Міністерство освіти і науки України

Криворізький технічний університет

ГРОМАДСЬКИЙ Анатолій Степанович

УДК 622.271.4: 62–752.8

НАУКОВІ МЕТОДИ ІДЕНТИФІКАЦІЇ ПРОЦЕСІВ

КОЛИВАНЬ І ВДОСКОНАЛЕННЯ ВІБРОЗАХИСТУ

ОБЛАДНАННЯ КАР'ЄРНИХ ЕКСКАВАТОРІВ

Спеціальність 05.05.06 - гірничі машини

АВТОРЕФЕРАТ

дисертації на здобуття наукового ступеня

доктора технічних наук

Кривий Ріг – 2006

Дисертацією є рукопис

Робота виконана у Криворізькому технічному університеті Міністерства освіти і науки України.

Науковий консультант:

доктор технічних наук, професор Трегубов Віталій Анатолійович,

Криворізький технічний університет МОН України, завідувач кафедри.

Офіційні опоненти:

доктор технічних наук, професор Франчук Всеволод Петрович,

Національний гірничий університет МОН України, м. Дніпропетровськ

завідувач кафедри “Гірничі машини”;

доктор технічних наук, професор Шевчук Степан Прокопович,

Національний університет “Київський політехнічний інститут”

МОН України, м. Київ, завідувач кафедри “Електромеханічне

обладнання енергоємних виробництв”;

доктор технічних наук, професор Кондрахін Віталій Петрович,

Донецький національний технічний університет, МОН України, м. Донецьк, професор кафедри “Гірничі машини”.

Провідна організація:

Інститут геотехнічної механіки, відділ механіки машин і процесів переробки мінеральної сировини, відділ геодинамічних систем та вібраційних технологій, НАН України, м. Дніпропетровськ

Захист відбудеться “31” жовтня 2006 р. об 11 годин на засіданні спеціалізованої вченої ради Д .052.03 при Криворізькому технічному університеті за адресою: 50002, м. Кривий Ріг, вул. Пушкіна, 37.

З дисертацією можна ознайомитися в бібліотеці Криворізького технічного університету за адресою: 50002, м. Кривий Ріг, вул. Пушкіна, 37.

Автореферат розісланий “28” вересня 2006 р.

Вчений секретар

спеціалізованої вченої ради

к.т.н., доцент Тиханський М.П.

ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Актуальність теми. В умовах формування ринкових відносин першочерговою стає проблема забезпечення конкурентоспроможності продукції гірничорудних підприємств, які вносять істотну частку у ВНП України. При відкритій розробці корисних копалин в Україні широко застосовуються кар'єрні екскаватори, парк яких досягає декількох сотень. Застосування високопродуктивної і надійної техніки є реальним шляхом зниження собівартості продукції кар'єрів.

Під дією інтенсивних вібраційних навантажень, що перевищують граничнодопустимі величини, віброчутливе обладнання часто виходить з ладу, знижується продуктивність екскаваторів унаслідок простоїв (до 750 годин за рік на один екскаватор) на ремонти і заміну цього обладнання, а серед машиністів екскаваторів спостерігаються випадки захворювань вібраційною хворобою. Все це зрештою приводить до значних економічних втрат і негативних соціальних наслідків.

У відомих публікаціях по кар'єрних екскаваторах відсутні дослідження щодо ідентифікації і встановленню закономірностей впливу гірничотехнічних умов, а також параметрів канатної підвіски і кінематики робочого обладнання у формуванні реальних процесів коливань машини. Відсутні дані про вплив характеру і величини вібраційного навантаження на параметри надійності роботи кар'єрних екскаваторів. Методики модулювання, розрахунку та ідентифікації амплітудно-частотних характеристик залежно від типорозміру екскаватора і параметрів підвіски робочого устаткування не розроблені.

Відомі засоби віброзахисту обладнання розроблено без урахування специфічних особливостей вібраційних процесів екскаваторів, які полягають у тому, що спектри вібрації місць установки обладнання за своїми характеристиками виявилися близькими до “білого шуму”. У зв'язку з цим неможливо виключити резонансні явища традиційними системами віброзахисту: вони виявлялися широкосмуговими амплітудно-частотними резонаторами. Все це привело до того, що замість зниження вібрації обладнання екскаваторів в основному відбувалося збільшення його вібраційного навантаження.

Висловлені причини не дозволили до теперішнього часу розробити засоби віброзахисту, що знижують вібраційні навантаження різного обладнання і робочого місця машиніста до діючих нормативів у процесі модернізації існуючих, а також при проектуванні і створенні нових типорозмірів екскаваторів.

Таким чином, встановлення закономірностей формування вібраційних процесів залежно від умов екскаваторного забою, розвиток наукових основ моделювання та ідентифікація спектральних характеристик з урахуванням резонансних явищ головних вузлів машини, вдосконалення методів віброзахисту, підвищення надійності та рівня якості екскаваторів за рахунок зниження вібраційних навантажень обладнання є актуальною науковою проблемою, що відповідає вимогам сучасності.

Зв'язок з науковими програмами, планами, темами. Дослідження, виконані в дисертації, пов'язані з планами НДР КТУ, які виконувалися за Цільовими науково-технічними програмами ОЦ.009 і НТП.005.01 за ухвалами Державного комітету з науки і техніки, що підтверджує актуальність і масштабність робіт, що проводяться (номери державної реєстрації 01830005071, 01840048954, 01860077824), в яких автор дисертації брав участь як науковий керівник і виконавець основних розділів, є базовими при підготовці і поданні дисертації.

Мета і завдання дослідження полягають у підвищенні ефективності роботи кар'єрних екскаваторів шляхом зниження вібраційних навантажень на основі моделювання та ідентифікації спектральних характеристик машини, вибору раціональних параметрів робочого устаткування, а також вдосконалення методів інфразвукової вібраційної ізоляції віброчутливого обладнання.

