Проектирование и конструирование горных машин и комплексов - Гетопанов В.Н., Солод В.И., Рачек В.М.

Автор: Гетопанов В.Н. Солод В.И. Рачек В.М.
Теги: горное дело горные предприятия (рудники, шахты, карьеры) добыча нерудных ископаемых горные породы транспорт горные машины издательство недра горная промышленность
Год: 1982
Похожие
Применение и очистка рабочих жидкостей для горных машин
Горные машины
Основы физики горных пород
Трещиноватость и прочность горных пород в массиве
Текст
                    £П1
Q&O
УДК 622.002.5.001.63/66(075.8)
СОлод В. И., Гетопанов В. Н., Рачек В. М. Проектирование и конструи-
рование горных машин и комплексов Учебник для вузов.—М., Недра,
1982, 350 с.
Рассмотрены общие принципы проектирования горных машин, ба-
зирующиеся на комплексном подходе к выбору конструктивных схем
средств механязацни, уровне надежности, анализе и выборе их режим-
ных и конструктивных параметров.
Освещены вопросы расчета и конструирования выемочных и про-
ходческих машин, крепей, комплексов и агрегатов. Даны основные по-
ложения теории надежности, количественная оценка надежности гор-
ных машин и комплексов.
Для студентов по специальности 0506 «Горные машины и комп-
лексы» специализации «Производство и конструирование горных ма-
шин и комплексов».
Табл. 24, ил. 141, список лит.—28 назв.
Рецензенты:
кафедра горных машин и комплексов Донецкого политехнического
института и канд. техн, наук С. В. Мамонтов (ИГД им. А. А. Скочин-
ского)
2501020000—270
С 043(01)—82 256~82
© Издательство «Недра», 1982
Введение
XXVI съездом КПСС перед работниками горнодобывающей про-
мышленности страны поставлена задача дальнейшего увели-
чения добычи полезных ископаемых для удовлетворения потреб-
ностей народного хозяйства в топливе, рудах черных и цветных
металлов, горнохимическом сырье, спроительных материалах.
Эффективность работы горнодобывающей промышленности во
многом зависит от ее оснащенности современными горными маши-
нами и комплексами оборудования. За годы Советской власти в
нашей стране было создано мощное угольное и горнорудное ма-
шиностроение. Задачи создания новой техники совместно реша-
лись научно-исследовательскими и проектно-конструкторскими
институтами, машиностроительными заводами и шахтами.
В 1947 г. был создан угольный комбайн «Донбасс», получив-
ший широкое применение на угольных шахтах, а с 1965 г. на
шахтах Подмосковного и Донецкого бассейнов начали приме-
няться механизированные комплексы, имеющие в своем составе
очистные узкозахватные комбайны, безразборные скребковые
конвейеры и гидрофицированные механизированные крепи.
В 1975 г. механизированными комплексами на пологих и
наклонных пластах было уже добыто 59,8% угля.
В настоящее время в угольной промышленности завершается
широкая программа технического перевооружения очистных за-
боев на пластах с углами падения до 35° на основе комплексной
механизации выемки угля (комбайновые и струговые выемочные
комплексы). Началось внедрение автоматизированных комплек-
сов и агрегатов, позволяющих вплотную подойти к решению
важной социальной проблемы — выводу людей из очистных за-
боев.
«Основными направлениями экономического и социального
развития СССР на 1981 —1985 годы и на период до 1990 года»
перед учеными, конструкторами и машиностроителями в области
создания новой горной техники поставлена задача: «Ускорить
разработку и освоение серийного производства высокопроизводи-
тельных комплексов оборудования для выемки угля в сложных
горно-геологических условиях и проведения подготовительных
выработок. Расширить создание и внедрение автоматизирован-
ных средств добычи угля на шахтах без постоянного присутствия
людей в очистных забоях»*.
* Основные направления экономического и социального развития СССР
на 1981—1985 годы и на период до 1990 года. М., Политиздат, 1981, с. 28.
3
Для удовлетворения потребностей угольного и горнорудного
машиностроения в инженерных кадрах в Московском горном
институте уже в 30-х годах началась подготовка инженеров-
конструкторов по специальности «Горные машины». В настоящее
время подготовка горных инженеров-механиков осуществляется
во всех горных вузах и в целом ряде политехнических институ-
тов страны.
Проблемы создания и широкого внедрения современных вые-
мочных комплексов и агрегатов требует системного подхода к
их проектированию, к решению задач выбора параметров раз-
личных функциональных машин во взаимосвязи их между собой
и с окружающей средой.
В этой связи основными разделами курса «Проектирование
и конструирование горных машин и комплексов» являются:
«Проектирование горных машин и комплексов», «Надежность
горных машин, комплексов и агрегатов», «Расчет и конструиро-
вание выемочных и проходческих машин», «Расчет и конструи-
рование крепей», в которых изложены общие принципы и мето-
ды анализа,- и синтеза систем выемочного оборудования, оценки и
выбора параметров надежности, расчета режимных и конструк-
тивных параметров различных функциональных горных машин,
используемых в современной практике угольного и горного ма-
шиностроения.
Авторы рукописи приносят глубокую благодарность рецен-
зентам: кафедре горных машин и комплексов Донецкого поли-
технического института (проф. В. Г. Малееву, проф. А. И. Аль-
шицу, доц. В. Г. Гуляеву и др.), заведующему лабораторией
научных основ машинных процессов гидрофицированных крепей
и агрегатов ИГД им. А. А. Скочинского канд. техн, наук
С. В. Мамонтову за ценные указания, которые способствовали
улучшению содержания книги.
Раздел 1
ПРОЕКТИРОВАНИЕ ГОРНЫХ МАШИН
И КОМПЛЕКСОВ
Глава 1
ОБЩИЕ ПРИНЦИПЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ГОРНЫХ
МАШИН, КОМПЛЕКСОВ И АГРЕГАТОВ
£ 1. Систематизация средств механизации
горных работ
Развитие механизации процесса выемки угля шло по пути созда-
ния в первую очередь различных машин для наиболее тяжелых
и трудоемких операций, а затем для менее трудоемких и вспо-
могательных операций.
По мере совершенствования технологического процесса не-
избежно совершенствовались схемы и средства его механизации,
и, наоборот, более совершенные машины и схемы механизации
изменяли и совершенствовали технологический процесс выемки
угля.
Разнообразие горно-геологических условий залегания уголь-
ных пластов в различных бассейнах страны и часто в пределах
одного месторождения, нестабильность и существенное различие
физико-механических свойств угля и вмещающих пород, разно-
и многооперационность технологического процесса выемки угля
обусловили большое разнообразие схем и средств механизации
выемки последнего.
Наиболее общим классификационным признаком, обеспечи-
вающим объективность систематизации конструктивно разнооб-
разных средств механизации технологического процесса выемки
угля является функциональный признак.
Каждая машина в любой схеме механизации технологическо-
го процесса, как и всякий элемент в соответствующей машине,
выполняет определенные функции, обусловленные их назначе-
нием.
Одни и те же функции могут осуществляться машинами и их
элементами, имеющими различную конструкцию. Поэтому функ-
циональный признак, положенный в основу систематизации
средств механизации, обладает необходимыми собирательными
свойствами, является объективным и достаточно общим.
В настоящее время технологический процесс механизирован-
ной выемки угля в длинных забоях в самом общем виде вклю-
чает в себя три основных процесса: собственно выемку (отделе-
ние и погрузку) угля; доставку отделенного от массива и по-
5
груженного угля; крепление призабойного пространства и управ-
ление кровлей.
Средства механизации указанных процессов существенно
различаются между собой в силу специфики выполняемых ими
функций. Однако в общей схеме механизации технологического
процесса выемки угля эти средства могут быть объединены для
совместной работы путем наложения на них технологической,
кинематической и конструктивной связей.
Технологическая связь осуществляется согласованием с тех-
нологическим процессом обособленных машин для их целесо-
образного сочетания. Она является обязательной и при наличии
других связей.
Кинематическая связь осуществляется сочленением техноло-
гически согласованных и сохранивших свою индивидуальность
функциональных машин.
Конструктивная связь осуществляется совмещением базовых
элементов (базисная связь) технологически согласованных и ки-
нематически увязанных функциональных машин. Она всегда
приводит к изменению конструкции индивидуальных машин и к
потере ими своей обособленности.
Изложенное выше позволяет утверждать, что систематизация
схем и средств механизации процесса выемки угля может быть
осуществлена по функциональному признаку и виду связей ма-
шин.
Присвоим горным машинам, выполняющим определенные
функции, соответствующие символы: В — выемочная машина,
Д — доставочная машина, К—крепь. Обозначим также знаком
«—» технологическую связь, знаком « + » кинематическую связь
и знаком «•» конструктивную связь.
Используя принятые символы и условные знаки связей, клас-
сическую схему механизации, у которой имеют место все функ-
циональные элементы, можно описать следующими общими фор-
мулами:
при наличии технологической связи элементов
В-Д-К,	(1/1)
при наличии кинематической связи элементов
в + д + к,
при наличии конструктивной связи элементов
В-Д-К-
На практике известны и такие схемы механизации, где неко-
торые функциональные элементы отсутствуют. Так, в схеме ме-
ханизации технологического процесса выемки угля на крутых и
наклонных пластах, где процесс доставки угля осуществляется
гравитационным способом, отсутствует доставочная машина.
Формулы, описывающие такие схемы механизации, име-
ют вид:
6
при наличии технологической связи элементов
В-К,
при наличии кинематической связи элементов
в + к,
при наличии конструктивной связи элементов
В-К-
При этом легко заметить, что полученные формулы опреде-
ляют по существу структуру схем механизации процесса выемки
угля, где функциональные элементы являются структурными
элементами базовой формулы (1.1).
Различное сочетание структурных элементов приводит к об-
разованию новых формул, определяющих структуру схем меха-
низации процесса выемки угля в различных условиях. Следова-
тельно, функциональные элементы можно представить в качест-
ве структурных элементов схем механизации.
Путем наложения соответствующих связей и вырождения
структурных элементов можно получить целый ряд структурных
формул, производных от базовой, что позволяет произвести си-
стематизацию всех как существующих, так и возможных схем
и средств механизации.
В табл. 1.1 показано общее структурообразование схем и
средств механизации технологического процесса выемки угля.
Структурными формулами группы 1 охватывается семейство
обособленных машин, каждая из которых имеет свою индиви-
дуальную особенность. Поэтому они названы индивидуальными
машинами.
В группу 2 вошли формулы, структурные элементы которых
имеют только технологическую связь. Они описывают семейства
наборов индивидуальных машин, кинематически не связанных
между собой, необходимых и достаточных для механизации тех-
нологического процесса выемки угля. Эти наборы названы вы-
емочными комплектами.
Группе 4 формул присуща только кинематическая связь
структурных элементов. Формулы этой группы охватывают се-
мейства технологически согласованных и кинематически связан-
ных, но сохранивших свои индивидуальные особенности машин
комплексно механизирующих все основные операции технологи-
ческого процесса выемки угля. Семейства таких машин названы
выемочными комплексами.
Для группы 3 формул характерно наличие между структур-
ными элементами не только кинематических, но и технологиче-
ских связей. Поэтому описываемые этими формулами семейства
машин (систем забойного оборудования) названы выемочными
полукомплексами.
7
Таблица 1.1	Сочленение технологически согласованных функциональных структурных элементов (кинематическая связь)	1	частичное	с технологической связью	В-Д+К | В+К-Д | В+Д-К 3 Выемочные полукомплексы
	Согласование функциональных структурных элементов с технологическим процессом (технологическая связь)	с вырождением элементов	1	।	базовое 1 одного	Д-К | В—К 1 В-~Д I В-Д-К 2 Выемочные комплекты
			двух	।	в | Д I к 1 Индивидуальные машины
	Наименование			Структурные формулы Группы формул Средства механизации
Продолжение	Совмещение технологически согласованных и кинематически увязанных функциональных структурных элементов (конструктивная связь)	всех	1	।	полное [ с вырождением	Д-К B-K В-Д в-д-к 7 Выемочные агрегаты
		частичное	1	с кинематической связью	|	В+Д-К В-К+Д В.Д+К 6 полуагрегаты]
			|	с технологической связью	|	в-д-к в-к-д в-д-к 5 Выемочные
	Сочленение технологически согласованных функциональных структурных элементов (кинематическая связь)	частичное 1	1	| полное | с вырождением	|	д+к В+К В+Д В+Д+К 4 Выемочные комплексы
	1 Наименование			Структурные формулы Группы фор- мул Средства меха- низации
8
Группа 7 формул охватывает семейства технологически со-
гласованных, кинематически увязанных и совмещенных базовы-
ми элементами функциональных структурных элементов, выпол-
няющих все операции технологического процесса выемки, кото-
рые названы выемочными агрегатами. Группы 5 и 6 формул ха-
рактеризуют появление конструктивных связей в выемочных
комплектах и комплексах. Такие семейства машин названы вые-
мочными полуагрегатами.
Таким образом, формализованные группы структурных фор-
мул, приведенные в табл. 1.1, отражают одновременно и качест-
венную ступень развития схем и средств механизации технологи-
ческого процесса выемки угля. Каждая последующая группа
формул описывает семейства машин, находящихся на более вы-
сокой ступени технического совершенства, и показывает, что
развитие механизации технологического процесса выемки угля
шло по пути создания вначале индивидуальных машин, выпол-
няющих отдельные операции указанного процесса, затем — по
пути объединения нх для совместной работы путем наложения
последовательно технологической, кинематической и конструк-
тивной (базисной) связей. Причем основными принципами реа-
лизации этих связей явились согласованное сочетание, сочле-
нение и совмещение функциональных структурных элементов
схем механизации.
Следует отметить, что схемы механизации технологического
процесса проведения горных выработок имеют аналогичное
структурообразование, а сами принципы систематизации могут
быть использованы для систематизации схем и средств механи-
зации и других технологических процессов.
£ 2. Требования, предъявляемые к горным машинам,
комплексам и агрегатам
Создание новых горных машин, предназначенных для меха-
низации процесса добычи полезных ископаемых и проведения
горных выработок, является сложной задачей, в первую очередь
вследствие специфических условий работы этих машин, к кото-
рым относятся: стесненность рабочего пространства; необходи-
мость разрушения углей и горных пород, крайне разнообразных
по своим физико-механическим свойствам; высокая абразивность
многих разрушаемых пород; необходимость работы машин не
только в горизонтальном, но и в наклонном и близком к верти-
кальному положениях; непостоянство рабочего места; газонос-
ность; влажность и запыленность окружающей среды; химиче-
ская активность шахтных вод и др.
Поэтому процесс проектирования современных горных машин
и систем забойного оборудования представляет комплексную
задачу, при решении которой конструктор должен учитывать
экономические, социальные, технические, эксплуатационные, тех-
9
нологические и специальные требования, предъявляемые к созда-
ваемой технике.
Экономические требования относятся как к процессу эксплу-
атации машин и систем оборудования, так и к процессу их про-
изводства. Неприменным условием выполнения экономических
требований, предъявляемых к создаваемой горной технике, яв-
ляется обеспечение минимальных расходов, связанных с процес-
сом ее эксплуатации и изготовлением на заводе.
Поэтому производительность машины, обеспечиваемая ею
производительность труда обслуживающего персонала и себе-
стоимость получаемой продукции относятся к числу важнейших
экономических показателей создаваемой новой техники.
Выполнение экономических требований, относящихся к сфере
изготовления машин, связано в 'первую очередь с обеспечением
технологичности их конструкций, позволяющей при заданном
объеме выпуска и конкретных условиях производства изготовить
машину при наибольшей производительности труда и наимень-
шей себестоимости. Важным экономическим требованием при
этом является обеспечение наименьшей возможной массы ма-
шин, что связано с общегосударственной задачей экономии ме-
талла и положительно влияет на снижение себестоимости изго-
товления машин.
Социальные требования. Выполнение этих требований заклю-
чается в обеспечении максимальной безопасности, легкости уп-
равления и наилучших условий труда для обслуживающего пер-
сонала. Безопасность обслуживания достигается исключением
возможности поражения рабочих током, травмирования движу-
щимися частями машины, введением дистанционного или авто-
матического управления. Должно быть сведено до минимума
вредное для здоровья работающих выделение пыли при работе
горных машин.
Социальные требования при проектировании горных машин
должны рассматриваться как обязательные, так как условия
труда рабочих, обслуживающих горные машины, относятся • к
наиболее тяжелым, и опасным, особенно при подземных горных
работах.
Технические требования заключаются в первую очередь в
том, чтобы закладываемые в создаваемые машины технические
решения основывались на последних достижениях науки и тех-
ники и имели основные параметры не ниже стандартов мирового
уровня.
Горные машины должны иметь высокие коэффициент полез-
ного действия, прочность, надежность, долговечность, энерго-
вооруженность и режимные параметры для обеспечения требуе-
мой величины производительности, а также выполнять свои ра-
бочие функции с минимальными энергозатратами.
При проектировании машин должны быть заложены предпо-
сылки увеличения степени их использования во времени за счет*
Ю
повышения надежности, предусмотрены резервы дальнейшего
конструктивного совершенствования.
Эксплуатационные требования. Основными из них являются
требования функционирования, которые указываются в техниче-
ском задании на проектирование. Им должно уделяться перво-
степенное внимание при разработке конструкции машины, на
стадии ее испытаний и при выполнении доводочных работ. При
разработке конструкции необходимо исходить из того, что рабо-
тоспособность машины в процессе эксплуатации будет поддер-
живаться проведением технического обслуживания и ремонтов.
С этой целью необходимо предусматривать:
доступность узлов машины для технического обслуживания
и ремонта;
возможность использования способов и методов контроля
технического состояния узлов машины;
возможность быстрой замены узлов и частей машины, подвер-
гающихся наиболее интенсивному износу или разрушению.
Технологические требования направлены на уменьшение за-
трат труда и средств при изготовлении горных машин. К ним
относятся:
простота конструкции машин, достигаемая максимальным уп-
рощением кинематических схем и уменьшением числа деталей
в конструкции;
простота форм деталей, рациональный выбор материала и
способа получения заготовок с целью экономии материала при
наибольшем коэффициенте использования;
правильное назначение точности изготовления деталей и чи-
стоты обрабатываемых поверхностей, уменьшение размеров об-
рабатываемых поверхностей;
правильный выбор посадок и допусков, обеспечивающий
точное взаимодействие деталей, взаимозаменяемость, соблюде-
ние размерных цепей, обеспечивающих минимальный объем под-
гоночных работ при сборке;
максимальное использование в конструкции стандартных и
нормализованных деталей;
увеличение количества одинаковых размеров и элементов
конструкций (нормальных диаметров, посадок и резьб и т . п.);
увеличение количества покупных деталей и узлов, изготав-
ливаемых на специализированных заводах.
Специальные требования обусловлены специфическими усло-
виями работы горных машин. Компоновочные схемы и габариты
машин, комплексов оборудования и агрегатов должны выби-
раться с учетом размеров соответствующих очистных и подго-
товительных выработок.
Машины и механизмы комплексов оборудования и агрегатов
должны разбираться на транспортабельные и легко монтируе-
мые и демонтируемые узлы с учетом условий спуска машины
по вертикальным или наклонным стволам, доставки к рабочему
11
месту по горизонтальным и наклонным выработкам, проведения
монтажных, демонтажных работ в очистных и подготовительных
выработках.
Корпуса машин и все их узлы и детали должны иметь высо-
кую механическую прочность ввиду довольно частых и значи-
тельных по величине перегрузок, возникающих в результате не-
однородности пород разрушаемого массива, заклинивания ра-
бочих органов машины, из-за вывалов пород из забоя и кровли,
а также из-за возможных завалов машин.
Следует учитывать, что наклонное положение машин во вре-
мя работы существенно сказывается на их устойчивости и на
качестве смазки трущихся частей. Для увеличения срока служ-
бы зубчатых колес и подшипников необходимо применять надеж-
ные уплотнения подшипниковых узлов и предусматривать при-
нудительную смазку.
Необходимо решать вопросы повышения устойчивости меха-
низированных крепей, конвейеров и выемочных машин при об-
рыве их тяговых органов.	"
Для уменьшения вредного влияния пыли нужно не только
надежно защитить от нее элементы машин, но и применять ак-
тивные средства борьбы с ее возникновением: конструировать
рабочие органы выемочных машин, не производящие чрезмер-
ного измельчения полезного ископаемого или породы, применять
пылеулавливание, орошение и другие способы пылеподавления.
Значительные влажность шахтной атмосферы и кислотность
шахтных вод вызывают коррозию подземного оборудования. Под
влиянием коррозии на поверхности деталей образуются ракови-
ны, материал приобретает губчатую поверхность и теряет меха-
ническую и усталостную прочность. Коррозия штоков гидростоек
и гидродомкратов механизированных крепей вызывает также
повреждение уплотнений.
Для борьбы с коррозией используют покрытие деталей лака-
ми, горячее цинкование, хромирование, оксидирование, а также
применяют полимерные материалы.
В шахтах, опасных по газу или пыли, электрооборудование
горных машин должно иметь взрывобезопасное исполнение. При
этом особое внимание необходимо уделять конструированию
взрывобезопасных оболочек электрооборудования и их вводных
устройств. Нельзя допускать применения в конструкциях машин
легковоспламеняющихся материалов.
£ 3. Этапы создания новой техники и виды
проектных работ
Принимаемые конструкторами на стадии проектирования
технические решения должны выбираться с учетом основных на-
правлений перспективного развития соответствующих отраслей
12
народного хозяйства страны и планов роста технико-экономиче-
ских показателей работы предприятий.
Для угольной промышленности первостепенное значение име-
ет дальнейшее повышение производительности труда при подзем-
ной добыче угля. Особо актуальными являются задачи разра-
ботки и освоения серийного производства высокопроизводитель-
ных комплексов оборудования для выемки угля в сложных гор-
но-геологических условиях и проведения подготовительных вы-
работок, создания и внедрения автоматизированных средств до-
бычи угля на шахтах без постоянного присутствия людей в
очистных забоях. Важная роль в решении последней задачи при-
надлежит горным агрегатам, которые имеют высокую степень
механизации и автоматизации рабочих процессов.
При открытой добыче угля и руд все более широкое приме-
нение находят горнотранспортные комплексы большой единич-
ной мощности с роторными экскаваторами и шарошечные буро-
вые станки. Для подземной разработки руд черных и цветных
металлов постоянно увеличивается выпуск самоходного горного
оборудования.
Порядок разработки и постановки на производство изделий
угольного машиностроения регламентируется отраслевым стан-
дартом (ОСТ 12.14.095—78) «Разработка и постановка продук-
ции на производство. Изделия угольного машиностроения», раз-
работанным на основе государственного стандарта
(ГОСТ 15.001—73) «Разработка и постановка продукции на про-
изводство. Основные положения».
Отраслевой стандарт устанавливает порядок планирования,
финансирования, разработки, согласования и утверждения тех-
нических заданий и конструкторской документации, изготовле-
ния, испытаний и приемки опытного образца (или опытной пар-
тии), освоения серийного производства и контрольных испыта-
ний новых и модернизированных изделий.
Обязательным исходным документом на создание новых и
модернизированных с изменением показателей назначения изде-
лий (при сохранении принципиальной конструктивной схемы) яв-
ляется техническое задание (ТЗ), которое разрабатывается
совместно научно-исследовательским институтом (НИИ) и
проектно-конструкторским институтом с привлечением завода-
изготовителя.
НИИ обеспечивает научное обоснование основных показате-
лей назначения подлежащего разработке изделия, а проектно-
конструкторский институт разрабатывает его схемное решение
и принципиальную конструктивную завязку.
В тех случаях, когда модернизация изделия направлена на
улучшение показателей надежности, эргономических показате-
лей и др. (при сохранении показателей назначения), ТЗ разраба-
тывается проектно-конструкторским институтом совместно с за-
водом-изготовителем.
13
Разработка ТЗ производится на основе выполненных научно-
исследовательских и экспериментальных работ, научного прогно-
зирования, действующих стандартов и нормативов, анализа пе-
редовых достижений и технического уровня отечественной и за-
рубежной техники, патентной документации, опыта эксплуата-
ции серийных изделий.
ТЗ устанавливаются основное назначение, условия и область
применения разрабатываемого изделия, определяются сроки вы-
полнения работ, исполнители, объемы изготовления, показатели
качества, технико-экономические требования, требования безо-
пасности и гигиены труда.
Предъявляемые к изделию и включаемые в ТЗ требования
должны основываться на последних достижениях науки и техни-
ки, на необходимости обеспечения опережающего технического
уровня и создании изделия высшей категории качества. При-
менение разрабатываемого изделия должно обеспечить получе-
ние в народном хозяйстве экономического или социального эф-
фекта.
ТЗ после согласования и утверждения является основанием
для выполнения проектных разработок. При создании комплекса
оборудования или агрегата ТЗ разрабатывается на весь комп-
лекс или агрегат.
Этапами создания опытного образца являются: разработка
конструкторской документации; изготовление; предварительные
испытания и доводка; приемочные испытания.
В свою очередь, конструкторская документация включает в
себя следующее: техническое предложение; эскизный проект;
технический проект; рабочую документацию
Стадии разработки конструкторской документации установ-
лены ГОСТ 2.103—68, который входит в единую систему конст-
рукторской документации (ЕСКД).
Техническое предложение содержит техническое и экономиче-
ское обоснование целесообразности проектирования изделия в
соответствии с ТЗ, возможные варианты реализации ТЗ, сравне-
ние разрабатываемой конструкции с аналогичными конструк-
циями, проверку патентоспособности и т. п.
Техническое предложение разрабатывается в соответствии с
ГОСТ 2.118—73 и утверждается разработчиком. После утверж-
дения техническое предложение является основанием для вы-
полнения последующих стадий разработки конструкторской до-
кументации.
Эскизный проект разрабатывается в соответствии с
ГОСТ 2.119—73. Он содержит принципиальные конструктивные
решения, дающие общее представление об устройстве и принци-
пе работы изделия (чертеж общего вида, схемы), а также дан-
ные, определяющие его назначение, основные параметры и рас-
чет экономического эффекта.
14
В комплект эскизного проекта входят также: справка о про-
веденном патентном исследовании, карта технического уровня и
качества и при необходимости планшеты общих художественно-
конструкторских и эргономических решений. Утверждается эс-
кизный проект разработчиком.
Технический проект разрабатывается в соответствии с
ГОСТ 2.120—73 и содержит окончательные технические реше-
ния, дающие полное представление об устройстве разрабатывае-
мого изделия и необходимые исходные данные для подготовки
рабочей документации.
В комплект технического проекта входят: чертежи (общего
вида и габаритные), схемы; ведомости покупных изделий и тех-
нического проекта; расчет экономического эффекта; справка о
проведенном патентном исследовании; карта технического уров-
ня и качества.
После согласования и утверждения разработчиком он служит
основанием для разработки рабочей документации.
Рабочая документация разрабатывается проектно-конструк-
торским институтом совместно с заводом-изготовителем на осно-
ве ТЗ и технического проекта в соответствии с ГОСТ 2.102—-68.
В комплект рабочей документации на опытный образец вхо-
дят: чертежи деталей, сборочных единиц, при необходимости
монтажные и габаритные; электрические, гидравлические, кине-
матические и другие схемы; спецификация; ведомости специфи-
каций, ссылочных документов, согласования применения покуп-
ных изделий; расчеты прочностные, размерных цепей, коэффи-
циента применяемости, экономического эффекта; карта техни-
ческого уровня и качества продукции; эксплуатационные доку-
менты; программы и методики предварительных и приемочных
испытаний.
Наряду с рабочей документацией завод-изготовитель само-
стоятельно или с привлечением технологических институтов раз-
рабатывает технологическую документацию на опытный образец
(опытную партию) в соответствии с требованиями ЕСКД.
Таким образом, процесс разработки конструкторской доку-
ментации представляет собой постепенное уточнение проекта
и приближение к разработке рабочей документации, по которой
производится изготовление изделия. Многостадийность процесса
проектирования указывает на сложность задачи и высокие тре-
бования к качеству принимаемых решений, так как ошибки при-
водят к необходимости устранения их в ходе производства и вы-
зывают дополнительные затраты времени и средств.
Повышение качества принимаемых решений может быть до-
стигнуто параллельной разработкой нескольких вариантов про-
екта.
Увеличение числа конкурирующих вариантов на всех этапах
проектирования может успешно осуществляться при автоматиза-
ции проектных работ.
15
Изготовленные на основании рабочей документации опытный
образец или опытная партия должны пройти предварительные
испытания для определения их соответствия ТЗ и конструктор-
ской документации, для выявления и устранения конструктивных
недостатков и дефектов изготовления.
По окончании доводочных работ опытный образец изделия
проходит приемочные испытания для определения соответствия
его ТЗ, требованиям стандартов и конструкторской документа-
ции, требованиям безопасности и санитарно-гигиенических норм,
возможности постановки изделия на серийное производство.
Условия проведения приемочных испытаний должны отвечать
указанным в ТЗ области и горнотехническим условиям приме-
нения изделия с целью выявления его эксплуатационных ка-
честв, показателей надежности и экономических показателей.
При положительных результатах приемочных испытаний
межведомственная комиссия дает рекомендации:
по постановке изделия на серийное производство;
по объему установочной серии;
по доработке изделия и корректировке конструкторской до-
кументации;
по отнесению изделия к определенной категории качества в
соответствии с его техническим уровнем.
Если изделие не выдержало приемочных испытаний, акт при-
емки не составляется. В протоколе приемочных испытаний ука-
зываются основные причины, из-за которых опытный образец
не был принят, и даются рекомендации о дальнейших работах.
Освоение серийного производства изделия начинается с кор-
ректировки рабочей документации по результатам приемочных
испытаний и технологической подготовки их производства.
Началом серийного производства является изготовление ус-
тановочной серии изделия.
£ 4. Создание автоматизированных систем
проектирования горных машин
Развитие средств комплексной механизации и автоматизации
очистных и подготовительных работ сопровождается непрерыв-
ным усложнением их конструкций, появлением новых техниче-
ских решений и, как следствие, повышением трудоемкости про-
ектирования и изготовления.
Рост номенклатуры создаваемых машин и увеличение их
сложности требуют от конструкторских организаций ускорения
темпов проектирования.
Решение этой проблемы возможно при разработке и внедре-
нии систем автоматизированного проектирования горных машин
(САПР — ГМ), которые предусматривают широкое использова-
ние системного подхода при постановке задач, математических
методов и ЭВМ при их решении.
16
Практика показывает, что внедрение системы автоматизи-
рованного проектирования машин позволяет сократить процесс
создания конструкции в 2—3 раза при одновременном сокраще-
нии затрат на 50—60% [25]. Уже сейчас имеется возможность
автоматизировать такие этапы процесса, как прогнозирование и
обоснование схем проектируемых подсистем и системы в целом;
определение режимных и конструктивных параметров; выпол-
нение кинематических и прочностных расчетов; количественный
анализ поведения системы в зависимости от изменения условий
эксплуатации, режимных параметров и схемы функционирова-
ния; экономическое обоснование проекта.
Наличие современных графопостроителей в системе ЭВМ
позволяет автоматизировать процесс выполнения графических
работ.
Переход к САПР—ГМ предполагает системный подход, ба-
зирующийся на разработке массивов проектируемых систем и
операций функциональных процессов, наличии критериев для
оценки эффективности системного решения, четких логических
положений в части постановки задач и формализации решений;
установление связей между системой и средой ее функциониро-
вания.
Системный подход при создании САПР—ГМ должен исхо-
дить из следующих положений:
при исследовании объекта как системы описание его частей
не имеет самостоятельного значения, так как каждая часть
объекта описывается не изолированно, а с учетом ее связей со
всем объектом;
специфика системного объекта не исчерпывается особенностя-
ми составляющих его частей, а связана с характером взаимо-
действия между отдельными частями;
исследования системы неотделимы от условий ее функцио-
нирования;
при исследовании системы учитывается зависимость состоя-
ния всей системы от состояния ее частей и, наоборот, зависи-
мость состояния частей от состояния всей системы.
В общем случае системой называют совокупность (множест-
во элементов) любым способом выделенных реальных или вооб-
ражаемых объектов. Эта совокупность является системой, если:
а) заданы связи, существующие между этими объектами;
б) каждый из элементов внутри системы считается неделимым;
в) с окружающей средой совокупность объектов взаимодействует
как целое; г) между ее объектами в разные моменты времени
можно провести однозначное соответствие.
Системы разделяют на физические и абстрактные. Физиче-
ские системы состоят из искусственных или естественных объек-
тов. Абстрактные системы состоят из объектов (структурных
составляющих), которые могут существовать только мысленно,
и представляют их символами. Целью системногО-исследования
2—240	Г^'Д'(	17
является создание модели изучаемой системы независимо от то-
го, является ли она физической или абстрактной. Системы могут
быть централизованными или децентрализованными. В центра-
лизованной системе одна из подсистем играет главную роль.
Примером централизованной системы является выемочный комп-
лекс или агрегат, у которых главной подсистемой является вые-
мочная машина.
Специфическим признаком системы является иерархичность
строения.
Всякая система допускает разделение ее на подсистемы.
Объекты, принадлежащие к одной подсистеме, можно рассмат-
ривать как составляющие окружения другой подсистемы. В за-
висимости от постановки и цели решаемой задачи один и тот же
объект, рассматриваемый как система, в другой иерархической
системе может быть рассмотрен как подсистема, а в третьей как
элемент. Например, выемочный комплекс или агрегат рассмат-
ривается как система, состоящая из таких подсистем как вые-
мочная машина, крепь, лавный конвейер.
В свою очередь, подсистема, например выемочная машина,
может рассматриваться как состоящая из элементов.
Учитывая, что в начале процесса проектирования мы имеем
дело с абстрактными системами, на первый план выдвигаются
задачи разработки массивов формализованных структур подси-
стем, образующих системы, и собственно систем. Кроме того,
количественный анализ структур систем может быть выполнен
ЭВМ. только при наличии формализованного массива операций
функционального процесса для данного класса систем.
Наличие массивов структур и операций функционального
процесса систем позволяет как бы удерживать в поле зрения
возможные варианты их синтеза и анализа при поиске техниче-
ского решения, что стало реальным при наличии современного
парка ЭВМ. С другой стороны, выявление формализованных
признаков структур систем является необходимым для разработ-
ки математического обеспечения и логических операций в алго-
ритмах расчета и анализа в задачах САПР—ГМ.
При разработке САПР—ГМ должны учитываться следующие
требования.
Математическая модель, описывающая состояния проектиру-
емой системы и ее отношения с внешней средой, должна быть
адекватна физической модели. Алгоритмизация модели должна
выполняться с таким расчетом, чтобы обеспечивалась ее адап-
тация к максимально возможному числу исследуемых структур
и операций, без существенной перестройки программного обес-
печения ЭВМ.
Система должна обеспечивать достаточную точность и досто-
верность результатов анализа. Выполнение различных этапов в
решении того или иного уровня задач должно сопровождаться
промежуточным анализом с внешним выводом информации. Си-
18
стема должна проектироваться с таким расчетом, чтобы обеспе-
чивалась ее простая стыковка с системами, относящимися к дру-
гому классу задач, т. е. обладать возможностью синтезирования
с другими системами. Система должна обеспечивать минимум
загрузки персонала в логической постановке задачи, при подго-
товке и вводе исходных данных.
Систему автоматизированного проектирования машин строят
с учетом единой системы конструкторской документации
(ЕСКД), единой системы технологической подготовки производ-
ства (ЕСТПП), а также автоматизированной системы управле-
ния производством (АСУП).
