Главная | Обратная связь | Поможем написать вашу работу!

Затраты мощности на разрушение массива

⇐ ПредыдущаяСтр 2 из 2

, (33)

– центральным буром:

= 108245 Вт = 108 кВт; (34)

– внешним ротором:

= 6450000·3,14·(1,5² – 1,1²)·0,0037 = 77933 Вт= 78 кВт. (35)

Бермовыми фрезами обрабатывается площадь забоя S ₃ = 0,8274 м².

Тогда

= 43131 Вт = 43 кВт. (36)

Отрезными коронками обрабатывается площадь забоя S ₄ = 0,14 м².

22360000·0,14·0,0037 = 11592 Вт = 12 кВт. (37)

Внешний ротор, помимо разрушения породы буром, вместе с бермовыми фрезами выполняют также функции по погрузке и перемещению горной породы, что требует дополнительных затрат мощности. Для внешнего ротора эти затраты мощности обусловлены зачерпыванием отбитой породы и ее подъемом для выгрузки на ленточный конвейер. Эти затраты мощности вычисляем по формуле

, (38)

где Вт·с/м³ – удельные затраты мощности на зачерпывание породы ковшами внешнего ротора;

h_n = 3 м – высота подъема породы ковшами внешнего ротора.

= 7000 +2060 = 9060 Вт = 9 кВт.

Бермовые фрезы помимо разрушения породы перемещают ее вдоль поперечной оси к центру – месту зачерпывания ковшами. Затраты мощности на перемещение породы определим по формуле

, (39)

где – сила трения перемещаемой массы породы о почву выработки;

f = 0,7 – коэффициент трения породы о почву выработки;

f ₂ = 0,5 – коэффициент трения перемещаемой породы о лопасти фрезы;

m_п – масса перемещаемой породы;

– осевая скорость перемещения породы;

φ = 0,4 – коэффициент циркуляции породы в шнек-фрезе;

h _в = 0,3 м – шаг винтовой линии лопастей шнек-фрезы;

– окружная скорость скольжения породы по лопастям;

ω_ск – относительная угловая скорость шнека по отношению к породе;

R_ск – эквивалентный радиус скольжения породы по лопасти.

Так как

, (40)

, (41)

где l = 0,7 м – среднее расстояние перемещения породы;

G = 4,2 т/мин = 70 кг/с – массовая производительность,

то

= Вт = 2,5 кВт.

Необходимая мощность приводных двигателей исполнительного органа. Двигатель привода внешнего и центрального буров

, (42)

где η₁ и η₂ – КПД передач от двигателя к центральному и внешнему бурам, η₁ = 0,72; η₂ = 0,7;

кВт.

Двигатель привода бермовых фрез и отрезных коронок

, (43)

где η₃ = 0,75 – КПД привода бермовых фрез;

η₄ = 0,8 – КПД привода отрезных коронок.

кВт.

Мощность для подачи исполнительного органа, перемещения комбайна и работы ленточного конвейера.

Затраты на перемещение комбайна и подачу исполнительного органа на забой

, (44)

где – суммарное тяговое усилие гусеничных цепей;

– сопротивления перемещению комбайна;

μ = 0,03 – коэффициент сопротивления движению гусеничных цепей по почве выработки;

k = 0,05 – коэффициент, учитывающий внутренние потери в гусеницах;

m – масса комбайна;

φ = 12^о – угол подъема выработки;

P_n – сила сопротивления подаче исполнительного органа на забой;

P_кр – крюковое усилие.

Сила подачи исполнительного органа на забой

, (45)

где k_n = 0,6 – коэффициент пропорциональности между усилиями резания и подачи (принимается одинаковым для всех органов разрушения).

Крюковое усилие

, (46)

где m _б = 35000 кг – масса загруженного бункера-перегружателя;

f_к = 0,05 – коэффициент сопротивления движению бункера-перегружателя;

φ – угол наклона выработки.

Вычисляем составляющие суммарного тягового усилия гусеничных цепей.

Нормальная к опорной поверхности нагрузка на гусеничный ход

Н.

Составляющие суммарного тягового усилия гусениц комбайна:

= 171200 Н,

Сила сопротивления подаче исполнительного органа

Н.

Крюковое усилие

Н.

Суммарное тяговое усилие гусеничных цепей

Н = 411 кН.

Учитывая большую величину тягового усилия, примем предварительно коэффициент буксования ε = 0,1. Тогда общие затраты мощности на перемещение комбайна и подачу исполнительного органа на забой

Вт = 1,7 кВт.

Эта мощность необходима для перемещения комбайна в рабочем режиме. В режиме транспортном необходимые затраты мощности

, (47)

где Н;

v_T =180 м/час – транспортная скорость.

Принимая коэффициент буксования в этом режиме ε = 0,05 имеем

Вт = 13,6 кВт.

