук:05.05.05/Г. В. Бежок; Ворошиловгр.

машиностроит. ин-т .- Ворошиловград, 1984г.-364 с.


____________________________________________________________________

93

93

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ПОЛИСПАСТНОЙ СИСТЕМЫ ПРИ ПОДЪЕМЕ ГРУЗА

ВО ВРЕМЯ РАБОТЫ И ОБРЫВА КАНАТА

Швачунов А.С. (каф. ПТМ, ДГМА, г. Краматорск, Украина)

В цехах и на производственных площадках машиностроительных предприятий при

эксплуатации мостовых кранов, на протяжении ряда лет, происходят аварии по причине

выхода из строя (разрушения) элементов 1-й группы, к которым относятся стальные

подъѐмные канаты. Аварии мостовых кранов из-за отказов подъемных канатов приводят к

значительным социальным ущербам. В связи с этим возникает необходимость оценки

механизмов безопасности подъѐмных кранов мостового типа.

Несмотря на то, что вопросам безопасности эксплуатации мостовых кранов постоянно

уделяется большое внимание, в частности, нормативными документами по промышленной

безопасности предусмотрены периодический осмотр и дефектоскопия подъѐмных канатов,

остаѐтся ряд нерешѐнных проблем. Так, например, нет достаточного теоретического

обоснования частоты проведения обследования канатов, ряд дефектов крановых канатов,

способных вызвать разрушение, не выявляются в начальный период эксплуатации

канатов, практически отсутствуют методы прогнозирования влияния качества канатов на

безопасность эксплуатации мостовых кранов.

Теоретические исследования динамических процессов, происходящих в грузоподъемных

машинах, выполняются по динамическим моделям, которые должны адекватно отражать

соединение дискретных масс упругими связями. В известной динамической модели,

применяющейся для исследования динамических процессов в мостовом кране при подъеме и

опускании груза, не учитывается упругая связь груза с металлоконструкцией, т.к.

полиспастный подвес представлен в виде одной упругой связи "груз — привод" [1].

Предложена новая динамическая модель мостового крана, которая учитывает связь груза с

металлоконструкцией в результате того, что полиспастный подвес представлен в виде двух

упругих связей: "груз — привод" и "груз — металлоконструкция" [2]. Это позволяет более

точно исследовать динамические процессы, происходящие в мостовом кране при работе

механизма подъѐма, что имеет большое значение при решении задачи предотвращения

аварии крана в случае обрыва каната.

В этом случае эффективным является оснащение мостового крана безопасным сдвоенным

полиспастом, уравнительное устройство которого должно обеспечить снижение расчѐтных

динамических нагрузок, возникающих после обрыва каната, до величин, гарантирующих

надѐжное удержание груза. Точность определения величины динамических нагрузок влияет

не только на надѐжность работы безопасного сдвоенного полиспаста, но и на габаритные

размеры и металлоѐмкость узла уравнительного устройства, что, в конечном счѐте,

сказывается на металлоѐмкости грузовой тележки и крана в целом.

Рассмотрим режим динамического нагружения мостового крана — подъем груза с

основания с подхватом, когда наиболее часто на кран действуют максимальные

динамические нагрузки, что увеличивает вероятность обрыва каната.

Динамическая модель подъѐма груза мостовым краном при обрыве каната сдвоенного

полиспаста с уравнительным рычагом соответствует послеотрывной стадии движения груза,

когда при нормальной работе крана значение указанных нагрузок максимальное (см. рисунок

1) [3]. Движение масс в процессе подъѐма груза целесообразно разделить на четыре этапа.

Процессы, происходящие на первых двух этапах, соответственно, в доотрывной и

послеотрывной стадиях, до обрыва каната описаны математической моделью [2].


____________________________________________________________________

94

94

Рисунок 1 – Динамическая модель подъема груза мостовым краном после обрыва каната

Третий этап начинается после обрыва каната, поэтому начальное условие перехода

выглядит как:

обргмгп SSS

где гпS и гмS – усилия в упругих связях "груз — привод" и "груз —

металлоконструкция", соответственно, Н;

обрS — усилие в полиспастном подвесе в момент обрыва каната, Н.

