CC BY
41
УДК 53.083 (430.1)
ПОВЫШЕНИЕ КАЧЕСТВА РЕМОНТА ПЛАНЕТАРНЫХ РЕДУКТОРОВ ЭКСКАВАТОРОВ НА ОСНОВЕ РАЗМЕРНОГО АНАЛИЗА И КОНТРОЛЯ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС
М. Ю. Дрыгин, Н. П. Курышкин
Кузбасский государственный технический университет имени Т. Ф. Горбачева, г. Кемерово, Россия
DOI: 10.25206/2310-9793-2017-5-2-110-115
Аннотация - Статья посвящена проблеме увеличения ресурса работы редукторов подъёма экскаваторов с электроприводом, которые выходят из строя примерно раз в полгода. Основная причина потери их работоспособности заключается в поломке подшипникового узла одного из сателлитов. Выполненный авторами кинематический, динамический и геометрический расчёт зацепления позволил выявить причины поломок. Основная из них заключается в том, что в дифференциальной части и в замыкающей зубчатой передаче не обеспечено условие соосности. Все зубчатые колёса редуктора должны быть изготовлены с положительным смещением производящего реечного контура, однако фактически сателлиты и паразитные шестерни изготовлены с отрицательным смещением. Это привело к появлению недопустимого радиального зазора в зацеплении и перекосу плавающих ведущих шестерён.
Ключевые слова: редуктор подъёма, замкнутый зубчатый дифференциал, условие соосности, ресурс работы.
I. Введение
Исключительно важной частью мировой экономики является её топливно-энергетический комплекс. Несмотря на её спад, уголь остается одним из наиважнейших энергетических ресурсов России, стабилизирующий ситуацию в энергетической отрасли [1, 2]. Открытый способ добычи угля имеет очевидные преимущества по сравнению с подземным: более высокая производительность, низкая себестоимость и безопасность проведения горных работ. Поэтому в России около 70% угля добывается открытым способом, и этот показатель наряду с общим объёмом добычи постоянно растет. Так, в 2015 году, в сравнении с 2014 годом, он вырос на 2%, а в сравнении с 2000 годом - на 41% [3].
Эффективность работы угольных разрезов в значительной степени определяется производительностью и надёжностью работы основного технологического оборудования и, в первую очередь, экскаваторов. Анализ структуры парка экскаваторов горнорудных предприятий России показывает, что основная часть парка (63%) состоит из карьерных гусеничных экскаваторов (ЭКГ), с ковшом вместимостью 8.. ,15м3 производства ОМЗ «ИЗ-КАРТЭКС» [3, 4].
Механическая часть экскаватора ЭКГ-10 состоит из четырёх основных механизмов: механизмы подъёма (540 кВт) и поворота (200 кВт), а также напорный (125 кВт) и ходовой (54 кВт) механизмы. В скобках указаны мощности электродвигателей. Каждый из механизмов включает электродвигатели и редуктор. Как видно из приведённых данных, наиболее энерговооружённым является механизм подъёма ковша. Практика эксплуатации экскаваторов ЭКГ-10 в условиях угольных разрезов Кузбасса показывает, что редуктор механизма подъёма выходит из строя примерно раз в полгода. При этом ремонт при правильной организации и наличии запасных частей не превышает трех суток, поэтому на времени простоя это мало сказывается, но он всегда очень дорог и превышает бюджет годового ремонта всего экскаватора. Поломка редуктора подъёма сложно прогнозируема и носит аварийный характер.
II. Постановка задачи
Обследование вышедших из строя редукторов подъёма экскаваторов ЭКГ-10 на трёх угольных разрезах Кузбасса показало абсолютно одинаковые результаты. Произошло разрушение сепараторов подшипников одного из сателлитов дифференциальной части, выламывание фрагментов буртиков подшипниковых колец и потеря роликов (рис. 1, а), их попадание в зацепление с зубчатым венцом барабана и, как следствие, разрушение зубьев. Характер износа зубьев ведущей шестерни, входящей в зацепление с сателлитами (рис. 1, б), показывает, что она работала с явным перекосом. Этот перекос обусловил появление поперечного изгибающего момента на ось водила и подшипник сателлита. Результат действия этого момента и показан на рис. 1, а.
