Исследование зубчато-винтового механизма автоподатчика электропневматического бурильного молотка

ИССЛЕДОВАНИЕ ЗУБЧАТО-ВИНТОВОГО МЕХАНИЗМА АВТОПОДАТЧИКА ЭЛЕКТРОПНЕВМАТИЧЕСКОГО БУРИЛЬНОГО МОЛОТКА

П. М. Алабужев, О. Д. Алимов, И. В. Родионов,

Д. Я. Маликов

Введение

До настоящего времени практика горного дела не имеет в своем распоряжении бурильных молотков с электрическим приводом. В то же время необходимость в таких машинах для бурения шпуров и скважин остро ощущается в горнорудной, угольной, строительной промышленностях и в геологоразведочном деле. Многочисленные попытки создания высокопроизводительных электрических бурильных молотков до сих пор не имели успеха.

Экспериментальными и теоретическими исследованиями [1,2] установлено, что в настоящее время могут быть созданы высокопроизводительные электрические колонковые бурильные молотки, равноценные по ударной мощности бурильным молоткам типа КДМ-4.

В результате совместной работы научных работников Томского политехнического института и инженеров Томского электромеханического завода был разработан проект электропневматического бурильного молотка с автоматической подачей. Этот молоток (рис. 1) состоит из четырех основных узлов: ударного, работающего на электровакуумном принципе, механизма для поворота бура, механизма для автоматической подачи бурильного молотка и электродвигателя. Механизмы поворота бура и автоматической подачи бурильного молотка представляют единую связанную систему — механизм податчика.

Вопрос об устройстве податчика, осуществляющего подачу бурильного молотка на забой, имеет большое практическое значение: во-первых, при неудовлетворительном податчике колонковый бурильный молоток не может дать необходимых для практики результатов; во-вторых, производительность бурильных работ может быть увеличена при многомолотковом обслуживании, которое возможно осуществить только при наличии автоматических подающих устройств, исключающих непрерывное вмешательство бурильщика в управление процессом работы машины.

Исходя из анализа ударно-вращательного бурения [2], еле-

дует, что автоматический податчик колонкового бурильного молотка должен обеспечивать не только подачу бурильного молотка на забой с постоянным усилием нажатия и изменять скорость подачи в зависимости от крепости породы, но и уменьшать это усилие, а также отводить бурильный молоток на некоторое расстояние назад в случае заклинивания бура в трещинах разрушаемой горной породы.

Наиболее совершенные податчики, которые нашли широкое применение в пневматических бурильных молотках (винтовой с

п /Л ?п /7 9 б ?0

Рис.|1. Кинематическая схема электропневматического бурильного молотка с автоматической подачей.

пневматическим двигателем в КЦМ-4, поршневые в телескопных бурильных молотках), не обеспечивают всех вышеуказанных требований. Они в лучшем случае обеспечивают определенное усилие подачи при бурении и дают возможность изменять скорость подачи в зависимости от крепости породы. Кроме того, эти податчики не могут быть применены в электрических бурильных молотках, так как нецелесообразно было бы использовать, наряду с основным электрическим приводом, привод пневматический.

Вместе с тем, укажем, что нам неизвестны конструкции по-датчиков бурильных молотков с электрическим приводом. Основная трудность создания таких податчиков состоит в значительной сложности конструктивного выполнения, особенно при взры-вобезопасном исполнении всей машины. Все сказанное выше поставило вопрос о необходимости более глубокого теоретического и экспериментального исследований механизма автоподатчика вышеописанного электропневматического бурильного молотка.

При исследовании ставилась цель: уточнить правильность теоретических предпосылок, допущенных при конструировании 94

автоподатчика, и выявить его работоспособность, разработать рабочие формулы и номограммы для расчета аналогичных подающих устройств при определенных, заранее заданных параметрах бурильных машин.

С целью экспериментального исследования работоспособности автоподатчика последний был изготовлен Томским электромеханическим заводом как самостоятельный узел. Экспериментальное исследование проводилось в лаборатории горных машин Томского политехнического института. По предварительным данным механизм податчика работает вполне удовлетворительно*.

