CC BY
83
© Л.И. Кантович, С.В Козлов, Р.О. Муминов, 2011
УДК 622.271.012.3
Л.И. Кантович, С.ВКозлов, Р.О. Муминов
ОБОСНОВАНИЕ И ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ВРАЩАТЕЛЬНО-ПОДАЮЩЕГО МЕХАНИЗМА КАРЬЕРНОГО БУРОВОГО СТАНКА
Выполнен анализ конструктивных, кинематических и силовых параметров вращатель-но - подающего механизма бурового станка.
Ключевые слова: буровой станок, вращательно - подающий механизм, конструктивные, кинематические и силовые параметры.
~П настоящее время наиболее мас-А/совыми станками, работающими на горных предприятиях, являются станки 2СБШ - 200, 2СБШ - 200Н (см. рис.1), СБШ - 250МН. При бурении взрывных скважин в сложно структурных горных массивах одним из основных недостатков, присущих шарошечному способу бурения, остается повышенная вибрация бурового става, что вынуждает машинистов эксплуатировать станки на режимах, заниженных по сравнению с рациональными.
Вибрация вызывает образование усталостных трещин и поломку элементов конструкции, приводит к выходу из строя, установленного на раме станка оборудования, оказывает, вредное воздействие на обслуживающий персонал и увеличивает расходы на содержание станков. С повышением энерговооруженности и динамической нагруженности привода возрастают и энергетические потери. Например, по данным авторов работы [1] при сильных вибрациях бурового станка
доля энергии, затрачиваемой, на создание полезного крутящего момента составляет 30 + 50%. В результате этого остается недоиспользованной значительная
часть установленной мощности привода станка.
Одним из основных резервов повышения эффективности работы буровых шарошечных станков является интенсификация режимов бурения, чему значительно препятствуют вибрация и динамические нагрузки, возникающие в процессе бурения. Известны различные устройства для снижения вибраций и динамических нагрузок в элементах буровых станков как шпиндельной так и патронной схем: система автоматического управления режимами бурения по уровню вибраций, над долотные и над штанговые амортизаторы, стабилизаторы бурового става.
Применение данных устройств способствует снижению вибраций и нагрузок в элементах бурового станка, однако, указанные устройства не нашли широкого применения из-за малой эффективности и надежности. Использование их направлено, в основном, на снижение уровня вибрации в вертикальной плоскости и практически нет устройств, снижающих горизонтальные колебания станка.
Дальнейшее повышение эффективности добычи минерального сырья, возможно на основе технического перевооружения добывающих отраслей
Рис. 1. Карьерный буровой станок 4СБШ -200 - 40 с ВПМ патронного типа (изготовитель «Барвенковский Маршзавод», Украина)
народного хозяйства. Повышение производительности и надежности горных машин, в частности буровых станков, определило необходимость увеличения их энерговооруженности и улучшения технико-экономических показателей. Поставленные задачи можно решить в первую очередь на основе совершенствования привода машин, а в ряде случаев путем создания принципиально новых конструкций приводов [3].
В результате исследований, проведенных в ФГУП ННЦГП «ИГД им. А.А. Скочинского» установлено, что наилучшими показателями обладает объемный гидропривод с высоко моментными гидромоторами. Широкая гидрофикация буровых станков открывает возможность качественного улучшения их динамических и энергетических характеристик. Важным свойством объемного гидропривода является возможность применения в его гидросистеме упруго-
демпфирующих устройств, в основном пневмогидроаккумуляторов, способных существенных образом изменять (корректировать) динамические характеристики всего бурового станка. Такая коррекция его свойств возможна не только в процессе проектирования, но и во время наладки или эксплуатации станка в различных режимах бурения взрывных скважин.
На основе анализа результатов работ в области исследования динами-ки приводов горных машин в МГГУ разработана принципиально новая конструкция гидромеханической трансмиссии привода исполнительных органов горных машин, включающая дифференциальный механизм с объемным гидротормозом [3]. Предложенная конструкция (мощностью 50 кВт) прошла стендовые испытания в результате которых было установлено, что она наиболее полно удовлетворяет современным требованиям к трансмиссиям приводов горных машин и одновременно позволяет сохранить преимущества характерные для объемного гидравлического привода, в основе которого лежит двойное преобразование энергии - механической в гидравлическую (насос - гидромотор), а также получить новые преимущества перед традиционном гидроприводом, а именно:
- отсутствие двойного преобразования энергии;
- прямая экономия по установленной мощности гидромашин (~ в два раза);
- резкое повышение ресурса гидромашины (до порядка) за счет ее эксплуатации в тормозном режиме.