В связи с изложенным, авторами была поставлена задача исследовать кинематику и динамику редуктора, проанализировать процесс выхода его из строя, дать рекомендации по повышению ресурса работы редуктора.
а) б)
Рис. 1. Разрушение подшипника сателлита а) и износ ведущей шестерни б) дифференциальной части редуктора подъёма
III. Теория
Редуктор механизма подъёма ковша экскаватора ЭКГ-10 представляет собой два одинаковых замкнутых зубчатых дифференциала, имеющие общее выходное звено в виде барабана, на который одновременно наматываются две ветви троса, поднимающего ковш экскаватора (рис. 2). Каждый замкнутый зубчатый дифференциал включает в себя дифференциальную часть (центральные колёса zi и z3, три сателлита z2 и водило), а также замыкающую рядовую зубчатую передачу (колёса z5, четыре паразитные шестерни z4 и зубчатый венец z3). Все зубчатые колёса имеют модуль m = 10 мм.
Рис. 2. Кинематическая схема редуктора подъёма экскаватора ЭКГ-10
С целью равномерного распределения нагрузки на сателлиты Z2 дифференциальной части центральное зубчатое колесо z1 выполнено плавающим без подшипниковой опоры. Вращающий момент от двигателя передаётся на него торсионом через зубчатую муфту. Для предотвращения осевого перемещения центральных колёс z1, на их оси между ними установлена распорная штанга массой 30 кг (на рис. 2 не показана).
Сила тяжести распорной штанги может создавать изгибающий момент, являющийся причиной работы ведущей шестерни z1 с перекосом. С целью выявления причины перекоса был выполнен расчёт действующих на неё сил со стороны сателлитов и их сравнение с силой тяжести распорной штанги. Максимальное подъёмное усилие согласно паспорту составляет Етах = 1000 кН. Расчётное подъёмное усилие принято Еп = Ртах/2 =500 кН. Окружное усилие на одном тросе Етр = 500 / 2 = 250 кН. Крутящий момент на барабане лебёдки:
Мб = £ТП • ^ = 250 • — = 165 кНм.
о тр 2 2
Передаточное отношение редуктора определяется по формуле для замкнутого зубчатого дифференциала [5]:
После подстановки чисел зубьев получим и13 = - 25.71.
Тогда крутящий момент сопротивления на ведущей шестерне с учётом к.п.д. редуктора:
= = = 8 02 кНм.
в и13^ 25.710.8
Окружное усилие на ведущей шестерне:
гм^28^ 66.83
1 0.24
где d1 - диаметр делительной окружности (^ = mz1 = 1024 = 240 мм = 0,24 м).
Окружное усилие на ведущую шестерню со стороны одного сателлита:
/ = — = 6683 = 22.28 кН.
1 3 3
Тогда радиальное усилие на ведущей шестерне от одного сателлита:
/ = / ■ ^а = 22.28 ■ 0.364 = 8.11 кН,
где а - угол профиля стандартного производящего реечного контура (а = 20°).
Таким образом, ведущая шестерня центрируется тремя радиальными силами по 8.11 кН и, следовательно, сила тяжести распорной штанги, равная 0.3 кН, не может влиять на её перекос.
Второй причиной работы ведущей шестерни с существенным перекосом могут быть повышенные зазоры в зубчатых зацеплениях дифференциальной части редуктора. Предварительная проверка условия соосности показала, что зубчатые колёса 72, 74 и должны были изготавливаться с положительным смещением производящего реечного контура. Действительно, условия соосности с коэффициентами смещения х1 = х2 = х4 = х5 = 0 для дифференциальной части и замыкающей зубчатой передачи имеет вид соответственно:
= г. + 2г2, = ¿5 + 2г4. (1)
Подстановка чисел зубьев в формулы (1) показывает, что зубчатые венцы 73 должны иметь число зубьев 106, а не 108, как на самом деле.
Для проверки этой версии в условиях ремонтной базы угольного разреза «Прокопьевский» был разобран вышедший из строя редуктор подъёма экскаватора ЭКГ-10 и измерены основные геометрические параметры зубчатых колёс дифференциальной части.
