CC BY
31
СЕМИНАР 8
ДОКЛАД НА СИМПОЗИУМЕ "НЕДЕЛЯ ГОРНЯКА - 99" МОСКВА, МГГУ, 25.01.99 - 29.01.99
В.Г. Гуляев, В.П. Кондрахин, В.А. Тарасенко,
ДонГТУ ДонГТУ ДонГТУ
Структурно-параметрическая оптимизация шахтной одновалковой гирационной дробилки
Для угольной промышленности стран СНГ весьма актуальной является проблема создания дробилок для дробления крепких горных пород непосредственно в шахте. Одним из перспективных направлений является использование для этих целей одновалковой гирационной дробилки [1]. ДонГТУ разработаны и реализованы в виде прикладных программ имитационная математическая модель рабочего процесса шахтной одновалковой дробилки, а также модель формирования кинематических составляющих нагрузок, обусловленных циклическим характером процесса дробления породы в рабочих камерах [2,3].
Как показали результаты вычислительных экспериментов, проведенных применительно к параметрам экспериментального образца дробилки ДВ, разработанной институтом Донгипроуглемаш с участием ДонГТУ, при дроблении в силовых подсистемах преобладают колебания с частотами, равными и кратными частоте вращения исполнительного органа (3,75 и 7,5 Гц). Среднеквадратические отклонения (с.к.о.) момента в трансмиссии превышает с.к.о. момента внешней нагрузки, что свидетельствует об усилении колебательных составляющих нагрузки динамической подсистемой привода исполнительных органов (ПИО). Амплитуда 1-й гармоники момента в трансмиссии Мт усиливается в 1,15 раза, 2-й гармоники - в 1,47 раза. Для электромагнитного момента двигателя Мдв соответствующая кратность усиления амплитуд входных нагрузок составляет - 1,29 и 2,44. Радиальные составляющие внешней нагрузки практически не трансформируются и почти без изменения передаются на опоры валка и его вала. Макси-
мальные значения нагрузок, формирующихся в силовых подсистемах экспериментального образца дробилки ДВ при заклинивании валка недробимым предметом, составляют: момент в трансмиссии 12,3 кН-м, момент на валу маховика 11,4 кН-м, реакция опор валка 2390 кН.
Из результатов моделирования следует, что экспериментальный образец дробилки ДВ без корректировки структуры и параметров исполнительного органа и его привода не сможет обеспечить устойчивое дробление пород с коэффициентом крепости свыше 8-10 при производительности свыше 30 т/ч. Причиной этого является высокая неравномерность нагрузки в приводе дробилки, а также значительные радиальные нагрузки на валок. Необходима структурная и параметрическая оптимизация исполнительного органа и его привода с целью снижения неравномерности нагрузки и обеспечения нормальной работы дробилки при дроблении пород крепостью до 16-18.
Для решения указанной задачи были поставлены и решены две локальные задачи векторной оптимизации. При их решении использован метод поиска компромиссного решения, основанный на представлении частных и интегрального критерия в виде функций принадлежности «раз-мытому» множеству оптимальных решений [4]. Первая задача состоит в отыскании оптимального профиля рабочей камеры и эксцентриситета валка на основе использования модели формирования кинематических составляющих нагрузки. В качестве оптимизируемых параметров в указанной задаче целесообразно принимать величины центрального угла фн, соответствующего начальной точке профиля, и эксцентриситета е. В качестве
функций цели принимаем расчетную производительность дробилки Q, которую требуется максимизировать, и коэффициенты вариации кинематических составляющих крутящего момента в трансмиссии ум и радиального усилия на валок , требующие минимизации. Кроме параметрических ограничений, накладываемых на значения оптимизируемых параметров с точки зрения возможности их технической реализации, для рассматриваемых шахтных дробилок важную роль играет функциональное ограничение на значения скорости взаимодействия валка с куском породы по условию фрикционного искрения:
V = еП п / 30 < ^юп, где пв _ частота вращения эксцентрикового вала; ^оп = 0,3 - 0,4 м/с.
В таблице 1 приведены 10 лучших по значению обобщенного критерия вариантов сочетаний оптимизируемых параметров.
Как видно из таблицы 1, наилучшим по значению почти всех критериев является вариант, при котором фн = 450 и е = 0,02 м. В данном варианте только критерий отличается от своего локального оптимума, причем это отличие весьма несущественное (менее 1 %). По сравнению с наихудшим вариантом, при котором фн = 750 и е = 0,005м , производительность в оптимальном варианте повышается в 2,05 раза, коэффициенты вариации момента и радиального усилия на валке снижаются соответственно в 1,67 и 1,20 раза. При этом производительность зависит главным образом от значения эксцентриситета, а неравномерность кинематических составляющих - от начального угла профиля. Вторая задача состоит в выборе оптимальной структуры подсистемы ПИО дробилки. В результате прове-
дения вычислительных экспериментов на предварительном этапе выбраны для сравнения следующие варианты конструкции привода:
а) дробилка оснащена маховиком на рабочем валке и упругой пальцевой муфтой, расположенной между редуктором и валком; момент инерции маховика 16,8 кг-м2 (базовый вариант I, который соответствует экспериментальному образцу дробилки, изготовленному и подготовленному
к испытаниям);
б) в конструкции привода отсутствует маховик и упругая пальцевая муфта (вариант II);
в) дробилка оснащена увеличенным маховиком с моментом инерции 100 кг-м2 и упругой пальцевой муфтой, расположенной между редуктором и валком (вариант III);
г) упругая муфта расположена между увеличенным маховиком и валком (вариант IV).
