Оценка загруженности трансмиссии привода тяги шагающего экскаватора эш 20. 90

Современные технологии. Математика. Механика и машиностроение

7. Выбор предпочтительной функции распределения наработки

В табл. 1 приведены результаты расчетов показателей остаточного ресурса для исследуемых функций распределения и их точечные оценки: P -показатели (средний и гамма-процентный остаточный ресурс), N - нормальное распределение, BS - распределение Бирнбаума - Саундерса, W - распределение Вейбулла, S - статистический подход.

Т а б л и ц а 1

Значения показателей остаточного ресурса

P (лет) N BS W S

yt 5,91 6,17 6,06 6,34

уо 2,34 2,40 2,16 2,50

По обоим показателям ближе к их оценкам находятся значения, полученные по распределению Бирнбаума - Саундерса.

Выводы

1. Проведено исследование влияния вида функции распределения на показатели остаточного ресурса оборудования: среднего и гамма-процентного остаточного ресурса. В проведенном исследовании по обоим показателям ближе к их оценкам находятся значения, полученные по распределению Бирнбаума-Саундерса.

2. Одним из преимуществ аналитического подхода является возможность применения метода Монте-Карло для исследования остаточного ресурса оборудования, структурно состоящего из различных компонент. Для каждой компоненты можно предложить свою функцию распределения наработки, а затем получить выборку для наработки оборудования достаточно большого размера и обработать ее вероятностно-статистическими методами, включая оценки показателей остаточного ресурса.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Краковский Ю. М. Математические и программные средства оценки технического состояния оборудования. Новосибирск : Наука. 2006. 228 с.

2. Байхельт Ф., Франкен П. Надежность и техническое обслуживание. Математической подход. М : Радио и связь. 1988. 392 с.

3. Кельтон В., Лоу А. Имитационное моделирование. СПб. : Питер. 2004. 847 с.

4. Lilliefors H.W. On the Kolmogorov-Smirnov test for normality with mean and variance unknown // J. Am. Statist. Assoc. 1967. V.62. P. 399-402.

5. Большев Л.Н., Смирнов Н.В. Таблицы математической статистики. М. : Наука, 1983._

УДК 622.232.8.004(075.8) Иов Иван Алексеевич,

аспирант, Иркутский государственный технический университет, тел. 89140329437

ОЦЕНКА ЗАГРУЖЕННОСТИ ТРАНСМИССИИ ПРИВОДА ТЯГИ ШАГАЮЩЕГО ЭКСКАВАТОРА ЭШ 20.90

I. A. Iov

ANALYSIS OF TRANSIENT PROCESSES IN THE MECHANISM OF TRACTION DRAGLINE ESH 20.90

Аннотация. Разработана модель механизма тяги шагающего экскаватора ЭШ 20.90 представляющая собой единую электромеханическую систему, в которой механическая и электрическая части в динамических режимах находятся в непрерывном взаимодействии. Механическая часть представляет собой трехмассовую систему, которая позволяет исследовать нагрузки на вал-шестернях редуктора. Проведены исследования нагрузок на вал-шестернях редуктора тяги в динамических режимах. Значение коэффициента динамичности определялось отношением усилий в канатах механизма в к стопорному усилию, создаваемому приводом. По результатам исследований определено, что наиболее нагруженным узлом в механизме тяги являются вал-шестерни. Нагрузки на вал-шестерне z = 20, m = 26 в динамических режимах больше на 5-6 % нагрузок возникающих на рабочем органе и на 30 % нагрузок на приводном двигателе. Уровень динамических нагрузок зависит от начальной скорости и усилий, создаваемых приводом в процессе стопорения. Рекомендуется для снижения динамических нагрузок в механической части привода при работе в сложных горно-геологических условиях ограничивать скорость копания, обеспечивая тем самым снижение запаса кинетической энергии во вращающихся частях механизма. Предлагается оценку опасности возникновения критических ситуаций в механизме тяги производить через значение коэффициент динамичности.

Ключевые слова: шагающие экскаваторы, трансмиссия привода тяги, коэффициент динамичности, защита от перегрузок.

Abstract. A model of the mechanism of traction dragline ESH 20.90 presenting a single electro-mechanical system in which the mechanical and electrical parts in dynamic modes is in a continuous interaction. The mechanical part is a three-mass system, which allows you to explore the load on the gear shaft gear. Researches loads on the gear shaft gear thrust into dynamical modes. Dynamic coefficient value determined by the ratio of effort to the ropes in the locking mechanism of the force generated by the actuator. According to the research determined that the most loaded node in the mechanism are thrust pinion shafts . Load on the pinion shaft z = 20 , m = 26 in dynamic conditions is more than 5-6 % loadings occurring on the working body, and a 30 % load on the drive motor. Level dynamic loads depends on the initial velocity and the forces generated during the drive locking. It is recommended to reduce the dynamic loads in the mechanical part of a drive when working in difficult geological conditions, to limit the rate of digging, thereby lowering the reserve of kinetic energy in the rotating parts of the machine. It is proposed to assess the risk of emergencies in the mechanism to produce thrust value through dynamic factor.

