В современных конструкциях забойных скребковых конвейеров натяжное
устройство обычно выполняется в виде храпового механизма,
предназначенного для фиксации достигнутой с помощью привода величины монтажного натяжения тягового
органа. Для выявления причин преждевременного выхода из строя храпового механизма рассмотрим
структуру и динамику процесса монтажного натяжения тягового органа скребкового конвейера.
При натяжении тягового органа 1 один конец его стопорят с помощью стопорной колодки 3, реверсируют привод 2, обеспечивая его движение в направлении, указанном стрелкой (рис. 1, а). Кратковременными включениями привода выбирают имеющуюся слабину и производят натяжение тягового органа. Достигаемый с каждым включением прирост натяжения фиксируется с помощью храпового механизма (рис. 1, б), предотвращающего обратное движение привода за счет упругой реакции натяжения тягового органа. При этом величина натяжения определяется возможностями привода конвейера, максимальный крутящий момент которого ограничивается перегрузочной способностью гидромуфт приводных блоков головной 2 и хвостовой 4 приводных станций. Основными элементами храпового механизма являются .храповое колесо 5, жестко устанавливаемое на одном из валов 6 редуктора приводу или на валу приводной звездочки, и собачка 7, вступающая в зацепление с колесом 5 после отключения двигателя (рис. 1, б).
Рассмотрим особенности процесса натяжения тягового органа. В принципе можно ограничиться одним
включением привода. Однако па практике применяют, как правило, несколько кратковременных включений.
Выполняется это с целью уменьшения динамических пере-. грузок трансмиссии и тягового органа, которые
особенно опасны в случае значительной его слабины, и, кроме того, для недопущения перегрева рабочей
жидкости гидромуфт привода. Осциллограммы, полученные при экспериментальных исследованиях, показывают,
что при каждом цикле натяжения наблюдаются три основных этапа взаимодействия элементов конвейера (рис. 2):
поворот при включении привода приводной звездочки по часовой стрелке на угол, обусловленный упругой деформацией тягового органа; при этом скорость вращения ее сої возрастает до величины Шцпах, а затем падает до нуля;
поворот приводной звездочки после отключения привода против часовой стрелки за счет упругой реакции натяжения тягового органа до входа храпового колеса в зацепление с собачкой; при этом скорость звездочки (обратного знака) достигает величины W2max;
торможение приводной звездочки при стопорений храпового колеса (W2 падает до нуля); при этом путь торможения ее находится в пределах упругих деформаций участка трансмиссии от приводной звездочки до собачки храпового механизма.
На рис. 2 представлены три цикла натяжения, которым соответствуют отрезки времени t1, t2 и t3. Этапы движения выделены отрезками времени. Как следует из рис. 2, с каждым циклом натяжения максимальные значения скорости на первом этапе уменьшаются, а на втором этапе возрастают, что и в том и в другом случае можно объяснить возрастанием напряженного состояния системы.
Особую опасность для деталей храпового механизма представляет третий этап движения, поскольку на этом этапе наблюдается «удар масс», который тем значительнее, чем больше величина скорости храпового колеса в момент взаимодействия с неподвижной собачкой. Поэтому при выявлении причин выхода из строя храпового механизма более лодробно остановимся на его исследовании. Немаловажное значениеимеет имеет и исследование второго этапа, в результате которого может быть определена величина скорости W2max, зависящая как от степени напряженного состояния системы при отключении привода, так и от величины свободного хода храпового колесa.
Исследование процесса взаимодействия храпового механизма с приводом и тяговым органом скребкового
конвейера на втором и третьем этапах позволило предложить его расчетную схему (рис. 3), которая
получена в результате замены тягового органа упругим стержнем 1 длиной l, деформируемым под
дейстнием усилия Т на величину u(х,t),
которая является функцией положения рассматриваемого сечения х и времени t (1). Oдин конец стержня
защемлен, что соответствует стопорению сечения тягового органа конвейера при натяжении стопорной
колодкой. Другой конец стержня в зависимости от направления движения взаимодействует либо с
приводом, либо посредством защелки 2 — с невесомым упругим телом 3, закрепленным в заделке 4.
Величина жесткости с тела В принята постоянной и в первом приближении имитирует упругие свойства
участка трансмиссии от приводной звездочки до храпового механизма, включая элементы его крепления
на корпусе редуктора. Будем также полагать, что упругий стержень 1 выполнен из однородного
изотропного материала и следует закону Гука.
Рассмотрим этапы процесса натяжения по принятой расчетной схеме. На первом этапе происходит продольная деформация стержня 1 до длины l1 под воздействием усилия привода Тп (в случае пробуксовки гидромуфт это будет максимально возможная величина усилия Tп.кр). На втором этапе после отключения привода конец стержня резко идет назад под действием упругой реакции натяжения. При этом он проходит некоторое расстояние, имитируемое на схеме зазором, до входа во взаимодействие с защелкой 2 и упругого замыкания системы. Длина стержня уменьшается, становясь равной l2 = l — фо, что соответствует его растяжению усилием Т0. При этом конец стержня приобретает некоторую скорость V0. Третий этап характеризуется колебаниями стержня после силового замыкания его конца на корпус через жесткость с.