Гидромашина гидромеханического вращателя выполняет функции гидравлической, а в случае применения пневмогидроаккумуляторов - пневмогидрав-лической пружины с регулируемыми в достаточно широких пределах жестко-
ЪйГ ,ґ#т 5 |,ґ/
б
Рис. 2. Баланс мощности в: а - традиционном гидроприводе; б - гидромеханической передаче: N1, N - входная и выходная мощность, соответственно, Вт; ^т1, ^т2, - потери мощности за счет утечек в насосе и моторе, соответственно, Вт; ^рь^^, Мгр3 - потери мощности на трение в насосе, моторе и трубопроводе, соответственно,
Вт;Мут1 = Мут2 = (0,03*0,08)N; Мтр1 = Мтр2 = (0,05*0,1)^; Мтр3 = (0,02*0,05)^;
И2 = (0.6 ^ 0.82)^; коэффициент полезного действия традиционного гидропривода 7 = 0,6 ^ 0,82; Ыут, Ытр - потери мощности за счет утечек и на трение в гидромашине, Вт; Nут = (0,03 ^ 0,08)N1 ; Мтр < 0.005^ ; Ы2 = (0.92 ^ 0.97)N1; коэффициент полезного действия гидромеханической передачи 7 = 0,92 ^ 0,97
а
стью и демпфированием. В объемном гидроприводе при двойном преобразовании энергии в насосе и моторе и передаче ее по трубопроводам, образуются невосполнимые потери на утечки и трение, достигающие до 40 % (рис. 2,.а). В предлагаемой конструкции гидромеханического вращателя исполнительного органа бурового станка 2СБШ-200МН из всех перечисленных выше потерь мощности остаются потери связанные только с утечками, определяемыми зазорами в гидромашине тормоза и рабочим давлением. Потери мощности на трение в тормозном режиме, определяемые относительным скольжением, ничтожно малы, а потери на трение в трубопроводе в рабочем режиме полностью отсутствуют (рис. 2,.б). Сходство динамических характеристик гидромеханической трансмиссии и объемного гидропривода достигается, например, идентичностью объемов жид-
кости, находящейся под рабочим давлением.
Конструкция гидромотора ІМР2.5 являющегося одной из базовых моделей типоразмерного ряда разработанного в ФГУП ННЦГП «ИГД им. А.А. Скочин-ского» [1, 2] предусматривает радиальное расположение поршневых групп, каждая из которых состоит из двух поршней, в поперечные отверстия которых вставлены концы траверсы. На траверсе установлены ролики, на которые надеты обоймы. Траверса выполнена равнопрочной, имеет плавные переходы, благодаря чему в зонах наибольшего ее нагружения устранены концентраторы напряжений.
Усилие от давления рабочей жидкости на плунжера воспринимается траверсой, и передаются через ролики и обоймы на спрофилированную направляющую.
За сопряжение, ограничивающее ресурс радиально-поршневой гидромашины 1МР2,5, принята пара трения «плунжер-цилиндр» в результате износа которой, может резко ухудшиться КПД всей гидромашины [2].
Удельная работа в паре трения [4] «плунжер-цилиндр» составляет:
А = N1 Н/м (1)
где N - удельная мощность трения, Н/мс; Т - ресурс сопряжения, с.
Максимальная удельная мощность трения в сопряжении ограничивающего ресурс гидромашины определяется по формуле:
N = V <£ \с 1, Н/мс
тах Т I. см У
(2)
где: Утах - среднемаксимальная скорость скольжения плунжера относительно цилиндра, м/с; | - коэффициент трения в паре «плунжер-цилиндр»; \асм 1 - допустимое контактное давление в поршневой группе гидромашины, Н/м2
Для одной конструкции гидромашины способной работать в различных режимах (насосном, моторном, тормозном и других) до предельно допустимого износа сопряжения ограничивающего ресурс машины, справедливо следующее равенство
(3)
где: Nб и Тб - соответственно удельная мощность трения и ресурс гидромашины при ее эксплуатации в базовом режиме.
За базовый режим эксплуатации гидромашины 1МР2,5 принят "моторный" режим.
