CC BY
37
© Ю.Г. Павлов, 2002
N
УДК 622.232.62
Ю.Г. Павлов
3 уд
к
Л. ±Л
ZIII 2’
к
М 'ак _103
102
Вт
ОЦЕНКА ПОТЕРЬ МОЩНОСТИ В БЛОКЕ ПРИВОДА СКРЕБКОВОГО КОНВЕЙЕРА
Эффективность использования скребкового конвейера можно существенно увеличить за счет анализа информации об объеме выполненной функциональной работы, определяющей износ элементов скребкового конвейера.
В этой связи износ элементов конвейера рационально оценивать с учетом затрачиваемой функциональной работы, являющейся функцией перемещенного объема груза в единицу времени. Для выявления общей картины расхода энергии необходимо составить энергетический баланс, то есть определить потери энергии в элементах конвейера (приводе, передающих механизмах, рештачном ставе). Общую затраченную на перемещение груза мощность можно определить следующим образом:
|\1общ _ Изд+ N ред+ 1\1об+ 1Чг+ Их.г.+ N
где Ыэд - потеря мощности в электродвигателе конвейера; N ред потеря мощности в редукторе; Ыоб - потеря мощности на концевой и приводной звездочках конвейера с цепным тяговым органом; №.г- потеря мощности на холостой и грузовой ветвях конвейера без груза; N - мощность, затрачиваемая на транспортирование груза.
Блок привода скребкового конвейера представляет собой сборочную единицу, состоящую из множества деталей. Его ремонт или замена является достаточно сложным и трудоемким процессом. Наличие информации об износе деталей, входящих в блок привода, позволяет рационально проводить техническое обслуживание, ремонт, а также эффективно использовать конвейер до наступления предельного состояния элементов трансмиссии в зависимости от объема выполненной функциональной работы.
Потери мощности в блоке привода (Мред) конвейера состоят из потерь мощности в зубчатой передаче (М 'зуб), потерь мощности в шлицевом соединении (М 'шлиц), потерь мощности в подшипниках качения (^под), потерь мощности в уплотнениях (М 'уп), гидравлических потерь мощности в зубчатых передачах (М 'гид), то есть:
Мред- М зуб + М шлиц + М под + М уп + М 'гид
Как показывает анализ, основным видом потерь мощности в блоке привода являются потери из-за трения скольжения в зубчатых передачах, величина которых зависит от качества обработки поверхностей зубьев, их количества, качества смазки и коэффициента трения. Численное значение этих потерь можно определить по формуле:
где Мзуб - потери мощности в зубчатой паре; Е - коэффициент перекрытия зубьев (для прямозубых колес Е - 1,45); Zш - число зубьев шестерни; Zк - число зубьев колеса; f - коэффициент трения в зубчатом зацеплении; М - момент на валу; Юк - угловая скорость колеса.
Коэффициент трения f изменяется в пределах (0,05-0,1) и зависит от вязкости масла, скорости скольжения и окружной скорости. Наибольшая величина имеет место при очень малых скоростях скольжения (вблизи полюсной линии). При малых окружных скоростях большое влияние на величину коэффициента трения оказывают чистота поверхности, окружная скорость и вязкость смазки. В формуле знак плюс берется при внешнем зацеплении, а минус - при внутреннем. Значение коэффициента К - 2-5. Для цилиндрических колес его значение принимается равным 2.
Для передачи крутящего момента от ведущего звена к соосно расположенному ведомому звену трансмиссии в горном машиностроении используются прямобочные шлицевые соединения с центрированием по внутреннему диаметру.
При теоретически правильном изготовлении ступицы и вала, геометрически точной сборке соединения в предположении абсолютной жесткости деталей изнашивания шлицев не должно происходить. В реальных условиях вследствие неточностей изготовления, неблагоприятного сочетания отклонений в размерах деталей и упругих деформаций, при работе под нагрузкой происходит окружное и радиальное смещение шлицев. Это является причиной несоосности ступицы и вала, вследствие чего между ними имеется относительное скольжение, полный цикл которого совершается за один оборот.
Удельную мощность трения, то есть мощность трения, отнесенную к единице контактной поверхности шлицев, в общем случае можно определить по формуле:
N — f' Аф'йСр • п 'Оср л 1 ^
Л2
ср
где f - коэффициент трения скольжения; Аф - угол смещения оси вала к оси ступицы; d ср - средний диаметр соединения, м; п - частота вращения соединения, с -1; Оср - среднее контактное давление, Па; I -длина зацепления, м.