Об'єкт досліджень: кар'єрний екскаватор та елементи його обладнання, які підлягають дії випадкової вібрації та імпульсно-ударних прискорень.

Предметом досліджень є вібраційні процеси коливань кар'єрного екскаватора з урахуванням впливу гірничотехнічних факторів зовнішнього середовища.

Методи досліджень. У роботі використано комплекс методів наукових досліджень, включаючи огляд стану питання за літературними джерелами; теоретичні дослідження із застосуванням засобів обчислювальної техніки; експериментальні дослідження з використанням сучасної прецизійної вібровимірювальної апаратури, статистичного аналізу експериментальних даних; техніко-економічні розрахунки.

Ідея роботи. Вдосконалення методів віброзахисту обладнання екскаваторів шляхом розробки відсутніх раніше методів ідентифікації процесів коливань для реальних умов взаємодії робочого органу із забоєм, розрахунок спектральних характеристик машини з вибором раціональних параметрів резонансних коливань робочого устаткування, наукове обґрунтування структури і параметрів спеціальних віброізоляторів, здатних ефективно гасити вібраційні навантаження кар'єрних екскаваторів.

Задачі дослідження:

- розробити методику аналізу випадкового процесу коливань екскаватора, яка забезпечує частотно-енергетичну деталізацію і статистичну достовірність одержаних даних;

- проаналізувати основні джерела вібраційних навантажень, уточнити частотні діапазони та інтенсивність енергетичної дії на віброчутливе обладнання;

- встановити закономірності впливу гірничотехнічних параметрів екскаваторного забою на спектральний розподіл потужності випадкової вібрації машини, а також оцінити величини вібрації на відповідність діючим нормативам для обладнання і робочого місця машиніста;

- встановити залежності впливу вібрації на основні параметри експлуатаційної надійності: напрацювання на відмову, параметр інтенсивності потоку відмов, імовірність безвідмовної роботи;

- розробити математичну і динамічну моделі коливань екскаватора, і на основі чисельних експериментів вивчити вплив параметрів робочого устаткування на вібраційну характеристику машини, експериментально перевірити адекватність моделі та ідентифікацію спектра інфразвукових коливань основних вузлів;

- розробити прикладні методи ідентифікації спектральних характеристик різних типорозмірів екскаваторів і зниження вібраційних навантажень машини шляхом вибору раціональних параметрів канатної підвіски і резонансних коливань робочого устаткування;

- обґрунтувати якісні характеристики пружнодемпфуючих елементів і їх структурну схему, розробити методику розрахунку віброізоляторів, які забезпечують підвищення ефективності і вдосконалення віброзахисту облад-нання кар'єрних екскаваторів.

Наукова новизна одержаних результатів

Наукові положення, що захищаються:

1. Основна енергія вібраційного процесу, його спектральний склад при роботі екскаватора в скельних вибоях із середньозваженими діаметрами грудкуватості 100?dср ?1200 мм і коефіцієнтами розпушування породи 1,05?kр ?1,6 формуються імпульсно-ударними взаємодіями “ківш-порода”, при яких кількість ударних імпульсів, їх величина за вібраційним прискоренням та інтегральна спектральна функція вібраційного процесу тісно корельовані між собою; лінійно зростають зі збільшенням грудкуватості та експоненціально зменшуються зі збільшенням коефіцієнта розпушування породи.

2. Інтегральна спектральна функція випадкового процесу коливань кар'єрного екскаватора є комплексною характеристикою надійності роботи обладнання і його сумарного вібраційного навантаження, зменшення якої за рахунок застосування віброзахисту або поліпшення якості підготовки екскаваторного вибою збільшує напрацювання на відмову віброчутливого обладнання прямо пропорційно кореню квадратному з величини зниження цього навантаження.

3. Спектр інфразвукових вузькосмугових резонансних коливань поворотної платформи екскаватора формується співвідношенням інерційних параметрів основних мас машини і робочого устаткування на пружно демпфуючих зв'язках канатної підвіски цього устаткування і підошви екскаваторного забою під дією зусиль реакції зовнішнього середовища екскаваторного забою: загальної маси всієї машини в діапазоні частот 1ч2,5 Гц, моментом інерції і маси рукояті з ковшем в діапазоні 3ч4 і 5ч7 Гц відповідно, моментом інерції верхньої секції стріли в діапазоні 10ч12 Гц.

4. Вібраційний захист обладнання кар'єрних екскаваторів у 2ч10 разів досягається: вибором раціональних параметрів підвіски робочого устаткування і загальним зниженням резонансних коливань основних вузлів машини; спектральною відбудовою від цих коливань і обмеженням вібраційної передачі ?3,0 на власних частотах спеціальних нелінійних вібраційних ізоляторів анізотропної структури; комплексним застосуванням розроблених методів, збільшуючи в 1,5ч3 рази напрацювання на відмову об'єктів віброзахисту.

Новизна результатів.

1. Вперше встановлено закономірності розподілу спектральної густини потужності випадкової вібрації, що впливає на віброчутливе обладнання екскаватора у частотному діапазоні 0,2 – (140ч160) Гц максимальних вібраційних навантажень, інтенсивність якої охоплює динамічний діапазон (0,05ё5,0)М10-3 м2/(с4МГц) з широкосмуговими тональними підйомами резонансних явищ конструктивних елементів устаткування і рівнями енергії поздовжньо і вертикально поворотній платформі на 10-20 дБ або в 3-10 разів вище, ніж поперек платформі.

