книги / Скребковые конвейеры
..pdfРис. 54 . Влияние числа лопастей насосного и турбинного колес на значение коэф фициента Х(Х=я • 10~6) :
1 - zH= 46; Zj = 44; 2 - zH= 48; zT= 46; 3 - ^ = 50; ^ = 4 8 ; 4 - z =52; z = = 50; 5 - z H =40; z T = 50
делах 0,5—0,6. При значениях А/В < 0,5 увеличиваются гидравлические потери при номинальном режиме работы.
Профиль рабочей полости турбинного колеса должен обеспечи вать высокую устойчивую часть статической характеристики, а вы бирается исходя из требуемой кратности в передаваемого момента. Зная величину критического передаточного отношения /кр и требуе мую кратность передаваемого при этом момента, можно определить профиль лопаток турбинного колеса
мк р . _ |
<■ |
- |
‘■, кР>у'Г Т 71 7 _ |
" н |
(1 |
- e |
/ H) V l - |
где AfRp — передаваемый гидромуфтой момент при критическом пе редаточном отношении I • Мн — передаваемый момент при номи нальном значении передаточного отношения.
Число лодаток на турбинном и насосном колесах существенно влияет на рабочие характеристики гидромуфты. Это положение было проверено серией экспериментов с геометрически подобными гидро муфтами. Увеличение числа лопаток от 40 до 52 на насосном колесе (рис. 5.4) приводит к увеличению вихревых потерь от конечного числа лопаток, которые в этом случае достигают 10 % передаваемой мощ ности. Поэтому рациональным на насосном колесе является число лопас тей, равное 40, так как вихревые потери в этом случае менее 5 %.
На рис. 5,5 показано влияние числа лопастей турбинного колеса на значение коэффициента момента X в зависимости от режима работы.
л
Рис. 5.5. Влияние числа лопастей z турбинного колеса на значение коэффициента
\ а =п- 10-6)
Как видно из графика, рациональным является число лопастей, близ кое к 60 и более, так как гидромуфта в этом случае имеет высокую энергоемкость при малых скольжениях и обладает предохранитель ными свойствами при больших. Увеличение числа лопастей свыше 66 для диапазона мощностей до 110 кВт связанб с технологическими труд ностями изготовления.
5.2. ДИНАМИКА ПУСКА
Конструктивной особенностью гидромуфт нового типа является размещение пусковой камеры 4 (см. рис. 5.1) под рабочей полостью насосного колеса. В отличие от предыдущих конструкций, где пусковая камера располагалась либо за насосным колесом в виде дополнитель ного объема, либо за турбинным колесом. Размер пусковой камеры играет важную роль в формировании пусковой и статической характе ристик привода. Соотношение передаточных сечений из камеры сброса в пусковую камеру f x и их пусковой камеры в рабочую полость насос ного колеса/ обеспечивает беспровальность статической характеристи ки. Сечение / и объем пусковой камеры предварительно выбирают исходя из условий обеспечения режима “запуска электродвигателя, а также получения достаточной тяговой способности привода. При этом методика графо-аналитического расчета пускового режима, из ложенная в п. 4.1, полностью применима и для нового типа гидромуфт
162
Рис. 5.6. Экспериментальные зависимости вре |
AV |
|
мени истечения и объема жидкости через дрос |
||
|
||
селирующее отверстие |
|
с учетом экспериментальной полученной зависимости времени исте
чения и объема |
жидкости через дросселирующие отверстия площадью |
/ 2 (рис. 5.6), а |
также семейства 1—3 статических характеристик при |
различном наполнении гидромуфты.
Существенное влияние на величину пускового момента в стоповом режиме оказывает число лопастей на насосном и турбинном колесах (см. рис. 5.4). Дополнительное лопастное колеса также оказывает существенное влияние на величину пускового момента в стоповом режиме (см. рис. 5.2). Увеличивая размер лопаток на дополнительном лопастном колесе можно реализовать крутящий момент на турбин ном колесе кратный (3,0—3,5) Л/ном. При этом предварительная ка мера полностью заполняется лопатками дополнительного лопастного колеса с зазором 2—3 мм по отношению к турбинному колесу.
