«11-12 апреля 2011 г. ТЕХНОЛОГИЯ КОНСТРУИРОВАНИЯ И ЭКСПЛУАТАЦИИ ГОРНОГО ОБОРУДОВАНИЯ УДК 622.24 БЕЗРЕДУКТОРНЫЕ ГИДРОВРАЩАТЕЛИ ДЛЯ ЛЕГКИХ БУРОВЫХ УСТАНОВОК КОВЯЗИН Р. А., ПОРОЖСКИЙ К. П. ГОУ ВПО Уральский государственный ...»

Соотношение твердости материалов Твердость закаленной стали соответствует 45-60 HRC единиц твердости по шкале Роквелла. Это соответствует 6- категории твердости по шкале Мооса. Медные руды в среднем обладают твердостью по шкале Мооса в пределах 3-4, железные руды – 5-6. Можно сделать вывод: железные руды обладают твердостью в диапазоне от 40 до 50 HRC. Далее для каждого соотношения значений твердости шара и исходного материала был установлен коэффициент (см. таблицу), отражающий необходимость увеличения диаметра шара.

Зависимость поправочного коэффициента от величины соотношения твердости шара и измельчаемого Соотношение твердости мелющих тел к твердости измельчаемого материала коэффициента, К По итогам анализа можно сделать следующие выводы:

1) при разрушении особо твердых материалов применяемые формулы не обеспечивают точного определения оптимального размера мелющего шара;

2) для наиболее полного учета влияния твердости породы на необходимый размер шара нужно в состав используемых формул ввести коэффициент, учитывающий механические свойства руды;

3) для определения размера мелющего тела рекомендуется использовать формулы, дополненные поправочным коэффициентом:

4) для измельчения особо твердых пород применять шары четвертой группы твердости с диаметром, определенным из уточненных формул.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Борщев В. Я., Гусев Ю. И., Промтов М. А., Тимонин А. С. Оборудование для переработки сыпучих материалов. – М.: Изд-во «Машиностроение», 2006. – 208 с.

2. Маляров П. В. Основы интенсификации процессов рудоподготовки. – Ростов-на-Дону:

Ростиздат, 2004. – 320 с.

3. Перов В. А., Андреев Е. Е., Биленко Л. Ф. Дробление, измельчение и грохочение полезных ископаемых: учеб. пособие для вузов. 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Недра, 1990. – 301 с.

УДК 622.73/

РАЗРАБОТКА МОДЕЛИ ВЗАИМОДЕЙСТВИЯ ФУТЕРОВКИ С РАБОЧЕЙ

СРЕДОЙ ШАРОВОЙ МЕЛЬНИЦЫ

ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

Одним из важнейших факторов, определяющих эффективность работы шаровой мельницы, является режим работы ее измельчающей среды [1]. В зависимости от скорости вращения барабана различают три основных вида работы измельчающей среды: каскадный, водопадный и смешанный.

Каскадный режим наблюдается при малых скоростях вращения барабана и в основном на стадиях доизмельчения. Недостатком этого режима является то, что более интенсивное измельчение материала происходит в основном только в слоях скатывающихся шаров. Кроме того, в центре контура шаровой загрузки имеется центральная область, в которой дробящие тела остаются на месте и не участвуют в процессе измельчения.

Водопадный режим происходит при скоростях вращения барабана больших, чем при каскадном, но меньше критической. Одним из недостатков этого режима является то, что материал слабо подвергается измельчению истиранием из-за малого скольжения относительно друг друга слоев шаров. Таким образом, почти половина шаровой загрузки эффективно не используется.

Если пренебречь скольжением мелющих тел по стенке барабана, пользуются основной зависимостью [1] между углом отрыва шаров данного слоя, радиусом этого слоя и числом оборотов барабана мельницы где R – радиус данного слоя шаров, м; – угол отрыва шаров, град; n – скорость вращения барабана, об/мин.

При водопадном режиме часть мелющих тел находится на круговых траекториях, а часть – на параболических и не связана с барабаном мельницы.

Для вычисления усилий, возникающих между барабаном и мелющей средой, а также наглядного представления о ее расположении при работе мельницы, строят контур этой загрузки по сечению барабана.

Для определения усилий, действующих на футеровку барабана, были приняты исходные данные для шаровой мельницы МШР 36004000 при коэффициенте заполнения барабана =0,45, насыпная сила тяжести шаровой загрузки с измельчаемой рудой ( + )=55 000 Н/м3, средняя высота футеровки по радиусу барабана равна 70 мм.

Для построения контура шаровой загрузки, связанной с барабаном мельницы, необходимо определить следующие параметры:

1. Критическую скорость вращения барабана, об/мин;

2. Относительную скорость вращения барабана мельницы;

3. По таблице [2], определить значение параметра К для значений и ;

4. Внутренний радиус контура шаровой загрузки, м;

5. Критический радиус, м;

6. Построить контур шаровой загрузки (см. рисунок).

Данные вычислений для каждого сектора сводят в таблицу.

Таким образом, существует два значения наивыгоднейшей скорости. Одно значение, более высокое (0,76-0,88), соответствует получению максимальной производительности мельницы, другое, более низкое (примерно 0,5 ), соответствует максимальной эффективности измельчения.

Выбор необходимой оптимальной соответствующей получению наилучших технико-экономических показателей, решается в каждом конкретном случае с учетом всех показателей работы измельчительной установки, т. е. стадии и степени измельчения, типа мельницы, размалываемого материала, расхода энергии, шаров, футеровок и капитальных затрат на оборудование.

Графическое определение усилий, действующих на барабан от шаровой загрузки мельницы При данном расчете не учитывается динамическое давление, возникающее от удара дробящих тел при переходе их с параболической траектории на круговую.

Давление от падающей дробящей среды при ее водопадных режимах может достигать значительных величин, поэтому пренебрежение усилиями, возникающими в этом случае, может привести к ощутимым погрешностям в основном при расчетах барабана мельницы. Пренебрежение этими усилиями при расчете полезной мощности мельницы приводит к незначительным погрешностям.

Результаты вычисления усилий, действующих на барабан шаровой мельницы МШР шаровой загрузки

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Крюков Д. К. Футеровки шаровых мельниц. – М.: Машиностроение, 1965.

2. Андреев С. Е., Зверевич В. В., Перов В. А. Дробление, измельчение и грохочение полезных ископаемых. 2-е изд., перераб. и допол. – М.: Недра, 1966.

УДК 622.678.

ОСОБЕННОСТИ РЕКОНСТРУКЦИИ СКИПОВОЙ ПОДЪЕМНОЙ МАШИНЫ

НА УРУПСКОМ РУДНИКЕ

ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

Скиповая подъемная машина МК 3,252рл, изготовленная ДМЗ в 1967 г., введена в эксплуатацию в 1971 году. Предельный срок службы машины 20 лет. По истечении указанного срока, начиная с 1991 года, предприятие шесть раз продлевало срок службы подъемной установки (1997, 1999, 2002, 2004, 2005, 2007), несмотря на неоднократные требования горнотехнической инспекции о замене машины. Подъемная машина эксплуатировалась 36 лет без снижения нагрузки. С 1997 года горнотехнической инспекцией был определен окончательный срок замены машины в 2001 г. Скиповая подъемная установка (ПУ) располагается в башенном копре, в нем также расположена клетьевая ПУ.

В процессе эксплуатации был выявлен ряд недостатков, который не гарантирует безаварийную, надежную эксплуатацию и может повлечь аварийную остановку скиповой подъемной машины, а, следовательно, парализует работу рудника, обогатительной фабрики и всего комбината на продолжительный срок.

Выявленные недостатки:

1. Тормозные поля с пятнами и требуют проточки и шлифовки.

2. Внутренняя обойма подшипника сборки главного вала свободно вращается на валу.

3. Шкив несколько раз проваривался.

4. Два пальца тормозов требуют проточки и замены.

5. Тормозная панель требует капитального ремонта с заменой регулятора давления и предохранительных клапанов.

6. Электрическая часть морально и физически устарела. Элементная база шкафов управления снята с производства.

На рассмотрение руководству предприятия были предложены два варианта по замене машины.

Вариант № 1. Замена всех частей скиповой подъемной машины МК 3,252рл на ЦШ 3,252рл с безредукторным приводом от тихоходного электродвигателя (согласно проекту института «Кавказцветметпроект»).

Для выполнения полного объема работ по варианту № 1 потребовалась бы остановка скиповой ПУ на 2 месяца и остановка клетьевой ПУ на 2 недели. При этом по варианту № требовалось провести огромный объем подготовительных работ по монтажу электросилового оборудования, силовых и контрольных кабелей до остановки скиповой ПУ.

Вариант № 2. Замена только коренной части скиповой подъемной машины МК 3,252рл на ЦШ 3,252рл с существующим редукторным приводом от двух быстроходных электродвигателей.

Для выполнения полного объема работ по варианту № 2 потребовалась бы остановка скиповой ПУ на 20 дней, а остановка клетьевой ПУ на 10 дней. При этом по варианту № требовалось провести подготовительные работы, не связанные с остановкой скиповой ПУ.

Был проведен ультразвуковой контроль рамы подъемной машины (ПМ), при котором недопустимых дефектов не обнаружено. После обследования технического состояния скиповой подъемной установки со специалистами и главным конструктором заводаизготовителя подъемной машины, было принято решение о необходимости реконструкции коренной части подъемной машины с сохранением фундаментов и рамы, т. е. вариант № 2.

При проведении работ по варианту № 2 простой рудника по выдаче руды сокращается в 3 раза. Инвестиции в реконструкцию уменьшаются за счет исключения ряда работ, в частности, нет необходимости в реставрации вала и замене подшипника, полугодовой ревизии, экспертизы по продлению срока службы скиповой ПУ, проточки и шлифовки тормозных полей, ремонте шарниров рычагов тормоза.

Проведение реконструкции скиповой ПУ осложнялось следующими особенностями:

скиповая ПУ и клетьевая ПУ находятся в одном башенном копре (скиповая ПУ располагается выше клетьевой ПУ (см рисунок)); точная копия существующей машины МК 3,25х2рл невозможна, ввиду устаревшей конструкции, поэтому необходим заказ специальной на базе типовой ЦШ 3,25x4; необходима доработка рамы (корректировка крепежных отверстий);

требуется использование фальшрамы для выполнения монтажа машины; необходимо учесть ограничение габаритов монтажными проемами, грузоподъемность кран балки; требуется использование поворотной платформы.

Порядок организации работ по замене скиповой ПМ на Урупском руднике состоял из подготовительных работ и пяти этапов. На первом этапе производилась остановка скиповой и клетьевой ПУ. Второй этап охватывал демонтаж старой скиповой ПУ и доработку рамы. На третьем этапе производился монтаж скиповой ПУ. Четвертый этап включал запуск в работу клетьевой подъемной установки. На пятом этапе производилась наладка привода скиповой ПУ.

Реконструкция скиповой ПУ производилась в несколько стадий, основной была замена коренной части машины. Вторая стадия включала в себя замену скипа. Новый скип установлен с доработками: диаметр каната для подъема затвора был увеличен с 16 до 22; бронзовые втулки блочков были усилены и оснащены масленками; увеличен зазор между канатом и головкой проводника; креплений башмаков доработано; установлены масленки для смазки роликов кареток; увеличена жесткость конструкции; увеличена высота зева загрузки скипа до 1200 мм.