2. Одержали подальший розвиток дослідження джерел віброзбудження і статистичних параметрів вібрації екскаватора. Уточнено, що основна частка енергії вібраційних навантажень устаткування визначається ударно-імпульсною взаємодією ковша з породою. Експериментально доведено, що випадковий вібраційний процес коливань екскаватора, що працює в скельних вибоях без фракцій негабаритів, володіє властивостями стаціонарності з відносною довірчою імовірністю 0,8 і відносним довірчим інтервалом ± ,105, якщо в тимчасовій реалізації процесу присутні дві і більше операції черпання породи, при цьому кратність повторення повних циклів вантаження екскаватором не обов'язкова.

3. Вперше встановлено закономірності впливу гірничотехнічних умов роботи екскаватора (коефіцієнта розпушування і грудкуватості породи) на енергетику вібрації: зі збільшенням грудкуватості інтегральна спектральна функція вібраційного процесу лінійно зростає, а зі зменшенням коефіцієнта розпушування – зростає експоненціально.

4. Вперше встановлено залежності між інтегральною спектральною функцією вібраційного процесу, які характеризують сумарне вібраційне навантаження, і параметрами надійності роботи обладнання екскаватора: напрацювання на відмову і параметр інтенсивності потоку відмов, відповідно, прямо та обернено пропорційні кореню квадратному з величини зміни вібраційного навантаження.

5. Вперше виконано математичне моделювання інфразвукового спектра вібрації екскаватора на основі моделі з п'ятьма ступенями свободи, що враховує пружнодемпфуючі властивості канатної підвіски робочого устаткування і підошви екскаваторного забою. Це є теоретичною основою ідентифікації інфразвукових коливань основних вузлів машини і дозволяє прогнозувати вузькосмугові резонансні коливання поворотної платформи екскаватора в смугах частот Дѓ - 1ч2,5 Гц, 3ч4 Гц, 5ч7 Гц і 10ч12 Гц, піки яких “плавають” у межах кожної смуги ±30% від ѓср залежно від типорозміру машини і його робочого устаткування.

6. Вперше встановлено закономірності впливу параметрів робочого устаткування на формування спектрів власних коливань його елементів. Встановлено, що впродовж циклу заповнення ковша власні частоти кутових коливань рукояті плавно зменшуються на 25-30% від максимальної частоти початкового положення рукояті. При цьому власні частоти поздовжніх коливань рукояті і кутових коливань верхньої секції стріли відхиляються ±4% від середніх величин для кожного типорозміру екскаватора. Розроблено методику розрахунку і зниження вібраційного навантаження обладнання машини в процесі модернізації і проектування нових типорозмірів екскаваторів на основі ідентифікації спектрів інфразвукових коливань і вибору раціональних параметрів робочого устаткування.

7. Обґрунтовано анізотропну структуру спеціальних вібраційних ізоляторів обладнання кар'єрних екскаваторів. Вперше встановлено залежності параметрів дисипативних властивостей від кількості і типу кордових прошарків (підвищений коефіцієнт втрат н = 0,25ч0,45) і нелінійну пружно оновлюючу силу, пропорційну амплітуді вібраційного навантаження в ступені мінус 0,2. Вдосконалена теорія коливань слабо нелінійної системи шляхом обліку підвищеної дисипації анізотропних вібраційних ізоляторів, плавної зміни кутів фазового зрушення (об'єкт – основа) від 15 до 150 в діапазоні частот резонансного піку і висновком аналітичної функції абсолютного коефіцієнта вібропередачі.

Обґрунтованість і достовірність наукових положень, висновків, рекомендацій підтверджуються: аналітичними й експериментальними дослідженнями, проведеними на ЕОМ модулюванням, на діючих дослідних зразках у лабораторних і промислових умовах; багаторазовим дублюванням основних експериментів, усередненням експериментальних даних, використанням теорії імовірності й математичної статистики; зіставленням розрахункових значень з експериментальними даними, розбіжність між якими не перевищує 10% з довірчою імовірністю 0,8.

Практичне значення одержаних результатів полягає:

1. У обґрунтуванні параметрів випадкової вібрації екскаватора, забезпечуючи статистичну достовірність дослідних даних і частотну деталізацію спектрів вібрації машини, у розробці методик, алгоритмів і програмного забезпечення до обробки параметрів випадкової вібрації екскаватора.

2. У розробці методики ідентифікації спектральних характеристик екскаваторів, вибору раціональних параметрів резонансних коливань робочого устаткування і систем віброзахисту, використаних ВО “Іжорський завод” (Росія) і АТ НКМЗ (Україна) у процесі модернізації існуючих і створенні нових типорозмірів екскаваторів (Акти впровадження 1991 р., 2006 р.).

3. В обґрунтуванні напряму і створенні нелінійних анізотропних структур гумовокордових віброізоляторів кільцевих (КРКВ) і с-подібних (СРКВ), забезпечуючи зниження вібраційних навантажень обладнання в 3-10 разів і робочого місця машиніста нижче санітарних норм, у використанні ВО “Іжорський завод” (Росія), МНПО “Віброімпульс” (Україна) і АТ НКМЗ (Україна) в процесі модернізації існуючих і створенні нових типорозмірів екскаваторів (Акти випробування 1984 р., 1990 р., 1992 р. і впровадження 1986 р., 1991 р., 2001 р., 2006 р.).

4. У реалізації розроблених методів ідентифікації процесів коливань і вдосконалення віброзахисту обладнання при промисловому виробництві екскаваторів ЕКГ-8І, ЕКГ-10, ЕКГ-15, ЕКГ-20 на ПО “Іжорськиий завод” (м. Санкт-Петербург, Росія) де випущено більше 650 шт. екскаваторів. Методи вдосконалення віброізоляції робочого місця машиніста впроваджені при створенні і дослідному виробництві віброзахисних крісел-пультів ВК-1, ВК-2, ВК-3, ВК-4 на Північному, Південному, Інгулецькому гірничо-збагачувальних комбінатах Міжгалузевим науково-виробничим об'єднанням “Віброімпульс”, м. Кривий Ріг (Акти впровадження 1986 р., 1991 р., 2006 р.).