По данным ФГУП ННЦГП «ИГД им. А.А. Скочинского» [2] мотор 1Р2,5 может развивать при номинальном давлении рабочей жидкости (25 МПа) и номинальной частоте вращения (60
об/мин) мощность до 60 кВт; наработка на отказ до предельного состояния, характеризуемого снижением полного КПД на 15 %, составляет для него 5000 часов. (Наработка до первого отказа 3000 часов).
С учетом (2) и после соответствующих преобразований (3) примет вид
V
Т = Т — , час, б V
(4)
Для радиально-плунжерных гидромашин скорость скольжения плунжера относительно цилиндра составляет
V = р(р)йр^), м/с йр ек
(5)
где р(р) - радиус кривизны профиля направляющей в функции угла поворота ротора гидромашины; р^) - угол поворота ротора гидромашины в функции времени.
Для базового - моторного режима эксплуатации 1МР2,5
Рб () = (6)
Для тормозного режима эксплуатации 1МР2,5
Р(t) = ®ут( ,
(7)
Р
Здесь ®ут = у (1 ~7г К , рад/с (8)
н
Подставив (4.5 ) с учетом (4.6), ( 4.7 ), ( 4.8 ) и принимая во внимание что
Рб (р) = р(р), получим
Р..
1
Рн (1 -7г)
час
(9)
где Рнб - номинальное рабочее давление
в базовом - моторном режиме эксплуатации 1МР2,5, Па; Рн - расчетное рабочее давление в тормозном режиме эксплуатации 1МР2,5, Па; 7г - объемный КПД гидромашины тормоза (принят 0,92);
Пот Р = Р = 25 МПа ОКОНЧа- Наработка до первого отказа гидро-
^ нб н
машины тормоза составит 1 час Т = 3000, 1— = 37500 час.
1 -Лг
тельно нолучим 1
Т = Тб——, час Т = 3GGG1 - 0.92
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1 Кантович Л.И., Дмитриев В.Н. Статика и динамика буровых шарошечных станков. М.: «Недра», 1984, 200 с.
2 Докукин А.В., Берман В.М., Рогов А.Я. и др. Исследование и оптимизация гидропередач горных машин. М.: Наука, 1978, 196 с.
3 Подэрни Р. Ю. Механическое оборудование карьеров: Учебник для вузов. - 6-е изд.,
перераб. и доп. - М.: Издательство Московского государственного горного университета, 2007. - 680 с.: ил. (ГОРНОЕ МАШИНОСТРОЕНИЕ) ЮБК 978-5-7418-0467-4 (в пер.).
4 Трение, изнашивание и смазка. Справочник. Книга 2. Под редакцией проф. И.В. Крагель-ского и В.В. Алисина. М.: «Машиностроение», 1979 г., 358 с. С илл. ШХ=\
КОРОТКО ОБ АВТОРАХ
Кантович Л.И. - доктор технических наук, профессор,
Козлов С.В. - доктор технических наук, профессор,
Муминов Р. О.- магистр Горного дела, аспирант кафедры ГМО,
Московский государственный горный университет, Moscow State Mining University, Russia, ud@msmu.ru
ИЗ ИСТОРИИ ГОРНОГО И НЕФТЯНОГО ПРОМЫСЛОВ В АРГЕНТИНЕ
Коренные жители Аргентины извлекали из недр золото и серебро в северо-восточной части страны еще до XV в. С приходом европейских завоевателей в XVI в. продолжалась добыча этих металлов (месторождения Капильитас,
Фаматина, Кулампаха и Ceppo-Бахо). С XVII в. в Аргентине стали известны естественные нефтепроявления; добыча нефти началась лишь в 1865 г. в провинции Жужуй фирмой «Сотрасна jujena de keroseno». В 1879 г. развернула нефтепоисковые работы компания «Feodosio Lypez» (провинция Жужуй), в 1880 г. — «Feofilo Sanches de Bustamante» (провинция Сальта и Жужуй), в 1886 г. — «Сотрасна Mendoзina de petryleo» (провинция Мендоса) и др. Co 2-й половины XIX в. стали добываться руды меди и свинца (месторождения Капильитас, Фаматина, Гуалилан, Парамильос-де-Успальята, Эль-Тонталь и др.), в начале XX в. - руды ванадия, олова, вольфрама, бораты, мрамор, граниты, гипс, слюда, каменная соль и др. В 1907 г. было открыто крупное месторождение нефти Комодоро-Ривадавия (провинция Чубут) и учреждена первая в Аргентине и Латинской Америке государственная нефтяная компания, преобразованная в 1922 в «Yacimientos petroliferos fiscales».
