CC BY
19
Интернет-журнал «Науковедение» ISSN 2223-5167 http ://naukovedenie.ru/
Том 9, №2 (2017) http://naukovedenie.ru/vol9-2.php
URL статьи: http://naukovedenie.ru/PDF/94TVN217.pdf
Статья опубликована 19.05.2017
Ссылка для цитирования этой статьи:
Носенко А.С., Исаков В.С., Домницкий А.А., Зубов В.В. Моделирование переходных процессов в гидроприводе погрузочно-транспортных модулей // Интернет-журнал «НАУКОВЕДЕНИЕ» Том 9, №2 (2017) http://naukovedenie.ru/PDF/94TVN217.pdf (доступ свободный). Загл. с экрана. Яз. рус., англ.
УДК 622.619
Носенко Алексей Станиславович
ФГБОУ ВПО «Южно-Российский государственный политехнический университет (НПИ) имени М.И. Платова»
Шахтинский институт (филиал), Россия, Шахты1
Заведующий кафедрой Доктор технических наук, профессор E-mail: asnosenko@mail.ru
Исаков Владимир Семенович
ФГБОУ ВПО «Южно-Российский государственный политехнический университет (НПИ) имени М.И. Платова»
Россия, Новочеркасск Доктор технических наук, профессор E-mail: kafedra_sdkm@mail.ru
Домницкий Алексей Александрович
ФГБОУ ВПО «Южно-Российский государственный политехнический университет (НПИ) имени М.И. Платова»
Шахтинский институт (филиал), Россия, Шахты Кандидат технических наук, доцент E-mail: dom-a-a@mail.ru
Зубов Виктор Владимирович
ФГБОУ ВПО «Южно-Российский государственный политехнический университет (НПИ) имени М.И. Платова»
Шахтинский институт (филиал), Россия, Шахты
Ассистент E-mail: dyadkazub0@rambler.ru
Моделирование переходных процессов в гидроприводе погрузочно-транспортных модулей
Аннотация. Статья посвящена исследованиям погрузочно-транспортных модулей (ПТМ), отличающихся использованием гидропривода поступательного действия с управлением распределителями по положению. Приведена универсальная математическая модель, учитывающей динамические особенности работы погрузочно-транспортных модулей с гидроприводом поступательного и вращательного действия. Универсальность математической модели заключается в том, что имеется возможность моделировать работу различных погрузочно-транспортных модулей. Для расчета принята трехмассовая динамическая схема. Массы гидроцилиндров привода, нагребающих лап приводятся к центру кривошипных дисков как наиболее динамичного звена. При описании динамических процессов в гидравлической системе погрузочного органа каждый из распределителей, управляющих
1 346500, Ростовская обл., г. Шахты, пл. Ленина, 1
гидроцилиндрами, заменен эквивалентной парой дросселей с переменной площадью проходного сечения. Проанализированы результаты расчетов переходных процессов в гидроприводе. Сделаны выводы о достаточной устойчивости системы привода вращающегося действия, сохраняющей затухающий характер переходных процессов в гидросистеме. Даны рекомендации в области дальнейшего совершенствования конструкций ПТМ с гидроприводом поступательного действия. Целесообразно, по мнению авторов, стремиться к конструктивным решениям с невысокими скоростями движения выходных звеньев-до 0,1 м/с и увеличению объемов единичного захвата материала нагребающими или транспортирующими элементами.
Ключевые слова: погрузочно-транспортные модули; гидропривод; переходной процесс; коэффициент динамичности
Для разработки универсальной модели, учитывающей особенности работы погрузочно-транспортных модулей (ПТМ) с гидроприводом поступательного действия [1-5], независимо от способа взаимодействия их нагребающих элементов с погружаемым материалом следует:
• разработать эквивалентную гидродинамическую схему ПТМ;
• вывести систему дифференциальных уравнений, адекватную работе системы;
• формализовать рабочие модели процессов, происходящих в приводе ПТМ и осуществить их математическую имитацию на ЭВМ.
Отличием исследуемых схем погрузочно-транспортных модулей является использование гидропривода поступательного действия.