В статье было рассмотрено решение многофакторной задачи по реконструкции ПУ в связи с необходимостью замены узлов ПУ, не пригодных для дальнейшей эксплуатации.

Применение современных методов контроля напряженно-деформированного состояния конструкций и глубокого анализа технического состояния оборудования способствовало правильному выбору наиболее эффективного варианта модернизации скиповой ПМ.

Проведенная реконструкция скиповой ПМ показывает пример быстрой замены деталей ПУ.

Таким образом, при проведении реконструкции установок необходимо произвести точное определение остаточного ресурса узлов ПМ, технического состояния здания ПУ, глубокое изучение возможных вариантов по замене вышедших из строя узлов и тщательную предварительную подготовительную работу.

УДК 622.

ХАРАКТЕРИСТИКИ КВАЗИПОТЕНЦИАЛЬНЫХ

ПРОЦЕССОВ ДИАГОНАЛЬНЫХ ВЕНТИЛЯТОРОВ

ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

Нестационарность процессов, происходящих в проточных частях вентиляторов, не позволяет в полной мере оценить их качественную картину, характеризующую основные аэродинамические свойства машины. С целью установления основных закономерностей течения транзитного потока воздуха в диагональных вентиляторах рассмотрим квазипотенциальные процессы, протекающие в их рабочих венцах (см. рисунок). Квантовость системы определим в пределах элементарной частицы воздушной среды, имеющую бесконечно малые размеры и, как следствие, массу [1].

Движение элементарной частицы воздушной среды массой dm вдоль межлопаточного канала рабочего колеса с относительной скоростью движения w, инициирует появление центробежной силы Fц/ w 2 dm, где л – радиус кривизны лопатки. Появление указанной силы обусловлено кривизной межлопаточного канала.

Одновременно вращение колеса приводит к появлению центробежной силы инерции, действующей в направлении радиуса Fц// u 2, где и – окружная скорость на текущем радиусе рабочего колеса r'.

По причине изменения давления вдоль линии тока возникает сила давления F p dw dm, где dw, dt – элементарные приращения относительной скорости и времени.

Элементарная частица воздушной среды при вращении подвергается также действию силы Кориолиса–инерции: Fк 2 wdm, где – частота вращения рабочего колеса.

Уравнение движения выделенного элемента в проекциях на координатную ось S направлении относительного потока; – текущее значение угла конусности.

Движение элементарной частицы воздушной среды в диагональной машине После необходимых преобразований и произведя интегрирование получим уравнение энергии относительного движения p 2 p1 w2 w1 u 2 u1 E, где w1 и w2 – относительные скорости соответственно на входе и на выходе из рабочего колеса для данной линии тока; и1 и и2 – окружные скорости соответственно на входе и на выходе из рабочего колеса для данной линии тока. Первое слагаемое левой части уравнения представляет собой потенциальную энергию давления, приходящуюся на единицу объема, второе слагаемое – кинетическую энергию того же объема, а третье слагаемое – статическое давление, обусловленное действием центробежной силы. Следовательно, при квазипотенциальном процессе, происходящем в идеальной воздушной среде, сумма кинетической и потенциальной энергии частицы воздуха есть величина постоянная во всех сечениях одной и той же струйки либо линии тока [2].

Величина энергии у различных линий тока неодинаковая, но если сделать допущение, что все линии тока на входе в рабочее колесо на определенном радиусе входа r1 обладают одинаковой энергией, то приведенное уравнение окажется справедливым не только для линии тока, но и для всего плоского конического потока на заданном радиусе входа r1.

Используя дифференциальное уравнение относительного вихря [3] и рассматривая вращающийся относительный поток в рабочем колесе диагональной воздуходувной машины, её теоретические характеристики по полному и статическому давлениям можно записать в удобном для практического использования виде:

где Q – подача диагональной воздуходувной машины; r – радиус рабочего колеса на стороне нагнетания; rк – радиус рабочего колеса на стороне всасывания; rвт – радиус втулки рабочего колеса на стороне всасывания; 2 – угол выхода лопатки рабочего колеса; – окружная скорость рабочего колеса; – угол установки лопаток на рассматриваемом радиусе.

Полученные в результате рассмотрения квазипотенциальных процессов, протекающих в проточной части диагональных вентиляторов, качественные характеристики и математические закономерности позволяют на этапе проектирования новых воздуходувных машин современного типа оценивать их проектные аэродинамические характеристики и создавать машины с заранее заданными параметрами.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Тимухин С. А., Иванов В. А., Шантарин С. С. Основы динамики осе-радиальных воздуходувных машин // Изв. УГГГА. Вып. 16. Сер.: Горная электромеханика. – 2003. – С. 145-149.

2. Тимухин С. А., Копачев В. Ф., Шантарин С. С. Проблемы оптимизации параметров шахтных вентиляторов смешанного принципа действия по критерию энергозатрат // Изв. УГГУ. – Вып. 12. – 2001.

– С. 54-59.

3. Жуковский Н. Е. Вихревая теория гребного винта. – Т. IV. – М.: ГТТИ, 1949. – С. 494-528.

УДК 622.

ИССЛЕДОВАНИЕ СТРУКТУРЫ ПОТОКА В ДИАГОНАЛЬНЫХ

ВОЗДУХОДУВНЫХ МАШИНАХ

ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

Важность исследования структуры потока в диагональных воздуходувных машинах заключается в понимании процессов изменения параметров потока по радиусу за лопаточными венцами. Это позволяет решать практические вопросы, связанные с аэродинамическим расчетом, проектированием, разработкой конструкции вентилятора и его эксплуатацией [1].

Рассматривая основной орган вентилятора – рабочее колесо, проследим, как изменяются по радиусу основные параметры потока за ним.

Распределение скорости закручивания с2и обратно пропорциональна радиусу [2], что при постоянной осевой скорости с2a определяет закономерность распределения абсолютной статического давления за колесом р2, запишем т. е. сумма статического и динамического давления, определенного по скорости закручивания, вдоль радиуса не изменяется. Величина р2 оказывается наибольшей на внешнем радиусе, а к втулке уменьшается.

Учитывая выражение (1), можно записать:

Используя понятие реактивности колеса [3] как отношение теоретически возможного повышения статического давления в рабочем колесе к теоретическому давлению, его можно Понятие реактивности широко используется в турбомашинах. Реактивность не связана со схемой вентилятора. Под реактивностью ступени вентилятора понимают её величину на среднем радиусе rср, т. е. реактивность зависит от относительного диаметра втулки колеса и не является независимым параметром.

Реактивность введена как величина, характеризующая перепад статических давлений, как параметр величины статического давления колеса на различных радиусах у разных схем вентиляторов.

Осредненную по расходу величину перепада статического давления в колесе можно записать:

Осредненная по расходу величина перепада статического давления в рабочем колесе вентилятора, определяемая с учетом потерь в колесе, и предположением, что на каждом радиусе с1а = с2а, будет находиться из выражения где n1 – параметр закрутки потока перед рабочим колесом.

Поле абсолютной скорости за рабочим колесом по радиусу позволяет, с одной стороны, делать вывод о механизме передачи энергии колесом потоку. С другой стороны, это то поле, в котором происходит установившееся обтекание решетки лопаток аппарата, расположенного за колесом.

Обтекание лопаток рабочего колеса также будет установившимся, если его, как и обтекание аппарата, рассматривать в связанной с колесом системе координат, т. е. в относительном движении.

Для величин относительных скоростей и их углов, используя формулы, полученные из входных и выходных планов скоростей для осе-радиальных машин [2], С уменьшением радиуса величина относительных скоростей в рабочем колесе резко уменьшается, а их углы увеличиваются. Однако увеличение угла выхода потока 2 происходит значительно интенсивнее, чем угла 1, что приводит к росту отклонения потока ( = 2 – 1) и его торможению (w2/w1 = (c2a / cla) (sin 1/sin 2) в направлении от периферии лопаток к их корню. Чем больше величина теоретического давления pтv, тем более резко изменяются параметры потока по радиусу.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Тимухин С. А., Копачев В. Ф., Шантарин С. С. Проблемы оптимизации параметров шахтных вентиляторов смешанного принципа действия по критерию энергозатрат // Изв. УГГУ. – Вып. 12. – 2001.

– С. 54-59.

2. Шантарин С. С., Тимухин С. А., Иванов В. А. Теоретические предпосылки создания осерадиальных вентиляторов // Изв. УГГУ. Вып. 16. Сер.: Горная электромеханика. – 2003. – С. 137-140.

3. Брусиловский И. В. Аэродинамика осевых вентиляторов. – М.: Машиностроение, 1984. – 240 с.

УДК

УТИЛИЗАЦИЯ ВТОРИЧНЫХ ЭНЕРГОРЕСУРСОВ КОМПРЕССОРНОЙ

СТАНЦИИ ОАО «ГАЙСКИЙ ГОК»

ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

Утилизация тепла сжатого воздуха. Известно, что воздушные компрессоры, наряду с выработкой сжатого воздуха, являются и генераторами тепловой энергии.

Одним из эффективных энергосберегающих способов, дающих возможность экономить органическое топливо, снижать загрязнение окружающей среды, удовлетворять нужды потребителей в технологическом тепле, является применение теплонасосных технологий производства теплоты [1].

Характеристика теплового насоса. Тепловые насосы – это компактные экономичные и экологически чистые системы отопления, позволяющие получать тепло для горячего водоснабжения, отопления зданий, охлаждения воздуха в комнатах и вентилирования помещений за счёт использования тепла низкопотенциального источника (атмосферный воздух или различные вентиляционные выбросы, вода естественных водоёмов и сбросные воды систем охлаждения промышленного оборудования, сточные воды систем аэрации) путём переноса его к теплоносителю с более высокой температурой. Т. е. тепловой насос использует тепло, рассеянное в окружающей среде: в земле, воде, воздухе, и называемое специалистами низкопотенциальным теплом. Затратив 1 кВт электроэнергии в приводе насоса, можно получить 3-4, а часто и 5-6 кВт тепловой энергии [2].

Принцип работы теплового насоса. Теоретическая основа теплового насоса – это термодинамические циклы – круговые процессы в термодинамике, т. е. такие процессы, в которых начальные и конечные параметры, определяющие состояние рабочего тела (давление, объём, температура, энтропия) совпадают. Термодинамические циклы используются в тепловых машинах для превращения тепловой энергии (т. е. внутренней энергии) в механическую работу, а также для охлаждения/нагрева при использовании обратного цикла. На рисунке показан принцип работы теплового насоса.

Основными составляющими частями внутреннего контура тепловых насосов являются:

1 – компрессор; 2 – источник теплоты низкого уровня (ИНТ); 3 – испаритель теплового насоса;

4 – конденсатор теплового насоса; 5 – потребитель теплоты высокого уровня (ПВТ); 6 – низкотемпературный теплообменник; 7 – регулятор потока хладагента; 8 – высокотемпературный теплообменник.