Особистий внесок здобувача. Автором самостійно сформульовано ідею, мету, задачі досліджень і наукові положення дисертації. Всі результати досліджень, подані у роботі, і зміст дисертації викладено особисто. Основні результати досліджень і наукові положення опубліковані без співавторів у фахових наукових виданнях, затверджених ВАК України. У сумісних із співавторами конструкторських розробках пристроїв віброзахисту обладнання, опублікованих у відкритому друці і захищених авторськими свідоцтвами і патентами, претендент обґрунтував і запропонував нові структури вібраційних ізоляторів, обґрунтував їх параметри з урахуванням особливостей вібраційних процесів екскаваторів, брав особисту участь у випробуваннях, доведенні та впровадженні розробок.

Апробація результатів роботи. Результати досліджень, подані в дисертації, викладено на науково-технічній конференції секції гірничих машин Криворізького гірничорудного інституту в м. Кривий Ріг (1982 р.); на 2-й науково-технічній конференції “Підвищення надійності і довговічності машин і споруд” Академії наук України і Міжвідомчої республіканської ради з підвищення надійності і довговічності машин і споруд в м. Дніпропетровськ (1985 р.); на технічній раді комбінату НКЗГК у м. Кривий Ріг (1988 р.); на технічній раді ВГК гірничорудного устаткування АТ НКМЗ у м. Краматорськ (2004 р.); на міжнародній науково-технічній конференції “Проблеми механіки гірничо-металургійного комплексу” у м. Дніпропетровськ (2002 р.); на IV і V міжнародних науково-технічних конференціях “Вібрації в техніці і технологіях” у м. Вінниця (2002 р. і 2004 р.); на Міжнародній науково-технічній конференції “Гірнича механіка і автоматика” в м. Донецьк (2003 р.); на Міжнародній науково-практичній конференції “Перспективи розвитку гірничо-металургійного комплексу” у м. Краматорськ (2004 р.); на Міжнародних науково-технічних конференціях “Сталий розвиток гірничо-металургійної промисловості” у м. Кривий Ріг (2004 р. і 2005 р.); на кафедрі електромеханічного обладнання енергоємних виробництв Національного університету “Політехнічний інститут” у м. Київ (2004 р.); на розширеному засіданні кафедри гірничих машин Національного гірничого університету у м. Дніпропетровськ (2005 р.); на розширеному засіданні кафедри гірничих машин ДонНТУ у м. Донецьк (2006 р.).

Публікації. Основні результати роботи опубліковані у 50 друкованих роботах (у тому числі 22 – у фахових наукових виданнях, із них 19 без співавторів), зокрема: 5 – в науково-технічних журналах; 14 – в науково-технічних збірках Вузів України; 3 – в регіональних міжвузівських збірниках наукових робіт; 5 – у Збірнику інформаційних повідомлень ІГС Комітету РФ по металургії; 2 – в Інформаційних листках про науково-технічні досягнення УкрНДІНТІ; 5 - авторських свідоцтв на винахід і 3 - патенти; 5 – депоновані статті в ГНТБ України; 8 – в доповідях, матеріалах і працях галузевих, республіканських і міжнародних конференцій.

Структура і об'єм роботи. Дисертація містить: вступ, 8 розділів основної частини, висновки, список використаних джерел із 179 найменувань, до-датки. Всього 423 сторінки, із них основного тексту – 251 сторінка, 108 рисун-ків, 27 таблиць, 17 додатків.

ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ

У першому розділі виконано аналіз і висвітлено стан проблеми. Показано, що найбільш поглиблене вивчення вібрації та її основних джерел на кар'єрних екскаваторах із відомих публікацій було зроблено проф. В.А.Трегубовим у КГРІ, а з погляду гігієнічної оцінки досвід боротьби зі шкідливою дією шуму і вібрації на машиніста кар'єрних екскаваторів частково узагальнений Р.В.Борисенковою в 1975-1985 рр.

Значний внесок у розробку сучасних методів і засобів дослідження динаміки гірничих вібраційних машин і комплексів було зроблено в ІГТМ АН України і НГУ академіком В.М.Потураєвим, В.П.Франчуком, В.П.Надутим та іншими, динаміки екскаваторів – в УкрНІІПроєкті під керівництвом Ю.І.Белякова, а також у Московському, Свердловському і Дніпропетровському гірничих інститутах, ІГС ім.Скочинського і ВНДІелектропривод та інших під керівництвом Г.І.Солода, В.І.Солода, П.І.Коха, Р.Ю.Подерні, О.О.Дьоміна, М.Г.Домбровського, Д.П.Волкова, В.О.Голубєва й інших. Передумови формування високочастотних власних коливань поворотної платформи екскаватора, представленої у вигляді пружно демпфуючої плити, як системи з розподіленими параметрами, розроблені в КПІ під керівництвом проф. С.П.Шевчука.

Значне теоретичне і прикладне значення для створення віброізоляторів з гуми, здатних працювати в екстремальних умовах на гірничих машинах мають роботи, виконані в інституті ІГТМ НАН України В.Н.Потураєвим, В.І.Дирдою, В.Г.Карнауховим, В.П.Надутим, І.І.Крушем. Роботи Е.Е.Лавендела по розрахунках технічних виробів з гуми, а також роботи щодо визначення, вибору і оптимізації демпфування коливань еластичних матеріалів, виконані в Інституті проблем міцності НАН України Г.С.Пісаренком, В.В.Матвєєвим, А.П.Яковлєвим та іншими. Роботи щодо теоретичних основ віброізоляції, що мають істотну цінність для дослідників, опубліковані Я.Г.Пановком, В.Л.Бідерманом, М.З.Коловським, В.С.Ільїнським.

Обґрунтування підвищення ефективності кар'єрних екскаваторів шляхом поліпшення параметрів надійності як інструмента підтвердження ефективності віброзахисту обладнання виконано з використанням досвіду багатьох теоретичних і прикладних досліджень параметрів надійності гірничих машин та їх елементів В.І.Бикова, Б.В.Гнеденка, В.М.Гетопанова, В.Г.Гу-ляєва, Л.І.Кантовича, М.Г.Гаркавого, М.В.Кияновського, В.М.Кравченка, Ю.Д.Красникова, В.І.Кузнецова, В.М.Морозова, В.М.Потураєва, В.П.Наду-того, Г.С.Рахутіна, Ю.С.Рудя, В.І.Русихіна, В.Я.Седуша, А.К.Семенченка, В.І.Солода, М.І.Сокура, В.К.Цапка, І.Л.Шпільберга, О.Д.Учителя та інших.

У першому розділі також виконано аналіз раніше створених засобів віброізоляції обладнання, моделювання динамічних навантажень і коливальних систем кар'єрних екскаваторів. На підставі аналізу опублікованих робіт у області дослідження вібрації і створення засобів віброзахисту обґрунтовано актуальність і сформульовано суть наукової проблеми, а також поставлено мету і задачі досліджень.

У другому розділі наведено дослідження параметрів джерел віброзбудження і коливань обладнання екскаваторів. У результаті виконаних досліджень статистичних параметрів випадкового процесу з використанням сучасних методів цифрового аналізу вібраційного процесу та розроблених алгоритмів і програм, статистичної обробки експериментальних даних одержано основні статистичні характеристики випадкової вібрації кар'єрного екскаватора: кореляційна функція, спектральна густина потужності, інтегральна спектральна функція процесу. Визначено параметри статистичної надійності випадкової вібрації машини, одержані в експериментах, вибрано мінімальну тривалість реалізації, що забезпечує необхідну точність (табл. 1).

Таблиця 1

Параметри статистичної надійності параметрів вібраційного

процесу екскаватора ЕКГ-8І залежно від тривалості реалізації Т

№ | Найменування параметрів | Тривалість реалізації Т, с

15 | 30 | 45 | 60

1 | Число точок числового масиву, N | 6000 | 12000 | 18000 | 24000

2 | Крок квантування, с | 0,0025 | 0,0025 | 0,0025 | 0,0025

3 | Ширина смуги аналізу Дfе, Гц | 5 | 5 | 5 | 5

4 | Кореляційне зрушення фm, с | 0,25 | 0,25 | 0,25 | 0,25

5 | Число ступенів свободи, х | 150 | 300 | 450 | 600

6 | Дисперсія помилки, D0 (х 10-3) | 13,333 | 6,666 | 4,444 | 3,333

7 | Середньоквадратичне відхилення, уD | 0,116 | 0,082 | 0,067 | 0,058

8 | Довірча імовірність, б | 0,8 | 0,8 | 0,8 | 0,8

9 | Відносний довірчий інтервал ± о

(%) | 0,148

(15) | 0,105

(10,5) | 0,085

(8,5) | 0,07

(7)

На основі аналізу одержаних спектральних характеристик та інтегральної функції потужності процесу коливань екскаватора, а також даних табл. зроблено такі висновки:

а) одна з основних умов, що характеризує стаціонарність випадкової вібрації екскаватора – постійність головних статистичних параметрів кореляційної функції, спектральної густини потужності та інтегральної спектральної функції, виконується для реалізацій процесу тривалістю Т і30с при відносному довірчому інтервалі о ? 10 ± 0,5%;

б) умова стаціонарності, сформульована у п. (а) у прив'язці до операцій робочого циклу завантаження породи екскаватором, виконується за умови присутності у вибраній реалізації процесу вібрації машини дві і більш операції черпання на ділянках забою без фракцій негабаритів;

в) кратність повних циклів завантаження, що включають усі операції процесу роботи екскаватора, зокрема повороту машини і розвантаження ковша, для виконання умови стаціонарності не обов'язкова;

г) частотна деталізація розподілу спектральної густини вібраційного прискорення поворотної платформи екскаватора повною мірою забезпечується при ефективній ширині смуги аналізу 2,5 Гц ? Dfе ? 5 Гц з відносним довірчим інтервалом о ? 10 ± 0,5%.

Уперше проведено вузькосмуговий спектральний аналіз коливань екскаватора під дією різних джерел вібрації прецизійним аналізатором у реальному часі. Одержані дані дозволили виявити, що в діапазоні максимальних коливань суцільний спектр коливань екскаватора в основному визначається роботою механізму підйому, що долає сили взаємодії породи і ковша. Це – головне джерело. Решта джерел вібрації екскаватора на 5-20 дБ менш інтенсивні, ніж взаємодія ковша і породи при черпанні.

Уточнено частотний діапазон максимальних рівнів і енергії коливань поворотної платформи екскаватора – від 0,2 до 150-160 Гц.

У результаті проведених досліджень визначено інтенсивність, а також частотний склад вібраційних навантажень електрообладнання екскаватора. Найчастіше виходять з ладу під дією вібрації на кар'єрних екскаваторах елементи шаф управління машиною (реле, пускачі, блокування, контакти автоматів-вимикачів, електронні схеми), силовий трансформатор, освітлювачі кузова і прожектори.

За наслідками дослідження коливань віброчутливого обладнання екскаватора і робочого місця машиніста встановлено, що:

- інтенсивність вібраційного навантаження коливань, яке передається всім дослідженим об'єктам (спектральна густина потужності вібрації) по трьох осях (х - поздовжньо поворотній платформі, у – поперечно платформі, z – вертикальна) розподілена в діапазоні вібраційних навантажень (0,05ч5,0)Ч10-3 м2/(с4.Гц);

- рівень вібраційного навантаження по осях х і z на 10-20 дБ або в 3-10 разів вищий, ніж по осі у, що добре узгоджується з результатами наших досліджень джерел про головні сили віброзбудження, які діють у вертикальній площині переміщення робочого устаткування машини і поздовжньо поворотній платформі;

- інтенсивність і частотний склад вібрації сидіння крісла машиніста перевищує гранично допустимі величини: по осі x – в октавних смугах 4 Гц і 8 Гц на 4 і 6 дБ або в 1,8 і 2 рази відповідно, по осі у – в октавній смузі 8 Гц на 6 дБ або в 2 рази, по осі z – на 1 дБ або 1,1 разу;

- вібрація командоапаратів екскаваторів перевищує гранично допустимі рівні на 2 дБ або в 1,25 разу в октавній смузі 16 Гц.

Оцінка ефективності раніше створених для кар'єрних екскаваторів засобів віброізоляції дозволила встановити, що відомі пристрої для віброчутливого обладнання і робочого місця машиніста, вживані на цих машинах, не забезпечують необхідного зниження вібрації. Ці системи є широкосмуговими амплітудно-частотними резонаторами, що не знижують, а збільшують вібраційні навантаження обладнання екскаватора і робочого місця машиніста в 1,4-6 разів!

У третьому розділі наведено результати досліджень вібрації екскаваторів залежно від гірничотехнічних умов експлуатації. У результаті досліджень і аналізу вібраційного процесу встановлено, що імпульси вібраційного прискорення ударного (пікового) характеру присутні в тимчасовій характеристиці процесу коливань тільки при виконанні екскаватором операції черпання. В процесі контактів зубів ковша з шматками породи генерується ударно імпульсна силова дія, яка у вигляді хвильових полів через рукоять і стрілу розповсюджується на поворотну платформу та обладнання екскаватора. Загальну оцінку імпульсів віброударного характеру наведено на рис. . За формою одержаних графіків видно, що із збільшенням грудкуватості гірської маси забою (при постійному коефіцієнті розпушування) частота повторень n і максимальні прискорення W імпульсів зростають лінійно. Зі збільшенням коефіцієнта розпушування (при постійній грудкуватості породи) залежність зменшення даних параметрів наближена до експоненти.

Зміна енергії вібраційного процесу екскаватора залежно від параметрів копаної гірничої породи добре ілюструється зміною інтегральної спектральної функції прискорення I(Df) (рис. ), яка характеризує сумарну потужність процесу коливань для даного випадку в частотному діапазоні максимальних вібраційних навантажень до 160 Гц.

На підставі аналізу характеру експериментальних даних, наведених на рис. і рис. , зроблено висновок, що залежності зміни кількості n і величини W ударних імпульсів та інтегральної спектральної функції I(Df) за різних гірничотехнічних умов кореляційно пов'язані між собою. В обох випадках зі збільшенням грудкуватості залежності f(n) і f(W), а також інтегральна спектральна функція процесу зростають лінійно, а при збільшенні коефіцієнта розпушування зменшення даних функцій відбувається по кривих, близьких до експонент.

Рис. 1. Імпульси вібраційного прискорення платформи екскаватора ЕКГ-8І залежно від гірничотехнічних параметрів забою kр і dср

Рис. . Інтегральна спектральна функція вібраційного прискорення платформи екскаватора ЕКГ-8І залежно від параметрів забою kр і dср: ----- розрахункова; ––– експериментальна

Такий кореляційний зв'язок дозволив зробити висновок, що сумарна потужність процесу коливань і його спектральний зміст у кар'єрних екскаваторів при роботі у вибоях з dср>100 мм формуються в основному за рахунок імпульсно-ударних навантажень взаємодії ковша з породою.

Це, по-перше, підтверджує висновки, зроблені при дослідженні джерел вібрації екскаватора, а по-друге, наявність імпульсно-ударних складових у вібраційному процесі – основна причина перевищення допустимих величин верхньої межі нормованих частот і максимальних прискорень за ГОСТ 17516-72. Оскільки ГОСТ 17516-72 не допускає ударні дії на електротехнічні вироби, то це дозволяє також зробити висновок про те, що виходи з ладу віброчутливого обладнання екскаваторів визначаються в основному імпульсно-ударними динамічними впливами.

У результаті обробки експериментальних даних одержано емпіричний вираз інтегральної спектральної функції вібраційного прискорення поворотної платформи екскаватора для частотного діапазону Df максимальних вібраційних навантажень від 1,4 до 150ч160 Гц залежно від грудкуватості і коефіцієнта розпушування гірської маси:

,(м2/с4), (1)

де Lx = 14,7; Ly = 8,4; Lz = 18,5; Mx = 0,00147; My = 0,001; Mz = 0,00157; Nx = 0,015; Ny = 0,005; Nz = 0,012 – емпіричні коефіцієнти. Діапазон гірничотехнічних параметрів:100 Ј dср Ј1200 мм; 1,05 Ј kр Ј1,6. Порівняння розрахунку та експерименту показане на рис. .

Таким чином, вперше встановлено залежності впливу гірничотехнічних умов роботи екскаватора на енергетику вібраційного процесу коливань. При цьому встановлено, що основна енергія вібраційного процесу і його спектральний зміст при роботі екскаватора в скельних забоях із середньозваженими діаметрами грудкуватості 100 Ј dср Ј1200 і коефіцієнтами розпушування породи 1,05 Ј kр Ј1,6 формуються імпульсно-ударними взаємодіями “ківш-порода”, при яких кількість ударних імпульсів, їх величина щодо вібраційного прискорення та інтегральна спектральна функція вібраційного процесу тісно корельовані між собою. Вони лінійно зростають зі збільшенням грудкуватості і зменшуються за експонентою зі збільшенням коефіцієнта розпушування породи.

