CC BY
31
УДК 621.01.001.02
Л.В. Лукиенко, К.В. Гальченко, И.В. Литвинов, В.В. Исаев
РАСШИРЕНИЕ ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ
ЭЛЕКТРОВОЗНОЙ ОТКАТКИ ДЛЯ ГОРНО-ТРАНСПОРТНЫХ МАШИН ЗА СЧЕТ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ЗУБЧАТО-РЕЕЧНЫХ ПЕРЕДАЧ
Представлены результаты разработки зубчато-реечных движителей, предназначенных для перемещения шахтных электровозов в наклонных выработках, проведен сравнительный анализ различных вариантов этих конструкций и произведена их оценка с точки зрения снижения процесса изнашивания. Предложено ввести коэффициенты скорости и ускорения скольжения как дополнительные качественные показатели для выбора рационального конструктивного варианта. Разработаны зависимости для определения значений этих коэффициентов. Проведен анализ напряженно-деформированного состояния в контактной зоне передачи в паре зубчатое колесо — цевочная рейка. Выполнена оценка изменения усилия подачи в паре зубчатое колесо - цевочная рейка за время изнашивания передачи.
Ключевые слова: шахтный электровоз, зубчато-реечный движитель, ускорение скольжения.
DOI: 10.25018/0236-1493-2017-9-0-52-59
Одной из проблем сдерживающих развитие горно-добывающих предприятий, является эффективное использование горно-транспортных систем. Так, развитие применения в карьерах железнодорожного транспорта сдерживается невозможностью преодоления значительных уклонов. При существенном усложнении горногеологических условий и удалении места добычи полезных ископаемых от места подъема на поверхность производительная и безаварийная работа транспортной системы подземного предприятия приобретает первостепенное значение. На большинстве шахт и рудников транспортировка полезных ископаемых осуществляется шахтными электровозами, которые могут работать в выработках с уклоном от 0,005 до 0,05%. Задача расширения области эффективной и безопасной эксплуатации на уклонах, превышающих указанные выше значения, представляетсяактуальной. Ее решение может быть достигнуто за счет применения зубчато-реечных движителей, которые обладают высокой надежностью и простотой обслуживания.
Для того, чтобы этого добиться, необходимо решить следующую задачу: на основе анализа особенностей эксплуатации шахтных электровозов в наклонных выработках разработать математическую модель, отличающуюся учетом энергии сил движущих, полезного и вредного сопротивления; предложить дополнительные показатели качества, описывающие работу зубчато-реечных передач, позволяющие конструктору на стадии проектирования принимать более обоснованные решения.
ISSN 0236-1493. Горный информационно-аналитический бюллетень. 2017. № 9. С. 52-59. © Л.В. Лукиенко, К.В. Гальченко, И.В. Литвинов, В.В. Исаев. 2017.
Изучение конструктивных схем электровозов [1, 2] показало, что на них отсутствуют конструктивные устройства для подъема в наклонных выработках. Из уровня техники известны [3] конструкции напочвенных дорог, оснащенных зубчато-реечным приводом, однако они не оснащены устройствами, обеспечивающими постоянство межосевого расстояния, и, таким образом, не обеспечивают достаточный ресурс зубчато-реечного движителя.
Анализ существующих вариантов подъема шахтного электровоза [4] показал, что при применении лебедки возможны колебания электровоза с амплитудой до 13 мм, что может негативно сказаться на надежности каната, лебедки и электровоза, увеличивая их динамическую нагруженность. Применение конвейерного подъема добытого полезного ископаемого в наклонных выработках, имеющих радиус поворота, также весьма затруднено. Использование зубчато-реечных передач, обладающих повышенной надежностью, жесткостью и неприхотливых в обслуживании, хорошо зарекомендовавших себя при работе в шахтных условиях, позволит значительно расширить область применения шахтных электровозов на углы с уклоном более 0,005.
Для обоснования эффективности применения зубчато-реечных передач рассмотрим движение электровоза вверх по наклонной выработке (рис. 1). Факторами, препятствующими движению будут: работа скатывающей составляющей силы тяжести: т^взта и силы трения fm1gScosa.