Выбор схем и параметров оборудования выемочных комплек-
сов и агрегатов на стадии проектирования является важнейшим
этапом процесса создания оборудования. Недостатки в разра-
ботке этого этапа не могут быть в дальнейшем компенсированы
доводкой конструкции. Этап выбора схемы и параметров обору-
дования определяет возможный будущий технический уровень
комплекса или агрегата.
Данная задача в САПР—ГМ. связана с разработкой алгорит-
мов, охватывающих значительный объем логических операций
и операций количественного анализа для широкого круга воз-
можных структур выемочных комплексов и агрегатов.
Ниже рассмотрены некоторые принципиальные вопросы, свя-
занные с разработкой формализованных массивов структур и
операций функционального процесса систем, относящихся к вые-
мочным комплексам и агрегатам. Формализованные структуры
являются абстрактными аналогами проектируемых на базе ЭВМ
систем забойного оборудования.
£ 5. Элементы синтеза и анализа выемочных
комплексов и агрегатов в задачах САПР—ГМ
Впервые наиболее общие работы в области формализации
структур транспортных и горных машин были выполнены
Г. И. Солодом и В. И. Солодом, в области механизированных
крепей — В. Н. Хориным и С. В. Мамонтовым. Идея формализа-
ции структур и схем работы оборудования выемочных систем
оказалась удобной и позволила на качественно новом уровне
обосновывать этапы развития средств комплексной механизации,
а также решать задачи анализа и синтеза систем оборудования.
Задача синтеза схем выемочных комплексов и агрегатов, как
один из этапов в САПР—ГМ, связана с учетом и анализом зна-
чительного числа схем и параметров подсистем, образующих
выемочную систему, а также с оценкой ее производительности.
Решение задачи проводится на основе анализа схемы систе-
мы и операций функционального процесса подсистем в выемоч-
ном цикле. Этот анализ должен сопровождаться необходимыми
кинематическими, силовыми и энергетическими расчетами.
2.*	,	19
Для достаточно большого числа структур выемочных систем
условия задачи могут быть сформулированы следующим об-
разом.
Задана совокупность подсистем (элементов) Ai.e, Аг.а,.. •
Ап, 6, объединенных определенными уровнями связей
(6=1, 2, 3,..., k)—индекс подсистемы в номенклатуре
синтезируемых и анализируемых систем, i — индекс уровня свя-
зи), образующая систему
•4 =	i^2,6a(2,3), i • •	i An, 6- • •} •	(I -2)
2) Система по определенной (детерминированной) схеме вы-
полняет ряд операций Bj.g, Вг,?,	B(m-i), Bm,i (£—индекс
операции в номенклатуре операций функциональных процессов
синтезируемых и анализируемых систем), объединение которых
во времени по правилам	j образует функциональный
процесс
=	J, Вт ^}.	(1-3)
Требуется определить продолжительность цикла TBi>m(On>
функционального процесса В системы А.
При анализе структур выемочных комплексов и агрегатов в
качестве синтезируемых элементов рассматриваются такие функ-
циональные подсистемы как выемочная машина, доставочная
машина, подсистемы, образующие механизированную крепь,
и др.
Данные подсистемы посредством связей могут объединяться
в комплект, комплекс или агрегат.
Применительно к САПР—ГМ. при образовании массива про-
ектируемых и исследуемых структур можно сформулировать не-
которые требования к связям, синтезирующим системы.
1.	Связи должны выражаться в явном виде, иметь фиксиро-
ванный код.
2.	Связи должны четко выявлять структуру и возможные
функциональные состояния системы, что чрезвычайно важно при
проектировании, когда мы имеем дело с воображаемыми систе-
мами.
3.	Связи должны однозначно определять пространственные
состояния системы.
4.	Связи должны раскрывать физическую картину функцио-
нирования системы с позиции достижения поставленной в иссле-
дованиях цели.
При решении задач синтеза и анализа выемочных систем
наиболее удобным оказывается выделение конструктивных свя-
зей, ограничивающих возможные виды взаимных перемещений
функциональных подсистем по осям у, х и z. Направления осей
приняты следующим образом: у — вдоль выемочного столба; х —
вдоль фронта забоя; z— в вертикальном направлении. Схемы
связей показаны в табл. 1.2.
20
Таблица 1.2
Схема связи между подсистемами			Вид связи а(п~1 п), 1	Индекс связи
А п-1, в А п,В			ух	f
Ап-/,д Ап,В			1/	Z
АП~1, В ~5< Ап,В			у2Х	В
Ап-1,В	.  Ап,В			yz	б
\ Я			ZX	У
An-bt Ап,В 3 *•			Z	Б
Ап-1,В Ап, $					X	7
An-f,B	. Ап,В	— I-—			•	в
Обозначение сбязей:				
||	|| ограничение перемещения по оси х;				
I I ограничение перемещения по оси у,				
~t~r I ограничение перемещения по оси z.				
Использование связей для анализа структур реальных и про-
ектируемых систем делает задачу логически определенной и
удобной для количественного анализа.
Для образования массива формализованных структур выде-
ляется восемь уровней связей. Связь с индексами 8 указывает,
что между подсистемами (элементами) не существует конструк-
тивных связей, ограничивающих их взаимные перемещения.
Данная связь называется логической (технологической).
Формализованную запись структур выемочных систем рас-
смотрим на простейших примерах.
Выделим три функциональных подсистемы (в действитель-
ности для целого ряда задач требуется выделение большего
числа подсистем): Ai, в—выемочная машина, А2,в —доставоч-
ная машина и Д3, в —крепь. Тогда формализованная запись
структуры выемочного комплекса КМ.87 с учетом имеющихся
конструктивных ограничений взаимных перемещений подсистем
будет иметь вид:
Л = Л1яв(4), Д,б(7), Л,в (8).
шли
A = Alib(yz), Л2>6(х),	А3;ё(-),
где в скобках указаны виды связей между подсистемами:
(yz) —связь между Д1,ё и А2, в; (х) —связь между А2, в и Аз,
(•)—связь между Д3,в иДьв.
При разработке формализованного массива операций' выпол-
няемых подсистемами, под операциями понимается ряд после-
довательных действий, объединенных в непрерывную совокуп-
ность, являющуюся частью общей последовательности или всей
последовательностью операций, образующих функциональный
процесс подсистемы в выемочном цикле.
В нашем случае при выборе операций с целью анализа систе-
мы непременным условием является выделение такой взаимо-
увязанной во времени последовательности действий, структура
времени выполнения которых не включает затрат времени на
операции других функциональных подсистем.
Примеры операций: совокупность действий, выполняемых при
подаче выемочной машины на забой по оси у (управление, пере-
мещение машины и ее исполнительных органов и т. п.), т. е.
концевая операция; совокупность действий, связанных с крепле-
нием обнаженной призабойной зоны кровли путем выдвижения
секций крепи; операции в выемочном цикле и т. п.
Операции в функциональном процессе системы могут проис-
ходить совмещенно во времени: b(m-x, m)) — bi и последовательно
во времени тц = Ь2.
При формализации описания содержания операций в кон-
кретной задаче рассматриваются структуры перемещений подси-
стем или их элементов.
:22
Данный подход позволя-
ет относительно просто уста-
навливать продолжитель-
ность операции с учетом за-
трат времени, связанных не-
посредственно с перемещени-
ем по заданной траектории,
и временем управления в
данной операции.
Принцип формализации
операций по перемещениям
легко применяется для вые-
мочной машины, крепи и до-
ставочной машины. Элемен-
ты кодирования перемеще-
ний были предложены
В. И. Солодом.
Обозначим перемещения
подсистем или их элементов
по соответствующим осям:
X — вдоль фронта забоя;
У — вдоль выемочного стол-
ба; Z — вертикальные.
Если в процессе выполнения операции перемещения выпол-
няются последовательно, то они согласуются знаком «—». Если
перемещения по каким-либо осям производятся совместно, то в
структурной формуле они объединяются знаком « + ».
Если перемещение по какой-либо оси или двум осям замеще-
но соответствующим размером подсистемы (например, переме-
щения исполнительного органа по оси z могут отсутствовать,
если выемка угля производится на всю мощность пласта за один
проход), то данное замещенное перемещение записывается как
|Z|, |XZ|.
В табл. 1.3 показаны примеры формализации перемещений
выемочной машины и ее исполнительного органа и даны соот-
ветствующие структурные формулы перемещений.
Перемещения по схеме 1 характерны для выемочных машин,
обрабатывающих забой за несколько проходов, когда мощность-
пласта или высота выработки превышает высоту исполнительно-
го органа. Данная схема обработки забоя имеет место у одно-
шнековых очистных комбайнов и проходческих комбайнов со
стреловидным исполнительным органом циклического действия.
Если в структурной формуле около соответствующего перемеще-
ния стоит индекс В, то это указывает, что перемещение отно-
сится к выемочной машине. В противном случае перемещение
выполняет исполнительный орган.
Перемещения по схеме 2 характерны для очистных машин
циклического действия, произво'дящих выемку угля на всю мощ-
23-
ность пласта за один проход (комбайны 1К101, 2К52, 1ГШ68,
КШ1КГ и др.).
В схеме 3 перемещения подсистемы У и X происходят одно-
временно. Реализация данной схемы возможна при конпевой
операции, выполняемой косым заездом.
Выемочная машина по схеме 4 перемещается только в на-
правлении фронта забоя. Перемещения X и Z замещены пара-
метрами (высотой и длиной) исполнительного органа. Данная
схема относится к фронтальным выемочным машинам (агрегат
АКЗ, комбайны для коротких забоев ПК8, ПКЮ).
Анализ возможных структур перемещений выемочных машин
показывает, что можно выделить массив, образованный из
37 схем перемещений, которые могут быть реализованы на
практике.
Используя структурные формулы применительно к концевым,
рабочим и маневровым операциям, можно однозначно опреде-
лять структуру операций выемочных машин в функциональном
процессе системы. В этом случае, рассчитывая затраты времени
на перемещения по соответствующим осям и затраты времени
на их согласование (управление), удается относительно просто
Рис. 1.1. Графическое изображение структуры времени цикла функциональ-
ного процесса В системы А
24
построить логическую систему анализа продолжительности опе-
раций.
Аналогичным образом могут рассматриваться траектории
движений секций крепи и их элементов в операциях, а также
перемещения доставочной машины.
Составляющими траекторий секций крепи и ее элементов яв-
ляются возможные перемещения перекрытий и оснований при
разгрузке (перемещения по оси z), выдвижка на забой (пере-
мещения по оси у), перемещения по оси х, обусловленные не-
обходимостью корректировки положения или схемой работы.
Массивы структур перемещений для формализации опера-
ций подсистем крепи образуются путем исключения соответст-
вующих перемещений или совмещения их во времени.
Формализованные записи структур (1.2) и (1.3) делают ло-
гически определенной задачу анализа схем выемочных систем в
САПР—ГМ.
На рис. 1.1 показан пример графического изображения струк-
туры времени цикла функционального процесса В системы А.
Чистое время операций Bi, В2, g ....,	Вт^ выпол-
няемых последовательно и совмещенно, обозначено ТВ-,, ТВ2,...
..., TBm-i, ТВт-
Время выполнения тех же операций с учетом запаздывания
начала операций, вызванного организационной несогласован-
ностью или запаздыванием, обусловленным схемой работы под-
системы (например, одновременная работа комбайна и пере-
движка конвейера производятся с определенным отставанием
передвигаемого участка конвейера от комбайна), обозначено
ТВп, TB2i,TB^-w, TBmi. В рассматриваемом случае
ТВ^ТВц.
Последовательность .выполнения операций, их продолжитель-
ность и согласование во времени с учетом уровня связи между
подсистемами определяет длительность выемочного цикла
^i,mon системы.
При разработке алгоритма анализа системы принципиальны-
ми моментами являются оценка продолжительности цикла
TB(m-i)m, двух взаимно связанных во времени операций B(m-i),i
и Bm, %, входящих в функциональный процесс системы, а также
алгоритм определения TBi<mon.
Логические модели, используемые в1 алгоритме данных задач,
строятся на основании анализа вида операций, связей между
подсистемами и правилами объединения операций.
§ 6.	Алгоритмизация задачи определения
продолжительности выемочного цикла и оценка
производительности систем в САПР — ГМ
Исходными данными являются формализованные записи
схемы выемочной системы (1.2) и структуры функционального
процесса (1.3), которые определяют число, вид подсистем исвя-
25
Рис. 1.2. Блок-схема алгоритма ТВ2
зи между ними, образующие выемочную систему, а также число,
вид операций выемочного цикла и последовательность их вы-
полнения. Операции, входящие в выемочный цикл, определяют
объем и номенклатуру исходных данных, необходимых для ре-
шения задачи.
Одним из составляющих звеньев определения продолжитель-
ности выемочного цикла системы является алгоритм (обозна-
26
ченный ТВ2) оценки продолжительности двух взаимно увязан-
ных функциональным процессом операций, например,	и
В2, 5, и В3д,...,	и Вт, g (см. рис. 1.1) выполняю-
щихся последовательно или совмещение (частично или пол-
ностью) во времени.
Разработка такого алгоритма представляет самостоятельную
задачу.
Ниже рассмотрено применение алгоритма ТВ2 (блок-схема
которого представлена на рис. 1.2) для решения задачи опреде-
ления продолжительности функционального процесса В (вые-
мочного цикла) системы А со структурой, приведенной на
рис. 1.1.
1.	Ввести исходные данные.
2.	Принять: т—1 = 1 и т = 2.
3.	Вычислить по алгоритму (ТВ2):
TBi — продолжительность 1-й операции; ТВ2— продолжитель-
ность 2-й операции; ТВ21— продолжительность 2-й операции с
учетом запаздывания ее начала по отношению к TBy, TBi,2 —
продолжительность выполнения 1-й и 2-й операций (см. рис. 1.1);.
4.	Выполнить анализ топ>2, где топ— число операций, об-
разующих выемочный цикл.
5.	Если п. 4 выполняется, то положить М = 1, где М — допол-
нительная величина..
6.	Определить m—1=Л4+1.
7.	Определить т = М + 2.
8.	Вычислить по алгоритму (ТВ2):
ТВт_\ — продолжительность (т—1)-й операции; ТВт — продол-
жительность m-й операции; ТВщ — продолжительность m-й опе-
рации с учетом запаздывания ее начала по отношению к TBm-i;
TB(m-V),m — продолжительность выполнения (т—1)-й и т-й
операций.
9.	Выполнить анализ b(m—1,
10.	Если п. 9 выполняется, то
7Bi,m = T’Bi m-i -|- ТВт1,
где TBi<m — длительность выемочного цикла, определяемая по
концу m-й операции (например, ТВГ^ на рис. 1.1).
11.	Выполнить анализ TBi,m>-TBlt m-i-
12.	Принять iTBiim — TBi m, где 17Вцт — длительность вые-
мочного цикла на этапе выполнения m-й операции (например,,
1ТВц4=ТВ1,4 на рис. 1.1).
13.	Выполнить анализ TBlt т>-\Т В^т-\).
14.	Если п. 13 выполняется, то ТВцт=1ТВцт.
15.	Выполнить анализ m^mon.
16.	Если п. 15 выполняется, то М=М+1, и процесс вычисле-
ний продолжается с п. 6.
17.	Если п. 15 mcmOn не выполняется, то принять ТВ1:ГПоп=
= ТВц топ.
27
18.	Производится печать результатов, и вычисления прекра-
щаются.
19.	Если п. 13 ТВ\, 1ТВц(т-1) не выполняется, то ТВцт =
= 17'ВЦ(т-1), и осуществляется переход к п. 15.
20.	Если п. 11 TBi, m>TBi, m-i не выполняется, то 1ТВцт=
= TB1>m-i (например, TBi, 4 на рис. 1.1). Тогда 1ТВц5 =
= ТВ1>4, и осуществляется переход к п. 13.
21.	Если п. 9 m)j^=b не выполняется, то OT = TBi, m_i +
-А-ТВт i + TBm-i, и осуществляется переход к п. 11.
22.	Если п. 4 топ>2 не выполняется, то ТВ^ т<т = ТВ\,2 —
= 1ТВц2, и осуществляется переход к п. 18, производится печать
результатов, и вычисления прекращаются.
Пример использования данного алгоритма показывает, что в
процессе вычислений производится анализ продолжительности
всех операций, позволяющий на стадии проектирования обосно-
ванно подходить к выбору параметров и режима работы подси-
стем выемочной системы, обеспечивающих снижение длительно-
сти цикла, а следовательно, и повышение производительности
системы.
Зная перемещение системы в выемочном цикле, можно опре-
делить ее производительность
Q = ГВ, m ’
1 х.топ
где Q — производительность выемочной системы; Sy — подвига-
ние фронта забоя за цикл; TBi,mon—длительность выемочного
цикла; L — длина лавы; Яр— мощность пласта, расчетная; у —
плотность угля.
Г л а в а 2	‘	'
ВЛИЯНИЕ УСЛОВИЙ ЭКСПЛУАТАЦИИ НА ВЫБОР
ПАРАМЕТРОВ ПРОЕКТИРУЕМОГО ЗАБОЙНОГО
ОБОРУДОВАНИЯ
§ 1. Горно-геологические факторы, влияющие
на выбор параметров горных машин, комплексов
и агрегатов
На выбор средств механизации очистных и проходческих ра-
бот и параметров оборудования влияют механические свойства и
сопротивляемость разрушению полезных ископаемых и горных
пород, мощность и угол падения пласта, свойства непосредст-
венной и основной кровли, прочность почвы, водоносность, газо-
носность, тектонические нарушения, возможность внезапных вы-
бросов угля и газа.
28
На выбор типа, режимных, конструктивных параметров, энер-
говооруженности и производительности очистных и проходче-
ских комбайнов влияют сопротивляемость угля и пород разру-
шению, мощность и угол падения пласта или площадь сечения
и угол наклона выработки.
Параметры и конструкции доставочных машин зависят от
мощности и угла падения пласта.
Типоразмеры, сопротивляемость крепи и конструктивные па-
раметры секций крепи определяются мощностью и углом паде-
ния пласта, свойствами основной и непосредственной кровли и
почвы пласта.
При неблагоприятном сочетании различных факторов горно-
геологические условия могут резко снижать производительность
систем забойного оборудования или полностью исключать при-
менение средств комплексной механизации, предопределяя, та-
ким образом, возможность только частичной механизации очист-
ных и проходческих работ.
Водоносность очистных забоев по притокам, а также в зави-
симости от свойств почвы относят к трем группам: до 2 м3/ч—
благоприятные условия; более 3 м3/ч— неблагоприятные при
слабой глинистой почве; более 7 м3/ч — неблагоприятные при
других почвах. При неблагоприятных условиях необходимо про-
водить работы по осушению выемочных полей.
Газоносность (метанообильность) пластов ограничивает про-
изводительность выемочных машин по условиям безопасного
проветривания очистного забоя. Ее классифицируют по количест-
ву метана, поступающего в забой. Для весьма тонких пластов
мощностью до 0,7 м и метанообильностью более 5 м3/т, а для
пластов мощностью до 1,2 м и метанообильностью более 10 м3/т
ограничивается производительность работы очистного оборудо-
вания. При более высокой газообильности должна проводиться
дегазация таких пластов.
Тектонические нарушения ограничивают эффективное при-
менение выемочных комплексов из-за сокращения длины вые-
мочного поля и необходимости преодоления комплексами геоло-
гических нарушений. Утонение пласта, пережимы и сбросы с
амплитудой более 0,4 м практически исключают применение аг-
регатов и весьма ограничивают применение выемочных комплек-
сов, так как требуют разделения лавы на части или значитель-
ного сокращения ее длины.
Пласты, опасные по внезапным выбросам угля и газа, долж-
ны разрабатываться только при принятии специальных мер, та-
ких как опережающая подработка или надработка защитных
пластов, заблаговременная дегазация, увлажнение, гидрорас-
членение и др.
Основным фактором, ограничивающим область эффективного
применения проходческих комбайнов, является наличие в забое’
пород высокой крепости и абразивности.
29
§ 2. Механические свойства и сопротивляемость
разрушению горных пород
Основные свойства горных пород можно подразделить на сле-
дующие две группы:
физические свойства — плотность, пористость, влагоемкость,
проводимость звука, электрического тока, теплопроводность
и др.;
механические свойства — упругость, пластичность, прочность,,
твердость, крепость, абразивность.
Наибольшее влияние на конструкцию выемочных и проход-
ческих горных машин оказывают механические свойства горных
пород.
Упругость — свойство горной породы восстанавливать свои
первоначальную форму и объем по прекращению действия на
нее внешних сил. Упругие свойства характеризуются модулем
упругости и коэффициентом Пуассона.
Пластичность в противоположность упругости — свойство по-
роды сохранять остаточную деформацию после прекращения
действия внешних сил.
Прочность горной породы — ее способность в определенных
условиях воспринимать те или иные силовые воздействия, не
разрушаясь. Критериями прочности являются временные сопро-
тивления одноосному сжатию (сгсж), растяжению (ор), сдви-
гу (т).
Между временными сопротивлениями углей и пород сжа-
тию, сдвигу и растяжению имеют место следующие соотношения
(временное сопротивление сжатию принято за единицу):
Т = (0,1 4-0,4) (Тсж, (Гр = (0,03 4- 0,1) <7СЖ.
Твердость — это способность горной породы сопротивляться
местному разрушению при вдавливании в нее инструмента или
индентора.
Крепость — способность породы сопротивляться разрушению
от действия внешних сил при различных технологических про-
цессах их разрушения (бурение, резанце, взрывание и др.). Кре-
пость зависит от прочности, твердости, вязкости, упругости, ми-
нералогического состава и структуры породы, ее кливажа, тре-
щиноватости и других факторов.
Впервые необходимость совокупной количественной оценки
сопротивляемости пород разрушению для целей ведения горных
работ была обоснована проф. М. М. Протодьяконовым (стар-
шим) , создавшим известную шкалу относительной крепости гор-
ных пород. За единицу крепости (f=l) была выбрана порода с
временным сопротивлением одноосному сжатию, равным
10 МПа, при раздавливании породного кубика на прессе; а все
горные породы разделены на десять категорий с коэффициентом
крепости от f=20 для первой категории (наиболее крепкие.
30
плотные и вязкие кварциты и базальты и др.) до f = 0,3 для де-
сятой категории (плывуны, разжиженный грунт и др.). Для
различных углей f = 1-4-3.
Коэффициент относительной крепости / является интеграль-
ной характеристикой прочностных свойств пород. Общеизвестно,
что к его определению в отдельных частных случаях следует
относиться с большой осторожностью, так как величина может
быть неодинакова в различных условиях.
Были предложены и другие методы количественной оценки
сопротивляемости пород и углей разрушению, более соответ-
ствующие конкретным способам их механического разрушения.
Для нормирования буровых работ используются классифи-
кационные шкалы буримости горных пород, под которой пони-
мают обычно степень трудности их разрушения при бурении
определенными типами бурильных машин и инструмента.
Для характеристики сопротивляемости горных пород разру-
шению инструментами проходческих комбайнов и бурильных
машин (резцами, шарошками, коронками) в настоящее время
используются показатели контактной прочности и абразивности
пород.
Величина контактной прочности породы рк (МПа) может
быть определена по методу Л. И. Барона и Л. Б. Глатмана пу-
тем вдавливания цилиндрического индентора (штампа) диамет-
ром 2—5 мм в естественную (нешлифованную) поверхность об-
разца породы
п
t=l
где р; — нагрузка в момент хрупкого разрушения породы под
основанием штампа (образование лунки), Н; п — число опытов
на одном образце породы; 8Ш— площадь штампа, мм2.
По величине контактной прочности породы могут быть отне-
сены к шести категориям: слабые (до 400 МПа); ниже средней
крепости (400—650 МПа); средней крепости (650—1250 МПа);
крепкие (1250—2450 МПа); очень крепкие (2450—4500 МПа);
крепчайшие (более 4500 МПа).
Абразивность — свойство горной породы изнашивать при тре-
нии металлы, твердые сплавы и другие твердые тела. Она опре-
деляется по методу Л. И. Барона и А. В. Кузнецова путем ис-
тирания обоих торцов стального стержня-эталона диаметром
8 мм о необработанную поверхность образцов породы при по-
стоянной частоте вращения стержня 6,7 с-1 и осевой нагрузке
150 Н. Время истирания каждого торца стержня-эталона состав-
ляет 600 с.
Показатель абразивности горной породы, в качестве которого
принимается уменьшение массы истираемого стержня, опреде-
31
ляется по формуле
п
2’<
1=1
а= 2п ’
/////WZ//////Z
где а — показатель абразивности, мг; qt — уменьшение массы
истираемого стержня за каждый парный опыт, мг; п — число
парных опытов.
Авторами метода предложена шкала абразивности, согласно
которой все горные породы разбиты на восемь классов с показа-
телями абразивности от а<5 мг — весьма мало абразивные по-
роды (известняк, мрамор, апатит, каменная соль и др.) до а>
>90 мг — в высшей степени абразивные (корундосодержащие
породы).
Для целей расчета нагрузок на
рабочем инструменте угольных ком-
байнов, стругов, исполнительных
органов выемочных агрегатов ИГД
им. А. А. Скочинского предложено
определять сопротивляемость углей
резанию непосредственно в забоях с
помощью специальных приборов,
принцип действия которых близок к
процессу разрушения угля исполни-
тельными органами угледобываю-
щих машин [16].
В качестве показателя сопротив-
ляемости резанию согласно методи-
ке, разработанной А. И. Бероном и
Е. 3. Позиным, принято приращение
силы резания на единицу глубины
резания установкой ДКС (рис. 2.1)
в стандартном режиме (резание с
выравненной поверхности резцом
шириной Ь = 20 мм с параллельными
боковыми режущими кромками и
углом резания ia=50°):
где А — показатель сопротивляемо-
сти угла резанию, кН/м; Z — сред-
няя сила Резания кН; /г —глубина
4 — динамометр; 5 — самописец; 6 — ПРЯЯНИЯ М
тяговая лебедка; 7 — распорная Н	’	*
стойка	.J® Для проведения массовых заме-
ров сопротивляемости углей реза-
нию в шахтных условиях ИГД им. А. А. Скочинского было со-
здано также динамометрическое сверло СДМ-1 (рис. 2.2).
Рис. 2.1. Установка ДКС (ди-
намометр крупного скола):
32
Рис. 2.2. Динамометрическое сверло СДМ-1:
/ — стойка; 2 — хомут; 3 —двигатель; 4 — самописец; 5 —рама; 6 —буровая штанга;
7 — передняя траверса;в — распорный винт; 9 — резец; 10 — переключатель подачи; 11 —
задняя траверса
создано также динамометрическое сверло СДМ-1 (рис. 2.2).
При установке СДМ-1 в забое стойка 1 раскрепляется между
почвой и кровлей пласта. Затем бурится шпур диаметром
0,042 м на глубину до 2 м. Самописец 4 при этом отключен.
По окончании бурения шпура на штангу 6 устанавливают
резец 9 диаметром 0,062 м, подключают самописец и производят
разбуривание шпура в процессе принудительной подачи сверла
с помощью барабана и троса. Подача сверла за один оборот
буровой штанги постоянна и составляет 0,02 м, а при закрепле-
нии троса через блок равна 0,01 м. Следовательно, каждое перо
резца для вращательного бурения производит кольцевые срезы
постоянного сечения 0,01X0,01 или 0,01X0,005 м2.
Показатели сопротивляемости угля резанию, определенные
с помощью динамометрического сверла, обозначаются А в отли-
чие от А для установки ДКС и находятся из выражения
-
А ~ 2reph ’
где Мер — среднее значение момента сопротивления, зафиксиро-
ванное на ленте самописца, кН-м; гср — средний радиус резца,
равный 0,026 м; h — глубина резания (толщина среза), м.
В настоящее время ИГД им. А. А. Скочинского и ДонУГИ
разработана универсальная аппаратура определения сопротив-
ляемости угольных пластов резанию АСР, которая имеет не-
сколько.вариантов, сборки:
3-240
33
для резания с поверхности забоя (режим ДКС);
для резания почвы и кровли;
для резания в режиме разбуривания скважины (режим
СДМ);
для резания с поверхности скважины (режим АСР).
В результате исследований, выполненных ИГД им. А. А. Ско-
чинского и бассейновыми НИИ, различают;
сопротивляемость угля резанию в неотжатой зоне массива
очистного забоя А, кН/м;
сопротивляемость угля резанию в зоне работы исполнитель-
ных органов выемочных машин (с учетом отжима угля) Ав,
кН/м;
сопротивляемость пласта резанию с учетом породных про-
слойков и включений Ар, кН/м.
Согласно классификации, предложенной ИГД им. А. А. Ско-
чинского [9], различные типы углей могут быть подразделены
на восемь классов по величине сопротивляемости резанию А и
на семь категорий по разрушаемости, учитывающей величину со-
противляемости резанию и вязкость углей (табл. 2.1).
Так, например большинство антрацитов Украинского и Вос-
точного Донбасса охватывают категории от (СК) До (К). Кок-
совые угли относятся к категориям (ВС), (С) и (СК).
. Угли Кузнецкого и Карагандинского бассейнов относятся по
разрушаемости к (ВСК) и (К).
Особо крепкими являются угли некоторых марок в Украин-
ском Донбассе и Кизеловском бассейне.
Сопротивляемость пласта резанию с учетом породных про-
слойков определяется как средневзвешенная сопротивляемость
Таблица 2.1
Категории по разрушаемости	Классы по сопротивляе- мости резанию		Сопротив- ляемость уг- ля резанию А, кН/м
	Хрупкие ,угли	Вязвде угли	
Весьма слабые (ВС)	I			0—60
Слабые (С)	II	—	61—120
Средней крепости (СК)			II	61—120 121—180
Выше средней крепости (ВСК)	III	III	121-180 181-240
Крепкие (К)	IV V	IV	181-240 241—300
Весьма крепкие (ВК)	—	V	241—300
			VI	301—360
Особо крепкие (ОК)	—	VII	361—420
	—	VIII	421 и более
34
по мощности пласта:
—	SA угН у г + 2АпрЯпр
Ар ~	Япл	’	•
где Луг и Лир — среднеарифметическая сопротивляемость реза-
нию угольных пачек и породных прослойков, кН/м; Ну? и Япр —
мощности угольных пачек и породных прослойков, м; 7/Пл =
= S/7yr+2//np — общая мощность пласта, м.
Величины Луг и Лпр должны определяться не менее чем в трех
точках по длине забоя для каждой угольной пачки и породного
прослойка.
Ряд пластов содержит крупные твердые включения в форме
линз, окатышей и валунов. В этом случае для пластов сложного
строения сопротивляемость резанию
1 Т I 1 - ^ВКЛ \
Др - Дуг I 1 + Яу — I,
\	^уг /
где Лвкл — сопротивляемость резанию твердых включений, кН/м;
ау — относительное (удельное) содержание в пласте крупных
твердых включений.
В свою очередь,
SS
аУ “ £Япл ’
где 2S — суммарная площадь включений по плоскости забоя,
м^; LHnsi — площадь забоя, м2..
Удельное содержание и размеры твердых включений опреде-
ляются путем планшетной съемки, выполняемой в забое. Обычно
значения показателя ду находятся в пределах 0,002—0,03.
Показатели сопротивляемости резанию породных прослойков
и твердых включений приведены ниже.
Сопротивляе-
мость резанию.
кН/м
Углистые и глинистые сланцы................... 180—330
Алевролиты и алевролитовые песчаники . 240—540
Песчаники....................................... 350—1500
Твердые включения:
карбонатные....................... 420—900
сидеритовые ......... 300—800
пиритизироваииые ......................... 400—1200
С позиций эффективности применения выемочных машин
угольные пласты по сопротивляемости резанию разделяют на
три группы:
До 180 кН/м — слабые, хрупкие, на которых широко могут
применяться струги;
180—240 кН/м —средней крепости, хрупкие и вязкие, весьма
благоприятные для эффективной работы очистных комбайнов;
3.‘	35.
на них могут также применяться струги отрывного действия,
имеющие высокую энерговооруженность;
240—360 кН/м — весьма крепкие, вязкие, на которых могут
применяться динамические струги и комбайны высокой энерго-
вооруженности.
Область применения проходческих комбайнов определяется
по величине коэффициента крепости f разрушаемого горного
массива. Различают три группы пород:
уголь, слабая руда с прослойками и присечкой слабых по-
род с /<4;
породы средней крепости с / = 4—8;
крепкие породы с f>8.
Проходческие комбайны с избирательными исполнительными
органами находят преимущественное применение при проведе-
нии выработок по породам с /с8.
Буровые проходческие комбайны непрерывного действия мо-
гут создаваться и для пород более высокой крепости.
§ 3.	Влияние мощности и угла падения пласта
Мощность разрабатываемых пластов полезного ископаемого
оказывает первоочередное влияние на выбор следующих пара-
метров: минимальной конструктивной высоты и предела регули-
рования высоты исполнительного органа очистного комбайна,
габаритной высоты корпуса комбайна при работе в зоне крепи,
минимальной высоты крепи (в сдвинутом положении), величи-
ны гидравлической раздвижки крепи, а при малой мощности
пластов и высоты рештачного става забойного скребкового кон-
вейера для обеспечения беспрепятственного прохода транспор-
тируемого груза под днищем или порталом узкозахватного ком-
байна.
С позиций сложности решения проблемы комплексной меха-
низации очистных работ пласты по мощности можно разделить
на семь групп {11].
Первая группа — пласты мощностью до 0,7 м. Здесь практи-
чески только начато осуществление программы создания вые-
мочных комплексов. Так, институтом Гипроуглемаш создан
комплекс КМ.103, первый типоразмер которого предназначен для
пластов мощностью 0,6—0,9 м с углами падения 0—35°, а инсти-
тутом Донгипроуглемаш — комплекс 1МКТ, предназначенный
для работы на крутых пластах мощностью 0,6—1,1 м.
Особенно сложным для пластов мощностью до 0,7 м является
создание надежно работающей механизированной крепи с уче-
том необходимости обеспечения при минимальной конструктив-
ной высоте крепи прохода для людей высотой не менее 0,4 м под
перекрытиями секций и раздвижности крепи не менее, чем
1,8 раза по отношнию к ее минимальной высоте.
36
Важным также является решение задачи уменьшения длины
выемочной машины с целью лучшего приспособления последней
к волнистости почвы и кровли пласта и исключения необходимо-
сти присечки исполнительным органом машины боковых пород.
Наименьший размер базы по длине очистного забоя имеют
угольные струги.
В комплексе КМ.103 уменьшение длины выемочной машины —
комбайна КЮЗ достигнуто за счет поперечного расположения
двигателей привода шнеков и применения вынесенных из лавы
механизмов подачи.
Вторая группа — пласты мощностью 0,7—0,9 м, для которых
уже созданы средства комплексной механизации, но их проект-
ная производительность полностью Не реализуется вследствие
значительной стесненности рабочего пространства и работы
выемочных машин с присечкой боковых пород.
Необходимо отметить, что тонкие пласты 1-й и 2-й групп
трудны не только для создания и производительной работы
средств комплексной механизации, но и для работы людей.
В этой связи Минуглепромом СССР совместно с Институтом
горного дела им. А, А. Скочинского разработана широкая про-
грамма проведения научно-исследовательских и опытно-конст-
рукторских работ, направленных на создание автоматизирован-
ных комплексов и агрегатов для выемки угля в пластах указан-
ной мощности без постоянного присутствия людей в забое.
Третья группа — пласты мощностью 0,9—1,2 м, которые по-
зволяют комплексам достаточно производительно работать без
присечки боковых пород при газообильности лав менее 10 м3/м.