Результаты моделирования рабочего процесса дробилки при дроблении породы крепостью 8 единиц при производительности питателя 45 т/ч для всех рассматриваемых вариантов представлены в таблице 2. В таблице 2 МР, М5 - крутящие моменты соответственно на исполнительном органе и в трансмиссии между валком и маховиком, Р - мощность электродвигателя, 1х и 1у - упругие перемещения оси валка в радиальном направлении, Rоп - радиальная реакция опор валка. Как видно из таблицы 2, изменение параметров и структуры привода существенно влияет на величину с.к.о. нагрузок в трансмиссии и электромагнитного момента электродвигателя. При этом внешние возмущения (МР), а также нагруз-
ки и перемещения подсистемы подвески исполнительного органа (4, 1у, R0п) для всех вариантов остаются практически одинаковыми. В таблице 3 приведены максимальные значения нагрузок, полученные в вычислительных экспериментах при заклинивании не-дробимого предмета с представительными параметрами. Из таблицы 3 следует, что изменение параметров и структуры привода заметно влияет на величину макси-
мальных радиальных нагрузок на валки. В то же время для всех рассматриваемых вариантов максимальные нагрузки в трансмиссии примерно одинаковы и определяются величиной настройки предохранительных устройств, расчетное значение которой составляет 9,05 кН-м. Максимальные нагрузки в трансмиссии несколько больше расчетного значения (в 1,05...1,33 раза), что связано с упрочнением материала срезного пальца при динамическом приложении нагрузки. Как показал анализ, эффективность дробилки ДВ при дроблении крепких пород определяется высокой неравномерностью нагрузки приводного двигателя, что может привести к его неустойчивой работе и частым опрокидываниям, и значительными радиальными нагрузками на подшипники валка, которые снижают их долговечность. В соответствии с этим для решения задачи выбора оптимального варианта привода приняты две функции цели: к! -с.к.о. электромагнитного момента двигателя; к2 _ максимальное радиальное усилие на опоры валка. Значения критериев, представленных в виде функции принадлежности, даны в таблице 4.
Параметр е в таблице 4 представляет собой показатель степени, используемый при формировании интегрального критерия и характеризующий принятый принцип принятия компромиссного решения [4]. Наибольшие значения обобщенного критерия соответствуют варианту III, причем этот вариант является лучшим при использовании различных принципов принятия компромиссного решения. Обобщенный критерий в лучшем варианте существенно меньше 1, что свидетельствует о противоречивости критериев качества. Приемлемый компромисс между необходимостью снижения неравномерности нагрузок привода и максимальных нагрузок в опорах валка достигается при III варианте привода с увеличенным по сравнению с базовым вариантом маховиком. При этом достигается снижение по сравнению с базовым вариантом с.к.о. электромагнитного момента двигателя в 1,5 раза, а максимального усилия в опорах валка - на 8 %. Найденные оптимальные структура и параметры исполнительного органа шахтной валковой дробилки и его привода обеспечивают существенное снижение неравномерности нагрузки в приводе, что позволит эффективно использовать дробилку типа ДВ для дробления крепких горных пород.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Кондрахин В.П., Мизин В.А., Малородов В.Г., Ольховский О.В. Шахтная валковая дробилка для крепких пород // Уголь Украины.-1994. - N9. - С. 15-16.
2. Кондрахин В.П., Тарасенко В.А. Комплексная имитационная модель функционирования одновалковой гирационной дробилки // Сб. научн. трудов Национальной горной академии Украины. - Днепропетровск. -1998. - №3, том 6. - С. 67-71.
3. Кондрахин В.П., Тарасенко В.А. Моделирование на ЭВМ кинематических составляющих нагрузок в приводе одновалковой дробилки // Известия Донецкого горного института. - Донецк. -1996. - №2(4). - С. 83-88.
4. Кондрахин В.П., Антипов В.Т., Трубчанин В.В. Оптимальная адапта-
Таблица 4
Значения критериев качества для рассматриваемых вариантов ____________________привода дробилки ДВ__________________________
Вариант ^, кН-м k2, кН С 1^1) С 2^2) Обобщенный критерий С
е = 1 е = 2 е = 3
I 0,918 2110 0 0,780 0,390 0,390 0,390
II 0,844 1910 0,033 1 0,516 0,500 0,501
III 0,613 1950 0,559 0,960 0,759 0,555 0,531
IV 0,51 2420 1 0 0,500 0,500 0,500
ция двухвалковых зубчатых дробилок к заданным условиям// Уголь Украи-
ны.-1998.- №11. -
С. 44-46.
© В.Г. Гуляев, В.П. Кондрахин, В.А. Тарасенко
