CC BY
15
© А.А. Грабский, Л.И. Кантович, 2015
УДК 622.232(043.3)
А.А. Грабский, Л.И. Кантович
АНАЛИЗ ДИНАМИЧЕСКИХ ПРОЦЕССОВ С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ ЦИФРОВОГО МОДЕЛИРОВАНИЯ В СИСТЕМЕ СИЛОВОЙ ГИДРООБЪЕМНОЙ УСТАНОВКИ КАРЬЕРНОГО КОМБАЙНА, ОСНАЩЕННОГО ВИБРОРЕОЛОГИЧЕСКИМ ГЕНЕРАТОРОМ
На основе выполненных аналитических исследований разработана цифровая модель функционирования системы привода комбайна, рассмотрены основные механические элементы, составляющие эту систему, и получена система уравнений, описывающая их совместную работу. Выполнены исследования различных систем привода карьерного комбайна и, в частности, системы привода шнекофрезерного рабочего органа. Разработана математическая модель и выполнено теоретическое исследование внутренней динамики этой системы с целью установления закономерностей совместного формирования динамических и виброреологических параметров в процессе выемки слоя горного массива, позволяющих повысить производительность комбайна. Предложена структурная схема привода шнекофрезерного рабочего органа карьерного комбайна. Разработана эквивалентная расчетная динамическая модель привода шнекофрезерного рабочего органа. Составлена система уравнений динамики привода рабочего органа карьерного комбайна, в которой все скорости вращения и моменты приведены к валу гидромотора.
Ключевые слова: карьерный комбайн, шнекофрезерный рабочий орган, система привода, динамические и виброреологические параметры, математическая модель, структурная схема, динамическая система привода.
В настоящее время традиционная технология может обеспечить высокую производительность выемочно-погрузочного оборудования при разработке пород любой крепости, но она не удовлетворяет в определенных случаях современным требованиям в отношении качества извлекаемого полезного ископаемого, ресурсосбережения и экологии, поэтому естественным является стремление исключить процесс рыхления массива взрывом. На основе опыта проектирования и эксплуатации очистных и проходческих комбайнов был разработан ряд образцов комбайнов непрерывного действия для открытой разработки месторождений методом послойного фрезерования, получившим классификацию Surface Miner.
Наибольшее применение получили карьерные комбайны, со шнекофрезерным рабочим органом. Так только по данным фирмы Тепоуа ТАКИАР комбайны этой фирмы работают в Узбекистане рис. 1, России рис. 2, Австралии рис. 3, Эстонии рис. 4, Чили рис. 5.
В РФ и СНГ ведется непрерывный поиск и внедрение в производство технологий с новым оборудованием высокого технического уровня карьерных комбайнов с дизель-гидрообъемной силовой установкой, значительно повышающего эффективность горных работ.
Рис. 1. Карьерный комбайн ТБМ 250 (300) в Узбекистане при работе с фосфоритами прочностью 50 МПа
Рнс. 2. Карьерный комбайн TSM 180 в России при работе с бокситами прочностью 30—60 МПа
Рис. 3. Карьерный комбайн ТБМ 300 в Австралии при работе медной руды прочностью 20-90 МПа
Рис. 4. Карьерный комбайн ТМ 25 в Эстонии при разработке сланцевой руды прочностью 30-40 МПа
Рис. 5. Карьерный комбайн TM 25 в Чили при разработке медной руды прочностью 60-80 МПа
Однако первый опыт их эксплуатации, несмотря на заявленную высокую паспортную производительность, показал, что их техническая производительность недостаточна при выемке породных пластов различной мощности дискретными порциями. Это объясняется тем, что техническая производительность карьерного комбайна зависит не только от технологических, но и от виброреологических параметров, принимаемых на комбайне.
На кафедре «Горные машины и оборудование» выполняются работы, связанные с исследованием различных систем карьерного комбайна и, в частности, системы привода шнекофре-зерного рабочего органа. Целью исследования является дальнейшее развитие теории динамических процессов, устанавливающей закономерности совметстного формирования динамических и виброреологических параметров этой системы, позволяющих повысить производительность комбайна.
Для этого была разработана математическая модель и выполнено теоретическое исследование внутренней динамики системы привода шнекофрезерного рабочего органа в процессе выемки слоя горного массива. Анализ системы «привод - рабочий орган - забой» как динамической системы показал, что она может быть представлена структурной схемой, приведенной на рис. 6. На этом рисунке обозначено:^ — передаточная функция дизеля; Wгп — передаточная функция гидропривода; Wгм — передаточная функция трансмиссии; Wз — передаточная функция забоя; Wн — передаточная функция насоса; WГи — передаточная функция генератора импульсов; Wol, Wo2, — передаточные функции обратных связей между элементами динамической системы; Мд — момент, развиваемый двигателем; Мс — момент внешнего сопротивления на шнеке; Р — давление рабочей жидкости на выходе из насоса; фд, фм — угловые скорости вращения двигателя и гидромоторов.