В данной работе приведены некоторые результаты теоретического исследования автоподатчика-

Описание конструкции механизма автоподатчика

Зубчато-винтовой механизм автоподатчика (рис. 1 и 2), осуществляющий подачу бурильного молотка и поворот бура, со-

Рис. 2. Схема усилий и моментов, действующих на звенья механизма автоподатчика.

стоит из серии зубчатых колес (4, /7, 10, 7, 5, 9, 5, 5), включающей к себя несимметричный цилиндрический дифференциал, ходового винта 12, гайки 77, втулок 15 и 18.

* Результаты этого исследования изложены в- статье, помещенной в настоящем сборнике.

Дифференциальный механизм образован из колеса 4, являющегося водилом пальцев трех сателлитов 11, и двух центральных колес 7—8 и 10. Большое центральное колесо 7—8 имеет два зубчатых венца 7 и 8. Внутренний венец 8 находится в зацеплении с сателлитами 11 дифференциала, а внешний — с зубчатым колесом 9, которое соединено шпонкой с ходовой гайкой 17. Кроме того, зубчатое колесо 7—8 через ступицу, шпонку и втулку 15 с шестигранным отверстием для хвостовика бура 16 передает вращение последнему. Таким образом, от центрального колеса 7—6 приводятся во вращение ходовая гайка 17 и бур 16.

Малое центральное колесо 10 через втулку связано шпоночным соединением с зубчатым колесом 5, работающим в паре с колесом 6. Колесо 6 насажено на втулку 18, которая на внутренней, охватывающей винт поверхности имеет два шпоночных выступа, которые входят в продольные пазы ходового винта 12 правой резьбы. Ходовой винт может вращаться в опорах 19, закрепленных на станине корытообразного неподвижного корпуса податчика, а в осевом направлении перемещения иметь не может. Шпоночные пазы прорезаны по всей длине винта 12, поэтому колесо $ может не только вращать винт, но и свободно перемещаться вдоль его оси. Для торможения ходового винта на консольном конце его вала установлена фрикционная многодисковая тормозная муфта 14.

Так как подшипники зубчатых колес 9 и 5, гайки 17 и втулки 18 укреплены на корпусе бурильного молотка и могут перемещаться относительно винта только с ним, то при навинчивании или свинчивании гайки происходит подача бурильного молотка на забой или от забоя относительно неподвижных направляющих податчика. Подача осуществляется за счет разности угловых скоростей винта 12 и гайки 17. Втулка 18 одним концом входит в ходовую гайку 17, образуя с ней пару скользящего трения, а другим опирается на подшипник 20а, закрепленный в корпусе бурильного молотка.

Зубчатые колес а автоподатчика имеют следующие параметры: модуль зацепления т= 2 мм; число зубьев 24=64, 25=61, г6=36; 27=62; г9=35; г10=30; 2ц=12.

Ходовой винт: резьба трапецеидальная, правая, угол резьбы 2р =30°, средний диаметр резьбы йср =27 мм, число заходов

резьбы г =4, ход винта а = И » 24 мм, шаг винта — ^б мм.

/

Структура кинематической цепи

Дифференциальный зубчатый механизм, входящий в механизм подачи и поворота бура, имеет: число подвижных звеньев /Iе-4, число вращательных пар V класса Рб===4, число пар IV класса Стойкой механизма является корпус буриль-

ного молотка. Так как все звенья совершают движения в парал-96

лельных плоскостях, то он представляет собой плоский Механизм, к которому может быть применена структурная формула П. Л. Чебышева [3, стр. 102] для определения степени подвижности кинематической цепи

Таким образом, в кинематическом отношении данный механизм представляет собой механическую систему с двумя степенями свободы.

Центральные колеса механизма 7—8 и 10 связаны между собой дополнительной передачей с одной степенью свободы, состоящей из зубчатых колес 5 и 6, втулки, ходового винта, гайки и колеса 9. Эта связь обусловливает определенную зависимость между угловыми скоростями указанных центральных колес. Из указанного следует, что механизм автоподатчика представляет собой замкнутый дифференциальный механизм, для приведения в движение которого достаточно иметь одно ведущее звено, роль которого и выполняет водило — зубчатое колесо 4. Бур 16 и центральное колесо 7—8 соединены между собой и имеют одинаковую скорость вращения, которая зависит от изменения сопротивления вращению бура в шпуре. Поэтому закон движения центрального колеса 10,а следовательно, и ходового винта также зависит от изменения этого сопротивления в процессе бурения.