Колебания упругого стержня на третьем этапе движения системы описываются волновым уравнением (2):
где а —скорость распространения упругих волн вдоль стержня; u — продольное перемещение произвольного поперечного сечения стержня при колебаниях.
Используя полученные аналитические выражения, исследуем основные факторы, влияющие на процесс формирования
и величины нагрузок, на примере забойного скребкового конвейєра типа СП63М, получившего наиболее
широкое применение в угольной промышленности. Примем в расчет следующие исходные данные: длина конвейера
L=200м; приводной двигатель типа ЭДКОФ4-45 мощностью N=45кВт; количество двигателей в приводе n=3;
скорость конвейера vк=0,8м/с; перегрузочная способность гидромуфты a=2,0; тяговый орган двухцепной,
с цепью калибра 18x64; продольная жесткость одной цепи E=2,5*106 даН; храповое
колесо, установленное на II ступени редуктора, имеет число зубьев z=6; диаметр приводной звездочки по
начальной окружности D=0,367 м; а=800 м/с; с=8,5*106 даН/м.
При выполнении расчетов было установлено, что время tм составляет 0,04...0,08с, что позволяет при определении максимального усилия пренебречь значениями величин и с погрешностью, не превышающей 1... 2 %, использовать упрощенную зависимость. Результаты выполненных расчетов сведены в таблицу.
Варианты расчета приняты с учетом следующего. Храповой механизм, согласно требованиям ПБ, может быть установлен только на одном из приводных блоков. В то же время в зависимости от условий эксплуатации и электрической схемы соединений в натяжении тягового органа могут участвовать один (Тп.кр=9900 даН), два (Тп.кр= = 19800 даН) или три (Тг.кр = 29700 даН) приводных двигателя.
При четкой работе храпового механизма стопорение должно происходить на первом по ходу вращения зубе храпового колеса. Однако при неисправностях механизма, вызванных либо износом зубьев, либо увеличенным сопротивлением повороту собачки, которая установлена на оси без подшипников; либо ослаблением пружины, вводящей собачку в зацепление, возможно «проскакивание» собачки мимо очередного зуба храпового колеса. Следствием этого является увеличение зазора ф0 вдвое и более в зависимости от количества пропускаемых зубьев. Подобные явления наблюдались нами как на стенде, так и в эксплуатационных условиях. Отчасти это объясняется неудачной конструкцией возвратной пружины (применена пластинчатая пружина, имеющая малые ход и жесткость, причем на рабочем чертеже упругие свойства пружины не нормированы). В расчете также принято, что стопорение цепи осуществляется с помощью стопорной колодки, устанавливаемой на головной приводной станции, т. е. l примерно равно 2L.
Как следует из приведенных в таблице данных, нагрузки на храповой механизм и участок трансмиссии от места его установки до приводной звездочки могут существенно превышать номинальные. Коэффициент перегрузки, рассчитываемый как отношение Тmax к номинальному усилию в тяговом органе, соответствующему N=45кВт, может достигать значений Кп = 7,0...8,0, что соответствует превышению предела прочности материала детали, например, по наиболее слабому звену - собачке (по данным заводских расчетов) почти в два раза.
Для четкой работы храпового механизма требуется обеспечить довольно высокое его быстродействие. Приведенное в таблице значение tо=0,045с не является минимальным. В случае стопорений тягового органа на хвостовом приводе значение tо может составить 0,03с, т. е. потребует обеспечения времени ввода собачки в зацепление с храповым колесом около 0,01...0,02с.
Таким образом, основные причины выхода из строя храпового механизма натяжения тягового органа забойных скребковых конвейеров заключаются в неправильном выборе расчетных нагрузок и недостаточной величине принятых запасов прочности. Наряду с повышением запасов прочности силовых деталей можно рекомендовать следующие мероприятия, обеспечивающие снижение нагрузок на элементы храпового механизма и трансмиссии привода: устанавливать храповой механизм на приводном блоке головной приводной станции; использовать при возможности по условиям эксплуатации и электрической схеме соединений для натяжения тягового органа усилие одного приводного электродвигателя; в случае управления всеми приводными электродвигателями с помощью одного магнитного пускателя производить натяжение тягового органа на возможно более низкой скорости кратковременными включениями привода, стремясь не доводить гидромуфты до полной пробуксовки; в скребковом конвейере типа СП63М переработать конструкцию узла ввода собачки в зацепление с храповым колесом, с целью увеличения быстродействия и четкости срабатывания и, в частности, установить собачку на подшипниках, увеличить ход и усилие возвратной пружины, заменив пластинчатую пружину на винтовую.
1. Штокман И. Г. Динамика тяговых цепей рудничных конвейеров.—М : Углетехиздат, 1959, с. 55—60.
2.Тимошенко С.П. Колебания в инженерном деле.—М.: Наука 1967 с. 290—294.
3. Диткин В.А., Прудников А.П. Справочник по операционному исчислению, — М.: Высш. школа, 1965 — 189с.
Назад