На основании анализа прямых и обратных связей в структурной схеме разработана эквивалентная расчетная динамическая модель привода шнекофрезерного рабочего органа, приведенная на рис. 7, а также составлена система уравнений динамики привода рабочего органа карьерного комбайна,
Рис. 6. Структурная схема динамической системы «привод - рабочий орган - забой» как системы с обратными связям
Рис. 7. Расчетная динамическая схема привода шнекофрезерного рабочего органа карьерного комбайна
уравнение движения дизеля:
-и
д ^ л гп
У
Л
М
дном
Б ю
/ ном хх
-инКнР^
1 + 1 1 - — I эт 2Ziп тл
I ^ а 2z I
-К (фл - Фм ) -
(
3Ф л -
Л Л
\
(1)
уравнение движения гидромоторов:
I ^ = Ра К 1 +
" &2
эт 2Zф
(2)
— уравнение изменения во времени давления в магистрали гидропередачи:
где Z — число поршней в насосе и гидромоторе (формулы записаны для нечетного числа поршней); иа, ®ми — амплитуда и
частота изменения расхода гидропульсатора; Еж — модуль упругости рабочей жидкости, Па; Vo — объем рабочей жидкости в магистрали высокого давления привода шнекофрезерного рабочего органа, м3; Р — индикаторное давление рабочей жидкости на выходе из насоса, Па; 4, 4 — моменты инерции (приведенные к валу гидромотора) вращающихся масс дизеля и трансмиссии привода соответственно, кг/м2; Км, Кн — число насосов в гидромоторах привода; Мдном — номинальный момент дизеля, V — коэффициент демпфирования с учетом потерь в двух насосах и гидромоторах; — угловая скорость
вала дизеля без нагрузки, рад/с; Бном — номинальное скольжение дизеля; Мс — момент внешнего сопротивления на шнеке; ан, Яы — объемная постоянная насоса и гидромотора, м3/рад; 4 — передаточное отношение от вала дизеля к валу насоса насосной установки; фд, фм — угловая координата вращения вала дизеля (приведенная к валу гидромотора) и гидромотора; /ф — передаточное число трансмиссии шнека; /т — передаточное число объемной гидропередачи; Ктр — суммарная крутильная жесткость механической части трансмиссии шнека.
(3)
Далее для описания функционирования системы рассмотрим взаимодействие рабочего органа с горным массивом с учетом виброреологического эффекта.
Приведенная на рис. 7 динамическая система хотя и является двухмассовой, но имеет не две, а 1,5 степени свободы (по классификации Пановко Я.Г.), т.к. включает только одну жесткость.
Первоначально определены силы, возникающие в процессе выемки слоя горного массива. На шнекофрезерный рабочий орган действует сила реакция забоя Р, которая определена по двум ее ортогональным составляющим: силы направленной по касательной к окружности обечайки шнека и равной окружному усилию, и силы Рп, направленной по радиусу от центра окружности обечайки шнека.
Для определения момента сил, возникающих при транспортировании горной массы вдоль оси вращения шнекофре-зерного органа, рассмотрены сдвигающие силы, действующие на породу со стороны реборды шнека. Оценка силы инерции сдвигаемой породы показала, что этой силой можно пренебречь ввиду её весьма малой величины при обычных скоростях вращения шнека.
Далее определим полный момент сопротивления вращению шнека Мш при выемке слоя породы:
Мш = Мг+ Мм + Мт + МШб, Нм, (4)
где Мт — момент силы трения лобовой части реборды шнека о породу; Мшб — момент силы трения боковой части реборды шнека о породу.
Составляющие момента сопротивления вращению шнека определим с учетом колебаний скорости вращения шнека при воздействии генератора гидроимпульсов. При этом их выразим не через средние величины постоянной и переменной составляющих скорости вращения, как это сделано в имеющихся до настоящего времени работах, а через их мгновенные значения.