Кинематическое исследование механизма автоподатчика

Определение угловых скоростей зубчатых колес дифференциального механизма производилось табличным методом, по правилу Свампа (4, 5].

При дальнейших рассуждениях принято, что водило — колесо 4 вращается против часовой стрелки, если смотреть вдоль винта со стороны тормозной муфты 14 на забой.

Нами были исследованы следующие возможные случаи работы бурильного молотка:

1. Ходовой винт не вращается (заторможен фрикционной муфтой), поэтому пъ — п5 = п{0= 0, и дифференциальный механизм превращается в планетарный, у которого неподвижным звеном является центральное колесо 10, ведущим — водило 4, а ведомым звеном — колесо 7—8.

Число оборотов двухвенечного колеса 7—8

Я7_8 = Пб = — я4 об/мин.

Число оборотов колеса 9

п?, = яг = /г4 /1 + — | об/мин

- пг = /г4

Так как ходовой винт неподвижен, то гайка при своем вращении будет навертываться на него и перемещать бурильный молоток в сторону забоя со скоростью

2. Бур заклинился в трещине разрушаемой горной породы. Центральное колесо 7—5 неподвижно, колесо 9 и гайка ходового винта не вращаются. В результате имеем планетарный механизм с неподвижным звеном — колесом 7—8, ведущим звеном— водилом 4 и ведомым звеном — центральным колесом 10.

Через колеса 10, 5, 6 и втулку 18 вращение передается ходовому винту, который перемещает гайку, а вместе с ней и корпус бурильного молотка, относительно неподвижного корпуса податчика влево от забоя со скоростью

3. Общий случай работы механизма подачи и поворота бура. В общем случае все звенья, за исключением корпуса податчика, являются подвижными, и механизм превращается в дифференциальный. Очевидно, что при постоянной скорости вращения ведущего звена 4 все ведомые звенья будут иметь в данный момент различные угловые скорости. Причем при изменении сопротивления на буре, т. е. при изменении числа оборотов центрального колеса 7—8, скорости всех остальных звеньев будут изменяться в диапазоне рассмотренных выше двух случаев, ре жимы которых являются предельными режимами работы бурильного молотка. На основании сказанного, можно записать следующие выражения:

V = апг = ап .

= п, = пг = 0).

В этом случае:

V = апь — ап6.

- /г4 = сснЫ,

где знак плюс означает направление вращения по часовой стрелке, если смотреть вдоль винта со стороны тормозной муфты на забой, а знак минус — противоположное направление.

Найдем взаимосвязь между угловыми скоростями звеньев дифференциального механизма. Предположим, что при постоянной угловой скорости водила 4 бур и связанное с ним центральное колесо 7—8 делают /(п4 оборотов в минуту, где К — коэффициент, характеризующий режим работы податчика. Применим табличный метод (см. таблицу). Из строки 5 таблицы имеем:

— #4 — const,

= Пб= — Кпл,

*l0 = /<*4 — - М1 + "М '

п~ = пт + Кя4 — ,

//,. - пв --- пх [1 + ) ^ — КпА ^ • Is- .

/ г6 zU) г,

Решая совместно уравнения (4) и (5), найдем зависимость пг f(nM) в форме

+—*— = i. (6) г ю \ z7

rii 1 + — — л4 1 + —

V Z1Л ! Za \ Zfl

Z10 ' ze \ Zg / Zi)

Из уравнений

пв п6

1 Zio J г6 V z8 /

1.

Скорость подачи бурильного молотка определяется разностью

угловых скоростей ходовой гайки (пГ = п9) и ходового винта (пв = и равна

V -

Подставляя в уравнение

+-^-

27 1л I \ Z" (\ 1 2j0

П4, ^ 4 — 1 + —

Zj \ г8 / Zy \ z8

------

zs z„

7* . 99

Таблица

Дифференциальный механизм Дополнительная передача

число оборотов звеньев число оборотов звеньев

Характер движения водило- колссо 4 центральное колесо 7—8 сателлит 11 центральное колесо 10 (колесо 5} колесо 9 (гайка) колесо 6 (ходовой винт).