Кроме того, во внутреннем контуре имеются: терморегулятор, являющийся управляющим устройством; хладагент, циркулирующий в системе газ с определёнными физическими характеристиками.

Хладагент под давлением через капиллярное отверстие поступает в испаритель, где за счёт резкого уменьшения давления происходит испарение. При этом хладагент отнимает тепло у внутренних стенок испарителя, а испаритель, в свою очередь,отбирает тепло у земляного контура, за счёт чего происходит его постоянное охлаждение. Компрессор засасывает из испарителя хладагент, сжимает его, за счёт чего температура хладагента повышается, и выталкивает в конденсатор [3].

Кроме того, в конденсаторе нагретый в результате сжатия хладагент отдает полученное тепло (температура порядка 85-125 градусов Цельсия) в отопительный контур и окончательно переходит в жидкое состояние. Процесс повторяется вновь. При достижении необходимой температуры терморегулятор размыкает электрическую цепь, и компрессор останавливается.

При понижении температуры в отопительном контуре терморегулятор вновь включает компрессор. Термодинамический цикл теплового насоса завершается дросселированием охлажденного жидкого хладона при помощи дроссельного клапана с последующим его возвратом в испаритель. Конструкция теплового насоса исключает попадание хладона в водяные магистрали систем отопления, горячего водоснабжения и окружающую среду.

Таким образом, работа теплового насоса схожа с процессом холодильника. Тепловой насос перекачивает низкопотенциальную тепловую энергию грунта, воды или даже воздуха в относительно высокопотенциальное тепло для отопления объекта. Примерно 2/3 отопительной энергии можно получить бесплатно из природы: грунта, воды, воздуха и только 1/3 энергии необходимо затратить для работы самого теплового насоса.

Иными словами, тепловой насос экономит 70 % средств, которые при отоплении зданий, сооружений, цехов и т. п. традиционным способом регулярно тратились на дизтопливо или электроэнергию.

Применение теплового насоса в условиях ОАО «Гайский ГОК». Источником для работы теплового насоса служит нагретая вода из системы охлаждения компрессоров с температурой +30 +35 С.

В связи с проблемой утилизации тепла сжатого воздуха для практической реализации предлагается использовать охлаждающе-утилизационную установку на базе теплового насоса ТН-85 производства ЗАО «Энергия».

Эта установка работает следующим образом. Нагретая вода из системы охлаждения компрессоров поступает в испаритель (кожухотрубный теплообменник, где в трубках циркулирует вода источника, а между трубок – жидкий фреон), в обход градирен. Путем регулировки давления дросселем настраивается такой поток фреона в испаритель, чтобы температура его кипения составляла +2…+3 С. При тепловом контакте с «горячими» трубками часть фреона вскипает, отбирая таким образом тепло у воды. Охлажденная вода направляется в систему охлаждения компрессоров. Так выглядит рабочий цикл теплового насоса.

В зимний период утилизированное тепло сжатого воздуха будет направлено в калориферную для подачи нагретого воздуха в шахту, в летнее время – на подогрев системы отопления административно-бытового комбината подземного рудника ОАО «Гайский ГОК».

Утилизация тепла сжатого воздуха компрессорных станций позволит увеличить КПД компрессоров, а также значительно уменьшить затраты на подогрев воздуха для подачи в шахту и на отопление АБК подземного рудника.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Миняв Ю. Н. Энергосбережение при производстве и распределении сжатого воздуха на промышленных предприятиях. – Екатеринбург, 2002.

2. Миняв Ю. Н. Теплотехника. – Екатеринбург: Изд-во УГГУ, 2009.

3. Рей Д., Макмайкл Д. Тепловые насосы. – М.: Изд-во Энергоиздат, 1993.

УДК 622.

К ВОПРОСУ ОБОСНОВАНИЯ ВЕЛИЧИНЫ ИЗБЫТОЧНОЙ НАПОРНОСТИ

ШАХТНЫХ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ НАСОСОВ

ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

Наиболее распространенными в шахтном водоотливе являются центробежные насосы.

Одно из условий стабильной работы центробежных насосов наличие у них избыточной напорности, т. е. разности фактического манометрического напора насоса и геометрической высоты нагнетания.

Необходимость постоянного поддержания запаса избыточной напорности обусловлена колебанием частоты питающей сети, а следовательно, и частоты вращения приводного двигателя, разъеданием концов лопаток рабочих колёс в условиях кислотной воды, гидроабразивного износа рабочих колёс и др. Избыточная напорность расходуется на перемещение воды по сети трубопровода и преодоление её сопротивления. Запас напора рекомендуется применять в пределах 10-15 % от общей напорности насосов, но никаких более конкретных рекомендаций по обоснованию оптимальной величины избыточной напорности в литературе по шахтному водоотливу не даётся.

В работе [1] показано, что с увеличением избыточной напорности насосов (Низб) возрастают непроизводительные затраты электроэнергии, но, с другой стороны, снижаются эксплуатационные затраты на поддержание требуемого уровня надёжности работы шахтного водоотлива, в частности, связанные с заменой изношенных уплотнительных колец, рабочих колёс, сменных колец разгрузочных дисков и т. д.

Отсюда, ставится задача оптимизации параметра избыточной напорности, т. е.

нахождение диапазона рекомендуемых значений Низб. Решение этой задачи возможно путём получения математических зависимостей энергетических и эксплуатационных затрат по водоотливной установке в функции избыточной напорности Низб.

Зависимость стоимости годового расхода электроэнергии, обусловленного избыточной напорностью насосного агрегата где – плотность шахтной воды; g – ускорение земного притяжения.

Заменив выражение постоянной насосного агрегата К на, получим где Кна – постоянная насосного агрегата; а – стоимость 1 кВтч электроэнергии; N изб.i – мощность на валу насоса, обусловленная избыточной напорностью Низб.i; t Г – время работы насосного агрегата в году в часах с избыточной напорностью Низб; С1, С2 – опытные коэффициенты для каждого типа насоса; Rтр – постоянная трубопроводной сети; пр, эс – к.п.д. привода и электрической сети.

Графическое изображение зависимости Cэл=f(Низб) для центробежного насоса ЦНС-300-600 приведено на рисунке. Зависимость Спод=f(Низб), т. е. зависимость стоимости работ по обслуживанию и ремонту насосного агрегата с целью поддержания требуемого уровня надёжности работы водоотлива от избыточной напорности, может быть получена на основании статистических данных по затратам на ремонт и обслуживание насосных агрегатов.

Совмещение этих зависимостей позволяет оценить рациональную избыточную напорность насоса ЦНС-300-600 и следовательно, установить диапазон рекомендуемых значений Низб 15-25 м.

Зависимости стоимости годового расхода электроэнергии Cэл=f (Hизб), стоимости работ по обслуживанию и ремонту насосного агрегата Cпод=f (Hизб), приведенных затрат в функции избыточной

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Тимухин С. А., Петровых Л. В., Егоров Б. Н. О избыточной напорности насосов шахтного водоотлива // Международная научно-практическая конференция молодых ученых и студентов.

Екатеринбург: Изд-во УГГУ, 2009. 419 с.

2. Веселов А. И. Рудничный водоотлив. – М.: Металлургиздат, 1956. – 532 с.

3. Попов В. М. Рудничные водоотливные установки: 2-е изд., перераб. и доп. – М.

4. Шевяков Л. Д., Бредихин А. Н. Шахтный водоотлив. – М.: Углетехиздат, 1954. 283 с.

ОБ АЭРОДИНАМИЧЕСКОМ РАСЧЕТЕ ДИАГОНАЛЬНЫХ

ГАЗОВОЗДУХОДУВНЫХ УСТРОЙСТВ

ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

Теория аэродинамического расчета диагональных газовоздуходувных устройств горнометаллургической отрасли промышленности еще находится в стадии своего развития и становления. В связи с этим вызывает интерес развитие теории аэродинамики физических процессов в проточной части этих устройств, которые в первом приближении могут быть приняты как квазипотенциальные.

Рассмотрим квазипотенциальное течение в диагональных газовоздуходувных устройствах, в которых в достаточно полной мере используются центробежные силы, неизбежно возникающие в подвижных лопаточных венцах. Известно, что в осевых устройствах эти силы практически не используются, что является прямым следствием их низкой напорности. Из-за этого приходится использовать 2-х и более ступенчатые схемы осевых устройств, приводящие к значительному увеличению их массогабаритных показателей.

Рассматривая проточную часть диагональной машины на участке рабочего колеса, при отсутствии закрутки потока на входе (т. е. C1u0) запишем выражение для определения удельной энергии потока газа в рабочем колесе при его потенциальном течении где P1, P2 – статическое давление соответственно на входе и выходе из рабочего колеса; Pа – атмосферное давление; U2 – переносная (окружная) скорость по концам лопаток на выходе из рабочего колеса осерадиальной машины; – плотность газа; Ca, C2u – соответственно осевая и тангенциальная скорости потока.

Формула (1) согласуется с общей теорией воздуходувных машин [2].

На любом текущем радиусе ri на входе в лопаточный венец осерадиальной машины струйка линии тока, отклоняясь под действием центробежных сил в сторону корпуса, по мере движения в осевом направлении перемещается с увеличением радиуса вращения от ri до ri+ri и переносной скорости от Ui до Ui+Ui. Необходимое приращение переносной скорости U по концам лопаток может быть определено из уравнения где Fц – центробежная сила, возникающая в лопаточном венце рабочего колеса при его вращении; Sц – площадь воздействия этой силы.

После преобразования получим Решение этих уравнений позволит определить основные геометрические и кинематические параметры диагональных газовоздуходувных устройств при их аэродинамическом расчете.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Косарев Н. П., Макаров В. Н. Аэродинамика квазипотенциального течения в межлопаточных каналах рабочих колес высоконапорных центробежных вентиляторов: научное издание. – Екатеринбург:

Изд-во УГГУ. – 2005. – 108 с.

2. Жуковский Н. Е. Вихревая теория гребного винта (статьи). Соч., т. IV. Гостехиздат, 1949.

С. 395-612.

УДК 622.

КОНСТРУКЦИИ ТОРЦОВЫХ УПЛОТНЕНИЙ НАСОСОВ

ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

Торцовые уплотнения, появившиеся в 1885 году, непрерывно развиваются и получают широкое внедрение в современной промышленности, особенно в нефтяной, нефтехимической, автомобильной, машиностроительной, атомной, космической и др. Торцовые уплотнения не только используются в различных роторных насосах, но и в центробежных и осевых компрессорах, газовых и паровых турбинах, высокооборотных турбодетандерах, а также аппаратах с перемешивающими устройствами при низкой скорости.

Одинарные контактные торцовые уплотнения (рис. 1) пригодны для герметизации насосов при перекачке чистых или малоопасных жидкостей. Работают при относительно низких давлениях, скорости и температуре и допускают утечку уплотняемых сред. При сложных условиях работы одинарные торцовые уплотнения не эффективны.