Для движения вверх электровоз должен обладать энергией ту2/2. Оснащение электровоза зубчато-реечной системой подачи при работе на уклонах приводит к появлению дополнительного источника, способствующего перемещению вверх по наклонной выработке. Совершаемая работа, при этом, может быть определена по зависимости: F S.
под
Уравнение движения имеет вид:
т () + = + gScosa (1)
где а = 0...19 — угол наклона выработки, град; S = 5...15 — перемещение электровоза, м; g — ускорение свободного падения, м/с2; т1 = 14 000.23 000 — масса транспортируемого состава, кг; f = 0,05.0,14 — коэффициент сопротивления движению [5], т — масса электровоза (при проведении исследований принят наиболее тяжелый
Рис. 1. Электровоз в наклонной выработке
О 5 10 15
Рис. 2. Зависимость энергии электровоза от угла наклона выработки
случай т = 14 000 кг). Анализируя представленные на рис. 2 зависимости, можно отметить, что при традиционном исполнении шахтный электровоз, разогнавшись до скорости 3,25 м/с, может подняться лишь по выработке с углом наклона 3,7°.
При этом никакого полезного груза электровоз перевезти не может. Между тем, применение зубчато-реечной передачи создает дополнительный источник, совершающий положительную работу. При этом энергия, которой будет обладать электровоз, значительно превосходит работу сил производственного сопротивления и позволяет переместить груз массой 23 000 кг по выработке с углом наклона 19° при коэффициенте сопротивления движению 0,05 на расстояние 15 м.
Синтез зубчато-реечной передачи (рис. 3) и определение ее основных геометрических, кинематических и силовых параметров предложено проводить на основании разработанной математической модели, отличающейся учетом жесткости элементов передачи и дополнительными критериями качества: коэффициентами скорости и ускорения скольжения передачи.
Рис. 3. Расчетная схема к определению параметров зацепления
Для определения коэффициента скорости скольжения передачи, представляющего собой отношение скорости скольжения зуба колеса по цевке рейки к скорости скольжения цевки рейки по зубу колеса, предложена зависимость, основанная на использовании метода замкнутых векторных контуров [6]:
Ю-
ц+- 2гипгп °05 (у,- -ф,+п2))- гоо
(2)
Г0> К + V2! - 2КрК! С0Э
а tan
го(у,-) V а«2 - гоЭ'п(у, )
//
где: /0 — радиус цевки, мм; /п — радиус профиля зуба колеса, мм; ш1 — угловая скорость вращения зубчатого колеса, с-1; у, — текущее значения угла давления, град; у1 — линейная скорость вращения колеса; аж2 — межосевое расстояние в паре колесо-рейка, мм; ур = ю1(аж2 — /"^ту) — скорость линейного перемещения приводного зубчатого колеса электровоза; /к — радиус окружности, на которой расположена точка контакта зуба колеса с цевкой рейки, мм; /цп — радиус окружности, на которой расположены центры кривизны радиусов профилей зубьев колеса, мм.
Введение такого коэффициента позволяет комплексно охарактеризовать условия работы передачи и добиться на стадии проектирования выравнивания скоростей скольжения в контактирующих элементах зацепления. Проведенные исследования позволили установить, что коэффициент скорости скольжения меняется за фазу зацепления на 40%, достигая экстремума при переходе линии межосевого расстояния.
Для снижения меры неопределенности при принятии конструктором решения о выборе параметров проектируемой передачи в работе предложено использовать коэффициент ускорения скольжения передачи, представляющий собой отношение первых производных от скоростей скольжения зуба колеса по цевке рейки и цевки по зубу колеса. Для его определения предложена зависимость:
6
6 (Ф1)
П =
(п - Г0 )
Ю-
ц + гЩ - 2Цп п с оэ (у,- - ф, + )
л
б
6 (ф1)
К2 + ^ - 2^Лсоэ
/ /
а tan
V V
,соэ (у,) 2 - Г0 Э'П(У/)
(3)
где: ф, — угол поворота зубчатого колеса.
Минимизация этого показателя позволит выбрать параметры передачи, обладающие максимальным ресурсом.