IV. Результаты экспериментов
Измерения выполнялись поверенным мерительным инструментом: нормалемер БВ-5046, штангенциркули типа 11111 ШЦК, 1111III микрометр зубомерный типа МЗ со специальными насадками. Измеряемые параметры: диаметр окружности вершин зубьев da, мм; диаметр окружности впадин df, мм; длина Vп общей нормали для п зубьев; длина Vп+1 общей нормали для (п+1) зубьев. Измерения выполнялись для каждого зубчатого колеса дифференциальной части по пять раз на различных участках, затем высчитывалось среднеарифметическое значение параметра.
В качестве примера в табл. 1 представлены результаты измерений геометрических параметров ведущей шестерни на неизношенном участке.
ТАБЛИЦА 1
РЕЗУЛЬТАТЫ ИЗМЕРЕНИЯ ПАРАМЕТРОВ ВЕДУЩЕЙ ШЕСТЕРНИ
Измеряемый параметр 1 изм. 2 изм. 3 изм. 4 изм. 5 изм. Среднее
Диаметр окружности вершин зубьев da, мм 268.1 268 268.2 268 268.1 268.08
Диаметр окружности впадин зубьев df, мм 225.75 226 225.5 225.25 225.5 225.6
Длина общей нормали для п = 4 зубьев, мм 109.9 109.9 109.4 109.8 109.7 109.74
Длина общей нормали для п + 1 = 5, мм 139.4 139.2 138.8 139.4 139.45 139.25
Расчёт коэффициента смещения ведущей шестерни выполнялся по следующему алгоритму [6]. 1. Шаг по нормали к профилям зубьев:
Рп = - = 139.25 - 109.74 = 29.51 мм, где ^п+1- длина общей нормали для (п + 1 = 5) зубьев, мм; - длина общей нормали для (п = 4) зубьев.
2. Толщина зуба на основной окружности:
5& = wn+1 — п • р„ — 139.25 — 4 • 29.51 = 21.21 мм.
3. Радиус основной окружности:
г& = (тг/2;^а = (10 • 24/2^20° = 112.763 мм.
4. Коэффициент смещения производящего реечного контура:
_ 2[(5&/2Г&) — тра] — 0.5л _ 24[(21.21/2 • 112.763) — 0.014904] — 0.5 • 3.14159 _ х _ _ — ,, „ _,. = 0.4514.
2tga 2 • 0.364
5. Диаметр окружности впадин:
^ — тг — 2(й* + с* — х)т — 10 • 24 — 2(1 + 0.25 — 0.4514) • 10 — 224.029 мм, (2)
где Иа - коэффициент высоты головки зуба (ка = 1); с* - коэффициент радиального зазора (с* = 0.25).
Полученный результат согласуется с измеренным (ё^ = 225.6 мм). Следовательно, коэффициент смещения, вычисленный по длинам общей нормали неизношенного колеса, является достоверным. Погрешность вычисления составила:
225 6—224 029
Д— 225 224 • 100% — 0.7%.
225.6
Отсюда можно сделать вывод, что коэффициент смещения производящего реечного контура можно рассчитывать через диаметр окружности впадин по формуле, полученной из (2):
х — —--(3)
2т 4 '
Учитывая этот вывод, а также тот фактор, что на изношенных зубчатых колёсах длины общей нормали меньше проектных значений, коэффициенты смещения для остальных зубчатых колёс рассчитывались по формуле (3). Результаты измерений и расчетов сведены в табл. 2.
ТАБЛИЦА2
РЕЗУЛЬТАТЫ ИЗМЕРЕНИЯ И РАСЧЁТА ПАРАМЕТРОВ КОЛЁС РЕДУКТОРА
Параметры Сателлит 1 Сателлит 2 Сателлит 3 Центр. колесо
Диаметр окружности вершин зубьев ёа, мм 425.14 424.32 424.4 1075.478
Диаметр окружности впадин зубьев ё, мм 380.58 380.08 380.4 1121.378
Коэффициент смещения х -0.221 -0.246 -0.23 -
V. Обсуждение результатов
Используя результаты измерений и расчётов параметров зубчатых колёс, приведённых в табл. 1 и табл. 2, выполнен анализ фактического условия соосности дифференциальной части редуктора. На рис. 3 представлена расчётная схема дифференциальной части, из которого следует, что:
^аэ — + 2^ + 4с*ш. (4)
А также:
+ 4с*ш. (5)
Подставив в (4) и (5) измеренные параметры, получили соответственно:
^аэ — 268.08 + 2 • 380.35 + 4 • 0.25 • 10 — 1038.78 мм.