Экспериментально полученная пусковая характеристика при / = = 1,77 мм2 и характеристика, полученная расчетным путем по методи ке, изложенной в п. 4.1, обнаруживают удовлетворительную сходимость результатов.
Экспериментальные исследования и расчет пускового режима гид ромуфт привода забойных конвейеров нового технического уровня показывают достаточную тяговую способность привода под нагрузкой. Наибольший реализуемый пусковой момент составляет 2,5 ^ номЭто соответствует требованиям карт технического уровня и качества гид ромуфт, разработанных на основе данных исследований.
5.3. ДИНАМИКА РЕЗКОГО ТОРМОЖЕНИЯ
Передаваемый гидромуфтой гидравлический момент в любом
динамическом режиме |
торможения (возможном при эксплуатации) |
не может быть более, |
чем при полностью заполненной гидромуфте |
в статическом режиме. Из рис. 5.7 видно, что динамическая характе ристика (3) находится в ограниченной области между статической
МЮг, Н м |
Рис. 5Л. Динамическая характеристика гид |
|
ромуфты |
||
|
0,2 0,4 0,6 0,8 1,0i
характеристикой при рациональном наполнении (i) и статической характеристикой при максимальном заполнении (2).
Исходя из физической сущности процессов, происходящих при резком торможении турбинного колеса, суммарный момент, пере даваемый гидромуфтой, определяется из формулы
М = А/ |
ст |
+ М„ „ + (7 |
т |
+ J |
J |
— |
— , |
(5.5) |
|
|
д.г |
v |
|
ж.ту |
dt |
|
|
||
где MQT — момент, передаваемый гидромуфтой в статическом режиме |
|||||||||
(находится по |
формуле |
(5.1)); |
Л/д г — гидравлический момент; / т, |
||||||
J ж — момент инерции соответственно турбинного колеса в жидкости |
|||||||||
в его каналах; Г2 —угловая скорость турбинного колеса. |
|||||||||
Воспользовавшись теоремой |
о моменте |
количества движения при |
менительно к гидравлическому потоку в режиме резкого торможения турбинного колеса, можно найти гидродинамический момент, пере
даваемый |
гидромуфтой. Приращение момента количества движения |
|||
за время |
At |
выражается зависимостью |
||
А т |
= |
т £ 1 г 2 |
, |
|
где |
т |
—масса жидкости, уходящая с турбинного колеса; г —текущее |
||
значение |
радиуса на турбинном колесе, пределы изменения которого |
|||
0 Т |
Г \ |
Д ° |
Г 2 * |
|
т ~ p k f 0 V 2gHR A t ,
где к — коэффициент расхода для каналов между лопастями; / — площадь этих каналов; - динамический напор жидкости в турбин ном колесе, обусловленный изменением скорости циркуляции в мери диональной плоскости;
zd w 1 Г
где z —длина средней струйки (находится графически).
