Повышение ресурса механизма перемещения очистного комбайна

Введение 

      В связи с имеющейся тенденцией повышения нагрузки на комплексно-механизированные очистные забои особую актуальность приобретает создание механизированных комплексов высокого технического уровня, обладающих повышенными характеристиками надежности. В настоящее время перспективными структурами очистных комбайнов (ОК) можно считать компоновочную схему двухшнековых ОК с автономным приводом рабочих органов и реечным (жестким) тяговым органом (ЖТО), применяемых для отработки подземным способом угольных пластов с углом падения до 35º[1-3].

      В оценке работоспособности движителей систем подачи большое значение имеет качество зацепления «колесо-рейка» т.к. важно обеспечить плавность хода комбайна и минимальный износ элементов движителя.

      Целью работы является повышение ресурса механизма перемещения очистного комбайна на базе обоснования параметров движителя с циклоидальным зацеплением, обеспечивающим снижение неравномерности нагрузок и износа рабочих поверхностей.

      Научная новизна работы заключается в следующем:

      - впервые установлены закономерности  изменения нагрузки в приводах  двухдвижительных механизмах перемещения  очистных комбайнов при прохождении колесом стыков между рейками;

      - впервые получены количественные  оценки повышения ресурса движителей за счет применения циклоидального профиля зубьев колес движителей;

      Практическая  ценность работы состоит в разработке математической модели и методики расчета износа рабочих поверхностей зубьев колеса движителя механизма перемещения очистного комбайна с учетом неравномерности распределения нагрузки и скорости скольжения по длине зуба, а также наличия цементационного слоя повышенной износостойкости.

 

       1 Анализ состояния вопросов, постановка цели

      исследований  движителей подсистем

перемещения очистных комбайнов 

      Анализ  конструкций и условий эксплуатации подсистем подачи на основе жестких тяговых органов в современных очистных комбайнах

      В современных условиях, когда все  большее применение находят высокопроизводительные комбайны, повышаются требования к системам перемещения с точки зрения обеспечения ими высоких силовых и кинематических показателей. При этом существенное значение приобретает задача повышения ресурса движителя механизма перемещения [3-5].

      Вопросам  обоснованного выбора структуры  и параметров движителей системы перемещения очистного комбайна посвящены работы д-ров техн. наук Бойко Н.Г., Бреннера В.А., Кондарахина В.П., Лукиенко Л.В., Стадника Н.И., канд. техн. наук Горобца И.А., Дейниченко В.А, Косарева А.В. и других ученых. Исследованию износа зубьев тяжелонагруженных передач посвящены работы д-ров техн. наук Онищенко В.П., Дроздова Ю.Н., Костыгова В.Т, Чичинадзе А.В. Вопросам износа элементов движителей БСП посвящены работы д-ра техн. наук Лукиенко Л.В. [6-31].

      Результаты этих исследований показывают, что ресурс колес низкий, и основная этому причина – износ профилей цевочных колес и неравномерность нагрузок. Поэтому возникла необходимость обоснования параметров новых видов профилирования зубчатых передач для движителей угольных комбайнов.

     Одним из таких видов профилирования является циклоидальное зацепление, которому и посвящена настоящая работа. У колес с циклоидальным профилем зубьев головка зуба очерчена по эпициклоиде, а ножка – по гипоциклоиде.

      Исходя  из вышеизложенного, целью работы является повышение ресурса механизма перемещения очистного комбайна на базе обоснования параметров движителя с циклоидальным зацеплением, обеспечивающим снижение неравномерности нагрузок и износа рабочих поверхностей. 

2 МАТЕМАТИЧЕСКАЯ  МОДЕЛЬ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА 

ПЕРЕМЕЩЕНИЯ ОЧИСТНОГО КОМБАЙНА УКД400 

      2.1 Обоснование структуры движителя  механизма перемещения очистного  комбайна

      Конструктивно применяемые движители делятся  на:

      - двухэлементные (приводное колесо-рейка) (рисунок 2.1 а);

      - трехэлементные (приводное колесо  – промежуточное колесо –рейка) (рисунок 2.1 б).

      Отличие трехэлементных движителей от двухэлементных – наличие дополнительного колеса.

а) двухэлементный движитель

      б) трехэлементный движитель

      Рисунок 2.1 – Виды бесцепных систем подачи 

      При проведении аналитических исследований [2] определено, что введение третьего элемента (шестерня) приводит при одинаковых силовых и кинематических характеристиках к значительному снижению ресурса движителя. Это объясняется влиянием сочетания моментов пересопряжения в парах «шестерня - зубчатое колесо» и «зубчатое колесо - рейка», а также значительным износом в паре «шестерня - зубчатое колесо».

      Большое значение имеет габаритный размер комбайна по высоте. Исключение третьего элемента (шестерни) дает возможность уменьшить этот параметр.