При раздельном приводе гусениц мощность одного двигателя

кВт, (48)

где η _п = 0,5 – КПД привода механизма перемещения.

Мощность для привода ленточного конвейера

, (49)

где Р _тк – окружное тяговое усилие на ведущем барабане;

v _б – окружная скорость барабана.

, (50)

где m_к – масса движущихся частей конвейера;

m_n – масса породы на конвейере;

k – коэффициент сопротивления движению конвейера.

, (51)

где l_к – длина конвейера;

v_к – скорость ленты конвейера.

При отсутствии скольжения ленты и следующих значениях основных величин

; k_к = 0,1; м, м/с; кг,

= 9,81·(485 +300)·(0,098 + 0,21) = 2356 Н; (52)

Вт = 3 кВт.

Необходимая мощность двигателя привода конвейера

кВт, (53)

где η _к = 0,6 – КПД привода конвейера.

На основании расчетов строим диаграмму распределения затрат мощности, представленную на рис. 4.

Рис. 4. Диаграмма распределения мощности при работе комбайна:

N ₁ – мощность на привод центрального бура;

N ₂ – мощность на привод внешнего ротора с ковшами;

N ₃ – мощность на привод бермовых фрез;

N ₄ – мощность на привод отрезных коронок;

N_к – мощность на привод ленточного конвейера;

N_п – мощность на перемещение комбайна

и подачу исполнительного органа на забой

Исходные данные к проектному энергетическому расчету проходческого комбайна

№ варианта	Значения параметров
Массовая производи-тельность,	Площадь сечения выработки	Диаметр внешнего ротора	Диаметр центрального бура	Диаметр бермовых фрез	Диаметр отрезных коронок	Частота вращения внешнего ротора	Частота вращения центр. бура	Частота вращения бермовых фрез	Частота вращения отрезных коронок	Коэффи-циенты	Плотность породы
G, кВт	F, м²	D ₂, м	D ₁, м	D ₃, м	D ₄, м	n ₂, об/мин	n ₁, об/мин	n ₃, об/мин	n ₄, об/мин	c ₁	c ₂	ρ, кг/м³
	4,2	9,4	3,0	2,2	0,6	0,6	7,05	13,3		42,2	10⁶	–0,5
	4,0	8,3	3,0	2,4	0,5	0,5	7,0	15,0			10⁶	–0,5
	3,8	9,0	3,2	2,4	0,6	0,6	7,1	12,0			10⁶	–0,5
	4,1	9,2	3,0	2,1	0,55	0,5	7,0	14,0			10⁶	–0,5
	3,9	8,8	2,9	2,0	0,55	0,5	7,5	15,0			10⁶	–0,5
	3,7	8,4	2,8	2,0	0,58	0,6	7,3	14,0			10⁶	–0,5
	3,8	8,7	3,0	2,1	0,6	0,6	7,0	13,0			10⁶	–0,5
	4,0	9,2	3,0	2,1	0,6	0,7	7,2	14,0			10⁶	–0,5
	4,3	9,3	3,0	2,2	0,7	0,6	7,1	12,0			10⁶	–0,5
	3,5	8,2	3,0	2,4	0,6	0,7	7,0	13,0			10⁶	–0,5
	3,2	7,0	2,6	1,8	0,7	0,5	7,3	14,0			10⁶	–0,5
	4,0	8,9	2,9	2,0	0,6	0,6	7,0	15,0			10⁶	–0,5
	4,5	9,3	2,8	2,1	0,5	0,5	7,0	14,0			10⁶	–0,5

2.2.2. Вторая задача

Определение производительности проходческого комбайна с соосными роторами в породах с известными свойствами при заданных мощностях приводов отдельных механизмов.

Исходные данные:

сечение выработки – арочное;

площадь сечения S = 7,0 м²;

коэффициенты, определяющие затраты энергии: С ₁ = 8·10⁵, С ₂ = –0,4.

Параметры комбайна:

масса эксплуатационная m = 58000 кг;

механизм перемещения и подачи – гусеничный ход;

исполнительный орган – соосные буры;

механизм погрузки – ковшовый;

механизм формирования нижней части выработки – бермовые фрезы и отрезные коронки;

диаметр внешнего ротора – D ₂ = 2,8 м;

диаметр центрального бура – D ₁ = 2,0 м;

диаметр бермовых фрез – d ₃ = 0,5 м;

диаметр отрезных коронок – d ₄ = 0,5 м;

мощность двигателя привода соосных буров – 200 кВт;

мощность двигателя привода бермовых фрез и отрезных коронок – 110 кВт;

мощность двигателей привода гусениц – 2×20 кВт;

мощность двигателя привода конвейера – 10 кВт;

частоты вращения, об/мин:

– внешнего ротора п ₂ = 8,0;

– центрального бура п ₁ = 15,0;

– бермовых фрез п ₃ = 20,0;

– отрезных коронок п ₄ = 20,0.