Вращение всей жестко скрепленной системы вместе с первым ведущим звеном-води-лом 4 — ~«4 2? +«4- 1 +П4 — 2*

Вращение колеса 7—8 на п4 оборотов, но в обратную сторону при неподвижном водиле 4 0 -м4 2* + - 2» — п 4- —пк — 28 г6 + «4 - - 2 ю 26

Результат сложения , данных 1-й и 2-й строк —/1.4 0 1\ 2» 1 —п% 1+ — 1 0 II 28 1 25 + 1+— — 2ки 2в

Добавочное заданное вращение второго ведущего звена-колеса 7—5 при неподвижном водиле 0 — КП4 ,, 28 —Д пк — 2ц 210 27 29 у 28 2* —/Сп4---- 2ю 2Й

Результат сложения данных 3-й и 4-й строк — Кпь [1 28 1 —Л4 1—- — 1 2Гц Л —/СП4 ~ 2ц | 2, ~ — 2 Ю -Я4Г1+—1 1 ! 27 г% [ 2ю/ — КПА— — 2)о 2б

Зависимость V = Р (п6) может быть установлена, если в уравнении (9) заменить пв выражением, полученным из уравнения (7),

__-К---^--12- = —1.

\ * 10 ' ' ¿8 '

п4-

Л . г,о г*

И + —--- —

^ Ч 2*8 гь

Установленные в общем виде функциональные зависимости лГ=/

представляют собой уравнения прямых в отрезках, отсекаемых на осях координат.

Коэффициент К ™ Пт""8 = — изменяется в следующих пре-

пА л4

делах: ходовой винт не вращается, бурильный молоток перемещается в сторону забоя

К - 1 + ~ .

2«

Бур заклинился При К - 1:

л7_8 = Яб —0, АГ « 0.

Я7_в = /1б ~ -

Л1в = —

, 27

Яг == = - ,

п* = Яб = + Л4'— ,

г«

У = (яг — пъ)а л4(—--~ | а.

\ г* г9 }

В результате подстановки в уравнения (6), (7), (9) и (10) численных значений, входящих в них известных величии для запроектированного автоподатчика, получим следующие зависимости:

=

4,746л4 2,752/14

Пв. Щ

4,746п4 1, 555П4

1,

17 +

6,631 пI 1,746п4 У ---=

,38«ч 0,983/14

При п

175 об/мин формулы принимают вид: пй - 830— 1,722пп

па = 830 + 3,052%

V = 1160 — 3,803яь

V - —(1992 f 1,158//о),

где п

пг, Пс даны в об!мин-, У— в см!мин. При пользовании уравнениями (11 —18) следует учитывать направления вра-

53 А.

м

< «о «О

1

Л

800

600

400

200

400'

I

I -

si

I £ *

4600

2000

/ Ч

^ — — --- — — . -- — -S

---

пч

Г

V / V

/

I20U

800

ЧОО

Л £

<5*

-200 -400 -800

>

О >

н

р а-

Рис. 3. Номограмма, характеризующая кинематику автоподатчика.

щсния зубчатых колес, поэтому необходимо подставлять значения + ЯГ> Пв И —Пб .

Графики, построенные по уравнениям (15), (16), (17) и (18), сведены в номограмму, представленную на рис. 3. Номограмма позволяет по заданной величине скорости какого-либо звена определить скорости всех остальных звеньев. Таким образом, пользуясь номограммой, можно охарактеризовать кинематически все разнообразие режимов работы бурильного молотка, которое обеспечивает данный зубчато-винтовой автоподатчик. Например, задана скорость подачи машины на забой V = ^+200 см/мин. Необходимо определить угловые скорости винта, гайки и бура. На линии изменения V заданной скорости соответствует точка А. Через точку А проводим вертикальную пря-102

мую ЛГА^, которая пересекает линии, представляющие собой- законы распределения искомых величин в точках В и Г. Проекции точек Б, В и Г на соответствующие оси координат определяют неизвестные величины: пь —+255 об/мин, пх =+330 об/мин, Пб =—190 об/мин.

В заключение укажем, что, используя зависимости, представленные уравнениями (6), (7), (9) и (10), можно не только проводить анализ данного податчика, но синтезировать новый механизм.