Анализируя графики зависимости коэффициентов ускорения и скорости скольжения (рис. 4) можно отметить, что коэффициент ускорения скольжения гораздо более чувствителен к происходящим изменениям при работе зубчатого колеса (изменяется за фазу зацепления на 93,3% тогда как коэффициент изменения скорости скольжения изменяется на 41,7%) и, таким образом, более полно, по сравнению с коэффициентом скорости скольжения, может охарактеризовать работу контактирующих элементов.
Аналитическое определение изгибной жесткости зубьев приводных зубчатых колес было проведено с использованием твердотельных моделей в программном
комплексе APM WinMachine построенных на конечных элементов в виде равносторонних пирамид с длиной стороны 5 мм, изготовленных из того же материала, что и реальные зубчатые колеса и жестко закрепленных по центральному отверстию.
Зависимость коэффициента скорости скольжения от угла поворота колеса при радиусе профиля зубьев 41 мм (кривая 1), 43 мм (кривая 4), 62 мм (кривая 6). Зависимость коэффициента ускорения скольжения от угла поворота колеса при радиусе профиля зубьев 41 мм (кривая 2), 43 мм (кривая 3), 55 мм (кривая 5), 62 мм (кривая 7).
Распределенная нагрузка, при проведении исследований была приложена в 11 узлах линии контакта по длине зуба. Были рассмотрены последова-
7.602
Ш). П1(*1)
ад)4
0.01
л
У У / " Т~ " \
1 V / / а ; -\ ■
\/ / у // ;/ \ ~
Л \ _ \
4 // // •з 1 5
\ \ / V /6 .
\.... .г-у—
— - — ■ —
3.5
2.5
3.024
2 ^ С1(*1)
1.5 Ш 1
0.5
0.086
0.2
-0.81 -0.61 -0.41 -ОД -0.003333 -0.81 +1 033
Рис. 4. Зависимости коэффициентов ускорения и скорости скольжения от угла поворота колеса
^ = 17, шаг зацепления цевочной рейки р = 80 мм)
тельные варианты приложения нагрузки от вершины зуба к его ножке. При определении контактной жесткости элементов передачи был использован метод обращения
Рис. 5. Распределение напряженно-деформированного состояния в элементах передачи
движения и исследованы характеристики напряженно-деформированного состояния элементов передачи. Установленные значения жесткости зацепления, и напряжений в контактирующих элементах передачи являются одними из исходных параметров модели изнашивания зубьев, учитывающей взаимовлияние параметров напряженно деформированного состояния контактирующих элементов и формы зуба, что значительно повышает надежность расчетов зубчатых передач на прочность и долговечность.
Сопоставление полученных результатов с ранее проведенными экспериментальными исследованиями институтом Донецким политехническим институтом [7] показало расхождение в 14%, что находится в пределах допустимых величин.
В работе предложен подход, позволяющий на стадии проектирования оценить разработанные конструктивные варианты по критерию изнашивания. Исходными данными для расчета на износ пары «зубчатое колесо — цевочная рейка» являются: кинематические и силовые параметры спроектированной передачи, а также интенсивности изнашивания материалов колеса и рейки.
Скорость изнашивания элементов зубчатого колеса и рейки, которая учитывает режим работы контактирующих профилей и свойства материала, направлена по нормали к поверхности трения вглубь изнашиваемого материала. Описание процесса изнашивания проведем, рассматривая ряд дискретных состояний взаимодействующих элементов передачи, отличающихся новым направлением векторов скорости изнашивания и перемещения деталей. Для анализа взаимодействия контактирующих профилей применим метод обращения движения. Тогда износ в /'-той точке контакта зуба колеса за первый шаг может быть определен по зависимости
(
Л2( = 2б2_р1
+ р2, - 2р,1*2р *соз (Дф) -
Уа, -Уа, -1
COS а2-р
Л
д/Р22-р + Р22, - 2р,-1 *2р * ^ (Дф)
п2дф21 (4)
к=1
где с/2_р| — половина длины линии контакта профилей; Дф — угловой шаг для расчета на износ; п2 — частота вращения колеса зубчато-реечного движителя; р2. — радиус-вектор /-ой точки контакта; J2¡ к — интенсивность изнашивания материала колеса.
