CC BY
13
УДК 622.23.05
© Ш.З. Нажмудинов, 2014
Ш.З. Нажмудинов
АНАЛИЗ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА СИЛОВОЙ УСТАНОВКИ С ГИДРОМЕХАНИЧЕСКОЙ ТРАНСМИССИЕЙ
Рассматривается изменение энергетических параметров в зависимости от нагрузочных характеристик выходного вала, при передаче мощности исполнительному органу привода эффективной гидромеханической трансмиссией (ГМТ), приводится установленные аналитические зависимости характеризующие взаимосвязь входных и выходных энергетических и кинематических параметров привода на основе ГМТ.
Ключевые слова: дифференциал, КПД, гидромеханическая трансмиссия, гидравлический регулирующий контур, гидромашина.
Энергетические и эксплуатационные возможности горных машин (ГМ) зависимы от потери мощности в трансмиссиях приводов силовых установок (СУ) при передаче исполнительному органу (ИО) испытывающее различные нагрузочные действия при работе с горными породами.
Рассмотрим потери энергии одиночного привода СУ с гидромеханической трансмиссией (ГМТ) основы которого отражены в работе [1] . Анализируя основные потоки мощности и их направления, потери энергии будем учитывать при помощи локальных КПД в направлении потока мощности от входа в элемент трансмиссии до выхода из него (рис. 1 и рис. 2).
Рис. 1. Схема гидромеханической трансмиссии привода СУ
Рис. 2. Эсказная схема направлений потоков мощности в трансмиссиях одиночных приводов силовыш установок: А - ТОГП; Б - ГМТ
Общие потери в ГМТ определяются выражением П = N /М , (1)
1 вых вх ' 4 '
где N , N - соответственно мощность на выходе и мощность на входе ГМТ,
вых вх
кВт. В свою очередь: N = N + N , где N - часть потока мощности, подведен-
1 вх г м' г '
ная к звену «а» дифференциала через ГРК; N - часть потока мощности подведенной к звену «Ь» дифференциала непосредственно от приводного двигателя. Выражение (1) с учетом последнего принимает вид
п = [(^ыхП' Пк <ь Д^м) п^ы/^(2)
где пЬа1, п^п^ - КПД дифференциала в зависимости от направления подвода энергии при соответствующих заторможенных звеньях; пк - КПД гидравлического регулирующего контура (ГРК); N = 0, поскольку при работе трансмиссии в режиме традиционной (однопоточной) объемной гидропередачи (ТОГП) угловая скорость звена «Ь» дифференциала равна нулю.
Анализ выражений (1) и (2) показывает, что потери энергии в основном определяются потерями в базовом дифференциальном механизме согласующих зубчатых передач и потерями в ГРК трансмиссии. В простых зубчатых механизмах потери на трение практически не зависят от направления силового потока, а определяется лишь состоянием соприкасающихся поверхностей в зацеплении колес и их опорах, а также качеством сборки механизма. В планетарных механизмах передача энергии от ведущего вала к ведомому валу осуществляется как, в переносном, так и в относительном движении звеньев. Переносное движение образуется в результате вращения звеньев вокруг центральной оси с угловой скоростью п1, где возникают потери энергии, обусловленные трением в опорах центральных звеньев, а также барботажные и дисковые потери. При относительном движении передача энергии сопровождается потерями на трение в зацеплениях пар сопряженных колес и их подшипниках.
Ввиду невозможности аналитического учета барботажных и незначительности дисковых потер энергии, разгруженности центральных валов передачи от радиальных усилий, а также для упрощения расчета КПД всеми потерями, возникающими при переносном движении звеньев, обычно пренебрегают. В планетарных механизмах основные потери энергии возникают в результате относительного движения звеньев [2], с учетом этих потерь и ведут расчет КПД. КПД однорядного дифференциала типа 2К-Н в относительном движении достаточно высок и его рекомендуется [2] принимать равным
П^ = п1 п' п" = 0,97 (3)
где п' = 0,98 КПД пары колес с наружным зацеплением (солнечная шестерная «а» - сателлит «д»); п' ' = 0,99 КПД пары колес с внутренним зацеплением (сателлит «д» - коренное колесо «Ь»).