Для математического описания принята схема ПТМ типа ПНБ с приводом нагребающих дисков от силовых гидроцилиндров [6]. Конечная цель расчетов - переходные процессы в гидросистеме в зонах, близких к «мертвым точкам», перераспределение крутящего момента на синхронизирующем валу, изменения частоты вращения нагребающих дисков и давления в гидросистеме при переключениях распределителей и в момент пуска электродвигателя. Расчетные эквивалентная динамическая и гидравлическая схемы приведены на рис. 1 и 2.
Для расчета сформулирована трехмассовая динамическая задача. Все учитываемые массы приводятся к центру нагребающих дисков как самого динамичного звена. Изменение положения центров масс гидроцилиндров при вращении дисков не учитывается. Крепление дисков на опорных валах, штоков гидроцилиндров на дисках принимается достаточно жестким. Силами трения в зубчатых передачах и подшипниковых узлах пренебрегаем, диссипативные силы в гидролиниях моделируются гидравлическим сопротивлением дросселя, установленного
в сливной магистрали
Л
Рисунок 1. Расчетная эквивалентная динамическая схема погрузочно-транспортного модуля (рис. авторов)
Рисунок 2. Расчетная эквивалентная гидравлическая схема погрузочно-транспортного модуля (рис. авторов)
При моделировании динамических процессов в гидравлической системе исследуемого ПТМ, каждый из гидрораспределителей представлен парой эквивалентных дросселей с
Уп\ 3с1 тт 3п2 3с
изменяющимся сечением ^ п1 /с1 и ■/п2, с2 (рис. 2), соответственно открытых или закрытых
при работе или прохождении «мертвых точек». Дроссели п и -15 гидравлические сопротивления.
имитируют местные
Универсальность математической модели заключается в том, что имеется возможность моделировать работу различных погрузочно-транспортных модулей. Например, работа погрузочно-транспортного модуля с клиновым нагребающим носком [1], или перегружателей
1п\ /п.
[2-5], моделируется одновременным открытием дросселей п1, •/п2, при закрытых дросселях
¿л, Jл, что соответствует подаче рабочей жидкости одновременно в поршневые или штоковые полости гидроцилиндров.
Вывод системы дифференциальных уравнений производился с использованием уравнения Лагранжа II рода. Кинетическая энергия:
Т = Л
0
+ Л
0
+ Л
0
дв
(1)
• Л\ Л2 - моменты инерции вращающихся частей погрузочно-транспортного модуля;
где:
дв - момент инерции вращающихся частей маслостанции; электродвигателя, с-1.
0
дв
- угловая скорость вала
При скорости вращения дисков п = 30 об/мин. и массе приводных дисков с лапами, превосходящей массу гидроцилиндров, поворотные движения корпусов, происходящие с амплитудой около 25 градусов и частотой не более 1 с-1, не будут оказывать существенного влияния на инерционность системы. Считая, что гидроцилиндр совершает качательные движения относительно центра масс и, приводя моменты инерции к центру кривошипного диска, по теореме Гюйгенса - Штейнера получим выражение для приведенного момента инерции:
Л„ = ......2
пр
16
■ + т ■ тд +
3
тд( 2 2\ тд 2
- а + т )+тт ЛI,
16
(2)
Л.,
где: 'ц - диаметр поршня цилиндра, м; ёд - диаметр диска, м; Гд - радиус вращения центра масс лапы, м; тд, тц, М - массы лапы, цилиндра и диска, кг. Учитываем, что:
2
2
2
2
т _ тах дв ч
- = - = -пР, -дв = ' (3)
где: Мтсаде - маховой момент двигателя, Нм. Уравнение Лагранжа II рода имеет вид:
а &
^дГ^
дГ дг
кдф,) дф , дер,
+ —= ©,, (4)
где: Т - кинетическая энергия; П - потенциальная энергия; щ - обобщенная ©
координата; ' - обобщенная сила. Потенциальную энергию будем рассматривать как одну из составляющих обобщенной силы. Тогда
дГ дГ дГ дГ
= ^ = -2®2; -Т— =-1- = -де®де ■ (5)
ф2 д<®2 д(р дв дадв
Производные по времени:
дГ п дГ дГ т
-= 0; -=-= - 1а1. (6)
дщ дфх да
После дифференцирования:
мдеадв =©,; з® =©2; -2®2 =©з. (7)
Обобщенная сила, приводящая в движение маслостанцию:
©1 = Мд -Мс, (8)
М и м
где: д - движущий момент маслостанции, Нм; с - момент сопротивления на маслостанции, Нм.