Полная мощность трения ^тр) с учетам геометрических характеристик зубчатого (шлицевого) соединения по ГОСТ 21425-75 равна:
Nmp — 9.8 '10
-2
Вт
N ■ I ■ (dcp - /в - /с) • 2,
где Z - число шлицев; fв, ^ - номинальная высота фаски на шлифах вала и ступицы, соответственно, м.
I
Тааблица 1
ЗНАЧЕНИЯ ПРИВЕДЕННОГО КОЭФФИЦИЕНТА ТРЕНИЯ
Тип подшипника
• 10 -
Шариковый радиальный, в том числе сферический Шариковый, радиально-упорный Шариковый упорный и упорно-радиальный Радиальный с короткими цилиндрическими роликами Конический и сферический роликоподшипники Игольчатый
Упорный роликоподшипник__________________________
1,5.. . 2,0
2,0. ..2,5
2,5. ..3,5
2,0. ..3,0
3,5. ..5,0
5,0.. 10,0
5,0. 8,0
Таблица 2
Потери в зубчатой муфте 1 кВт
Потери в солнечной передаче 11 кВт
Потери в шлицевом соединении 0,5 кВт
Потери в шлицевом соединении 0,51 кВт
Потери в зубчатой конической передаче 9 кВт
Потери в шлицевом соединении 0,4 кВт
Потери в зубчатой цилиндрической передаче 6 кВт
Гидродинамические потери 1 0,1 кВт
Гидродинамические потери 2 0,2 кВт
Потери в уплотнениях 0,04 кВт
Потери в подшипниках качения X = 4 кВт
Х= 32,75 кВт
В качестве опор вращения в блоке привода применяются подшипники качения. Мощность трения в подшипниках качения складывается из потерь на проскальзывание тел качения, гироскопическое верчение или отклонение осей вращения тел качения, упругой деформации в материале контактирующих тел, скольжение тел качения в сепараторе и его скольжение в направляющих бортах, турбулентным движением смазки при вращении подшипника.
Из-за сложности определения потерь на трение расчетным путем в практике получил распространение метод с помощью приведенного коэффициента трения, значения которого для различных типов подшипников приведены в табл. 1.
Тогда мощность, расходуемая на преодоление трения в любом подшипнике качения, можно определить по следующей формуле:
Nтр ~ /пр * ^ ЭКВ ^ , Вт
где Rэкв - эквивалентная нагрузка на подшипник, Н; dcp - средний диаметр подшипника, м.
RЭКВ = 0,41 Rmax
Для практического использования величину приведенного коэффициента следует увеличить в 1,5-2 раза, поскольку в реальных опорах вращения появляется дополнительное трение за счет технологических и монтажных погрешностей, загрязнения смазки, форсированных режимов эксплуатации.
Из дополнительных потерь мощности в силовых трансмиссиях следует выделить потери мощности на трение в уплотнениях и гидравлические потери в зубчатых передачах на перемешивание и разбрызгивание масла.
На основании большого числа экспериментальных наблюдений потери мощности на трение в уплотнениях можно определить по формуле:
Мтр - 0,2с(^в или Мтр - 20лх1 2п, Вт где б - диаметр шейки вала, м; Ув - окружная скорость на шейке вала, м/сек; п - частота вращения вала, с -1.
Перемешивание и разбрызгивание масла в процессе работы блока привода приводит к гидравлическим потерям в зубчатых передачах величину которых можно оценить по формуле:
Nидр = 0,615 V • В V •г 200 , Вт
Р V +г2
где V - окружная скорость колес, м/с; B - ширина зубчатого венца, м; V - кинематическая вязкость масла, м2 /с; Z1 и Z2 - числа зубьев шестерни и колеса.
Расчет потерь мощности в блоке привода скребкового конвейера СПЦ 271.38 приведен в табл. 2.
Суммарная потеря мощности в блоке привода скребкового конвейера равна 32,75 кВт, что составляет 20,5 %.
Информация о потере мощности в зависимости от объема выполненной функциональной работы скребкового конвейера позволит определить степень износа деталей блока привода, а также наиболее полно использовать ресурс трансмиссии, своевременно производить ремонт или замену при наступлении предельного состояния «лимитирующего звена», тем самым уменьшить простои шахты, вызванные поломкой конвейера.
КОРОТКО ОБ АВТОРАХ
Павлов Ю.Г. — Московский государственный горный университет.