На третьем этапе до выбора образовавшейся слабины целого каната грузом и лебедкой

движение масс описывается системой уравнений

;

;

;

..

..

..

rrr

ПП

мм

Gym

Рym

Fym

(1)

где мm приведенная масса металлоконструкции и грузовой тележки крана, кг;

Пm — приведенная к поступательному перемещению груза масса вращающихся частей

привода механизма подъема, кг;

rm — масса груза, кг;

индексы м, п и г — ускорения перемещения масс мm , Пm и rm , соответственно, м/с2;

rm — вес груза, Н.

Усилие, действующее на металлоконструкцию крана,

ММ уcF , (2)

где Мc — жесткость металлоконструкции крана, Н/м;

Му — перемещение массы мm , м.

При условии работы электродвигателя механизма подъема на естественной

характеристике изменение движущего усилия можно определить как: [4] ..

0 ПybPP (3)

где 0P – усилие в момент пуска двигателя при числе оборотов, равном нулю, Н;


____________________________________________________________________

95

95

b – коэффициент жесткости механической характеристики электродвигателя, Н с/м;

п - скорость движения массы т1, м/с.

С учетом (2) и (3) система (1) примет вид

;

;

;0

..

0

...

..

rrr

ППП

мммм

Gym

Рyym

уcym

Начальные условия для третьего этапа

,03t ,)( 2мм yy ,)( 2

..

ммyy ,)( 2ПП yy ,)( 2

..

ППyy ,)( 2rr yy ,)( 2

..

rryy

где 2)( мy , 2)( Пy , 2)( ry , и 2

.

)(м

y , 2

.

)(П

y , 2

.

)(r

y -перемещения и скорости масс мm , Пm ,

rm в конце второго этапа.

Описанная математическая модель позволяет исследовать динамические процессы,

происходящие при удержании груза безопасным сдвоенным полиспастом с уравнительным

фрикционным устройством в грузоподъемных машинах с лебедкой, установленной на

металлоконструкции, масса и жесткость которой оказывает влияние на указанные процессы.

Выводы: Таким образом, применение предложенной математической модели позволяет

повысить точность определения динамических нагрузок, действующих на мостовой кран

после обрыва каната в процессе подъема груза с основания "с подхватом", а также

использовать их при проведении исследований как с целью повышения безопасности работы

находящихся в эксплуатации мостовых кранов, гак и с целью снижения металлоемкости

вновь разрабатываемых их конструкций.

Список литературы: 1. Мосты сварные крановые. Конструкция, нагружение,

диагностика, обеспечение ресурса. Емельянов О.А. – Краматорск: ДГМА, 2002.- 334 с. 2.

Слободяник В.А. Повышение долговечности крановых мостов методом преднапряжения.

Автомобильный транспорт. – Харьков: ХГАДТУ. – 2000. – С. 54-56. 3. Повышение

грузоподъемности и надежности эксплуатации (при продлении срока службы) кранов с

преднапряженной металлоконструкцией. Сб. трудов научно-практической конференции

«Проблемы производства и безопасной эксплуатации подъемных сооружений в Украине и

России. Слободяник В.А. – Одесса – 2002. – С. 248-250. 4.Ловейкин В.С., Нестеров А.П.

Динамическая оптимизация подъемных машин. – Луганск: Издательство СНУ, 2002. – С.

368.


____________________________________________________________________

96

96

КРИТИЧЕСКИЙ И УСТОЙЧИВЫЙ МОМЕНТЫ ЧАСТОТНО-РЕГУЛИРУЕМОГО

ЭЛЕКТРОПРИВОДА МЕХАНИЗМА ПЕРЕМЕЩЕНИЯ ОЧИСТНОГО КОМБАЙНА

Шевченко А.А. (каф.ГЗТиЛ, ДонНТУ, г. Донецк, Украина)

Важной составляющей очистного комбайна является его система перемещения,

которая должна обеспечивать требуемые тяговое усилие и скорость передвижения. Широкое

применение для привода очистных комбайнов получили асинхронные электродвигатели. Эти

двигатели имеют больший срок службы, меньшие габаритные размеры и большую

безопасность в условиях шахты по сравнению с двигателями постоянного тока при той же

мощности. Асинхронные двигатели просты в изготовлении и эксплуатации. Но, несмотря на

эти достоинства, у него есть один основной недостаток – это сложность регулирования их

скорости традиционными методами (изменением питающего напряжения, введением

дополнительных сопротивлений в цепь обмоток). Устранить этот недостаток можно

применив частотное регулирование, теория которого была разработана еще в тридцатые

годы. Но на практике осуществить частотное регулирование удалось гораздо позже.

