Введение

Главной задачей в угольной отрасли в настоящий момент является стабилизация объемов добычи, с одновременной увязкой и определением потребителей и требуе­мых им объемов добычи, для удовлетворения хозяйственных нужд в угле на современном этапе развития рыночных отношений.

В условиях становления рыночных отношений также остро встает вопрос по­вышения качества добываемого угля, т.е. повышение сортности и снижение зольности, а также снижение среднего показателя себестоимости добычи по всему комплексу работ. Это требует от производителя совершенствования технологии добычи, его транспортирования и обогащения, снижение затрат на техническое обслуживание горно-шахтного оборудования, значительную долю которого составляет обслуживание и поддержание в работоспособном состоянии стационарного комплекса оборудования.

Обоснование актуальности

Для шахты необходима стабилизация работы шахтной подъемной установки (ШПУ), т.е. повышение надежности ее работы. Проблема заключается не только в поддержании на­дежности функционирования шахтной подъемной машины (ШПМ) на заданном уровне, но и в управлении этими показателями. И только управление даст возможность рационально и полно использовать ресурс ШПМ, предотвратить аварийные ситуации.

К тому же одним из наиболее важных требований предъявляемых к ШПУ является вы­сокая эффективность эксплуатации. Это требование может быть выполнено при условии, если большую часть времени, от всего периода технической эксплуатации, ШПМ будет находиться в исправном работоспособном состоя­нии и таким образом будет готова к применению по назначению.

Таким образом, в сложившейся ситуации необходимо применение ме­тодов и средств технической диагностики, которые позволяют увеличить точность оценки технического состояния (ТС) механического оборудования ШПМ, управлять ТС, по­высить контролепригодность и безопасность эксплуатации ШПМ, разработка которых является актуальной задачей.

Использование виброакустических методов (ВАМ) оценки и прогнозирования ТС конечной целью имеет повышение эффективности технической эксплуатации. Для ШПМ, задачи исследований колебательных процессов в коренном валу ШПМ, а также оценка и прогноз ТС, планирование технических осмотров и ремонтов (ТОР) имеют причинно-следственные связи и поэтому не могут быть рассмотрены раздельно.

Цели научной работы

Целью работы является разработка метода оценки техниче­ского состояния роторной системы шахтных подъемных машин по виброакустическим характеристикам, замеренных на опор­ных узлах.

Для этого необходимо провести анализ физики образования и протека­ния колебательного процесса в опорных узлах шахтной подъёмной машины и провести анализ влияния параметров характеризующих ТС опорных узлов и роторной системы ШПМ, на формирование колебательных процессов в опорном узле при выполнении технологического подъема.

Идея работы заключается в получение оперативной и достоверной ин­формации о техническом состоянии подшипниковых узлов и роторной сис­темы ШПМ получаемой на основе анализа виброакустических сигналов и статистических методов теории надежности.

Обзор существующего состояния проблемы

Анализ состояния вопросов динамики роторных систем, методов рас­чета колебательных процессов для сложных механических систем, а также изучение опыта использования и тенденций развития методов и средств, позволяющих получать информацию о ТС наблюдаемого объекта показал, что наряду со значительными достижениями в смежных областях народ­ного хозяйства, ШПМ проектируются не контролепригодными, используе­мые штатные средства и приспособления позволяют определить только функционирование ШПМ.

Как показал обзор состояния вопроса, в других отраслях народного хозяйства, для управления надежностью используют виброакустические мето­ды диагностики и прогноза остаточного ресурса, а так же современные сред­ства измерения и обработки информации на базе микропроцессорной техни­ки.

В то же время восемьдесят процентов поломок и аварий стационарного оборудования шахт являются ре­зультатом недопустимых колебаний их узлов (вибрационных состояний), приводящие к усталостному разрушению металла.

Таким образом, контроль вибрационного состояния подшипнико­вого узла ШПМ позволит не только следить за вибрацией и не допускать превышение нормативных пределов, но и своевременно распознать причины из­менений вибрационных параметров.

В сложившейся экономической ситуации необходимо использовать бо­лее эффективную систему ТОР по факту ТС или использовать методы и сред­ства оценки ТС, позволяющие значительно снизить затраты на ТОР без ущерба надежности и безопасности эксплуатации ШПМ.

Построение математической модели коренного вала подъемной машины

При разработке математической модели были сделаны следующие допущения:

• подшипниковые узлы коренного вала находятся в довольно интенсивном вибрационном состоянии . Это сви­детельствует о податливости подшипниковых опор машины;
• коренной вал машины вместе с барабаном, используя терми­нологию классической механики, можно уподобить волчку с неподвижной точкой в левой полумуфте ;
• поперечный прогиб вала в окрест­ностях ступицы, по крайней мере, на два порядка меньше прогиба опоры даже при самых «грубых» оценках её подат­ливости. На этом основании будем считать волчок абсолютно твёрдым телом, совершающим кроме собственного вращения также характерные движения, называемые прецессией и ну­тацией.

Рис. 1 - Схема действия сил на коренной вал машины.

На рис.1 схематически в двух проекциях показана расчётная схема коренного вала ОА с примыкающим к нему валом ротора двигателя OD. Коренной вал машины опирается на податливые опоры подшип­ников в точках А и В, а вал ротора на недеформируемые опоры в точ­ках С и D. Направление осей ОX, ОY и ОZ указаны на рис.1 и оси ХУZ образуют правую систему координат.

Опоры вала в точках А и В имеют коэффициенты жесткости С_X и С_Y соответственно направлениям осей координат. Силы G'_Б = G_Б/2, где G_Б - вес барабана машины, поровну распределенный на две ступицы в точках А', В'. Сила G_B - вес коренного вала, который предполагает­ся сосредоточенным в точке О', являющейся серединой пролета АВ. Силы Р_Хk и Р_Yk (k = 1, 2, ..., n) - это проекции на соответствующие оси суммарных усилий в набегающей и сбегающей ветвях k -го каната при общем их количестве равном n.

Для варианта расположения отклоняющих шкивов на сбегающей вет­ви они равны:

где F_наб и F_сб - суммарные динамические усилия в набегающей и сбе­гающей ветвях всех канатов; α₀ - угол обхвата канатом шкива тре­ния; δR_k - отклонение k-го радиуса ручья от среднего радиуса на­вивки R; A - агрегатная продольная жесткость каната; f₁,f₂ безразмерные функции.

Силы F_Х1, F_Х2, F_Y1, F_Y2 являются проекциями сил воздействия соот­ветствующих ступиц на коренной вал в точках А', В'.

Реакции упругих опор в точках А и В с использованием соот­ношений (2) из условия равенства нулю моментов сил относительно точки О и на основании четвертого допущения, касающегося отсутствия поперечных деформаций вала, записываются в следующем ви­де:

где обозначено δ" = 2 (Δ + Δ') + (n - 1)δ + δ' - длина коренного вала. Из рис.1 видно, что

В свою очередь реакции R_X1 и R_Y1 определяются как произведение коэффициентов жесткости С_X, С_Y на соответствующие поперечные перемещения вала в точке А (см. рис. 1) Х_А,Y_А, взятые с противопо­ложными знаками, то есть R_Х1=-С_ХХ_А, R_Y1=-С_YY_А. Так как радиус-вектор ОА в подвижной системе имеет компоненты (0, 0, δ"), тогда компоненты этого же вектора Х_А, Y_А, Z_А в неподвижных осях находят при помощи а_k = А_kiа', а'_k = А_ikа_i, произведя следующие операции квадратной матрицы на матрицу-столбец:

Следовательно, Х_А=δ"βsinα, Y_А=-δ"βcosα, таким образом, динамические компоненты реакции правого подшипника определим как

R_Х1=-С_Xδ"β sin (α), R_Y1=С_Yδ"β cos (α)                                                  (5)

Аналогичным образом в силу условий пропорциональности (4) записываются подобные соотношения для правого подшипника:

R_Х2=-С_Xδ'β sin (α), R_Y2=С_Yδ'β cos (α).                                                    (6)

Квазидинамические величины прецессии и нутации находятся с по­мощью первого и третьего выражений из (2) как решения системы уравнений

R_Х1=-С_Xδ"β sin (α), R_Y1=С_Yδ"β cos (α).                                                 (7)

В силу условий пропорциональности получим

R_Х2=-С_Xδ'β sin (α), R_Y2=С_Yδ'β cos (α).                                                    (8)

Из (7) и (8) следуют:

где α и β квазидинамические величины динамических величин прецессии α и нутации β вала.

Компоненты аксиального вектора моментов внешних сил M относи­тельно точки О (см. рис.1):

где М_Э - электродинамический момент двигателя.

Если же в соотношение (10) подставить значения (7) и (8), получим:

Заметим, что (11) определяют компоненты моментов сил в непод­вижной системе координат, а это является существенным обстоятель­ством для вывода дифференциальных уравнений движения волчка. Как было отмечено выше, коренной вал машины с насаженным на не­го барабаном представляет собой классический тип волчка с непод­вижной точкой О.

При упрощённом подходе достаточно считать коренной вал обычным ро­татором длиной δ" и массой G_В/g, а барабан - полым цилиндриче­ским телом длиной l_б = 2Δ+ (n-1)δ и массой G_Б/g. Тогда с достаточ­ной для инженерных целей точностью можно записать:

Кинетический момент инерции I_Z равен:

I_z=GD2/4g.                                                                      (13)

Итак, полученные формулы могут служить исходными для вывода и дальнейших решений уравнений динамики рассматриваемой систе­мы.

Выводы. Направление дальнейших исследований

Таким образом, анализ состояния вопроса повышения эффективности эксплуатации, управления параметрами технического состояния роторной системы ШПМ, позволяет сформулировать следующие задачи дальнейших исследований:

Литература

1.   Дворников В. И. О параметрических резонансах при движении подъемного сосуда в про­ водниках армировки ствола. Дис... канд. техн. наук. -Донецк, 1966. - 152 с.

2.   Дворников В. И. О методике расчета и рациональных параметрах шахтных подъемных ус­ тановок. // Уголь Украины, 1983, №9, стр. 33-35.

3.   Дворников В. И. Теория и моделирование динамического состояния шахтного подъемного комплекса. Дис. докт. техн. наук. - Донецк, 1989. - 385 с.

4.   Дворников В. И., Кърцелин Е. Р. Теоретические основы динамики шахтного подъемного комплекса. - София: МОНТ, 1997. - 363 с.

5.   Дворников В. И., Яценко В. А. Создание математической модели силовых факторов, действующих на вал подъемной машины. - Науковi працi Донецького Нацiонального Технiчного Унiверситету. Випуск 12(113), серiя гiрничо-електромеханiчна - Донецьк: ДонНТУ, 2006 - с.99-104