      Поэтому целесообразно применять двухэлементные движители механизма перемещения очистного комбайна.

      В движителях традиционной конструкции  используется цевочное зацепление (рисунок 2.2 а). При этом зуб имеет эвольвентных профиль и зацепляется с цилиндрической цевкой. Строго говоря, это тоже является циклоидальным зацеплением. Наличие цилиндрической цевки во многом обусловлено технологией изготовления рейки – сваркой. В настоящее время используются литые рейки, что позволяет применять и другие формы зуба рейки.

      В работе рассмотрено циклоидальное  зацепление (рисунок 2.2 б), у которого профили зубьев очерчены по циклическим кривым, ножка – по гипоциклоиде, головка – по эпициклоиде. Зубья рейки при этом не являются цилиндрическими. Преимуществом такого зацепления по сравнению с существующим является уменьшение взаимного скольжения профилей и контактных напряжений в зацеплении, что повышает износостойкость. 

 

       Рисунок 2.2 – Виды зацепления в движителях механизма

                 перемещения очистного комбайна 

    2.2 Исследование кинематических и  силовых параметров двухдвижительного  механизма перемещения очистного  комбайна УКД400

      Геометрические  характеристики зацеплений оказывают  влияние, прежде всего, на формирование кинематических и силовых параметров в движителе.  В работе [31] введены понятия приведенного кинематического r_к(φ_к) и приведенного силового r_с(φ_к) радиусов трехэлементного движителя, физический смысл которых ясен из выражений:

       ,                                     (2.1) 

      где  V_П – скорость перемещения комбайна, мм/с;

      ω_к – угловая скорость колеса двухэлементного движителя, рад/c;

      M_к – крутящий момент на колесе двухэлементного движителя, Н∙мм;

      Q_Т – тяговое усилие движителя, Н;

      φ_к – угол поворота колеса двухэлементного движителя. 

    Для решения поставленных задач наиболее приемлемыми методами исследования являются методы имитационного 3D моделирования (рисунок 2.3) и математического моделирования.

 

Рисунок 2.3 – 3D модель двухэлементного движителя для определения

      кинетических и  силовых параметров 

      Полученные  при 3D моделировании на ЭВМ периодические  функции  представлены в табличной форме. Для их использования при математическом моделировании рабочего процесса механизма перемещения их целесообразно представить в виде ряда Фурье:  

                  (2.2) 

    где a_o, a_k, b_k – коэффициенты ряда Фурье, 

,         (2.3) 

    ω – основная частота,

    k – количество гармоник.                      

      Разложение  в ряд Фурье с учетом первых 50 гармоник обеспечивает приемлемую относительную погрешность при представлении в аналитическом виде дискретного ряда. Так для всех указанных функций относительная погрешность не превысила 10,7%, а в среднем колеблется на уровне 0,1–1%. 

       2.3 Математическая модель распределения  нагрузок между приводами частотно-регулируемого  двухдвижительного механизма перемещения

      Специфика компоновочной схемы комбайна УКД400 состоит в том, что жесткий тяговый орган механизма перемещения расположен с забойной стороны комбайна. Это исключает разворот комбайна в плоскости пласта и изменение межцентрового расстояния в зацеплении, что значительно повышает устойчивость комбайна.

       Суммарное тяговое усилие Q_т определяется режимом работы комбайна и распределяется между двумя механизмами так, что   

    Q_т = Q_T1 + Q_T2.                                           (2.4) 

       Тяговое усилие i –го (i =1, 2) движителя определяется, как

                                                  (2.5)

       где  M_i – вращающий момент i-го электродвигателя;

            u_р – передаточное число редуктора;

            r_сi – приведенный силовой радиус движителя;

            η_р – к.п.д. привода. 

       В первом приближении представим механическую характеристику i –го (i =1, 2) электродвигателя на устойчивом участке [5] в виде простейшей линейной механической характеристики приводного электродвигателя 

                                                     (2.6) 

       где M_н – номинальный момент электродвигателя;

       S_нi – номинальное скольжение i –го (i =1, 2) электродвигателя;

       S_i – скольжение i –го (i =1, 2) электродвигателя.

       В установившемся режиме скорости осей обоих приводных колес одинаковы. Отсюда следует

     ,                                    (2.7) 

       где r_кi – приведенный кинематический радиус i –го движителя.

       Расположение  приводных цевочных колес на близком  расстоянии друг от друга по центру комбайна обеспечивает более равномерное распределение усилия подачи между двумя приводами. Можно предположить, что при и (отсутствует сдвиг фаз между началом зацепления зубьев приводных звезд) крутящий момент в обоих приводах распределяется одинаково и равен номинальному ( ). В случае наличия сдвига фаз ( , ) распределение крутящих моментов между приводами может быть неравномерным, т. е. 

            (2.8) 

       Решая систему уравнений 2.4-2.8 выразим М₂ через М₁  

       

 

       

 

       Откуда