Недавние технологические разработки, например, появление тиристоров и транзисторов

нового поколения, высокопроизводительных микропроцессорных систем управления,

позволили различным фирмам Европы, США и Японии создать современные

преобразователи частоты доступной стоимости, что сделало их не только просто

рентабельными, но и экономически выгодными.

Цель работы: провести анализ критического и устойчивого моментов

электродвигателя, используемого в механизме перемещения очистных комбайнов

отечественного производства.

Для осуществления частотного регулирования электропривода, необходимо знать в

каких режимах двигатель будет работать и когда его работа невозможна и опасна.

Определить эти режимы можно, построив искусственную характеристику критического

момента в зависимости от частоты. Формула (1) для построения такой характеристики

выведена и приведена в работе [1], и выглядит следующим образом:

, (1)

где – фактическое значение напряжения обмотки двигателя при Гц ;

– число фаз статора;

– номинальное значение угловой частоты вращения;

– относительная частота напряжения (тока)статора;

- частота напряжения (тока) статора;

– относительное напряжение на статоре;

– напряжение на статоре;

– коэффициент рассеяния статора;

– коэффициент рассеяния ротора;

– общий коэффициент рассеяния;

; ; ; – коэффициенты,зависящие от параметров

схемы замещения;

, – активное и индуктивное сопротивление статора;

– приведенное индуктивное сопротивление ротора;

– реактивное сопротивление контура намагничивания.

Все расчетные данные можно получить, используя "Г"-образную схему замещения


____________________________________________________________________

97

97

асинхронного двигателя, см. рис.1. Численные значения параметров схемы замещения

приведены в таблице 1. График зависимости критического момента от частоты для

двухдвигательного привода показан на рис.2.

Рисунок 1 - "Г"-образная схема замещения асинхронного двигателя.

Рисунок 2- Критический и устойчивый момент привода механизма перемещения с двумя

электродвигателями ЭКВ4-30-6-02.

На основе полученных данных можно построить график зависимости устойчивого

момента от частоты, используя формулу (2), приведенную в работе [2]:

(2)


____________________________________________________________________

98

98

где - критический момент привода.

- коэффициент вариации момента нагрузки в приводе механизма перемещения (

для комбайна УКД400[2]).

В механизмах перемещения очистных комбайнов обычно принимается разомкнутая

система управления по закону частотного регулирования (или γ = ) при

регулировании вниз от номинальной частоты ( ). При принимается закон

регулирования Использование этих двух законов регулирования определяет

наличие двух участков на графиках критического и устойчивого моментов (см. рис. 2). Точки

пересечения кривой Му( ) с линией Мн (номинальный момент) определяют границы

диапазона регулирования и , в котором устойчивый момент привода превышает его

номинальный момент.

В результате выполнения научно-исследовательской работы рассчитаны и построены

графики критических, устойчивых и номинальных моментов электрических двигателей

ЭКВ4-30-6-02, ЭКВ4-45-6-01, ЭКВ4-60-6-01, которые применяются в механизмах

перемещения отечественных очистных комбайнов УКД300, УКД400, КДК500, КДК700. В

таблице 1 приведены значения границ диапазона регулирования и параметр , который

характеризует ширину этого диапазона.

Таблица 1 - Значения границ диапазона регулирования

Наименование

ЭКВ4-30-6-02 0,28 1,28 4,5

ЭКВ4-45-6-01 0,3 1,27 4,2

ЭКВ4-60-6-01 0,33 1,26 4,1

Полученные результаты позволяют более обосновано производить выбор параметров

электрического механизма перемещения очистного комбайна.

Список литературы: 1.Чиликин М.Г., Сандлер А.С. Общий курс

электропривода:Учебник для вузов. – 6-е изд., доп. и перераб. М.: - Энергоиздат,1981. – 576

с., ил. 2.Кондрахин В. П. Электрические механизмы перемещения очистных комбайнов / В.

