Оценка возможности использования в трансмиссии геохода механических передач

--© В.В. Аксенов, М.Ю. Блащук,

В.Ю. Тимофеев, 2012

УДК 622.002.5

В.В. Аксенов, М.Ю. Блащук, В.Ю. Тимофеев

ОЦЕНКА ВОЗМОЖНОСТИ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ В ТРАНСМИССИИ ГЕОХОДА МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ

Рассмотрены варианты использования в трансмиссии геохода электродвигателей, гидромоторов и различных видов механических передач с вращательным движением. Приведены кинематические схемы трансмиссии и рассмотрены их особенности. Ключевые слова: геоход, трансмиссия, механическая передача, требования к трансмиссии геоходов.

Увеличение потребности в полезных ископаемых требует повышения темпов добычи и скорости проведения горных выработок. При этом наибольшую трудоемкость составляет проведение подготовительных горных выработок. Наибольшее распространение получили технологии с использованием проходческих машин, таких как, проходческие комбайны и проходческие щиты. Проходческие комбайны и щиты имеют ряд недостатков, связанных с ограничением области применения по углам наклона проводимых выработок; сложностью создания достаточных тяговых и напорных усилий (попытки обеспечить такие усилия за счет увеличения массы проходческих комбайнов, которая уже превышает 100 т, полностью не решают этой проблемы).

На основании ряда проведенных исследований [1, 2] коллективом ученых была предложена альтернативная технология проведения горных выработок, получившая впоследствии название геовинчестерной, базовым элементом которой является геоход — аппарат, движущийся в подземном пространстве с использованием геосреды. В настоящее время ведутся работы по созданию геоходов нового

поколения, при этом сдерживающим фактором является отсутствие обоснованных конструктивных решений его основных функциональных узлов и систем. Основной системой геохода, обеспечивающей передачу усилия внешнему движителю и формирование напорного усилия на исполнительном органе является его трансмиссия перемещения.

Трансмиссии с вращательным движением передач получили в приводах горных машин наибольшее распространение [3, 4]. Их основные преимущества: отсутствие необходимости преобразования поступательного движения во вращательное, достаточно высокий к.п.д., высокая нагрузочная способность.

В качестве источников вращательного движения — двигателей могут выступать электродвигатели, пневмо-двигатели, гидромоторы. Наибольшее распространение получили электродвигатели и гидромоторы, а пневмо-двигатели применяются в основном там, где невозможно применение электродвигателей по условиям безопасности, а также в механизированном инструменте.

В электроприводах горных машин широкое распространение получили

асинхронные электродвигатели переменного тока во взрывозашишенном исполнении. Их основные достоинства — простота и надежность конструкции, большой пусковой момент, хорошая перегрузочная способность, высокий к.п.д. Напротив, двигатели постоянного тока широкого распространения не получили, так как их трудно сделать взрывобезопасными [3].

Мошность электродвигателей переменного тока составляет от десятков ватт до тысяч киловатт. Синхронная частота врашения пэлдв составляет ряд 3000, 1500, 1000, 750 об/мин, причем частота врашения 750 об/мин встречается не у всех двигателей. Также необходимо отметить, что габаритные размеры двигателей с частотой врашения 3000 и 1500 об/мин меньше в 1,2...1,3 раз размеров двигателей с частотами врашения 1000 и 750 об/мин (при одинаковой мошности).

Передаточное число редуктора составит:

u =

'ГС

Учитывая требование реализации частоты врашения головной секции относительно хвостовой (пгс = 1/15 об/мин), необходимое передаточное число составит ряд 45000, 22500, 15000, 11250 при частотах врашения электродвигателей 3000, 1500, 1000, 750 об/мин соответственно.

Как видно из полученного ряда передаточных чисел, с точки зрения упрошения конструктивной реализации привода и снижения массогаба-ритных характеристик редукторов предпочтительнее использовать более тихоходные двигатели. В данном случае двигатели с частотой врашения 1000 об/мин являются самыми распространенными в широком диапазоне мошностей из тихоходных.

Диапазон возможных частот вращения у гидромоторов значительно шире — максимальные значения могут быть до десяти тысяч и выше об/мин, минимальная частота вращения около 20...30 об/мин. При этом гидромоторы в несколько раз меньше электродвигателей по массе и габаритам при равной мощности [5]. Кроме того, в схему с гидроприводом несложно ввести плавное регулирование частоты вращения с неизменной величиной развиваемого момента во всем диапазоне. Отдельного внимания заслуживают так называемые LSHT (Low Speed High Torque) гидромоторы — низкоскоростные высокомоментные радиально-поршневые гидромоторы, например фирм Denison Calzoni, Riva Calzoni [6]. Минимальная частота вращения до 0,5 об/мин, максимальная — в зависимости от типоразмера. Тем не менее, частота вращения таких гидромоторов требует применения редукторов, кроме того, требуется оставить запас для регулирования скорости вращения в сторону как уменьшения, так и увеличения. Таким образом, чтобы обеспечить хотя бы десятикратный запас по регулированию необходимая частота должна быть около 10 об/мин.