Статика механизма автоподатчика

Предположим, что при постоянной скорости водила 4 центральные колеса 7—6' и 10 дифференциального механизма вращаются в данный момент с угловыми скоростями пъ и п10.

Со стороны зубчатого колеса 4 к пальцам трех сателлитов приложена суммарная движущая сила Ра- Для упрощения задачи эту силу считаем приведенной к оси одного сателлита (рис. 2). Так как нагрузка Р4 сосредоточена в центре сателлита 11, то давления Р% и Рю, представляющие собой окружные усилия, приложенные к колесам 8 и 10, равны между собой. Тогда моменты, действующие на основные соосные валы с колесами 4У 8 и 10, будут равны:

Мн - /у8 = * • ^ ,

8 8 * 2 2

М = Р г — Р-4 — '"ю 10 ю ~* 2*2'

где / — радиус вращения пальца сателлита 11,

гн и гю—радиусы начальных окружностей зубчатых колес 8 и 10.

Так как

I _ ''я +/П|_

~~ .....2 ~ '

то

М< = МЬ + М1

Уравнения, выражающие зависимости между моментами на соосных валах в дифференциальном механизме, с учетом потерь на трение имеют вид:

— —— [ 1 + ,

Т] V г* /

= 1 + , •

где ^— коэффициент полезного действия дифференциального механизма, у которого подвижны все три основные звена. Определение у будет дано ниже.

Центральное двухвенечное колесо 7—8 передает одновременно вращение буру 16 и ходовой гайке 77, поэтому можно записать

М8 - М6 + Мг8,

где Мб — составляющая Л1Н, — идущая на преодоление момента сопротивления вращению бура;

—составляющая М8, равная приведенному к валу зубчатого колеса 8 моменту сопротивлений, связанных с вращением ходовой гайки 17 относительно ходового винта 12.

При работе податчика величина Мб изменяется в пределах от Мб '^О

где Мг = Мгр.р = Р (а 4- ср)— вращающий момент на гай-

ке, численно равный моменту сопротивления в резьбе пары винт — гайка; Р Ч-^б.м—осевое усилие, действующее между гайкой и винтом, представляет собой суммарное усилие сопротивления подачи бурильного молотка на забой, приведенное к оси винта;

-Рб — сила прижатия бура к забою;

Рб.м —сила сопротивления перемещению бурильного молотка по направляющим корпуса податчика; —средний диаметр резьбы; а—угол подъема винтовой линии; ср—угол трения пары винт — гайка;

г7_9= —-—передаточное число;

—к. п. д. передачи от колеса 8 к гайке.

После подстановки величин, входящих в уравнение (22), получим

М, - Мб + Р ^

Чтобы обеспечить вращение бура и подачу бурильного молотка на забой, необходимо преодолеть момент М8, для чего должен-быть создан соответствующий момент на центральном колесе 10.

Обозначим через Мв вращающий момент на оси винта, который передается через передачу 5—6 от вала центрального колеса 10. Тогда момент на колесе 10 будет равен

М10 - Мв . -! ,

где к. гг. д. передачи от вала колеса 5 к валу винта.

Из анализа картины усилий и моментов, действующих на звенья механизма (рис. 2), следует, что вращающие моменты Мг и Мв имеют всегда одинаковое направление. Сопротивление, соответствующее этим моментам, создается искусственно при помощи многодисковой тормозной муфты 14, которая состоит из двух групп стальных дисков. Одна группа дисков связана с ьеподвижным корпусом податчика, а вторая с ходовым винтом. Общий реактивный момент Мт сопротивления вращению, создаваемый тормозной муфтой, таким образом, должен быть равен

Мт = МГ +АГВ.

Рассмотрим, как реагирует автоподатчик на изменение сопротивления вращению бура.