2МК £К £
Мд =-К К , (9)
де Б2К + £2' (9)
М £ ?
где: К - критический момент электродвигателя, Нм; К , £ - критическое и текущее
скольжение.
Р а
Мс = рна1 + Мхх, (10)
2ж?]о
х.х.
о
где: Рн - давление на насосе, МПа; Мхх - момент холостого хода маслостанции, Нм; а - рабочий объем насоса, см3/об; - объемный к.п.д. насоса.
РН = Сл■ДV, Рн = сл ■ 0 - 01), (11)
где: 0н - расход насоса, м3/с; 01 - расход на участке до гидроцилиндров, м3/с;
с
гл - приведенный коэффициент, характеризующий податливость системы. Обобщенные силы имеют вид:
©2 = МдЛ -Мл -Мв ©3 = Мдв2 - Мс2 + Мв
(12) (13)
где:
МЛ„ М,
движущие моменты на нагребающих дисках, Нм;
М„, М„
моменты
сопротивлений на нагребающих дисках, н.м.;
М.
момент на синхронизирующем валу, Нм;
Мв = С в (ф\ -ф2),
(14)
С.
где в - жесткость синхронизирующего вала.
Система дифференциальных уравнений, моделирующих работу ПТМ, имеет вид:
1. Л дв0дв =©!> 2. Л\01 =©2, 3 Л202 = ©3,
4 РМ сгл ■ (^М Ql)'
5. Мв = Св(ф\ -ф2),
6. ф\ =0
(15)
7. Ф2 = 0
Используем некоторые дополнительные зависимости для дальнейшей формализации обобщенных сил ©2, ©3 и величины из уравнения 4 (15): параметр «мертвой зоны»;
фтах - диапазон, в котором происходит переключение распределителя, (рис. 3); фупр - значение
ф >ф > 0
угла поворота диска, соответствующее началу переключения распределителя; тах упр ;
/5
- площадь поперечного сечение дросселя в сливной магистрали.
Рисунок 3. Расчетная схема переключения распределителей (рис. авторов)
Переключение дросселей /п1'/с1 и /п2'/с2 происходит в диапазоне фтах. Закон переключения задается в соответствии с формулой применяемого распределителя в виде
/п\, /п2 = / (фупр )
Моменты движущих сил на нагребающих дисках
Мдв\ = Ь\(Р2^ -Р4
Мв2 = ВД^ - Р4
(16)
где
ь Ь
\ "2
плечо силы, действующей на нагребающий диск от гидроцилиндра, м.
р р р 0
Значения 2, 3, 4, 01 определяется системой уравнений:
1. 01 = 02 + 03,
2. 02 = V ^ + 04,
3. 03 = V^„2 + 05,
4. 06 = У1Ря1 + Г2 Рп2 + 05 + 04,
02 = ±/
„1 ■
6.
— / Р - Р2/,
Рс
03 = ±/
„2 ■
7.
Рж
/ Р - Р3/,
06 = ±^5
8.
Рж
/ Р4/,
(17)
05 = ИТс 2.
9.
2
Рж
/ Р3 - Р4/,
04 = /
5.
Рж
/ Р - Р2/,
10. 1
где: ^ - коэффициент потерь расхода на дросселе; Рж - плотность рабочей жидкости
Р = Рн - Ггид 01,
кг/м
3. Г
гид
- гидравлическое сопротивление при ламинарном течении жидкости в гидролинии
на участке «насос - гидроцилиндр», Па • с/м3.
Решение системы производилось для трех вариантов работы приводных гидроцилиндров в зависимости от угла поворота:
1. Диски приводятся в движение двумя гидроцилиндрами; при этом одна из полостей соединена с напором, другая - со сливом, т.е. /"с1 ^ 0 •/с2 ^ 0 /„1 = /тах.
2. Диски приводятся в движение одним цилиндром с передачей крутящего момента через синхронизирующий вал, полости второго гидроцилиндра соединены со сливом:
/с1 = 0, /„2 = 0, Р3 = 0; или /с1 = 0, /л = 0, Р2 = 0, /п2 ^ /тах.