Обоснование методики решения

Существуют несколько способов решения этой задачи, применение которых обуславливается, прежде всего, наличием исходных данных. Если, как в рассматриваемом примере, рассчитывается теоретическая производительность конкретного комбайна, то наиболее рациональная методика решения задачи следующая:

– составляется уравнение баланса мощности привода исполнительного органа (как правило, это наиболее нагруженный привод);

– из этого уравнения определяется теоретическая скорость подачи;

– по величине этой скорости определяются потребные мощности приводов всех остальных механизмов;

– полученные мощности сравниваются с мощностями установленных двигателей;

– если мощности двигателей не меньше определенных расчетом, то расчетная теоретическая скорость подачи принимается и по ее величине определяется теоретическая производительность;

– в противном случае теоретическая скорость подачи определяется из уравнения баланса мощности тех приводов, мощность двигателей которых недостаточна для обеспечения скорости подачи, определенной из уравнения баланса мощности основного исполнительного органа. За скорость подачи принимается наименьшая из них;

– по этой скорости и определяется теоретическая производительность.

Расчеты

Составление основного уравнения баланса мощности. Записываем уравнение баланса мощности привода центрального и внешнего буров, учитывая, что оба бура имеют общий привод,

, (54)

где N ₁ – мощность для разрушения породы центральным буром;

N ₂ – мощность для разрушения породы внешним ротором;

N_2и3 – мощность для зачерпывания породы ковшами и погрузки на конвейер;

η₁ и η₂ – КПД соответствующих приводов.

; (55)

– удельные затраты мощности на разрушение породы центральным буром;

– площадь сечения, разрушаемая центральным буром;

v_n – скорость подачи;

– толщина стружки, снимаемой резцами центрального бура;

– число резцов в линии резания центрального бура;

b ₁ = 0,05 м – ширина захвата резца центрального бура;

к ₁ = 20 – общее число резцов центрального бура;

– угловая скорость центрального бура.

Вычисляем величины, необходимые для определения N ₁:

м²;

рад/с;

;

Тогда

Вт.

Определяем N ₂:

, (56)

где – удельные затраты мощности на разрушение породы внешним ротором;

– площадь сечения выработки, разрушаемая внешним ротором;

– толщина стружки, снимаемой резцами центрального бура;

– среднее число резцов в линии резания внешнего ротора;

b ₂ = 0,05 м – ширина захвата резца внешнего ротора;

к ₂ = 8 – общее число резцов внешнего ротора;

R ₂ = 1,4 м – наружный радиус внешнего ротора;

– угловая скорость внешнего ротора.

м²;

рад/с;

;

Тогда

Вт.

Далее вычисляем мощность для погрузки породы на конвейер с учетом затрат энергии на зачерпывание породы ковшами

, (57)

где е ₃ = 200000 Вт·с/м³ – удельные затраты энергии на зачерпывание породы ковшами;

h = 2,7 м – высота подъема породы ковшами.

= 1800000· v_n Вт.

Решение уравнения и его проверка

В окончательном виде уравнение баланса мощности привода соосных буров имеет вид

Принимаем КПД равным 0,75. Тогда

(58)

и окончательно с учетом значения N_д и вычисления правой части уравнения в киловаттах (кВт)

или

Приближенное решение этого уравнения м/с.

Производим проверку решения по уравнению баланса мощности привода соосных буров:

кВт,

что незначительно (на 2,3 %) выше, чем мощность двигателя
N_д12 = 200 кВт. Погрешность в 2,3 % получена в результате округления приближенного значения скорости подачи в большую сторону. Примем значение скорости подачи, произведя округление до второй значащей цифры в меньшую сторону, т.е. м/с.

Проверим теперь, удовлетворяет ли определенная скорость подачи мощностям приводов остальных механизмов.

Привод бермовых фрез и отрезных коронок:

(59)

где е_р ₃ и е_р ₄ – удельные затраты мощности разрушения массива бермовыми фрезами и отрезными коронками, Вт·с/м³;

S ₃ и S ₄ – площади сечения, разрушаемые бермовыми фрезами и отрезными коронками, S ₃ = 0,75 м²; S ₄ = 0,12 м²;

f = 0,7 – коэффициент трения разрушаемой породы о почву выработки;

f₂ = 0,5 – коэффициент трения разрушаемой породы о лопасти бермовых фрез;

ω₃ – угловая скорость вращения бермовых фрез;

рад/с;

l = 0,7 м – средняя длина перемещения породы шнеками бермовых фрез;

η₃ и η₄ – КПД приводов бермовых фрез и отрезных коронок,
η₃ = η₄ = 0,75.