Предположим, что в результате увеличения сопротивления вращению бура в шпуре момент Мб возрос на величину АМ$ . С ростом Мб окружное усилие Рц, представляющее собой давление зуба колеса 8 на зуб сателлита И, получает приращение

А П

АРп =аш - , вследствие чего нарушается равновесие всей си-

Га

стемы. Усилие ДРХ1 относительно оси вращения сателлита создает момент АМХ1 = АРигп> который, в свою очередь, вызывает дополнительное давление ДР10 = ДРП зуба са-

>п

геллита на зуб колеса 10. В результате вращающий момент па центральном колесе 10 возрастает на величину АМх0 — ДР10г10, что в конечном счете приводит к увеличению момента Мв> вращающего винт на . Вместе с тем, с ростом Мб

^ 5

вращающий момент на гайке уменьшается на величину

Д Мт - Шб ~ .

Г-7

В результате перераспределения моментов угловая скорость винта пв увеличивается при уменьшении скорости гайки пг. Поэтому с ростом сопротивления вращению бура скорость подачи V падает; при пв = пг У=0. При дальнейшем возрастании Мб будет наблюдаться неравенство пв > пТ9 в силу чего скорость подачи становится отрицательной, и молоток будет отходить от забоя. В предельном случае — заклинивания лезвия бура в шпуре, когда пб = 0, дифференциальный механизм превращается в планетарный с неподвижными центральными коле-

сами 7—8 и гайкой ходового винта (пг = 0). В этом случае винт получит максимальную угловую скорость вращения пв тах =

= пЛ 1 ^ —) — и произойдет быстрый отвод корпуса буриль-ного молотка от забоя со скоростью

-10 7 ¿в

Укажем, что кинематические соотношения механизма автопо-датчика могут быть подобраны с таким расчетом, чтобы необходимый отход бурильного молотка при заклинивании бура осуществлялся за время между двумя ударами бура по породе.

При уменьшении сопротивления вращению бура в шпуре произойдет процесс, обратный описанному.

Максимальная скорость подачи бурильного молотка на забой соответствует тому случаю, когда бур не встречает сопротивления шпура. В этом случае сопротивления, связанные с вращением бура, будут незначительны. Поэтому сумма моментов, вращающих винт и гайку, будет меньше момента, создаваемого тормозной муфтой. Отсюда следует, что винт 12 станет неподвижным и дифференциальный механизм превратится в планетарный с неподвижным центральным колесом 10, ведущим водилом 4 и ведомым центральным колесом 8. При этом гайка будет вращаться с максимальным числом оборотов

2я \ гя /

а наибольшая скорость подачи будет равна

¿о ^ /

Изменение сопротивления буру в шпуре обусловливает и изменение числа оборотов бура. Так, например, при увеличении сопротивления за счет крепости породы или других факторов одновременно с уменьшением скорости подачи снижается и скорость вращения бура. Указанное изменение числа оборотов бура приводит при постоянном числе ударов к уменьшению угла поворота лезвия бура между двумя ударами по отношению к забою шпура. И, наоборот, при уменьшении сопротивления вращению (при бурении более слабых пород) увеличиваются скорость подачи и угол поворота бура между ударами. Такая зависимость изменения угла поворота бура между двумя ударами вполне удовлетворяет требованиям, предъявляемым к поворотным устройствам бура с точки зрения уменьшения энергоемкости процесса разрушения горной породы и увеличения производительности бурения.

106

Вышеприведенный анализ работы механизма зубчато-винтового автоподатчика позволяет сделать вывод о том, что он не только автоматизирует подачу, но и предохраняет всю систему от возможных перегрузок. Это достигается тем, что в конструкцию автоподатчика введены дифференциальный механизм и многодисковая тормозная муфта.

Предварительная регулировка автоподатчика с целью подбора наиболее целесообразных режимов работы бурильного молотка осуществляется за счет изменения усилия О, сжимающего диски трения муфты 14 (рис. 1), а следовательно, за счет изменения сопротивления вращению ходового винта.

Уравнения (19) — (26) позволяют установить следующие зависимости между величинами, характеризующими работу механизма автоподатчика:

АМ6^ВР — МТ — 0,

где А -

г*

- ю

2,4

ср

^ (* Ь <р) 1

ю_ ГА Ъ

м

Л1

1 —

г.,

1

гп

2:,

_1_ ^ I

\

+

¿10 г8

+ М-

+

+

ГИ )

Как было показано, механизм податчика представляет собой замкнутый дифференциальный механизм, в состав которого входит винтовая кинематическая пара. Методы определения к. п .д. подобных механизмов нам не известны. Поэтому для ориентировочной оценки потерь на трение поступаем следующим образом. Определяем к. п. д. дифференциального механизма, а затем через частные к. п. д. учитываем потери в передачах от центральных колес 8 и 10 к гайке и ходовому винту. Более точному решению данного вопроса должно быть посвящено специальное исследование теоретического и экспериментального характера.