П. Кондрахин, В. В. Косарев, Н. И. Стадник ; под общ. ред. д-ра техн. наук, проф. В. П.

Кондрахина ;


____________________________________________________________________

99

99

ОБОСНОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ УСТАНОВКИ ДЛЯ АККУМУЛИРОВАНИЯ

КОНВЕЙЕРНОЙ ЛЕНТЫ ПРИ ЕЁ ДЕМОНТАЖЕ

Гайда В.В., Хиценко Н.В. (каф. ГЗТиЛ, ДонНТУ, г. Донецк, Украина)

C появлением более новых и мощных конвейеров возникает проблема навески ленты

на эти конвейеры. Проведение монтажа ленты на такие конвейеры требует применения

специализированного оборудования и разработки схемы навески. Одновременно с навеской

осуществляется демонтаж и удаление старой ленты, что может быть затруднительно в

условиях горного производства. При наиболее рациональной организации работ (рис.1)

аккумулирование старой ленты 3 осуществляется с помощью специальной установки [1]. У

приводного барабана размещают бухту с новой лентой 1 и лебѐдку 2. Заменяемую ленту

разрезают и конец еѐ 3 соединяют с новой лентой, а конец 4 наматывают на барабан лебѐдки.

При этом необходимо подтормаживать бухту с новой лентой, которая может разматываться

под действием усилия, создаваемого весом верхней ветви.

Рисунок 1 – Схема замены ленты

Рисунок 2 – Намоточная машина

(фото с сайта http://www.gormash.com)

Промышленностью выпускаются установки для намотки ленты, например, рис. 2. Их

общим недостатком является переменное значение тягового усилия и скорости намотки

ленты с увеличением диаметра бобины в процессе намотки, что может быть существенно

при большой длине конвейера и значительных сопротивлениях движению. Также требует

обоснования вопрос рациональной емкости бобины с лентой, так как этот параметр

определяет размеры и расчетные нагрузки на элементы конструкции машины. Емкость

шпули намоточной машины должна быть максимальной для обеспечения минимального

числа разрезов демонтируемой ленты и сокращения числа транспортных операций. С другой

стороны, емкость шпули ограничена сечениям выработок, а также размерами и

грузоподъемностью используемых транспортных и погрузочных средств.

Исходя из средства перевозки – платформы ПУТ9ВГ (длина груза – до 3000 мм,

ширина – до 1140 мм, высота – до 950 мм (рекомендуется), грузоподъемность – 6000 кг)

принято размещение двух бобин на платформе (рис. 3), что ограничивает диаметр бобины до

1500 мм, а массу – до 3 т. Это значение меньше грузоподъемности большинства типов

применяемого на шахтах монтажного оборудования. Допустимый диаметр бобины по

условиям выгрузки (загрузки) (рис. 3) с учетом минимальной высоты грузоподъемного

механизма с учетом крюка и строп 12000h мм; высоты рельсового пути от почвы

выработки 300рпh мм и высоты платформы без торцовой стенки 490h мм для

выработок наиболее характерного сечения 16 м2 также составил 1500 мм (при условии

снятия стоек с платформы).


____________________________________________________________________

100

100

Рисунок 3 – Схема выгрузки(загрузки) бобины

Параметры бобины определялись по формулам:

где L , N , D , M - емкость, число витков, диаметр и масса бобины в намотанном состоянии;

d , 0M - диаметр и масса шпули;

, лq - толщина и погонная масса конвейерной ленты.

Расчет выполнялся для наиболее часто применяющихся лент (табл. 1) путем

увеличения расчетного числа витков N до достижения бобиной предельной массы или

предельного диаметра. Результаты расчета представлены в виде диаграммы (рис. 4) (для всех

лент диаметр бобины составил 1500 мм).


____________________________________________________________________

101

101

Таблица 1 – Характеристики принятых к расчету лент

Рисунок 4 – Предельная масса и емкость бобины

Анализ результатов расчета показал, что ограничивающим фактором для всех

рассмотренных лент является диаметр бобины. При этом масса намотанной бобины для

резинотканевых лент составляет порядка 2 т (рис. 4), а для резинотросовых - 2,7-2,9 т. Длина

ленты на бобине в большинстве случаев не превышает 80-100 м. Полученные данные

является основой для проектирования привода и несущих конструкций намоточной машины.