1 – вал; 2– упорная втулка; 3 – пружины; 4 – резиновое вторичное уплотнение; 5 – вращающееся кольцо; 6 – камера уплотнения; 7 – неподвижное кольцо; 8 – резиновое вторичное уплотнение; 9 – крышка Двойные контактные торцовые уплотнения. Для отделения более опасных, токсичных, загрязненных сред от атмосферы, при высоких давлениях, температуре и скоростях, используют двойные торцовые уплотнения (рис. 2) с подачей между ними затворной жидкости под давлением немного большим, чем давление перекачиваемой среды, что предотвращает утечки перекачиваемой среды в атмосферу.

В термогидродинамических уплотнениях путем нанесения на уплотнительные поверхности канавок, карманов или ступеней (глубиной более 1 мм) создается неравномерность зазора в направлении скольжения, и возникают гидродинамические эффекты вследствие силовых, особенно температурных деформаций. Если нет вращения, поверхности пары трения плоские. При вращении в результате трения уплотнительные кольца неравномерно нагреваются. В результате неравномерного нагрева плоскость уплотнительных поверхностей нарушается, и образуются участки зазора с сужающимся профилем.

В гидростатических уплотнениях жидкостная (или газовая) смазка в стыке пары трения создается при последовательном прохождении жидкости (или газа) через два дросселя: входной и выходной. В процессе работы под действием внешних нагрузок уменьшается высота зазора, увеличивается сопротивление выходного дросселя а, следовательно, давление и сила в зазоре, предотвращающая дальнейшее сближение и контакт уплотнительных колец. Существенным недостатком многих конструкций гидростатических торцовых уплотнений является низкая жёсткость смазочной плёнки при возможных перекосах.

Гидродинамические уплотнения. Гидродинамические торцовые уплотнения осуществляют бесконтактное состояние пары трения, что значительно увеличивает их долговечность, обеспечивают отсутствие жидкофазной или газо-фазной утечки уплотняемых сред, имеют более высокую жёсткость смазочной плёнки. Потеря мощности на трение и расходы на ремонт снижаются. В то же время, гидродинамические торцовые уплотнения могут применяться при большом значении давлений и скорости, использоваться при неблагоприятных для традиционных контактных торцовых уплотнений условиях. На сегодняшний день гидродинамические торцовые уплотнения — самые перспективные и распространённые в промышленности, особенно в нефтеперерабатывающей, нефтехимической.

Гидродинамическое бесконтактное торцовое уплотнение (ГБКТУ). По сравнению с традиционными контактными торцовыми уплотнениями ГБКТУ имеют преимущества: утечка уплотняемых сред устраняется, долговечность торцовых уплотнений увеличивается в 5 раз, вспомогательная система уплотнения упрощается, расход энергии при работе уменьшается в значительной степени, и надёжность машины повышается.

Механизм работы ГБКТУ. При вращении кольца с канавками со стороны затворного газа (давление которого выше давления уплотняемой среды), гидродинамические канавки нагнетают затворный газ со стороны внешнего диаметра в зазор под действием нагрузки трения. Давление газовой пленки в зазоре постепенно увеличивается с внешнего диаметра до конечного диаметра канавок, и наоборот.

Торцовые уплотнения с обратным нагнетанием (ОНТУ) по основному механизму работы аналогичны газосмазочным бесконтактным торцевым уплотнениям. За последние 10 лет существенно вырос интерес к таким конструкциям со стороны ведущих специализирующихся в этой области фирм.

Механизм работы торцовой конструкции ОНТУ со спиральными канавками приведен на рис. 3. С помощью открытых со стороны низкого давления спиральных канавок жидкость скапливается в уплотнительной щели и используется для образования гидродинамического давления и смазки.

Жидкость захватывается расположенными в окружном направлении углублениями, транспортируется ближе к зоне высокого давления и накапливается в сужающейся конфузорной части канавок. В результате локального повышения давления жидкость через оставшуюся часть уплотнительной щели течет назад в полость высокого давления.

УДК 621.

ИССЛЕДОВАНИЕ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ НАТЯГА ЗАПОРНОГО ОРГАНА

ПРЯМОТОЧНОГО КЛАПАНА ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА

ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

Рассмотрим клапан поршневого компрессора [1, 2], запорный орган которого выполняет одновременно функции замыкающего и пружинящего элемента и представляет собой разрезное пружинное кольцо, которое устанавливается в паз седла в сжатом состоянии, что обеспечивает давление (натяг) разрезного пружинного кольца (запорного органа) на стенки паза.

Из литературных и наших экспериментальных данных следует, что распределение натяга разрезного пружинного кольца (запорного органа) по периметру паза седла клапана имеет синусоидальный характер. Качественно характер распределения натяга сохраняется при разных диаметрах запорного органа и для разных диаметров пазов и согласуется с литературой [3, 4].

Для описания распределения натяга по периметру паза седла клапана необходимо определить полное перемещение концов разрезного пружинного кольца при установке его в паз.

С целью упрощения расчетов, в первом приближении, рассмотрим пружинное кольцо закрепленным с одного конца (рис. 1). Для определения полного перемещения концов разрезного пружинного кольца воспользуемся теорией расчета пружинных разрезных колец [4].

Составляющие полного перемещения незакрепленного конца кольца рассчитываются с помощью интеграла Мора [4]:

модуль упругости материала; – угол разреза кольца; Jо = b h/12 – осевой момент инерции поперечного сечения кольца; Q – приложенная сила (см. рис. 1); – текущий угол.

Величина полного перемещения незакрепленных концов разрезного пружинного кольца может быть также определена геометрически где k= [1+ (1 – 2kd )cos/2] /sin /2, kd = d/D, D и d – диаметр кольца и паза соответственно.

Решая выражения (1) и (2) совместно, можем определить величину силы Q, необходимую для сжатия кольца при установке его в паз седла клапана Величина натяга (давления на стенки паза седла клапана) при установке разрезного пружинного кольца (запорного органа) в паз седла клапана в произвольном сечении будет зависеть от силы Q и текущего угла б, изменяющегося от 0 до 180, и может быть выражена зависимостью:

Распределение величины натяга для нескольких значений диаметров пружинных колец определенных по зависимости (3) приведены на рис. 3. Там же для сравнения приведены экспериментальные данные. Каждая экспериментальная точка получена как среднее значение из 6 измерений.

Рис. 1. Расчетная схема запорного органа Рис. 2. Расчетная схема определения величины (разрезного пружинного кольца) перемещения незакрепленного конца ленты Коэффициент корреляции для кривых 1-3 (см. рис. 3) составляет 0,7-0,8. Следовательно, расчетные зависимости удовлетворительно согласуются с полученными ранее экспериментальными данными.

Рис. 3. Распределение величины удельного натяга запорного органа по длине стенки паза седла клапана (диаметр паза седла –127 мм; кольца 1 – 187, 2 – 202, 3 – 236 мм): 1, 2, 3 – Таким образом, выражение (8) позволяет связать геометрические параметры пружинного разрезного кольца в исходном состоянии и параметр паза седла клапана и может быть применено для описания распределения удельного натяга.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. А. с. № 1525314 СССР, МКИ3 F 04 В 39/10, F 16 К 15/14. Прямоточный клапан / В. Т. Дмитриев, П. П. Фролов, С. А. Волегов, И. П. Шкарупило (СССР), – № 387113/25-29; Заявлено 02.03.1988; Опубл.

30.11.1989, Б.И. № 44.

2. Глинникова Т. П., Хазин М. Л., Волегов С. А. Анализ влияния параметров запорного органа на эффективность работы прямоточного клапана // Изв. вузов. Горный журнал. – 2010 – № 8. – С. 91-94.

3. Заплетохин В. А. Конструирование деталей механических устройств: справочник. – Л.:

Машиностроение. Ленингр. отделение. – 1990. – 669 с.

4. Тимошенко С. П., Войновский-Кригер С. Пластинки и оболочки. – М.: Наука, 1966. – 635 с.

УДК 622.

РАЗРАБОТКА ОТЕЧЕСТВЕННОГО ОБОРУДОВАНИЯ ДЛЯ ОБРАБОТКИ

ПЛИТ ИЗ НАТУРАЛЬНОГО КАМНЯ

ГАТИТУЛИН М. Н., АПАКАШЕВ Р. А., СИМИСИНОВ Д. И., ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

В России имеется огромная сырьевая база для развития производства облицовочного камня в виде напольных и фасадных плит, бордюров, брусчатки, лестничных и фасадных блоков, однако качество механической обработки материала российскими производителями остается низким, поэтому до 70 % изделий поступает из-за рубежа. Для сохранения данной отрасли промышленности и повышения ее конкурентоспособности необходимы кардинальные шаги по техническому переоснащению предприятий камнеобработки собственным оборудованием, превосходящим импортное как по производительности, так и по качеству обработки.

Основной технической задачей при создании отечественных инновационных разработок является повышение производительности проектируемого оборудования с одновременным снижением его металло- и энергоемкостей путем уменьшение количества инструментальных узлов или станков с использованием менее мощных приводов главных движений резания.

Новизна предлагаемых технических и технологических решений базируется на теоретических исследованиях по механике работы планетарных инструментов и их вариантов – торцовых фрезах ротационного резания и планетарных шлифовальных головок.

Кинематические особенности работы планетарных инструментов позволяют использовать их одновременно как режущие ротационные совместно с абразивными, что обеспечивает процессы фрезерования и шлифования одним торцовым инструментом в зависимости от расположения мгновенного центра скоростей для вершины круглой инструментальной чашки внутри или снаружи круговой траектории этой вершины [3].

Направление вращения инструментальной чашки по отношению к корпусу фрезы или шлифовальной головки может быть одноименным или противоположным, это позволяет комбинировать варианты использования режущих и абразивных чашек в зависимости от достижения конкретных технологических задач. Применение таких инструментов позволяет снимать за один проход припуск на обработку от 1 до 3 мм и исключить операции пассировки пластин, т. е. предварительной обработки плоскостей для уменьшения припуска на калибровку на поточных линиях.

Траектория перемещения вершины режущей чашки по плоскости обработки представляет собой гипоциклоиду. Её расположение на круговой траектории этой вершины при вращении совместно с корпусом фрезы обеспечивает максимальную стойкость режущей чашки и уравнивает до определенной степени возможности инструментальных материалов, например твердого сплава ВК8 и износостойкого чугуна [4]. Траектория перемещения отдельного алмазного зерна по заготовке представляет собой эпициклоиду, что обеспечивает удлиненный треугольный затылок – спинку зерна на рабочем торце чашки при отсутствии системы ручьевых каналов для выхода шлама. Циклоидальная траектория алмазных зерен повысит их режущие свойства и в конечном варианте также позволит сократить количество шпиндельных узлов на новом станочном оборудовании.

При ротационном резании вращение режущих чашек в подшипниковых узлах осуществляется принудительно от специального привода либо самовращением под действием тангенциальных составляющих сил резания. Принудительное вращение обеспечивает стабильную механику процессов резания, плавный вход чашки в материал, но усложняет конструкцию инструмента. Режим самовращения, упрощает инструмент и его обслуживание, в частности, переточку режущих лезвий, но характеризуется меньшей стабильностью обработки и сопровождается повышенными ударными нагрузками на подшипниковые узлы и заготовку.