Четвертая группа —пласты мощностью 1,2—2 м, наиболее
благоприятны для высокопроизводительной работы комплексов и
агрегатов. В этих условиях на пологих пластах эффективно ра-
ботают комплексы КМ87Э, 2МКЭ, частично ОКП и ОКП70, а на
крутых пластах — агрегаты АКЗ (по простиранию пласта) и
1АЩМ (по падению пласта).
Пятая группа — пласты мощностью 2—3,5 м, также благо-
приятные для применения средств комплексной механизации
(комплексы ОКП, ОКП70, УКП, КМ130). Однако здесь возни-
кает необходимость применения в конструкции крепи выдвиж-
ных подпорных устройств для предотвращения обрушения в ре-
зультате отжима верхней пачки угля.
Шестая группа — пласты мощностью 3,5—5 м, где в основ-
ном применяется слоевая разработка.
В последние годы в нашей стране и за рубежом проводятся
работы по созданию средств комплексной механизации для вы-
емки угля на полную мощность указанных пластов.
Седьмая группа—пласты мощностью более 5 м, которые
целесообразно разрабатывать слоями с применением комплек-
сов и агрегатов, созданных для пластов средней мощности.
37
С увеличением угла падения пласта снижаются энергозатра-
ты на процесс транспортирования полезного ископаемого по
лаве в направлении падения пласта, но ухудшается поперечная
устойчивость секций механизированной крепи и возрастает веро-
ятность сползания по лаве выемочной, доставочной машины и
механизированной крепи.
Наиболее благоприятными для применения комплексов и
агрегатов являются пласты с углами падения 0—12°, где можно
не учитывать действия гравитационных сил. Конструкции совре-
менных комплексов при системах разработки длинными столба-
ми позволяют в этих пластах успешно работать по простиранию,
падению и восстанию пласта.
При работе комплексов по простиранию пласта с углами па-
дения более 12° в сухих забоях требуется применение устройств,
удерживающих комбайн от сползания при работе с рамы кон-
вейера, в то же время конвейер и механизированная крепь могут
работать без сползания при углах падения до 18°. Это связано
с тем, что коэффициент трения металла по металлу составляет
0,23—0,3, и критический угол падения пласта, при котором мо-
жет начинаться движение комбайна вниз по рештакам конвейе-
ра, составляет 13—17°. Коэффициент трения металла по почве
пласта 0,35—0,4, а величина критического угла 18—20°.
Во влажных забоях предохранительные устройства, удержи-
вающие конвейер и крепь от сползания, должны применяться
при углах падения пласта более 12°, а для удержания комбай-
на— при углах падения более 8°.
Большинство эксплуатирующихся комплексов могут работать
по простиранию пласта с углами падения до 15° (комплексы
КМ87Э, 2МКЭ, КМ81Э, ОМКТМ, ОКП) или до 20° (комплексы
КМК96, КМС97, ЗОКП, ОКП70).
Для забоев с углами падения до 35° созданы комплексы
КМКДБ («Донбасс»), КМ87ДК, КМ130..
Очистные комбайны для пологих и пологонаклонных пластов
с углом падения до 35° должны осуществлять принудительную
выгрузку угля из рабочего пространства.
Крутонаклонные (угол падения 36—45°) и крутые пласты
(угол падения 46—90°) являются наиболее трудными для при-
менения комплексов и агрегатов.
В крепях комплексов и агрегатов, работающих по простира-
нию пласта, должны применяться системы ориентации и устрой-
ства, удерживающие крепь от сползания.
При углах падения пласта более 40° уголь перемещается под
действием собственного веса по почве пласта, и применение в
этих условиях доставочных машин или органор не требуется.
Для углов падения 36—40° доставка угля может осуществляться
по стальным листам. Коэффициент трения угля по почве 0,7—0,8,
а по стальным листам 0,3—0,5.
38
В очистных комбайнах для крутонаклонных и крутых плас-
тов должна предусматриваться самотечная выгрузка угля из
рабочего пространства.
§ 4.	Влияние свойств вмещающих пород
Свойства пород кровли и почвы предопределяют способ уп-
равления кровлей, тип механизированной крепи и ее несущую
способность.
Состав, строение и прочностные характеристики пород кров-
ли отличаются большим разнообразием.
Наиболее известной классификацией боковых пород очист-
ных выработок является классификация бывш. ВУГИ, предло-
женная Д. С. Ростовцевым [3, 11]. В основу ее были положены
обрушаемость пород кровли, кратность мощности обрушаемых
пород мощности пласта и устойчивость пород почвы (табл. 2.2).
Оценка класса кровли при составлении классификации ВУГИ
базировалась на возможностях деревянной крепи, и роль меха-
низированной крепи в обрушаемости пород классификацией не
учтена.
Таблица 2.2
Класс пород	Характеристика пород кровли	Характеристика пород почвы		Рекомендуемый способ управления кровлей
I	Непосредственно над пластом угля залегают легкообрушаю- щнеся породы мощностью не менее 6—8-кратной мощности разрабатываемого пласта угля	Средней вости и вые	устойчи- устойчи-	Полное обрушение
II	Непосредственно над пластом	Средней	устойчи-	Частичное обруше-
III	угля залегает толща легкооб- рушающихся пород, мощность которых меньше 6— 8-кратной мощности разрабатываемого пласта угля. В основной кровле залегают труднообрушающиеся породы, которые обрушаются лишь спустя некоторое время после образования значитель- ной площади их обнажения	ВОСТИ и вые	устойчн-	иие
	Непосредственно над пластом угля залегает мощный пласт труднообрушающейся породы, которая может быть обнажена на значительной площади	Любой устойчиво- сти		Частичная заклад- ка
IV	Непосредственно над пластом угля ((мощностью до 1 м) за- легают породы, обладающие свойством плавно опускаться на почву пласта без значитель- ных разрывов и трещин	Склонные ванию	к подду-	Плавное опускание
39
С целью выбора рациональных способов управления кров-
лей на крутых пластах была разработана классификация вмет
щающих пород ДонУГИ, согласно которой породы непосредст-
венной кровли разделены на пять классов — от слабых пород
или ложной кровли (I класс) до труднообрушающихся (Vкласс).
Применительно к практике создания механизированных кре-
пей ВНИМИ предложены основы классификации, увязывающие
характеристику пород кровли с требованиями к механизирован-
ным крепям [3].
Все многообразие условий по составу, строению и прочност-
ным показателям кровли разделено на три класса: легкая кров-
ля (I класс), средней тяжести (II класс) и тяжелая кровля
(III класс).
Общий характер взаимодействия крепи с кровлей и опуска-
ние последней определяются составом, строением и прочностью
пород над очистной выработкой мощностью, равной примерно
5-кратной мощности пласта, однако существенное влияние на
взаимодействие оказывает и устойчивость нижних слоев кровли.
Под устойчивостью обнаженной кровли понимают способ-
ность ее пограничных слоев находиться в состоянии, при котором
исключаются вывалы и обрушения породы в рабочее простран-
ство лавы. По этому показателю каждый класс кровли по ус-
тойчивости ее нижних слоев кровли (непосредственной кровли)
разделен на три подкласса: с неустойчивыми нижними слоями
или ложной кровлей, со слоями средней устойчивости и устойчи-
выми.
Характеристика пород непосредственной кровли по устойчи-
вости приведена в табл. 2.3.
Классы кровель по ВНИМИ характеризуют величину опус-
кания пород, которая при одинаковом сопротивлении крепи ми-
Таблица 2.3
Степень устойчи- вости	Состав породы	Среднее значение прочности на сжатие, МПа	Характерные виды нарушен- ной. кровли	Размеры вы- валов, м не более	
				высо- та	шири- на
Неустойчивые, ложная кровля	Пески, глины, ар- гиллиты, алевроли- ты, сланцы, про- пластки угля	До 20	Преобладают вывалы	0,8	1,2
Средней устойчи- вости	Аргиллиты, алев- ролиты, сланцы	20—70	Вывалы и зако- лы	0,8	1,0
Устойчивые	Аргиллиты, алев- ролиты, • мелкозер- нистые песчаники, известняки	Более 50—70	Преобладают заколы	0,3	0,9
40
нимальна для I класса и достигает наибольших значейий для
III класса (тяжелых кровель).
Сопротивление большинства существующих конструкций кре-
пей, составляющее 0,28—0,4 МПа, является номинальным для
кровель средней тяжести (II класс по ВНИМИ), а также для
кровель II класса по классификации ВУГИ (см. табл. 2.2).
На пластах с легкой кровлей такие крепи могут работать с
пониженным сопротивлением. Для тяжелой кровли требуется со-
здание крепей с повышенным сопротивлением.
Опыт «работы механизированных комплексов показал также,
что следует выделять основную кровлю и делить ее на две под-
группы [11]:
легкоуправляемую, не дающую вторичных осадок и характе-
ризующуюся наличием между основной кровлей и угольным
пластом легкообрушаемых пород непосредственной кровли мощ-
ностью более 3-кратной мощности пласта, которая при обруше-
нии создает условия для прогиба основной кровли;
трудноуправляемую, характеризующуюся шагом первичной и
вторичной осадок более 30 м, наличием непосредственной кров-
ли, состоящей из легкообрушаемых пород мощностью менее
3-кратной мощности пласта.
Сложные условия управления кровлей механизированными
крепями возникают на пластах не только с труднообрушаемыми
кровлями, но и с неустойчивыми нижними слоями (непосредст-
венными кровлями)..
Большинство серийно выпускаемых крепей требует для при-
менения в сложных условиях проведения работ по предваритель-
ному разупрочнению труднообрушаемой кровли (торпедирование
кровли) или упрочнению нижних неустойчивых слоев кровли,
например путем инъекций смолами. При выемке пластов сред-
ней мощности практикуется оставление у кровли защитной пач-
ки угля толщиной до 0,3 м.
Опыт создания отечественных крепей повышенного сопротив-
ления М87П, КМ.Т, УКП показал их высокую работоспособ-
ность на труднообрушаемых кровлях и перспективность работ в
этом направлении для повышения эффективности работы меха-
низированных комплексов на пластах с тяжелыми (труднообру-
шаемыми) кровлями.
При создании крепей повышенного сопротивления
должна также учитываться контактная прочность вмещаю-
щих пород.
Почвы по сопротивлению на вдавливание разделяются на сла-
бые и прочные. Слабые почвы характеризуются сопротивлением
на вдавливание менее 2,5 МПа.
Создание крепей повышенного сопротивления и разработка
способов управления величиной и положением равнодействую-
щей начального распора позволяют перейти к активному управ-
лению кровлей очистной выработки с помощью крепи. .
41
§ 5.	Горнотехнические факторы, влияющие
на выбор параметров горных машин, комплексов
и агрегатов
Горнотехническими факторами, влияющими на выбор пара-
метров оборудования очистных забоев, являются длина очистно-
го забоя и длина вынимаемого столба.
С увеличением длины очистного забоя при прочих неизмен-
ных условиях должны возрастать мощность привода доставоч-
ных машин, производительность и давление насосных станций
механизированных крепей, мощность привода кольцевых органов
разрушения угледобывающих агрегатов.
Длина очистных забоев, оборудованных современными серий-
ными механизированными комплексами, обычно лимитируется
гидросистемой крепи и составляет: 160—180 м — для комплексов
КМКДБ («Донбасс»), КСД, КМК97, КМС97; 180—200 м —для
комплексов КМ87Э; 120—150 м —для комплексов 1МКМ,
2МКЭ, КМ81Э, ОКП.
Оптимальная длина очистного забоя в ряде случаев больше
длины комплексов, поставляемых заводами, однако здесь необ-
ходимо помнить, что увеличение длины комплексов приводит к
возрастанию числа работающих секций крепи, секций рештач-
ного става конвейера, а также к увеличению длины тяговых
цепей комбайнов (стругов) и скребковых конвейеров, что не
может не вызвать снижения уровня надежности системы забой-
ного оборудования.
Для современных угледобывающих агрегатов, работающих
по простиранию, важную роль играет поддержание прямолиней-
ности их базы. Насыщенность агрегатов элементами электро- и
гидроавтоматики, средствами телеконтроля, необходимость раз-
мещения концевых приводов под крепями сопряжений лавы со
штреками, высокая нагрузка на тяговую цепь исполнительного
органа, разрушающего забой по всей его площади, обеспечивают
пока надежную работу агрегатов при длине лавы 50 м.
С увеличением длины выемочного поля (длины столба) сни-
жаются удельные расходы на монтаж комплексов и трудоем-
кость монтажных работ. Для современных комплексов рацио-
нальной является длина столба не менее 1200—1400 м, которую
не всегда удается обеспечить из-за геологических нарушений
пластов.
При меньшей длине столбов возрастает частота перемонта-
жей оборудования и суммарная продолжительность периодов,
когда комплекс работает с неполной нагрузкой из-за повышен-
ного числа приработочных отказов после очередного перемон-
тажа.
К горнотехническим параметрам, оказывающим наиболее су-
щественное влияние на выбор режимных и конструктивных па-
раметров проходческих комбайнов и комплексов, относятся пло-
42
щадь и форма сечения проводимой горной выработки (в про-
ходке) .
Проходческие комбайны с исполнительными органами изби-
рательного действия применяются при необходимости изменения
в широком диапазоне размеров и формы сечений выработок и
при раздельной выемке полезного ископаемого и породы. Раз-
меры и форма выработок предопределяют для них величину
раздвижности (телескопичности) стрелы исполнительного орга-
на, а также устойчивость машины на почве выработки.
Буровые проходческие комбайны непрерывного действия при-
меняются при проведении круглых или арочных выработок по-
стоянного сечения. Для комбайнов такого типа увеличение сече-
ния выработки вызывает необходимость существенного увеличе-
ния мощности привода исполнительных органов комбайнов,
в противном случае производительность их резко снижается.
Г л а в а 3
ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ ВЫЕМОЧНЫХ КОМПЛЕКСОВ
И АГРЕГАТОВ
§ 1.	Общие положения методики определения
производительности
Основной функцией выемочных комплексов и агрегатов, как
и других систем забойного оборудования, является осуществле-
ние процесса выемки полезного ископаемого с требуемой про-
изводительностью работы, определяемой из условия обеспече-
ния заданных нагрузок на очистной забой и производительности
труда рабочих.
Выемочный комплекс или агрегат состоит из различных
функциональных машин, каждая из которых имеет свои специ-
фические особенности, а их производительность измеряется ха-
рактерными для них единицами. '
Производительность комплекса или агрегата должна изме-
ряться единицами, присущими основному предмету труда и ха-
рактерными для оценки его общих результатов, т. е. количест-
вом угля или другого полезного ископаемого, добываемого в
единицу времени, а также количеством вынутой в единицу вре-
мени породы для проходческих систем забойного оборудования.
Производительность комплексов и агрегатов зависит от це-
лого ряда факторов, и в первую очередь, от горно-геологических
и горнотехнических условий их работы, режимных и конструк-
тивных параметров функциональных машин и степени использо-
вания комплексов и агрегатов во времени.
43
Поэтому применительно к выемочным комплексам и агрега-
там принято различать теоретическую, техническую и эксплуа-
тационную производительность.
Понятия трех видов производительности выемочных машин,
комплексов и агрегатов были предложены на кафедре горных
машин и комплексов Московского горного института, где затем
была и разработана общепринятая теперь методика расчета их
производительности [18, 23].
§ 2.	Теоретическая производительность
Теоретическая производительность выемочного комплекса или
агрегата является Максимальной. Она определяется в единицу
времени (минуту или час) непрерывной производительной рабо-
ты комплекса (агрегата) с рабочими параметрами, максималь-
ными для данных условий эксплуатации. При правильном выбо-
ре и увязке режимных и конструктивных параметров оборудова-
ния, когда функциональные машины комплекса или агрегата
не являются взаимно ограничивающими, теоретическая произво-
дительность комплекса (агрегата) равна теоретической произ-
водительности его выемочной машины.
Для фронтального агрегата ширина захвата исполнительным
органом массива полезного ископаемого равна длине L обраба-
тываемого забоя, а скорость подачи исполнительного органа на
забой равна соответственно скорости продольной (вдоль столба)
подачи базы агрегата на забой.
Поэтому теоретическая производительность фронтального аг-
регата может быть определена из следующих выражений:
Q = 60HL^y.	(3.1)
или
Q — 3600HLyvv, >	(3.2)
где Q — теоретическая производительность фронтального агрега-
та, измеряемая тоннами за минуту (т/мин),—формула (3.1)
или тоннами за час (т/ч)—формула (3.2); Я—вынимаемая
мощность пласта полезного ископаемого, м; L — длина забоя,
обрабатываемого исполнительным органом агрегата, м; иу—
скорость продольной подачи на забой исполнительного органа
(скорость подачи вдоль столба), м/с; у — плотность полезного
ископаемого, т/м3.
Формулы (3.1) и (3.2) могут быть также использованы для
определения теоретической производительности буровых проход-
ческих комбайнов, а также механизированных проходческих
щитов с исполнительными органами непрерывного действия, ра-
ботающих по породам. Здесь необходимо иметь в виду, что
забой прн работе таких машин имеет арочную или круглую
форму и произведение HL в формулах (3.1) и (3.2) должно
44
быть заменено размером площади сечения вчерне 5 (м2) прово-
димой выработки.
При разрушении пород теоретическая производительность
указанных проходческих комбайнов и щитов определяется в ку-
бических метрах в минуту, поэтому в данном случае
Q^60Svy.	. (3.3)
Теоретическая производительность комплексов и агрегатов
с фланговыми выемочными машинами (очистными узкозахват-
ными комбайнами или стругами)
. Q = 3G00Hbayvx,	(3.4)
где Q — теоретическая производительность комплексов и агре-
гатов с фланговыми выемочными машинами, а следовательно,
и производительность самих выемочных машин, т/ч; Ь3 — шири-
на захвата исполнительного органа выемочной машины; vx—
скорость горизонтальной подачи выемочной машины (скорость
подачи вдоль забоя), м/с.
Формула для определения теоретической производительности
проходческих комбайнов с исполнительными органами избира-
тельного действия при работе по породе будет иметь вид:
Q = GOdbavX(ytZ},	(3.5)
где Q — теоретическая производительность проходческого ком-
байна, м3/мин; d — средний диаметр исполнительного органа, м;
Ух(у, г) — наибольшее значение одной из возможных скоростей
перемещения исполнительного органа, м/с; горизонтальной —
vx, продольной vy или вертикальной — vz.
Если проходческий комбайн с исполнительным органом изби-
рательного действия работает по углю, то для определения его
теоретической производительности в тоннах в минуту правая
часть выражения (3.5) должна быть умножена на величину
плотности угля у, т/м3.
Во всех случаях при определении теоретической производи-
тельности комплексов, агрегатов и выемочных машин берется
максимальная применительно к условиям эксплуатации скорость
перемещения в соответствующем направлении исполнительного
органа, выемочной машины или базы агрегата.
По величине теоретической производительности выемочной
машины (органа) определяются режимные и конструктивные
параметры доставочной машины комплекса или агрегата из ус-
ловия
Qn^Q.t
где фд — производительность доставочной машины.
Из приведенных формул (3.1) — (3.5) видно, что теоретиче-
ская производительность агрегатов, комплексов и выемочных
горных машин определяется условиями работы (Я, L, S, у), их
режимными (Vy, vx или vz) и конструктивными' (b3, d) парамет-
45
рами. Очевидно, также, что заданная теоретическая производи-
тельность в конкретных условиях эксплуатации может быть до-
стигнута при выборе соответствующих рабочих параметров вые-
мочной машины или системы забойного оборудования.
Так например, высота исполнительного органа Ни.о фронталь-
ного агрегата или фланговой выемочной машины комплекса
должна быть не меньше вынимаемой мощности пласта Н. Пло-
щадь сечения выработки S определяет величину диаметра ис-
полнительного органа проходческого комбайна бурового типа.
§ 3.	Техническая производительность
Техническая производительность определяется количеством
полезного ископаемого, добытого в единицу времени, с учетом
затрат времени на выполнение вспомогательных операций, при-
сущих комплексу или агрегату и схемам их работы, а также
затрат времени на ликвидацию отказов. Она может быть опре-
делена по формуле
Qt ~ QKti	(3.6)
где QT — техническая производительность выемочной машины
или системы забойного оборудования, т/ч (или м3/ч); Q — теоре-
тическая производительность выемочной машины или системы
забойного оборудования, т/ч (или м3/ч); Кт — коэффициент тех-
нически возможной непрерывности работы выемочной машины
(исполнительного органа) в составе соответствующей системы
забойного оборудования (комплекта, комплекса или агрегата).
В общем случае коэффициент Кт представляет собой отноше-
ние вида:
Кт = f ₽ 4- f ’	(3-7)
*р *в.о ‘у.о
где tp — время работы выемочной машины; tB.o— затраты време-
ни на выполнение вспомогательных (концевых и маневровых)
операций; ty.o— затраты времени на устранение отказов.
При расчете значений Кт по формуле (3.7) величины /р, /в.о
и ty.o должны приниматься для одного и того же календарного
периода времени или времени выполнения полного рабочего
цикла (для выемочных машин и систем забойного оборудования
цикличного действия).
Величина отношения
(3-8)
характеризует непрерывность работы выемочной машины
симости от длительности выполнения вспомогательных
ций. Поскольку состав и длительность вспомогательных
вых и маневровых) операций зависят от схемы совместной ра-
в зави-
опера-,
46
(3.9)
боты различных функциональных машин, коэффициент Кс на-
зван коэффициентом совершенства схемы работы выемочной
машины, комплекса или агрегата.
Отношение вида
_ к-
/	। /	— Лр
*Р *у.°
характеризует величину коэффициента готовности Лг — комп-
лексного показателя надежности, с помощью которого удобно
оценивать влияние надежности выемочной машины, комплекса
или агрегата в целом на их производительность.
Если уравнения (3.8) и (3.9) решить соответственно относи-
тельно /в.о и ty.o и подставить полученные результаты в формулу
(3.7), то выражение для определения коэффициента Кт примет
вид
1
Кт-!!-
Ко +
Для фронтальных агрегатов непрерывного действия и буро-
вых проходческих комбайнов с непрерывным рабочим процес-
сом Ко = 1 и поэтому
Кт = Кг,
т. е. коэффициент технически возможной непрерывности работы
полностью определяется уровнем надежности, характеризуемым
величиной коэффициента готовности.
Таким образом, техническая производительность меньше тео-
ретической. Чем меньше разрыв между теоретической и техни-
ческой производительностью, тем выше уровень технического
совершенства соответствующего комплекса или агрегата.
§ 4.	Эксплуатационная производительность
Эксплуатационная производительность комплекса или агрега-
та определяется с учетом всех видов простоев, имеющих место
при их работе, поэтому она характеризует в конечном счете фак-
тическое количество полезного ископаемого или горной породы,
вынимаемое в единицу времени комплексом или агрегатом при
достаточно длительной работе.
Эксплуатационная производительность выемочного комплекса
или агрегата всегда меньше его технической производительно-
сти и зависит от степени использования технической возможно-
сти комплекса или агрегата в конкретных условиях эксплуа-
тации. Она определяется с учетом всех простоев, имеющих место
при работе забойного оборудования, и является фактической ча-
совой или сменной производительностью:
(З.Ю)
47
где Q3 — эксплуатационная производительность, т/ч (или м3/ч);
Q — теоретическая производительность, т/ч (или м3/ч); Кэ — ко-
эффициент непрерывности работы выемочной машины, комплек-
са или агрегата в процессе эксплуатации.
В общем случае
Гр
Кз~ 'р+А.о + *у.о + *э.о •	(3,11)
Выражение (3.11) отличается от выражения (3.7) наличием
в знаменателе дополнительного слагаемого tg.o, характеризую-
щего простои оборудования по организационным и техническим
причинам, не зависящим от конструкции выемочной машины,
комплекса, агрегата, схемы их работы и уровня надежности.
Обозначив
*р _ к
/	( /	— Аэ.О
1р Г ‘э.о
и воспользовавшись формулами (3.8) и (3.9), после преобразо-
ваний получим
Кэ = п-------------j-----.	(3.12)
где Кэ.о — частный коэффициент непрерывности работы комплек-
са или агрегата, учитывающий простои, связанные с выполнени-
ем эксплуатационных операций и по организационно-техниче-
* ским причинам.
Для фронтальных агрегатов непрерывного действия и буро-
вых проходческих комбайнов с непрерывным рабочим процес-
сом
 1
Кэ - 1	1	•
Кг + Кэ.о ~1
В табл. 3.1 даны в развернутом виде выражения (3.6) и
(3.10) для определения технической и эксплуатационной произ-
водительности различных систем забойного оборудования.
Для конкретных условий эксплуатации отношение техниче-
ской производительности и теоретической характеризует сте-
пень технического совершенства комплекса или агрегата, кото-
рая количественно оценивается величиной коэффициента:
Отношение эксплуатационной производительности комплекса
или агрегата к теоретической определяет степень использования
их во времени и выражается коэффициентом непрерывности ра-
48
co
Я
a
№
О
03
b
Sa	6	»	S	i к S аз
o tn	tn	3	о	о и
S3 tr	S’	сх ।		я ь
S' о	S3	О)		о
я s g 3 § <0	§ §	сх S а	и R з £ g е	и о р
3 § 2 S cD О ex b x »	3 u <v ex сП	3 сП & СХ сП	«.а к Ь s 4 g О о	S о б к s О S « 5
03 сП			и	СХ
	<v 3 к	§S- 3 д	<v о S3 сь S3 >>	аз Я ёхо « 2
§°s	К я 4) И	tn ь л о	о чо <v	8 ®
a w s	е» ь	ч «я	S я	Z s
3 s a S о s о o> я el S	сП У §£ е £	оз £. ь я Л О О £?*© ©• и	S О S 03 Л Й 2 »я <5* СП Ехо	g « §.« Сю
4-—240
49
боты в процессе эксплуатации
Отношение эксплуатационной производительности к техниче-
ской характеризует степень совершенства организации работ в
забое при применении комплекса или агрегата в данных услови-
ях и надежность смежного оборудования, обеспечивающего их
функционирование. Это отношение называется коэффициентом
использования технических возможностей комплекса или агре-
гата;
Оа /Сэ
Кэ.т=-^- = ^-.	(3.13>
Величина Л9.т варьирует в пределах 0,67—0,78.
Сменная эксплуатационная производительность комплекса
или агрегата может быть определена по формуле
Qcm = (^см ^п.з) Qa>
где Qcm — сменная производительность, т; /см— длительность ра-
бочей смены, ч; 1п,3— регламентированное время подготовитель-
но-заключительных операций; обычно 6ьз = 0,5 ч.
§ 5. Анализ производительности
Основными рабочими параметрами, оказывающими сущест-
венное влияние на производительность выемочного комплекса
или агрегата, являются: ширина захвата исполнительного орга-
на Ь3 фланговой выемочной машины комплекса или агрегата
(для фронтального агрегата ширина захвата исполнительного
органа равна длине обрабатываемого забоя L), высота исполни-
тельного органа НИ.О и скорость перемещения выемочной маши-
ны вдоль забоя или базы агрегата на забой.
Ширина захвата и высота исполнительного органа выемоч-
ной машины (агрегата) являются главными конструктивными
параметрами, по которым осуществляется увязка рабочих пара-
метров функциональных машин, входящих в состав системы за-
бойного оборудования и определяется схема работы последней.
В процессе работы комплекса или агрегата ширина захвата
Ь3 фланговой выемочной машины и длина агрегата, а следова-
тельно, и длина обрабатываемого агрегатом забоя L остаются
неизменными. Практически неизменной остается при работе в
конкретных условиях эксплуатации и вынимаемая мощность пла-
ста Н. Изменяемыми параметрами, оказывающими влияние на
величину теоретической производительности, являются скорость
продольной подачи (подачи вдоль столба) vy базы фронтально-
го агрегата или скорость горизонтальной подачи (вдоль забоя)
vx фланговой выемочной машины комплекса или агрегата, по-
50
Рис. 3.1. Зависимости теоретической
производительности Q агрегатов и
комплексов от величины скоростей
подачи Vy и vx выемочных машин
(органов)
Рис. 3.2. Зависимости коэффициентов
непрерывности работы Кт и Кз комп-
лексов агрегатов цикличного дей-
ствия от величины скоростей пода-
чи vy и vx, выемочных машин (орга-
нов)
этому графики зависимостей Q=f(vy) и Q=<p(ux) имеют вид
прямых линий, выходящих из начала системы координат
(рис. 3.1).
При одинаковой длине забоя L и вынимаемой мощности пла-
ста Н теоретическая производительность фронтального агрегата
и комплекса, фланговая выемочная машина которого вынимает
полосу полезного ископаемого шириной Ь3, будет равна при ус-
ловии, что Lvy = b3vx, т. е. между скоростью vy продольной по-
дачи исполнительного органа фронтального агрегата и скоро-
стью горизонтальной подачи vx фланговой выемочной машины
должно иметь место соотношение
vy/vx = bJL.
Для того чтобы установить характер изменения технической
производительности системы забойного оборудования в зависи-
мости от величины скорости vx или vy, преобразуем формулу
(3.7) для определения технически возможной непрерывности
работы комплекса или агрегата с учетом того, что
^в.о = ^м.о “Ь Лс.о>
где /м.о и tK.o — затраты времени на выполнение соответственно
маневровых и концевых операций.
Тогда для комплексов и агрегатов цикличного действия с
фланговой выемочной машиной
L
vx	1
Кт = ---------£--------=----------------------1	(3.14)
Vx “Ь ^М.О-(- ^К.О + ^у.О 1+ £ (^м.о + Лс.о + ^у.о)
где — время работы фланговой выемочной машины в те-
чение одного цикла.
4
51
Рис. 3.3. Зависимости теоретической , Q,
технической QT и эксплуатационной Q»
производительности комплексов и агрега-
тов от величины скоростей подачи vx и
vy выемочных машин (органов)
Рис. 3.4. Зависимости коэффициентов Кс,
Кг, Kt и технической производительно-
сти QT от длины очистного забоя:
а — для комплексов и агрегатов цикличного дей-
ствия с фланговыми выемочными машинами (ор-
ганами); б —для фронтальных агрегатов непре-
рывного действия
Для фронтального агрегата цикличного действия
•+ ^м.о 4" А.О + ^у.О 1 "Ь .[& (^м.о + ^к.о4* ^у.о)
/б	X
где ------время работы при перемещении его на величину хода
vy
домкратов подачи базы 1ц.
Анализ зависимостей (3.14) и (3.15) показывает,- что с уве-
личением скоростей vx и vy при L = cdnst и 1б = const величина
коэффициента Дт в обоих случаях будет снижаться по кривым
гиперболичного характера (рис. 3.2) от единицы до некоторого
52
минимального значения, определяемого величиной переменных
и постоянных величин в формулах (3.14) и (3.15).
Аналогичный характер будут иметь и графики зависимостей
коэффициентов непрерывности работы в процессе эксплуатации
/Сэ=/(и^) и K9=<p(v*), только они будут расположены ниже гра-
фиков зависимостей K.T=f(vy) и Кт = у(ух), ввиду того, что вы-
ражение (3.11) для определения Кэ имеет дополнительное сла-
гаемое в знаменателе.
В связи с имеющим место характером изменения коэффици-
ентов Кт и Лэ зависимости технической (Qt—QKt) и эксплуата-
ционной Qa=QKa производительности от скоростей подачи vx
или vy представляют собой гиперболические кривые, обращенные
выпуклостью вверх (рис. 3.3).
Из рис. 3.3. следует, что с увеличением скорости подачи тех-
ническая производительность комплекса или агрегата растет
медленнее теоретической, эксплуатационная — медленнее техни-
ческой, а обе они — медленнее изменяемого параметра. Причем,
чем выше абсолютная величина скорости подачи выемочной ма-
шины при неизменных других параметрах, тем существеннее
разница между теоретической, технической и' эксплуатационной
производительностью.
Увеличение коэффициентов Кт и Кэ может быть достигнуто
при сокращении затрат времени на вспомогательные операции.
Так, при использовании в комплексах фланговых выемочных ма-
шин челнокового действия устраняются маневровые операции,
а во фронтальных агрегатах непрерывного действия — и конце-
вые операции.
При увеличении длины очистного забоя L, в котором работа-
ет выемочный комплекс или агрегат цикличного действия,
удельный вес вспомогательных операций будет уменьшаться в
общем балансе времени рабочего цикла. Поэтому с ростом L
коэффициент совершенства схемы работы Кс таких комплексов и
агрегатов будет увеличиваться (рис. 3.4, а). Однако коэффици-
ент готовности Кг, как это будет показано в главе 6, с ростом L
будет снижаться.
Подобный характер зависимостей Кс (L) и Кг (L) предопре-
деляет наличие максимума на кривой изменения коэффициен-
та Кт, а следовательно, и оптимальной длины LOn очистного за-
боя, при которой техническая производительность QT комплекса
или агрегата будет наибольшей.
Для агрегатов непрерывного действия коэффициент совер-
шенства схемы работы равен единице, поэтому характер измене-
ния коэффициента Кт и технической производительности агрега-
та полностью определяется характером зависимости Kr(L)
(рис. 3.4, б).
Поскольку площадь обрабатываемого комплексом или агре-
гатом забоя равна произведению его длины и мощности пласта,
удельная нагрузка на забой зависит от указанных параметров
53
' и составляет
Q3
9э ~ HL ’
где </э — удельная нагрузка на забой в данных условиях эксплуа- .
тации, т/м2-ч.
Этот показатель является достаточно объективным для оцен-
ки агрегатов и комплексов различных типоразмеров при работе
в соответствующих условиях эксплуатации.
§ 6. Определение производительности
проектируемых систем забойного
оборудования
Трудоемкость подземных очистных работ до настоящего вре-
мени остается наибольшей и составляет около 40% трудоем-
кости всех подземных работ. Поэтому создание выемочных комп-
лексов и агрегатов подчинено решению задачи повышения про-
изводительности труда не только рабочих очистных забоев, но и
рабочих всей шахты.
Производительность труда рабочих по шахте может быть
найдена из выражения
где —производительность труда рабочих по шахте, т/вых;
Qm — добыча полезного ископаемого за сутки из очистных забо-
лев шахты, т; NB— число выходов^ в сутки рабочих, занятых на
выемке полезного ископаемого; —число выходов в сутки ра-
бочих, не занятых на выемке полезного ископаемого.
В свою очередь,
Qm = qBNB,	.	(3.17)
тде — производительность труда рабочих по выемке полезного
ископаемого, т/вых.
С учетом (3.17) зависимость (3.16) будет иметь вид
_	1_________?в
?ш-?в	- 1+с?в,
1+ 0Г9в
тде
С = 7Г-, вых/т.
Чш
Графически эта зависимость представлена на рис. 3.5, из ко-
торого следует, что с ростом производительности труда рабочих
по выемке производительность труда рабочих по шахте растет
медленнее изменяемого параметра, но более интенсивно с умень-
54
шением удельного числа рабо-
чих с, не занятых на выемке
угля, т. е. со снижением трудо-
емкости проходческих работ,
работ на транспорте и других
подземных и поверхностных
работ, выполняющихся на
шахте.
Для пропорционального ро-
ста производительности труда
рабочих по шахте необходимо,
чтобы произведение cqB сохра-
нялось постоянным. Это зна-
чит, что рост производительно-
сти труда рабочих по выемке
полезного ископаемого должен
сопровождаться уменьшением
числа рабочих, занятых на дру]
Рис. 3.5. Зависимости производитель-
ности труда рабочих по шахте qm
от производительности труда рабо-
чих очистного забоя qB при различ-
ных величинах отношения числа ра-
бочих с, не занятых на выемке угля,,
к добыче из очистных забоев
работах, или увеличением на-
грузки на забой, или тем и другим путем одновременно.