Список литературы: 1. Беляков В. А., Калиниченко Ю. П. Монтаж, эксплуатация и

ремонт транспортных машин горнорудных шахт. - М.: Недра, 1982. - 207 с.

Ó Кафедра «Горнозаводской транспорт и логистика» ДонНТУ, 2011 г.

№

п/пТип ленты

Число

прокла

док

Удельная

масса,

кг/м2

Предел

прочнос

ти

ленты,

Н/мм

Толщина

рабочей

обкладки,

мм

Толщина

нерабочей

обкладки,

мм

Мин.

диаметр

приводного

барабана,

мм

Толщина

ленты,

мм

1 ШР-800/4-ЕР-200-4.0/2.0-ТГ 4 15.3 800 4 2 500 13.9

2 ШР-1000/5-ЕР-200-4.0/2.0-ТГ 5 17.3 1000 4 2 630 15.7

3 ШР-1200/6-ЕР-200-4.0/2.0-ТГ 6 20 1200 4 2 800 18.2

4 ШР-1250/3-ЕР-400-4.0/2.0-ТГ 3 17.6 1250 4 2 800 16

5 ШР-1600/4-ЕР-400-4.5/3.5-ТГ 4 23.5 1600 4.5 3.5 1000 21.4

6 РТЛО-1500 - 32 1500 7 7 630 21

7 РТЛО-2500 - 37 2500 7 7 800 21.5


____________________________________________________________________

102

102

МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ ТЯГОВЫХ ХАРАКТЕРИСТИК

ПРИВОДА КОНВЕЙЕРНОГО ПОЕЗДА

Федик С.Г., Хиценко Н.В. ( каф. ГЗТиЛ, ДонНТУ, г. Донецк, Украина)

Конвейерный поезд состоит из шарнирно соединенных одноосных (реже двухосных)

тележек (секций), образующих отрезок несущего груз конвейерного полотна, приводимого в

движение установленными вдоль пути стационарными приводами.[1] Преимущества

конвейерных поездов: высокая производительность, перемещение породы и руды на

большие расстояния без перегрузки, возможность круто наклонного транспортирования

горной массы. Производительность транспортной системы регулируется введением

дополнительных поездов и скоростью движения конвейерного поезда. Это делает

конвейерный поезд перспективным транспортным средством для применения в

промышленном транспорте.[2] Экономические показатели работы конвейерного поезда во

многом определяются затратами энергии на работу приводов, которые, в свою очередь,

зависят от сопротивлений движению поезда по трассе. Целью данной работы является

разработка математической модели и специализированного программного обеспечения для

тягового расчета конвейерного поезда.

Трасса поезда (рис.1) может иметь прямолинейные участки с различной длиной и углом

наклона, а также криволинейные с определенными радиусами поворота в горизонтальной и

вертикальной плоскостях. Длина и конструкция поезда, места установки приводов, по-

видимому, существенно влияют на энергоѐмкость транспортирования. Для оценки этого

влияния необходима разработка математического моделирования тяговых характеристик

привода конвейерного поезда.

Рисунок 1-Схема трассы конвейерного поезда:

1-поезд;

2-приводы;

3-загрузочные устройства;

4-разгрузочные устройства.

Удельные энергозатраты транспортирования определяется как сумма (интеграл)

энергозатрат за время его движения по трассе длиной L:


____________________________________________________________________

103

103

0

6

00

( )

3.6 10

L

W xa dx

V, (1)

где 0,V коэффициент заполнения и емкость грузонесущего органа

насыпная плотность груза;

0( )W x зависимость тягового усилия привода от положения поезда на трассе х (рис.1).

Зависимость 0( )W x определяется путем тягового расчета на основании расчетной

схемы (рис. 2) .

Рисунок 2 - Схема конвейерного поезда

Хвостовая часть поезда перемещается путем подтягивания, а головная – толкания.

