книги / Скребковые конвейеры

где н/—коэффициент трения цепи; а—отклонения на утюге; £>у —диаметр утюга.

Суммарные потери за цикл колебаний, определенные расчетным и экспериментальным путем отличались незначительно и составили при­ мерно 4,23 кН м. При этом отдельные составляющие в рассматривае­ мом случае при длине заклинивания L3 = 25 м имели следующие зна­ чения (Н • м ):

при заклинивании тягового органа. Начальные условия были взяты из эксперимента, а также использована динамическая характеристика гидро­ муфты, аппроксимированная отрезками прямых I - III.

Расчеты показали, что после завершения одного цикла имеют место практически те же начальные условия, следовательно, цикл повторяется (рис. 4.12) без отклонений, что характерно для автоколебаний. Как видно из рис. 4.12, отличие экспериментальных и расчетных результатов лежит в пределах точности принятой аппроксимации динамической переходной характеристики гидромуфты.

Для определения влияния формы динамической характеристики на процесс автоколебаний в уравнение (4.13) вводились различные по

наклону к оси 12 и по длине участки II. Расчеты показали, что при Ь ^ > > к возникают автоколебания. Величина амплитуды автоколебаний тем больше, чем больше длина участка II (при том же наклоне к оси 12).

Таким образом, в забойном скребковом конрейере при увеличении

7 и 5 прокладывались к корпусу клеммной коробки 3. На крышке 4 были закреплены два штепсельных разъема для присоединения токове­ дущих кабелей к усилителю ТА-5. Клеммная коробка закреплена на скребке 2 при помощи болтов 8 .

Специальное тензометрическое звено во внутренней полости имеют глухую камеру, изолированную от вертикальных звеньев цепи стенкой. На вертикальных боковых поверхностях камеры наклеивали датчики оммического сопротивления. После присоединения токоведущих прово­ дов к датчикам всю полость камеры заполняли герметизирующей масти­ кой; заполняли полость и клеммной коробки для предотвращения попа­ дания влаги и угольной пыли на компенсационные датчики.

Частоту вращения турбинных и насосных колес измеряли с помощью тахогенераторов ТиГЗОп, устанавливаемых на специальных кронштей­ нах. Углы поворота турбинных колес определяли индукционным спосо­ бом с помощью делительного диска, жестко соединенного со вторым валом редуктора, и постоянного магнита, укрепленного на корпусе редуктора.

Процессы, происходящие при заклинивании цепей, фиксировали на фотобумаге регистрирующего осциллографа Н-700. В случае замеров на многоприводном конвейере применяли двойной комплекс измери­ тельной аппаратуры.

Заклинивание тягового органа приводило к значительным деформа­ циям цепей, упругая реакция которых вызывала раскручивание привод­ ной звездочки в обратном направлении. Возникающие при этом колеба­ ния в конвейере с двигателями КОФ324 быстро затухали (за 1,3—1,6 с) и нагрузка устанавливалась на уровне, соответствующем стоповому ре­ жиму. При установке в приводе более мощных двигателей типа ЭДКОФ42/4 или ЭДКОФ43/4 эти колебания Носили стационарный харак­ тер и продолжались вплоть дб выплавления предохранительных Пробок гидромуфт.

На рис. 4.14 показан график, полученный в результате расшифровки осциллограмм, где видно изменение крутящего момента на турбинном колесе (кривая 1), скорости вращения турбинного (кривая 3) и насос­ ного (кривая 2) колес.

Анализ осциллограмм показывает, что происходящие в приводах, процессы носят автоколебательный характер и опасны по своим ампли­ тудным значениям. Максимальные величины нагрузок составляют 3—4,0А/„ом.

В результате экспериментальной проверки установлено соответст­ вие характера и величины действующих нагрузок расчетным (откло­ нения находятся в пределах 10 %).

Экспериментальные исследования также показали, что насыпной груз практически не оказывает влияния на .величину действующих нагрузок в режиме резкого торможения и последующих автоколебаний.

Таким образом, гидродинамический прцВОд забойных конвейеров.

Рис. 4.14. График, полу­ ченный в результате рас­ шифровки осциллограмм

оснащенный гидромуфтами тиДа ТЛ32 и ее модификаций ТЛ32М, ТЛ32Н требовал дальнейшего совершенствования в части увеличения тяговой способности с 1,8 Мном до 2,5 Л/ном.

Гидромуфта является предохранительным элементом в забойном скребковом конвейере. Заклинивание тягового органа все же приводит к значительным перегрузкам всех элементов забойного скребкового конвейера с гидродинамическим приводом. Наибольшую долю в форми­ ровании динамических нагрузок вкладывает гидродинамическая надбав­ ка гидромуфты (3,4Мном) и инерционная от маховых масс (0,5Л/НО1у!).