На основании изложенного анализа отечественное оборудование для обработки облицовочных плит будет содержать:

приемный стол для заготовок, шпиндельный узел (станок) с ротационной фрезой, режущие чашки по торцу расположены ступенчато и имеют принудительное вращение в подшипниковых узлах, шпиндельный узел с планетарной шлифовальной головкой, алмазные чашки расположены концентрично в одной плоскости либо ступенчато в зависимости от обрабатываемого материала и требований к виду и качеству обработки, шпиндельный узел с планетарной или полировальной головкой, полировальные чашки расположены аналогично алмазным, шпиндельный узел с круговой полировальной головкой, транспортная система по рабочему движению заготовок между инструментами, система вакуумного удаления припуска на обработку с режущего станка, приемный стол для обработанных плит, система подачи СОЖ и ее удаления из зоны обработки.

Возможно размещение двух фрезерных шпиндельных узлов, второй будет образовывать системы микронеровностей для обеспечения противоскольжения плит и декоративного оформления поверхностей облицовочных плит.

При определенных коммерческих и технологических условиях, например для ИП, возможно оборудовать один спецстанок комбинированным инструментом для операций торцового фрезерования, шлифования и полирования одновременно или раздельно, а также для калибровки и рельефной, декоративной обработки фасадных плит, для производства лестничных блоков, плит для бань и саун с противоскользящей рабочей поверхностью. В качестве инструментального материала режущих чашек перспективно использование износостойких чугунов взамен твердых сплавов, что позволит упростить их переточку.

Подобное оборудование и инструменты в мировой практике отсутствуют и будут востребованы в отдаленных российских регионах для мелкосерийного производства разнообразной продукции из местного сырья и реализуемой внутри этого региона.

Также возможна калибровка пластин и плит без применения СОЖ, в этом случае пылевидные фракции обрабатываемого материала можно использовать в виде дополнительной товарной продукции, например, мраморной муки в виде кормовой добавки на птицефабриках, в качестве наполнителей для красок и др.

Составные части оборудования и инструментов имеют патентную защиту в России, планируется международное патентование. Инструменты экспонировались на Российских и международных выставках, отмечены дипломами и медалями.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Дербичев М. Б., Гатитулин М. Н., Мазеин П. Г. Компьютерное моделирование процесса ротационного фрезерования. Прогрессивные технологии в машиностроении: сб. науч. тр. – Челябинск:

Изд-во ЮУрГУ, 2008. – С. 162-165.

2. Гатитулин М. Н., Конышев В. В., Гусев В. Н. Влияние планетарного вращения абразивных элементов торцовых инструментов на процесс шлифования угольного материала. Производство электродной продукции: сб. науч. тр. М.: НИИграфит, ГОСНИИЭП, 1989. – С. 86-95.

3. Гатитулин М. Н., Сметанин С. Д., Соколов М. А., Башарин И. А. Технологические возможности ротационных инструментов при измельчении заготовок. Прогрессивные технологии в машиностроении:

сб. науч. тр. Челябинск: Изд-во ЮУрГУ, 2010. – С. 81-86.

4. Гатитулин М. Н., Сметанин С. Д., Емелюшин А. Н. Перспективы измельчения рудных материалов ротационными инструментами. Материаловедение и термическая обработка металлов:

Междунар. сб. науч. тр. / под ред. А. Н. Емелюшина и Е. В. Петроченко. Магнитогорск: Изд-во ГОУ ВПО МТТУ, 2009. – С. 155-157.

5. Мазеин П. Г., Сметанин С. Д., Гатитулин М. Н. Ротационное резание – эффективный путь глубокой переработки металлов. Процессы и оборудование металлургического производства:

Межрегион. сб. науч. тр. / под ред. Платова С. И. Магнитогорск: Изд-во ГОУ ВПО «МГТУ», 2009. – С. 66-70 с.

УДК 622.

ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ВОЗМОЖНОСТИ РОТАЦИОННЫХ

ИНСТРУМЕНТОВ ПРИ ОБРАБОТКЕ ОБЛИЦОВОЧНЫХ

МРАМОРНЫХ МАТЕРИАЛОВ РЕЗАНИЕМ

ГАТИТУЛИН М. Н., АПАКАШЕВ Р. А., СИМИСИНОВ Д. И., БЕЛИКЕЕВА А. Н.

ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

Распространенное в настоящее время камнеобрабатывающее оборудование базируется преимущественно на механических способах обработки камня вследствие простоты организации поточного производства. Однако, для перехода от простой эксплуатации природных ресурсов к их комплексной добыче и глубокой переработке необходимо создание высокоэффективных, экологически безопасных современных технологий.

Последовательность выполнения работ по камню включает в себя приближенную, точную и фактурную обработку лицевой поверхности. Приближенная обработка придает заготовке первичные форму и размеры со значительными припусками на последующую обработку. В процессе точной обработки заготовка приобретает форму и размеры будущего изделия, сохраняя припуск на фактурную обработку.

Фактурная обработка, т. е. придание лицевой поверхности изделия заданной фактуры достигается шлифованием или полированием при абразивных способах и бучардирование или теску при обработке скалыванием. Допускаются комбинации абразивных и ударных способов.

Лезвийная обработка резанием плит в настоящее время практически не применяется вследствие высокой абразивности, пористости природных камней.

Однако, экспериментально подтверждена возможность лезвийной обработки ротационными инструментами угольных материалов. По физико-механическим свойствам данные материалы близки к известнякам и мраморам, что предопределило целесообразность проведения опытно-промышленных испытаний ротационного резца при токарной обработке мраморной балясины вследствие простоты эксперимента. В настоящей работе установлено, что стойкость ротационного резца из ст. 40Х при резании обожженной коксовой заготовки составила выше на 3 порядка по сравнению с призматическим резцом из ст. 40Х и на порядка выше резца их ВК8. Повышение стойкости ротационного резца обусловлено снижением скорости трения скольжения режущей чашки в контактной зоне обработки резанием.

Сравнительные испытания проводились на токарно-винторезном станке 1К62. Заготовка – мраморная балясина имела диаметр 150 мм, длину 400 мм, крепилась в патроне и поддерживалась во вращающихся центрах задней бабки. Режимы обработки составили об/мин при подаче 0,5 мм/об и глубине резания 0,75 мм. Данные режимы моделировали операцию калибровки пластин при алмазной обработке на поточной линии итальянского производства, широко применяемого в России.

В процессе обработки наблюдалось стабильное вращение режущей чашки, измельченный пылевидный мрамор стабильных фракций осыпался вниз. При обточке заготовки токарным резцом измельченный мрамор отделялся от заготовки в направлении, противоположном движению подачи. При рабочих режимах для черновой обработки наблюдался нагрев вершины резца до темно-красного цвета. Отделяемая стружка в виде порошка имела широкий диапазон размеров.

По результатам испытаний подтверждена возможность и целесообразность применения на операциях калибровки мраморных плит одного торцового ротационного инструмента взамен 5 алмазных, что позволит уменьшить число шпиндельных головок на поточных линиях, снизить энергетические затраты на обработку.

УДК 622.

О КОНСТРУКЦИИ ПРИВОДА РАБОЧЕГО ОРГАНА КАНАТНОЙ

КАМНЕРЕЗНОЙ МАШИНЫ

ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

Студенческое конструкторское бюро кафедры горных машин и комплексов УГГУ участвует в выполнении договора «Организация производства высокотехнологичного оборудования для добычи природного камня открытым способом», заключенного университетом с ООО НПО «Экспериментальный завод» в рамках реализации Постановления Правительства России от 9 апреля 2010 г. № 218 «О мерах государственной поддержки развития кооперации российских высших учебных заведений и организаций» и целевой подготовки инженеров-конструкторов для машиностроительных предприятий.

Разрабатываемая канатная машина с автономным приводом предназначена для добычи каменных блоков природного камня открытым способом в карьерах РФ и в других регионах с различными климатическими условиями. Применение дизельного привода с повышенным пусковым моментом обеспечит надежный запуск в работу режущего каната без предварительного «раскачивания» при значительной протяженности режущего контура, а также повышение нагрузок при заштыбовке каната в резе и при высокоабразивных включениях в горных породах. Это выгодно отличает дизельный привод от электропривода на базе асинхронных двигателей с относительно небольшим пусковым моментом, а также применение машины в неосвоенных районах.

Главный привод в канатной машине – дизель с водяным охлаждением мощностью 80 л. с.

(58,8 кВт), что позволяет использовать машину в самых удаленных местах. Машина оснащена метровым приводным шкивом и должна иметь механизированный поворот каретки на градусов и боковое перемещение каретки, что позволяет производить два параллельных реза без перестановки рельсового пути. Бесступенчатое регулирование скорости движения алмазного каната за счет изменения оборотов дизеля, позволяет распиливать блоки камней различной прочности.

В состав разрабатываемой канатной машины входят: привод дизельный с водяным охлаждением мощностью 80 л. с. (58,8); комплект рельсовых путей; режущий инструмент машины – алмазный канат; станина с размещенными на ней основными узлами машины;

поворотная каретка с ведущим маховиком; поддерживающие ролики; механизм бокового перемещения ведущего маховика; привод перемещения машины по рельсовым путям;

выносной пульт управления машиной.

Конструкцией машины должно быть предусмотрено: прямое и обратное вращение приводного шкива; возможность наклона ведущего шкива относительно вертикальной плоскости; бесступенчатое регулирование алмазного каната; защитные ограждения.

Конструктивное исполнение машины должно обеспечивать: доступность органов управления, регулирования и настройки; возможность замены быстроизнашивающихся деталей и проведения технического обслуживания; возможность ремонта; места периодической смазки должны быть доступны без разборки.

Прототип алмазно-канатной машины включал гипоидную передачу для приведения в действие рабочего органа. Недостатком гипоидных передач являются повышенные требования к точности изготовления и монтажа. Основным недостатком передачи с перекрещивающимися осями является повышенное скольжение в зацеплении и, связанные с этим, повышенный износ и склонность к заеданию.

С целью улучшения характеристик привода произведем замену гипоидной передачи на коническую с круговыми зубьями (см. рисунок). Круговой зуб располагается по дуге окружности а, по которой движется инструмент для нарезания зубьев. Угол наклона кругового зуба переменный. За расчетный угол принимают угол на окружности среднего диаметра колеса как угол между касательной к окружности и образующей конуса в данной точке. Конические колеса с круговыми зубьями менее чувствительны к нарушению точности взаимного расположения колес, их изготовление проще и производится на специальных станках для нарезания и шлифования этих колес в условиях как массового, так и мелкосерийного производства.

Исходные данные: Т1 = 100 Н·м – вращающий момент на шестерне; n1 = 735 об/мин – частота вращения шестерни; u = 3 – передаточное число передачи; Lh = 40000 ч – время работы (ресурс передачи).

Материал прежний: сталь 25ХГМ. Термическая обработка колес – улучшение, цементация и закалка. Твердость поверхности зубьев составляет 56…63 HRC (HRCср = 59,5).

Выводы. Выбранное проектное решение передачи обеспечивает значения расчетных контактных напряжений и напряжений изгиба в пределах допускаемых, кроме того, уменьшает средний делительный диаметр и количество зубьев.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие для студ.