Помимо этого при выборе рабочих параметров проектируе-
мых систем забойного оборудования должны учитыйаться темпы
роста производительности труда в отрасли и народном хозяйст-
ве, сроки создания (проектирования, изготовления опытных об-
разцов и освоения серийного производства), а также период эф-
фективной эксплуатации создаваемой техники с учетом ее совер-
шенствования.
Производительность труда рабочих по выемке полезного ис-
копаемого, обусловленная установленными рабочими параметра-
ми вновь создаваемого комплекса или агрегата, должна быть не
менее той производительности, которая необходима для обеспе-
чения уровня производительности труда рабочих по шахте.
При известном уровне производительности труда рабочих по
шахте и их среднем численном составе на конец периода эф-
фективной эксплуатации комплекса (агрегата) можно опреде-
лить требуемую производительность труда рабочих по выемке
угля
из соотношения
?в __ ^в ~Ь NB
qm ^в
получим
Чш^в + ^в)
?в “ NB
Далее по формуле (3.17) может быть найдена необходимая
величина добычи за сутки полезного ископаемого из очистных
55
забоев Qm, удовлетворяющая заданному уровню производитель-
ности труда рабочих.
С учетом планируемой нагрузки на комплексно-механизиро-
ванный очистной забой в конечном счете определяется суточная
ДОбЫЧа ИЗ ОДНОГО ЗабОЯ Qcyr-
Тогда требуемая величина эксплуатационной производитель-
ности проектируемой системы забойного оборудования (выемоч-
ного комплекса или агрегата) определяется по формуле
<2э = „-,?сУТ_/ г	(3-18)
“р.см VCM *п.з/
где Q3 — эксплуатационная производительность комплекса или
агрегата, т/ч; Ир.см — число рабочих смен в сутки; tCM — длитель-
ность рабочей смены, ч; tn.a — регламентированное время подго-
товительно-заключительных операций в течение смены, ч.
Зная научно-обоснованный для условий проекта прогрессив-
ный уровень .использования технической возможности комплекса
или агрегата в процессе эксплуатации Кэ.т и требуемую эксплуа-
тационную производительность, можно установить также и не-
обходимую величину технической производительности.
Из выражения (3.18) с учетом формулы (3.13) получим
п__________Фсут______
Т яр.см (^см ^п.з) ^э.т ’
Поскольку согласно формуле (3.6) Qt — QKt, будем иметь
Яр.см (^см ^п.з) Кэ.тКт
Выражение (3.19) является исходным для выбора теоретиче-
ской производительности комплекса или. агрегата, а также по-
казателей, характеризующих степень использования их во вре-
мени.
Режимные И конструктивные параметры являются основными
рабочими параметрами выемочного комплекса или агрегата, оп-
ределяющими их теоретическую производительность. Справед-
лив и обратный вывод: по величине заданной теоретической про-
изводительности может осуществляться расчет и выбор конст-
руктивных и режимных параметров функциональных машин
(органов) выемочных комплексов и агрегатов.
Рабочие (режимные и конструктивные) параметры комплекса
(агрегата) цикличного действия с фланговой выемочной маши-
ной, исполнительный орган которой отделяет полезное ископае-
мое по всей мощности пласта, выбираются из условия
ЗбООЯМ»^-^-.
56
Из формулы (3.13) следует, что КтКэ.т = Кэ, поэтому с учетом
формулы (3.12) получим
3600//63Tvx > <2Э	- 21	(3.20>
Ширина захвата исполнительного органа комбайна Ьа выби-
рается согласно ГОСТ 11986—73 «Комбайны очистные узкоза-
хватные».
Скорость подачи vx выемочной машины находится из форму-
лы (3.20)
_____Qa /_Д_ , * 1 ,	1 Л
Vx^ 3600HIW ( Кс + Кэ.о Г
Рассчитанная величина скорости подачи vx (м/с) должна про-
веряться также по условию
_____р уст
Vx ~ 3GOOHwHb3y ’
где Руст — устойчивая мощность двигателей, кВт; — удельное
энергозатраты на процесс выемки полезного ископаемого,
кВт-ч/f.
Графики зависимости удельных энергозатрат от сопротивляе-
мости угля резанию для современных комбайнов приведены на
рис. 3.6.
Для струговых органов разрушения величина захвата Ь3
численно равна глубине резания h, которая у современных стру-
говых установок не превышает, как правило, 0,1 м при сопротив-
ляемости угля резанию 50 кН/м.
При увеличении сопротивляе-
мости угля резанию до 150—
200 кН/м глубина резания
(ширина захвата) уменьшает-
ся в 1,5—2 раза.
Рациональная скорость ре-
зания для струга (скорость по-
дачи вдоль забоя vx) опреде-
ляется во взаимосвязи со ско-
ростью движения скребковой
цепи конвейера ок, исходя из
условия обеспечения нормаль-
Рис. 3.6. Зависимости удельных энер-
гозатрат процесса выемки угля ком-
байнами:
1 — 1КЮ1; . 2 —КШ1КГ; 3 - 2К52;	4 —
1ГШ68; 5 — КШЗМ от сопротивляемости уг-
ля резанию
57
Vr п п	_	Vx .
ного грузопотока из очистного забоя: =2...3 при vx>vK-, —
^0,5 при vx<vs.
Режимные и конструктивные параметры фронтальных агрега-
тов цикличного и непрерывного действия могут выбираться соот-
ветственно из соотношений:
ЗбоОЯА^ > <2э	+ /сэ о —
и
/1 1 \
36OOHLyvy > Q3 (	+ д- р — 11 •
Длина очистного забоя фронтального агрегата из условия
обеспечения заданной производительности должна быть:
для агрегата цикличного действия
I 1	1	1	\
, М Кс + К? + Кэ0 ~2)
L ?	3600Hyvy
для агрегата непрерывного действия
/ 1 1 \
,	\ кг + Кэ.о - 7
L	3600Яу»?
Скорость перемещения базы фронтального агрегата на забой
-vy, м/с с кольцевым исполнительным органом должна составлять
где h — глубина резания, м; тг — число резцов в линии резания;
Пр — скорость резания исполнительного органа, агрегата, м/с;
Ди.о — развернутая длина исполнительного органа агрегата, м.
При использовании для фронтального перемещения базы
агрегата на забой гидродомкратов передвижения величина ско-
рости подачи должна быть проверена исходя из производитель-
ности насосной станции по условию
_ 4QH с
— nndn3 ’
тце QH.c — производительность насосной станции, м3/с; с?п — диа-
метр поршня домкрата передвижения, м; п — число одновремен-
но работающих домкратов передвижения.
58
Р аз де л II
НАДЕЖНОСТЬ ГОРНЫХ МАШИН, КОМПЛЕКСОВ-
И АГРЕГАТОВ
Глава 4
ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ТЕОРИИ НАДЕЖНОСТИ
§ 1. Термины и определения в области надежности
Качественное решение вопросов проектирования, производства-
и эксплуатации горных машин и систем забойного оборудова-
ния в настоящее время невозможно без использования и учета
основных положений и рекомендаций теории надежности.
В настоящее время в СССР действуют ГОСТ 13377—75 «На-
дежность в технике. Термины и определения», регламентирую-
щий терминологию в области надежности.
Надежностью горно-шахтного оборудования называется его-
свойство выполнять заданные функции, сохраняя во времени
значения установленных эксплуатационных показателей в задан-
ных пределах, соответствующих заданным режимам и условиям
использования, технического обслуживания, ремонтов, хранения
и транспортирования.
В зависимости от назначения объекта надежность может ха-
рактеризоваться безотказностью, долговечностью, ремонтопри-
годностью, сохраняемостью — в отдельности или определенным
сочетанием указанных свойств.
Безотказностью систем забойного оборудования различных
горных машин, их узлов и деталей называется свойство непре-
рывного сохранения работоспособности в течение некоторого
времени или некоторой наработки, измеряемой, например, тон-
нами добытого угля, метрами проведенной выработки, машино-
часами и др.
Долговечность — свойство объекта сохранять работоспособ-
ность до наступления предельного состояния при установленной
системе технического обслуживания и ремонтов.
Ремонтопригодность — приспособленность объекта к преду-
преждению и обнаружению причин возникновения отказов, по-
вреждений и устранению их последствий путем проведения
ремонтов и технического обслуживания.
Объекты могут быть восстанавливаемыми и невосстанавли-
ваемыми, когда их работоспособность в случае отказа подлежит
или не подлежит восстановлению в рассматриваемой ситуации..
Так, очистной комбайн является восстанавливаемым объектом,
а насос или гидромотор его подающей части относятся к невос-
59
Рис. 4.1. Классификационная схема отказов элементов горных машин
станавливаемым объектам, так как их работоспособность в ус-
ловиях забоя не восстанавливается. Но в то же время насос и
гидромотор являются ремонтируемыми объектами, т. е. их ра-
ботоспособность вообще может быть восстановлена, но только
на ремонтном предприятии или в ремонтной мастерской. К пе-
ремонтируемым относятся объекты, работоспособность которых
при отказе или повреждении не подлежит восстановлению. Пе-
ремонтируемые объекты являются одновременно и невосстанав-
ливаемыми.
Сохраняемостью называется свойство непрерывного сохране-
ния объектом исправного и работоспособного состояния в тече-
ние и после хранения и транспортирования.
Важно в теории надежности понятие отказа, или события
заключающегося в нарушении работоспособности объекта.
Отказы элементов горных машин, комплексов, агрегатов и
другого горно-шахтного оборудования могут быть классифици-
рованы по ряду признаков (рис. 4.1).
Потеря работоспособности элемента может происходить как
в результате прекращения его функционирования (разрушение
элемента, заклинивание, обрыв электрической цепи и т. д.) , так
60
и вследствие выхода какого-либо параметра за пределы допус-
каемой величины (например, снижение сопротивления изоляции
обмотки статора электродвигателя комбайна ниже допускаемого
уровня).
К опасным относятся отказы, которые в момент возникнове-
ния, при их устранении или в последующем создают опасную
ситуацию для рабочих. К ним в первую очередь следует отнести
разрывы тяговых цепей комбайнов и стругов, нижних ветвей
скребковых цепей забойных конвейеров, поломки перекрытий
секций крепи, срезание шпилек крепления крышек взрывобезо-
пасных корпусов электрооборудования, неисправности защиты
электроцепей от утечек тока и ряд других отказов.
Внезапные отказы возникают при скачкообразном изменении
одного или нескольких основных параметров элемента в резуль-
тате различных случайных воздействий, обычно физического
характера. Причиной внезапных отказов могут являться также
дефекты элементов, нарушения рабочих режимов машин и пра-
вил их эксплуатации. Внезапные отказы наступают независимо
от того, сколько времени элемент находился в работе.
Постепенные отказы возникают в результате постепенной ут-
раты элементами работоспособности по причине износа, накоп-
ления усталостных повреждений, старения. С увеличением вре-
мени работы опасность постепенных отказов возрастает.
Контролируемые отказы выявляются средствами технической
диагностики или обслуживающим персоналом при проведении
специальных проверок. Неконтролируемые отказы не могут быть
выявлены без снятия узла с машины и его частичной разборки.
К недопустимым относятся такие отказы, при которых по-
вреждения элементов носят аварийный характер. К ним отно-
сятся частые поломки элементов в результате недостаточной
прочности, а также некоторые виды весьма интенсивного износа.
Допустимыми являются отказы, возникающие в результате ес-
тественного повреждения элементов в процессе эксплуатации
машин.
Недопустимые отказы, являющиеся следствием ошибок, до-
пущенных при конструировании, изготовлении или эксплуатации
машин, требуют самого пристального внимания с целью их пол-
ной ликвидации.
Установление вида (конструкционный, технологический,
эксплуатационный) и периода возникновения отказа (при транс-
портировании и хранении или в процессе эксплуатации объекта)
позволяет обоснованно подходить к разработке мероприятий по
повышению надежности горно-шахтного оборудования.
Под отказом очистного комплекса или агрегата следует по-
нимать событие, заключающееся в прекращении или резком
ухудшении выполнения основной функции — выемкй полезного
ископаемого, а также в снижении безопасности работ в забое.
Если отказы функциональных машин (элементов) комплекса
61
(агрегата) и их связей вызывают указанные события, то они
являются одновременно и отказами комплекса или агрегата.
Отказы элементов, при которых не возникает опасная ситуа-
ция и имеется возможность производить выемку полезного ис-
копаемого, относятся к неисправностям комплекса или агрегата.
£ 2. Показатели надежности
Горные машины, комплексы, агрегаты и целый ряд их струк-
турных элементов являются восстанавливаемыми объектами.
Для оценки их надежности в соответствии с ГОСТ 13377—75 ис-
пользуются следующие основные показатели: То — наработка на
отказ; p(t) —вероятность безотказной работы; Т3 — среднее вре-
мя восстановления; 7<г — коэффициент готовности; 7<т.и — коэф-
фициент технического использования.
Наработка на отказ То представляет собой отношение нара-
ботки t горной машины, комплекса или агрегата к суммарному
числу отказов п соответствующего объекта в течение этой нара-
ботки.
Если То определяется по результатам работы или испытаний
N однотипных объектов, каждый из которых имел наработку tc
и tit отказов, то можно пользоваться формулой
N
То=	'	(4.1>
2nt
i=l
Вероятность безотказной работы p(t) характеризует вероят-
ность того события, что в пределах заданной наработки t отказ
объекта не возникает
р(0=Вер(Г >/),
где t'— наработка объекта от его включения до первого отказа.
На практике иногда удобнее пользоваться вероятностью от-
каза <?(/), характеризующей вероятность события, состоящего в
том, что в заданном интервале наработки возникает хотя бы
один отказ объекта, т. е.
<7(0 = Вер (/'</)•	(4.2)
Показатели p(t) и q (t) используются для оценки безотказно-
сти как восстанавливаемых, так и невосстанавливаемых объек-
тов.
Для невосстанавливаемых и перемонтируемых объектов ис-
пользуется также показатель — средняя наработка до отказа.
62
Если за период испытаний каждый из N однотипных невос-
станавливаемых объектов имел наработку до отказа if, то
N
т — J=L
Среднее время восстановления Тв является показателем ре-
монтопригодности восстанавливаемого объекта. Если в процес-
се испытаний или работы N объектов суммарное время простоев
каждого объекта из-за отказов равно т( и при этом было зафик-
сировано и, отказов каждого объекта, то:
N
2^
Тв = ^г—.	(4.3)
i=i
Распространенным комплексным показателем надежности,
используемым для оценки влияния уровня надежности горных
машин, комплексов и агрегатов на величину их производитель-
ности, является коэффициент готовности Кт, который учитывает
безотказность и ремонтопригодность объекта.
В установившемся режиме эксплуатации коэффициент готов-
ности вычисляется по формуле
Кг== Т0 + Тв’	(4,4)
где То и Тв находятся из выражений (4.1) и (4.3).
Коэффициент готовности характеризует вероятность того со-
бытия, что объект окажется работоспособным в произвольный
момент времени, кроме периодов, в течение которых использо-
вание объекта по назначению не предусматривается или не про-
изводится.
Коэффициент технического использования Кт.и представляет
собой отношение следующего вида:
и-_________^ум______
Т,И /сум + /рем + /обе ’
где /сум — суммарная наработка вс'ех одинаковых объектов, экс-
плуатирующихся в заданных условиях; /рем— суммарное время
простоев объектов из-за плановых и внеплановых ремонтов;
/обе — суммарное время простоев объектов из-за планового и
внепланового технического обслуживания.
Для оценки долговечности выемочных, доставочных (транс-
портных) машин и механизированных крепей может использо-
63
ваться показатель TpiK — средний ресурс (средняя суммарная
наработка) до первого капитального ремонта.
Для механизированных крепей и стационарных машин пока-
зателем долговечности может служить также показатель ТОЛ1К—
средний срок службы (средняя календарная продолжительность
эксплуатации) до первого капитального ремонта.
При наличии данных о ресурсе (сроке службы) Xi каждого
из N однотипных объектов средний ресурс (срок службы) опре-
деляется по формуле
Удобными показателями для оценки долговечности являются
также гамма-процентный ресурс Тру и срок службы ТСлу, в тече-
ние которых объект не достигнет предельного состояния с задан-
ной вероятностью у (%) •
Если, например, средний ресурс очистного комбайна до пер-
вого капитального ремонта составляет 200 тыс. т угля (TpiK =
= 200 тыс. т) и при этом для 80% комбайнов данного типа он
превышает 150 тыс. т, то TpiK= 150 тыс. т. (у = 80).


§ 3. Основные понятия теории вероятностей,
используемые при оценке надежности
Процесс возникновения отказов элементов горных машин,7
комплексов и агрегатов носит многопричинный случайный харак-
тер, поэтому для оценки надежности применяются методы тео-
рий вероятностей, теории случайных процессов и математической
статистики.
Основополагающим понятием в теории вероятностей является
понятие события, под которым понимается всякий факт, кото-
рый может произойти или не произойти в результате опыта. Ко-
личественной мерой степени возможности появления события яв-
ляется его вероятность.
Различают несовместные и совместные, независимые и зависи-;
мые, равновозможные и неравновозможные события.
События образуют полную группу, если в результате опыта ;
непременно должно произойти хотя бы одно из них (например,
события «безотказная работа» и «отказ» очистного комбайна в
период рабочей смены).
Когда опыт сводится к схеме случаев (события несовместны,
равновозможны и образуют полную группу), вероятность Р(Л)
некоторого события Л вычисляется как отношение числа случаев 1
Уб, благоприятных появлению события Л, к общему числу слу-
чаев No (возможных исходов опыта)
Nk
Вер(Л) = Р(Л)=-^-.
64
Рис. 4.2. Графическое
изображение понятий:
а — суммы случайных собы-
тий б — произведения
случайных событий Л;
Найденная таким образом вероятность является математиче-
ской, так как она определена расчетным путем.
Для событий, не сводящихся к схеме случаев, т. е. когда в
результате проведения п опытов заранее неизвестно, сколько раз
может произойти событие А, существует понятие частоты собы-
тия Р*(Д), являющейся статистической вероятностью:
•где т — число появлений события А.
При расчетах надежности различных объектов часто исполь-
зуются теоремы сложения и умножения вероятностей, которые
формулируют способы определения вероятностей суммы и произ-
ведения событий i[2]. Суммой событий At, А2,..., Ап называется
сложное событие, состоящее в том, что происходит или событие
А1, или событие А2,..., или событие Ап (осуществляется хотя бы
одно из событий).
Сумма событий обозначается
А + -^2 + • • • + Ап = Ai •
r=i
Если событие Д! есть попадание точки в область Д(, событие
А2 — в область А2 и событие Аз — соответственно в область Аз, то
событие Д=Д1+Д2+Дз есть попадание точки в область, заштри-
хованную на рис. 4.2, а.
Произведением событий Д1, А2,Ап называется сложное со-
бытие, состоящее в том, что происходят и событие Дь и собы-
тие А2,..., и событие Ап (осуществляются все события). Произ-
ведение событий обозначается
п
А^А^- • .Ап = [ Лр
»=1
Если Д=Д1Д2Дз, то это событие попадания точки в область,
заштрихованную на рис. 4.2, б.
5-240
Теорема сложения вероятностей. Вероятность суммы п не-
совместных событий At равна сумме, вероятностей этих событий,
т. е.
₽(2Лг)=2₽(Лг)-	(4-5>
\i=l / i=l
Если появление хотя бы одного из п несовместных событий
является достоверным событием, то события Л, составляют пол-
ную группу несовместных событий. Поскольку одно из событий
является достоверным (Р=1), то для полной группы несовмест-
ных событий сумма их вероятностей равна единице (следствие 1)
п
i=l
Два несовместных события Л и Л, образующих полную груп-
пу случайных событий, называются противоположными события-
ми. Поскольку противоположные события образуют полную груп-
пу и несовместны, сумма их вероятностей также равна единице
(следствие 2);
р(Л+Л) = Р(Л) + Р(Л) = 1.	_	(4.6)
Примером противоположных событий являются несовместные
события «безотказная работа» и «отказ» горной машины. Поэто-
му на основании (4.6)
р (0 + q (0 ™ 1 >
где p(t) и q(t)—соответственно вероятность безотказной рабо-
ты и вероятность отказа горной машины за время t.
В случае, когда события Л\ и Лг совместны, вероятность сум-
мы этих событий определяется по формуле
Р (Аг + Л^ = Р (Лх) + Р (Лг) - Р (АгА2).
Для п совместных событий
р (2 |=2р (Лг) - 2р (А(А^+2р -
\»=1	/, i	i,i	i.j.k
-...+(-!)«-! Р^Лг-.-Лп).	(4.7)
Из (4.7) следует, что для определения вероятности суммы
совместных событий, кроме понятия «сумма событий», использу-
ется также и понятие «произведение событий».
Для определения вероятности произведения событий исполь-
зуется теорема умножения вероятностей. Вероятность произведе-
66
ния п независимых событий равна произведению вероятностей
этих событий, т. е.
лГЫтГРий.	(4.8)
\i=l J 1=1
Если два события Л1 и Л2 являются зависимыми, то вероят-
ность их произведения равна произведению вероятности одного
из них на условную вероятность другого, вычисленную при ус-
ловии, что первое имело место:
Р(А1А2) = Р(А1)Р(А2/А1),
где Р(Л2/Л1) —условная вероятность зависимого события Л2.
В общем случае для п зависимых событий
Р ( П At ) = Р (AJ Р WAJ ...Р (Ап/А^.. .Ап-!),	(4.9)
V=1 /
где Р (Л2/Л J,..., Р(An/Ai, Л2,..., Лп-1) — условные вероятности
зависимых событий, вычисленные при условии, что произошли
все предшествующие события.
Следствием теорем сложения и умножения вероятностей яв-
ляется формула полной вероятности.
Требуется определить вероятность события Л, которое может
произойти вместе с одним из событий Hi, Н2,..., Нп, образую-
щих полную группу несовместных событий, называемых гипоте-
зами, т. е.
А = HtA Н^А	НпА •
Комбинации HiA, Н2А,..., НпА несовместны, поскольку
несовместны гипотезы Н\, Н2,..., Нп.
Применив к ним теорему сложения (4.5), получим .
Р(Л) = 2р(/М)-
<=1
Применив к событию Н,А теорему умножения для зависимых
событий (4.9), получим окончательный вид формулы полной ве-
роятности
P(A) = ^P(Hi) P(A/Hi),	(4.10)
i=l
т. е. вероятность события Л вычисляется как сумма произведений
вероятности каждой гипотезы на вероятность события при этой
гипотезе.
5*	67
§ 4. Законы распределения и числовые
характеристики случайных величин
Важным в теории надежности является понятие случайной
величины, т. е. величины, которая в результате опыта может
принять или не принять то или иное неизвестное заранее зна-
чение.
Если в точности будет указано, какой вероятностью обладает
каждое из событий появления конкретных значений (реализа-
ций) случайной величины, то случайная величина будет пол-
ностью описана с вероятностной точки зрения.
Соотношение, устанавливающее связь между возможными
значениями случайной величины и соответствующими им веро-
ятностями, называется законом распределения случайной вели-
чины.
Наиболее простой формой задания закона распределения дис-
кретной случайной величины х является ряд распределения, ко-
торый может быть представлен в виде таблицы, где перечислены
возможные значения х,- случайной величины и соответствующие
им вероятности рг.
Xi Xi х2 ...Xn-i хп
Pi Pl Pz ••'Pn-i Рп
Для наглядности дискретное распределение изображают в
виде многоугольника распределения (рис. 4.3). При этом для
ряда и многоугольника распределения обязательным условием
п
является = 1.
»=*
. Полной и универсальной формой задания закона распределе-
ния случайной величины является функция распределения F(x),
называемая также интегральной функцией распределения или
интегральным законом распределениям •
Для дискретных случайных величин
Р(х) = ^Р(Х = х1),
х.<х
где неравенство. х(<х под знаком суммы указывает на то, что
суммирование распространяется на все те значения Xi, которые
меньше х.
Когда текущая переменная проходит через какоегнибудь из
возможных значений дискретной случайной величины х=х,,
функция распределения меняется скачкообразно, при этом вели-
чина скачка равна соответствующей вероятности рг. Сумма всех
возможных скачков функции F(x) равна единице (рис. 4.4, а).
Поскольку для непрерывной случайной величины нельзя пе-
речислить все ее возможные значения, то для количественной
68
характеристики непрерывного распределения пользуются не ве-
роятностью события X=Xi, а вероятностью события Х<_х.
Функция распределения непрерывной случайной величины
F(x) = P(X<x),	(4.11)
где х — некоторая текущая переменная.
График функции распределения непрерывной случайной ве-
личины представлен на рис. 4.4, б.
Функция распределения F(x) является неубывающей функ-
цией своего аргумента, т. е. F(x2)^F(xl) при Поскольку
— оо событие невозможное, а х< + оо событие достоверное,
то на минус бесконечности функция распределения равна нулю,
т. е. F(—oo)—P(X<Z—оо)=0, а на плюс бесконечности равна
единице, т. е. F(-f-oo) = Р(Х< Ч-оо) = 1.
Вероятность попадания случайной величины на участок
(а, р) равна приращению функции распределения на этом участ-
ке (см. рис. 4.4, б).
Для характеристики непрерывных случайных величин наряду
с функцией распределения широко используется также цлот-.
ность вероятности f(x), называемая дифференциальным законом
69
распределения и представляющая собой производную функций
распределения
f(x)==F'(x).
График плотности вероятности (рис. 4.4, а) называется кри-
вой распределения.
Плотность вероятности является неотрицательной функцией
f (х) >0, так как функция распределения F(x) является неубы-
вающей.
Интеграл в бесконечных пределах от плотности вероятности
равен единице:
со
J f (х) dx = 1,
—со
т. е. площадь, ограниченная кривой распределения и осью абс-
цисс, равна единице.
Функция распределения может быть выражена через плот-
ность вероятности
X
Р (х) = J / (х) dx.
—00
Вероятность попадания случайной величины X на участок
(а, !р) геометрически равна площади под кривой распределения
f(x), ограниченной ординатами в точках а и j|3 (см. рис. 4.5,а).
Для вероятностного описания случайных величин широко ис-
пользуются также числовые характеристики. Числовыми харак-
теристиками положения случайной величины являются матема-
тическое ожидание тх, мода Мо и медиана Me (рис. 4.5,6).
Математическим ожиданием шх случайной величины X на-
зывается ее среднее значение.
Рис. 4.5. График плотности вероятности f(x) непрерывной случайной величи-
ны — кривая распределения (а) и характеристики положения случайной вели-
чины (б)
70
Таблица 4.1
Моменты	Дискретные случайные величины	Непрерывные случайные величины
Начальный А-го порядка	п	OO.
	ak = xikpi 1=1	ak — j xkf(x)dx —00
Первый начальный (ма- тематическое ожидание случайной величины)	п тх ~	%1Р1 i=l	00 mx = J xf (x) dx —00
Центральный	момент А-го порядка	п ^k = '^i(xi — mx)kpi i=l	00 Pkx = J (x — mx)kf(x)dx —00
Второй центральный (ди- сперсия случайной вели- чины)	n	00 Dx = J (x — mx)2 f (x) dx
	i=l	— OO
Модой Мо случайной величины называется то ее значение,
в котором плотность вероятности максимальна (см. рис. 4.5, б).
Медианой Me случайной величины является такое ее значе-
ние, для которого одинаково вероятно, окажется ли случайная
величина меньше или больше Me, т. е. ордината, восстановлен-
ная из медианного значения случайной величины, делит площадь
под кривой распределения на две равные части (см. рис. 4.5, б).
Для характеристики случайных величин используются так-
же начальные и центральные моменты (табл. 4.1).
В отличие от начальных центральные моменты относятся к
центрированным случайным величинам. Центрированной случай-
ной величиной X называется отклонение случайной величины от
ее математического ожидания тх, т. е. Х=Х—тх.
Наиболее часто для характеристики случайных величин ис-
пользуется первый начальный момент а1( являющийся математи-
ческим ожиданием пгх случайной величины X, и второй цент-
ральный момент ц2, называемой дисперсией Dx случайной ве-
личины.
Дисперсия является характеристикой рассеивания случайной
величины, разбросанности ее значений около математического
ожидания.
Наряду с дисперсией пользуются средним квадратическим
отклонением случайной величины
Ох = V Рх.
71
Отношение вида
называется коэффициентом вариации случайной величины.
Сопоставляя выражение вероятности отказа (4.2) с общим
выражением интегральной функции распределения (4.11), ви-
дим, что аналитическое выражение вероятности отказа пред-
ставляет собой интегральную функцию F(t) распределения слу-
чайной величины t, т. е.
<?(0 = F(0-
Если закон распределения случайной величины t задан в виде
дифференциальной функции распределения f(t), то вероятность
отказа объекта за время от 0 до t может быть определена ин-
тегрированием функции f(t) в указанном интервале
о
В связи с тем, что «отказ» и «безотказная работа» события
противоположные и образуют полную группу несовместных со-
бытий, вероятность безотказной работы объекта будет
t
p(0=l-F	=	(4.12)
О
Поскольку пределами изменения времени t является 0 и оо, то
оо
о
и выражение (4.12) примет вид
оо	I	ОО
p(t)^	= j f(t)dt.
о о
(4.13)
Наработка объекта на отказ, представляющая собой, как это
следует из выражения (4.1), среднее время исправной работы
объекта между отказами, может быть определена- по формуле
математического ожидания для непрерывной случайной величи-
ны t как
00
7’o=mt= рНОЛ.
о
72
I Графики функций q(t) =F(t) и p(t) = 1— q(t) — 1—F(t) пока-
заны на рис. 4.6. Поскольку функция q(t) =F(t) стремится к еди-
нице при увеличении й, функция вероятности безотказной рабо-
ты p(t) с ростом t стремится к нулю.
Зная аналитическое выражение закона распределения F(t),
f(t), можно по формулам (4.23) и (4.22) рассчитывать вероят-
ности безотказной работы и отказов объектов для любых значе-
ний требуемой наработки t.
§ 5. Оценка качества горных машин
В соответствии с ГОСТ 15467—79 «Качество продукции. Тер-
мины» под качеством понимается совокупность свойств продук-
ции, обусловливающих ее пригодность удовлетворять определен-
ные потребности в соответствии с ее назначением.
Уровень качества продукции определяется с помощью пока-
зателей качества, которые для изделий угольного машинострое-
ния относятся к следующим группам показателей: назначения,
надежности, безопасности, технологичности, стандартизации и
унификации, а также патентно-правовых, эргономических и
эстетических.
Показатели качества могут быть единичными, комплексными
и обобщенными.
Единичные показатели относятся только к одному из свойств.
Комплексные показатели относятся к нескольким свойствам.
Обобщенные показатели относятся к такой совокупности
свойств, по которой принято оценивать качество.
В Советском Союзе разработана методика «Оценка техни-
ческого уровня и качества изделий угольного машиностроения.
Основные положения» (М.12.001.80), а также методики оценки
уровня качества различных
функциональных горных ма-
шин, ряда их элементов и ме-
ханизированных очистных
комплексов для пологих и на-
клонных (до 35°) пластов.
Технический уровень про-
дукции представляет собой от-
носительную характеристику ее
качества, основанную на сопо-
ставлении значений показате-
лей, характеризующих техниче-
ское совершенство оценивае-
мой продукции, с соответствую-
щими базовыми, значениями.
Обобщенный показатель ка-
чества 0 выемочного комплек-
Рис. 4.6. Зависимости вероятности
безотказной работы p(t) и вероятно-
сти отказа q(t) от величины наработ-
ки объекта
73
са определяется по формуле
0 = /пм.к0м.к + *ИВ.М0В.М + т3.к03.к -р /пн.с0и.с + /пк.с0к.с +	'
+ 'Пп0п + /Пк-у6к-у + '«В-у®в-уг
где Ом.к, 0B.M, 03.К, 0н.с, 0к.с, 0П, 0к.у — обобщенные показатели ка-
чества соответственно: механизированной крепи, выемочной ма-
шины, забойного конвейера, насосной станции, крепи сопряжений
перегружателя, кабелеукладчика; 0В.У— комплексный показатель
качества группы взаимодействия и увязки оборудования комп-
лекса; mt — коэффициенты весомости соответствующих обобщен-
ных и комплексного показателей, определенные экспертным ме-
тодом и составляющие: тм.к=0,28; тв.м=0,20; ma.K=0,16; тн.с =
=0,7; mK.c = 0,08; m„ = 0,04; тк.у=0,03; тв.у=0,14.
С целью повышения весомости каждого показателя общее
число показателей, принимаемых для оценки уровня качества,,
должно быть не более 15.
Комплексный показатель качества группы взаимодействия и
увязки оборудования
п
°в.У = ~	>
где qi — i-й относительный показатель качества группы взаимо-
действия и увязки оборудования (включающий показатели:
увязки крепи и выемочной машины по вынимаемой мощности
пласта, скорости подвигания забоя, качества гидроаппаратуры,
качества установки для приготовления эмульсии, освещенности
очистного забоя, напряжения электрооборудования, трудоемко-
сти монтажно-демонтажных работ и коэффициент готовности
комплекса); п — число относительных показателей для опреде-
ления комплексного показателя качества.
Относительный показатель qt качества продукции представ-
ляет собой отношение i-ro единичного показателя xt к значе-
нию базового показателя х, б, т. е.
xt
4i xi5 
Эта формула справедлива для случая, когда увеличение зна-
чения показателя Xt характеризует повышение качества изделия.
Если увеличение значения показателя xt характеризует сниже-
ние качества изделия, то
xi6
4i ~ Xi
От выбора базового образца в значительной степени зависит
результат оценки уровня качества новых и серийных изделий,
поэтому необходим тщательный подход к выбору базовых образ-
74
дов. Использование устаревших образцов приводит к необосно-
ванному завышению уровня качества изделий. Проф. Г. И. Со-
Лод предложил использовать в качестве базовых гипотетические
образцы (эталоны), имеющие наивысшие единичные показатели
качества, достигнутые у различных образцов данного типа изде-
лий, например, у забойных скребковых конвейеров, комбайнов,
струговых установок и др.
Обобщенные показатели качества различных функциональ-
ных горных машин оцениваются по формуле
п
1=1
где qt—i-й единичный или комплексный показатель качества;
mi—i-й коэффициент весомости.
Номенклатура единичных и комплексных показателей, а так-
же значения коэффициентов весомости для расчета обобщенных
показателей качества механизированной крепи, выемочных, до-
ставочных и других машин приведены в соответствующих мето-
диках оценки уровня качества.
По величине обобщенного показателя производится опреде-
ление категории качества изделия.
Для присвоения изделию высшей категории качества величи-
на обобщенного показателя качества должна быть 0>О,85, для
первой категории качества 0 = 0,754-0,85, для второй — 0<О,75.
Глава 5
СТРУКТУРООБРАЗОВАНИЕ НАДЕЖНОСТИ СИСТЕМ
забойного оборудования
§ 1. Формирование потока отказов
Потоком отказов называется последовательность отказов
объекта, происходящих один за другим в какие-то моменты вре-
мени.
Для количественной характеристики потока отказов восста-
навливаемых изделий, к которым относятся различные горные
машины и системы забойного оборудования, используется кри-
терий «параметр потока отказов», характеризующий собой плот-
ность вероятности возникновения отказа, определенную для рас-
сматриваемого момента времени.
Величина параметра потока отказов на основании статисти-
ческих данных равна среднему числу отказов объекта в едини-
цу времени, взятому для рассматриваемого момента времени
® (0 —
75
-
где w(Z) —параметр потока отказов, 1/ч; n(t) —число отказов
объекта к моменту времени t;	—число отказов объек-
та к моменту времени	/
Уровень надежности различных средств механизации зави-
сит от надежности и состава функциональных машин (органов),
а также вида связей, объединяющих функциональные машины
(органы) для совместной работы.