|
Из выражения для скорости циркуляции |
W = |
V ( l - / 2) ( l - a ) |
установим зависимость для dt пока без учета коэффициента суммар- |
ных потерь. Для этого перепишем выражение скорости циркуляции жидкости в виде
П 2 =<о2 - |
w2 |
|
|
|
||
Г\{\ |
- а ) |
|
|
|||
|
|
|
|
|||
продифференцировав по времени |
(считая г х = const; а = const; |
со = |
||||
= const) |
найдем |
|
|
|
|
|
d w _______ Г1 ** |
______ а |
d w |
|
|||
dt |
|
coVTl |
- |
/ 4)(1 - а) |
|
|
а с учетом коэффициента суммарных потерь |
|
|||||
_ |
|
M y i - c o f l |
d a |
|
||
dt |
|
(o V d |
- |
i *)(l - a) |
t/f |
^ ‘ ' |
При этом учитьшают все допущения, принятые при рассмотрении статических характеристик и следующие, признанные при рассмотрении нестационарных режимов в гидромашинах; коэффициенты потерь напора сохраняют в переходных режимах значения, определенные для
статических процессов; траектория |
средней струи и площадь сечения |
||||||
потока остаются такими же, как и в статике. |
|
|
|
||||
Масса жидкости, уходящая с турбинного колеса будет: |
|
||||||
|
/•,(1 |
- a t ) а |
2 * |
dSl |
|
|
|
Am = p k f |
V s l |
|
|
At. |
(5.7) |
||
W (1 - |
i 2) ( l - |
a) |
dt |
||||
|
|
|
|||||
|
|
|
|
||||
Знак минус в выражении (5.6) |
для dw/dt означает, что при замед |
||||||
лении выражение (5.6) становится |
положительным и, таким образом, |
||||||
под корнем уравнения (5.7) оказывается положительная |
величина. |
||||||
Для сравнения характеристик различных по конструкции гидро |
|||||||
муфт удобно принять dSl/dt = const. Экспериментальные |
исследова |
ния на стендах и полигоне подтверждают возможность такого режима работы.
Воспользовавшись теоремой динамика 6 производной от момента количества движения по времени относительно оси вращения примени тельно к нашему случаю имеем
"«•Г
- Л ) |
7 ^ Г г»(1~ а 1) п |
diI |
2z |
(5.8) |
|
|
cov'd - i*) а - а) |
dt |
Методы расчетов характеристик гидродинамических передач, при меняемые в настоящее время, обосновывают на положениях теории подобия лопастных машин. Зависимости, полученные для экспери ментального образца гидромуфты, могут быть использованы при расче те характеристик подобных гидромуфт, работающих в области авто модельности.
Для расчета характеристик подобных гидромуфт необходимо иметь зависимости скорости циркуляции и коэффициента суммарных потерь от режима работы. Располагая характеристиками М = / ( / ) , можно определить зависимость вида W= / ( / ) по известной формуле
W = M ! [ p F r \ со(1 — а / ) ] .
Полученные данные позволяют определить суммарный коэффици ент потерь
г 2 со2
2|= - 4 —(1 —в>(1 —о*
w2
По известным соотношениям, связывающим геометрические па раметры проточной части, и суммарному коэффициенту потерь мож но для подобных гидромуфт производить расчет внешних статических и динамических характеристик. Сравнение характеристик, полученных расчетным путем по полученным зависимостям для гидродинамичес кого момента, с экспериментальными (см. рис. 5.7, кривая 4 —расчет ная, кривая 2 —экспериментальная), показывает хорошее совпадение результатов.
Исследованиями установлено, что разработанная гидромуфта имеет меньшую инерционность по сравнению с предохранительными гидро муфтами, выпускавшимися ранее. За время торможения 0,5 с момент у разработанной гидромуфты при стандартных испытаниях на масле составляет 2,8 Л/ном; у ТЛ32Н - 3,6-4,0 Мном; к ТП32 - 5 Миом.
С целью получения рабочих характеристик ранее выпускавшихся гидромуфт и опытного образца гидромуфты ТЛ32/395 был создан специальный стенд. Стенд был смонтирован в лаборатории электричес ких машин Первомайского электромеханического завода. С помощью машины постоянного тока МПБ49,3/36 (мощностью 364 кВт, частота вращения 4000 мин"*1) осуществляли статическое нагружение в режи мах редукторном и противовключения. Процессы, происходящие в гидромуфте, фиксировали на ленте осциллографа Н700 с помощью специального тензовала с меднографитовым токосъемом, усилителя ТА5 и тахогенератора ТМГ30П. Контроль нагрузки осуществляли по мощности, потребляемой электродвигателем, а также динамометром сжатия.
