книги / Расчет и конструирование горных транспортных машин и комплексов

Стулья имеют сварную конструкцию. Выполнены они из гнутого швеллера, переходных вкладышей 5 и боковых планок 6. Стулья снабжены обтекателями цени 7, устраняющими опасность задевания верхней ветви цепи за поперечину. Верхние и нижние напра­ вляющие соединены вертикальными связями 8. Для повышения жесткости секций в средней ее части прогоны соединены трубчатой связью 9.

Овальные отверстия в стыковых узлах делают возможным по­ ворот одной секции относительно другой в вертикальной плоскости на угол до 4°.

Для крепления прогонов, период и других элементов вместо болто­ вых соединений применяются легко устанавливаемые и извлекае­ мые полые пружинные штифты.

Зазоры в направляющей перекрываются переходными вклады­ шами, один конец которых закреплен неподвижно в проушине, а другой — для компенсации различия в величинах зазоров зафик­ сирован в прорези (рис. V.20, б). Такая конструкция устраняет возможные уступы на стыке направляющих.

Для смазки направляющих через каждые 200 м устанавливают специальные устройства, состоящие из бачка с маслом и трубок с ка­ пельницами.

Переходные секции являются промежуточными между линейными секциями и концевыми приводами. Они подобны линейным секциям, но имеют разновысокие (переходные) стулья.

Поворотные секции в два раза короче линейных и имеют внутренний прогон более короткий и жесткий, чем наружный. Концы внутреннего и наружного прогонов отогнуты на угол 2°, благодаря чему осуществляется изгиб трассы конвейера с радиу­ сом до 20 м.

Для предотвращения сдвигания или опрокидывания поворотных секций под действием радиальных сил натяжения тяговых цепей эти секции снабжены растяжками, прикрепленными к почве выработки или к специальным стойкам.

Вес 1 м рамы составляет 70—100 кгс (у конвейера П-65 — 86 кгс). В качестве направляющих для роликов штрековых и уклонных конвейеров используют уголковый и швеллерный прокат, а иногда

двутавр и рудничные рельсы.

Уголковые направляющие, как наиболее легкие, получили пре­ имущественное распространение. В конвейерах П-50 и П-65 в ка­ честве направляющих использован специальный уголковый профиль с одной отогнутой на конце полкой, что способствует уменьшению износа реборд ходовых роликов и самой направляющей.

Длину направляющих целесообразно выбирать с учетом наимень­ шего числа одновременно набегающих роликов на стыки, чтобы умень­ шить циклическую нагрузку на цепь и привод [1 ].

Для уменьшения сопротивления движению пластинчатого по­ лотна ширина колеи направляющих должна быть больше ширины роликовой каретки на 10—15 мм с учетом технологических допусков.

При наличии зазоров в местах крепления роликовой пластины к тяговой цепи пластина может быть перекошена в колее направля­

где l — расстояние между роликовыми пластинами; R %— радиус закругления по средней оси.

Поворот полотна может быть также произведен батареей стацио­ нарных роликов, направляющих тяговую цепь по дуге окружности (рис. V.21, в). В этом случае сила Sp не нагружает подвижные роликоопоры, а действует непосредственно на стационарные ролики. Величина этой силы определяется из выражений (V.40) и (V.41), причем в (V.41) I — расстояние между стационарными роликами. Использование стационарных роликов требует специальной кон­ струкции узла крепления пластин к цепи.

Для уменьшения износа тяговой цепи вследствие трения ее о стационарные ролики применяют специальное поворотное устрой­

Вследствие того, что тяговая цепь располагается на закруглениях в виде многоугольника, вписанного в дугу окружности оси конвей­ ера, имеет место вылет габарита полотна внутрь кривой на некоторую величину у

(V.42)

При малых радиусах закруглений увеличение габарита может оказаться ощутимым, что необходимо учитывать при конструирова­ нии элементов прогонов рамы, расположенных на уровне пластин.

Радиальная составляющая Sp на закруглении трассы стремится опрокинуть полотно внутрь кривой. Для предотвращения этого на криволинейных участках секции рамы должны быть оборудованы верхними направляющими (контрнаправляющими), как это показано на рис. V.20. Расстояние между рабочими поверхностями опорной направляющей и контрнаправляющей обычно принимают меньше наружного диаметра реборды, что создает конструкцию, исключа­ ющую вползание реборды на направляющую.

Для возможности приподнимания внутренней направляющей на закруглении, а также для регулирования высоты рамы в соответ­ ствии с профилем трассы желательно, чтобы стойки стульев были раздвижными. В некоторых случаях (при поддувании почвы выра­ ботки) раму подвешивают на цепях или устанавливают на консоль­ ных кронШтепнах, заделанных в стенку выработки.

§ 5. НАТЯЖНЫЕ СТАНЦИИ

По способу действия натяжные станции пластинчатых конвейе­ ров делят па жесткие и автоматически регулируемые.

Первые характеризуются фиксированным положением вала эвездочек датяжного устройства при работе конвейера. Основной недостаток этих устройств заключается в постепенном ослаблении

натяжения тягового органа из-за его вытяжки, являющейся след­ ствием износа в шарнирах.

Как показывает опыт эксплуатации конвейера П-50 на шахте № 40 «Кураховка», за 369 четырехсменных рабочих дней кругло­ звенная цепь 80 X 18 мм длиной 1204 м вытянулась на 27,7 м. Поэтому в процессе работы необходимо периодически подтягивать цепь и удалять из контура участки несущего полотна длиной 1,68— 2 м, обусловленной ходом натяжной звездочки. Величину натяжения трудно проконтролировать в связи с чем цепь обычно натягивают с иэбытком, что вызывает уменьшение срока ее службы.

Рамы натяжных станций снабжают верхними телескопическими направляющими, по которым перемещаются ходовые ролики несу­ щего полотна. Эти направляющие позволяют раздвигать став кон­ вейера на 800 мм и более.

При длине конвейера свыше 500 м следует применять гидравли­ ческие или иные автоматически действующие натяжные станции, которые поддерживают требуемое натяжение тягового органа при всех режимах его работы, включая пуск. Для пластинчатых конвейе­ ров это имеет особо важное значение, так как для них характерны большая длина и значительные массы движущихся частей.

При пуске (особенно с большими ускорениями) в течение периода неустановившегося движения происходит увеличение натяжения тяговой цепи в точке ее набегания на приводную станцию. Как по­ казали экспериментальные исследования, пусковое натяжение тяго­ вой цепи у приводных звездочек более чем в два раза превосходит первоначальное натяжение. На конвейере П-50 оно достигает 5000— 6800 кгс. В то же время натяжение на сбегающей с приводной станции ветви тягового органа уменьшается. Это приводит к увели­ чению провеса пластинчатого полотна, его искривлению и может вызвать задевание полотна за раму привода.

Опыты, проведенные институтом Гипроуглегормаш, показали, что при длине конвейера 1200 м во избежание чрезмерного про­ веса полотна при пуске величина первоначального натяжения должна быть не менее 1600 кгс. Таким образом, каждому пуску конвейера должно предшествовать автоматические натяжение тягового органа до требуемой величины.

Примером автоматического устройства может служить гидравли­ ческая натяжная станция конвейера П-65 (рис. V.22).

При подаче электрической команды на включение двигателей конвейера автоматически происходит пуск двигателя КОМ-21-4 шестеренного насоса АШ-10. Масло из гидробака 1 (емкостью 30 л) через фильтр 11 засасывается насосом 6 и через золотник 2, гидро­ замок 10 и делитель потока 3 (синхронизатор) подается к рабочим гидроцилиндрам 4, которые перемещают концевой привод, произ­ водя натяжение тягового органа. Раму привода фиксируют два храповых механизма, состоящих из собачек 12 и реек 13. В зафикси­ рованном положении рамы привода гидросистема разгружена от давления.

Делитель потока 3 предна-

9. И с с л е д о в а н и е режимов работы забойного ленточного конвейера на Грушевском карьере Никопольмарганец. Реферативная информация о за­

11.К о т о в М. А. Подземные магистральные ленточные конвейеры для шахт ближайшего будущего. Институт горного дела АН СССР им. А. А. Скочинского. М., 1967. 14 с.

12.Н е с у щ а я способность и расчеты деталей машин. М., Машгиз, 1963. 451 с. Авт.: С. В. Серенсен, В. П. Кагаев, Л. А. Козлов, Р. М. Шнейдеро-

вич.

13.П о д з е м н ы е конвейерные установки. М., Госгортехиздат, 1960. 479 с. Авт.: А. О. Спиваковский, Н. Д. Самойлюк, Г. И. Солод, Л. Г. Шахмейстер.

14.П р а в и л а эксплуатации, хранения и отбора для восстановитель­ ного ремонта конвейерных лент. Министерство угольной промышленности

СССР, 1968. 102 с.