техн. спец. Вузов. – М.: Издательский центр «Академия», 2003. – 496 с.

2. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. – В 3 т. – М.: Машиностроение, 2001.

3. Иванов М. Н. Детали машин. Курсовое проектирование.– М.: Высшая школа, 2003.

УДК 622.

КОНСТРУКЦИЯ ПРИВОДНОЙ ГОЛОВКИ

ВРУБОВОЙ КАМНЕРЕЗНОЙ МАШИНЫ

ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

Студенческое конструкторское бюро кафедры горных машин и комплексов УГГУ участвует в выполнении договора «Организация производства высокотехнологичного оборудования для добычи природного камня открытым способом», заключенного университетом с ООО НПО «Экспериментальный завод» в рамках реализации Постановления Правительства России от 9 апреля 2010 г. № 218 «О мерах государственной поддержки развития кооперации российских высших учебных заведений и организаций» и целевой подготовки инженеров-конструкторов для машиностроительных предприятий.

Разрабатываемая камнерезная врубовая машина МВ предназначена для добычи каменных блоков природного камня открытым способом в карьерах РФ, так и в других регионах с различными климатическими условиями. Прочность добываемой породы на сжатие – до 150 МПа. Машина универсальна, так как может выполнять все виды пропилов, необходимых для отделения блока от массива (вертикальные, продольные, поперечные, горизонтальные подрезные). Добычу скальных блоков можно вести как с одной, так и с несколькими одновременно работающими врубовыми машинами.

Врубовая машина состоит из направляющих и каретки, на которой смонтированы основные узлы машины – приводная головка с режущим инструментом (баром), привод перемещения каретки, пульт управления с электрооборудованием и гидростанция. Приводная головка (см. рисунок) является основным узлом врубовой машины, работоспособность которого определяет производительность всей машины. Она состоит из мотора, редуктора и механизма поворота бара. Приводная головка закреплена на каретке и может поворачиваться относительно неё из вертикальной плоскости в горизонтальную, и, наоборот, при помощи гидроцилиндра.

Механизм поворота бара: гидромотор, планетарный редуктор, двухступенчатый червячный редуктор. Червячное колесо второй ступени установлено на пиноли, вращающейся в подшипниках, которые установлены в крышках корпуса приводной головки. Такая конструкция обеспечивает поворот бара на 360 градусов.

Исходные данные для расчета привода: номинальная подача насоса Qном = 0,49 дм3/с (29 л/мин); номинальное давление на выходе насоса Рном = 20 МПа; максимальный вращающий момент на пиноли Тп = 6·104 Нм.

Величина общего передаточного числа [1, 2]:

Принимаем следующие передаточные числа для передач:

планетарная передача – Uпл = 25,8;

быстроходная червячная передача – Uчпб = 31;

тихоходная червячная передача – Uчпт = 26.

Принимаем двухступенчатую передачу для снижения габаритов рабочего оборудования.

Выбор числа зубьев. Значения чисел зубьев колес, удовлетворяющих всем условиям собираемости передачи, составят:

Фактическое значение передаточного числа передачи Uф = (1 + (138/30)) (1+ (90/24)) = 26,6.

Выбор материала и расчет передачи на прочность. Техническим Заданием на выполнение работ по проектированию машины в качестве материала колес предусмотрена сталь 20Х с цементированием (1) 1,2…1,8 мм и твердостью поверхностного слоя 58…63 HRC.

Цементация (насыщение углеродом поверхностного слоя с последующей закалкой) – это длительный и дорогой процесс. При закалке после цементации форма зуба искажается, и поэтому необходимы дополнительные отделочные операции. Для цементации применяют низкоуглеродистые простые стали (15 и 20) и легированные (20Х, 12ХН3А и др.). Глубина цементации около 0,1…0,15 от толщины зуба, но не более 1,5…2 мм.

Мы предлагаем использовать для изготовления колес сталь 38ХМЮА с нитроцементацией (2) 0,3…0,8 мм и твердостью поверхностного слоя 57…67 HRC.

Нитроцементация – насыщение углеродом в газовой среде. При этом по сравнению с цементацией сокращаются длительность и стоимость процесса, упрочняется тонкий поверхностный слой 0,3…0,8 мм до 65…70 НRС, коробление уменьшается, что позволяет избавиться от последующего шлифования. Сводные данные приведены в таблице.

Допускаемые контактные напряжения шестерни [] H 1 и колеса [] H 2 определяем по общей зависимости:

где H lim – предел контактной выносливости; Z N =1 – коэффициент долговечности; Z R =1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;

ZV =1 – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости (V < 5 м/с); S H = 1,2 – коэффициент запаса прочности.

Вывод. При использовании стали 38 ХМЮА с нитроцементацией для изготовления колес планетарной передачи вместо стали 20Х с цементированием значение допускаемых контактных напряжений возросло на 9 %, вследствие чего появляется возможность увеличения действующих в зацеплении сил и, как следствие, уменьшение габаритов планетарной передачи.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие для студ.

техн. спец. вузов. – М.: Издательский центр «Академия», 2003. – 496 с.

2. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. – В 3 т. – М.: Машиностроение, 2001.

УДК 622.

ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ МЕХАНИЗМ ШАГАНИЯ ДРАГЛАЙНА

НИЗКОГО ЭНЕРГОПОТРЕБЛЕНИЯ

ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

Механизмами передвижения шагающего типа оснащаются мощные экскаваторы, выполняющие вскрышные работы. Такие машины работают на грунтах с низкой несущей способностью, поэтому традиционный механизм передвижения (гусеничные, колёсные) не могут быть использованы. Поэтому на таких машинах используют шагающее ходовое оборудование. Существует множество типов шагающего ходового оборудования. Наибольший интерес представляет гидравлическое ходовое оборудование. Наиболее распространённые из них – это трёх опорное ходовое оборудование. Опорами служат два опорных башмака и третья опора – кромка базы. Главными эксплуатационными отличиями такого механизма шагания от механизмов шагания с механическим приводом является плавность хода и возможность регулирования величины шага. Цикл передвижения экскаватора складывается из операций:

вынос опорных башмаков по ходу движения, подъём экскаватора на необходимую высоту для обеспечения заданного шага, перемещение экскаватора тяговыми цилиндрами и маневровых операций с башмаками.

Гидравлический механизм шагания экскаватора ЭШ 15.90 (рис. 1) состоит из двух подъемных 1 и двух вспомогательных тяговых цилиндров 2, подвешенных на оси к стойкам поворотной платформы. Плунжер каждого из цилиндров заканчивается на нижнем конце шаровой опорой или траверсой, соединенной с лыжей и позволяющей лыже поворачиваться, приспособляясь к неровностям поверхности грунта. Подъемные цилиндры служат для подъема экскаватора, тяговые – для его горизонтального перемещения. Благодаря шарнирному соединению цилиндров со стойками поворотной платформы экскаватор может повернуться на некоторый угол относительно лыж 3.

Рис. 1. Гидравлическая схема шагания экскаватора ЭШ 15. Главным недостатком существующего трёхопорного гидравлического шагающего механизма являются необходимость подъёма центра масс экскаватора на такую высоту, которая при повороте этого подъёмного цилиндра обеспечивает заданную величину шага.

Вместе с тем в существующей схеме механизма шагания при подъёме экскаватора поступательного движения экскаватора не происходит. Однако в этой части цикла шагания затрачивается максимальная энергия.

Предлагается схема механизма шагания (рис. 2), в которой высота подъёма экскаватора не является определяющей величину шага. Подъёмными цилиндрами 1 осуществляется подъём центра масс машины на такую высоту, которая при некотором проседании задней кромки базы обеспечивает отрыв передней кромки базы от грунта, эта высота подъёма незначительна, по сравнению с высотой подъёма центра масс у существующей машины (ЭШ-15.90). При таком механизме шагания можно регулировать величину шага с помощью тягового цилиндра 2. Такой механизм шагания легко подвержен анализу для выбора оптимальных параметров механизма шагания и выбора величины шага в конкретных условиях.

При выдвижении штоков подъемных силовых цилиндров передняя по ходу движения кромка опорной части отрывается от грунта. Включаются на втягивание тяговые силовые цилиндры, и корпус перемещается относительно лыж 4. При этом усилия от тяговых силовых цилиндров передаются на опорные плиты и корпус через продольные тяги. Штоки подъемных силовых цилиндров втягиваются, передняя по ходу движения кромка лыж отрывается от грунта, включаются на выдвижение тяговые силовые цилиндры. При этом лыжи перемещаются в положение следующего шага. По окончании перемещения штоки подъемных силовых цилиндров втягиваются до соприкосновения лыж с упорами и лыжи занимают горизонтальное положение.

Одновременно с поворотом поперечных тяг при подъеме лыж они подтягиваются к корпусу и удерживаются в таком положении при повороте машины.

При движении по косогору горизонтальная боковая нагрузка от корпуса передается на лыжи через поперечные тяги и опорные плиты.

Шарнирное крепление подъемных силовых цилиндров к корпусу и опорным плитам обеспечивает передачу горизонтальных нагрузок через продольные и поперечные тяги и исключает нагружение штоков и уплотнений подъемных силовых цилиндров. Это повышает надежность механизма шагания и его долговечность. Постоянное положение подъемных силовых цилиндров относительно корпуса при его перемещении позволяет приблизить центр тяжести экскаватора к шарниру крепления подъемных цилиндров на корпусе, что уменьшает нагруженность деталей опорно-поворотного устройства и реакцию на кромке поворотной части при трехопорном исполнении механизма шагания. В перспективе работы много. В предложенной схеме сокращается существенно энергозатраты при подъеме экскаватора.

УДК 62.

САПР В ПРОЕКТИРОВАНИИ МЕХАНИЗМА

ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

Системы автоматизированного проектирования позволяют ускорить многие этапы создания конструкции механизма. Время работы над проектом сокращается за счет повышения производительности выполнения конструкторской и технологической документации;

появляется возможность оптимального подбора параметров механизма. При сквозном автоматизированном проектировании разработка осуществляется на основе моделей, наделенных характеристиками объекта, которые необходимы для выполнения этапов.

Использование систем автоматизированного проектирования проиллюстрируем на примере создания редуктора, узла, который входит во все горные машины. Формирование САПР подсистемы «червячный редуктор» выполнен с помощью проектно-расчетных систем:

APM WinMachine, SolidWorks, SolidEdge.

APM WinMachine -CAD\CAE система автоматизированного расчета и проектирования деталей машин, механизмов. APM WinMachine обладает широкими функциональными возможностями для создания моделей конструкций, выполнения необходимых расчетов и визуализации полученных результатов. Достоинствами программы служит наличие комплексного расчета механизма. Расчет параметров червячного редуктора выполнялся в модуле APM Drive. На выходе были получены геометрические параметры червячной пары и валов, подобраны и проверены подшипники, автоматически был сгенерирован эскизный проект редуктора с прорисовками элементов корпуса, большая база стандартных элементов и решений позволила окончательно сформировать сборку.

Комплекс SolidEdge использован для создания трехмерных моделей деталей механизма.

Встроенный параметрический модуль позволил получить по вводимым данным готовые модели зубчатого колеса, червяка, валов и подшипников.