Тогда требуемое передаточное число трансмиссии по формуле (1):

10 =150.

и = — 1/15

Полученные требуемые передаточные числа для электропривода и гидропривода отличаются более чем в сто раз.

Рассмотрим возможные варианты построения кинематической схемы трансмиссии, реализуюшей полученные передаточные числа на основе известных кинематических передач.

Врашательный характер движения головной секции относительно хво-

n

стовой накладывает ограничения на возможные варианты компоновки последней ступени редуктора. Наиболее простым и очевидным решением будет применение зубчатой передачи внутреннего зацепления с передаточным числом около десяти. Выбор достаточно большого значения передаточного числа обусловлен необходимостью разнесения элементов передачи на периферию секции и оставлением максимально возможного свободного пространства внутри секций геохода [7]. Пример кинематической схемы приведен на рис. 1.

В данной схеме венец с зубьями внутреннего зацепления закреплен на внутренней поверхности головной секции, а редуктор с двигателем размещены в хвостовой невращающейся секции.

В приложении к ГОСТ 21354-87 для проектировочного определения межосевого расстояния зубчатых передач ак рекомендована следующая формула:

а», = К (и ± 1) • з[ ТКщ

н ] и^ьа

Рис. 1. Кинематическая схема трансмиссии геохода с редукторным приводом

где Ка — вспомогательный коэффициент, Ка = 490 (МПа)1/3; и — передаточное число; Т2 — вращающий момент на ведомом колесе, Н-м; Кнр — коэффициент концентрации нагрузки; [стн ] — допускаемая величина контактных напряжений, МПа; уЬа — коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

При подстановке в эту формулу следующих числовых значений (Ка = 490 (МПа)1/3; и = 10; Т2= 3,5-106 Н-м; Кнр = 1,25; [стн ] = 770 МПа;

уЬа = 0,25) получается ориентировочное межосевое расстояние передачи ак = 3 м, а диаметр делительной

окружности зубчатого венца составляет 6,6 м, что значительно превышает диаметр секций геохода ЭЛАНГ-4 (3,7 м) и свидетельствует о невозможности передачи вращающего момента головной секции в один поток в указанных габаритах.

Приемлемых размеров передачи (рис. 2) с сохранением максимального расстояния внутри геохода можно добиться увеличением количества параллельных потоков передачи мощности на последней ступени до восьми и более или разбиением на отдельные потоки с отдельными редукторами и двигателями (рис. 3, 4), но также не менее восьми. Похожие конструктивные решения с меньшим числом потоков применяются в механизмах поворота платформы экскаваторов [8], а также в приводах роторных исполнительных органов проходческих щитов ПЩМ-3,2 и ПЩМ-5,6 [9].

При реализации по данным схемам (рис. 3, 4) трансмиссии передаточное число без последней ступени получает-

и . [3,. ".1

Рис. 2. Зависимости межосевого расстояния передачи аш и диаметра делительной окружности зубчатого венца й2 от количества потоков передачи мощности - П

ся равным ЦреЛ = 1500 (при использовании электродвигателей). При столь высоких передаточных числах сложно реализовать достаточно компактный по размерам редуктор с помощью известных кинематических передач.

Так, при построении редукторов с использованием только зубчатых передач, исходя из требований обеспечения минимальных габаритов, понадобится большое число ступеней с небольшими передаточными числами (ист = 1,5...3).

Червячные передачи в сравнении с зубчатыми имеют большие передаточные числа (до 80), но низкий к.п.д., который снижается по мере увеличения передаточных чисел. Кроме того, эти передачи отличаются повышенным тепловыделением, износом и склонностью к заеданию, а при применении многоредукторного привода возможны проблемы со смазкой отдельных редукторов вследствие их периферийной компоновки [10]. Также проблемы со смазкой могут

появиться в различных пространственных положениях геохода при значительном его наклоне, что вызовет ограничение области применения по углам проводимых выработок. Необходимо отметить, что проблема смазки может возникнуть при применении и других зубчатых передач.

Планетарные передачи обеспечивают наиболее высокие передаточные числа (до 1000 и более), но, как правило, с увеличением передаточных чисел их к.п.д. значительно снижается, и такие передачи рассчитаны только на кратковременное работу [10]. Масса и размеры планетарных редукторов меньше в 2.4 раза по сравнению с цилиндрическими, но конструкция существенно сложней и менее технологична. Учитывая, что планетарные редукторы чаще всего выполняют многопоточными, возможно их применение и в последней ступени трансмиссии, но здесь возникает несколько трудноустранимых проблем: необходимость реализации подвижного водила дополнительно скрадет пространство внутри геохода; при больших размерах передач трудно обеспечить высокую кинематическую точность, в результате, сателлиты будут неравномерно нагружены.