При передаче потока мощности от звена «а» дифференциала к выходному звену «1» при заторможенном коренном колесе «Ь», и при передаче потока мощности от звена «Ь» выходному звену «1» при заторможенной солнечной шестерне «а» по рекомендациям [2, 3] определяются выражениями:
пЬа1 = [1+( 1д - 1)]-П/Д, (4)
паЬ1 = [1 - (1 - п11)]/^. (5)
Потери в ГРК согласно [4] определяем выражением
Пк = ПнПмПоб > (6)
где Пн,Пм, - гидромеханический КПД соответственно насоса и мотора образующих ГРК; поб - объемный КПД ГРК определяемый выражением
П б = N /N , (7)
1об выхк вхк' v '
здесь Nвыхк = q^ nа DJp] - мощность на выходе ГРК (на валу «а»), кВт;
^хк = q(Ry - 1)DE[n J[p] - мощность на входе ГРК (подведенная мощность к валу «Е»),
кВт;
n = n n ; n = n n , (8)
1н 1мн 1гн' 1м 1мм 1гм' v '
где n , n - механический КПД соответственно насоса и мотора; n , n - гид-
мн мм гн гм
равлический КПД соответственно, насоса и мотора. Согласно [5] для большинства аксиально-поршневых насосов пмн = Пмм = 0,95. В свою очередь гидравлический КПД насоса и мотора можно определить выражением
Пг = 1 - (AQJQ}, (9)
где AQ^ - расход на сжатие рабочей жидкости (РЖ) в элементах ГРК (м3/с) составляющий
AQ = Q(p - p )/Е . (10)
^*сж ^*ки в 1 н" пр v '
Подставляя выражения (10) в (9) имеем
Пг = 1 - p - p^ (11)
где Епр - приведенный модуль упругости РЖ, в практических расчетах для минеральных масел в диапазоне используемых давлений и температуры 40 °С Епр = 1700 МПа [5]; pB, pti - давление на высоком (40 МПа) и низком (0,7 МПа) линиях ГРК. При минимальном давлении в ГРК выражение (9) имеет величину Пг = 0,99958, а при максимальном пг = 0,97647. Таким образом, в диапазоне рабочих давлений (0,7-40 МПа) потери от сжатия РЖ в ГРК составляет от 0,01 до 2,32%. В нашем случае с определенной степенью точности можно принять, что
Пн = Пм = Пмг = а94, (12)
где пмг - механогидравлический КПД каждой гидромашины ГРК. КПД ГРК с учетом (12) определяется выражением
Пк = п2н = Поб. (13)
Для выяснения аналитического вида объемного КПД запишем уравнение расхода РЖ в гидролинии низкого давления ГРК
qа(Кy - 1)DE [n1] = qа nа ^у. (14)
где Q к - поток внешних утечек из гидрообъемного ГРК (м3/мин); [nj - допустимая частота вращения вала (об/мин) гидромашины ГРК ([n1] = nE = const). Достаточно приемлемое аналитическое выражение Q приведена в работе [6] в виде зависимости
Q^ = qаКy[nl] (1 - По) Kq(0,01+p/[p])/(Kq+1), (15)
где можно записать выражением
Q* = qA [n1] ^ (16)
здесь К, - коэффициент утечек, равный отношению потока внешних утечек к потоку перетечек и зависящий от объемного КПД ГРК. Для регулируемых аксиально-поршневых гидромашин К имеет [7] следующее выражение
К = 2,6 - 2,4л;
(17)
где p - индикаторное давление в линии высокого давления гидрообъемного ГРК, Па; а и в - безразмерные коэффициенты равные:
в = (p/ р]) +0,01; а = (1 - Ло) К/(Кч+1). (18)
Подставляя (16) в (14) и решая уравнение относительно параметра регулирования объема рабочих камер Dа) гидромашины связанной с валом приводного двигателя, с учетом допустимой частоты вращения ИО ([л]) имеем
^ = Da(Лa/[л] + Ку ва^)/(Ку - 1).