В работе рассмотрена стадия устойчивого изнашивания и приняты величины ин-тенсивностей изнашивания материалов колеса и рейки, полученные в результате обработки результатов шахтных экспериментов, проведенных Подмосковным НИУИ, ТулГУ и зарубежными учеными [8, 9, 10]. Величину коэффициента запаса прочности колеса и рейки (при коэффициенте корреляции 0,997 и погрешности разброса данных 3,8% по механической составляющей изнашивания) в зависимости от потери массы можно оценить по зависимости:
п( = кАт + Ь (5)
где к, Ь — коэффициенты регрессионного уравнения, Ат — потеря массы приводного колеса в результате износа.
Изменение усилия подачи за фазу зацепления может быть оценено по зависимости, учитывающей процесс изнашивания контактирующих элементов:
MKP2 * cos
F, =-
arctg (fTp )-
2~p' *
2-pi
а
2-p
(
(6)
P2i * cos
E2i +Ф2/ +a2-p
2-pi
* arctg (fp)
2-pi
где — коэффициент трения в зацеплении колесо—рейка; Мкр2 — крутящий момент на зубчатом колесе; а2-р — угол давления в зацеплении колесо—рейка; р2 — угол между неподвижной системой координат, жестко связанной с центром колеса Х02У и подвижной системой координат Х20У2, жестко связанной с зубом колеса.
На последней четверти фазы зацепления происходит изменение усилия и скорости перемещения ведущего колеса (точка контакта смещается к верхней границе рабочего участка профилей), при этом пересопряжение контактирующих пар зубьев сопровождается понижением скорости подачи и скачком усилия (возрастает). Минимум кривой усилия подачи совпадает с максимумом кривой скорости перемещения приводного колеса движителя.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Пухов Ю. С. Рудничный транспорт. — М.: Недра, 1991. — 255 с.
2. Шахтная напочвенная дорога с зубчатым приводом (RU 2323842) [Электронный ресурс]. — Режим доступа: http: //www.findpatent.ru /patent/232/2323842.html [22.11.2015]
3. Priyadarshi Hem (Norman B. Keevil Institute of Mining Engineering — University of British Columbia) Revised: September 2012 http://technology.infomine.com/reviews/Underground Haulage/welcome.asp?view=full
4. Транспортные машины. Электронный учебно-методический комплекс. — Красноярск, ИПК СФУ, 2008. — 110 с.
5. Иващенко В. О. Теория электронной тяги. Конспект лекций. — СПб.: ПГУПС, 2012.
6. Фролов К.В. Теория механизмов и машин. — М.: Высшая школа, 1987.
7. Гуляев В. Г. Разработка и освоение средств снижения динамических нагрузок в силовых системах угледобывающих комбайнов: Отчет. № ГР 78018829; Инв. № Б 829710. Донецкий политехнический институт. — Донецк, 1979.
8. Бреннер В.А., Головин К.А., Ковалева Т.В., ЛукиенкоЛ.В., Пушкарев А.Е. Стационарные и тормозные режимы работы бесцепных систем перемещения очистных комбайнов. — Тула: Изд-во ТулГУ, 2007. — 220 с.
9. Семенов Ю.Н., Лукиенко В.Г., Геллер Б.М. Бесцепные системы подачи очистных комбайнов. — М.: Недра, 1988. — 152 с.
10. Hayashi F., Robinson D. Computer simulation of mine rail haulage system. WSC '81 Proceedings of the 13th conference on Winter simulation — Volume 1 Pages 121—127 IEEE Press Piscataway, NJ, USA, 1981. ЕШ
КОРОТКО ОБ АВТОРАХ
Лукиенко Леонид Викторович — доктор технических наук, профессор, зав. кафедрой, e-mail: lukienko_lv@mail.ru,
Тульский государственный педагогический университет им. Л.Н. Толстого, Гальченко Константин Викторович1 — аспирант, Литвинов Иван Вячеславович1 — аспирант, Исаев Владимир Владимирович1 — аспирант,
1 Новомосковский институт (филиал) Российского химико-технологического университета им. Д.И. Менделеева.