Как было показано (см. гл. 1), на основе технологических
связей формируются системы забойного оборудования, называе-
мые выемочными комплектами.
Технологические (логические) связи, не являясь источником
отказов, все же влияют на уровень надежности систем забойно-
го оборудования, поскольку определяют порядок работы различ-
ных машин во времени, от которого зависит результирующая
величина параметра потока отказов системы машин.
Для.учета влияния технологических связей (—) на уровень
надежности комплекта машин их целесообразно изображать
двумя символами в виде:
(||) параллельной технологической связи при параллельной
(одновременной) работе функциональных машин системы за-
бойного оборудования;
(—>) последовательной технологической связи при последо-
вательной во времени работе функциональных машин системы
забойного оборудования.
Сочленение сохранивших свою индивидуальность машин
(кийематическая связь) требует увязки скоростей и направле-
ний взаимного перемещения различных функциональных машин
в процессе их совместной работы и может быть осуществлено
только на основе параллельной технологической связи. При
наличии конструктивной связи, происходит совмещение базовых
элементов кинематически увязанных и согласованных также на
базе параллельной технологической связи функциональных ма-
шин (органов).
Наличие в комплексах и агрегатах материальных кинемати-
ческих ( + ) и конструктивных (•) связей требует учета надеж-
ности этих связей при оценке надежности комплексов и агрега-
тов в целом.
При параллельной технологической связи результирующий
поток отказов забойного оборудования представляет собой су-
перпозицию потоков отказов всех функциональных машин, вхо-
дящих в состав забойного оборудования, и материальных свя-
зей между ними (рис. 5.1,а).
Если отказы носят внезапный характер, то поток отказов
будет простейшим (пуассоновским).
Для горных машин, комплексов и агрегатов, состоящих ив
ряда элементов, имеющих в отдельности малые величины пара-
метра потока отказов, на основании теоремы Пальма — Хинчи-
на [28] можно утверждать, что результирующий поток отка-
76
a
Рис. 5.1. Формирование потока отказов системы забойного оборудования:
л—при параллельной работе функциональных машин; б — при последовательной работе
функциональных машиЬ
зов независимо от законов распределения случайных значений
времени безотказной работы элементов будет близок к простей-
шему после периода приработки и, следовательно,
N
СОсист =	>
i=l
где СОсист — параметр потока отказов системы забойного обо-
рудования, 1/ч; со/ — параметр потока отказов i-ro функциональ-
ного элемента, 1/ч; Л'— число одновременно работающих функ-
циональных элементов, отказы которых вызывают отказы си-
стемы.
Для ‘простейшего потока отказов величина параметра потока
w отказов постоянна и равна обратной величине наработки
77
на отказ ТО/ т. е.
1
со =	.
•О	{
При последовательной технологической связи между функ-1
циональными машинами потоки отказов отдельных машин не'
накладываются, а продолжают друг друга (рис. 5.1,б). В этом'
случае параметр потока отказов системы машин в каждый;
конкретный момент времени равен параметру потока отказов
какой-либо функциональной машины, а для достаточно дли-
тельного периода времени t работы системы
®сист
где N'— число последовательно работающих во времени'функ-
циональных элементов (машин) системы; ti — время работы
аг
/-го функционального элемента за период t (при этом
§ 2. Структурные формулы надежности
В тех случаях, когда выемка угля (породы) основывается
на использовании единичных функциональных машин, схемы
механизации описываются тремя элементарными структурными
формулами: В, Д или К (табл. 5.1).
Приведенные структурные формулы являются одновременно
и структурными формулами надежности забойного оборудова-
ния, так как надежность последнего полностью определяется
в данном случае надежностью соответствующей функциональ-
ной машины (первая группа формул).
Базовой структурной формулой для комплектов машин яв-
ляетсй формула (1.1)
в-Д-К.
Для целей анализа и синтеза надежности комплектов инди-
видуальных машин она может быть преобразована в следующие
структурные формулы
(В—Д)||Д;	(5.1)
(В-+В\\Д)\\К;	(5.2)
ВЦДЦД,	(5.3)
которые описывают	комплекты	машин,	имеющие в	своем	соста-
ве, например врубовую,	доставочную	машины и	крепь, — форму-
ла (5.1); иру богнав ал очную, доставочную машины и крепь —
формула (5.2); очистной комбайн, перемещающийся по почве
пласта, доставочную машину и крепь — формула (5.3).
78
Св
ХГ
S
Ч
ю
Л
	2 X О	В+Д-К	tt Ч~ ч			
	X § X О 2 X о	В+К—Д 1	S ч~ ч			
	2 2 Д	+ tt ч	+ tt ч			
	2	в-д	tt ч			
	h О 2 2 О S х 3 X	в—к	ч			со
X X		tt	ДНК			
и со X X и о 2			чГ			
Средства	3 X О ч X 2	в-д-к	§ ч t ч			
	Выемоечные ко		tt t ' ч.			СЧ
		в-д	t£ . ч ч			
			tt t ч			
	Индивиду- альные машины					
		tt				
		ч				
Структурные формулы		Средств меха- низации	I	Надежности	средств	механизации !	Группа формул
t:
3
1	Средства механизации	Выемочные агрегаты-	в-д-к		I-
		tt ' Ч •		
		Ч		
				
	Выемочные полуагрегаты	ч~ tt Ч		
		tt Ч~ ч		
		. tt +’ ч		
		В-Д-К	ч	CD
		в-к-д	tt ч	
		в-д-к	5. чГ	
	Выемочные комплексы	+ S ч		ю
		tt + ч		
		Ч~ ч		
		+ tt		
Структурные формулы		Средств ме- ханизации	Надежности средств меха- низации	Группа фор-1 мул	
79
Функцию защиты призабойного пространства от граничного
с ним массива пород крепь осуществляет непрерывно, поэтому
'технологическая связь крепи с любой другой функциональной^
машиной (или машинами) может быть только параллельной.
Структурные формулы надежности комплектов машин
(В—Д, В—К, Д—Д) с вырожденными элементами имеют вид;
в-+д, • в^в\\д, вид, в\\д, дик.	I
Как уже отмечалось, при последовательной технологической
связи (—>) потоки отказов отдельных функциональных машин
продолжают друг друга, а при параллельной технологической
связи (||) накладываются.
В этой связи структурным формулам выемочных комплек-
тов соответствуют две группы структурных формул надежности
(см. табл. 5.1):
группа 2 — для средств механизации, в которых согласова-
ние работы функциональных машин с технологическим процес-
сом осуществляется с помощью последовательных или последо-
вательно-параллельных технологических связей.
группа 3 — для средств механизации, в которых согласова-
ние работы функциональных машин с технологическим процес-
сом осуществляется только на основе параллельных технологи-
ческих связей.
Структурные формулы надежности выемочных полукомплек-
сов могут быть объединены в группу 4 формул из условия нали-
чия между функциональными машинами как кинематических
связей, необходимых для выемочных комплексов, так и парал-
лельных технологических связей, присущих комплектам машин.
По этому же принципу в группу 6 включены структурные
формулы надежности выемочных полуа^регатов, функциональ-
ные органы которых объединяются для совместной работы с по-
мощью разнородных связей.
Выемочным комплексам и агрегатам в явном виде присуще
наличие только однотипных материальных (соответственно ки-
нематических и конструктивных) связей. Поэтому они описыва-
ются собственными структурными формулами по принципу еди-
нообразия материальных связей, которые одновременно являют-
ся и структурными формулами надежности (группы 5 и 7 фор-
мул в табл. 5.1).
£ 3. Синтез показателей надежности систем
В зависимости от конструктивных особенностей и схемы
работы комплекса или агрегата в различные моменты времени
может функционировать неодинаковое число структурных эле-
80
ментов, т. е. имеют место различные структурные состояния
системы забойного оборудования с позиций оценки его надеж-
ности.
Кроме основного структурного состояния, соответствующего
выполнению системой забойного оборудования функции выемки
полезного ископаемого или горной породы, имеют место состоя-
ния, обусловленные, например, выполнением вспомогательных
операций, несовмещенных с процессом выемки, а также посто-
янным выполнением крепью функции крепления рабочего про-
странства.
Таким образом, процесс функционирования систем забойного
оборудования представляет собой случайное чередование раз-
личных структурных состояний.
Логические формулы возможных структурных состояний вые-
мочных комплектов, комплексов, агрегатов и других систем за-
бойного оборудования могут быть получены из структурных
формул надежности соответствующих средств механизации (см.
табл. 5.1) путем учета дополнительных структурных состояний,
с убывающим числом одновременно работающих функциональ-
ных машин.
Так, например, логическая формула возможных структурных
состояний комплекта машин со структурной формулой надежно-
сти выполнения основной функции (В—>-Д) 1|Д имеет вид:
В и К, или Д и К, или К-
Для выемочного комплекса (В-\-Д-\-К) логическая формула
возможных структурных состояний запишемся как В+Д^-К,
или Д-\-К, или- Д; а для агрегата (В-Д-К)—В-Д-К, или
Д-К, или К.
Логическая связка (И) в формулах возможных структурных
состояний средств механизации заменяет условное обозначение
параллельной технологической связи (||) в структурных форму-
лах надежности и указывает на одновременное функционирова-
ние различных машин. Связка (ИЛИ), как и условное обозна-
чение последовательной технологической связи (—>-), указывает
на несовместимость во времени различных структурных состоя-
ний средств механизации.
При анализе возможных структурных состояний конкретных
типов забойного оборудования могут быть составлены более
детальные логические формулы с учетом различия функций,
выполняемых одними и теми же машинами в разных структур-
ных состояниях.
Вероятность безотказного функционирования системы забой-
ного оборудования с учетом возможных структурных состояний
может быть определена по формуле полной вероятности (4.10)
как сумма произведений вероятности каждого структурного со-
стояния на вероятность безотказной работы системы для соот-
6—240
81
ветствующего структурного состояния
г	NJ	Mj	|
= 2 Kii П Р(Ф()у в)П P(*.ek}j (*/),	(5.4)
1=1	1=1	k=l
где г — число возможных структурных состояний комплекта ма-
шин; Ktj — стационарная вероятность пребывания системы
в j-м структурном состоянии, численно равная доле времени
нахождения в этом структурном состоянии; р(ф<)^(//) — вероят-
ность безотказной работы i-й функциональной машины в. /-ом
структурном состоянии; N/— число функциональных машин,
однов1рем'ен1но работающих в /-м структурном состоянии;
р(к.с — вероятность безотказной работы k-й кинематиче-
ской или конструктивной связи в /-ом структурном состоянии;
М, — число материальных связей между функциональными ма-
шинами (органами) в /-ом структурном состоянии.
В формуле (5.4) £/G,= l.
1=1
Наиболее сложным структурным состоянием различных ти-
пов забойного оборудования является состояние, соответствую-
щее выполнению функции выемки полезного ископаемого или
породы. В этом структурном состоянии все функциональные ма-
шины работают в наиболее нагруженном режиме. Поэтому ре-
шение задачи синтеза показателей надежности осуществления
забойным оборудованием функции выемки полезного ископае-
мого (породы) имеет первостепенное значение.
Основой для получения формул синтеза показателей надеж-
ности являются структурные формулы надежности средств ме-
ханизации (см. табл. 5.1).
Основная функция группы средств механизации, представ-
ленной индивидуальными машинами,. определяется рабочей
функцией соответствующей индивидуальной машины. Поэтому
показатели надежности работы средств механизации полностью
определяются показателями надежности соответствующей функ-
циональной машины, а именно: наработкой на отказ — 7о(ф),
среднем временем восстановления — ТВ(Ф), коэффициентом готов-
ности— Кг(ф) и вероятностью безотказной работы Рсф>(0
(группа формул 1 в табл. 5.2).
При одновременной работе машин, когда параметр потока
отказов системы равен сумме параметров потоков отказов функ-
циональных машин (элементов системы), элементы в системе
взаимодействуют последовательно в плане надежности, т. е.
таким образом, что отказ любого элемента является необходи-
мым и достаточным условием отказа всей системы.
Последовательное взаимодействие элементов в системе име-
ет место при параллельных технологических, кинематических
и конструктивных связях между элементами.
82
Для ^последовательного взаимодействия справедливы соот-
ношения
м
Ясист = 2лф'+2лк-<^’	(5-5)
i=l	j=l
N	М
Тсист = Тфг + гк.су,	(5-6)
£=1	/=1
где Псист — число отказов системы машин за время работы /;
Пф/, «к.с/ — число отказов i-й функциональной машины и /-Й
материальной (кинематической или конструктивной) связи за
время i; тСИст — суммарное время ликвидации отказов системы
машин; тф(-, Тк.с/ — время ликвидации отказов i-й функциональ-
ной машины и j-й материальной (кинематической или конст-
руктивной) связи; N, М — число соответственно машин и мате-
риальных связей между машинами в системе.
Подставив в выражения (5.5) и (5.6) вместо п и т их раз-
вернутые выражения из формул (4.1) и (4.5), получим фор-
мулы синтеза наработки на отказ и среднего времени восста-
новления для систем забойного оборудования, согласование
работы функциональных машин в которых осуществляется на
основе параллельных технологических, кинематических и конст-
руктивных связей (группы формул 3 и 4 в табл. 5.2).
Формулы синтеза коэффициента готовности систем забойного
оборудования с параллельными технологическими, кинематиче-
скими и конструктивными связями между функциональными
машинами (группы формул 3 и 4 в табл. 5.2) получены подста-
новкой в формулу (4.4) развернутых выражений для То и Тв
из табл. 5.2.
Формулы синтеза вероятности безотказной работы рассмат-
риваемых систем забойного оборудования (группы формул 3. и 4
в табл. 5.2) получены на основании теоремы умножения вероят-
ностей (4.8) при условии, что отказы функциональных машин
и материальных связей между ними являются независимыми
событиями.
Формулы синтеза показателей систем забойного оборудова-
ния на основании данных о надежности функциональных машин
при наличии между машинами последовательных или последо-
вательно-параллельных связей (группа формул 2 для выемоч-
ных комплектов в табл. 5.2) отличаются от группы формул 3
тем, что в них с помощью коэффициентов учитывается
доля времени работы различных функциональных машин в об-
щем балансе времени работы забойного оборудования по выем-
ке полезного ископаемого или породы.
Вероятность безотказной работы выемочных комплектов с
последовательными и последовательно-параллельными техноло-
гическими связями между функциональными машинами может
6*.	83
	Структурные формулы надежности средств механизации		Показатели	
Средства ме- ханизации		Группа формул	Наработка на отказ го	
Индивиду- альные ма- шины	в Д К	1	Т’о(ф)	
Выемочные комплекты	в—+д в—+в\\д (В—>Д 1|Д В дня д к в к в д	2 3	1 N г А^(фг) Т’о(фг) 1 N 1 Т’о(фг)	
Выемочные полукомп- лексы Выемочные комплексы	вцд+д в+яцд В+Д11К д+к В+К в+д в+д+к		1	
Выемочные полуагрега- ты Выемочные агрегаты	ВЦД-К в-л|[д В.Д1 д В+Д-К в-к+д в-д+к д-к вк в-д в-дк	4	N 1	М	1 ^Тсцфг) +^7’0(к.су)	
84
Таблица 5.2
надежности
	Среднее время вос- отановлеиня Тв	Коэффициент готовности Кг	Вероятность безот- казной работы p(t)
	^в(ф)	^г(ф)	Лф)(О
	-^((фг )^’в(фг)	1	Г’ 2*уПр(Фп<0 /=1 i=i N П Р(фг)(0 i=l
	ЕМ* О №	о О* -в-	>0*	ЕМ* ЕМ* д’ * *	~ ~ 1 ~ ~	1 ЕМ* +	* -г	€И +	
	+ °*	) ЕМ* тм* £ £ i § 1	1 J,	1	N	М. П Р(фг) (0 П P(K.cj) (0 i=l	/=1
		м + 5к	АГ-М+1 £=1^г(ф‘)	у^1Лг(к.с/)	
85
• быть определена на основании использования формулы полной
вероятности (4.13) из выражения
г'	N/
Р(0 = 2^’Пр(Ф<)ДУ>	(5.7)
/-I	i=i
где г' — число возможных структурных состояний системы при
осуществлении своей основной функции — выемки полезного ис-
копаемого или породы (как видно из табл.. 5.2, для второй груп-
пы формул г' = 2); K'tj— доля времени (работы системы в /-м
структурном состоянии; N'j — число одновременно работающих
функциональных машин в j-м структурном состоянии системы
при выполнении ею функции выемки полезного ископаемого
или породы;	— вероятность безотказной работы i-й
функциональной машины в j-м структурном состоянии системы.
Формула (5.7) аналогична формуле (5.4), но с помощью
формулы (5.5) рассчитывается вероятность безотказного функ-
ционирования системы с учетом всех ее структурных состояний,
а не только состояний, соответствующих выполнению функций
выемки полезного ископаемого.
Используя формулы синтеза показателей надежности, мож-
но рассчитывать показатели безотказности, ремонтопригодности
и коэффициенты готовности различных существующих и воз-
можных систем забойного оборудования на основании данных
о надежности их структурных функциональных элементов.
Взаимодействие всех структурных функциональных элемен-
тов выемочных и доставочных машин является последователь-
ным. Поток отказов выемочных и доставочных машин в целом,
представляющий собой суперпозицию потоков отказов структур-
ных функциональных элементов, является простейшим. Реаль-
ное существование такого потока отказов для различных
выемочных и доставочных машин подтверждается результатами
исследований надежности горных машин [21].
- Поэтому для синтеза их показателей надежности могут быть
использованы формулы, аналогичные по своей структуре группе
формул синтеза показателей надежности комплектов выемоч-
ных машин с параллельными технологическими связями (груп-
па формул 3 в табл. 5.2).
Для оценки влияния надежности механизированных крепей
на надежность выемочных комплексов и агрегатов с целью по-
следующей оценки влияния уровня, надежности комплекса или
агрегата в целом на их производительность целесообразно оце-
нивать надежность структурных функциональных элементов
крепей только по отказам, вызывающим простой выемочной или
доставочной машины комплекса или агрегата.
В этом случае структурные элементы механизированных
крепей можно рассматривать как последовательно взаимодей-
«6
ствующие и использовать следующие формулы синтеза показа-
телей надежности крепей:
------,	(5.8)
1
Т° (С)
NC
Р (0 = Р(э.к) (0 Р(у.к) (О П Р(с) (О •
(5.10)
Коэффициент готовности крепи при известных значениях То
и Тв определяется по формуле (4.4).
В формулах (5.8—5.10) индексы при показателях надежно-
сти То, Тв и p(t) обозначают: (э. к)—устройства энергоснаб-
жения крепи; (у. к)—средства управления крепью; (с)—сек-
ция крепи.
К устройствам энергоснабжения крепей относятся: насосные
станции, их электрооборудование и магистральные трубопро-
воды. Средства управления крепью включают в себя устройства
управления (в том числе дистанционного) передвижкой групп
секций или фронтальной передвижной доставочной машины
(базы комплекса или агрегата) с помощью органов перемеще-
ния крепи.
§ 4. Определение надежности проектируемых
горных машин, комплексов и агрегатов
Уровень надежности проектируемых горных машин, комп-
лексов и агрегатов является одним из главных факторов, влия-
ющих на достижение требуемой нагрузки на забой и на величи-
ну эксплуатационных затрат.
Показателем надежшости, с помощью которого наиболее
полно может быть учтено влияние надежности горной машины,
комплекса или агрегата на величину их технической или экс-
плуатационной производительности, является коэффициент го-
товности Лг-
Требуемая величина коэффициента готовности может быть
определена после установления величины коэффициента непре-
рывности работы в процессе эксплуатации ^э, проектируемого
оборудования из условия обеспечения им заданной производи-
тельности (см. гл. 3). Тогда при выбранных или рассчитанных
величинах частных коэффициентов непрерывной работы /Сс и
87
Лэ.о необходимая величина коэффициента готовности проекти-
руемого оборудования может быть найдена:
для комплексов и агрегатов цикличного действия
• 1
Кг ~ 1 1 1
Кз ~ Кс “ Кэ,0 +2
для автоматизированных фронтальных агрегатов непрерыв-
ного действия
1
К? - 1	1
Кз ~ Кз.о +1
Для расчета надежности различных горных машин и систем
забойного оборудования, на основании данных о надежности
функциональных машин и элементов-аналогов проектируемому
оборудованию могут быть использованы формулы синтеза пока-
зателей надежности для последовательно взаимодействующих
элементов (группы формул 3 и 4, в табл. 5.2), а также зависи-
мости (5.8) — (5.10). Последовательное взаимодействие элемен-
тов (рис. 5.2, а) в плане надежности является основным для
таких технических объектов, как оборудование очистных и под-
готовительных забоев. Однако в отдельных подсистемах и сбо-
рочных единицах может иметь место параллельное (резервное)
и смешанное взаимодействие элементов.
Если объект состоит из параллельно взаимодействующих
элементов (рис. 5.2,6) одинакового назначения ,и его работо-
способность будет обеспечена при сохранении работоспособно-
сти хотя бы одного элемента А, или В, или С, то вероятность
безотказной работы такого объекта может быть определена на
основании теоремы сложения вероятностей для совместных со-
бытий (4.14), а именно:
Р (Л + В + С) = Р (Л) + Р (В) + Р (С) — Р (АВ)—Р (АС)—Р (ВС) + Р (АВС).
При большом числе параллельно
действующих однотипных элемен-
тов; qt — вероятность отказа i-ro
элемента.
Рис. 5.2. Структурные схемы
взаимодействия элементов:
— последовательного; б парал-
лельного; в—смешанного
88
При смешанном взаимодействии элементов (рис. 5.2, в)
Р = Ра(1— ЧвЧс),
или в общем случае
N
р= ГК
/=1
т
1-Па-Pi)
£=1
где pi — вероятность безотказной работы последовательно взаи-
модействующего /-го элемента; А) — число последовательно
взаимодействующих элементов; рг=1—qt — вероятность без-
опасной работы взаимодействующего i-ro элемента.
Перед расчетом надежности проводится предварительная
работа по составлению логической схемы расчета.
Первый этап состоит в описании работы изделия (горной
машины, комплекса или агрегата). Рассматривается, как функ-
ционирует изделие в течение заданного времени, какие его эле-
менты работают, в чем состоит работа каждого элемента. На
этом этапе определяется содержание понятия «безотказная ра-
бота объекта». В результате исследования различных сторон
работы объекта составляется перечень свойств исправного
объекта.
На втором этапе перечисляются и описываются возможные
отказы всех элементов в отдельности и объекта в целом. При
этом формулируются определения отказов элементов. Оценива-
ется влияние отказа каждого элемента на работоспособность
объекта. Особо анализируются отказы, возникновение или лик-
видация которых связана с возможностью травмирования ра-
бочих — опасные отказы.
Согласно [19] опасная ситуация в забое возникает при
одновременном осуществлении событий «опасный отказ» и «по-
явление рабочего в опасной зоне».
Вероятность непоявления опасной ситуации роп.с в забое мо-
жет быть определена на основании теоремы сложения вероят-
ностей для совместных событий по формуле
Роп.с = Роп + Ро.З-РопРо.з >
где Роп, Ро.з — вероятность непоявления опасного отказа; р0.3 —
вероятность ненахождения человека в зоне возникновения опас-
ного отказа.
На третьем этапе на основании накопленного опыта проекти-
рования, исследований, испытаний и эксплуатации (различных
типов горных машин подбираются элементы-аналоги по надеж-
ности для проектируемого оборудования, выдвигаются гипотезы
о возможных значениях параметров надежности функциональ-
ных структурных элементов проектируемой горной машины,
комплекса или агрегата и производятся расчеты величин пока-
зателей надежности горных машин и систем оборудования в це-
лом.
89
Целью создания автоматизированных горных агрегатов яв-
ляется не только увеличение нагрузки на забой и повышение
производительности труда рабочих, но и решение важной со-
циальной проблемы — вывода людей из очистного забоя, т. е.
•осуществление выемки полезного ископаемого без постоянного
присутствия людей в забое.
Посылка людей в забой при работе таких агрегатов вызы-
вается главным образом необходимостью ликвидации отказов
забойных элементов агрегата.
Вероятность события 7?л.з» заключающегося в том, что в пе-
риод рабочей смены не будет вынужденной посылки людей в за-
бой, численно равна вероятности безотказной работы элемен-
тов агрегата р3, расположенных в очистном забое.
При простейшем потоке отказов забойных элементов величи-
_на р3 для времени рабочей смены tCM может быть рассчитана по
•формуле
,, , Г гл ^СМ 1
Рз (^см) — ехр — К3 fp ,
L у°(з) J
тде ^э — коэффициент непрерывности работы агрегата; Т0(з)—
наработка на отказ забойных элементов агрегата.
На стадии проектирования необходимо задаваться значения-
ми вероятности отсутствия вынужденной посылки людей в за-
бой в период рабочей смены 7?л.з(/сМ).
В этой связи величина необходимой наработки на отказ за-
пойных элементов агрегата, обеспечивающая заданный уровень
Лл.з(^см), может быть найдена из выражения
т	Кэ^ем
JoM~~ 1п7?л.3&м) •
Показатель 7?л.з (/см) =ехр [—ЛэтТгЗ может характеризовать
приспособленность конструкций агрегата для выемки угля без
постоянного присутствия людей в забое при высокой безотказ-
ности забойных элементов, т. е. практически тогда, когда
То (а, > ЗО/С=/см.
Если это условие не соблюдается, то на основании распре-
деления Пуассона для дискретных случайных величин <[2] опре-
деляется вероятность дкл.з различного числа k — посылок людей
:в забой в период рабочей смены для ликвидации отказов забой-
тных элементов агрегата
<7^.3= -^^ехр [-^см«сЬ	(5-П)
тде из=	—— параметр потока отказов забойных элементов
Т0(з)
(элементов агрегата, расположенных в очистном забое), 1/ч;
ЭО
/Q/смСОз — среднее число отказов забойных элементов за период
рабочей смены.
О вероятности числа k — посылок людей в забой за период
рабочей смены для различного среднего числа отказов ^э^cм(0з.
забойных элементов агрегата можно судить из диаграмм, приве-
денных на рис. 5.3.
Пользуясь подобными диаграммами, можно определить, при
каких величинах произведения /(э?сИ»з вероятность появления
не более ц посылок людей в забой будет не меньше заданной
гарантированной вероятности рг, т. е.
р) >рг.	(5.12)
Поскольку‘события, заключающиеся в возможности появле-
ния в период рабочей смены различного числа посылок людей
в забой, составляют полную группу несовместных событий, для
которой 2}<74л.з = 1, условие (5.12) может быть’ представлено
&=0
в виде: .
^^44л.з^Рг"	(5.13)
А=0
Более точно' величина произведения /G/смЮз, при котором с
заданной гарантированной вероятностью рг в период рабочей
смены будет не более ц посылок людей в забой, может быть,
найдена в результате решения уравнения
2(/Сэ^сммз)^ г „ .	,	/С 141
£| ехР 1 КэМ>з1—Рг-	(5.14)»
А=0
Уравнение (5.14) получено путем подстановки в формулу
(5.13) развернутого выражения (5.11) для <?ы.з.
Результаты решения уравнения (5.25) при рг=0,9 составили?
для /(=1 произведение Лэ(сИ»3 = 0,532, для /( = 2—1,102, для
/(=3— 1,745.
Таблица 5.$
Число посылок людей в забой с вероятно- стью 0,9	Требуемая наработка на отказ TQ(3j ч							
	Хэ Йсм=6 ’>				<Zcm=7			
	0,3 ’	0,4	0,5	0,6	0,3	0,4	0,5	0,6
k^\	3,38	4,57	5,63	6,77	3,95	5,26	6,58	7,89
6^2	1,63	2,17	2,73	3,27	1,91	2,54	3,18	3,81
91
Рис. 5.3. Диаграммы изменения
вероятности <?&л.з числа k вы-
нужденных посылок людей в
забой за период рабочей сме-
ны для различного среднего
числа отказов Кэ^СмХ<Вз забой-
ных элементов агрегата
На основании полу-
ченных данных в табл. 5.3
приведены результаты
расчета требуемых вели-
чин наработок на отказ
Т0{з) забойных элементов,
при которых с достаточно
высокой гарантированной
вероятностью 0,9 будет не
более одной или двух вы-
нужденных посылок лю-
дей в забой в период ра-
бочей смены для ликви-
дации отказов агрегата.
Таким образом, на
стадии проектирования можно определить параметры надежно-
сти автоматизированных агрегатов и комплексов, позволяющие
осуществлять выемку полезного ископаемого без постоянного
присутствия людей в забое.
Г л а в а 6	|
ВЛИЯНИЕ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ФАКТОРОВ
НА НАДЕЖНОСТЬ ЗАБОЙНОГО ОБОРУДОВАНИЯ
§ 1. Влияние длины очистного забоя
При изменении длины очистного забоя изменяется длина
выемочных комплексов и агрегатов, в также режимы работы
различных элементов. В этой связи показатели надежности
однотипного забойного оборудования не будут оставаться по-
стоянными.
’ В целях анализа зависимости наработки на отказ То забой-
ного оборудования от длины очистного забоя L целесообразно
иметь в виду две группы элементов.
К первой группе элементов, число которых в системе обору-
дования не зависит от L или изменяется ступенчато при сущест-
венном изменении длины очистного забоя, могут быть отнесены
все элементы выемочных комбайнов, струговые исполнитель-
ные органы и концевые выключатели стругов, приводы, стругов
92
и конвейеров, элементы насосных станций механизированных
крепей, крепи сопряжений лавы со штреками и др.
Ко второй группе относятся элементы, число которых или
длина зависят от L. Это секции механизированной крепи, ли-
нейные секции рештачного става, тяговые цепи комбайнов и
стругов, скребковые цепи забойных конвейеров, электрические
кабели комбайнов, магистральные трубопроводы механизиро-
ванных крепей и систем орошения и т. п.
При инженерных расчетах зависимость выработки на отказ
То комплекса или агрегата от длины очистного забоя может
быть описана выражением
^o(Z.) = V-----1	,	(6.1)
Tot ^-б TQj
f=l	/=1
где Tot—наработка на отказ элементов первой группы; TOj —
наработка на отказ элементов второй группы; Le — базовая
длина очистного забоя, для которой известны значения TQt и
Го/; L—: длина забоя, для которой рассчитывается наработка
на отказ.
Как следует из выражения (6.1), наработка на отказ комп-
лекса или агрегата с ростов L должна снижаться по кривой ги-
перболического характера.
Эмпирические зависимости Ta(L) (рис. 6.1) подтверждают
справедливость указанной закономерности изменения наработки
на отказ То-
Эти зависимости для выемочных комплексов и струговых
установок достаточно хорошо описываются уравнением гипер-
болы вида
а
To(L)~-r^+b-
Значения параметров а, b и с, при которых значения
T0(L) измеряются в минутах, приведены в табл. 6.1.
Приведенные в табл. 6.1 значения корреляционных отноше-
ний т) указывают на хорошую тесноту связи между То и L.
Таблица 6.1
Забойное оборудование	Пределы из- менения L, м	Значение параметров в формуле (6.2)			Корреля- ционное отношение П	Надежность корреляци- онного отношения ц
		а	ь	С		
Комплекс КМ87	90—20	11350	32	0	0,62	7,9
То же, ОМКТ	40—100	1660	19	15	0,58	5
Струговая уста- новка УСБ67	140—250	3 570	22	80	0,73	10,4
93
s
					
•	ъ. *	’				
S	•••		•	•	
					• •
					
40 SO SO 70 SO SO L,M
Рис. 6.1. Эмпирические зависи-
мости наработки на отказ То
(мин) от длины очистного за-
боя L (м):
а — для комплекса КМ87; б —для
комплекса ОМКТ; в — для струго-
вой установки УСБ67
Рис. 6.2, Эмпирические зависи-
мости среднего времени вос-
становления Тв (мин) от дли-
ны очистного забоя L (м):
а — для комплекса КМ87; б — для
комплекса ОМКТ; в — для струго-
вой установки УСБ67
Согласно теореме Ляпунова
[20] при и^З можно утверж-
дать, что связь между исследуе-
мыми величинами надежна и
зависимость То от L является
объективной.
С увеличением длины
очистного забоя возрастает
среднее время восстановления
Тв системы забойного оборудо-
Рис. 6.3, Графики изменения коэффи-
циента готовности Кг систем забой-
ного оборудования от длины очист-
ного забоя L (м)
вания.
Не зависит от L время лик-
видации отказов концевых эле-
ментов комплекса или агрега-
та, а также таких отказов, для
ликввдации которых не требу-
ются запасные части или специальный инструмент.
Сюда можно отнести отказы типа «сход комбайна с конвей-
ера», «заклинивание струга на направляющих», «наклон» и
«перекос» секций крепи. Подобные отказы устраняются обычно
рабочими очистного забоя или же к их ликвидации приступают,
не ожидая прихода ремонтного рабочего.
Зависимым от L является время ликвидации отказов с заме-
ной отказавших элементов, а также отказов, которые ие могут
быть устранены рабочими очистного забоя.
Экспериментальные исследования показывают, что для
выемочных комплексов и струговых установок зависимость сред-
него времени восстановления Тв (в мин) от длины очистного
забоя L (м) является прямолинейной (рис. 6.2) и описывается
уравнением вида
TB(L) = d + eL.	(6.2)
Значения параметров d и е в формуле (6.2) для исследован-
ных типов забойного оборудования, а также полученные вели-
чины коэффициентов корреляции г и показателей надежности
коэффициентов корреляции р. приведены в табл. 6.2.
Следствием снижения величины наработки на отказ и увели-
чения среднего времени восстановления с ростом L является
Таблица 6.2
Забойное оборудование	Пределы изменения L, м	Значения парамет- ров в формуле (6.2)		Коэффи- циент корреля- ции г	Надежность коэффициента' корреляции
		d	е		
Комплекс КМ87 То же, ОМКТ Струговая	установка УСБ67	90...220 40...100 140...250	8 17 —22	0,15 0,13 0,31	0,66 0,54 0,53	3,1 4,3 3,7
95
уменьшение величины коэффициента готовности (рис. 6.3), по-
скольку
к IL} T0(L)
T0(L) + TB(L) 
§ 2. Влияние горно-геологических факторов
Исследования влияния условий эксплуатации на надежность
забойного оборудования позволили установить, что на величи-
ну наработки на отказ выемочных комплексов и струговых
установок существенное влияние оказывает не только их длина,
но также и горно-геологические факторы: сопротивляемость
угля резанию — для струговых установок, угол падения и мощ-
ность пласта — для выемочного комплекса.
Для комплекса КМ87 совместное влияние на величину на-
работки на отказ То (мин) длины забоя L, мощности пласта Н
и его угла падения а характеризуется корреляционным уравне-
нием
То =
10 200	500	83
~	+ а + И ‘"18
при коэффициенте множественной корреляции R = 0,76+0,06 и
надежности коэффициента корреляции ц=13,5.
Парные зависимости То (та) и Т0(Н) (в минутах) ' описы-
ваются для комплекса соответственно уравнениями:
То(«) = -^--35 (ц = 0,52, ц = 5,8)
и
240
Та(Н)=*~й~ — 125 (П= 0,52, ц = 5,6).


(6.3)
Полученные зависимости справедливы при изменении выни-
маемой мощности Н и угла падения пласта та в пределах:
Н= 1,45+1,7 м; а= 10+21°.	_
Влияние сопротивляемости А угля резанию на безотказность
работы струговых установок может быть описано зависимостью
вида
— а
Значения параметров, входящих в уравнение (6.3), для раз-
личных типов струговых установок приведены в табл, 6.3.