15.Р е ш е т н е в Е . К. Исследование и анализ резервов повышения про­ изводительности забойных конвейеров. Сб. «Научные основы установления рациональных параметров средств выемки и доставки полезных ископаемых»,

М., «Наука», 1969, с. 90— 106.

вых конвейерах. Угольное и горнорудное машиностроение. М., НИИИнформ-

ния на величину усилий при заклинивании тяговой цепи скребкового конвейера.

при ревком торможении депи. Сб. «Горные машины», № 4. М., 1958, с. 116— 129.

цепей конвейеров на устМостьСб. «Исследование тяговых цепей рудничных

Р а з д е л в т о р о й

ОБОРУДОВАНИЕ КОЛЕСНОГО ТРАНСПОРТА

Г л а в а VI

ДИНАМИКА РАБОТЫ ПОЕЗДА

§ 1. КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВЕДУЩИХ КОЛЕСНЫХ ПАР РУДНИЧНЫХ ЭЛЕКТРОВОЗОВ

Расчетная модель

Рудничные электровозы, изготовлявшиеся до 1957 г,, имели индивидуальный привод, осевую подвеску тяговых двигателей и одно­ ступенчатые зубчатые передачи (рис. VI.1, а). Такой конструкции присущи следующие недостатки:

1)в связи с малым клиренсом (51 мм) кожух передачи, служа­ щий масляным резервуаром, часто разрушается, вследствие чего зубчатая передача работает без смазки и преждевременно выходит иэ строя;

2)одноступенчатая передача исключает применение быстро­ ходных тяговых двигателей с высокой мощностью.

Поэтому были разработаны электровозы новой конструкции с двухступенчатыми передачами и более мощными тяговыми двига­ телями (рис. VI. 1, б), что позволило увеличить клиренс до 115 мм. В результате улучшилась проходимость электровоза. Более благо­ приятное для смазки размещение зубчатых колес и вкладышей в редукторе повысило срок их службы в 2,5—3 раза. Увеличился также срок службы электродвигателей.

В то же время происходили частые поломки осей колесных пар. Анализ показал, что разрушение осей происходит из-за устало­ сти металла, вызываемой касательными напряжениями от крутиль­ ных колебаний.

Тяговый двигатель постоянного тока при постоянных сопроти­ влениях передает на ось колесной пары постоянный крутящий мо­ мент. Следовательно, крутильные колебания возбуждаются в системе при действии внешней силы, не имеющей периодического характера. Такие системы в технике называются автоколебательными, а воз­ мущенные состояния системы — самовозбуждающимися колебани­ ями (автоколебаниями).

Характерной особенностью автоколебательных систем является пополнение потерь в системе из постоянного источника энергии.

Анализ автоколебательных процессов позволил установит! при­ чины поломок осей колесных пар и разработать инженерную мето­ дику их расчета на крутильные колебания.

Рис. VI. 1. Ходовая часть рудничных электровозов

На рис. VI.2 показана схема колесной пары рудничного локомо­ тива с нецентральным расположением зубчатого колеса на оси.

Условные обозначения:

Фи ф3 и ф2 углы закручивания соответственно двух ведущих колес и зубчатого колеса;

Фх, ф3 и ф2 — скорости ведущих и зубчатого колеса в процессе крутильных колебаний;

J х и / 3 — моменты инерции ведущих колес;

J 2 — момент инерции якоря тягового двигателя и зуб­ чатой передачи, приведенный к оси колесной пары;

М — момент тягового двигателя* приведенный к оси колесной пары;

R — радиус ведущего колеса;

В дальнейшем будем рассматривать процесс крутильных авто­ колебаний при смещении зубчатого колеса в сторону ведущего ко­ леса с моментом инерции / 3.

Рис. V I.2. Схема колесной пары с нецентральным рас­ положением зубчатого колеса

Величину смещения будем обозначать через х. Тогда

Крутильные жесткости участков оси колесной пары обозначим через сг и с2:

где G — модуль сдвига;

Jр — полярный момент инерции оси.

Тяговое усилие, реализуемое ведущими колесами локомотива,

ограничивается наибольшей касательной силой F(ср) между коле­ сами и рельсами. Касательная сила тяги (торможения) в зависимости от скорости скольжения ведущего колеса относительно рельса может быть представлена графиками ОВС и ОВ*С' (рис. VI.3, а).

С ростом тяговой нагрузки F (ср) вначале увеличивается пропорцио­ нально скорости скольжения до предельного значения по сцеплению, равного F0 (область упругого скольжения). Дальнейшее увеличе­ ние тяговой нагрузки приводит к пробуксовыванию, увеличению