Повышение ресурса механизма перемещения очистного комбайна

n="right">           (2.9)

       аналогично 

           (2.10) 

       Когда оба цевочных колеса расположены  на одной рейке, сдвиг фаз между  началом зацепления зубьев отсутствует. При переходе цевочного колеса с рейку на рейку шаг зацепления увеличивается за счет зазора между звеньями рейки.  При этом шаг зацепления может увеличиться до 132 мм. В этом случае угловой шаг одного движителя увеличится на величину Δφ = 1,9 º, произойдет рассогласование крутящих моментов.

       Линейная  скорость, V_n, м/мин перемещения первого движителя, как и всего комбайна, может быть выражена в виде  

     ,                                                   (2.11) 

       где ω₁ – частота вращения выходного вала первого привода перемещения, рад/мин.

       Решая систему уравнений (2.4)…(2.11), относительно , получим 

      .                                   (2.12) 

       где ω_с – частота вращения двигателя первого привода перемещения, рад/мин.

       Обозначив

,

       получим

     .                                               (2.13) 

       Из  формулы (2.13) следует, что  К_v – это коэффициент, характеризующий изменение скорости перемещения комбайна относительно своего номинального значения.

       При уменьшении частоты питающей сети (а, следовательно, и  скорости перемещения) в принятом для механизмов перемещения режиме регулирования номинальный и критический моменты двигателя остаются примерно постоянными, а критическое и номинальное скольжение изменяются примерно обратно пропорционально частоте f. Таким образом, при уменьшении скорости перемещения (для частоты сети менее 50 Гц) номинальное скольжение увеличивается обратно пропорционально частоте сети.

             (2.14) 

    В качестве критерия неравномерности распределения  нагрузки используем параметр, именуемый в дальнейшем рассогласованием крутящих моментов в приводах

                                              ,                                      (2.15) 

    где М₁ и М₂ – значения крутящих моментов в приводах механизма перемещения в рассматриваемые моменты времени.

       С учетом распределения нагрузок между  приводами частотно-регулируемого  двухдвижительного механизма перемещения  математическая модель имеет вид:

                   

                         (2.16)

                   

                   

                   

                   i = 1, 2 
 

       2.6 Математическая модель для определения  тягового усилия подачи

       Для определения тягового усилия подачи необходимо составить систему уравнений, в которую входят шесть уравнений статики (2.17), описывающие равновесие корпуса машины под воздействием внешних усилий, и одно дополнительное уравнение (2.18) для разрешения статической неопределимости четырехопорной системы комбайна, которое вытекает из условия неизменности расположения в одной плоскости выбранных точек на скользящих поверхностях опорных лыж комбайна. Расчетная схема представлена на рисунке 2.1.  

 

Рисунок 2.1 – Расчетная схема 

(2.17) 

                          (2.18) 
 

    где:  F_x, F_y, F_z, M_x, M_y, M_z - соответствующие суммарные проекции усилий резания, погрузки и силы тяжести комбайна, а также суммарные моменты этих сил в рассматриваемой прямоугольной системе координат ОХYZ;

      - соответствующие координаты i –ой опоры в прямоугольной системе координат ОХYZ;

     - координаты точек приложения  составляющих опорных реакций  соответственно Т₁ и Т₂;

     - координаты точек приложения сил трения, формирующихся на скользящих поверхностях  лыж соответственно  1-ой и 2-ой опоры, которые в случае прижатия этих опор к рештакам забойного конвейера равны и , а при отрыве опор от рештаков будут меньше, чем и на постоянную величину, определяемую конструкцией обратных захватов этих опор (применительно к комбайну УКД400 -  на 70 мм).

    f – коэффициент трения на поверхностях контакта опорно-направляющих устройств комбайна с рештачным ставом и цевочной рейкой;

    φ₃, φ₄ – углы наклона сил, формирующихся в точках контакта звездочек с цевками, относительно оси ОХ (представляют собой периодические функции угла поворота звездочек).

 

3 Результаты математического моделирования

РАБОЧЕГО  ПРОЦЕССА ПЕРЕМЕЩЕНИЯ  ОЧИСТНОГО КОМБАЙНА УКД400  

      3.1 Перемещение комбайна при номинальных тяговом усилии и скорости

      В процессе вычислительных экспериментов  были воспроизведены режимы перемещения комбайна для исследования влияния основных параметров механизма перемещения на формирование нагрузок в его приводе, а также анализа влияния профиля зубьев в зацеплении движителей на эти величины.