Учитывая односторонний характер касательной составляющей реакции слоя породы (она не может быть отрицательной), а также зависимость направления сил трения от направления скорости скольжения, составляющие момента сопротивления вращению шнека Мш, записаны в следующем виде:
м =
BhW^p J Фо®Пж
d(p,
dt
MN =
2BhW^pK Jf dф¡
a.
dt
2
мшб =
2BhmpkJ Jfdp,
ar
cos-^tga
BhWl , f dф M =-fgn1
dt
ФоюПд
dt
(5)
(6)
(7)
где - математическое ожидание величины Е,р, ^
единичная функция Хэвисайда, [1, при X > 0;
dt
J (х)=
sign
0Ф, dt
0, при X < 0;
- ступенчатая функция, отражающая характе-
sign (х) =
ристику сил сухого трения: [1, при х > 0; [0, при х < 0.
Из выражений для составляющих суммарного момента сопротивления следует, что все они в общем случае являются случайными величинами, поскольку зависят от случайной величины напряжения разрушения Ъ,р.
При разработке цифровой модели функционирования системы привода комбайна, рассмотрены основные механические элементы, составляющие эту систему, и получена система уравнений, описывающая их совместную работу. Система уравнений нелинейна и ее точное аналитическое решение получить крайне сложно, трудно дать и точную оценку влияния одних параметров системы на другие, исследовать устойчивость работы системы, оценить эффективность управления системой.
С целью получения дополнительных необходимых результатов для обоснования параметров динамической системы
комбайна на основании полученных уравнений разработана цифровая модель этой системы, состоящая из отдельных взаимосвязанных блоков, моделирующих механические элементы комбайна.
Моделирование рабочей системы комбайна выполнено в программе БтиНпк вычислительной среды МАТЬАБ. В основу разработанных моделей положена система уравнений (1)-(3), дополненное уравнением для момента внешнего сопротивления на шнеке:
В этих уравнениях сохранены обозначения, принятые выше. Схема общей цифровой модели динамической системы привода шнекофрезерного рабочего органа комбайна приведена на рис. 8.
Более подробные примеры моделей некоторых подсистем приведены на рис. 9 и 10.
Внешними воздействиями для дизеля являются момент на валу дизеля и изменение расхода виброреологического генератора. Для гидромотоа внешним возмущением является момент внешнего сопротивления на шнеке Мш = М0 + Мв.
Аналогичным образом составлены модели гидронасоса, виброреологического генератора, модель, создающая внешнее возмущение в виде случайного момента сопротивления, модель динамики давления рабочей жидкости на выходе насоса и модель изменения расхода гидропульсатора. Для проведения моделирования в комплексе МАТЬАБ написана программа ввода и расчета числовых параметров модели.
На цифровой модели выполнен, в частности, анализ устойчивости динамической системы привода при отсутствии виброреологического момента.
(8)
Рис. 8. Схема обшей модели динамической системы привода шнекофрезерного рабочего органа комбайна для анализа динамических процессов: 1 — блок формирования динамического момента дизеля, 2 — модель функционирования гидромотора, 3 — модель функционирования дизеля, 4 - гидропульсатор, 5 - блок управления гидропульсатором, 6 - блок формирования внешнего момента сопротивления
Рис. 9. Модель функционирования дизеля
Scope
1
Рис. 10. Модель функционирования гидромотора
Для оценки устойчивости движения механической части динамической системы «дизель - гидромотор» из описывающих их движение уравнений (20) и (21) исключим внешние воздействия и получим следующую линейную систему:
I ^ = -кЛф -ф )-
I ^ = - K (ф -ф )-■
гм 2 s V м л/
(
л -dt
\
^ л
dt
^м
dt dt
Нм
Нм
(9)
На основании теоремы A.M. Дяпунова об устойчивости движения установлено, что описываемая системой уравнений (23), динамическая система асимптотически устойчива. Пример установления угловой скорости гидромотора приведён на осциллограмме рис. 11.
Далее рассмотрен вопрос автоматической стабилизации величины момента дизеля динамической системы комбайна, обеспечивающей постоянство его угловой скорости ад. При возрастании крепости горного массива (величины напряжения разрушения ap) возрастает внешний момент сопротивления M0, что может привести к снижению угловой скорости шнека, а следовательно, и производительности. В качестве критерия оптимальности использован функционал, который интегрально характеризует качество переходных процессов и величину энергетических затрат на движение.
В результате моделирования движения системы получены
результаты, представленные на осциллограмме рис. 12. Моделировался пуск комбайна и отслеживание предлагаемой системой с регулятором изменяющегося момента сопротивления.
Рис. 11. Осциллограмма изменения скорости гидромотора
а
б
в
Рис. 12. Осциллограммы изменения внешнего момента сопротивления (а) и скорости вращения шнека без регулятора (б) и с регулятором (в)
С использованием критерия оптимальности был разработан дополнительный момент сопротивления М0 скачкообразно увеличился от своего номинального значения в 2 раза, затем уменьшился до номинального значения (рис. 12, а).