(19)
Е а* а' 1 J у 1 а" 4 у
КПД ГРК с учетом интерпретаций результатов вышеприведенных зависимостей, определяется выражением
Пк = П2н/(1 + Ку ва [л]^л).
(20)
Рис. 3. А - КПД в функции относительной частоты вращения выходного вала трансмиссий: однопоточной ТОГП (схема А, рис. 2.): 1 - при По = 0,85 и |К| = 2; 2 -
при по = 0,99 и |К| = 2; двухпоточной ГМТ (схема Б, рис. 2.): 3 - при По = 0,85 и |К| = 1,33; 4 - при По = 0,85 и |К| = 1,5; Б - Изменение значения параметра регулирования объема рабочих камер (DЕ) гидромашины с дЕ в функции относительной частоты вращения выходного вала для соответствующих схем трансмиссий
Уравнение отношения параметров регулирования гидромашин ГРК в функции относительного числа оборотов выходного вала с учетом значения частоты вращения выходного звена дифференциала при нулевом расходе в ГРК определяемое выражением по = (2 - |К|)[п]/2 имеет вид
п/[п] = [(2 - |К|) (0Е/(0а + 1)]/2; пК/[п] < п/[п] < 1, (21)
с учетом последнего
Пк = п2н/[1+2ар /(0Е+0) К]; |К| >1,0. (22)
Графическая интерпретация результатов исследования и установления зависимостей, характеризующие кинематические и энергетические параметры одиночных приводов СУ с ГМТ и ТОГП, приведена на рис. 3.
Весовые коэффициенты (гидравлический Кг и механический Км) потоков мощности, которые являются составляющими выражения (2) в свою очередь имеют вид
Кг = Ю; Км = ЧЖ,+ К) (23)
где = цапаОа[р]; К - часть подведенной мощности поступающей к дифференциалу непосредственно от приводного двигателя. В гидравлическом эквиваленте составляет = ца(К - 1)[п]р].
Подставив значения N. и соответственно в (23), с учетом уравнения расхода в ГРК получаем
Кг = Ое/(Ое +1); Км = 1/(1+ Ое). (24)
Анализ выражений (2) и (22) с учетом (24) показывает, что с достаточной степенью точности можно принять для привода с ГМТ Пк = П2н , (25)
так как согласно расчетам, даже при самом низком объемном КПД (по = 0,85) каждой гидромашины ГРК безразмерный коэффициент а не превышает величины 0,0538 тогда как при п = 0,9 (а = 0,03055 и К = 0,44), п = 0,95 (а = 0,012 и К = 0,32) и при по°= 0,99 (а = 0,00183 и КЧ= 0,224). °
КПД одиночного привода СУ в режиме традиционной передачи мощности с учетом (2) и (24) определяется зависимостью
Птгп = [Щп'Пн)2 пьаь/(Д=+1)] +[п' паьь/(Я+1)]. (26)
Заключение:
На основе аналитических исследований, установления зависимостей и графической интерпретации, обосновывается следующие выводы:
1. Максимальная величина КПД, для двухпоточной схемы ГМТ (рис. 3), обеспечивается в районах относительных скоростных координат 0,333[п] (при |К| = 1,33) и 0,25[п] (при |К| = 1,5).
2. КПД однопоточной и двухпоточной трансмиссии (рис. 3.) зависят от многих взаимосвязанных факторов, основными из которых являются: типоразмер гидромашины (величина К); способ регулирования определяющий взаимосвязь между параметрами (С>Е и Оа) гидромашин; объемные потери и режим на-гружения гидромашин (величины а и в).
3. В отличие от ТОГП, у ГМТ кривая КПД не принимает нулевого значения во всем необходимом диапазоне частоты вращения ИО (рис. 2., схемы А
и Б и рис. 3., кривые 1 и 2; 3 и 4.). Это позволяет сокращению время пуска привода СУ и обеспечивает возможность автоматизации выбора необходимого уровня избыточного момента, которая в свою очередь способствует сокращению времени протекания пускового тока по обмоткам приводного двигателя. Автоматизация регулирования мощности привода, как известно [5], обеспечивает работу первичного двигателя при относительно высоком КПД и улучшает энергетический баланс привода.