Статические характеристики, полученные в результате расшифров ки осциллограмм для гидромуфт ТЛ32Н и ТЛ32/395 с электродвига телем 45 кВт, показывают качественное отличие характеристики опыт ной гидромуфты. Отсутствие провала, высокая устойчивая часть, более высокий КПД и предохранительные свойства —все это дало основание для широкого промышленного внедрения новой конструкции гидро муфты. Следует отметить, что при нагружении по статической харак теристике электродвигатель в случае работы с гидромуфтой ТЛ32Н сбрасывает обороты, а при работе с гидромуфтой ТЛ32/395 работает устойчиво. Существенным преимуществом характеристики гидро муфты ТЛ32/395 является положительный наклон неустойчивого участ ка характеристики.
Для исследований гидромуфт в режиме автоколебаний был скон струирован специальный стенд. Стенд состоит из сменных двигателей, укрепляемых на специальном угольнике к плите, тензовала для уста новки гидромуфты н съема сигнала от тензодатчиков через токосъем ник. На другом конце тензовала монтировали барабан, на который навивался трос, связанный с пакетом пружин растяжения. На рамке двумя шпильками крепили торцовый дисковый тормоз, который через тарированные пружины сжатия создавал момент сопротивления вра щению барабана, следовательно турбинному колесу гидромуфты. Меняя число пружин в пакете, можно было имитировать различную длину заклиненного участка цепи на конвейере. Различным усилием прижатия тормозного диска добивались изменения коэффициента эквивалентно го трения. Частоту вращения турбинного и насосного колес измеряли с помощью тахогенераюров, укрепленных на специальных кронштей нах.
На стеЛде имитировались условия заклинивания тягового органа в режимах запуска и Стопорения.
Из осциллограмм видно, что при одинаковых условиях харак теристика гидромуфты ТЛ32/395 способствует затуханию колебаний,
а характеристика гидромуфты ТЛ32Н — поддержанию |
режима авто |
колебаний вплоть до срабатывания тепловой защиты. |
157 |
После изготовления опытной партии гидромуфт ТЛ32/395 были произведены испытания на заводском полигоне. Результаты испытаний показали, что автоколебательные процессы отсутствуют. Величины динамических усилий, возникающих при стопорении в приводе и це пях меньше на 25—36 %, в зависимости от места заклинивания цепей по отношению к приводной звездочке.
5.5. ТЕПЛОВАЯ ЗАЩИТА И ЗАЩИТА ПО ДАВЛЕНИЮ
Эксплуатация забойных скребковых конвейеров сопряжена с тя желыми режимами работы привода, которые обусловлены перегруз ками, связанными с подштыбовкой рабочей и холостой ветвей, закли ниванием тягового органа и т.д. В забойном скребковом конвейере СПМ87Д 14,1 % всех отказов происходит по причине срабатывания тепловой защиты гидромуфты, что влечет за собой потери рабочего времени, которые составляли 7,55 % всего времени простоев. В связи с этим тепловой режим работы гидромуфты в приводе забойного кон вейера имеет существенное значение для бесперебойной работы вы емочного комплекса.
Задачами настоящего исследования являлись: определить зави симость повышения температуры рабочей жидкости в гидромуфте от времени действия нагрузки; установить допустимую продолжитель ность действия перегрузок, не вызывающую срабатывания тепловой защиты; установить пределы срабатывания защиты по давлению.
Условие теплового равновесия гидромуфты описывается урав
нением |
|
qdt = cdt + kTdt, |
(5.9) |
где q —общий тепловой поток (без учета потерь в подшипниках и уплот нениях) в зависимости от частоты вращения насосного колеса и сколь жения гидромуфты; t —время действия теплового потока; с —резуль тирующая теплоемкость гидромуфты; Т — превышение температуры гидромуфты над температурой окружающей среды; к —коэффициент теплоотдачи гидромуфты; cdt - количество тепла, выделяющегося в единицу времени и затрагиваемого на нагрев рабочей жидкости и деталей муфты; kTdt — количество тепла, отводимого в единицу вре мени окружающим воздухом (внешнее вентиляционное охлаждение).