Keywords: dragline, gear box, overload protection.

Механизм тяги шагающих экскаваторов, эксплуатирующихся в суровых климатических условиях Сибири, подвержен воздействию частых динамических нагрузок, появляющихся в результате разработки плохо разрыхленных пород в зимнее время года, наличием негабаритов и повторным смерзанием горной массы после взрыва. Исследования, проведенные по оценке надежности узлов редуктора тяги? показали, что наиболее слабыми элементами являются вал-шестерни, общая доля отказов которых составляет 62 % от общего количества. Поэтому определение нагрузок, возникающих в элементах редуктора тяги, является актуальной задачей.

Для анализа нагрузок, возникающих в элементах механизма тяги, используем трехмассо-вую расчетную схему [1], при этом будем рассматривать механизм тяги как единую электромеханическую систему, в которой многомассовая механическая часть с упругими связями и электрическая часть в динамических режимах находятся в непрерывном взаимодействии.

Исходя из такого подхода, сформируем в механизме тяги шагающего экскаватора ЭШ 20.90 три сосредоточенные массы (рис. 1), где первая масса J1 - якоря двигателей и моторная вал-шестерня Ш1 г = 32, т = 12 (г - число зубьев, т - модуль зуба), шевронное колесо К1г = 140, т = 12; вторая масса J2 - вал-шестерня ъ = 20,

т = 26, зубчатое колесо г = 103, т = 26 и барабан; третья масса J3 - ковш, заполненный породой. Такой способ формирования сосредоточенных масс позволит измерить нагрузки, возникающие на вал-шестерне в динамических режимах.

Принимаем следующие допущения для разрабатываемой трехмассовой модели:

1) массы сосредоточены;

2) жесткость упругих механических связей постоянна;

3) механические связи не имеют массы.

На основании расчетной схемы построим

структурную схему электромеханической системы привода тяги экскаватора ЭШ 20.90, представленную на рис. 2. Структурная схема состоит из электрической части - система управления, генератор постоянного тока ГПЭ-2500 и два двигателя постоянного тока МПЭ-1000/630 и механической части - сосредоточенных масс J1, J2 и J3; и упругих связей С12, С23.

Обозначения, применяемые на структурной схеме: изад - задатчик интенсивности (ручка ко-мандоконтроллера); РС, РТ, РН - регуляторы скорости, тока и напряжения соответственно; ТП -передаточное звено тиристорного преобразователя; ГПТ и ДПТ, сФг и сФд - передаточные звенья и конструктивные постоянные генератора и двигателя соответственно; ДС, ДТ, ДН - датчики скорости, тока и напряжения.

БАРАЕАН

Рис. 1. Кинематическая схема привода тяги (подъема) шагающего экскаватора ЭШ 20.90

Рис. 2. Структурная электромеханическая схема механизма тяги ЭШ 20.90

При расчете структурных параметров приводим моменты инерции и жесткость упругих связей к скорости двигателя. Электрическая часть представляет собой замкнутую систему управления с внешним контуром обратной связи по скорости, средним - по току и внутренним - по напряжению. Параметры электрической части структурной схемы рассчитывались по стандартным формулам для расчета системы управления электрического привода [1, 2].

Моменты инерции для вала-шестерни и шевронного колеса определялись по следующей формуле:

м (™ ] 210

где М - масса шестерни, т - модуль, г - число зубьев, / - передаточное отношение.

Коэффициент жесткости вала определен как

с = %• й4 • ^ • I, где G

3200

по формуле Кд = Ртшегде /<„,ж и /'„„„„ максимальные и стопорные усилия в канатах, создаваемые приводом, Естоп = 125 тс.

Максимальные усилия в канатах определя-

г г йу

лись по выражению гтяк = гд — т--, где Ьд -

йХ

йу

усилие, создаваемое двигателем, т--- дина-

йХ

мический момент, т - приведенная масса всех вращающихся частей, прикрепленных к приводу, йу

340000 кг [4], — - производная скорости двига-

йг

теля, приведенная к ковшу.

модуль сдвига при

кручении (для стали G = 8,410б Н/см2), й - диаметр вала, см, I - длина вала, мм.

Коэффициент жесткости каната определен как с1: = Е*5/Ьк, где Е - модуль упругости каната, Н/м2, - сечение проволок каната, м2, 1к - длина каната в среднем положении ковша, м. Поскольку в приводе тяги используется два каната,

то С23 = ^ Ск .