— 225.6 + 2 • 424.62 + 4 • 0.25 • 10 — 1084.84 мм.
Измеренные диаметры окружностей вершин и впадин центрального колеса с внутренними зубьями: ёа3 = 1075.478 мм и = 1121.378 мм. Несоответствие составляет: Да3 = 1075,478 - 1038,78 = 36,698 мм и Дз = 1121,378 - 1084.84 = 36,578 мм.
Полученное несоответствие есть тот дополнительный недопустимый радиальный зазор в зацеплении, который приводит к перекосу ведущей шестерни. Так как угловая скорость этой шестерни в редукторе самая большая, и с учётом того, что она свободна от радиальных перемещений, её вращение приобретает осциллирующий характер. При таком зацеплении в работе участвует только внешняя от двигателя половина шестерни. Это подтверждается и характерным износом шестерни (рис. 1, б). Кроме этого, знакопеременный режим работы редуктора приводит к возникновению ударных нагрузок в зацеплении.
Рис. 3. Расчётная схема дифференциальной части редуктора
Такой же вывод можно сделать по характеру вращательного движения водила с сателлитами. При условии отсутствия уравнительного механизма, равномерно распределяющего нагрузку между сателлитами, основную долю мощности будет передавать один сателлит. Это подтверждается тем, что только у одного сателлита разрушился подшипниковый узел (рис. 1, а). Зацепление с перекосом привело к появлению недопустимых осевых нагрузок на этот подшипниковый узел, что привело к его разрушению.
VI. Выводы и заключение
Таким образом, результаты анализа фактического состояния вышедших из строя редукторов подъёма, измерения и расчёта геометрических параметров зубчатых колёс их дифференциальной части, а также динамический расчёт зацепления позволили сделать следующие выводы:
1. Основной причиной аварийного выхода из строя редукторов подъёма является разрушение подшипникового узла одного из сателлитов дифференциальной части.
2. Сила тяжести распорной штанги между плавающими ведущими шестернями редуктора не оказывает существенного влияния на их поведение.
3. По условию обеспечения соосности в дифференциальной части и в замыкающей зубчатой передаче все колёса должны быть изготовлены с положительным смещением производящего реечного контура. Однако по факту сателлиты и паразитные зубчатые колёса изготовлены с отрицательным смещением. Это привело к появлению в зацеплении дополнительного недопустимого радиального зазора около 37 мм.
4. Наличие недопустимого радиального зазора в зацеплении, в свою очередь, привело к значительному перекосу ведущих плавающих шестерён, их осциллирующему движению, кромочному контакту с сателлитами. Такой контакт вызвал появление на сателлитах изгибающего момента, разрушающего их подшипниковый узел.
5. Кардинальным выходом из создавшейся ситуации является устранение недопустимого радиального зазора путём изготовления всех зубчатых колёс с положительным смещением.
Список литературы
1. Arden H., Tverdov A. Resource and Reserve Valuation Practices in CIS Countries. Monograph 30 - Mineral Resource and Ore Reserve Estimation // The AusIMM Guide to Good Practice. Second Edition. 2014. P. 35.
2. Statistic review of Emerging Markets Information Service // Coal Mining Sector Russia" (2013) received from the website. URL: http://www.emis.com/sites/default/files/Russia%20Coal%20Mining%20Sector%20Report.pdf
3. Drygin M., Kurychkin N., Bakanov A. Strategy of Russian Coal Mining Enterprises' Excavator Park Technical State Correction // The 1st Scientific Practical Conference. "International Innovative Mining Symposium (in memory of Prof. Vladimir Pronoza) ". 2017. Vol. 15. DOI: 10.1051/e3sconf/20171503011.