      В качестве базового на первом этапе  принимался режим работы комбайна, при котором двигатель привода перемещения работает с номинальной нагрузкой. Техническая характеристика двигателя привода подачи комбайна УКД400 приведена в таблице 3.1. 

      Таблица 3.1 – Техническая характеристика двигателя привода подачи

           комбайна УКД400

 

      Краткая техническая характеристика комбайна приведена в таблице 3.2

      Таблица 3.2 – Краткая техническая характеристика комбайна

 

    На  рисунке 3.1 представлены графики изменения  приведенного силового радиуса проектируемого и примененного движителей в зависимости от угла поворота колеса φ_к. Характер изменения приведенного кинематического радиуса показан на рисунке 3.2. Угол давления φ в течение периода зацепления зуба звезды с цевкой изменяется так, как показано на рисунке 3.3. 

    Рисунок 3.1 – Изменение приведенного силового радиуса 

    Рисунок 3.2 – Изменение приведенного кинематического  радиуса

    Рисунок 3.3 – Изменение угла давления 

    При отсутствии износа силовой радиус примененного движителя изменяется в пределах от 182,0 до 198,6 мм (диапазон изменения составляет 16,6 мм), кинематический радиус – от 175,2 до 182,8 мм (диапазон изменения составляет 7,3 мм), а угол давления от 5,1º до 8,5º (диапазон изменения составляет 3,2º).

    При отсутствии износа силовой радиус проектируемого движителя с циклоидальным профилем изменяется в пределах от 181,5 до 188,7 мм (диапазон изменения составляет 7,2 мм), кинематический радиус – от 181,5 до 182,5 мм (1,0 мм), а угол давления от 19,9º до минус 5,4º (диапазон изменения составляет 25,3º). При этом наблюдается резкое изменение угла давления в полюсе зацепления колеса с рейкой.

    В проектируемом движителе с циклоидальным  профилем зубьев диапазон изменения силового радиуса в 2,3 раза меньше по сравнению с примененным движителем; диапазон изменения кинематического радиуса - в 7,3 раза меньше по сравнению с примененным движителем.

    Как видно из приведенных графиков, применение циклоидального профиля зубчатых колес позволяет уменьшить диапазон изменения приведенных радиусов, что обеспечивает снижение неравномерности нагрузок привода механизма перемещения. Однако, диапазон изменения угла давления в циклоидальном зацеплении значительно выше. 

       3.2 Результаты математического моделирования распределения нагрузок между приводами частотно-регулируемого двухдвижительного механизма перемещения

       Во  втором разделе была разработана  математическая модель перемещения  очистного комбайна. По полученным зависимостям можно графически представить изменение момента на двигателе привода подачи в процессе его перемещения.

       Результаты  математического моделирования  для номинальных нагрузок приведены  на рисунке 3.4. На графиках видно, при прохождении одним из колес движителя стыка рейки (γ₂ = 4,187 рад) происходит резкое возрастание момента на двигателе одного из приводов перемещения очистного комбайна, с одновременным снижением момента другого привода. В дальнейшем при взаимодействии звезд с разными рейками возникает неравномерность нагрузок в приводах. Нагрузки обоих двигателей изменяются практически в противофазе. Период изменения нагрузок равен времени зацепления зуба колеса с рейкой.  

а) примененный  движитель УКД400  

б) проектируемый  движитель с циклоидальным профилем 

Рисунок 3.4 – Изменение крутящего момента двигателей во время движения

         Как видно из рисунков, рассогласование крутящих моментов в приводах  составит: для примененного движителя УКД400 – 188 Нм, для движителя с циклоидальным профилем зубьев колеса – 26 Нм (при номинальном моменте на двигателе 295 Нм).

       Скорость перемещения комбайна практически постоянна. Изменение скорости перемещения для исследуемых движителей не значительно – 0,05-0,2 м/мин.

      Как показывают результаты моделирования, увеличение скорости перемещения приводит к линейному росту амплитуд крутящих моментов и неравномерности  распределения  нагрузки  между  приводами, характеризующиеся величиной  ΔМ. Это объясняется снижением номинального скольжения и увеличением жесткости механической характеристики двигателя при росте частоты питания