В настоящее время существует ряд методов для определения потерь «а трение и к. п. д. планетарных механизмов [4; 6; 7]. «Из зсех приемов для определения к. п. д. планетарных передач наиболее рациональным является тот, при котором искомое значение выражается через к. п. д. (или коэффициент потерь фн= 1 — ?]н) простой передачи, полученной из планетарной остановки водила, т. е. сообщением всем звеньям угловой скорости водила с обратным знаком» {6, стр. 196].

Для оценки потерь на трение в дифференциальном механизме податчика применяем методику, изложенную в работе [9]. Для общего случая работы механизма, когда подвижны все три основные звена (водило 4, центральные колеса 8 и 10), в среднем будем иметь ^=0,96.

Кп.д. передачи от центрального колеса 8 к гайке 17 с учетом потерь в зацеплении, в подшипниках качения и потерь на трение втулки 18 о гайку 17 принимаем % —0,90.

К п.д. передачи от вала колеса 5 к валу винта (потери в зацеплении, в опорах ходового винта и потери на трение в пазах при перемещении втулки 18 вдоль оси ходового винта) т)2= 0,85.

Ш

§200

i

* /00

1

^ /

Л fr=J0C кгсм

—¡00к 1Т=200кга7

/00

200 300 № 600 600 700 800 900 /ООО Ш Крутящий момент на дуреу късм

Рис. 4. График изменения усилия подачи F в зависимости от изменения крутящего момента на буре Мб при MT= const.

Определим входящие в уравнение (27) постоянные коэффициенты А и В по данным для проектируемого податчика:

А

10

Ъ — 0,28;

В

3-tg(a + ?) 1 4

tga

А7 2»

= 1,21;

T.d

= 0,28308; a==15°48'.

ср

Ходовой винт снабжен трапецеидальной нарезкой с углом при вершине 2р=30°, поэтому приведенный коэффициент тре-иия в резьбе равен

/

r-tg ?

cos р

0,2588.

По условиям эксплуатации возможно сильное загрязнение резьбы, поэтому принимаем f -=0,25 [5, стр. 332].

После подстановки значений А и В уравнение (27) принимает вид

0,28 Мб +1,21 F — MT =0.

Подставляя известные величины в уравнение (28), получим

М4 - 1,04AÍ6 +2,05уИт.

Зависимости (29) и (30) представлены графически на рис. 4 и 5.

Умножив правую и левую части равенства (30) на величину 0,736, будем иметь:

71 620

0,736 - ^^ 0,736 + 0,736,

71 620

71 620

71 620

1000

§ I

I

1 §

иоо

^ 300

—ЗООк гсм/ /

/

/м 'Т=гоо> кгс/у

/ г^ЮОъ

О ШО 200 300 МО Крутящий момент на дуре , кгсм

Рис. 5. График изменения крутящего момента на водиле-колесе 4 в зависимости от изменения крутящего момента на буре.

1,04 Мб п4 71 620

0,736 = Рб кет

2,05 МгП< 0,736 = Рт кет-71 620

где

Л14 п4

71 620

мощность на водиле

* ООО

0,736 = Р4 кет —

колесо 4:

к

I

^ №00\

I

I 1

1

1 Мг—300кг \см /

Мт—200к гсм

Мт—ЮОк гсм

4 / ✓ У У у /

О /00 200 300 Крутящий момент на буре, кгсм

Рис. 6. График изменения мощности на водиле-колесе 4 в зависимости от изменения крутящего момента на буре: Ят~ расход мощности на торможение винта; Рб —расход мощности на вращение бура.

мощность, расходуемая на вращение бура;

мощность, потребляемая тормоз-

ной муфтой.

На рис. 6 дана картина изменения мощности на водиле—колесе 4 (при п4 = 175 об/мин) в функции крутящего момента на буре при различных тормозных моментах. При Мх=100 кгсм пунктирная линия на рис. 6 определяет расход мощности на

вращение бура и мощность, потребляемую тормозной муфтой на торможение винта. Оценить теоретически суммарный расход мощности на трение в механизме не представляется возможным. Очевидно, его величина мала по сравнению сРт.