ISSN 0236-1493. Gornyy informatsionno-analiticheskiy byulleten'. 2017. No. 9, pp. 52-59.
UDC 621.01.001.02
L.V. Lukienko, K.V. Gal'chenko, I.V. Litvinov, V.V. Isaev
EXPANSION OF APPLICATION FIELD FOR ELECTRIC HAULAGE FOR MINING AND TRANSPORT MACHINES USING RACK-AND-PINION LINKAGE
The article presents engineering data on rack-and-pinion propulsion machines intended to drive locos in inclined excavations in mines. The comparative analysis of various designs is performed, and they are also assessed from the viewpoint of reduction in wear. It is proposed to introduce velocity and slide acceleration coefficients as complementary quality indexes for selection of rational design variant. Relations to find the values of these coefficients are derived. Stress state in the contact zone of transmission in the gear wheel-pin rack pair is analyzed. Change in feed force in the gear wheel-pin rack pair until wear is estimated.
Key words: mine electric locomotive, gear and rack transmission, sliding acceleration.
DOI: 10.25018/0236-1493-2017-9-0-52-59
AUTHORS
Lukienko L.V., Doctor of Technical Sciences, Professor, Head of Chair, e-mail: lukienko_lv@mail.ru,
Tula State Lev Tolstoy Pedagogical University, 300012, Tula, Russia, Gal'chenko K.V.1, Graduate Student, Litvinov I.V.1, Graduate Student, Isaev V.V1, Graduate Student,
1 Novomoskovsk Institute (branch) of D. Mendeleev University of Chemical Technology of Russia, 301650, Novomoskovsk, Russia.
REFERENCES
1. Pukhov Yu. S. Rudnichnyy transport (Mine transport), Moscow, Nedra, 1991, 255 p.
2. Shakhtnaya napochvennaya doroga s zubchatym privodom (RU2323842), available at: http: // www.findpatent.ru /patent/232/2323842.html (accessed 22.11.2015).
3. Priyadarshi Hem (Norman B. Keevil Institute of Mining Engineering University of British Columbia) Revised: September 2012. http://technology.infomine.com/reviews/Underground Haulage/wel-come.asp?view=full
4. Transportnye mashiny. Elektronnyy uchebno-metodicheskiy kompleks (Transport machines. Electronic training and instruction package), Krasnoyarsk, IPK SFU, 2008, 110 p.
5. Ivashchenko V. O. Teoriya elektronnoy tyagi. Konspekt lektsiy (Theory of electric motive power. Lecture workbook), Saint-Petersburg, PGUPS, 2012.
6. Frolov K. V. Teoriya mekhanizmov i mashin (Theory of mechanisms and machines), Moscow, Vysshaya shkola, 1987.
7. Gulyaev V. G. Razrabotka i osvoenie sredstv snizheniya dinamicheskikh nagruzok v silovykh sis-temakh ugledobyvayushchikh kombaynov: Otchet. № GR 78018829; Inv. № B 829710 (Design and development tools reduce dynamic loads in power systems coal mining harvesters: Report), Donetsk, Donetsk Polytechnic Institute, 1979.
8. Brenner V.A., Golovin K.A., Kovaleva T.V., Lukienko L.V., Pushkarev A.E. Statsionarnye i tor-moznye rezhimy raboty bestsepnykh sistem peremeshcheniya ochistnykh kombaynov (Stationary and braking conditions of chainless advance systems of cutter-loaders), Tula, Izd-vo TulGU, 2007, 220 p.
9. Semenov Yu.N., Lukienko V.G., Geller B.M. Bestsepnye sistemy podachi ochistnykh kombaynov (Chainless haulage of cutter-loaders), Moscow, Nedra, 1988, 152 p.
10. Hayashi F., Robinson D. Computer simulation of mine rail haulage system. WSC '81 Proceedings of the 13th conference on Winter simulation Volume 1 Pages 121—127 IEEE Press Piscataway, NJ, USA, 1981.