3. Происходит переключение распределителя, управляющего одним из гидроцилиндров, дроссель в напорной магистрали цилиндра закрывается, открывается дроссель, соединяющий эту магистраль со сливом:
/с1 = 0, /т ^ /тах , /„2 = /упр X ./С2 = /упр ) /с2 = 0, /„2 ^ /тах , /„1 = /Щ упр ), /с1 = /упр )
или
Момент движущих сил принимается равным моменту сопротивлений на нагребающих лапах. С целью оценки эффективности системы определяется КПД привода:
IN п
1 =
IN п
(18)
„=1
где:
N.
- мощность, затраченная на преодоление сил сопротивления со стороны
погружаемого материала, кВт; ^'полн. - полная гидравлическая мощность системы, кВт; „ - число точек определения параметра за один оборот.
2
2
2
„=1
Мполеез. — МсЩ + М
Nполн. = Ч\ЛобРм ,
(19)
Мв — / (?), Щ,2 = / ), Щ = / (?),
где ^об - объемный к.п.д. насоса.
Цель расчета - определение зависимостей
^полез. — X ^тт. — /{) для оценки переходных процессов при запуске системы, переключении распределителей, возможностей регулирования и управления приводом погрузочно-транспортного модуля в реальных режимах нагружения.
Исходные данные для расчета соответствуют техническим характеристикам машин -аналогов, содержат характеристики, присущие конкретному погружаемому материалу. Выбор гидроаппаратуры производится в ходе вычислительного эксперимента.
Исходные данные в соответствии со стандартными характеристиками выпускаемого гидрооборудования варьируются с целью получения наилучшего качества переходных процессов в системе и КПД привода.
Моделирование переходных процессов выполнено для наиболее тяжелых условий работы машин с нагребающими лапами типа ПНБ3Д2М, а именно - погрузка материала со
средней крупностью а — 0,4 м и плотностью погружаемого материала 2200 кг/м3. В качестве
варьируемых параметров приняты: рабочий объем насоса ^н; диаметр трубопровода ^1; потери в трубопроводе и на местных сопротивлениях, имитируемые эквивалентным диаметром
дросселя в сливе /5 (если /з — ^1 - учтены только потери по длине трубопровода); параметры
«мертвой зоны» Аф, внутри которой полости одного из гидроцилиндров соединены со сливом;
А® ^ щ (?)
диапазон зоны переключения ^тах . В результате расчетов получены зависимости двУ ,
Щ(0 , (02(г) , Рм (?) , М в (?) , N полез (?) , Nп0лн (?) .
В процессе вычислительного эксперимента моделируется вариант мгновенного переключения распределителей в «мертвой зоне», что соответствует наиболее неблагоприятному режиму работы. Выбор величины «мертвой зоны» и зоны переключения
„/, — / (ф ), /, — / (ф ) распределителей, а также зависимостей ■/и1,и2 4ТУпр' ■/с1,с2 4тУпр' производился при
предпроектной проработке конструкции для конкретного типа перекрытия золотника
распределителя (отрицательного, нулевого, положительного). Результаты расчетов
представлены в виде графических зависимостей Р(ф) и М в (ф) .
Для оценки переходных процессов в гидросистеме принят ряд критериев.
К
1. Коэффициенты, учитывающие динамичность изменения давления др и момента
К
на синхронизирующем валу дм :
Р
К —-мтах-
Кдр 0,5( Р - Р ■ ) + Р ■ ' (20)
? V м.тах м.тт/ м.тт к — _мв.тах__/'О 1 Л
дм — 0,5(Мв.тах -Мв.тп) + м,^' ^
Где мах; в.тах' «.min , в.min _ соответственно min и max значения давления и момента на синхронизирующем валу при запуске. Знаменатель соответствует среднему значению максимальноГо давления или момента.
T T
2. Постоянная времени затухания давления р и момента н при запуске принята
К К
равной времени, в течение которого коэффициенты динамичности др, дм значений 1, 2 и ниже.
достиГают
Графики переходных процессов и характеристики, описывающие их качество в
функциях изменяющихся параметров 6.