Конвейерный поезд при движении повторяет контуры трассы. Она может иметь как

криволинейные, так и прямолинейные участки. Для тягового органа могут быть выделены

участки в его хвостовой и головной части. Границы участков нумеруются: для хвостовой

части – от точки контакта с приводом ( 0ix ) до конечной точки ( i nx x ), для головной

части – от точки контакта с приводом ( 0iг ) до начальной точки поезда ( i nг г ). Тяговый

орган конвейерного поезда в хвостовой части испытывает растягивающие нагрузки

(натяжение 0Sx ), а в головной – сжимающие нагрузки (сжатие 0Sг ). Расчет натяжений

ведется от крайних точек поезда к центру, при этом 0Sxix, 0Sгпг

.

Для прямолинейного участка натяжение определяем по формуле [3]:

( ) ( 'cos sin )0 ( 1)

S q q g SLxixi xi xi xi x ixx x x x x, (2)

где 0,q qxix- погонная масса грузонесущего полотна и груза на участке iг ;

,Lxi xix x- длина и угол наклона прямолинейного участка номер iг в хвостовой части

поезда (положительный угол- для участков подьема, отрицательный-спуска);

Sxix,

( 1)x

Sx i

- натяжения в начале и в конце на прямолинейном участке;

' - коэффициент сопротивления движению.


____________________________________________________________________

104

104

Для криволинейного участка натяжение определяем по формуле (3):

'' ''0

'cos sin( ) ( 1)( 1) "

xi xix xxi xix xS S e q q g R exi xi xix i x x xx

где ( 1)

Sx ix

, Sxix- натяжение в начале и в конце на криволинейном участке;

Rxix, xix

-радиус кривизны и центральный угол участка номер ix ,в хвостовой части

поезда;

" -коэффициент дополнительных сопротивлений движению на криволинейном

участке.

По формулам (2) и (3) рассчитывается сжатие в головной части поезда (индекс “x”

заменяем на ―г‖)

Тяговое усилие привода рассчитаем по формуле :

0 0 0( )м х гW K S S (4)

где мK -коэффициент местных сопротивлений.

Таким образом, предложены зависимости для оценки энергозатрат на

транспортирование конвейерным поездом, которые могут быть использованы для

оптимизации параметров поезда и его трассы.

Список литературы: 1. Александров И.Б.Исследование основных параметров

конвейерных поездов. Автореф. канд. дис. ХИГМАВТ, Харьков 1996. 2. Васильев М.В.

Конвейерные поезда- новый вид поточного транспорта.-В кн .:Механизация основных и

вспомогательных работ на карьерах, 25. Изд. ИГД МЧМ СССР, Свердловск,1970. 3.

Тартаковский Б. Н. ,Палей Б. З., Соловодник Л.М., Кумачѐв К. А. «Конвейерные поезда в

горной промышленности».Изд. ,1974.


____________________________________________________________________

105

105

МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ ТЯГОВОГО ОРГАНА

ТРУБНОГО КОНВЕЙЕРА

Харун Р.Ю.,Хиценко Н.В.( каф. ГЗТиЛ, ДонНТУ, г. Донецк, Украина)

Конвейер скребковый трубный (КСТ) - это герметичный трубопровод из стандартной

трубы, внутри которой движется цепь с закрепленными на ней скребками (рис. 1) [1].

Является перспективным видомнепрерывного транспорта для сыпучих грузов.

Преимущества: газоплотность, бесшумность в работе, возможность транспортирования

токсических или горячих (до 200°С) сыпучих материалов.Это делает трубный конвейер

перспективным транспортным средством для применения в промышленном

транспорте[2].Экономические показатели работы трубного конвейера во многом

определяются затратами энергии на работу привода, которые, в свою очередь, зависит от

сопротивлений движению цепи по трассе.Целью данной работы является обоснование

параметров става трубного скребкового конвейера, обеспечивающих энергосберегающий

режим работы.

Рисунок 1 – Трубный скребковый конвейер

Трасса трубного конвейера (рис.1) может

иметь прямолинейные участки с

различной длиной и углом наклона, а

также криволинейные с определенными

радиусами поворота в горизонтальной и

вертикальной плоскостях. Угол наклоного

участка трассы , радиус поворота ,

место установки привода, существенно

влияют на энергоѐмкость

транспортирования. Для оценки этого

была разработана математическая модель

тяговых характеристик привода трубного

конвейера. Рисунок 2 - Схема трассы:

1 - привод; 2 - место загрузки; 3 -

место разгрузки


____________________________________________________________________

106

106

Для определения энергоемкости транспортирования необходимо рассчитать натяжения

цепи в точках по контуру трассы, оно рассчитывается для прямолинейных и криволинейных

участков по разным формулам.