Программы SolidEdge и SolidWorks взаимосвязаны, т. е. модель, полученную в одной программе, можно импортировать и дорабатывать в другой.

Программный комплекс SolidWorks предназначен для автоматизации работ на этапах конструкторской и технологической подготовки производства изделий любой степени сложности. Модели деталей редуктора, импортированные из SolidEdge, были доработаны и увязаны в сборку в SolidWorks.В этой же системе были смоделированы корпусные детали редуктора, оформлены сборочные и рабочие чертежи, составлены спецификации. Пример созданной таким образом червячной пары и чертеж редуктора представлен на рисунке.

В работе обобщены принципы построения сквозного проектирования на основе существующих САПР.

УДК 622.

АНАЛИЗ НАПРЯЖЕННОГО СОСТОЯНИЯ СТРЕЛЫ ДРАГЛАЙНА

ГОУ ВПОУ «Уральский государственный горный университет При выполнении диссертационной работы разрабатывается методика проектирования стрел драглайнов. Одним из этапов процесса проектирования является определение напряжений в металлоконструкции стрелы при действующих нагрузках.

Методика ориентирована на использование при расчетах системы APM Structure 3D.

К настоящему времени составлен алгоритм последовательности действий при проведении расчетов для различных стрел драглайнов. При проведении расчетов состаляется модель конструкции и модель нагружения.

Модель конструкии составляется по чертежам эскизного или технического проекта, а затем уточняется по мере проведения расчетов добавлением новых элементов к участкам, в которых выявляются превышение напряжений, или исключением при выявлении «лишних»

элементов. Определяются также сечения элементов стрелы. Таким образом проводится структурная и параметрическая оптимизация по критерию массы. В результате выявляется вариант с наименьшей массой стрелы. Уменьшение массы стрелы позволит уменьшить массу проивовеса и момента инерции поворотной части экскаватора. Снижение момента инерции позволит сократить время цикла без увеличения мощности привода поворота.

Модель нагружения представляет собой все действующие на стрелу усилия. На стрелу действуют:

собственный вес стрелы; инерционные и центробежные нагрузки, действующие при повороте платформы экскаватора; ветровые нагрузки; нагрузки от веса ковша с грузом при различных его положениях;

нагрузки от предварительного натяжения вант;

нагрузки, возникающие от изменения угла наклона стрелы при вращении поворотной платформы, если экскаватор стоит на наклонной плоскости. Методика расчета усилий в канатах обеспечивает расчет усилий в процессе транспортирования ковша из точки окончания черпания в точку разгрузки и после разгрузки обратно в забой [3]. В результате расчетов определяется график нагрузок (рис. 1), по которому можно проводить расчет стрелы на усталость.

Были выполнены исследования по определению значимости отдельных видов нагрузок. Расчеты напряжений проведены для трехгранной жесткой стрелы экскаватора драглайна. Результаты расчетов показаны в таблице.

Процентное отношение напряжений от различных нагрузок зоны растяжки (экскаватор на площадке с наклоном 10-12) Результаты расчета напряжений для одного варианта нагружения стрелы представлены на рис. 2. В таблице представлены доли в процентном отношении действия отдельных видов нагрузок. За 100 % принято воздействие всех указанных нагрузок одновременно.

Рис. 2. Карта напряженно-деформированного состояния трехгранной жесткой стрелы Анализ результатов расчетов показал, что центробежные и инерционные нагрузки практически не влияют на значения напряжений в элементах конструкции стрелы. Доля же от ветровой нагрузки составляет десятую часть от концевого усилия и зависит от ветрового напора, площади наветриваемой поверхности и коэффициентов, рассчитываемых по ГОСТ 1451-77(2003) [1]. При изменении угла стрелы к горизонту в вертикальной плоскости вследствие наклона рабочей площадки, происходит увеличение напряженного состояния металлоконструкции. Предельный угол наклона площадки по условию устойчивости драглайна не должен превышать 10-12 [2]. Преднапряжение вант также влияет на прочностные характеристики стрелы, и оно определяется из условия, что предварительное сжатие жесткого трубчатого пояса должно превосходить усилия растяжения, появляющееся от внешних нагрузок. Напряжения от собственного веса металлоконструкции составляют порядка 30 % от конечной нагрузки.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. ГОСТ 1451-77. Краны грузоподъёмные. Нагрузка ветровая. Нормы и метод определения. – 2003 (Переиздание).

2. Подэрни Р. Ю. Механическое оборудование карьеров: учебник для вузов. – 6-е изд., перераб. и доп. – М.: Изд-во МГУ, 2007. – 680 с.

3. Шестаков В. С., Головнева Т. П. Расчет нагрузок на стрелу драглайна при транспортировании ковша // Горное оборудование и электромеханика. – 2009. – № 6. – С. 50-55.

УДК 622.

СОЗДАНИЕ МОДЕЛИ РАСЧЁТНОЙ ПЛАСТИНЧАТОЙ КОНСТРУКЦИИ

ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

Повышение качества создаваемого механического оборудования и конструкций необходимо связывать, прежде всего, с уменьшением их веса и стоимости, повышением надёжности и улучшением ряда других характеристик. Всё это можно обеспечить за счёт использования компьютерных технологий. Сегодня невозможно создать конкурентоспособное оборудование без всестороннего инженерного анализа проектируемых объектов, в основе которых лежит поиск оптимальных решений с помощью современных компьютерных программных сред. Под инженерным анализом понимается, в первую очередь, исследование напряжённо-деформированного состояния проектируемых объектов.

Наиболее эффективным приближённым методом решения такого класса задач является метод конечных элементов (МКЭ).

Существует отечественный модуль конечно-элементного анализа – APM Structure3D, входящий в состав CAD/CAE системы АРМ WinMachine.

оболочечные/пластинчатые конечные элементы, т. к. немало механического оборудования и конструкций можно представить в качестве модели, состоящей из пластин, например, поворотную платформу экскаватора.

В представляемой работе, модель металлоконструкции поворотной платформы экскаватора- драглайна (рис. 1), создавалась для исследования напряженно-деформированного состояния, в целях совершенствования конструкции. Поворотная платформа – это центральная часть экскаватора, на ней расположены все основные механизмы, силовые агрегаты и несущие металлоконструкции, кроме этого платформа воспринимает нагрузки от механизмов шагания и реакций от роликового круга. Она представляет собой объемную конструкцию, состоящую из блоков, соединяемых между собой при монтаже. Блоки выполняются сваркой листовых деталей, толщина которых значительно меньше габаритных размеров, поэтому пластинчатая модель наиболее точно позволить передать конструктивные особенности объекта.

При создании пластинчатой модели необходимо помнить ряд правил, обеспечивающих качественное создание расчетной программой матрицы жесткости*.

Замрий А. А. Проектирование и расчет методом конечных элементов трехмерных конструкций в среде APM Structure 3D. – М.: Изд-во АПМ, 2006. – 288 с.

1. В качестве конечного элемента можно брать четырех- или треугольник с соизмеримыми сторонами, отношение длин которых находится в пределах от 1:1 до 1:4.

2. Допускаемый диапазон величин углов — 30150 °, а оптимальная величина каждого из углов четырехугольных КЭ составляет 90 °.

3. Треугольные и четырехугольные КЭ, параметры которых выходят за эти пределы, могут вносить дополнительные погрешности при расчете.

4. Число элементов разбиения в направлении стороны пластины с максимальной длиной должно быть не менее 4. Чаще всего это число лежит в диапазоне 812.

5. Если на некоторых участках пластины имеются концентраторы, то всю пластину либо ее часть следует разбить на более мелкие КЭ.

Рассмотрим создание модели расчётной пластинчатой конструкции на примере поворотной платформы шагающего экскаватора-драглайна ЭШ-11/75. Основанием для создания модели служат рабочие чертежи металлоконструкции. Поворотная платформа состоит из трех частей: центральной и двух боковых (левой и правой), поэтому и модель строилась по частям.

Ход создания модели формы. Центральную часть представляем как три продольных секции, профилем которых является прямоугольник. Создаём профиль секций из стержневых КЭ и с помощью инструмента «вытолкнуть» поблочно создаём их. Используя стержневые КЭ, выполняем отверстия, которые находятся в центральной части. Таким образом, мы получаем каркас центральной части для пластинчатой конструкции. Далее каркас «обтягиваем»

пластинчатыми конечными элементами (рис. 2), т. е. соединяем между собой характерные узлы пластинами. Данные действия реализуются с помощью примитивов: «четырехугольная прямоугольная пластина», «четырехугольная произвольная пластина», «треугольная пластина», «произвольная пластина с разбиением». Следующим шагом разбиваем пластины с определенным шагом дискретизации. Задаём пластинам толщину и материал. Левая часть платформы создаётся аналогично центральной, а правую часть получаем как зеркальное отражение левой с помощью инструмента «симметрия», и вносим необходимые изменения в соответствии с чертежами.

Рис. 2. Этап создания модели центральной части платформы Модель нагружения платформы составлялась для различных расчетных случаев:

одновременная работа тяговой и подъемной лебедки, растяжка ковша;

поворот платформы с груженым ковшом;

Постоянная нагрузка платформу от оборудования задается в соответствии с массой, местоположением и способом закрепления оборудования. Таким образом, модель нагружения состоит из совокупности сосредоточенных сил, распределенных по площади нагрузок, сосредоточенных моментов и угловых ускорений.

УДК 622.

К РАСЧЕТУ НАПРЯЖЕНИЙ В МЕТАЛЛОКОНСТРУКЦИЯХ

ЭКСКАВАТОРОВ

ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

В горной отрасли остро стоит проблема повышения эффективности работы горного оборудования. В проектных организациях решаются задачи по улучшению работы оборудования за счет оптимизации параметров. Такие работы проводятся на кафедре ГМК УГГУ и в других научных и проектно-контрукторских организациях. Предлагаются методики определения оптимальных значений параметров основных механизмов (мощностей приводов, ускорений и скоростей движений), размеров элементов рабочего оборудования.

Существенное влияние на время цикла оказывает поворотный механизм. В статье* рассмотрен вопрос оптимизации поворотного механизма, разработан алгоритм и программа для определения оптимальных значений скоростей и ускорений поворотного движения платформы экскаватора. Определено влияние передаточного числа на время поворота при неизменной мощности привода. На рис. 1 показано такое влияние. Выявлена зависимость оптимального передаточного числа от угла поворота. На рис. 2 представлены результаты.

оптимизации поворотного механизма необходимо учитывать его влияние на экскаватора, в том числе и на рабочее оборудование.

При увеличении ускорений и скоростей поворотного увеличиваться нагрузки на металлоконструкции стрелы, рукояти и надстройки.

Поэтому требуется задачу поворотного движения рабочего оборудования.

При проектировании металлоконструкций проверка элементов выполняется по допустимым напряжениям и устойчивости. В настоящее время для расчета как строительных, так и машиностроительных металлоконструкций используются специальные программы, реализующие метод конечных элементов. Одной из таких программ является APM WinMachine, в которой расчет напряженно-деформированного состояния конструкций выполняется в модуле Structure3D. Модуль имеет сертификат соответствия Госстроя России № 03111087.