Данные, приведенные в табл. 6Д получены при изменении
сопротивляемости угля резанию А для струговой установки
УСБ67 от 120 до 200 кН/м, а для УСТ2А — от 100 до 180 кН/м. .
96
Таблица 6.3
Струговые установки •	Значения параметров в формуле (6.3)			Корреляци- онное оггн о- шение я	Надежность корреляци- онного отно- шения |А
	а	Ь	С		
УСБ67 УСТ2А	5480 2890	-23 27	80 74	0,62 0,80	4,7 10,9
Корреляционное уравнение зависимости наработки на отказ
То (мин) комбайна 2К52 от длины очистного забоя и сопро-
тивляемости угля резанию имеет вид .
Го = 500 — 0,114 — 0,32..
При уменьшении мощности пласта создаются трудности для
передвижения рабочих к месту ликвидации отказов, неудоб-
ства при замене отказавших элементов. Аналогичным образом
влияет и увеличение угла падения пласта, что сказывается на
изменении величины среднего времени восстановления Тв забой-
ного оборудования.
Совместное влияние рассматриваемых факторов на величину
среднего времени восстановления (в минутах) характеризует-
ся корреляционными уравнениями:
для комплекса КМ87
Тв = 0,122.— 16Я+36
при 7? = 0,68±0,07, р,= 10,1, d = 0,45;
для установки УСБ67
Тв = 0,32.— 23Я+1,2а
при 7? = 0,63+0,9, р, = 7,8, d=0,40;
для установки УСТ2А
7В = 0,242.-4422 + 24
при R = 0,65+0,14, ц = 6,2, d = 0,42.
Высокие значения коэффициентов множественной корреля-
ции R и коэффициентов детерминации d=R2 указывают на то,
что корреляционными уравнениями учтены основные факторы,
влияющие на величину среднего времени воостайовления рас-
смотренных типов систем забойного оборудования, и объективно
отражается взаимосвязь показателей надежности с горнотех-
ническими и горно-геологическими условиями эксплуатации
комплекса и струговых установок.
Анализ корреляционных уравнений показывает, что, как и
в случае с наработкой на отказ То, длина комплекса и струго-
вых установок является фактором, оказывающим наиболее су-
7—240	97
щественное влияние на величину среднего времени восстановле-
ния забойного оборудования.' Однако в отличие от наработки
на отказ То среднее время восстановления Тв с ростом мощно-
сти пласта Н снижается.
Приведенные выше конкретнйе зависимости показателей на-
дежности От длины' очистного забоя и условий эксплуатации
справедливы в полной мере только для рассмотренных типов
оборудования, а для других аналогичных систем забойного обо-
рудования они могут служить основой для прогнозирования по-
казателей То, Тв и Кг в зависимости от вариации значений
факторов L, А, Н, а.
§ 3. Влияние продолжительности эксплуатации
В начальный период работы комплекса или агрегата величи-
на .параметра потока их отказов io(i) может быть довольно вы-
сокой в результате отказов элементов, вызванных скрытыми
заводскими дефектами, а также погрешностями монтажа.
После периода приработки ti (рис. 6.4, а) (участок 1) ве-
личина со (1) достигает некоторого минимального уровня и бу-
дет сохраняться практически постоянной на протяжении доста-
точно'длительного периода , работы t2—tj (участок 2). В этот
период отказы различных функциональных машин и системы
оборудования в целом имеют в основном внезапный характер и
результирующий поток их отказов будет простейшим.
Затем в результате накопления элементами комплекса или
агрегата износовых или усталостных повреждений вновь прои-
зойдет возрастание величины параметра потока отказов (учас-
ток 3). Дальнейшее поведение кривой со(^) будет зависеть от
Рис. 6.4. Изменение величины параметра потока отказов a>(t) систем забой-
ного оборудования в зависимости от длительности их эксплуатации:
а — при поэлементном обновлении функциональных машин; б — при замене машин, нс-
черпавших свой ресурс, новыми
98
способа обновления функциональных машин, исчерпавших свой
ресурс.
При больших t [28] установившееся значение параметра
потока отказов равно обратной величине наработки элементов
до отказа Ti, т. е. поток отказов совокупности однотипных эле-
ментов формируется по схеме внезапных отказов и является
простейшим, хотя на самом деле отказы могут быть постепен-
ными.
Поэтому при обновлении элементов выемочной и доставочной
машин, утрачивающих работоспособность в результате посте-
пенных отказов, частота иХ замен после некоторого переходного
периода —12 (участки 3' и 3") должна стабилизироваться,
и следующий период —13 работы (участок 4) комплекса или
агрегата вновь должен характеризоваться практически постоян-
ной величиной параметра потока отказов <в(/).
Но величина' параметра потока отказов будет выше, чем
на участке 2, потому что на участке 4, кроме внезапных отказов,
имеющих место на участке 2, возникают также и постепенные
отказы.
Поэлементный метод обновления функциональных машин
наиболее типичен в настоящее время для забойных конвейеров,
механизированных крепей и струговых установок, если исчерпа-
ние их ресурса происходит ранее окончания периода отработки
выемочного столба.
Выемочный комбайн может заменяться и до окончания отра-
ботки столба, однако замена только комбайна не приведет к
снижению величины параметра потока отказов комплекса или
агрегата на участке 4 кривой <в(/) до ее уровня на участке 2.
На участке 5 вновь произойдет увеличение «>(/) из-за исчер-
пания ресурса основных элементов секций крепи. Если при этом
период работы комплекса или агрегата, равный t3, ие совпада-
ет с периодом отработки столба (^>^s), то после переходного
периода (участки 5', 5") следует ожидать нового повышения ве-
личины параметра потока отказов на стационарном участке 6.
Если же после периода работы 1+2+3' комплекс будет ос-
нащен новым комбайном и конвейером, а в крепи будет произ-
ведена групповая замена ряда элементов, то стационарная ве-
личина параметра потока отказов на участке 4 может остаться
такой же, как и на участке 2 (рис. 6.4, б) и ожидать повышения
a(t) следует только на участках 5 и 6.
Следует отметить, что период приработки, измеряемый ко-
личеством добытого угля, для струговых установок, комплексов
и агрегатов составляет в среднем 15—20 тыс. т.
Среднее время восстановления различных типов забойного
оборудования практически не зависит от продолжительности его
эксплуатации, поэтому при достаточно длительном периоде ра-
боты комплекса или агрегата величина их коэффициента готов-
ности с ростом величины параметра потока будет снижаться;
7*	; 99
Величина коэффициента готовности в зависимости от продол-
жительности эксплуатации забойного оборудования t находится
из выражения
Кг = 1 + Твсо (0 •
Г л а в а 7	.
КОЛИЧЕСТВЕННАЯ ОЦЕНКА НАДЕЖНОСТИ ГОРНЫХ
МАШИН, КОМПЛЕКСОВ И АГРЕГАТОВ
§ 1. Получение информации о надежности
Задача определения показателей надежности состоит из двух
последовательных этапов:
получения статистической информации, необходимой для ко-
личественной и качественной оценки надежности горных машин,
комплексов и агрегатов;
математической обработки полученной информации.
Для получения информации о надежности в настоящее время
используются как результаты специальных наблюдений, так
и документация, ведущаяся на горных и-ремонтных предприя-
тиях.
Наиболее полную и разностороннюю информацию дают спе-
циальные хронометражные наблюдения.
Источником получения достаточно полной информации о на-
дежности забойного оборудования и его элементов является
также «Журнал наблюдений за работой оборудования», форма
и указания по ведению которого разработаны ИГД им. А. А. Ско-
чинского. Такой журнал заполняется персоналом, обслуживаю-
щим горную технику.
Для определения показателей надежности элементов, ликви-
дация отказов которых вызывает длительные простои забойного
оборудования, могут быть использованы также журналы регист-
рации отказов, ведущиеся механиками или диспетчерами шахт.
Средняя календарная длительность наблюдений tK (в ч) за
каждым образцом оборудования должна составлять
где [и] — необходимое число отказов, которое должно быть за-
фиксировано для определения в последующем показателей без-
отказности и ремонтопригодности с заданными величинами до-
верительной вероятности у и относительной ошибки 6; Т'о —
предполагаемая величина наработки на отказ исследуемого
100
Таблица 7.1
Закон распределения случайной величины	Коэффи- циент вариации случайной величины	?=0,8		Т=0,9		V=0,95
		6=0,2	6=0,15	6=0,15	6=0,1.	6=0,1
Нормальный	0,3	6	10	15	31	44
Логарифмически- нормальиый	°-8	15	15	54	122	200
Экспоненциаль- ный	1,0	25	45	90	200	300
забойного оборудования, ч; У — число образцов однотипного заг
бойного оборудования, за которыми ведутся наблюдения.
Выбор величин у и 6 для определения объема статистических
данных о надежности' должен осуществляться с учетом целей
и задач исследований надежности, а также степени структур-
ной детализации комплексов и агрегатов при оценке и анализе
их надежности.
Приемлемыми нижними значениями доверительной вероят-
ности у и'верхними значениями относительной ошибки б сле-
дует считать:
при оценке надежности опытных образцов горных машин,
комплексов и агрегатов, а также структурных элементов серий-
ных машин v = 0,8; 6=0,2;
при оценке надежности' серийных горных машин, комплексов
и агрегатов у = 0,9; 6 = 0,1. '
Число отказов в формуле (7.1) зависит не только от выбран-
ных уровней у и 6, но И' от закона распределения исследуемой
случайной величины. Для выбора [п] можно пользоваться дан-
ными табл. 7.1.
Разовая длительность хронометражных наблюдений не бы-
вает обычно меньше продолжительности рабочей смены. Тре-
буемое общее число смен наблюдений должно составлять
[П] То'
- m^NK3tCM’
где /См длительность рабочей смены, ч.
§ 2, Методы определения показателей надежности
Процедура определения показателей надежности связана
с решением двух главных задач математической статистики:
оценки неизвестных параметров выборки; проверки статистиче-
ских гипотез.
Объем вычислений при определении показателей надежности
горных машин, комплексов, агрегатов и других типов забойного
оборудования зависит существенным образом от того, известен
101
ли закон распределения случайной величины, положенной в ос-
нову определеяия показателей надежности.
Для установления законов распределения непрерывных слу-
чайных величин разработаны типовые программы и широко ис-
пользуются в настоящее время ЭВМ.	}
Для вероятностного описания непрерывных случайных вели-
чин, характеризующих надежность горно-шахтного - оборудова-
ния, часто используются экспоненциальный (показательный),
нормальный и логарифмически нормальный законы распределе-
ния.
Экспоненциальному закону распределения подчиняются слу-
чайные значения времени работы t между отказами горных
комбайнов, конвейеров, механизированных крепей и систем за-
бойного оборудования в целом, когда поток их отказов является
простейшим (участки 2 и 4 кривой ы(/) на рис. 6.4).
Плотность вероятности случайной величины t при экспонен-
циальном законе распределения описывается формулой
«	Г
1 — т 1	t	(7.2\
Среднее квадратическое отклонение at случайной величи-
ны t, подчиняющейся экспоненциальному закону распределения,
равно ее математическому ожиданию. Поэтому для экспонен-
циального распределения коэффициент вариации случайной ве-
<**
личины vt =	= 1.
Функция экспоненциального распределения имеет вид
t	t
F	fe T°dt=l—eT9.
* о J
0
Экспоненциальное распределение может использоваться так-
же для вероятностного описания случайных значений времени
восстановления т выемочных комплексов и агрегатов.
Характерные графики функции распределения F(t) и плот-
ности вероятности f(t) для экспоненциального закона приведе-
ны на рис. 7.1, а.
Нормальный закон распределения характеризуется плотно-
стью вероятности вида
<7'3>
где параметрами распределения является математическое ожи-
дание mt и дисперсия ct2 случайной величины t.
Нормальному закону распределения обычно .подчиняются
случайные значения времени работы до отказа элементов гор-
ных машин, выходящих из строя в' результате износа.
102
Рис. 7.1'. Графики функции распределения Г(/) и плотности вероятности /(/)
непрерывной случайной величины t для законов распределения:
« — экспоненциального; б — нормального
Оценкой математического ожидания mt является в этом
случае средняя наработка до отказа Ti, а оценка дисперсии
(статистический аналог дисперсии) находится из выражения
'•	.j	п .	~	'
= at2 = п_ f	(tt —	,
i=l	.	.	..
где n — число (реализаций ti случайной величины.
Функция нормального распределения описывается формулой
F (0 = 0,5+Ф(2),
где Ф(г) —интеграл вероятностей Лапласа—Таусса; z = ^~~.
Интеграл Ф(г) является нечетной функцией, г. е. Ф(—z) — '
=—Ф(г). '	•
Характерные графики функций F(t) и f(t) для нормального
закона распределения приведены на рис. 7.1,6.
При нормальном законе распределения вероятность отклоне-
ния случайной величины за пределы mt±3at (см. рис. 7.1,6)
очень мала и составляет всего лишь 0,3%.
Для определения численных значений функций f(/) экспо-
ненциального и нормального распределений, а также интеграла
вероятностей Лапласа — Гаусса имеются таблицы.в математиче-
ских справочниках. Кроме того, значения функций (7.2) и (7.3)
могут быть вычислены путем логарифмирования соответст-
вующих выражений.
Логарифмически-нормальному закону распределения подчи-
няются случайные значения времени восстановления т комбай-.
нов, конвейеров, стругов и ряда механизированных крепей.
103
В этом случае'нормально распределенными являются лога-
рифмы случайной величины, а плотность распределения имеет
ВИД
ft.r\ М	Г	(Igx —mlgT)2 1
где М = 0,4343 — коэффициент перехода от натуральных лога-
рифмов к десятичным;
я^ио^— соответственно математическое ожидание и диспер-
сия логарифма случайной величины т.
' При определении законов распределений необходимый объем
наблюдений возрастает и предъявляются определенные требо-
вания « непрерывности наблюдений, разовая длительность ко-
торых должна составлять
тв — 1 +4пСр-1,
где тн — число смен непрерывных наблюдений; пСр — среднее
ч|1сло отказов исследуемого забойного оборудования в смену.
При известных законах распределения случайных величин
определяются не только точечные оценки показателей безотказ-
ности и ремонтопригодности, но и их интервальные оценки. Не-
обходимость последних обусловлена тем, что точечные оценки,
полученные на основе выборочных данных, содержат элемент
случайности и являются приближенными.
Интервальные оценки показателей надежности определяются
путем установления их верхней и нижней доверительных границ.
При экспоненциальных законах распределения случайных ве-
личин времени работы оборудования между отказами и. случай-
ных величин времени восстановления будем иметь:
верхняя граница Тов ~ 1\Т0, Твъ = г1Тв,
нижняя граница Тон = г2Т0, * Твя = г2Тв,
где Г1 и г2 — коэффициенты, определяемые из табл. 7.2 в зависи-
-	Т а б л и ц а 7.2
п	Г1			А,		
	7=0,8	I 7=0,9	7=0,95	7=0,8	7=0,9	7=0,95
10	1,37	1,61	1,81	. 0,73	0,65	0,59
15	1,28	1,46	1,62	0,78	0,70	0,65
20	1,24	1,37	1,51	0,81	0,74	0,69
.25	1,21-	1,33	1,44 *	0,83	0,76	0,72
30	1,18	1,25	1,39	0,84	0,78	0,74
40	1,16	1,24	1,32	0,87	0,81	0,77
50	1,14	1,21	1,28	0,88	0,83	0,79
100	1,09	1,14	1,19	0,91	0,88	0,85
200	1,06	1,10	1,13	0,93	0,91	0,89
300	1,05	1,08	1,10	0,95	0,93	0,91
104
мости от объема данных п и принятой доверительной вероятно-
сти -v.	.
При нормальном законе распределения случайных величин
времени работы до отказа , и при логарифмически-нормальном
законе распределения случайных значений времени восстановле-
ния доверительные границы соответственно для наработки до
отказа Ti и среднего времени восстановления Тв определяются
по формулам, приведенным в {27].
Доверительные границы для коэффициента готовности Кг,
представляющего собой функцию двух случайных величин То и
7’в, могут быть согласно [28] определены по формулам:
KrB = ^r + ffKrzV>
Кг” = Кг — aKrzt’
При экспоненциальном законе распределения t и т
где п — число отказов.
Вспомогательная величина 2? зависит от принятой довери-
тельной вероятности у и составляет: для у=0,8 zv = l,28; для
7 = 0,9 zy = l,65 и для у=0,95 zv=l,96.
§ 3. Характерные отказы горных машин
и систем забойного оборудования
Наименее надежными узлами и элементами угольных ком-
байнов являются система пылеподавления и электрооборудова-
ние. Отказы их происходят главным образом из-за разрыва ру-
кавов забойного водопровода и повреждения кабеля. Отказы
электрооборудования происходят также из-за выхода из строя
пусковой аппаратуры и цепи дистанционного управления.
Основные простои комбайнов (по их суммарной продолжи-
тельности) связаны с ликвидацией отказов кабеля, пусковой ап-
паратуры, гидросистемы и режущей части комбайнов.
В доставочных машинах наиболее низкую наработку на
отказ имеют транспортирующие органы — скребковые цепи.
Из-за их отказов происходит от 30 до 60% всех отказов доста-
вочных машин в целом, а время простоев доставочных машин
из-за отказов транспортирующих органов достигает 30—56%
суммарного времени простоев, связанных с ликвидацией всех
отказов доставочной машины.
Основным видом отказов транспортирующих органов явля-
ются порывы цепей, выход скребковых цепей из направляющих,
соскакивание цепей со звездочки, повреждение и заклинивание
скребков.
В секциях механизированных крепей наименее надежными
элементами являются элементы систем управления (гйдрозамки,
105
гидрораспределители) и энергоснабжения (рукава гидроразвод-
ки) секций.
На долю этих элементов приходится 20—30% всех отказов
секций и 10—18% общего времени ликвидации всех отказов.
Однако если говорить о неполомочных ‘отказах, не требую-
щих замен элементов, то наибольшее число приходится на долю
отказов типов «наклон» и «перекос секций» (60—75%) при
фланговом способе перемещения секций крепи по линейной схе-
ме. При перемещении секций крейи групповым способом .по
линейно-шахматной схеме (крепи агрегатов СА, АКЗ) удельный
вес неполомочных. отказов снижается до 20% и наибольший
удельный вес приобретают отказы систем управления и энерго-
снабжения секций (до 50%).
Наибольшие значения времени восстановления приходятся
на долю гидростоек и металлоконструкций секций с учетом их
неполомочных отказов.	' '
В современных струговых и комбайновых комплексах на до-
лю отказов выемочных и доставочных машин приходится, соот-
ветственно 25—35 и 25—40% всех отказов комплексов,, а на
долю механизированных крепей— 15—20%. отказов.
За. последние годы наработка на отказ комбайнов возросла
в 1,5—2,8 раза, забойных скребковых конвейеров—в 1,7—
.2,9 раза, механизированных крепей — в 2—3,1 раза, комплексов
в целом — в 1,5—2 раза.
Характерным для выемочных комплексов является то, что
с ростом их. суточной производительности увеличился с 10—42
до 15—20% удельный вес отказов кинематических и конструк-
тивных связей .между машинами комплексов, а простои из-за от-
казов связей достигают 20—25% в общем балансе времени про-
стоев комплексов по причине отказов. Данное обстоятельство
еще раз подчеркивает необходимость осуществления системно-
го подхода к проектированию выемочных комплексов и агрега-
тов.
§ 4. Расчет числа запасных частей
Вместе с горной машиной, комплексом или агрегатом завод-
изготовитель должен поставлять горному предприятию также и
запасные элементы на период выработки изделием гарантиро-
ванного ресурса.
Если в горной машине, комплексе или агрегате имеется У
однотипных элементов, имеющих наработку до отказа Ti, то за
период гарантированного ресурса Rr средний расход таких эле-
ментов составит
• NRr
ZCP ~ т •
106
Рис. 7.2. Зависимости ' величи-
ны коэффициента запаса эле-
ментов Кз от среднего числа их
отказов zCp за период гарантии
при различных вероятностях
обеспечения запаса
В силу случайности возникновения отказов может потребо-
ваться большее или меньшее число запасных элементов, чём zcp.
При запасе элементов N3, равном среднему ожидаемому их
расходу (коэффициент запаса К3= —-=1), потребность в за-
пасных частях будет удовлетворяться только на 50—70%
[19]-
Для обеспечения высокой вероятности ликвидации отказов
по фактору наличия запасных частей необходимо иметь Лз>1
и в запасе не zcp, а N3 — K3zQV элементов. Поэтому число запас-
ных элементов должно рассчитываться из учета обеспечения
нужд производства с заданной вероятностью рр не менее 0,9.
Вероятность pz(iRr) того, что за период гарантии потребуется
не более чем N3 запасных элементов, может быть определена
на основании биномиального распределения '[26] дискретной
случайной величины z — числа запасных элементов:
3	д,
г!(У-^-	-Рг)г^~г,	(7.4)
г=0
рг— вероятность безотказной работы элемента на период вы-
работки его гарантированного ресурса.
При достаточно больших рт и N вероятность рг(^г) может
быть определена на основании распределения Пуассона i[2]
(Rr)	J	-	(7.5)
Z—Q
Формулы (7.4) и (7.5) являются основой для расчета’ числа
запасных элементов с заданной вероятностью рр из условия
рг(^г)>рр.
Приравняв правые части выражений (7.4) и (7.5) к величи-
не рр, получим
23 ________АП______ .,	,V—Z
?! ДО — ?)! I1 — рг> рг ~ р$
107
и
N3
.	(7.6)
z—О
Ниже приведены, значения К3> рассчитанные по формуле
(7.6) для различных гср и рз, а на рис. 7.2 построены зависимо-
сти K3=f(zcp).
Средний расход
zcp .................. 1	2	3	4	5	6	7
Коэффициент К,
При р₽=О,9 ........... 1,8	1,65	1,57	1,5	1,47	1,4	1,37
рр=0,95	......	2,3	2,0	Г,83	1,75	1,67	1,63	1,6
Из приведенных выше данных видно, что с увеличением
среднеожидаемого числа отказов, т. е. при обеспечении запаса
на большее число элементов N или более длительный срок их
эксплуатации, коэффициент запаса существенно уменьшается.
• ’Последнее обстоятельство свидетельствует также о необхо-.
димости увеличения в проектируемом оборудовании числа уни-
фицированных элементов и с позиций удовлетворения нужд
производства в запасных частях.
Раздел III
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВЫЕМОЧНЫХ
И ПРОХОДЧЕСКИХ МАШИН
Глава 8
РАСЧЕТ НАГРУЗОК НА РАБОЧЕМ ИНСТРУМЕНТЕ
ГОРНЫХ МАШИН
§1	. Процесс разрушения углей и пород
рабочими инструментами
Механическое разрушение полезных ископаемых и горных по-
род исполнительными органами выемочных горных машин осу-
ществляется, как правило, следующими способами: резанием,
ударом и комбинированным.
Под резанием принято понимать воздействие рабочего инст-
румента (резцов) на обрабатываемую поверхность, сопровож-
дающееся отделением (разрушением) пограничных слоев полез-
ного ископаемого или породы от массива..
Скорость воздействия инструмента на разрушаемый массив
в процессе резания, как правило, постоянна или изменяется в
небольших пределах.
На принципе резания углей и пород работают исполнитель-
ные органы' всех существующих очистных ,и большинства про-
ходческих комбайнов, угольных стругов, выемочных агрегатов,
а также бурильные машины вращательного действия.
Достоинствами способа резания являются: высокая произ-
водительность процесса разрушения, возможность получения
различных траекторий движения резцов, невысокие энергозат-
раты на разрушение при правильно выбранных режимах работы
и геометрических параметрах резцов.
Основным ‘недостатком способа резанйя является возмож-
ность эффективного его применения только в малоабразивных
породах с коэффициентом крепости f<z5~~6 по шкале проф.
М. М. Протодьяконова (старшего).
При работе резца на его рабочие грани передаются силы
давления разрушаемого массива породы: Nn — на переднюю,
Ns — на заднюю, No — на боковые грани (рис. 8.1). Под воз-
действием этих сил давлений и возникающих на рабочих гра-
нях сил трения формируется результирующая нагрузка на ра-
бочем инструменте, составляющие которой, направленные по
осям х, у и z пространственной системы координат, принято
называть: силой резания Z, осевой силой (или силой внедре-
ния резца в направлении подачи) Y, боковой силой (или силой
боковой подачи) X.
109

Рис. 8.1. Силы, действующие на резец, и зоны разру-
шений
-Практический интерес представляет количественный и ка-
чественный характер изменения средних значений сил резания
Zcp и подачи УсР, которые в значительной мере определяют вы-
бор мощности привода и усилий подачи выемочных горных ма-
шин.
Под воздействием передней грани резца происходит дробле-
ние угля или породы, сопровождающееся отрывом крупных эле-
ментов, Исследованиями, выполненными в МГИ, эксперимен-
тально было доказано, что перед резцом в процессе работы об-
разуется уплотненное ядро / (рис. 8.1), состоящее из мелкораз-
дробленной породы, находящейся в условиях объемного сжатия.
Уплотненное ядро вызывает -смятие прилегающего к нему
слоя породы или угля (зона II) и упругое деформиров!ание ок-
ружающих участков (зона III).
Давление передней грани резца на. массив приводит к дроб-
лению разрушаемого материала и созданию напряженного со-
стояния в прилегающих к ядру зонах массива. Находясь перед
резцом, уплотненное ядро изменяет действительную геометрию
резца, В результате давления, передаваемого поверхностью
ядра в' сторону обнажения разрушаемого массива, в конечном,
счете происходит отрыв элементов угля или породы.
Давление нижней поверхности ядра вызывает смятие и
упругое деформирование разрушаемого материала в глубине
массива и в подрезцовой зоне. Следствием этого является по-
явление контактного давления N3 (рис. 8.1), играющего основ-
ную роль в формировании величины силы подачи Y.
Боковое давление N& имеет ту же физическую природу, что
и давление N3.	.
На рис. 8.2 упрощенно, в виде ломаной линии показано из- •
менение сил Z и У за отдельный (элементарный) й,икл процес-
110
Рис. 8.2. Изменение сил Z и У за отдельный элементар
ный цикл процесса резания
са резания, в течение которого полностью формируется уплот-
ненное ядро и происходит отрыв крупного элемента.
В точке А высота контакта резца с разрушаемым массивом,
а также силы Z и Y имеют минимальную для данного цикла ре-
зания величину. По Мере увеличения высоты, а следователь-
но, и размеров .площадки контакта передней грани рёзца с
углем или породой происходит увеличение размеров уплотнен-
ного ядра, и силы возрастают. На участках ВА'и В'А" наблю-
дается некоторое снижение сил, вызванное отделением неболь-
ших по размерам элементов.
В точке В" силы Z и У достигают максимального значения-
и в массиве у вершины ядра образуется трещина. К этому мо-
менту развитие уплотненного ядра прекращается, а его разме-
ры, а также степень диспергирования и уплотнения его мате-
риала достигают максимального значения.
При отделении породного элемента происходит полное раз-
рушение уплотненного ядра и элементарный цикл резания за-
канчивается.
Далее рассмотренный цикл качественно неоднократно повто-
ряется, но величина пиковых сил Zmax, Утах, число промежуточ-
ных отделений небольших элементов и длина элементарного
цикла I носят случайный характер, что является следствием
неоднородности состава и строения углей и пород.
Поэтому наряду с определением средних значений силы ре-
зания Zcp находятся также дисперсия силы Z—Dz и коэффи-
циент вариации, представляющий Собой отношение вида 
Основная работа резцового инструмента при разрушении
углей и пород связана с процессом их дробления, а именно
111
Рис. 8.3. Схема разрушения забоя буровой коронкой ударного действия
(/Г— глубины внедрения коронки, Ру — осевая сила)
с процессом формирования уплотненных ядер, а также с преодо-
лением сил трения, поскольку работа резца, связанная с отры-
вом породных элементов, выражаемая суммарной площадью
треугольников ВА'С, В'А" С, В"А"'С" (рис. 8.2), представляет
собой незначительную часть площади, ограниченной ломаной
АВА'В'А"В"А'" и прямой MN линиями.
Величины средних сил Zcp и Кср, а также работы, затрачи-
ваемой на разрушение, зависят не только от величины сопро-
тивляемости угля или породы разрушению, но также от пара-
метров разрушения и геометрии рабочего инструмента.
Процесс ударного разрушения характеризуется высокими
скоростями передачи инструментом разрушаемому массиву
ударных сил, что обеспечивает появление больших разрушаю-
щих нагрузок и делает ударный способ приемлемым для гор-
ных пород любой крепости.
Способ ударного разрушения горных пород широко исполь-
зуется в бурильных машинах ударного действия — пневмати-
ческих бурильных молотках, а также в пневматических и гид-
равлических ударниках.
. Однако ударное разрушение имеет цикличный характер и
является менее производительным по сравнению с резанием и
комбинированным—1 вращательно-ударным способом. Поэтому
ударное разрушение используется главным образом для креп-
ких пород, где другие способы механического разрушения яв-
ляются малоэффективными.
При разрушении породы ударом под лезвием коронки, как
и при работе резцов, образуется уплотненное ядро (рис. 8.3).
112
Осевая сила на коронке Ру возрастает до того момента, пока
под воздействием уплотненного ядра не произойдет отделение
породных элементов у боковых граней коронки.
Процесс отделения элементов и удаления уплотненного ядра
сопровождается резким падением силы Ру.
Глубина h внедрения лезвия коронки в породу за один удар
зависит от энергии удара,\ механических свойств разрушаемой
породы, геометрии коронки, степени ее износа и внешних усло-
вий разрушения, к которым относятся наличие и расположе-
ние трещин и поверхностей (обнажения разрушаемого массива.
Как видно из рис. 8.3, в (результате искривления поверхно-
стей обнажения породы в зоне работы коронки, условная для
отделения породных элементов с каждым последующим ударом
ухудшаются. Поэтому для сохранения постоянства глубины
внедрения коронки (h'=h" = h"' = const) за каждый удар требу-
ется непрерывное наращивание силы (энергии) удара, т. е.
необходимо, чтобы Р'у>Р"у>Р"'у. В случае же Р'У=Р"У =
= Р'"у—'Соп$,\. глубина внедрения с каждым последующим уда-
ром будет уменьшаться (h'"<Zh"<Zh').
Бурильные машины работают практически с постоянной
энергией удара, т. е. сила Ру^const. Сохранение постоянства
глубины внедрения h коронки за каждый удар достигается обес-
печением постоянства условий разрушения путем поворота ко-
ронки после каждого удара на некоторый угол (ударно-пово-
ротное бурение).
Изменение глубины внедрения при этом может происходить
только в результате затупления лезвия коронки или изменения
механических свойств разрушаемой породы.
В комбинированном способе процесс разрушения породы ре-
занием сочетается с приложением- к инструменту ударной на-
грузки. Этот способ используется в бурильных машинах враща-
тельно-ударного действия. Такие машины успешно и более про-
изводительно, чем машины чисто ударного (ударно-поворотно-
го) действия, используются для бурения скважин и шпуров в
горных породах с коэффициентом крепости f до 10—12 по шка-
ле проф. М. М. Протодьяконова.
§	2. Закономерности изменения нагрузок
на резцах и энергозатрат на процесс
разрушения
Силы, действующие на резец, и удельные энергозатраты—
на процесс разрушения, зависят от числа и взаимного располо-
жения поверхностей обнажения разрушаемого массива угля или
породы. При работе резцы образуют в угле или породе борозд-
ки, размеры и взаимное расположение которых определяются
глубиной резания h, шириной бороздки у основания, равной
ширине резца Ь, средней величиной развала бороздки В и ша-
8—240	ИЗ
Рис. 8.4. Типы резов; характеризующие условия работы резцов:
а — полусвободный; б — полублокироваииый; в f- блокированный (с выравиеииой поверх-
ности); г — угловой; д — щелевой (Л — глубииА резания; t — шаг резания; b — ширина
резца; S— площадь сечения среза; ’Йр —угол развала бороздки реза)
ГОм резания t — расстоянием между центрами или одноимен-
ными точками соседних бороздок.
В зависимости от размеров h и t и их соотношения, а также
от расположения поверхностей обнажения разрушаемого мас-
сива работа резцов может протекать в различных условиях
‘-(рис. 8.4).
Под полусвободными и полублркированными (рис. .8.4, а, б)
принято считать такие условия, при которых резание произво-
дится при наличии в массиве двух поверхностей обнажения I—I
и II—— II. Основное различие указанных типов резов заключа-
ется в том, что для полусвободных резов шаг t меньше или ра-
вен ширине резца b	для полублокированных— шаг
больше ширины резца (t>b?), но меньше величины t = b-\-
(5-j- 6) h.
При удалении резцов от боковой обнаженной- поверхности
II—II на величину (54-6)/г или при наличии в массиве
"только одной поверхности обнажения (рис. 8.4,6) резание ста-
новится блокированным. Блокированное резание (резание с вы-
равненной поверхности) считается эталонным. Силы резания ,
в этом случае принимаются за 100%- и с ними сравниваются
силы при других типах резов.
Наиболее трудным является угловое и щелевое резание. ;
Угловое резание (рис. 8.4,г), как и блокированное, производит-
ся при одной поверхности обнажения разрушаемого массива, но ?
только у стенки, которая Определяет односторонний развал бо- ,
роздки реза.
Резание в щели (|рис. 8.4,6) характеризуется отсутствием
развала бороздки. Параметрами щелевого резания являются:
глубина h, ширина b и удаление резца от обнаженной поверх-
ности hy.	,
При одинаковых величинах h и b сила резания имеет ми-
нимальную величину при полусвободных резах и достигает мак-
симального значения при работе резца в щели.
При изменении h сила резания наиболее, интенсивно возра-
стает с ростом глубины щелевых резцов и наименее интенсив-
114
но с ростом . глубины полусвободных резцов. В случае блоки-
рованных резов (резов. с выравненной поверхности) эталонным
резцом (угол резания 50°; задний угол 10°, угол между боко-
выми режущими кромками 0° и ширина резца — 20 мм) имеет
место зависимость
^ср = Ah,		.
где ZcP — сила резания, кН) А — сопротивляемость угля реза-
нию, кН/м; h — глубина резания, м.
Удельные энергозатраты йа процесс разрушения характери-
зуют собой величину энергии, необходимой для разрушения еди-
ницы объема угля или породы, и могут быть определены по
формуле
Яш=2,72-^-,
где Hw — удельные энергозатраты на процесс разрушения,
кВт-Ч „	тт о
—Z— средняя сила резания, кН; о — площадь сечения сре-
за, см2 (рис. 8.4).
Для полусвободных и полублокированных резов
S = th,
для блокированных и угловых резов
для щелевых резов
S=bh.
Величина развала бороздки реза при известных значениях
угла развала ЛГР (рис. 8.4, в, г) находится из выражений:
при двустороннем развале бороздки (блокированные резы)
в = ь + h tg4>р;
при одностороннем развале бороздки (угловые резы)
h	-
В = 6 + ’Г
Влияние условий работы резцов (типов резов) на величину
усилия резания оценивается обычно с помощью коэффициента
Кб, учитывающего влияние степени блокированности резов. на
величину усилия резания.