Для прямолинейногоучастка (рис. 3а):

(1)

Где - натяжение цепи предыдущего участка;

- погонная масса скребковой цепи;

-погонная масса груза, для участков с грузом;

–для участка без груза;

Q - производительность конвейера;

V -скорость движения скребковой цепи;

, - длина i- того участкаи угол наклона трассы;

- коэффициент сопротивления движению.

а)

б)

в)

Рисунок 3 - Участки трассы

Для криволинейного участка с постоянным углом наклона (рис. 3б):

, (2)

где - угол поворота трассы;

-радиус кривизны.

Для криволинейного участка с изменяющимся углом наклона (рис. 3в) используется

формула (2), в которую подставляют , где – углы наклона трассы в

начале и конце участка.

Натяжение рассчитывается от точки сбегания тягового органа с приводной звездой

(точка 1, см. рис. 1) последовательно до n-ой точки (точка набегания привод). Тяговое усилие

и мощность привода рассчитываются по формулам: ; , где –

тяга привода; –натяжение в 1-ой и n-ой точках трассы;N - мощность двигателя; η –

КПД.

Для анализа энергозатрат привода трубного скребкового конвейера была составлена

программа в пакетеMathcad, позволяющая выполнять тяговый расчѐт для произвольной

трассы.

Был принят конвейер со схемой трассы, приведен на рис. 1. ;

; ; ;

Длина прямолинейного наклонного участка рассчитываем по формуле:

, (3)


____________________________________________________________________

107

107

где H-высота конвейера.

После математического расчета были построены графики. На рис. 4а показан график

зависимости энергозатрат от угла наклона трассы. На рис 4б показан график изменения

натяжения цепи по точкам трассы при .Расчет показал, что наибольший прирос

натяжения имеет место на криволинейных участках трассы.

а)

б)

Рисунок 4 – Результаты расчета

Таким образом, предложены зависимости и разработана программа для тягового расчета

и определения энергоемкости транспортирования трубным скребковым конвейером с

произвольной трассой.В дальнейшем эти результаты будут использованы для обоснования

параметров става трубного скребкового конвейера, обеспечивающих энергосберегающий

режим работы.

Список литературы:1. www.alumateco.ru - Официальный сайт компании «Алюматек»-

07.06.11. 2. http://kontek-t.ru- Официальный сайт компании «Контек»

http://kontek-t.ru-/


____________________________________________________________________

108

108

ПЕРЕЧЕНЬ АВТОРОВ

Альошичев П.В. 6

Атрощенко Д.А. 9

Бабарыка Д.В. 13

Бабура Е.Л. 15

Бежин С. Р. 81

Былина С.В. 18

Варавкина Т.Ю. 21

Водолазская Н.В. 46, 65, 69, 84, 88

Гайда В.В. 99

Глушков В.О. 24

Гончаров П.Н. 27

Грудачев А.Я. 56

Гутаревич В.О. 39

Даниленко О.А. 30

Жаботин М.А. 32

Жахалов М.П. 36

Зеленчук С.М. 39

Зубова Ю.А. 43

Костюкевич А.Л. 46

Ладыга Д.В. 49

Мусенко Н. П. 52

Ніколаєнко Д.В. 6

Новиков В. К. 56

Отченаш С.Ю. 59

Ткачук А.Н. 32

Сафронова О. Ю. 62

Семейко М.А. 65

Сребная Е.Г. 69

Старущенко М.А. 73

Сугакова Л. О. 76

Тимонин А.С. 79

Федик С.Г. 102

Харун Р.Ю. 105

Хиценко Н.В. 27, 30, 36, 81,99, 102, 105

Цыганкова А. В. 84

Ченгал М. В. 88

Швачунов А.С. 93

Шевченко А.А. 96

Documents

«ПОДЪЁМНО ТРАНСПОРТНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ И ...donntu.org/Kafedry/wgzt_l/news/zbirka.pdf · 2014-01-10 · Хвильовий ланцюговий редуктор