Кдм Кдр Тр = f(q), Тр = f(f5)
приведены на рис. 4
Анализ результатов расчетов указывает на тенденции увеличения коэффициента динамичности при росте рабочего объема насоса при увеличении постоянной времени.
Для достижения максимальной производительности при неизменной частоте вращения нагребающих дисков, в качестве базового выбран насос с рабочим объемом 250 см3/об. Оптимальные показатели качества переходных процессов получены при эквивалентном диаметре дросселя в сливной магистрали - 0,016 м (рис. 5б).
Рисунок 4. Влияние гидравлических сопротивлений на переходные процессы (рис. авторов)
Рисунок 5. Влияние рабочих объемов насоса ql на переходные процессы (рис. авторов)
Рисунок 6. Изменение крутящего момента на синхронизирующем валу (рис. авторов)
Зависимости ?, ^и их анализ подтверждают эффективность разработанной системы, что представлено на рисунке 7.
Рисунок 7. График функций ^ ?^ ^(рис. авторов)
КПД системы увеличивается при использовании гидрооборудования с расходом до 125 см3/об, что позволяет реализовывать небольшие размеры маслостанции при одновременном снижении частоты вращения нагребающих дисков. Переходный процесс исследуемых функций
Рм, Мв
- колебательный, затухающий в любом из вариантов сочетания параметров, что подтверждает его устойчивость. Особенность режима работы синхронизирующего вала -знакопеременная нагрузка, свидетельствующая об изменении направления крутильных колебаний вала при передаче момента с одного диска на другой.
Ниже, приведены результаты аналогичных исследований применительно к гидроприводу вращательного действия опытного образца шахтной погрузочной машины МПК1000Т. Расчеты позволяют сделать следующие выводы.
1. Значение коэффициента динамичности давления (рис. 8) является функцией внешней нагрузки, приложенной к рабочему органу погрузочной машины, и режима работы:
• для варианта 1 при достижении транспортной скорости на холостом ходу, кД находится в пределах 1 - 1,8; постоянная времени Т затухания переходного процесса равна 0,5 с;
• для варианта 4 при разгоне машины под нагрузкой (внедрение в штабель)
коэффициент динамичности возрастает и достигает значений кд 2 и выше, что в целом нежелательно.
По результатам расчетов сделан вывод о достаточной устойчивости предложенной схемы гидропривода, обеспечивающей сохранение затухающего характера переходных процессов в гидросистеме в неблагоприятных условиях работы. Привод позволяет осуществлять включение ходовой части машины при внедрении ковша в штабель погружаемого материала. Однако этот режим следует считать неблагоприятным, на основании высокого коэффициента динамичности. Максимальное значение постоянной времени переходного процесса имеет место в случае резкого возрастания нагрузки при движении машины в транспортном режиме. При этом, постоянная времени затухания переходного процесса не превышает 0,7 с.
2. Колебания угловой скорости вала насоса (рис. 9) характеризуется малым
Т = 0 2с кД = 1,03
значением постоянной времени затухания переходного процесса ' , Д .
3. Максимальное значение угловой скорости гидромотора кд 1,4 наблюдается в режиме 3 (резкое возрастание нагрузки в транспортном режиме).
4. Рис. 11 соответствует аварийному режиму, т.е. запуску двигателя под завалом.
Максимальный коэффициент динамичности составляет кд 1,5, постоянная времени - 0,7 с. Переходные процессы изменения скорости вала насоса обладают устойчивостью.
Р
Рисунок 8. Изменение давления Н на выходе насоса (рис. авторов) СОмС
Рисунок 9. Скорость вращения вала насоса (<®н) (рис. авторов)
Рисунок 10. Скорость вращения вала гидромотора ^ (рис. авторов)
Рисунок 11. Запуск двигателя под нагрузкой (рис. авторов)
В результате анализа результатов расчетов сделаны следующие выводы.
1. Можно считать достаточно устойчивой систему привода ПТМ вращающегося действия, сохраняющей затухающий характер переходных процессов в гидросистеме.
2. При дальнейшем совершенствования конструкций ПТМ с гидроприводом поступательного действия необходимо стремиться к конструктивным решениям с невысокими скоростями движения выходных звеньев (до 0,1 м/с) и увеличению объемов единичного захвата материала нагребающими или транспортирующими элементами.