При изменении t в области полусвободных и полублокиро-
ванных резов в случае /z=const сила резания растет медленнее
изменяемого параметра и достигает своего максимума в обла-
сти блокированных резов (рис. 8.5,а), когда / = Ь+(5...6)/г. Да-
лее при значениях шага резания Z>b-|-(5...6)/i условия работы
В*	-115
Рис. 8.5. Зависимости от величины шага резания t:
а — силы резаиня; б — удельных затрат энергии на процесс разрушения (Л — глуби-
на резания)
•резцов не изменяются (блокированное резание) и. усилия реза-
ния для каждого значения /ij=const стабилизируются.
Характерные графики зависимостей Hw(t) приведены на
рис. 8.5, б. Из графиков следует, что с ростом глубины реза-
ния h удельные энергозатраты Hw снижаются, а с ростом шага
резания t при /i=const они сначала в области полусвободных и
полублокированных резов также снижаются, достигая своего
минимума для каждого значения глубины резания h в области
полублокированных резов, а затем снова возрастают и ста-
билизируются в области блокированных резцов.
Значение шага резания, для которого энергозатраты на
процесс разрушения имеют минимальное значение, называется
оптимальным ton. Оно связано с шириной резца, и глубиной
резания следующим соотношением:
ton = & + (l-l,4)ft.
Основными геометрическими параметрами резцов (рис. 8.6),
влияющими на величину действующих на них нагрузок, явля-
ются: ширина резца (длина режущей кромки) Ь, угол резания а,
задний угол у и угол между боковыми режущими кромками <р,
угол заострения б.
При увеличении ширины резца b сила резания при прочих
равных условиях возрастает медленнее изменяемого параметра,
а удельные энергозатраты на процесс разрушения снижаются
по кривым гиперболического характера (рис. 8.7).
Увеличение угла резания а при прочих равных условиях вы-
зывает непрерывный рост силы резания, происходящий с повы-
шающейся интенсивностью, особенно ощутимой при углах реза-
ния а>90° (рис. 8.8).
Подобный характер зависимости Z(a) объясняется тем, что
с увеличением угла резания а возрастает и высота контакта
116
Рис. 8.6. Геометрические параметры резца
Рис. 8.7. Зависимости силы резания Z и
удельных затрат энергии Hw иа процесс
разрушения от ширины резца b (h — глу-
бина резания)
Рис. 8.8. Зависимость силы резания Z от
величины угла резания а (Л — глубина ре-
зания)
передней грани резца с разрушаемым массивом, что вызывает
увеличение размеров уплотненного ядра, а следовательно, тре-
бует большей величины усилий резания. На интенсивное повы-
шение усилия резания при переходе к углам резания более 90°
существенное влияние оказывает дополнительное дробление
угля или породы ввиду затруднительности выхода отделяемых
элементов из предрезцовой зоны.
Задний угол резца у оказывает влияние на величину уси-
лий Z и У только при изменении в пределах от 0 до 8—10°.
При уменьшении угла у в указанной области силы резания и
подачи существенно возрастают. Поэтому применение задних
углов менее 8° нецелесообразно.
Влияние угла между боковыми режущими кромками резца ср
наиболее заметно при его значениях <р>20° и глубинах реза-
ниях Л>0,02 м при резании вязких углей и пород.
§ 3. Расчет сил на резцах очистных комбайнов
Согласно (ОСТ 12.47.001—73) «Комбайны очистные. Выбор
параметров и расчет сил резания и подачи на исполнительных
органах. Методика» среднее значение силы резания на инстру-
117
менте определяется по формуле
. 2ср = 2о + /.'(ГСр-Го),
где ZCp —средняя сила резания на затупленном резце, кН;
ZQ — средняя сила резания на остром резце, кН; УСр—Уо—
приращение силы подачи при затуплении резца, кН; f — коэф-
фициент сопротивления резанию, равный отношению Суммы сил
трения на всех площадках.затупления резца к силе подачи.
. Обычно f'=0,384-0,44. Меньшие значения f' принимаются
для углей с более высокой сопротивляемостью резанию.
Средняя сила резания на остром резце
-	0,35бр +0,003	1
Z0-4p (ftp + ^ptgip)^ «ср^срКзКуКфКЛот cos р ’	(8’2)
где Ар — средняя сопротивляемость пласта резанию в неотжа-
той зоне, кН/м; ЬР — расчетная ширина рабочей части резца, М;
Лер — средняя глубина резания (толщина стружки), м; ф— угол
.бокового развала бороздки реза, градус; —коэффициент,
учитывающий хрупкопластические свойства угля; tcp — средний
шаг резаиия (ширина среза), м; 7С3— коэффициент обнажения
забоя; /Су — коэффициент, учитывающий влаияние угла 'реза-
ния а; /Сф—коэффициент формы передней грани резца; 7Сс—
коэффициент, учитывающий схему резания; /Сот—коэффи-
циент, учитывающий влияния отжима, угля в зоне работы ис-
полнительного органа; 0 — угол установки резца относительно
направления перемещения исполнительного органа, градус.
Коэффициент /Сз определяется из выражений при ^ср*^ ton
к3,
• ПрИ'	ton
В свою очередь
К3 =0,32 +
0,002
Лер
Значения коэффициента /Су приведены ниже.
Угол резания а, градус 50
Коэффициент Ку . . . 0,85—
0,89
60	70	80	90
0,9- 0,93— 1,08— 1,24—
0,92	1,06	1,26	1,34
Меньшие значения /Су при различных а принимаются для
вязких углей, а большие для хрупких.
Величина коэффициента /Сф принимается: для резцов с плоской
передней гранью /Сф=1, для резцов с овальной передней по-
118
верхностью Кф = 0,9-4-0,95, для резцов с клиновидной передней
гранью Кф = 0,854-0,9.
Коэффициент Кс Для последовательной схемы набора резцов
принимается равным-1,0, для шахматной схемы—1,25.
Значение Кот определяется из выражения
к — к' л. ^з^пл ~ с
Дот-К от + b3!Hm + d’
где К'от —1 значение коэффициента отжима на кромке забоя;
Ь3 — ширина захвата исполнительного органа, м; НПЛ — сред-
няя мощность пласта, м; с и d— числовые величины, завися-
щие от свойств угля.
Для вязких углей К'ОТ = 0,48, с = 0,1, <7=1,0; для хрупких
углей соответственно 0,36; 0,36; 0,1; для весьма хрупких углей —
0,28; 0,05; 0,3.
Коэффициент Кф для вязких углей равен 0,85, для хрупких
1,0, для весьма хрупких—1,15.
Тангенс угла бокового развала бороздки реза
Для резцов, производящих угловые резы (кутковые резцы),
0,356р +0,003	, к-1
2о-Лр (*p-I-ftcp tg Ч>)/Сф	КуКфКот cosp .
где
Ьо
*'сР = *сР + -2Г-cosp, . К/= 1,1 4-1,25,
причем большие значения принимаются для вязких углей.
Сила подачи на затупленном резце составляет
Тер = У0 “Ь W3K06 >	(8-4)'
где У о—сила подачи на практически остром резце, кН;
(Тсж — временное сопротивление угля одноосному сжатию, МПа;
53 — проекция площадки затупления резца на плоскость реза-
ния, м2; Коб — коэффициент объемности напряженного состоя-
ния массива.
Средняя сила подачи на остром резце
Уо = Кп2о.	4	(8.5>
Коэффициент Кп, характеризующий отношение силы подачи
к силе резания на остром резце, может быть принят для вяз-
ких углей равным 0,7; для хрупких углей — 0,6; для весьма
хрупких углей — 0,5.
При отсутствий данных о величине оСж она может быть при-
ближенно определена из выражения
<тсж — аАр 4* с •
119
h
Для донецких углей марок Г, Д, К, ОС, Ж, Т а = 0,6, с= 15;
для донецких антрацитов и полуантрацитов а=0,6, с = 50; для
карагандинских углей а=0,45, с = 40, для кизеловских углей
«=0,9, с = 0.
Проекция площадки затупления резца шириной b на плос-
кость резания
S3 = /СрДц6,
где /Ср = 0,654-1,0 — коэффициент формы режущей кромки рез-
ца; Ди.— линейный износ по задней грани резца, м.
Коэффициент объемности напряженного состояния массива
а'
Коб = 0,8 + ^-IO-*,
где а'=0,35 для вязких углей,. 0,3 для хрупких углей, 0,25 для
весьма хрупких углей.
§ 4.	Расчет сил на резцах стругов
Силы на резцах стругов рассчитываются согласно РТМ
12.14.001—77 «Машины очистные. Струговые установки. Расчет
сил на резцах струга. Методика».
Средняя сила резания на резце
Zcp = Z0 + /Tcp.	'	(8.6)
Средняя сила резания составляет:
на острых линейных и крайних (верхнем и нижнем) резцах
_ 0,356р4- 0,003	1	„	'
Zo= 1,1ЛР (ftp-|-Л tg-ip)^срКзКуКфКсКот cosр ’	(8‘7)
на резцах опережающем и предварительной подрубки
2о = 1,1Лр(0,356р+0,003)КуКфКот-^р-,	(8.8)
 В формулах (8.7) и (8.8)' величины коэффициентов Ку, Кф и
Кф принимаются такими же как и для резцов комбайнов. Вели-
чина tgV рассчитывается по формуле (8.3).
Коэффициент обнажения забоя для линейных резцов
К3 = 0,38 ^12	— 1У],
где /ш — расчетный рациональный шаг расстановки линейных
резцов, м; /ш.у— уточненный шаг, м;
Г 750Л	1
— I ft о, 0065 +	0 ’ 02). I Кш •
120
Для вязких углей Кш = 0,85, для хрупких—1,0, для весьма
хрупких углей 1,15.
. Нс min
где Hemin — минимальная высота струга, м; ПтШ— число линий
резания для минимальной высоты струга.
Для верхнего резца Кз= 1,14-'1,5; для нижнего—1,2—1,25,
причем большие значения принимаются для вязких углей.
Коэффициент схемы резания Кс=1 для линейной схемы ре-
зания и 1,17 для ступенчатой.
Коэффициент отжима Кот = 0,67 для вязких углей, 0,5 — для
хрупких и 0,38 для весьма хрупких.
Коэффициент f' в формуле (8.6) принимается таким же,
как и для резцов комбайнов.
Средняя отжимающая сила на резце (сила подачи)
ГСр=»Го(1 + 1,8$з),
где У — средняя отжимающая сила на остром резце, кН; рас-
считывается по формуле (8.5) при значениях коэффициента
Кг=0,45 для вязких углей, 0,4 — для хрупких углей, 0,35 — для
весьма хрупких углей; S3—'средняя расчетная проекция пло-
щадки износа резца на плоскость резания принимается: 1,2
при ЛР<200 кН/м; 1,0 при ЛР = 2004-250 кН/м; 0,75 при
АР>250 кН/м.
Средняя боковая сила на резцах с прямоугольной формой
режущей кромки и плоской передней гранью
Хер = 0,01Кб (0,022ДрКот + 75/iKft -40/ш.у - 1),
где Кб — коэффициент, учитывающий влияние на силу Хср рас-
положения резца в схеме расстановки, принимается: 0 — для
линейных резцов в линейной схеме, 1,0 — для линейных резцов
в ступенчатой схеме; 1,3 — для верхних резцов (i0 = 254-45°),
1,5 — для нижних резцов (р = 20-=-30°); Кл— коэффициент влия-
ния глубины- резания (толщины стружки) на боковую силу;
принимается: 1,5 при /г —0,03 м, 1,2 при /г = 0,О4 м, 1,0 при:
h = 0,05 м.
§ 5. Расчет сил на рабочем инструменте
проходческих комбайнов
Силы на резцах проходческих комбайнов, работающих по
углю, рассчитываются по формулам (8.1),- (8.2), (8.4) и (8.5).
В формуле (8.2) величина коэффициента Кот для проходче-
ских забоев принимается 0,7 для исполнительного органа в виде
коронки и 0,8 — для исполнительного органа в виде режущих,
дисков.
12>
Значения коэффициента К3 при Ьр=0,01...0,015 м с увели-
чением шага резания t от 0,02 до 0,036 м уменьшаются от 0,68
до 0,52, а при &р = 0,024-0,03 м — от 0,74 до 0,58.
При разрушении резцовым инструментом проходческих ком-
байнов породных забоев
Zcp = Zo + 250p.ppKS3
и
Уср в Ко 250рк53,
где рР = 0,4— коэффициент сопротивления резанию; рк — кон-
тактная прочность породы, МПа; S3 — величина проекции пло-
щадки затупления, м2; составляет обычно (0,34-0,4) • 10-4, а для
круглых стержневых резцов — (0,154-0,2) • 10-4.
Контактная прочность пород рк связана с коэффициентом их
крепости f по шкале проф. М. М. Протодьяконова зависимостью
рк = 44 f1’5.
Формулы для расчета сил резания и подачи на остром резце
имеют вид -
. 20 = Уо = ркКап (0,00092 + 0,016р) (0,00025 + 18/А),
тде Кап — коэффициент, учитывающий влияние угла резания
резца при разрушении пород. Численные значения Кап приве-
дены,ниже.
Угол а, градус .... 60 70 80 90 100
Коэффициент Кап . . .0,62 0,74 0,86 1,0 1,2
При разрушении пород дисковыми лобовыми шарошками
(рис. 8.9, а) силы перекатывания Z'cp (кН) и подачи УСР (кН)
Рис. 8.9. Шарошки:
а — дисковая лобовая; б — штыревая трехвенцовая
122
с учетом результатов исследований [17] равны ?
Z'Cp = Д1е21/ (190/1 + 0,24) (220р + 0,78) (О,0068₽ +
+ 0,73) (0,0089рк — В1Рк2 + Cj),	(8.9>
УСр =А2е21/(170А+ 0,32) (220р+ 0,78) (0,00680 +
+ 0,73) (3,5РШ + 0,64) (0,0435рк —В2рк2 + Q, (8.10> .
где t — шаг разрушения, м; h — глубина разрушения (величина
заглубления шарошки в забой за один проход), м; § — угол за-
острения диска; р—радиус округления рабочей кромки дис-
ка, м; £)ш — диаметр диска,- м; At, А2, Bi, В2, Ci, С2-—вспомо-
гательные (параметры. Их величины составляют: Ai = 0,326; А2 =
= 0,306; Bi = 0,0016-10-3; В2 = 0,0045• 103; С1 = 1,22; С2 = 5,28._
Для спаренных дисковых лобовых шарошек при расчете
усилий Z'cp и Уср на оба диака значения At и А2 в формулах
(8.9) и (8.10) принимаются А1 = А2~0,5\.
При использовании для разрушения крепких горных пород
штыревых шарошек (рис. 8.9, б) формулы для определения уси-
лий перекатывания и подачи, действующих на один венец ша-
рошки со сферическими штырями, имеют вид
Z'cp = АхКо (0.3 + 14(ИШ) (0,94 + 0,25уш) Мш-°’’Рк0’и.
Гер =A2Kd (0,15+ 17OdUI)Mm-°>’pK0’88,	'	.
где dm диаметр штыря шарошки, м; — шаг установки шты-
рей, м; hb — глубина внедрения штыря, м; цш— окружная ско-
рость шарошки, м/с; Ai = 0,148; Л2 = 0,66— вспомогательные па-
раметры; Ко — коэффициент, учитывающий диаметр шарошки.
При изменении диаметра от 0,065 до 0,121 м он увеличивает-
ся с 0,85 до 1,22.
Величины отношения УСр/7ср составляют: при резании углей
острым резцом 0,5—0,7, при резании пород 1—1,3, при разру-
шении пород шарошками 5—12.
Г л*а в а 9
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ОРГАНОВ РАЗРУШЕНИЯ
§ 1. Общие сведения
Исполнительные органы горных машин предназначены для
выполнения главной производственной операции — отбойки гор-
ной массы от массива (пласта). Ряд исполнительных органов
горных машин (шнековые, струговые, ковшовые и др.), кроме
того, еще производят погрузку отбитой горной массы на транс-
портное средство.
123
К исполнительным органам горных машин предъявляется
ряд,требований и в первую очередь следующие:
обеспечение максимально возможной производительности ма-
шин;	•
. возможно меньшая энергоемкость рабочего процесса;
; высокий 'к. п. д.;
высокие надежность и долговечность отдельных элементов и
конструкции в целом;
минимальное пылеобразование при работе;
минимальная динамичность рабочих процессов;
возможность автоматизации режимов работы.
К исполнительным органам очистных комбайнов предъявля-
ются дополнительные требования:
выполнение функций отбойки полезного ископаемого и по-
грузки его на транспортное средство;
обеспечение отбойки полезного ископаемого по всей выни-
маемой мощности пласта за счет плавного регулирования высо-
ты исполнительного органа в установленных пределах. Допу-
скается ступенчатое изменение высоты исполнительного органа
с плавным регулированием в пределах ступени;
обеспечение высокой сортности угля; осуществление самоза-
рубаемости;
наличие не менее двух скоростей резания (допускается их
получение за счет сменных шестерен);
возможность работы как по односторонней, так и по двусто-
ронней схемам.
Крепление режущего инструмента должно обеспечивать его
быструю и легкую замену.
Существующие выемочные горные машины можно разбить
на две группы:
машины для длинных забоев;
машины для коротких забоев.
К машинам для длинных забоев относятся все очистные ма-
шины современных угледобывающих комплексов и агрегатов.
К машинам для коротких забоев относятся проходческие и
нарезные комбайны и подобные им по компановке добычные
машины, применяемые при камерных системах разработки.
Основными параметрами исполнительных органов выемоч-
ных машин для длинных забоев являются: минимальная вы-
сота Яи min и ширина захвата В3.
В соответствии с ГОСТ 11986—73 очистные узкозахватные
комбайны должны изготавливаться следующих типов:
ПУ—очистные узкозахватные для пологих и пологонаклон-
пых пластов с углом падения до 35р с принудительной выгруз-
кой угля из рабочего пространства;
КУ — очистные узкозахватные для крутых и крутонаклонных
пластов с углом падения свыше 30° с самоточной выгрузкой
угля из рабочего пространства.
124
Таблица 9.1
Типоразмер комбайна	Радиальный вылет рез- ца, мм, не менее	Вид исполнительного органа
ПУ5 —ПУ16	80	Шнековый
ПУ20 —ПУ35	80	То же
ПУ5 —ПУ8, КУ4, КУ6, КУЮ, КУЮ	80	Барабанный
ПУ5 — ПУ8	65	Буровой	।
Примечание. В технически рбосноваиных случаях для комбайна КУ 4 допуска-
егся радиальный вылет резца не менее 65 мм.	у
Основные параметры исполнительных органов этих комбай-
нов принимаются также в соответствии с ГОСТ 11986—73
«Комбайны очистные узкозахватные».
ГОСТом предусмотрено девять типоразмеров очистных ком-
байнов типа ПУ: ПУ5, ПУ6, ПУ8, ПУ10, ПУ 13, ПУ 16, ПУ20,
ПУ25 и ПУ35. Цифры после букв указывают нижний предел
регулировки высоты исполнительного органа в дециметрах.
Верхний предел регулировки должен составлять не менее 1,6 от
нижнего.
Например, для типоразмера ПУ8 пределы регулирования вы-
соты исполнительного органа составляют: нижний не более
800 мм, верхний не менее 1300 мм.
На комбайны типа КУ предусмотрено четыре типоразмера:
КУ4, КУ6, КУЮ, КУ16. Верхний предел регулировки высоты
исполнительного органа должен составлять не менее 2 от ниж-
него.
ГОСТом оговаривается величина опускания исполнительного
органа ниже опорной поверхности комбайна, что необходимо
для обеспечения управляемости комплекса в плоскости пласта,
зачистки почвы при погрузке.
Радиальный вылет резцов исполнительных органов должен
соответствовать значениям, указанным в табл. 9.1.
Связь мощности пласта В, которую может вынимать ком-
байн, с высотой исполнительного органа Ни выражается сле-
дующими зависимостями: /7min= (1,1-Н1,2)Яитш; Нтах= (0,94-
4-0,95) Ня max-
В настоящее время подавляющее большинство очистных
комбайнов выпускаются с узкозахватными исполнительными
органами, в которых В3<1,0 м (В3— ширина полезного захва-
та исполнительного органа). Величина В3 выбирается из ряда
0,5; 0,63; 0,8 и 1,0 м.
Следует учитывать, что большие значения величин захватов
эффективнее применять для машин, работающих на пластах
малой мощности (типоразмеры ПУ5, ПУ6). Особенно, это ощу-'
тимо в тех случаях, когда схема работы комбайна не совершен-
125
на и включает операции (концевые и маневровые), существен- ,
но увеличивающие общую длительность рабочегб цикла.
Размеры исполнительных органов комбайнов для коротких
забоев не должны превосходить размеров поперечного сечения
выработок: для выработок круглого сечения — их диаметра, для
выработок прямоугольного и трапецеидального сечения — их‘вы-
соты и ширины.
В настоящее время на выемочных машинах наибольшее рас-
пространение получили шнековые, барабанные и буровые ис-
полнительные органы. Однако в ряде случаев могут применять-
ся дисковые или цепные исполнительные органы, которые ис-
пользуются самостоятельно или в комбинации с другими типа-
ми исполнительных органов.
В машинах для коротких забоев при избирательной схеме >
обработки забоя исполнительные органы .могут быть коронча-
тыми, барово-цепнымм, шнековыми или комбинированными.
При сплошной обработке забоя применяются буровые ротор-
ные или планетарные исполнительные органы, которые для
придания необходимой, формы сечения забоя, как правило, ис-
пользуются в сочетании со шнековыми, дисковыми,, барабан-
ными или цепными.
Методика расчета параметров исполнительных органов
очистных комбайнов. (ОСТ 12.47.001—<73 «Комбайны очистные.
Выбор параметров и-расчет сил резания и подачи на исполни-
тельных' органах. Методика») основана на условиях обеспечения
наилучШей сортности добываемого угля и минимальной энерго-
емкости резания при заданной производительности.
Схема!
Рис. 9.1. Схемы выбора основных параметров исполнительных органов выемоч-
ных комбайнов:
1 — для барабанных и шнековых; 2 — для цепных и буровых (звездочкой отмечены пара-
метры только для буровых исполнительных органов)
Схема!
СхемаШ
126
Методика предусматривает три схемы расчетов в Зависимо-
сти от задаваемых параметров:
при заданном значении среднего сечения среза Scp, принятом
исходя из обеспечения необходимой сортности (рис: 9.1, схе-
ма /);
при_заданном значении скорости резания vp (частоты вра-
щения лОб), принятом исходя из конструкций редуктора или ог-
раничений по пылеобразованию, погрузке, прочности (рис. 9.1,
схема II);
при заданном значении средней ширины среза tcp, принятом
исходя из конструкции исполнительного органа (рис. 9.1, схе-
ма III).
Помимо параметров, указанных выше, здесь: пл — число ли-
ний резания; п — число резцов на исполнительном органе;
Ур,к — критическая скорость резания по транспортирующей спо-
собности исполнительного органа (условия принятия ур^ ур,к) ;
^п.к — критическая скорость подачи по погрузке (vn^vn.K);
т — число резцов в линии резания.
§ 2. Шнековые, барабанные и дисковые органы
разрушения
По характеру стружкообразования шнековые, барабанные
и дисковые органы разрушения могут быть объединены в одну
группу.
Основным типом узкозахватных комбайнов для выемки по-
логих пластов в настоящее время являются комбайны со шнеко-
выми исполнительными органами, которые составляют около
96% общего числа выемочных комбайнов, работающих на поло-
гом падении. И только 4% составляют комбайны, имеющие ба-
рабанные исполнительные органы с вертикальными осями вра-
щения.
Ввиду неудовлетворительной погрузочной способности ба-
рабанных наполнительных органов с горизонтальными осями
вращения последние в отечественных комбайнах типа ПУ не
применяются. Их использование целесообразно на комбайнах
типа А70, КНД .и других, работающих на пластах крутого па-
дения, т. е. там, где уголь в зоне работы исполнительного орга-
на перемещается под действием собственного веса.
Дисковые исполнительные органы в настоящее время исполь-
зуются не самостоятельно, а в комбинациях с другими типами
исполнительных органов, выполняя функции подрубки верхней
пачки пласта, оформления забоя и др.
Основными достоинствами шнековых исполнительных орга-
нов являются: совмещение функций отбойки угля от массива
пласта и погрузки его на конвейер; удобство регулирования по
127
Рис. 9.2. Форма реза, образуемого
резцом шнекового, барабанного и
дискового исполнительных органов
мощности пласта; возможность
осуществления самозарубки;
надежность /и, долговечность.
Однако этим исполнитель-
ным органам присущ сущест-
венный недостаток, вытекаю-
щий из характера стружкооб-
разования в процессе работы.
На рис. 9.2 показана фор-
ма реза, образуемого резцом
шнекового, барабанного и дис-
кового исполнительного орга-
нов.
Из. рис. 9.2 видно, что
стружка имеет форму, близ-
кую к серповидной, и. ее тол-
щина (глубина резания) не ос-
тается постоянной в зависимости от угла поворота исполнитель-
дого органа, а изменяется в пределах от 0 до hmax:
100ипр
max“ noetm ’
где /гтах — максимальная глубина резания, см; уп.р — скорость
подачи расчетная, м/с; nO6t — частота вращения исполнительно-
го органа, с-1; т— число резцов в линии резания.
Переменная глубина резания не позволяет выдерживать в
оптимальных пределах отношение шага резания к глубине t/h,
т. е. обеспечивать наилучшую сортность угля, минимальные пы-
леобразование и удельную энергоемкость в процессе резания.
В настоящее время существует ряд схем комбайнов со шне-
ковыми исполнительными органами, нашедшими применение
в СССР и за рубежом (рис. 9.3).
Схема комбайна с одним шнеком, рассчитанным на полную
мощность пласта и расположенным стационарно и несимметрич-
но относительно комбайна, показана на рис. 9-3 (схема 1).
Регулирование по мощности пласта осуществляется за счет
сменных шнеков различного диаметра, регулирование по гип-
сометрии пласта — подъемом или опусканием комбайна. Основ-
ными достоинствами данной схемы являются ее простота, воз-
можность Челноковой работы. Недостаток схемы — отсутствие
плавной регулировки по мощности пласта. Подобную схему
имеют комбайны EW 60-G, EW 100-G (ФРГ).
Схема комбайна с одним шнеком, установленным на качаю-
щейся рукояте (рис. 9.3, схема 2). Такие комбайны, как прави-
ло, имеют двустороннюю схему работы: при прямом ходе шнек
вынимает верхнюю пачку пласта, при обратном—-нижнюю.
Комбайны с подобной компоновкой просты по конструкции.
Основными недостатками данной конструктивной схемы явля-
128
Рис. 9.3. Типичные схемы комбайнов со шнековыми исполнительными орга-
нами	. _ .
ются: невозможность одновременной выемки угля по всей мощ-
ности пласта и необходимость в наличии одной ниши в конце
лавы. Эти недостатки сказываются на производительности всего
комплекса оборудования. Подобную схему имеют комбайны
KSV-33 (ЧССР), KWB (ПНР), EW 130-L (ФРГ) и др.
Такие машины получили ограниченное применение.
Наибольшее распространение имеют комбайны с двумя шне-
ковыми исполнительными органами (рис. 9.3, схемы За—Зг).
Шнеки могут располагаться несимметрично или симметрично
относительно комбайна. При несимметричном расположении
один из шнеков может быть закреплен стационарно на корпу-
се, а другой — на качающейся рукояти, обеспечивающей регули-
рование по мощности пласта, как в схеме За, — комбайны
2К.52М, EHW 100-G (ФРГ). Возможно закрепление обоих шне-
ков на качающихся рукоятях, например, как у комбайна 1КДО1
(рис. 9.3, схема 36). При данной схеме обеспечиваются хорошая
приспособляемость по мощности пласта, челноковая схема ра-
боты, благоприятные условия для погрузки угля. Однако на
одном конце лавы требуется ниша.
Несимметричная схема комбайна с двумя шнеками показана
на рис. 9.3 (схема Зв). Оба шнека расположены на качающихся
рукоятях. В отличии от схемы 36 шнеки обращены в разные сто-
роны. При такой компоновке машины на одном конце лавы тре-
9—240	129
буется ниша. Подобную схему имеют комбайны КШ1КГ, КШЗМ
и др.
На рис. 9.3 (схема Зг) показан комбайн с двумя шнеками,
расположенными симметрично, относительно корпуса комбайна
на качающихся рукоятях. В этом случае комбайн работает по
Челноковой схеме и вынимает уголь на всю мощность пласта —
комбайны КЮЗ, 1ГШ68, EDW-300L (ФРГ) и др.; подготовка
ниш не требуется.
В комбайнах с тремя шнеками (рис. 9.3, схема 4) два ниж-
них шнека стационарно закрепляются на комбайне, а один— '
верхний шнек— размещается на качающейся рукояти. Трех-
шнековые комбайны обеспечивают выемку угля по всей мощ-
ности пласта. Основными достоинствами такой схемы являются
возможность самозарубки комбайна и при необходимости полу-
чение ступенчатой формы забоя, увеличивающей устойчивость
последнего.
Из-за своего недостатка — затрудненность доступа в зону
между нижними шнеками — схема распространения не полу- ,
чила.	’ '
Симметричная схема комбайна с четырьмя шнеками, попар- .
но расположенными по концам машины (схема 5), обеспечи-
вает выемку угля по всей мощности пласта, а также самозаруб-
ку комбайна (комбайны КД05, К120). Недостатками подобной
схемы являются: сложная конструкция комбайна и затруднен-
ный доступ в зону между шнеками. Машины-, как правило, при-
меняются на пластах средней мощности и мощных.
Различают две разновидности шнековых исполнительных ор-
ганов: самозарубающиеся и несамозарубающиеся.
Самозарубающиеся шнеки на лобовине, обращенной к за-
бою, несут торцевые резцы, обеспечивающие их внедрение .в за-
бой при поперечной подаче комбайна.
На рис. 9.4 показан шнековый самозарубающийся трехза-
ходный исполнительный орган.
По конструкции шнеки могут быть сварными или литыми.
Число заходов делается, как правило, два при диаметре ;
шнека до 1000 мм й три — при диаметре шнека более 1000 мм. \
В настоящее время в отечественной и зарубежной практике
получили распространение шнеки с тангенциальными резцами.
Применение последних позволяет реализовать через исполни-
тельный орган большую мощность, идущую на разрушение угля,
увеличивать среднее сечение среза и, как следствие, снижать. 
энергоемкость процесса разрушения, улучшать сортность угля,
уменьшать пылеобразование и повышать производительность.
Ввиду ограниченного вылета тангенциальные резцы устанав-
ливаются в забойных линиях резания. На торцевой поверхности
шнека и в угловых линиях резания, как правило, применяются
радиальные резцы. Шнеками с тангенциальными резцами осна-
щены такие комбайны как 1КЮ1, 2К52, КШ1КГ и КШЗМ. Бла-
130	‘
6Z0 '
Рис. 9.4. Шнековый самозарубающийся трехзаходный исполнительный
орган	-	'	-	
годаря тангенциальным резцам увеличился выход крупных
классов угля на 20—25% и в 1,5—2 раза уменьшилось пылеоб-
разование.
В шнековых исполнительных органах комбайнов для тонких
пластов существенным является вопрос обеспечения достаточной
производительности исполнительного органа по погрузке.
Производительность шнека может быть увеличена за счет
уменьшения диаметра его обечайки.
В настоящее время разработано техническое задание на
проектирование унифицированных шнеков для комбайнов типо-
размеров ПУ8 — ПУ25. При этом шнек рассматривается как
самостоятельное изделие, состоящее из. корпуса с резцедержате-
лями, разводки орошения, резцов, крепления резцов в резцедер-
жателях.
Требования, предъявляемые к конструкциям шнеков, предус-
матривают:
1.	Силовое уравновешивание за счет рациональных схем рас-
становки резцов, обеспечивающих коэффициент вариации мо-
мента на валу шнека, не более 5% при наличии одного или двух
резцов в линии резания и не более 3% для шнеков с тремя рез-
цами в линии резания.
9*	131
Рис. 9.5. Параметры шнеково-
го исполнительного органа
Рис. 9.6. Зависимости удель-
ных энергозатрат Hw процесса
разрушения забоя от глубины
резания (подачи) h при. накла-
- дываемых ограничениях
2.	Резцы, устанавливаемые в кутковых линиях резания,
должны иметь в сторожу торца шнека вылет не менее 50 мм.
3.	Шнеки должны быть аамозарубающимися.
4.	Расстояние между внутренними кромками линейных рез-
цов не должно превышать 40 мм.
5.	На шнеках с диаметром по резцам 1000, 1120 и 1250 мм
шаг погрузочной лопасти может быть переменным. Шнеки диа-
метром 160Q, 1800 и 2000 мм выполняются с наклонными в сто-
рону погрузки лопастями, что улучшает их погрузочную способ-
ность и снижает метательную способность.
6.	Резцедержатель должен вписываться в развал борозды
при резании вязких углей. Расстояние резцедержателя от по-
верхности резания, образуемой главной режущей кромкой рез-
ца, должно' быть не менее 40 мм.
7.	Шнеки должны оснащаться серийно выпускаемыми рез-
цами типоразмеров Р80 и Т125.
8.	Крепление резцов должно быть быстродействующим и
обеспечивать удержание резцов при реверсировании вращения.
9.	Схема расстановки резцов должна предусматривать вели-
чину шага резания: 40—55 мм — для радиальных резцов и
55—65 мм для тангенциальных.
' 10. Твердость резцедержателей после приварки должна рав-
няться HRC 46—53.
11. Потери резцов во время работы комбайна не должны пре-
вышать 1 шт. на 1000 т добычи.
12. Остаточное содержание пыли при работе комбайна не
должно превышать 25 г на 1 т добываемого угля.
Для обеспечения ремонтопригодности шнека по месту посад-
ки шлицевая ступица может быть отъемной на болтах.
132
Основными параметрами шнекового исполнительного органа
являются (рис. 9.5): £)и.оп— диаметр. опережающего исполни-
тельного органа; £)и. от — диаметр отстающего исполнительного
органа; £)ш —диаметр шнека; dm — внутренний диаметр погру-
зочной лопасти (диаметр ступицы шнека); В3 — ширина захва-
та; S' — ход шнека; аш — угол подъема винта шнека; 6Ш— тол-
щина винта шнека; ('—шаг резания; Я] и, Н2 — часть мощ-
ности пласта, соответственно' вынимаемые нижним и верхним
шнеками.	\
Основным параметром, определяющим закономерности изме-
нения удельных энергозатрат при резании, являются глубина
резания или, при прочих равных условиях, скорость подачи.
На рис. 9.6 показаны кривые, характеризующие качествен-
ную зависимость удельных энергозатрат Hw процесса, разреше-
ния забоя от глубины резания при накладываемых ограниче-
ниях по. шагу резания, транспортирующей способности испол-
нительного органа и7 вылету резцов.
. .Если предположить, что конструкция исполнительного орга-
на предусматривает возможность поддержания постоянным от-
ношения t/h (шага К глубине резания) в зоне оптимального, то
зависимость удельных энергозатрат от глубины резания имела,
бы вид кривой 1.
Однако в реальных конструкциях шнековых и барабанных
исполнительных органах шаг резания в процессе работы не мо-
жет быть изменен, и соотношение t/h не может быть выдержано
постоянным. Это обстоятельство накладывает соответствующие
ограничения на зависимость удельных энергозатрат в функции
глубины резания. С учетом постоянства шага резания данная
зависимость имеет вид кривой 2.
Ограничение режима работы по транспортирующей способ-
ности исполнительного органа может быть графически интерпре-
тировано ломаной 3.	х .
Величина, затрат энергии на транспортирование и значение
критической глубины резания йкр обусловлены обычно типом ис-
полнительного органа И1 его па-
раметрами.