4. Весовые коэффициенты Км и Кг характеризующие соотношение мощностей подводимых к ИО по каналам трансмиссии имеют значения: для ТОГП К = 0 и К = 1,0; для ГМТ: К = (1+ DJ - 1 и К = Db (1+ DJ - 1, где DF - па-
м г'' м 4 Ь г Ь 4 Ь ' Ь
раметр гидромашины имеющий n = const.
_ СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Патент РФ № 2052096. Гидропривод бурильной установки / Подэрни Р.Ю., Хромой М.Р., Сайдаминов И.А., Нажмудинов Ш.З. Заявка № 93035773, приоритет от 09.07 1993 г. Опубликовано 10.01.1996 г., бюл. № 1.
2. Мясников Г.В., Моисеенко Е.И. Многоскоростные планетарные механизмы в приводах горных машин. - М.: Недра, 1975. - 261 с., с ил.
3. Планетарные передачи. Справочник / Под ред. В.И. Кудрявцева. - Л.: Машиностроение, 1977. - 536 с., с ил.
4. Докукин А.В. и др. Исследование и оптимизация гидропередач горных машин. - М.: Наука, 1978. - 196 с., с ил.
5. Коваль П.В. Гидравлика и гидропривод горных машин. - М.: Машиностроение, 1979. -319 с., с ил.
6. Сайдаминов И.А. Обоснование параметров системы кондиционирования рабочей жидкости гидрообъемной силовой установки карьерного бурового станка. Дисс..., к.т.н. - М.: МГГУ, 1996.
7. Бродский Г.С. Повышение надежности гидрофицированных карьерных роторных экскаваторов путем создания систем кондиционирования рабочей жидкости. Дисс... , к.т.н. - М., 1986. - 243 с. ЕШЗ
КОРОТКО ОБ АВТОРЕ_
Нажмудинов Шарофидин Зоирович - кандидат технических наук, профессор, МГИ НИТУ «МИСиС», e-mail: ud@msmu.ru.
UDC 622.23.05
ANALYSIS OF ENERGY PARAMETERS DRIVE POWER UNIT WITH HYDROMECHANICAL TRANSMISSION
Najmudinov Sh.Z., Candidate of Engineering Sciences, Professor,
Moscow Mining Institute, National University of Science and Technology «MISiS», e-mail: ud@msmu.ru.
Considered changing energy parameters depending on the load characteristics of the output shaft, the transfer of power to the Executive body of the actuator effective hydro mechanical transmission (GMT), is established analytical dependences describing the interconnection of input and output energy and kinematic parameters of the drive on the basis of GMT.
Key words: differential, efficiency, hydromechanical transmission, hydraulic control loop, hydraulic machine.
REFERENCES
1. Podjerni R.Ju., Hromoj M.R., Sajdaminov I.A., Nazhmudinov Sh.Z. Patent RU2052096. 10.01.1996.
2. Mjasnikov G.V., Moiseenko E.I. Mnogoskorostnye planetarnye mehanizmy v privodah gornyh mashin (Multispeed planetary mechanisms in drives of mining machines), Moscow, Nedra, 1975, 261 p., ill.
3. Planetarnye peredachi. Spravochnik. Pod redakciej V.I. Kudrjavceva (Planet gearings. Reference book. Kudryavcev V.I. (Ed.)), Leningrad, Mashinostroenie, 1977, 536 p., ill.
4. Dokukin A.V. Issledovanie i optimizacija gidroperedach gornyh mashin (Analysis and optimization of hydraulic transmissions of mining machines), Moscow, Nauka, 1978, 196 p., ill.
5. Koval' P.V. Gidravlika i gidroprivod gornyh mashin (Hydraulics and hydraulic drives of mining machines), Moscow, Mashinostroenie, 1979, 319 p., ill.
6. Sajdaminov I.A. Obosnovanie parametrov sistemy kondicionirovanija rabochej zhidkosti gidroob#emnoj silovoj ustanovki kar'ernogo burovogo stanka (Justification of fluid conditioning system parameters for hydrostatic power unit of an open pit drill-rig), Candidate's thesis, Moscow, MGGU, 1996.