ЛИТЕРАТУРА
1. Г.Ш. Хазанович, Ю.М. Ляшенко и др. Проходческие погрузочно - транспортные модули и подсистемы угольных шахт на основе клиновых гидрофицированных органов (монография) / Шахтинский институт ЮРГТУ. - Новочеркасск: ЮРГТУ 2001 - 252 с.
2. А.С. Носенко, А.А. Домницкий, Е.А. Шемшура, Р.В. Каргин. К вопросу о выборе комплектов оборудования для строительства транспортных тоннелей комбайновым способом. Дороги и мосты: сборник / ФГУП «РОСДОРНИИ». - М.: РОСДОРНИИ, 2014. - Вып. 32/2. - С. 40-54.
3. А.С. Носенко, В.Г. Хазанович, Р.В. Каргин, А.А. Филоненко. Экспериментальные исследования формирования производительности шахтных проходческих машин / Горное оборудование и электромеханика. - 2010. - №1. - C. 19-22.
4. Р.В. Каргин, Г.Ш. Хазанович. Перегружатели для крепких сыпучих материалов (монография). Новочеркасск: ЮРГТУ (НПИ), 2005. - 141 с.
5. А.С. Носенко, В.Г. Хазанович, Р.В. Каргин, А.А. Филоненко. Средства призабойного транспорта для крепких сыпучих материалов / «Горное оборудование и электромеханика». - 2010. - № 1. - C. 23-28.
6. А.С. Носенко, В.К. Голованов, Е.З. Переплетчиков. Погрузочный орган. А.с.1544689 CCC, МКИ В65 G65/10. - Заявл.12.10.87; Опубл. 23.02.90, Бюл. №7.
7. А.С. Носенко, Р.В. Каргин, А.А. Филоненко. Моделирование работы перегружателей в составе комплектов проходческого оборудования для проведения горных выработок / Освоение минеральных ресурсов Севера: проблемы и решения: IIX Междунар. науч.-практ. конф., апрель 2010 г., сб. тр./ Воркута. - С. 354-359.
8. Хазанович Г.Ш., Каргин Р.В. Исследования проходческого перегружателя с изменяемой высотой транспортирующих элементов // Горный информационно-аналитический бюллетень (научно-технический журнал). 2001. №11. С. 204-207.
9. А.С. Носенко, А.А. Домницкий, Р.В. Каргин, Е.А. Шемшура, В.В. Носенко. Применение модульной компоновки горнопроходческих машин при строительстве транспортных тоннелей / Инженерный вестник Дона [электронный ресурс]. - Электрон. научн. журн. / СКНЦ ВШ ЮФУ. - Ростов-на-Дону: СКНЦ, 2015. - № 1 (часть 2). - Режим доступа http://www.ivdon.ru/ru/magazine/archive/n1p2y2015/2832.
10. Р.В. Каргин, А.А. Домницкий, А.С. Носенко, Е.А. Шемшура. К вопросу о классификации тоннелей на автомобильных дорогах / Дороги и мосты: сборник / ФАУ «РОСДОРНИИ». - М.: РОСДОРНИИ, 2015. - Вып. 33. - С. 217-233.
11. А.С. Носенко, А.А. Домницкий, Е.А. Шемшура. Evaluation of Reliability and Technical Conditions of Tunneling Machines. /Procedia Engineering. - 2015. - № 129. - pp. 624-628 http://www.sciencedirect.com/scence/article/pii/S187770581503965X.