При использовании гидромоторов требуемые передаточные числа редукторов значительно меньше (в 100 раз, т. е. около 15), что позволит уменьшить число ступеней редуктора. Но вращающие моменты в такое же число раз выше, соответственно для

Голодная секция д ЗлеменшпротиЫращения ^

Рис. 3. Кинематическая схема трансмиссии геохода с редукторным приводом с многопоточной выходной ступенью

Голодная секция д Элемент протиМрощения ^

Хдостодая секция

Рис. 4. Кинематическая схема трансмиссии геохода с многопоточным редуктор-ным приводом

обеспечения требуемой нагрузочной способности передач необходимо будет увеличить их размеры. Необходимо отметить, что габаритные размеры и масса радиально-поршневых гидромоторов также достаточно велики. Очевидно, что такие трансмиссии не удовлетворяют требованиям обеспе-

чения достаточного пространства внутри геохода и снижения массога-баритных показателей [7].

При многопоточном исполнении трансмиссии также могут возникнуть проблемы обеспечения кинематической точности в зацеплении зубчатых колес последней ступени, поскольку

даже небольшие перекосы осей секций будут приводить к нарушениям условий контакта зубьев колес, что потребует серьезного усложнения конструкции и повышения точности элементов узла сопряжения секций, а также увеличения общей жесткости секций. Частично данную проблему можно решить применением в последней ступени передачи с цевочным зацеплением, которая менее чувствительна к загрязнениям и перекосам. Такие передачи применяются в приводе роторного исполнительного органа щита ПЩМ-3,2 [9] или бесцеп-

1. Эллер А.Ф., Горбунов В.Ф., Аксенов В.В. Винтоповоротные проходческие агрегаты. — Новосибирск: ВО «Наука». Сибирская издательская фирма, 1992. — 192 с.

2. Аксенов В.В. Геовинчестерная технология проведения горных выработок. — Кемерово: Институт угля и углехимии СО РАН, 2004. — 264 с., с ил.

3. Солод В.И., Геюпанов В.Н., Рачек В.М. Проектирование и конструирование горных машин и комплексов. — М.: Недра, 1982. — 350 с.

4. Аксенов В.В., Ефременков А.Б., Тимофеев В.Ю., Блашук М.Ю. Обзор трансмиссий горной техники / // Горный информационно-аналитический бюллетень. — 2010 — ОВ № 3. — С. 55-66.

5. Свешников В.К. Станочные гидроприводы: Справочник — 3-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1995. — 448 с.

6. DENISON CALZONI. Radial Piston Motor. Type MR, MRE. Product catalog // Parker

КОРОТКО ОБ АВТОРАХ -

ных приводах подачи очистных комбайнов [3].

Таким образом, в качестве основных недостатков трансмиссий геоходов с использованием редукторов с электродвигателями или гидромоторами следует отметить: сложность обеспечения достаточного свободного пространства внутри геохода, значительное усложнение конструкции, снижение надежности и увеличение массы.

В качестве положительных сторон стоит отметить возможность реализации непрерывной подачи геохода на забой, а также простую реализацию реверса.

- СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

Hydraulic Pumps, piston pumps, hydraulic pumps, hydraulic motors. URL: http://www.l aunchrun.com/hpd/pdfs/RCOA1806-03-03.pdf

7. Разработка требований к трансмиссии геоходов / Аксенов В.В., Ефременков А.Б., Тимофеев В.Ю., Блащук М.Ю. // Известия вузов. Горный журнал. — 2009. — № 8. — С. 101-103.

8. Бритарев В.А., Замышляев В.Ф. Горные машины и комплексы. — М.: Недра, 1984. — 288 с.

9. Бреннер В.А. и др. Щитовые проходческие комплексы. — М.: Изд-во «Горная книга», МГГУ, 2009. — 447 с.

10. Анализ возможных вариантов электропривода и механических передач в трансмиссии геохода / Аксенов В.В., Ефременков А.Б., Тимофеев В.Ю., Блащук М.Ю. Горный информационно-аналитический бюллетень. — 2010 — OB № 3. — С. 154-163. S3S

Аксенов Владимир Валерьевич — доктор технических наук, профессор, Юргинский технологический институт (филиал) ТПУ, зав. лабораторией угольной геотехники Института угля СО v.aksenov@icc.kemsc.ru,

Блашук Михаил Юрьевич — старший преподаватель Юргинского технологического института (филиала) ТПУ, младший научный сотрудник лаборатории угольной геотехники Института угля СО РАН, mby.tpu@gmail.com.

Тимофеев Вадим Юрьевич — старший преподаватель Юргинского технологического института Национального исследовательского Томского политехнического университета, младший научный сотрудник лаборатории угольной геотехники Института угля СО РАН, tv-ytitpu@mail.ru.