Крім того, виконана оцінка інтенсивності вібраційних навантажень на відповідність діючим нормативам дозволила встановити, що максимальні вібраційні прискорення, що діють на обладнання, перевищують гранично допустимі значення в 1,4 раза, а верхня межа частот вібрацій, що впливають на обладнання, – в 3,5-7 разів перевищує максимально допустиму величину – 35 Гц, що регламентується ГОСТ 17516-72. За даним стандартом ударні дії на електротехнічні вироби не допускаються.

У четвертому розділі виконано дослідження впливу рівня вібраційного навантаження на основні показники надійності роботи віброчутливого обладнання екскаваторів. Встановлено, що із зростанням значення інтегральної спектральної функції вібраційного процесу I(Дf) показники експлуатаційної надійності об'єктів досліджень істотно погіршуються.

На рис. 3 показано закономірності напрацювань на відмову Т і параметра потоку відмов л основного віброчутливого електрообладнання екскаваторів.

Рис. 3. Закономірності параметрів Т і л надійності роботи електрообладнання екскаватора ЕКГ-8І залежно від інтегральної спектральної функції вібраційного прискорення I(Дf), м2/с4: 1– освітлювачі кузова; 2– прожектори; 3 – магнітна станція керування

У результаті обробки експериментальних даних встановлено залежність між зміною інтегральної спектральної функції вібраційного процесу I(Дf) і напрацюванням на відмову Т віброчутливого обладнання:

, (2)

де Т1 і Т2 – напрацювання на відмову, відповідно, до і після зміни вібраційного навантаження; I1(Дf) і I2(Дf) – значення інтегральної спектральної функції вібраційного процесу в діапазоні частот 1,4 Гц Ј Df Ј160 Гц. З формули (2) видно, що напрацювання на відмову пропорційне відношенню інтегральних спектральних функцій I1(Дf)/I2(Дf) в ступені 0,5 або тотожно прямо пропорційне кореню квадратному з величини зміни сумарного вібраційного навантаження.

При цьому параметр потоку відмов л2 дорівнює частці від ділення первинного значення параметра л1 на корінь квадратний з відношення інтегральних спектральних функцій

(3)

Залежності (2), (3) дозволяють прогнозувати поліпшення параметрів надійності роботи устаткування екскаватора, для якого розробляється віброізоляція.

Про істотний вплив величини сумарного вібраційного навантаження на імовірність безвідмовної роботи віброчутливого обладнання свідчать також криві (рис.4), які майже еквідистантно зсовуються вниз пропорційно збільшенню I(Дf).

Рис. . Зміна імовірності безвідмовної роботи P(t) залежно від інтегральної спектральної функції вібраційного прискорення I(Дf): 1,2,3,4–магнітної станції керування; 5,6,7,8–освітлювачів екскаватора ЕКГ-8І

У п'ятому розділі розроблено теоретичні основи моделювання (ідентифікації) спектрів коливань одноківшового кар'єрного екскаватора. Однією з передумов до теоретичного моделювання коливань екскаватора і вибору математичного апарату є те, що ця машина складається з ряду великих, з’єднаних між собою, взаєморухомих і нерухомих вузлів: поворотної платформи, на якій розміщено двоногу стійку стріли, кузов, силові та перетворювальні агрегати, електричні шафи керування екскаватором тощо. Верхня секція стріли і рукоять з ковшем з’єднані зі стрілою і барабанами механізмів підйому і натиску ковша сталевими канатами, що є пружнодемпфуючими зв'язками розтягування-стиснення. При роботі екскаватора залежно від технологічної операції робочого циклу машини реверсивні приводи окремо або одночасно приводять у рух рукоять з ковшем, який за траєкторією, близькою до логарифмічної спіралі, рухається щодо поворотної платформи екскаватора. На підставі того, що поздовжня і вертикальна вібрація екскаватора до 10 разів інтенсивніша від поперечної, для моделювання коливань прийнято площину максимальної вібрації екскаватора по осях x і z подовжньо і вертикально поворотній платформі. У результаті прийнято динамічну модель екскаватора з п'ятьма ступенями свободи (рис. ).

Рис. . Динамічна модель кар'єрного екскаватора

При описі коливального руху механічної системи окремих вузлів екскаватора, сполучених пружнодемпфуючими зв'язками з N ступенями свободи, слід ввести N коливальних координат Si, що характеризують зсув частин системи з положення рівноваги і перетворюються в нуль для рівноваги конфігурації.

Як коливальні координати вибрано зміни величин, що характеризують відносне розташування окремих частин механічної системи: зміна довжини зв'язків і кутів між зв'язками, зміна відстаней між незв'язаними частинами системи. Такі відносні координати одержали назву природних або внутрішніх координат, у якості яких прийнято x1, x2, x3, x4, x5, що відповідають деформаціям умовних пружин з коефіцієнтами жорсткості k1, k2, k3, k4, k5 (канатів підвіски стріли, рукояті, а також гірської породи, на яку спирається екскаватор), рис. . При цьому координати х1, х4, х5 відповідають поступальній ході, а координати х2, х3 – обертальним рухам елементів моделі. На підставі робіт Панкратова до схеми не входять зазори у відмінюваннях окремих вузлів, розрахунок ведеться, виходячи із нульових початкових умов. Враховуючи також значну площу опори гусениць, кутові коливання поворотної платформи не вводяться в модель.

Рівняння руху для прийнятої моделі в матричній формі мають вигляд:

, (4)

де mij - матриця інерційних коефіцієнтів (мас і моментів інерції), Rij - матриця Релея, що визначає тертя в системі (розсіяння енергії коливань у пружнодемпфуючих зв'язках), kij - матриця силових коефіцієнтів (жорсткості канатної підвіски робочого обладнання і породи екскаваторного забою), Fi(t) – сила взаємодії ковша і породи екскаваторного забою приймається за експериментальними даними з осцилограм.