Параметры структурной схемы в дальнейшем корректировались для получения удовлетворительных результатов совпадения расчетной модели с натурным электроприводом экскаватора, значения представлены на рис. 2. Значения коэффициентов В1 и В2 находились методом подбора и составили 100000 и 1400 соответственно.

Статическая характеристика электропривода представлена на рис. 3, где горизонтальная ось -момент двигателя, вертикальная - скорость вращения двигателя. Данные представлены в о. е., то есть приведены к номинальным моменту и номинальной скорости вращения двигателя. Стопорное значение момента составляет 1,9 Мном.

Исследуем нагрузки на вал-шестернях возникающие в динамических режимах при различных значениях коэффициента динамичности.

Коэффициент динамичности рассчитывался

Рис. 3. Статическая характеристика электропривода тяги ЭШ 20.90

При этом фиксировались максимальные моменты, возникающие на двигателе Мдв, вал-шестерне г = 20, т = 26 Мв-ш и рабочем органе Мро. Измерения проводились в относительных единицах (приведены к номинальному моменту двигателя) и результаты сведены в табл. 1.

Проанализируем полученные результаты. Значение момента на вал-шестерне в динамических режимах превышают стопорные значения более чем в 1,5 раза, при этом значения нагрузки на вал-шестерне больше на 5 %, чем на рабочем органе, и на 30 % больше, чем на двигателе. Причем разница в нагрузках увеличивается с увеличением коэффициента динамичности. Это объясняется интенсивным выделением запасенной кинетической энергии во вращающихся элементах при стопорении, значение которой зависит от начальной скорости и времени стопорения.

Результаты исследования показывают, что

Т а б л и ц а 1

Кд 0,7 0,8 0,9 1 1,1 1,2 1,3 1,4 1,5 1,6 1,7

Мдв 1,25 1,5 1,63 1,73 1,83 1,93 2,04 2,08 2,17 2,25 2,32

Мв-ш 1,3 1,54 1,7 1,95 2,13 2,3 2,5 2,65 2,85 2,95 3,15

МСо 1,2 1,45 1,6 1,8 2 2,17 2,37 2,5 2,71 2,85 3

наиболее нагруженным элементом в редукторе тяги является вал-шестерня г = 20, m = 26, что хорошо согласуется со статистическими данными по отказам редукторов.

Установлено, что в зимнее время года увеличивается размер развала куска породы [5], что приводит к возрастанию нагрузок в механизме тяги и к более частым стопорениям рабочего органа, с повышенным коэффициентом динамичности (1,5-1,7 и более).

Значение коэффициента динамичности, превышающего 1,2-1,3 является опасными для механической части привода, и приводят к преждевременному износу деталей механизма [3, 6].

Результат анализа нагруженности механизма позволяет высказать ряд рекомендаций, направленных на повышение надежности трансмиссии приводов тяги шагающих экскаваторов. В зимний период времени, при изменении качества забоя, необходимо стремиться к снижению коэффициента динамичности, который можно принять за критерий опасности ожидаемых критических ситуаций. Снижение коэффициента динамичности возможно за счет регулирования усилий в тяговых канатах [4] и работы на пониженных скоростях с поддержанием стабильной мощности приводного двигателя при среднем уровне производительности экскаватора.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИИ СПИСОК

1. Леоненко А.С.Методы и технические решения повышения эффективности эксплуатации горных машин в регионах холодного климата : монография. Иркутск : Изд-во ИрГТУ, 2010. 280 с.

2. Сорокин А.В. Расчет замкнутых систем управления горных машин и механизмов: методические указания к выполнению лабораторных работ, курсового проектирования и самостоятельной работы. Иркутск : Изд-во ИрГТУ, 2001. 68 с.

3. Вуль Ю.Я., Ключев В.И., Седаков. Л.В. Наладка электроприводов экскаваторов. М. : Недра, 1975. 307 с.

4. Ломакин М.С. Автоматизированная система снижения механических перегрузок в электроприводах копающих механизмов одноковшовых экскаваторов // М.С. Ломакин и др. // eLIBRARY.RU : сайт. URL: www.elibrary.ru

5. Путятин А.Н. Оценка долговечности металлоконструкций шагающих экскаваторов при разработке взорванных пород на угольных разрезах Кузбасса : дис. ... канд. техн. наук : 05.05.06 / А.Н. Путятин ; Кузбас. гос. техн. ун-т. Кемерово, 2005. 159 с.

6. Сорокин А.В. Двухканальная система управления приводов экскаваторов, эксплуатирующихся при низких температурах // Вестн. Иркут. гос. техн. унта. 2010. № 2. С. 126-130.