Вычисляем е_р ₃ и е_р ₄, предварительно определив z ₃ и z ₄. Принимаем их равными значениям из предыдущего примера: z ₃ = 1,5; z ₄ = 1,6.

Тогда

= 2455000 Вт·с/м³; (60)

= 25195400 Вт·с/м³. (61)

Определяем теперь необходимую мощность двигателя привода бермовых фрез и отрезных коронок

= 18659 + 3100 + 2500 ≈ 24300 Вт = 24,3 кВт.

Полученное значение намного меньше установленной мощности двигателей по исходным данным.

Привод механизма перемещения и подачи. Мощность в рабочем режиме

, (62)

где – суммарное тяговое усилие гусеничных лент;

η = 0,7 – КПД привода гусениц;

ε = 0,05 – коэффициент буксования.

Сила сопротивления перемещению комбайна

. (63)

Значения μ = 0,03, k = 0,05 и φ = 12º принимаем как и в предыдущем примере.

При массе комбайна, равной 58000 кг,

Н.

Сила сопротивления подаче исполнительного органа

, (64)

где К_п = 0,8 – коэффициент пропорциональности между силами сопротивления резанию и подаче;

– мощность для разрушения породы центральным буром;

– то же для внешнего бура;

– то же для бермовых фрез;

– то же для отрезных коронок.

Вт·с/м³,

Вт,

= 125660 Н.

Крюковое усилие примем таким же, как и в предыдущем примере, Н. Тогда

Н,

а мощность для перемещения комбайна и подачи исполнительного органа на забой

кВт.

В транспортном режиме при скорости v_n = 180 м/ч

кВт.

Установленные двигатели обеспечивают требуемую мощность с большим запасом.

Проводим также проверку достаточности мощности двигателя привода ленточного конвейера:

, (65)

где Р_тк – окружное усилие на ведущем барабане;

v_б = 1,3 м/с – окружная скорость барабана;

η _к = 0,7 – КПД привода конвейера.

Величину Р_тк находим так же, как и в предыдущем примере:

. (66)

м/с; м; кг; К = 0,1; φ = 12º;

кг/с.

Н.

Вт = 5,8 кВт.

Установленный двигатель с запасом обеспечивает работу конвейера.

Вывод: комбайн может работать в породах с заданными свойствами с теоретической скоростью подачи 0,0076 м/с, что дает теоретическую производительность Q = 7·0,0076 = 0,053 м³/с.

ЛИТЕРАТУРА

1. Морев, А.Б. Горные машины для калийных рудников / А.Б. Морев, А.Д. Смычник, Г.В. Казаченко. – Минск: Интегралполиграф, 2009. – 543 с.

2. Казаченко, Г.В. Особенности мощностного расчета горных машин с комбинированными исполнительными органами. Ч. 1: Баланс мощности проходческого комбайна с соосными роторами / Г.В. Казаченко, Н.В. Кислов, Г.А. Басалай // Горная механика. – 2009. –№ 2. – С. 77–88.

3. Кислов, Н.В. Обоснование мощностного расчета горных машин с комбинированными исполнительными органами. Ч. 2: Численное исследование балансовых соотношений по мощности для комбайнов серии ПК / Н.В. Кислов, Г.В. Казаченко, Г.А. Басалай // Горная механика. – 2009. – № 4. – С. 60–73.

ОГЛАВЛЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ..................................................................................... 3

1. ОСНОВНЫЕ ИСХОДНЫЕ ОПРЕДЕЛЕНИЯ............................ 4

2. ПРИМЕРЫ РЕШЕНИЯ ЗАДАЧ.................................................. 7

2.1. Определение скорости передвижения одношнекового очистного комбайна и его производительности..................................................................................................... 7

2.2. Энергетический расчет проходческого комбайна бурового типа 11

2.2.1. Первая задача........................................................... 11

2.2.2. Вторая задача........................................................... 26

ЛИТЕРАТУРА.............................................................................. 36

Учебное издание

Энергетический расчет очистного

и проходческого комбайнов

Методическое пособие

по дисциплинам «Горные машины и оборудование»

и «Проектирование техники для подземных горных работ»

составители:

КАЗАЧЕНКО Георгий Васильевич

КИСЛОВ Николай Владимирович

БАСАЛАЙ Григорий Антонович

Технический редактор Д.А. Исаев

Компьютерная верстка Д.А. Исаева

Подписано в печать 22.12.2011.

Формат 60´84 ¹/₁₆. Бумага офсетная.

Отпечатано на ризографе. Гарнитура Таймс.

Усл. печ. л. 2,21. Уч.-изд. л. 1,73. Тираж 100. Заказ 1176.

Издатель и полиграфическое исполнение:

Белорусский национальный технический университет.

ЛИ № 02330/0494349 от 16.03.2009.

проспект Независимости, 65. 220013, Минск.

⇐ Предыдущая 12

Воспользуйтесь поиском по сайту: