Ввступ

Головним завданням у вугільній галузі на даний момент є стабілізація обсягів видобутку, з одночасною прив’язкою і визначенням споживачів і необхідних їм обсягів видобутку, для задоволення господарських потреб у вугіллі на сучасному етапі розвитку ринкових відносин.

В умовах становлення ринкових відносин також гостро постає питання підвищення якості вугілля, тобто підвищення сортності й зниження зольності, а також зниження середнього показника собівартості видобутку по всьому комплексу робіт. Це вимагає від виробника вдосконалювання технології видобутку, його транспортування й збагачення, зниження витрат на технічне обслуговування гірничо-шахтного устаткування, значну частку якого становить обслуговування й підтримку в працездатному стані стаціонарного комплексу устаткування.

Обґрунтування актуальності

Для шахти необхідна стабілізація роботи шахтної підйомної установки (ШПУ), тобто підвищення надійності її роботи. Проблема полягає не тільки в підтримці надійності функціонування шахтної підйомної машини (ШПМ) на заданому рівні, але й у керуванні цими показниками. І тільки керування дасть можливість раціонально й повно використати ресурс ШПМ, запобігти аварійним ситуаціям.

До того ж однією з найбільш важливих вимог висунутих до ШПУ є висока ефективність експлуатації. Ця вимога може бути виконана за умови, якщо більшу частину часу, від усього періоду технічної експлуатації, ШПМ буде перебувати в справному працездатному стані й у такий спосіб буде готова до застосування за призначеням.

Таким чином, у цій ситуації необхідне застосування методів і засобів технічної діагностики, які дозволяють збільшити точність оцінки технічного стану (ТС) механічного устаткування ШПМ, управляти ТС, підвищити контролездатність і безпеку експлуатації ШПМ, розробка яких є актуальною проблемою.

Використання віброакустичних методів (ВАМ) оцінки й прогнозування ТС кінцевою метою має підвищення ефективності технічної експлуатації. Для ШПМ, завдання досліджень коливальних процесів головного валу ШПМ, а також оцінка й прогноз ТС, планування технічних оглядів і ремонтів (ТОР) мають причинно-наслідкові зв'язки й тому не можуть бути розглянуті окремо.

Мета наукової праці

Метою роботи є розробка методу оцінки технічного стану роторної системи шахтних підйомних машин по віброакустичних характеристиках, заміряних на опорних вузлах.

Для цього необхідно провести аналіз фізики утворення й протікання коливального процесу в опорних вузлах шахтної підйомної машини й провести аналіз впливу параметрів що характеризують ТС опорних вузлів і роторної системи ШПМ, на формування коливальних процесів в опорному вузлі при виконанні технологічного підйому.

Ідея роботи полягає в одержанні оперативної й достовірної інформації про технічний стан підшипникових вузлів і роторної системи ШПМ отриманої на основі аналізу віброакустичних сигналів і статистичних методів теорії надійності.

Огляд існуючого стану проблеми

Аналіз стану питань динаміки роторних систем, методів розрахунку коливальних процесів для складних механічних систем, а також вивчення досвіду використання й тенденцій розвитку методів і засобів, що дозволяють одержувати інформацію про ТС об'єкта показав, що поряд зі значними досягненнями в суміжних галузях народного господарства, ШПМ проектуються не контролездатними, штатні засоби й пристосування, які використовуються, дозволяють визначити тільки функціонування ШПМ.

Як показав огляд стану питання, в інших галузях народного господарства, для керування надійністю використовують віброакустичні методи діагностики й прогнозу залишкового ресурсу, а так само сучасні засоби виміру й обробки інформації на базі мікропроцесорної техніки.

У той же час вісімдесят відсотків поломок й аварій стаціонарного устаткування шахт є результатом неприпустимих коливань їхніх вузлів (вібраційних станів), що приводять до руйнування металу.

Таким чином, контроль вібраційного стану підшипникового вузла ШПМ дозволить не тільки стежити за вібрацією й не допускати перевищення нормативних меж, але й вчасно розпізнати причини змін вібраційних параметрів.

У сучасній економічній ситуації необхідно використовувати більш ефективну систему ТОР за фактом ТС або використовувати методи й засоби оцінки ТС, що дозволяють значно знизити витрати на ТОР без шкоди надійності й безпеки експлуатації ШПМ.

Розробка математичної моделі головного валу підйомної машини

При розробці математичної моделі були зроблені наступні припущення:

• підшипникові вузли головного валу перебувають у досить інтенсивному вібраційному стані . Це свідчить про пружність підшипникових опор машини;
• корінний вал машини разом з барабаном, використовуючи термінологію класичної механіки, можна вподібнити до гіроскопа з нерухомою точкою в лівій напівмуфті ;
• поперечний прогин валу біля маточини, принаймні, на два порядки менше прогину опори навіть при найгрубішіх оцінках її пружності. На цій підставі будемо вважати гіроскоп абсолютно твердим тілом, що робить крім власного обертання також характерні рухи, що називаються прецесією й нутацією.

Рис. 1 - Схема дії сил на головний вал машини.