7. Brodskij G.S. Povyshenie nadezhnosti gidroficirovannyh kar'ernyh rotornyh jekskavatorov putem sozdanija sistem kondicionirovanija rabochej zhidkosti (Improvement of reliability of hydraulic-assisted bucket-wheel excavators by designing fluid conditioning systems), Candidate's thesis, Moscow, 1986, 243 p.
ФУНКЦИОНАЛ ГЛАВНОГО ИНЖЕНЕРА УГЛЕДОБЫВАЮЩЕГО ПРЕДПРИЯТИЯ
Андреев Юрий Геннадьевич - главный инженер ООО «Восточно-Бейский разрез», e-mail: AndreevYG@suek.ru;
Мануильников Александр Сергеевич - главный инженер ЗАО «Разрез Березовский», e-mail: ManuilnikovAS@suek.ru;
Машталлер Владимир Викторович - зам. управляющего по производству филиала ОАО «СУЭК-Красноярск» «Разрез Бородинский им. М.И. Щадова», e-mail: MashtallerVV@suek.ru; Радионов Сергей Николаевич - главный инженер разреза «Черногорский» ООО «СУЭК-Хакасия», e-mail: RadionovSN@suek.ru;
Скотников Сергей Валерьевич - главный инженер шахты «Хакасская» ООО «СУЭК-Хакасия», e-mail: SkotnikovSV@suek.ru;
Харитонов Игорь Леонидович - главный инженер шахты «Полысаевская» ОАО «СУЭК-Кузбасс», e-mail: KharitonovIL@suek.ru;
Макаров Александр Михайлович - доктор технических наук, профессор, исполнительный директор, Кравчук Игорь Леонидович - доктор технических наук, директор по безопасности горного производства, Довженок Александр Сергеевич - доктор технических наук, ведущий научный сотрудник, Галкин Алексей Валерьевич - кандидат технических наук, научный сотрудник, НИИОГР.
Определена роль и структура функционала главного инженера УДП в условиях инновационного развития угольной компании, проработаны функционалы главного инженера и службы охраны труда и производственного контроля. Актуальность проработки функционала главного инженера угледобывающего предприятия (УДП) обусловлена образовавшейся в результате реформирования систем управления предприятий в 90-е и 2000-е гг. значительной неопределенностью его роли и структуры функций.
Ключевые слова: функционала главного инженера, угледобывающее предприятие, безопасность труда, эффективность труда.
THE FUNCTIONS OF THE CHIEF ENGINEER OF THE COAL-MINING ENTERPRISE
Andreev Y.G., East-Bey Konak incision, e-mail: AndreevYG@suek.ru; Manuilenko A.S., the Cut Berezovsky, e-mail: ManuilnikovAS@suek.ru; Masteller V.V., CENTURIES, SUEK-Krasnoyarsk «the Cut Borodinskiy name's Shchadov M.I.», e-mail: MashtallerVV@suek.ru; Radionov S.N., SUEK-Khakassia, e-mail: RadionovSN@suek.ru; Skotnikov S.V., SUEK-Khakassia, e-mail: SkotnikovSV@suek.ru; Kharitonov I.L., mine «Polysaevskaja», SUEK-Kuzbass, e-mail: KharitonovIL@suek.ru; Makarov A.M., Kravchuk I.L., Dovzhenok A.S., Galkin A.V., NIIOGR.
The role and structure of the functions of the chief engineer of Ude in the conditions of innovative development of coal company worked functionals of the chief engineer and the labor protection and production control. The relevance of the study of the functions of the chief engineer of the coal-mining enterprises (UDP) is due formed as a result of reforming the systems of management of enterprises in the 90's and 2000's. a large uncertainty its role and structure functions.
Key words: functional chief engineer, coal mining enterprise, the safety, the efficiency of labour.
_ ОТДЕЛЬНЫЕ СТАТЬИ
ГОРНОГО ИНФОРМАЦИОННО-АНАЛИТИЧЕСКОГО БЮЛЛЕТЕНЯ
(ПРЕПРИНТ)