Установлено, что расчет динамических нагрузок при резком тормо­ жении тягового органа многоприводного конвейера можно вести по упрощенной методике для одноприводного конвейера. Расчеты, выпол­ ненные по предлагаемой методике, хорошо совпадают с эксперимен­ тальными данными (ошибка составляет не более 10 %).

Гидродинамический привод с гидромуфтами ТЛ32, ТЛ32М, ТЛ32Н при заклинивании цепей конвейера способствует возникновению опас­ ных автоколебательных процессов, динамические нагрузки при которых достигают 3—4-кратных значений по отношению к номинальной.

Проведенные исследования подтвердили необходимость усовершен­ ствования гидродинамического привода. Для снижения динамических нагрузок, устранения вредных автоколебательных процессов при зак­ линиваниях тягового органа необходимо разработать ряд новых предох­ ранительных гидромуфт, удовлетворяющих требованиям работы в при­ воде базовых забойных скребковых конвейеров нового технического уровня.

5. ГИДРОМУФТЫ ПРИВОДА, РАБОТАЮЩИЕ НА НЕГОРЮЧИХ РАБОЧИХ ЖИДКОСТЯХ

5.1. ВНЕШНИЕ СТАТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ И ОСОБЕННОСТИ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ

Стендовые исследования гидромуфт различных конструкций из­ вестными в практике исследований гидродинамических передач ме­ тодами, проводившиеся в течение последних лет на харьковском за­ воде ’’Свет шахтера”, показали, что наиболее близко отвечает требо­ ваниям к ограничивающим гидромуфтам привода забойных скреб­ ковых конвейеров гидромуфта с проточной частью (рис. 5.1).

Проточная часть гидромуфты состоит из несимметричной рабо­ чей полости 1 и дополнительной камеры, расположенной под рабочей полостью; дополнительная камера разделена лопастным колесом 2 на две части (камеру сброса 3, пусковую камеру 4 ) ; рабочая полость турбинного колеса сообщается с камерой сброса; пусковая камера через кольцевую щель 5 также связана с камерой сброса и через от­ верстия б с рабочей полостью насосного колеса. Основные отличитель­ ные особенности описанной гидромуфты заключаются в том, что от­ сутствует специальный дополнительный объем со стороны насосного или турбинного колес, что позволило снизить массу примерно на 15 % и вместо порога, связанного с турбинным колесом, ввести лопастное колесо 2, укрепленное на насосном колесе.

На устойчивой части статической характеристики (рис. 5.2, участок ОА) момент, передаваемый гидромуфтой определяется из 39 преобра­ зованного уравнения Эйлера

Мст = pF — ш] г* V(1 - / ') ( ! —а) (1 —ai) (5.1)

где р —плотность рабочей жидкости; F —площадь потока циркуляции;

— суммарный коэффициент потерь; / — текущее значение пере­

даточного отношения; & = т\ \ т\ \ r 2, r i “ соответственно радиус входа и выхода средней струйки на насосном колесе.

Сравнение результатов расчетного приема определения статических характеристик с экспериментом показывает (рис. 5.2, пунктирная кривая и кривая 1) достаточную для практических расчетов сходи­ мость, что подтверждается и подобием характеристик гидромуфт с различным активным диаметром.

В настоящее время харьковский завод ’’Свет шахтера” по дан­ ным исследованиям освоил серийный выпуск новых гидромуфт ТПЭ345А, ГПЭ400, ГПЭ400У, ГП480А.

Рабочие характеристики различных гидромуфт, работающих в приводе забойных скребковых конвейеров, приведены на рис. 5.3 и в табл. 5.1. Исследования этих гидромуфт были произведены на стен­ дах харьковского завода ’’Свет шахтера”.

В табл. 5.1 приняты следующие обозначения: X — коэффициент

бинном колесе через 15—20 с; 7УН0М —номинальная мощность; £>а — активный диаметр.

где г 0, г к — радйусы входа и выхода жидкости на лопастном колесе; W —скорость циркуляции жидкости в рабочей полости.

Угол Р определяют из условия взаимодействия напора, создавае­ мого лопастным колесом, и напора от циркуляции жидкости в рабочей полости. Отклонение циркулирующего потока на угол (3 при малых скольжениях способствует уменьшению передаваемого момента, а при больших скольжениях —увеличению передаваемого момента (см. рис. 5.2), т.е. введение лопастного колеса, связанного с насосным колесом, дает возможность автоматически, в зависимости от режима