4. Drygin M., Kurychkin N., Bakanov A. Ways of increasing excavator fleet productivity in Russian coal open pits (Kuzbass case study) // The 1st Scientific Practical Conference. "International Innovative Mining Symposium (in memory of Prof. Vladimir Pronoza)". 2017. Vol. 15. DOI: 10.1051/e3sconf/20171503010.
5. Ivanov K. S. Gear Automatic Adaptive Variator with Constant Engagement of Gears // Proceedings of the 12th World Congress in Mechanism and Machine Science. Besancon, France, 2GG7. Vol. 2. Р. 182-188.
6. Справочник по геометрическому расчёту эвольвентных зубчатых и червячных передач / под ред. И. А. Бо-лотовского. 2-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1986. 448 с.
УДК 53.G83 (43G. 1)
ДИАГНОСТИКА СОСТОЯНИЯ ТЯЖЕЛОЙ ГОРНОЙ ТЕХНИКИ ПРИ ПЛАНОВО-ПРЕДУПРЕДИТЕЛЬНЫХ РЕМОНТАХ
М. Ю. Дрыгин, Н. П. Курышкин
Кузбасский государственный технический университет имени Т. Ф. Горбачева, г. Кемерово, Россия
DDI: 10.25206/2310-9793-2017-5-2-115-122
Аннотация - Результатом интенсификации производства, глобализации экономики и резкого снижения квалификации персонала является пришедшее в недопустимое техническое состояние тяжелой техники. Ремонтные простои оборудования достигают 84 % времени общих простоев, из которых на аварийные ремонты приходится до 36 % времени, что превышают 429 часов в год для одного экскаватора. Показано, что внедрение ежегодных обследований с применением методов неразрушающего контроля позволяет сократить аварийные простои на 47 %, а 55 % выявляемых дефектов могут быть устранены без вывода оборудования из технологического цикла.
Ключевые слова: дефектная ведомость, диагностика, простои, ремонт, экскаватор.
I. Введение
В период развала СССР и перераспределения государственной собственности в частную система планово -предупредительных ремонтов (ППР), являвшаяся инструментом пятилетнего планирования, казалось бы, утратила значимость. Однако если подробнее вникать в структуру современной угольной отрасли, то будет видна та же система руководства, с одним исключением, что капиталистическая страна, которой, несомненно, является Россия, требует сокращения затрат и максимизации прибыли. За последние 10 лет резко снизилась квалификация персонала угольных разрезов, уменьшился приток молодых квалифицированных рабочих, а также инженерно-технического руководства среднего и высшего звена [1]. Результатом интенсификации производства и описанных выше процессов является пришедшее в недопустимое техническое состояние оборудование угольных разрезов [2].
В период с 1980 по 2011 гг. на горнодобывающие предприятия Российской Федерации и стран СНГ было поставлено 5644 единицы одноковшовых электрических экскаваторов с вместимостью ковша от 4.6 до 42 м3, а за период с 1999 по 2011 гг. - 259 единиц гидравлических мехлопат с ковшами более 5 м3. Дальнейшие тенденции направлены на введение в эксплуатацию единичных экскаваторов-мехлопат большой производительности с объёмом ковша от 20 до 55 м3 [3].
На сегодняшний день основным выемочно-погрузочным оборудованием по-прежнему остаются одноковшовые гусеничные экскаваторы с электромеханическим приводом марки ЭКГ. При этом большую долю парка (63%) составляют экскаваторы с ковшами вместимостью 8...15 м3 производства ОМЗ (ИЗ-КАРТЭКС, ранее -Ижорских заводов). В 2016 г. 80% экскаваторов в горной промышленности России имели сверхнормативный срок службы.
II. Постановка задачи
Выполненный сравнительный анализ работы более 200 экскаваторов по Кузбассу - крупнейшему угледобывающему региону России - показал, что, импортные машины выполняют норматив выработки на 82%, а отечественные - на 110%. При этом вариативность выполнения норматива у импортных машин низкая, т.е. приблизительно все импортные машины работают одинаково, а у отечественных машин - вариативность высокая. Часть отечественных машин перевыполняют показатели более чем в два раза, а часть не выполняет и половины нормы. Опыт показывает, что в отечественные экскаваторы заложен значительный резерв производительности