На рис. 12 видно, что при увеличении внешнего момента сопротивления на валу (рис. 12, б) угловая скорость дизеля при отсутствии регулятора уменьшается, тогда как за счет формируемой регулятором «добавки», развиваемая дизелем угловая скорость практически не изменилась (рис. 12, в).
Существенное влияние на производительность комбайна и его энергопотребление может при соответствующей настройке оказать виброреологический эффект, создаваемый генератором. С этой целью на цифровой модели было выполнено моделирование и последующий анализ результатов моделирования работы динамической системы карьерного комбайна при воздействии на нее виброреологического генератора.
Варьировались частота и амплитуда колебаний давления в гидромоторах, задаваемых генератором. Частота колебаний давления в гидромоторах юми варьировалась в пределах от 1 рад/с до 30 рад/с (в отдельных случаях и более). При этом параметр регулирования генератора для каждой частоты зада-
тт 12 24 36
вался в трех вариантах: иа =-; -; -.
ю ю ю
ми ми ми
Таким образом, в процессе моделирования принимались значения параметра регулирования генератора как больше 1, так и меньше 1. В рекомендованной для применения конструкции генератора этот параметр не может превышать 1, однако возможно применение и других типов генераторов, поэтому при моделировании рассматривались и значения параметра регулирования большие 1.
На рис. 13,а приведены примеры осциллограмм изменения скорости вращения гидромотора для случая вязкой породы с характеристиками —
р = 10 • 106Па; ¥ = 0,7; / = 0,65; £= 0,33.
На рис. 13,б приведены примеры осциллограмм колебаний скорости вращения гидромотора для случая хрупкой породы с £р = 50 • 106 Па; ¥ = 0,3; { = 0,40; кп = 0,15. При получении этих осциллограмм повышенные значения прочности породы
при моделировании компенсировались уменьшением скорости подачи комбайна и скорости вращения рабочего органа в 5 раз.
Для хрупкой крепкой породы также получены осциллограммы (рис. 13, в, г) для случая, когда повышение прочности горного массива компенсировалось при моделировании уменьшением толщины вынимаемого слоя горного массива. При этом на основании обработки осциллограммы установлено, что по сравнению с первым случаем существенного изменения протекающих процессов не произошло.
На рис. 14 приведены примеры зависимостей амплитуды колебаний скорости вращения рабочего органа и коэффициентов к1 и к2 характеризующих степень проявления виброреологического эффекта, от частоты гидроимпульсов для случая вязкой породы. Отдельно выделена доля в полной амплитуде составляющей колебаний на собственной частоте колебаний привода юш. Из графиков на рис. 13 следует, что наиболее значимы вынужденные колебания на частоте гидроимпульсов, при этом собственная составляющая колебаний незначительна. Ввиду нелинейности рассматриваемой колебательной системы, пик амплитуды несколько сдвинут вправо от резонансной час-
тоты, соответствующей отношению
(^ \ ю
ми
уюс
= 1. Имеется также
резонансный пик меньшей высоты при
(^ \ ю
ми
ю
V 0 /
= 0,5.
На основании моделирования на ЭВМ установленно, что при значении параметра регулирования амплитуды генератора, равном 1, минимум коэффициента снижения касательной составляющей реакции забоя — к1 составляет 0,63, а коэффициента снижения сил трения к2 — 0,26 (см. рис. 14). Минимум имеет место при частоте гидроимпульсов, равной примерно 1,25 частоты собственных колебаний привода шнекофрезер-ного рабочего органа (см. рис. 14).
При частотах импульсов, близких к 0,5 частоты собственных колебаний привода также имеет место проявление виброреологического эффекта, но в значительно меньшей степени. При дорезонансных и межрезонансных частотах импульсов размах колебаний в системе привода недостаточен для появле-
ния виброреологического эффекта. То же самое происходит при частотах импульсов более 1,5 собственной частоты. При частотах импульсов более 3,0 значений собственной частоты вынужденные колебания быстро затухают до пренебрежимо малой амплитуды.
При увеличении значений параметра регулирования амплитуды гидроимпульсного генератора иа от 0,5 до 1,0 (а следовательно, и амплитуды вынужденных колебаний) резонансный пик несколько смешается вправо (см. рис. 14), что характерно
Рис. 13. Осциллограммы изменения скорости вращения гидромотора для случая вязкого (а) и хрупкого (б) горных массивов; хрупкой крепкой породы (в, г)
для резонансов в слабонелинейных системах. При этом минимально достижимые значения коэффициентов к1 и к2 существенно снижаются, т.е. виброреологический эффект возрастает для к1 - от 0,85 до 0,63, для к2 - от 0,70 до 0,26.
При очень больших значенях параметра регулирования происходит стопорение привода шнекофрезерного рабочего органа.
Аналогичные выводы получены для случая разработки горного массива из хрупких пород. В этом случае минимально достижимые значения коэффициентов к1 и к2 составляют, 0,62 и 0,24, т.е. несколько ниже, чем для случая вязких пород.
Таким образом, на основании результатов моделирования установлено, что минимально достижимые значения коэффициентов к1 и к2 практически не зависят от физико-механических свойств разрабатываемого массива, а зависят в основном от конструктивных параметров комбайна. Для карьерного комбайна МТБ-250 рекомендованы приведенные выше значения этих коэффициентов при работе в различных режимах (при условии полного использования мощности двигателя) и при выемке различных по своим физико-математическим свойствам горных пород. Это позволяет исследовать влияние виброреологического эффекта на производительность карьерного комбайна, принимая значения коэффициентов к1 и к2 постоянными.
С использованием средних значений напряжений разрушения Ср выполним расчеты, связанные с производительностью комбайна. Техническая производительность карьерного комбайна (П) при отработке пласта в плотном теле равна:
Производительность карьерного комбайна в плотном теле - П энергоемкость выемки им слоя породы -/„, и удельная техническая производительность, характеризующая объем слоя горного массива в единицу времени, который приходится на один ватт развиваемой мощности ДВС -Л^вс, связаны между собой известным соотношением:
П = БЬШ, м3/с.
(25)
П 1 м3/с
(26)
N Н Вт
две
Рис. 14. Характер изменения амплитуд колебаний скорости вращения шнека (Аюдин) и доли в ней составляющей колебаний на собственной частоте колебаний его привода (Агос) при параметре регулирования генератора иа = 0,5 в зависимости от частоты импульсов ®ми - (а) и зависимости коэффициентов снижения момента сопротивления вращению шнека к1 и к2 вследствие проявления виброреологического эффекта от частоты генератора импульсов при
иа = 1 - (б)
Учитывая, что развиваемая мощность двигателя пропорциональна моменту внешнего сопротивления на шнеке Мш и скорости его вращения юш, получим следующее выражение для удельной технической производительности:
^=
т„
Фо
4 + (1 + 4)
где коэффициент Аш равен
4 nk УК
ю
Пк
L
м3/с Вт
, (27)
А, =
2k„%f , 2k0%
а
cos —— tan а 2
а
cos
k1 + yfk2,
(28)
коэффициент А 2
Я(фо, Ш) = cos3Фо
Ш • 2 Ш sln3 Фо,
где fK - коэффициент сопротивления движению гусеничного хода комбайна без проскальзывания равный о,о4^о,о5; п — общий КПД привода и трансмиссии ходового механизма комбайна, пх = о,78^о,81; 9 - безразмерный коэффициент, представляющей собой отношение скорости передвижения карьерного комбайна к скорости резания породы его шнекофрезер-ном рабочим органом (для карьерного комбайна MTS 25о 9 = 56,3-Ю-3); пк - КПД привода конвейера; knk - коэффициент, учитывающий увеличение мощности во время пуска конвейера под нагрузкой, knk = 1,25; L - длина конвейера, м; ю' - общий коэффициент сопротивления движению с учетом угла наклона конвейера, равный ю' = о,1^0,3; меньшее значение коэффициента сопротивления движению соответствует горизонтальному положению конвейера, а большее значение наклонному конвейеру; nk — число конвейеров; у - объемный вес горной массы.
Результаты расчета удельной технической производительности карьерного комбайна MTS-250 фирмы «MAN TAKRAF» при выемке слоя массива в диапазоне высоты слоя от h = о,1 м до h = о,8 м при: fK = о,о45; у = 2,о9-Ю4 Н/м3; k—k = 1,25; ю' = о,2; L = 12 м; nk = 2; Цшм = = П™ = о,89; 9 = 56,3-Ю3 (для крепкой и хрупкой породы —
т.
= 5о • 1о6Па; Ш = о,3; f = о,4; ka= о,33;
для мягкой и вязкой породы —
т.. = 1о • 1о6Па; Ш = о,7; f = о,65; k = о,33;
приведены в табл. 1. В таблице также приведена относительная величина удельной производительности, отнесенная к ее минимальному значению, полученному при значениях коэффициентов снижения внешнего сопротивления к1 = 1, к2 = 1.
Таблица 1
Значения удельной технической производительности комбайна МТБ-250
И, м 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8
Ц, • 108,мВ/с 3,54 1,1 4,47 1,56 4,94 1,82 5,14 1,95 5,23 2,0 5,45 2,1 5,82 2,34 5,98 2,52
Ц* •108,мвтс 1,99 0,66 2,50 0,91 2,78 1,06 2,94 1,15 3,04 1,2 3,18 1,28 3,35 1,34 3,45 1,48
Р = Ц^ Цтп 1,778 1,65 1,789 1,71 1,776 1,714 1,747 1,69 1,718 1,653 1,715 1,645 1,736 1,68 1,732 1,7
Зависимость удельной производительности Пуд от толщины п вынимаемого слоя породы в табл. 1: числитель для вязкой
породы: = 10 • 106Па; Т = 0,7; / = 0,65; ка = 0,33; знаменатель для хрупкой породы: = 50 • 106 Па; Т = 0,3; / = 0,4; ка = 0,15.
Как следует из табл. 1 удельная техническая производительность комбайна при изменении виброреологического генератора возрастает в среднем в 1,65 раза.
Выводы
На основании разработанных в работе математических моделей основных элементов системы привода шнекофрезер-ного рабочего органа составлены цифровые модели дизеля, гидромотора, виброреологического гидропульсатора, гидронасоса, модель динамики давления рабочей жидкости на выходе насоса, модель изменения расхода гидропульсатора. Все модели динамической системы объединены соответствующими связями в общую модель для проведения моделирования составлена программа ввода и расчета числовых параметров модели.
Моделирование на ЭВМ показало, что при значении параметра регулирования амплитуды гидроимпульсного устройства, равном 0,5 минимальное значение коэффициента снижения касательной составляющей реакции забоя составляет 0,6, а
значение коэффициента снижения сил трения равно о,2. Это имеет место при частоте гидроимпульсов, равной 1,25 частоты собственных колебаний шнекофрезерного рабочего органа. При частотах импульсов, близких к значению о,5 от частоты собственных колебаний привода, также имеет место проявление виброреологического эффекта, но в значительно меньшей степени. При более низких частотах импульсов автоколебания в системе привода неустойчивы и она является так называемой «потенциально автоколебательной системой». При частотах импульсов более 1,5 собственной частоты колебаний и вынужденных колебаний привода амплитуда автоколебаний невелика и виброреологический эффект не проявляется.
С использованием цифровой модели динамической системы решена задача по установлению областей устойчивого существования виброреологического эффекта. На основании теоремы A.M. Ляпунова проанализирована устойчивость динамической системы и показано, что система асимптотически устойчива; решена задача автоматической стабилизации момента дизеля, обеспечивающей постоянство его угловой скорости при возрастании нагрузки. С использованием разработанной цифровой модели установлено, что амплитудно-частотная характеристика динамической системы комбайна по амплитуде угловой скорости дизеля является узкополосной и слабонелинейной с полосой пропускания Аю ~ 15 рад/с и собственной на частотой юш ~ 65 рад/с.
На основании моделирования на цифровой модели установлено, что минимально достижимые значения коэффициента снижения касательной составляющей и коэффициента снижения сил трения практически не зависят от физико-механических свойств разрабатываемого массива, а зависят в основном от параметров комбайна. Для карьерного комбайна MTS-250 рекомендованы значения этих коэффициентов равные о,6 и о,2 при работе в различных условиях при полном использовании мощности двигателя и при выемке различных горных пород. Это позволило исследовать влияние виброреологического эффекта на производительность карьерного комбайна при выемке слоя породы различной толщины с использованием постоянных значений этих коэффициентов.
Установлено влияние фрезеруемой толщины мощности пласта и физико-механических свойств горного массива на произ-
водительность карьерного комбайна при действии виброреологического эффекта; Показано, что удельная техническая производительность карьерного комбайна и его минимальная удельная техническая производительность являются неубывающими функциями толщины вынимаемого слоя породы, но скорость их роста с увеличением толщины вынимаемого слоя колеблется, ввиду сложной зависимости от него; Наблюдается общая тенденция некоторого, весьма незначительного, снижения относительной величины удельной производительности в диапозоне увеличения толщины вынимаемого слоя породы от 0,1 до 0,8 м (на ~ 2 % для вязкой породы и на ~ 1 % для хрупкой породы); минимальный рост удельной производительности составляет 1,715 для вязкой породы и 1,645 для хрупкой породы.
Выявлена закономерность, присущая данному типу комбайна (МТБ-250), заключающаяся в том, что при соотношении между собственной частотой динамической системы привода юш и частотой виброгенератора юв, равному юв = 1,25 юш, в максимальной степени реализуется виброреологический эффект. А также минимизируется мощность привода комбайна, затрачиваемая на разрушение горного массива.
- СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Кантович Л.И., Грабский A.A. Влияние конструктивных, технологических и виброреологических параметров на производительность карьерного комбайна со шнекофрезерным рабочим органом // Горное оборудование и электромеханика №1. — М.: Изд-во «Новые технологии», 2009 - С. 5-11.
2. Грабский A.A. Основные факторы, определяющие уровень технической производительности карьерного комбайна / A.A. Грабский// Горный журнал. № 7 - М.: Изд-во «Руда и металлы», 2010. С. 70-74
3. Грабский A.A. Современное состояние и перспективы развития конструкций карьерных комбайнов для безвзрывной послойной выемки прочных пород / И.В. Петров, A.A. Грабский, Ёе Бинг Зыонг, A.A. Губенко // Сборник материалов XIV Международной конференции «Технологии, оборудование и сырьевая база горных предприятий промышленности строительных материалов». Москва, 8-10 сентября 2010. С. 168-174.
4. Грабский A.A. Перспективы развития технологии горных работ карьерными комбайнами нового технического уровня // Строительные материалы. 2011. № 11. С. 73—75.
5. Грабский A.A. Статистическая оценка энергетических показателей комбайна MTS-250 (Германия)/ A.A. Грабский // Записки Горного института. Т. 199. - СПб.: 2012. - С. 384-387.
6. Грабский A.A. Использование цифрового моделирования при анализе устойчивости динамической системы карьерного комбайна со шнекофре-зерным рабочим органом типа MTS (Германия). Научно-технический вестник Поволжья. №6 (2012), с.204-211.
7. Грабский A.A. Динамика взаимодействия шнекофрезерного рабочего органа карьерного комбайна с породным массивом/ A.A. Грабский// Уголь. № 12 - М.: Изд-во МГГУ, 2012. — С. 54.
8. Грабский A.A. Карьерный комбайн как динамическая система с обратной связью/ A.A. Грабский// Уголь. № 9 - М.: Изд-во МГГУ, 2012. — С. 43.
9. Грабский A.A. Анализ динамического нагружения шнекофрезерного рабочего органа карьерного комбайна статистическим методом/ A.A. Граб-ский // Горная промышленность № 4 (104). - М.: Изд-во МГГУ, 2012 -с.158-160.
10. Грабский A.A. Статистическое моделирование динамических процессов в шнекофрезерном комбайне MTS-250 // Научно практический журнал «Перспективы науки». Тамбов 2013. №1(40) — 125с. С.73-78.
11. Кантович Л.И., Грабский A.A. Новый научный подход в исследовании динамических процессов как основы разработки и проектирования материалов трансмиссии карьерного комбайна./ Грабский A.A.// Сборник докладов III Международная конференции «Инновационная деятельность предприятий по исследованию, обработке и получению современных материалов и сплавов». Оренбург 3-5 февраля 2014г. ООО «Университет» — 347с. С.222-239. ИШ
КОРОТКО ОБ АВТОРАХ -
Кантович Леонид Иванович — доктор технических наук, профессор, заведующий кафедрой, kantovich70@yandex.ru,
Грабский Александр Адольфович — кандидат технических наук, профессор, Московский горный институт, НИТУ МИСиС.
UDC 622.232:621.891
ANALYSIS OF DYNAMIC PROCESSES USING DIGITAL MODELING IN POWER SYSTEM HYDROSTATIC INSTALLATION CAREER HARVESTER, EQUIPPED VIBRORHEOLOGY GENERATOR
Kantowicz L.I., Doctor of technical Sciences, head of the Department, kantovich70@yandex.ru, Mining Institute, National University of Science and Technology "MISIS", Moscow, Russia, Grabski A.A., Professor, Candidate of technical Sciences,
Mining Institute, National University of Science and Technology "MISIS", Moscow, Russia.