На мал.1 схематично у двох проекціях показана розрахункова схема корінного валу ОА зі зв'язаним із ним валом ротора двигуна OD. Головний вал машини опирається на пружні опори підшипників у точках А и В, а вал ротора на жорсткі опори в точках С и D. Напрямки осей ОX, ОY й ОZ зазначені на мал.1 й осі ХУ утворюють праву систему координат.

Опори вала в точках А и В мають коефіцієнти жорсткості С_X і С_Y відповідно напрямкам осей координат. Сили G'_Б = G_Б/2, де G_Б - вага барабана машини, нарівно розподілений на дві маточини в точках А', В'. Сила G_B - вага корінного вала, яка є зосередженою у точці О', що є серединою відрізку АВ. Сили Р_Хk і Р_Yk (k = 1, 2, ..., n) - це проекції на відповідні осі сумарних зусиль у нитці що навивається і що звивається k -го канату при загальній їхній кількості рівній n.

Для випадка розташування шківів відхиляння на нитці, що збігає, вони рівні:

де F_наб й F_сб - сумарні динамічні зусилля у нитках що навиваються і що звиваються всіх канатів; α₀ - кут обхвату канатом шківу тертя; δR_k - відхилення k-го радіуса паза від середнього радіуса навивки R; A - агрегатна поздовжня жорсткість каната; f₁,f₂ безрозмірні функції.

Сили F_Х1, F_Х2, F_Y1, F_Y2 є проекціями діючих сил відповідних маточин на головний вал у точках А', В'.

Реакції пружних опор у точках А і В з використанням співвідношень (2) з умови рівності нулю моментів сил щодо точки О и на підставі четвертого припущення, що стосується відсутності поперечних деформацій вала, записуються в наступному вигляді:

де позначено δ" = 2 (Δ + Δ') + (n - 1)δ + δ' - довжина головного вала. З мал.1 видно, що

У свою чергу реакції R_X1 й R_Y1 визначаються як добуток коефіцієнтів твердості С_X, С_Y на відповідні поперечні переміщення вала в точці А (див. мал. 1) Х_А,Y_А, узяті із протилежними знаками, тобто R_Х1=-С_ХХ_А, R_Y1=-С_YY_А. Тому що радіус-вектор ОА в рухомій системі має компоненти (0, 0, δ"), тоді компоненти цього ж вектора Х_А, Y_А, Z_А в нерухомих осях знаходять за допомогою а_k = А_kiа', а'_k = А_ikа_i, зробивши наступні операції квадратної матриці на матрицю-стовпець:

Отже, Х_А=δ"βsinα, Y_А=-δ"βcosα, таким чином, динамічні компоненти реакції правого підшипника визначимо як

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

Аналогічним чином у з огляду на умови пропорційності (4) записуються подібні співвідношення для правого підшипника:

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

Квазидинамічні величини прецесії й нутації знайдемо за допомогою першого й третього виражень із (2) як рішення системи рівнянь

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

В наслідок умов пропорційності одержимо

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

З (7) і (8) випливає:

де α і β квазидинамічені значення динамічних величин прецесії α і нутації β вала.

Компоненти аксіального вектора моментів зовнішніх сил M щодо крапки О (див. мал.1):

де М_Э - електродинамічний момент двигуна.

Якщо ж у співвідношення (10) підставити значення (7) і (8), ми одержимо:

Треба зазначити, що (11) визначають компоненти моментів сил у нерухомій системі координат, а це є істотною обставиною для виводу диференціальних рівнянь руху гіроскопа. Як було відзначено вище, корінний вал машини з насадженим на нього барабаном являє собою класичний тип гіроскопу з нерухомою точкою О.

При спрощеному підході досить вважати корінний вал звичайним ротатором довжиною δ" і масою G_В/g, а барабан - порожнім циліндричним тілом довжиною l_б = 2Δ+ (n-1)δ і масою G_Б/g. Тоді з достатньої для інженерних цілей точністю можна записати:

Кінетичний момент інерції I_Z дорівнює:

I_z=GD2/4g.                                                                     (13)

Отже, отримані формули можуть слугувати вихідними для виводу й подальших рішень рівнянь динаміки розглянутої системи.

Виводи. Напрямок подальших досліджень

Таким чином, аналіз стану питання підвищення ефективності експлуатації, керування параметрами технічного стану роторної системи ШПМ, дозволяє сформулювати наступні завдання подальших досліджень:

• вивчити особливості формування коливальних процесів у корінній частині ШПМ;
• провести аналіз віброакустичних процесів, шо відбуваються у головній частині експлуатованих ШПМ і розробити математичну модель головної частини ШПМ, як складної коливальної системи, для розрахунку рівнів вібрації, характерних певному значенню параметрів технічного стану ШПМ;
• дослідити вплив параметрів технічного стану на формування вібраційної характеристики головноі частини;
• розробити методику виміру й аналізу вібраційної характеристики головноі частини ШПМ, як найбільш інформативного, з використанням сучасних засобів аналізу й зберігання інформації;
• розробити технічні вимоги й рекомендації до систем технічної діагностики ШПМ.

Література

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

2.   Дворников В. И. О методике расчета и рациональных параметрах шахтных подъемных установок. // 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