Интегрируя дифференциальное уравнение (5.9), находим
t = ------— In(q - к Т ) + с \
к
постоянную интегрирования определяют из начальных условий при
с = |
|
A n { q - k T н ), |
|
|
|
Решение уравнения (5.9) имеет вид |
|
||
|
с |
я |
- к т нач |
|
t = |
~ |
In |
q - к Т |
(5.10) |
Отношение результирующей теплоемкости гидромуфты к ее тепло
отдаче называется постоянной времени нагрева —= в. Теперь урав
нение (5.10) перепишем в виде
Т=~тГ ( 1 - е - ' /б) + Тначе-Чв
Анализируя полученное уравнение, находим, что при t = 0, Т = = 7тнац, а при t = °°, Т = Ту = q/k —установившееся значение темпера туры.
Окончательно запишем |
|
Г = Г у ( 1 - е - ,/0> + Гначе"//в |
(5.11) |
Тепловой поток гидромуфты в единицу времени выражается за |
|
висимостью |
|
<7 = 2,4- 10-* MS о}, |
(5.12) |
где М —момент передаваемый гидромуфтой; |
S —скольжение гидро |
муфты.
Для устойчивого участка статической характеристики гидромуфты справедливо соотношение
гдеЛ^ ом, £ ном —номинальные значения момента и скольжения. О'&значив М/Мном = S/SHQM = и и имея в виду (5.12), можно
установить зависимость температуры рабочей жидкости от величины действующей перегрузки
S |
М |
с о в |
Ту = 2,4 - 10Г4 ---- |
а ™ - 1™ |
----- (5.13) |
Из уравнения (5.9) следует, что температура рабочей жидкости гидромуфты на устойчивой части характеристики прямо пропорциональ на квадрату скольжения. Таким образом, чем жестче характеристика гидромуфты, тем меньше тепловыделений в ней при одинаковых ус ловиях нагружения. Этот вывод учтен при разработке новых гидро муфт дд£ базовых забойных скребковых конвейеров на мощности 22, 32, 45, 55 и 110 кВт. У гидромуфт ГПЭ400, ГПЭ00У, ТПЭ345А,
т,с
Рис. 5.8. Экспериментальные ха рактеристики:
1 - Тл32Н; 2 - ГПЭ-400 (для сравнения)
Рис. 5.9. Кривые (1-3) допусти мого действия перегрузки для серийных гидромуфт ТПЭ345А, ГПЭ400У, ГП480А соответственно
ГП480А КПД повышен с 0,95-0,955 до 0,965—0,97 и при скольжении 10 % кратность передаваемого момента составляет более двух.
Специально проведенные стендовые и полигонные испытания на действующих конвейерах CII63 и СП63М показали, что температура вновь разработанной гидромуфты на 20—25 % ниже, чем у ранее вы пускавшихся при одинаковых условиях испытаний. Результаты экс периментальных исследований гидромуфты ТЛ32Н приведены на рис.
5.8. Здесь же приведены (пунктирными линиями) построения кривых температуры гидромуфты от времени по формуле (5.11).
Для определения допустимой продолжительности действия пере грузок, не вызывающих срабатывания тепловой защиты, режим урав нение (5.11) относительно коэффициента перегрузки запишем в виде
Т - |
Тнач е - Г / 0 |
и |
(5.14) |
а (1 |
- е “ ' / 0 ) |
где а = 2,4 |
10"4 *$нЛ/нсо0/с - величина допустимой температуры, |
на которую настраивается тепловая защита гидромуфты, определяет ся условиями эксплуатации и для забойных скребковых конвейеров принята равной 130 ° С.
Подставляя в выражение (5.14) Т = 130 °С и задаваясь отноше нием f/0, построим зависимость допустимой продолжительности дей ствия перегрузок. На рис. 5.9 приведены кривые 1-3 допустимого действия перегрузки для серийных гидромуфт ТПЭ345А, ГПЭ400У,