Nocenko Alexej Stanislavovich
Platov South-Russian state polytechnic university (NPI) Shakty branch, Russia, Shakty E-mail: asnosenko@mail.ru
Isakov Vladimir Semenovich
Platov South-Russian state polytechnic university (NPI), Russia, Novocherkassk
E-mail: kafedra_sdkm@mail.ru
Domnitskij Alexej Alexandrovich
Platov South-Russian state polytechnic university (NPI) Shakty branch, Russia, Shakty E-mail: dom-a-a@mail.ru
Zybov Victor Vladimirovich
Platov South-Russian state polytechnic university (NPI) Shakty branch, Russia, Shakty E-mail: dyadkazub0@rambler.ru
Modeling of transition processes in a hydraulic actuator loading and transport modules
Abstract. Article is devoted to probes of the loading and transport modules (LTM) differing in use of a hydraulic actuator of forward action with steering of distributors by situation. The multiple-purpose mathematical model, the operation of loading and transport modules with a hydraulic actuator of forward and rotary action considering dynamic features is given. Universality of mathematical model is that there is an opportunity to model operation of various loading and transport modules. For calculation the three-mass dynamic scheme is accepted. All considered masses is given to the center the nagrebayushchikh of disks as most dynamic link. When modeling dynamic processes in hydraulic system of the studied PTM, each of hydraulic valves is presented by couple of equivalent throttles with the changing section. Results of calculations of transition processes in a hydraulic actuator are analysed. Conclusions are drawn on sufficient stability of the system of a drive gear of the rotating action keeping the fading nature of transition processes in a hydraulic system. Recommendations in the field of further improvement of designs of PTM with a hydraulic actuator of forward action are made. Expediently, according to authors to strive for constructive decisions with low speeds of the movement of output links - to 0,1 m/s and to increase in volumes of single capture of material the nagrebayushchy or transporting elements.
Keywords: loading and transport modules; hydraulic actuator; transitional process; dynamism coefficient
REFERENCES
1. G.Sh. Khazanovich, Yu.M. Lyashenko, etc. Driving pogruzochno - transport modules and subsystems of coal mines on the basis of maple the gidrofitsirovannykh of bodies (monograph) / the Shakhty institute of YuRGTU. - Novocherkassk: YuRGTU of 2001
- 252 pages.
2. S. Nosenko, A.A. Danicki, E.A. Shemshura, R.V. Kargin. To the question about the choice of sets of equipment for construction of transport tunnels a combine. Roads and bridges: the collection / the «ROSDORNII». - M.: ROSDORNII, 2014. - edition 32/2.
- S. 40-54.
3.
4.
5.
6.
7.
8.
9.
10. 11.
S. Nosenko, V.G. Khazanovich, R.V. Kargin, A.A. Filonenko Experimental study of formation of productivity of mining tunneling machines / Mining machinery and electromechanics. - 2010. - No. 1. - C. 19-22.
R.V. Kargin, G.S., Khazanovich. The strong loaders for bulk material (monography). Novocherkassk: SRSTU (NPI), 2005. - 141 c.
S. Nosenko, V.G., Khazanovich, R.V. Kargin, A.A. Filonenko. Means bottom for sturdy transport of bulk materials / «Mining machinery and electromechanics». - 2010.-№ 1. - C. 23-28.
S. Nosenko, V.K. Golovanov, E.Z. Perepletchikov. Loading body. A.s.1544689 CCC, MCI of B65 G65/10. - Zayavl.12.10.87; Opubl. 23.02.90, Byul.No. 7.
Nosenko A.S., R.V. Kargin, A.A. Filonenko. The simulations of the cranes in the composition of the sets of tunnelling equipment for the mining / Mastering the far North mineral resources: problems and solutions: IIX Intern. scientific. - practical. Conf. April 2010, Tr. / Vorkuta. - P. 354-359.
Khazanovich, G.S., Kargin R.V., Nosenko A.S. Research tunneling material handler with variable height conveying elements // Mountain information-analytical Bulletin (scientific and technical journal). 2001. No. 11. P. 204-207.
S. Nosenko, A.A. Domnitskij, R.V. Kargin, A.E. Shemshura, V.V. Nosenko. The use of modular design, tunneling machines during the construction of transport tunnels / Engineering journal of the don [electronic resource]. - Electron. sci. Phys / SKNC VS SFU. - Rostov-on-don: sknc, 2015. - No. 1 (part 2). - Access mode http://www.ivdon.ru/ru/magazine/archive/n1p2y2015/2832.
R.V. Kargin, A.A. Domnitskij, A.S. Nosenko, E.A. Shemshura. To the question on classification of tunnels on highways / Roads and bridges: the collection / «ROSDORNII». - M.: ROSDORNII, 2015. - Vol. 33. - S. 217-233.
S. Nosenko, A.A. Domnitskij, E.A. Shemshura Evaluation of Reliability and Technical Conditions of Tunneling Machines / Procedia Engineering. - 2015. - № 129. - pp. 624628 http://www.sciencedirect.com/scence/article/pii/S187770581503965X.