Based on the analytical studies developed a digital model of the drive system of the combine, considered the main mechanical components of the system, and the resulting system of equations describing their joint work. Performed research on various drive systems career harvester and, in particular, the drive system secureservice working body. The mathematical model and performed a theoretical study of the internal dynamics of this system with the goal of establishing patterns of collaborative creation of dynamic and vibrodiagnostic parameters during extraction layer of the massif, which allows to improve the performance of the harvester. The block diagram of the drive secureservice career working body of the harvester. Designed equivalent to the estimated dynamic model of the actuator secureservice working body. The system of equations of the dynamics of the actuator career working body of the harvester, in which the speed of rotation and the points given to the shaft of the motor. Defined the full moment of resistance to rotation of the screw in the recess layer breed. Produced numerical score according to the computer modeling of the dynamics of interaction secureservice career working body combine with the mountain. It is established that the generator gidroimpulsov can significantly enhance these self-oscillations, if the frequency is near the resonance frequency of the investigated dynamical system. Developed a digital model of a dynamic system, consisting of separate interconnected units, simulating the mechanical elements of the harvester. Modeling a production system of the combine harvester made in Simulink computing environment MATLAB. The basis of the developed models based on the following system of equations: the equation of motion of a diesel engine, the equations of motion of the motors, the equation for the time variation of the line pressure of the hydraulic transmission, the equation for the moment of external resistance on the auger. The influence of vibriruyushchego effect on performance career harvester. Identified specific technical performance career combine MTS-250 firm "MAN TAKRAF" mining the layer of the array in the range of the height of the layer. The dependence of the specific productivity of the harvester from removing the layer thickness of the layer of the breed.
Key words: miner, secartary working body, drive system, dynamic and vibrodiagnosticheskoe parameters, mathematical model, block diagram, dynamic drive system, the dynamic model of the actuator, the moment of resistance to rotation of the auger, the drive of the harvester, performance, career processor, a digital model of the drive system secureservice working body, digital model of dynamic system modeling the working system of the combine, the Simulink program, computing environment MATLAB, vibrorheology effect, performance, career harvester, miner MTS-250 firm "MAN TAKRAF", the specific productivity of the combine, remove the capacity of the reservoir layer of the breed.
REFERENCES
1. Kantovich L.I., Grabskii A.A. Gornoe oborudovanie i elektromekhanika, no. 1, 2009, pp. 5-11.
2. Grabskii A.A. Gornyi zhurnal, no. 7, 2010, pp. 70-74
3. Grabskii A.A. Sovremennoe sostoyanie i perspektivy razvitiya kon-struktsii kar'ernykh kombainov dlya bezvzryvnoi posloinoi vyemki prochnykh porod / I.V. Petrov, A.A. Grabskii, Le Bing Zyong, A.A. Gubenko // Sbor-nik materialov XIV Mezhdunarodnoi konferentsii «Tekhnologii, oborudova-nie i syr'evaya baza gornykh predpriyatii promyshlennosti stroitel'nykh materialov», Moskva, 8-10 sentyabrya 2010, pp. 168-174.
4. Grabskii A.A. Stroitel'nye materially, 2011, no. 11, pp. 73—75.
5. Grabskii A.A. Statisticheskaya otsenka energeticheskikh pokazatelei kombaina MTS-250 (Germaniya) (Statistical evaluation of energy performance indicators combine MTS-250 (Germany)), Zapiski Gornogo institute, V. 199, SPb, 2012, pp. 384-387.
6. Grabskii A.A. Ispol'zovanie tsifrovogo modelirovaniya pri anali-ze ustoichivosti di-namicheskoi sistemy kar'ernogo kombaina so shnekofre-zernym rabochim organom tipa MTS (Germaniya). Nauchno-tekhnicheskii vestnik Povolzh'ya, no.6, 2012, pp.204-211.
7. Grabskii A.A. Ugol', no. 12, 2012, pp. 54.
8. Grabskii A.A. Ugol', no. 9, 2012, pp. 43.
9. Grabskii A.A. Gornaya promyshlennost', no. 4 (104),, 2012, pp.158-160.
10. Grabskii A.A. Nauchno prakticheskii zhurnal «Perspektivy nauki», Tambov 2013, no. 1(40), 125 p., pp.73-78.
11. Kantovich L.I., Grabskii A.A. Novyi nauchnyi podkhod v issledova-nii di-namicheskikh protsessov kak osnovy razrabotki i proektirovaniya ma-terialov transmissii kar'ernogo kombaina (New scientific approach to the study of dynamic processes as the basis for the development and design of materials powertrain career harvester.), Sbornik dok-ladov III Mezhdunarodnaya konferentsii «Innovatsionnaya deyatel'nost' predpriyatii po issle-dovaniyu, obrabotke i polucheniyu sovremennykh materialov i splavov». Orenburg 3-5 fevra-lya 2014g, OOO «Universitet», 347 p., pp.222-239.