При расчете в этом модуле требуется составлять модели конструкции и нагружения.

Модель конструкции реализует чертежи металлоконструкций экскаватора. Она может состоять из стержневых, пластинчатых или объемных элементов, а также комбинацией из них. Наиболее Шестаков В. С., Хорошавин С. А. Оптимизация поворотных механизмов одноковшовых экскаваторов // Науковi працi Донецького нацiонального технiческого универсiтету. Выпуск 18 (172). – Донецьк: ДВНЗ «ДонНТУ», 2010. – С. 263-269 (Ваковский журнал бюл. № 4 2010).

часто используется следующий алгоритм расчета. Вначале составляется стержневая расчетная схема, реализующая все рабочее оборудование экскаватора. Стержневая конструкция проста для построения и позволяет очень просто менять сечения элементов рабочего оборудования. По ней определяются усилия и напряжения в элементах рабочего оборудования. Для более точного определения напряжений в стреле и рукояти используется пластинчатая модель, с ее помощью учитываются все перегородки, ребра, отверстия и другие конструктивные элементы. В таких моделях можно менять толщины платин и подобрать такие значения, при которых напряжения будут в допустимых пределах без излишнего запаса, а это позволит уменьшить массу экскаватора. Для расчета отдельных узлов (отливка ковша, блоки) применяются объемные модели.

Составление модели нагружения представляет собой также сложную задачу. В процессе работы экскаватора нагрузки на рабочее оборудование меняются в широких пределах, как по значению, так и по направлению. Они зависят от грунта и параметров привода, силы тяжести ковша (груженый или порожний), от траектории перемещения ковша, от ускорений при движении. В процессе рабочего цикла ковш разгоняется и тормозится подъемным, напорным и поворотным механизмами.

При выполнении магистерской диссертации решалась задача оптимизации поворотного движения и составление методики учета влияния поворотного движения на металлоконструкции экскаватора. На кафедре ГМК проводится работа по оптимизации рабочего оборудования экскаваторов, в процессе которой определяются такие параметры стрелы и рукояти, чтобы обеспечить наименьшую их массу при обеспечении достаточной надежности. Разработана методика расчета нагрузок на рабочее оборудование при копании и транспортировании ковша. При выполнении магистерской диссертации уточнена методика введением в нее усилий от поворотного движения.

При повороте платформы экскаватора на рабочее оборудование дополнительно к силам тяжести добавляются инерционные Fин и центробежные Fц силы, которые действуют в горизонтальной плоскости (рис. 2). В систему расчета эти силы вводятся в виде Рис. 2. Нагружение рабочего оборудования при В АPM Structure3D указанные силы вводят распределенной нагрузкой по длине стержней проекциями, через которые учитывают расположение стержней в пространстве.

Распределенную нагрузку в диалоговом окне модуля задают для левой границы (начала) и правой границы (конца) стержня, она имеет вид неравнобокой трапеции. При вводе используют размерность Н/мм.

УДК 622.271.

РАСЧЁТ И ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ УСТАНОВКИ ДИЗЕЛЬ-МОЛОТА

ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

При добыче полезных ископаемых часто возникает задача дробления негабаритов горных пород, достаточно большое количество которых образуется при проведении буровзрывных работ. Образовавшиеся негабаритные куски породы либо не могут поместиться в зев дробилки для последующего измельчения, либо их просто сложно и неудобно транспортировать. Иногда накопившиеся негабариты сдвигают бульдозером на какую-либо площадку и вторично подрывают. При этом, в соответствии с правилами техники безопасности, с данной площадки эвакуируются люди и техника, добыча полезных ископаемых прерывается. Для исключения таких перерывов в работе карьеров применяются другие способы дробления негабаритов.

Например, для этих целей применялись установки, использовавшие эффект электрогидравлического удара в жидкости, которая заливается в предварительно пробуренное в негабарите глухое отверстие. Применялись установки, в которых в пробуренное отверстие выстреливала водяная «пушка» струю воды под давлением 200 МПа. Использовался способ, в котором в пробуренное отверстие заливался специальный раствор, который при затвердевании расширяется, в результате чего негабарит разрушается на 2…3 части. Наконец, негабарит можно разрушить, забивая в пробуренное отверстие клин или применяя специальное приспособление, раздвигающее клиновое устройство с помощью гидроцилиндра. Однако все перечисленные способы разрушения негабаритов горных пород требуют бурения каждого негабарита для образования в нем определенной скважины, что является достаточно трудоемкой операцией.

Наиболее простым способом разрушения негабаритов все-таки является механический удар. Результаты испытаний подтвердили целесообразность создания гидроударника с энергией единичного удара свыше 15 кДж. Повышение энергии удара с 15 до 28 кДж приводит к росту эффективности дробления в 1,8-2 раза, так как с повышением энергии удара повышается степень дробления негабаритов.

Однако создание гидромолота такой мощности сопряжено с увеличением его стоимости, увеличением стоимости ремонта и технического обслуживания. Кроме того, достижение такой энергии единичного удара сопряжено с гидравлическими ударами большой силы, которые имеют место в гидросистеме привода гидромолота, а как следствие этого – увеличение вибрации во всем экскаваторе, на котором смонтирован гидромолот. Причиной этому служит то, что импульс, передаваемый от инструмента поверхности негабарита, распространяется также обратно в гидросистему. Создается ситуация, когда плотное прижатие инструмента гидромолота к поверхности негабарита, столь необходимое для более эффективного дробления, нежелательно из-за возникающих гидроударов.

Плотное, фиксированное прижатие инструмента к поверхности негабарита способствует уменьшению нежелательных касательных напряжений и лучшему трещинообразованию в глубине негабарита. Исходя из всего выше сказанного, можно предложить вместо гидромолота использовать дизель-молот.

Дизель-молот УР2-500 в процессе своей работы способен развивать энергию единичного удара 15 кДж, а УР2-1250 - 30 кДж. В данном случае существенным преимуществом дизельмолота перед гидромолотом является то, что дизель-молот в процессе работы механически развязан с несущим экскаватором. Если возникающие контактные напряжения в точке контакта инструмента с поверхностью негабарита и отражающийся импульс неблагоприятны для гидросистемы гидромолота, то для дизель-молота это является необходимым условием устойчивой работы. Следовательно, если гидромолот разрушает негабарит постепенным скалыванием небольших кусков от негабарита (полное разрушение примерно за 100 ударов при частоте 10 Гц), то дизель-молот разрушает негабарит, формируя в его массиве сеть усталостных трещин, при этом он разрушается сразу, распадаясь на несколько примерно равных кусков (5-12 ударов при частоте 1 Гц).

Как сказано выше, крепление гидромолота и дизель-молота на стреле экскаватора различно, различны жесткость системы, в связи с этим различен принцип разрушения негабаритов. Предлагается 2 варианта крепления дизель-молота к экскаватору ЭО-4225-А.

Рис. 1. Вариант 1 крепления дизель-молота Рис. 2. Вариант 2 крепления дизель-молота 1 – платформа поворотная; 2 – установка силовая; 3 – 1 – платформа поворотная; 2 – установка силовая;

рама; 4 – кабина; 5 – стрела моноблочная; 6 – 3 – рама; 4 – кабина; 5 – стрела моноблочная; 6 – гидроцилиндр рукояти; 7 – рукоять; 8 – гидроцилиндр гидроцилиндр рукояти; 7 – рукоять; 8 – дизельковша; 9 – дизель-молот; 10 – гидроцилиндр стрелы; молот; 9 – гидроцилиндр стрелы; 10 – гусеницы 11 – гусеницы Несмотря на все многообразие средств разрушения негабаритов до сих пор не существует такого способа, который бы мог эффективно осуществлять дробление негабарита.

Взрывной способ разрушения является весьма трудоемким процессом, требует специалистов высокого уровня и имеет значительный расход ВВ.

Разрушение путем сброса груза на негабарит. Несмотря на очень высокую энергию удара и простоту использования имеет низкую эффективность в связи с невысокой точностью попадания шар-бабы по негабариту. Кроме того реакции каната передаются на конструкцию экскаватора и отрицательно сказываются на нём.

Разрушение с помощью электрических установок сложно в эксплуатации из-за зависимости от источника электрической энергии.

Гидромолоты, несмотря на их широкое распространение и универсальность, не могут обеспечить эффективное дробление негабаритов в силу низкой энергии единичного удара.

Также к недостаткам гидромолотов можно отнести зависимость их от гидросистемы экскаватора; непродолжительное время работы из-за нагрева рабочей жидкости, вследствие чего снижается энергия удара; в процессе работы необходимо обеспечивать прижатие гидромолота к негабариту, вследствие чего эффективность работы гидромолота падает с увеличением длины стрелы, реакции, возникающие от ударной нагрузки передаются на конструкции экскаватора.

Альтернативой гидравлическим и гидропневматическим ударникам могут быть дизельные молоты, приспособленные для дробления негабарита, основным достоинством которых является высокая энергия единичного удара и относительно небольшая стоимость.

База установки. Универсальный полноповоротный одноковшовый гидравлический экскаватор на гусеничном ходу тракторного типа представляет собой многоцелевую машину и предназначен для разработки грунтов I-IV категорий и предварительно разрыхленных скальных и мерзлых грунтов V-VI категорий с величиной кусков до 400 мм в карьерах, рытья котлованов, траншей, для погрузки грунта и сыпучих материалов, очистки каналов, а также для разрушения железобетонных и металлических конструкций. Машина может быть оснащена различными видами рабочего оборудования, таких как ковши, обратная лопата объёмом 0,65-1,42 м, гидромолот, дизель-молот, зуб-рыхлитель, гидроножницы, грейфер копающий, а также оборудование для мелиоративных работ, погрузочное оборудование с ковшом двухчелюстным, прямая лопата объёмом 1,5 и 2,5 м.

УДК 622.271.

РАСЧЁТ И ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ УСТАНОВКИ ДИЗЕЛЬ-МОЛОТА НА БАЗЕ

ГОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

При добыче полезных ископаемых появляются негабаритные куски породы, которые затрудняют экскавацию транспортирование и дробление породы на обогатительных фабриках.

Для решения задачи дробления негабаритных кусков породы существуют следующие способы по разделению негабарита на куски, а именно: взрывной и буровзрывной способы, электро-разрядное разрушение, пневмо-импульсное разрушение, а также различные механические ударные механизмы (крановый бутобой, гидро-пневмо молоты и дизель молоты).

Взрывной и буровзрывной способы имеют ряд существенных минусов, таких как трудоемкость, большой расход ВВ, остановка карьера и эвакуации техники и персонала на значительное расстояние от места взрывов, большой разлет осколков породы, из-за которых от этих способов стараются отказаться.

Пневмо-импульсное и электроразрядное разрушение мало эффективны, имеют дорогое и сложно настраиваемое оборудование, а также зависят от источников энергии и необходимости дробления каждого негабарита.

Гидромолоты обладают энергией удара от 0,5 до 20 кДж и частотой от 10 до 40 Гц, способны разбить негабариты в среднем за 100 ударов, но такая частота и сила удара, в первую очередь, пагубно сказывается на гидросистеме, а вибрация расшатывает механизмы базовой установки.