Рішення системи рівнянь (4) виконане методом комплексних амплітуд.

Для подання матриці інерційних коефіцієнтів mij запишемо вираз кінетичної енергії системи прийнятої моделі екскаватора, де J1 і J3 – центральні моменти інерції рукояті і стріли:

, (5)

тобто матриця є діагональною. Увівши позначення і , матриця інерційних коефіцієнтів набуде вигляду (табл. ).

Таблиця 2.

Матриця інерційних коефіцієнтів

mij = | m1 | 0 | 0 | 0 | 0

0 | 0 | 0 | 0

0 | 0 | 0 | 0

0 | 0 | 0 | М | 0

0 | 0 | 0 | 0 | М

У процесі операції черпання і розвантаження ковша кути б, в, г, к і довжина каната підйому постійно змінюються, тому параметри силових коефіцієнтів (жорсткості) взаємодії між елементами моделі також не постійні. У зв'язку з цим для теоретичних досліджень коливань елементів моделі встановлено закономірності зміни силових коефіцієнтів залежно від параметрів розташування і завантаження робочого устаткування. У результаті аналітичних викладень виведено залежності для обчислення силових коефіцієнтів - kij. При цьому враховано, що центр маси рукояті (точка Р) зміщено до точки С за рахунок мас ковша і породи, а маса канатних блоків зміщує центр маси верхньої секції стріли (точка Q) до точки В. У загальному вигляді розрахунок силових коефіцієнтів записується такими формулами:

, де U – потенціальна енергія. Оскільки, то , причому …

Таким чином: (6)

(7)

(8)

, (9)

, (10)

, (11) (12) (13)

Таблиця 3.

Подання матриці силових коефіцієнтів

kij= | k k 11= ...(6) | k12= ...(7) | k13= ...(11) | 0 | 0

k k 12 = ...(7) | k22= ...(8) | k23= ...(12) | 0 | 0

k k 13= …(11) | k23= …(12) | k33= ...(13) | 0 | 0

0 | 0 | 0 | k44=k4 = …(9) | 0

0 | 0 | 0 | 0 | k55=k5 = …(10)

Наприкінці п'ятого розділу виконано розробку алгоритмів і програмного забезпечення для розрахунку на ЕОМ коливань екскаватора. Здійснено апробацію, робоче налагодження та удосконалення розробленої програми QUART, яка разом з визначенням частот і форм власних коливань виконує Фур’є-розкладання тимчасового ряду сил взаємодії ківш-порода і розрахунок амплітудно-частотних характеристик основних вузлів екскаватора. Програма QUART є універсальною в тому значенні, що після завдання матриць силових та інерційних коефіцієнтів, а також матриці Релея, що характеризує розсіяння енергії коливань в елементах моделі, можуть бути розраховані характеристики вільних і вимушених коливань теоретично будь-якої механічної системи.

У шостому розділі виконано дослідження впливу параметрів робочого устаткування на спектр коливань вузлів екскаватора, ідентифікація спектральних характеристик вібрації поворотної платформи, розроблено методику розрахунку і зниження вібраційних навантажень машини вибором раціональних параметрів робочого устаткування.

У зв'язку з постійною зміною технологічних параметрів розташування і маси робочого устаткування ОС, ВС, , , , m1 (рис. ) упродовж циклу завантаження, а також довжин канатів натиску і підйому ковша, тобто коефіцієнтів жорсткості k1, k2, частоти власних коливань рукояті і верхньої секції стріли змінюватимуться. Для встановлення якісних і кількісних залежностей проведено спеціальні дослідження спектрів власних коливань робочого устаткування та їх вплив на реальні процеси коливань основних вузлів машини за допомогою розробленої програми QUART.

На першому етапі досліджено залежності зміни частот власних кутових і поздовжніх коливань рукояті та верхньої секції стріли впродовж циклу завантаження (рис. ) залежно від одночасної зміни параметрів моделі ОС, ВС, m1, .

Рис. 6. Вплив параметрів робочого устаткування на спектри власних коливань: а - рукоять (кутові коливання); б - рукоять (поздовжні коливання); в - верхня секція стріли

Вплив зміни моменту інерції рукояті з ковшем показано на рис. 6,а: 1 – (297021 кг/м2) 100%; 2 – 110%; 3 – 120% . Зміна жорсткості канатів механізму натиску на рис.6,б: 1 – (2,7·107Н/м) 100%; 2 – 110%; 3 – 120%. Зміна моменту інерції верхньої секції стріли на рис.6,в: 1 – (45779 кг/м2 ) 100%; 2 – 110%; 3 – 120% . З рис.6 видно, що в процесі підйому ковша із заповненням породою масою mп і висуненням рукояті (процес наближено до реального черпання) відбувається безперервне зменшення частоти власних кутових коливань рукояті по координаті х2, набуваючи опуклу форму з плавним зменшенням на 25-30% від максимальних значень початкового положення рукояті. По координатах х1 і х3 власні частоти поздовжніх коливань рукояті і кутових коливань верхньої секції стріли змінюються не так істотно ±4% від середніх значень для кожного варіанта жорсткості канатів рукояті або моменту інерції верхньої секції стріли. Криві цих залежностей, відповідно, мають опуклу та увігнуту форми.

На другому етапі досліджено амплітуди вимушених коливань поворотної платформи екскаватора, на якій розміщено практично все віброчутливе обладнання. На цьому етапі визначаються залежності частот резонансних коливань основних вузлів екскаватора та їх амплітуд від спектра частот зовнішньої збуджуючої сили Fi(t) взаємодії ковша екскаватора із забоєм. Шляхом аналізу одержаних спектрів вибираються раціональні параметри робочого устаткування екскаватора, наприклад, з варіантів (рис.6,а,б,в):1,2 або 3, при яких вибираються переважні частоти власних коливань елементів робочого