Коэффициент полезного действия податчика может быть представлен как отношение мощности, расходуемой на вращение бура Рб 9 к мощности на водиле—колесе 4 Р4

^ПОД ^ о~ • Г4

Полезная мощность Рб увеличивается пропорционально Мб . В процессе бурения при постоянном тормозном моменте величина Т|ПоД ограничивается пределом, соответствующим макси-мальному моменту на буре и нулевому значению усилия подачи (рис. 4), так как дальнейшее увеличение момента на буре вызывает отход податчика от забоя, а следовательно, и разгрузку бура. Поэтому

чпод. шах 0,65.

При средних значениях Мб и Т7 к.п.д. составляет величину порядка

г1под. ср ^ 0,35 — 0,45. выводы

Зубчато-винтовой автоподатчик электропневматического бурильного молотка представляет собой оригинальное подающее устройство. Он не только автоматизирует подачу без наличия специальной регулирующей аппаратуры, но и предохраняет всю систему в процессе бурения от возможных перегрузок. Это обстоятельство объясняется тем, что в конструкцию автоподатчика введены дифференциальный механизм и многодисковая тормозная муфта. Способность к саморегулированию в широких пределах взаимосвязанных величин момента на буре Мб и усилия -подачи Р улучшает условия работы бурильных машин и бурового инструмента, а также создает более стабильную нагрузку на двигатель. Нужно полагать, что подобный механизм найдет себе применение в горном машиностроении.

ЛИТЕРАТУРА

I П. М. А л а б у ж е с, О. Д. Алимов. О конструировании электрических машин ударного действия. Известия ТЛИ, т. 78, Томск, 1954.

2. О Д. А л и м о в. Исследование механизма разрушения горных пород

при ударно-вращательном бурении и исходных параметров бурильных молотков. Кандидатская диссертация. Библиотека ТЛИ, Томск, 1953.

3. И. И. Артоболевский. Теория механизмов и машин. Гостехт^о-

ретиздат, 1953.

4. Н. Ф. Р у д е н к о. Планетарные передачи. Машгиз, 1947.

•5. Л. Б. Л е в е н с о н. Теория механизмов и машин. Машгиз, 1954.

'о. В. Н. Кудрявцев. Зубчатые передачи. ЛК'ВВИА, 1951.

7. Ф. М. К У Р о в с к и й. Оценка потерь на трение в механизмах с не-

сколькими степенями свободы. Труды Московского ордена Ленина энергетического института им. В. М. Молотова, в. XVII, Госэнерго-издат, 1955.

8. В Н, Кудрявцев. Листки для -конструктора. Планетарные переда-

чи. Вестник машиностроения, № 4, 1953.

9. В. Н. Кудрявцев. Листки для конструктора. Планетарные передачи.

Вестник машиностроения, № 5, 3953.

Стрг;

ниц

13

14

28

34

35

46

90—í

97

107

156

166

179

189

192

197

198

199

212

219

223

224

229

243

Заказ

ЗАМЕЧЕННЫЕ ОПЕЧАТКИ

Напечатано

Должно быть

7-10 R-754 mV

Лу =

б

Т-10 RH-754

mV'y

2 —диаграмма колебаний корпуса молотка; 3—диаграмма углового перемещения бура; 4—диаграмма давления воздуха в задней полости цилиндра молотка; 5 — диаграмма давления в передней полости;

Scerving Stiense Serving Scien^g

изменения изменении

поменять местами, сохранив на месте подрису-

ночные подписи

бурильного молотка остановки поверхностей разбуренным кинетическую (59—200 мм) расширится кинетики

автоподатчика

остановкой поверхностной пробуренным кинематическую (50—200. мм) расширителя кинематики

Строку пятую читать после второй строки

кинетики Л. Б. Левенмон А = а + h . . . + Л.

+ 5

увеличилась АОФ4-2 i ,15

кинематики Л. Б. Левенсон А = а + h . . . -fh.

+ 5

30 ( ) увеличивалась

АОФ42-2

1,5