Ограничения по допустимо-
му вылету резцов и устойчиво-
сти комбайна задают «жест-
ко» (линия 4), отсекая зону
глубин резания, не удовлетво-
ряющих данным условиям.
При учете этих ограничений
возможны случаи, когда honT<Z
<ZhKp, что приводит к еще
большей величине удельных
энергозатрат HwoaT по испол-
нительному органу.
ЦО25ЦОН 0,0580,0751Гп,н/С
Рис. 9.7. Зависимость удельных энер-
гозатрат Hw от скорости подачи vn
133
На рис. 9.7 показана зависимость удельных энергозатрат
рабочего процесса комбайна 2КД01, полученная прй испыта-
ниях, проводимых Гипроуглемашем, на углецементном блоке
с сопротивляемостью резания Лр= 180ч-200 кН/м. При измере-
ниях использовалась система автоматической обработки ре-
зультатов эксперимента (САУ).
На кривой зависимости Hw=f(va) имеется минимум, лежа-
щий в диапазоне скоростей подачи 0,041—0,075 м/с. Дальней-
шее ..увеличение скорости подачи (глубины резания) приводит
к резкому возрастанию удельных энергозатрат, так как испол-
нительный орган при данных значениях скорости подачи не
может эффективно транспортировать уголь из зоны работы,
т. е. имеет место ограничение в режиме по транспортирующей
способности шнеков. Данные результаты хорошо согласуются с
качественной картиной процесса, описанной выше.
Учитывая, что глубина й шаг резания определяют, среднее
сечение Scp, последнее рассматривается кай показатель эффек-
тивности работы органов разрушения, определяющий сортности
Угля, энергоемкость процесса, степень пылеобразования и др.
Величина Scp для забойных резцов шнековых и барабанных
исполнительных органов должна составлять 15—30 см2.
Для всех схем расчета скорость подачи комбайна определя-
ется исходя из заданной теоретической производительности
комбайна
Qt
ип.р= 60В3Яр7 ’
где уп,р — скорость подачи расчетная, м/с; QT — теоретическая
производительность комбайна, т/мин; Яр= ^min tfmax---расчет-
ная мощность пласта, м; Hmin и Нт&х — минимальная и макси-
мальная мощности разрабатываемого пласта, м; у — плотность
угля, т/м3.
При расчете подсхеме I (см. рис. 9.1) средняя толщина сре-
за (глубина резания) для забойных резцов определяется по вы-
ражению
^р.з = 1^0,25 (1 + 0,8ад« + 0,8- (0,46к + 0,5),
где йср. з — средняя толщина среза, см; Ьк — максимальная кон-
структивная Ширина режущей части резца, см; кш — коэффи-
циент ширины среза. Значения кш принимаются: для вязких
углей 0,85; для хрупких углей 1,0; для весьма хрупких уг-
лей 1,15.
Средняя глубина резания связана с максимальной глуби-
ной резания зависимостью	•
2
^ср.з= д ^тах-	(9.2)
134
Рабочий инструмент выбирается в зависимости от типа ис-
полнительного органа, условий применения и расчетного значе-
ния максимальной толщины среза в соответствии с типоразмер-
ным рядом на резцы для угледобывающих машин по
ОСТ 12.47.001—73.
При использовании резцов, не. соответствующих типоразмер-
ному ряду, радиальный вылет радиального резца /Р относитель-
но кулака рекомендуется принимать не менее:
для шнековых и барабанных исполнительных органов с го-
ризонтальными осями вращения 7Р= (1,34-1,6) йщах, где /Р— ра-
диальный вылет резца, см;	‘
для барабанных исполнительных органов с вертикальной
ОСЬЮ ВращеНИЯ /Р= (1,24-1,4) Йтах.
Радиальный вылет тангенциального резца /Р= (1,04-1,2)/гтах.
Большие значения вылетов принимаются для вязких углей.
Средняя ширина среза «а исполнительном органе принима-
ется:
для забойных резцов
Зср
- ср-3 “ Лер ’ •	'.
для кутковых резцов
^Ср.К = 0,5^ср.З«	(9'3)
Под средней шириной среза понимается средняя ширина по-,
лосы угля, снимаемая резцом за один проход в установившемся
режиме резания.
Рекомендуемое число резцов ш, в линии резания: забойных
m3=14-3, кутковых mK=m3-|-(24-3).
Скорость резания
где Ор —скорость резания, м/с.
Частота вращения исполнительного органа
Ур
где поб — частота вращения, с-1.
Частота вращения (или скорость резания) на исполнитель-
ном органе, осуществляющем погрузку, должна соответствовать
условию Цоб^^к, где лк — критическая частота вращения, ниже
которой исполнительный орган не будет справляться с погруз-
кой. Значение «к определяется по выражению (10.4).
Если условие	не выдерживается, частота, вращения
должна быть увеличена.
Расчет погрузочной способности шнека и его параметров,
связанных с процессом погрузки, рассмотрен в § 5 гл. 10.
135
При расчете по схеме II (см. рис. 9.1) средняя глубина реза-
ния
Лср = 200Ри^.	•	(9.4)
Средняя ширина срезВ:
для забойных резцов
^ср.з = (1,25йср + Ьк 4* 1,25) Ащ,
для кутковых резцов она определяется по формуле (9.3).
Условие обеспечения минимальной средней величины среза
ht$Icp •Sep
достигается за счет изменения величины т3 в формуле (9.4).
При расчете по схеме III (см. рис. 9.1) средняя толщина
среза
hep = 0,8	— 1,
Определенные в результате расчета параметры реализуются
в конструкции за счет выбора схем резания и расстановки рез-
цов на исполнительном органе..
Рис. 9.8. Схемы расстановки резцов и резания:
д__шахматная на двухзаходном шнеке; б—комбинированная на трехзаходном шнеке;
в— последовательная йа двухзаходном шнеке
136
На рассматриваемых исполнительных органах обычно ис-
пользуются шахматная, последовательная или комбинирован-
ная схема.
При шахматной схеме (рис. 9.8, а) срезы, образованные за
один оборот исполнительного органа, расположены в шахмат-
ном порядке, т. е. из двух соседних срезов один обязательно
является опережающим. Опережение равно половине толщины
среза. В этом случае наблюдается полное уравновешивание бо-
ковой силы резания Хр на исполнительном органе.
При последовательной схеме резания .(рис. 9.8, в) опереже-
ние резцов относительно друг друга практически отсутствует,
а обнажение забоя всегда одностороннее, вследствие чего отме-
чаются большие боковые нагрузки.
Комбинированная схема резания (рис. 9.8, б) имеет место
при шахматной последовательности резцов, но при. величине
опережения соседних срезов, не равной половине толщины
среза.
При выборе схемы расстановки резцов на шнеке необходимо
помнить, что число резцов в линии резания зависит от числа за-
ходов (лопастей) шнека, так как резцы устанавливаются на
лопастях.
В этом отношении барабанные исполнительные органы обла-
дают определенным преимуществом, ибо позволяют более про-
извольно размещать резцы, что дает возможность реализации
любой схемы с любыми параметрами.
В отечественной практике наибольшее распространение по-
лучили последовательная (комбайны - 1ГШ68, КШ1КГ, КШЗМ
и др.) и шахматная (комбайн 2К52М) схемы расстановки рез-
цов.
При расстанов1ке резцов на лобовине самозарубающегося
шнека обычно предусматривают не менее двух резцов в линии
резания в последовательной или ^комбинированной схемах.
Вследствие фактически неравномерного расположения рез-
цов на исполнительном органе средние нагрузки за один оборот
последнего сильно изменяются, отрицательно сказываясь на
нагруженности привода и устойчивости комбайна.
Как указывалось ранее, барабанные исполнительные органы
с горизонтальными осями вращения в настоящее время приме-
няются только на комбайнах для работы на крутом падении.
Барабанные исполнительные органы с вертикальными осями
вращения в отдельных случаях используются на узкозахватных
комбайнах при работе на пологих пластах. На рис. 9.9 приведе-
ны схемы барабанных исполнительных органов с вертикальными
осями.
Существенным недостатком схемы комбайна с одним испол-
нительным органом (рис. 9.9, схема а) является необходимость
при Челноковой работе применять реверсивный барабан со спе-
циальными двухсторонними резцедержателями и резцами. Кон-
137

г '
Рис. 9.9. Схемы барабанных исполнительных органов с вертикальными осями
струкция подобного исполнительного органа весьма сложна, что
вызвано необходимостью его регулировки по мощности пласта.
Барабан состоит из нижней и верхней телескопической частей
с гидравлической раздвижкой. Как правило, такие органы рабо-
тают в сочетании с зачистными щитками, .повышающими пол-
ноту погрузки угля.
Опыт эксплуатации комбайнов с барабанными'исполнитель-
ными органами с вертикальными барабанами показал, что они
обладают относительно низким к. п. д., высокой энергоемкостью
и недостаточной погрузочной способностью.
Критическая скорость резания цр.к для барабанных испол-
нительных органов с вертикальными осями вращения (конст-
руктивно аналогичных МК67)
^р.к ~ 42рп_р,
где цп.р — скорость подачи расчетная, м/с:
Двухбарабанные исполнительные органы показаны на рис. 9.9
(схемы б и в). В схеме б оба барабана имеют гидравлическую
раздвижку (комбайн-УК!). В схеме в барабаны выполнены не-
раздвижными, они полностью поднимаются или опускаются в
зависимости от мощности пласта. Известны конструкции с од-
ним нераздвижным, а другим раздвижным барабанами (ком-
байн К2).
Суммарная средняя сила, резания на барабанном и шнековом
исполнительном органах
1	Nr	~
Ри •= 2 ^Тохв^ос	>
i=l
138
a
градус	30	во	so	/го	730	780
	0,7	0,3	0,3	0,73	0,0	7,0
Массив ославлен впереди
иврит им нижним органом
Рис, 9.10. Схемы к определению значений коэффициентов Атохв (а) и koc (б)
где Fu — суммарная средняя сила резания на исполнительном
органе, Н; &70ХВ — коэффициент влияния угла охвата исполни-
тельного органа с разрушаемой пачкой угля на- среднюю силу
резания (рис. 9.10,a); koc—-коэффициент ослабления массива
угля, учитывающий ослабление угольного массива опережаю-
щим органом, направление вращения исполнительного органа,
направление резания относительно напластования (рис. 9.10,6);
Nr — число рассматриваемых групп резцов; 2ср,— средняя сила
резания на резце, Н; щ— число резцов в группе, одновременно
разрушающих забой.
Суммарная средняя сила подачи Уи на барабанном и шнеко-
вом исполнительных органах Nr
кт ~
Уи = д ^ТохвАэс Уср£п1 •
£=1
Крутящий момент на валу исполнительного -органа
Мкр = 0»5/*иРн»
где Л4кр — крутящий момент,-H-м.
Средняя мощность резания Исполнительным органом
кт ГиУр	' 	.	.
ПР- 1000т)р ’
где iVp— средняя мощность резания, кВт; т]р— к. п. д. редукто-
ра исполнительного органа.
Вследствие неравномерного расположения режущего инстру-
мента- средние нагрузки изменяются в пределах оборота испол-
139
Рис. 9.11. Изменение суммарной окружной силы на шнековом исполнительном
Органе:
а, б — схемы расстановки резцов; в — графики изменения окружной силы в функции
угла ф поворота исполнительного органа (сплошной линией — для схемы а, пунктирной
линией —для схемы б); 1—резец ИТ2С, 3cp=0°; 2— резец И90МБ, ₽ер=0°; 3 —резец.
И90МБ, рср=18°; 4 — резец И90МВ, ₽Ор=45°; 5 —резец И90МБ, ₽ср=60°
140
нительного органа. Неуравновешенность исполнительного органа
в силовом отношении отрицательно сказывается на нагруженно-
сти привода и устойчивости выемочной машины в целом.
На рис. 9.11 в качестве примера показано изменение окруж-
ной силы на шнековом исполнительном органе для двух схем
расстановки резцов (₽ср — угол установки резца к направлению
подачи машины).
Неравномерность средней нагрузки оценивается .коэффициен-.
том вариации
’	- / У^иг-Fcp)2
V.K = “tV J 1 ’
где Fcp — среднее значение нагрузки за один оборот исполни-
тельного органа, Н; Fni — текущее мгновенное значение нагруз-
ки в г-м положении исполнительного органа, Н; k — число рас-
сматриваемых положений исполнительного органа- (принимает-
ся не менее 12).
Изменяя схему расстановки .режущего инструмента, можно
повысить уравновешенность исполнительного органа. Если не-
сколько исполнительных органов жестко связаны между собой
зубчатыми передачами, то путем взаимного перемещения диа-
грамм по каждому органу можно установить, при каком угле
йасадки исполнительных органов суммарная диаграмма нагру-
зок на привод будет наиболее равномерной.
§ 3.	Корончатые органы разрушения
Большую группу органов разрушения (исполнительных ор-
ганов) выемочных и проходческих машин составляют различ-
ные типы коронок, которые разрушают забой или с его поверх-
ности, или путем прорезания глубоких кольцевых щелей с по-
следующим взламыванием межщелерых целиков.
Многочисленные конструктивные варианты корончатых ис-
полнительных органов отечественных и зарубежных комбайнов
можно условно разделить на два типа:
1.	Буровые коронки роторного типа, разрушающие одновре-
менно всю площадь забоя. Такие коронки работают при про-
дольной подаче, прорезают глубокие концентрические щели с
последующим взламыванием межщелевых целиков (рис. 9.12,
схемы 1а, 16).
2.	Коронки циклического действия:
а)	с осями вращения, перпендикулярными к забою, рабо-
тающие при поперечной подаче (рис. 9.12, схема 2а);
б)	с осью вращения, параллельной поверхности забоя, со-
вершающие перемещения вдоль оси при дуговой подаче в вер-
тикальной плоскости (рис. 9.12, схема 26);
141
Рис. 9.12. Схемы корончатых органов разрушения
в)	с осями вращения, перпендикулярными к поверхности за-
боя, работающие при дуговой подаче (рис. 9.12, схема 2в);
г)	с осями вращения, параллельными поверхности забоя, ра-
ботающие при дуговой подаче (рис. 9.12, схема 2г).
Буровые' коронки роторного типа (рис. 9.12, схема 1а) наш-
ли применение в очистных комбайнах для разрушения крепких
и вязких углей. В отличие от'шнековых органов разрушения
они обеспечивают более высокую сортность полезного ископае-
мого— комбайны БКТ, БК52 (СССР), «Трепаннер» (Велико-
британия) и др.
В комбайнах для коротких забоев буровые коронки роторно-
го типа примен'яются для проведения подготовительных вырабо-
ток и добычи калийных солей, а также могут использоваться
на угольных шахтах по углю и малообразивным породам. Кре-
пость разрушаемого забоя, как правило, не превышает f=4 по
шкале проф. М. М. Протодьяконова.
Форма сечения проводимых выработок — арочная. Достоин-
ством данных органов разрушения проходческих комбайнов
является относительно большая производительность. К их недо-
статкам следует отнести: неодинаковые условия работы инстру-
мента, обусловленные различным их удалением от центра вра-
щения; невозможность избирательной обработки забоя, что не-
142
в
Рис. 9.13. Лопастная буровая короцка
обходимо три наличии значительных твердых включений; от-
носительно большие необходимые напорные усилия на .забой;
невозможность изменения площади сечения выработки..
Подобные исполнительные органы имеют проходческие ком-
байны ПК8, ПКЮ (СССР), 2ВТ6 фирмы «Джой» и «Гор-
няк 426» фирмы «Гудмен» (США) и др.
В ряде случаев на коронке вместо резцов устанавливают ло-
бовые шарошки, которые позволяют разрушать. более крепкие
породы (комбайн «Ясиноватец», СССР).
Буровыми коронками, работающими по схеме 1а (см.
рис. 9.12), оснащаются узкозахватные.очистные комбайны.
Отличительными особенностями работы подобного бурового
рабочего органа являются образование в пласте полезного ис-
копаемого глубокой кольцеобразной щели, последующее взла-
мывание подрезанного целика и погрузка отбитого угля на за-
бойный конвейер самим исполнительным органом. Увеличение
глубины щели, облегчает последующее взламывание подрезан-
ного целика, снижает энергоемкость процесса выемки, улучшает
сортность угля, однако при этом ухудшаются условия выдачи
отбитого полезного ископаемого из щели и снижается эффек-
тивность управления.комбайном в плоскости пласта.
Различают два основных конструктивных типа буровых ко-
ронок выемочных комбайнов — лопастные (двух или одноло-
пастные) (рис. 9.13) и с кольцевым резцедержателем.
Обычные лопастные коронки по сравнению с кольцевыми об-
ладают лучшей способностью, удалять штыб из зарубной щели,
что дает возможность повышать скорость подачи, а также обес-
печивать удовлетворительную управляемость комбайном.
Хотя кольцевые коронки обладают меньшей выносящей спо-
собностью, однако они прочнее лопастных, нагрузка на их рез-
цы распределяется более равномерно, а число резцов может
быть увеличено ‘[14]. В работе кольцевая коронка по сравнению
с лопастной более уравновешена.
Проектируя коронки, необходимо учитывать, что при взла-
мывании у основания керн угля часто оказывается заключенным
	143
внутри коронки и извлечь его, особенно.из кольцевой коронки,
чрезвычайно трудно. Для облегчения - выдачи керна ширина
лопастей коронки должна быть такой, ч^обы размер А
(рис. 9.13) был не меньше максимального диаметра керна.
Область применения буровых коронок на узкозахватных вы-
емочных комбайнах ограничивается пластами мощностью 0,5—
1,3 м.
. Методика расчета буровых коронок изложена в
ОСТ 12.47.001—73.
При расчете по схеме I (см. рис. 9.1) среднее сечение среза
на резцах коронки рекомендуется принимать равным 5—6 см2.
Проверяется условие разрушения керна (целика угля внутри
коронки). Разрушение керна наступает при скорости подачи fn,
меньшей критического значения
0п.р<0п.к-	,<9-5)
Значения критической скорости подачи зависят от сопротив-
ляемости пласта резанию и типа коронки и лежат в диапазоне
0;03—0,077 м/с.
Число линий резания пл при толщине зарубной щели Ящ=
= 0,054-0,07 м принимается равным 3—4.
Средняя ширина среза
^=100-^5-,	(9.6)
лл “ 1
где (ср — средняя ширина среза, см.
Толщина среза
h _ Scp
Йср- /ср 
(9-7)
Число резцов в линии резания:
забойной т3 = 14-3, кутковой внешней тк= (1,5-4-2)т3 кут-
ковой внутренней тв= (14-1,5) т3.
Скорость резания
ип.р Фг
vp —314/?и	360 ,
где Dr — средний диаметр исполнительного органа, м; <рг.—
центральный угол между i-м и предыдущим резцом в одной
линии резания, градус.
При расчете буровой коронки по схеме II (см. рис. 9.1) про-
веряется условие разрушения керна по формуле (9.5).
Числа линий резания и резцов в линии резания принимаются
аналогично предыдущему.
Средняя толщина среза по группам резцов
.	„,.п ^п.р фг
йср — 314Ои зад •
144
Средняя ширина среза принимается по формуле (9.6), при
этом проверяет^ условие
Лср^ср 5ср.
При расчете пр схеме III (см. рис. 9.1) проверяется условие
разрушения керна по формуле (9.5).
Число линий резания на коронке
100Ящ , ,
«л
(9.8)
Средняя толщина среза (глубина резания) для резцов сред-
них линий резания определяется по формуле (9.7). Остальная
часть расчета производится аналогично тому, как это* делается
для схемы I.
Коронки циклического действия с осями вращения, перпен-
дикулярными забою, работающие при поперечной подаче
(рис. 9.12, схема 2а), имеют поступательное движение, перпен-
дикулярное оси вращения. Поверхность обрабатываемого забоя
находится в плоскости вращения коронки. На коронке укреп-
ляется три-пять резцов, описывающих циклоидные траектории.
Резцы снимают серповидные стружки переменного сечения.
Шаг резаний
. 1ООг?б
гаах - побт ’
где (max — максимальный шаг резания, см; v5 — скорость посту-
пательного бокового перемещения, м/с; иОб — частота вращения
коронки, с -1; т—< число, резцов в линии резания.
Средняя глубина резания по оси резца
,______9	^тах (1 —cos фо) . ,, / ГС
"cp-ncospL (tgp + tg6)
где Дер — средняя глубина резания по оси резца, см; <ро — угол
повороту коронки, в пределах которого глубина резания — пе-
ременная величина, рад; 10 — угол наклона резца к вертика-
ли, градус; 6— угол линии скалывания, градус.
С целью снижения потерь на трение резцов о забой при
вращении коронки, целесообразно использовать коронки с ося-
ми вращения, наклоненными к поверхности забоя на небольшой
угол.
Максимальная глубина резания
. h'
cos 0 ’
где h' — величина подачи коронки на забой, см.
Подобные исполнительные органы в свое время были ис-
пользованы на отечественных выемочных комбайнах ККП1 и
ККП2 для работы на крутых пластах.
10—240
145
Коронки с осью вращения, параллельной поверхности забоя,
совершающие перемещения вдоль оси при дуговой подаче в вер-
тикальной плоскости (см. рис. 9.12, схема 26). Исполнительный
орган подобного типа применен на проходческом комбайне
VM , 08 фирмы «Вестфалия Люнен» (ФРГ), /предназначенном
для проведения подготовительных выработок по углю и поро-
дам с коэффициентом крепости /<4 по шкале проф. М. М. Про-
тодьяконова. Исполнительный орган состоит из стрелы, на кон-
це которой расположены сменные коронки с горизонтальной
осью вращения, гидропривода и домкрата качания, установ-
ленного на стреле. Перемещается исполнительный орган Челно-
ковым способом по специальной базе, размещенной на конвейе-
ре впереди забоя.
Достоинством данной схемы является возможность увеличе-
ния фронта перемещения исполнительного органа и тем самым
изменения сечения проходимой выработки.
Глубина резания при челноковом перемещении определяется
аналогично тому, как это сделано для схемы 2а (рис. 9.12)
Лоб^л
где пл — число линий резания.на исполнительном органе.
Коронки с осями вращения, перпендикулярными поверхно-
сти забоя и работающие при дуговой подаче (рис. 9.12, схе-
ма 2в). Средн циклических исполнительных органов избира-
тельного действия данный тип коронок получил наибольшее
распространение. Ими оснащены проходческие комбайны, рабо-
тающие по углю с присечками породы -с f<4 по шкале проф.
М. М. ПротодьякоНова,. В зависимости от типоразмера испол-
нительного органа обрабатываемая площадь забоя изменяется
в широком диапазоне 3—30 м2 — комбайны ПК9Р, 4ПП2, ГПК,
2ПУ (СССР), EV 100 фирмы «Эйкгоф» (ФРГ), МК2А фирмы
«Доско», «Бум Риппер», фирмы «Мэйвид и Коулсон» (Велико-
британия) и др.
Основные параметры и размеры проходческих, комбайнов со
стреловидными исполнительными органами выбирают ’ по
ГОСТ 19457—74.
Разрушение забоя происходит при вращении и одновремен-
ном перемещении коронки в одном из направлений: влево —
вправо, вверх — вниз или вперед. Основными рабочими движе-
ниями являются два первых, т. е. поперечная дуговая, подача,
так как при этом идет основная отработка забоя.
В плоскости вращения резца стружка имеет серповидную
форму. Ее максимальная толщина до оси резца для средней
части коронки определяется по выражению
^тах =100	о ,
рк
146
. • \
\
где vK,— скорость подачи в . плоскости забоя средней части
коронки, м/с;	—ч угол конусности коронки, градус.
Линейная скорость перемещения различных точек коронки
по забою изменяется при удалении от оси поворота стрелы.
Каждая плоскость вращения резца имеет определенный радиус,
которому будет соответствовать определенная скорость, т. е.
RKi
=	7 ук»	(9.9)
где vKi — скорость подачи по забою резцов i-й плоскости вра-
щения резцов, м/с; 7?кх —длина' стрелы от центра ее поворота
до плоскости вращения i-ro резца коронки, м; /?с— длина стре-
лы от. центра ее поворота до крайнего выступающего резца, м;
LK — длина коронки по контуру резцов, м.
Резцы коронки при работе описывают удлиненную циклоиду
или трохоиду.	— '
Учитывая, что средняя толщина стружки при ее форме,
близкой к серповидной, связана с максимальной толщиной за-
висимостью (9.2) и с учетом формулы (9.9) получим выраже-
ние для определения средней глубины резания для.i-й плоско-
сти вращения резцов
,200рк/?к;
СРКг~	В /о Г
• ппобт cos рк I /?0 — -~2~ I
где Аср.к» — средняя глубина резания, см.
Определение шага резания производится из условия сплош-
ного разрушения забоя.
Величина крутящего момента на валу коронки
где М — крутящий момент на валу коронки, Н- м; Zcp —среднее
значение силы резания по резцам коронки, Н; D.QP— средний
диаметр коронки, м; krp— коэффициент, учитывающий сколько
резцов одновременно находится в контакте с забоем; ^Ос —ко-
эффициент, учитывающий ослабление массива.
Значение DQP определяется по выражению
где SK — площадь продольного сечения коронки, м2.
Значения коэффициентов ktP и принимаются ориентиро-
вочно. Максимальное значение krp составляет 0,5, а максималь-
ное значение koc при разрушении целика равно 1,0.
10'
‘147
Мощность, расходуемая на разрушение исполнительным ор-
ганом,	/
МПрб	/
N~ 160ц >	у
где N— мощность привода, расходуемая на разрушение забоя,
кВт; пОб—'частота вращения исполнительного органа, с-1;
Л — к.п.д. приводы исполнительного органа "(ориентировочно
71=0,8).
Корончатые исполнительные органы с осями вращения, па-
раллельными поверхности забоя, работающие при дуговой по-
даче (см. рис. 9.12, схема 2г). Данный тип коронок применен на
комбайнах типов ГПК, 2ПУ, 5ПУ (СССР), F8 (ВНР) и др.
Орган разрушения размещен на конце стрелы и выполнен
или в виде двух полусфер, или двух конусов, или дисков с го-
ризонтальными осями вращения (возможно вертикальное рас-
положение осей вращения).
Исполнительные' органы этого типа, несмотря на некоторое
усложнение конструкции, более уравновешены в работе и не
создают большого реактивного, момента на стреле.
§ 4. Струговые органы разрушения
В отечественной и зарубежной практике одним из перспек-
тивных направлений развития средств узкозахватной выемки
является создание струговых установок, в которых функции
отбойки угля и его погрузки на забойный конвейер выполняют
струговые исполнительные органы.
Струговые исполнительные органы обладают рядом до-
стоинств, к которым в первую очередь относятся: простота и на-
дежность конструкции; возможность отделения угля с поверхно-
сти забоя в зоне наибольшего отжима; совмещение функций от-
бойки и погрузки, угля; работа в режиме крупного скола (сред-
нее сечение среза 70—80 см2); лучшая по сравнению с комбай-
новой выемкой сортность угля (выход штыба на 6—16% мень-
ше, в крупно-средних классов на 8—15% больше); меньшее по
сравнению с другими типами исполнительных органов пылеоб-
разование.
Наряду с достоинствами, струговые исполнительные органы
имеют ряд недостатков: эффективная работа стругов возможна
при разрушении хрупких углей с сопротивляемостью резанию
не более 3 кН/см, плохая управляемость в вертикальной плос-
кости; сложность регулировки исполнительного органа по мощ-
ности пласта; большие потери на дрение в опорных поверхностях
и, как следствие, низкий к. п. д. Последнее относится к стругам,
выполненным на опорах трения.
По характеру взаимодействия с забоем струговые исполни-
тельные органы подразделяются на статические и динамические.
Статические струги имеют постоянный контакт с разрушае-
148
мым массивом и отбивают от него уголь под действием усилия
тягового органа.
К статическим стругам также относятся скрепероструги и
установки угольных цил.
В динамических стругах (ударных или вибрационных) при
разрушении забоя используется динамический характер воздей-
ствия на разрушаемый, забой.
По способу воздействия на забой к динамическим стругам
относятся струго-таранные установки.
В настоящее время наибольшее распространение получили
статические струги.
Струговые исполнительные органы различаются расположе-
нием тягового органа по отношению к конвейеру и по' виду опор
струга.
Преимущественное применение получили следующие, кон-
структивные схемы струговых органов разрушения. '
К первой схеме относятся струги, у которых тяговый орган
в виде бесконечной замкнутой цепи расположен с забойной сто-
роны конвейера. Струг имеет подконвейер^ную плиту и опирается
на почву и трубчатую направляющую (рис. 9.14, схема /).
К первой схеме относятся струговые установки УСБ67 (.СССР),
ПЛ-2 (ЧССР), СВС-3 (ПНР), «Анбаухобель», «Айнбаухобель»
(ФРГ) и Др.
Рис. 9.14. Схемы струговых исполнительных органов статического действия
149
Этому типу схемы присущ ряд существенны^ недостатков:
значительные потери мощности на преодоление' трения струга
о почву и конвейер, износ элементов опор; большая ширина бес-
стоечного призабойного пространства; нестабильность глубины
резания; сложность управления стругом в вертикальной плоско-
сти.
Ко второй схеме относятся струги с тяговым органом в виде
бесконечной замкнутой цепи, расположенной со стороны вы-
работанного пространства (рис. 9.14, схема 2). Струг имеет под-
конвейерную плиту и опирается на почву и став конвейера.
К данному типу относятся установки УСТ2А, УСН70, СО75,
УСВ (СССР), ПЛ7, ПЛ8А (ЧССР), СВС4, СВС4У (ПНР)
«Райсхакенхобель», «Мегахобель» (ФРГ) и др..
По сравнению со стругами первой группы вторая группа
обладает определенными преимуществами: уменьшена величина
отжатия рёштачного става во время работы струга; повышена
безопасность работ за счет размещения цепи в кожухе; сокра-
щена величина бесстоечного пространства за счет ликвидации
трубчатой, направляющей. Однако в этой конструкции имеются
большие потери на трение в опорных поверхностях.
К третьей схеме относятся струги, тяговый орган которых
выполнен в виде бесконечной замкнутой цепи с забойной сто-
роны (рис. 9.14,в). Струг опирается на наклонную направляю-
щую и не имеет подконвейерной плиты. К таким стругам отно-
сятся струги CI, УСК1, СН75 (СССР), «Гляйтхобель»(ФРГ),
СВС5 (ПНР), ПЛ9 (ЧССР) и др. Достоинствами такой конст-
рукции являются: отсутствие отжатия конвейера от забоя; сни-
жение потерь мощности на преодоление трения в опорах; сни-
жение ширины призабойного незакрепленного пространства;
возможность погрузки угля с наклонной направляющей и за-
чистка почвы наклонной направляющей.
Четвертую схему представляют струги, исполнительные орга-
ны которых выполнены в виде бесконечной вертикально замкну-
той цепи, на которой закреплен ряд стругов (кареток), переме-
щающихся в бдном направлении (рис. 9.14, схема 4). Струги
опираются на специальные направляющие элементы базы. По-
добные исполнительные органы, обрабатывающие одновременно
всю площадь забоя, получили название фронтальных. Анало-
гичные органы разрушения имеют отечественные агрегаты АКЗ,
Ф1 и др.
Основными достоинствами исполнительных органов такого
типа являются: возможность непрерывной подачи на забой без
выполнения концевых операций; отсутствие частого реверса при-
вода, что повышает его долговечность; высокий к. п. д. при
установке струговых кареток на опорах качения; высокая про-
изводительность исполнительного органа.
Недостатком, такой схемы является возможность работы на
пластах мощностью не менее 1,5 м.
150
Перспективной для выемки тонких пластов является четвер-
тая схема исполнительного органа, но с замыканием тяговой;
цепи в горизонтальной плоскости.
В настоящее время наибольшее распространение получили,
вторая и третья схемы струговых органов разрушения.
Применительно к выемочным агрегатам фронтального типа
используется четвертая схема. Известны еще другие схемы
струговых исполнительных органов [15, 22].
Струги, выполненные по схемам 1 и 2 (рис. 9.14), работают
с изгибающимся конвейером. При. своем движении струг перед-
ним ограничителем толщины стружки и корпусом распи-
рается между забоем и конвейерным ставом, отодвигает кон-
вейерный став и тем самым освобождает дорогу для своего'
движения.
Усилие подачи струга на забой передается на струг через
забойный конвейер (базу) от напорных гидродомкратов, распи-
раемых между завальным бортом конвейера и распорными стой-
ками. При проходе струга конвейер, отодвигаясь от забоя,
вдавливает штоки гидродомкратов, при этом давление в порш-
невой полости увеличивается за счет компенсации потерь в тру-
бопроводе. Струги с жесткой базой (с системой порционирова-
ния), к которым относятся струги с наклонной направляющей,
работают без отжатия базы (рис. 9.14, схема 3). Это является
обязательным условием нормальной работы струга и обеспечи-
вается расстановкой гидродомк|ратов подачи на каждом рештаке
или через один рештак.	.
Расчет параметров системы подачи струга на забой произ-
водится в соответствии с РТМ 12.14.001—78 «Машины очистные.
Струговые установки. Расчет тяговых усилий в цепи струга. Ме-
тодика».
Основными- параметрами резцовой группы исполнительного
органа являются: минимальная и максимальная высота струга,
шаг расстановки резцов, число линий резания.
В струговой установке скорость перемещения струга и тол-
щина снимаемой стружки не могут быть выбраны или изменены
произвольно без учета приемочной способности конвейера, т. е.
скорости перемещения цепи конвейера и допустимого грузопото-
ка на нем.	.
Так как скорость движения струга и скребков конвейера со-
поставимы по величине, то существенное значение имеет ско-
рость их относительного перемещения, особенно при попутном '
движении струга и грузопотока на конвейере.
Если скорость струга и скребков конвейера в попутном
движении равны между собой, то погрузка невозможна. При не-
значительной разности скоростей и значительной глубине реза-
ния уголь с отвальной поверхности струга не распределяется по
несущей поверхности конвейера, что приводит к быстрой его
перегрузке и необходимости остановки струга.
151
Анализ и практика эксплуатации струговых установок пока-
зывают, что в зависимости от соотношения скоростей струга и
скребковой цепи конвейера, а^также режима работы установки
ла конвейере складывается несколько отдельных грузопотоков
в результате попутного и встречного движения струга и скреб-
ков конвейера.
Образовавшийся грузопоток может привести к переполнению
сечения желоба конвейера, неравномерной перегрузке приводов
и, как следствие, остановке струга и снижению производитель-
ности установки.
Глубина резания стругами, работающими по Челноковой
схеме, должна выбираться из условий работы системы «струг —
конвейер». Методика выбора скорости движения струга и глу-
бина резания изложены в РТМ 12.47.003—74 «Машины очист-
ные. Струговые установки. Расчёт параметров системы «струг —
конвейер». Здесь сошлемся только на некоторые общие заме-
чания.
< При расчете скоростных параметров струговых установок за-
дача сводится к тому, чтобы найти такое соотношение скоростей
струга Ос и конвейера vK, при котором обеспечивается макси-
мальная производительность установки. При этом имеют место
ограничения по сечению рештачного става, вынимаемой мощ-
ности, и толщине стружки. Различают два скоростных режима
работы струговой установки: скорость струга меньше скорости
конвейера (— < 1 ) — отстающий режим и скорость струга
— > 1) — опережающий режим.
При Челноковой работе струга в режиме ос<Ок глубина ре-
зания
= 2 (^к.в + ^к.п),	(9.10)
где /гк.в — глубина резания, рассчитанная по приемной способ-
ности конвейера при встречном движении, см; /гк.п — глубина
резания, рассчитанная по приемной способности конвейера при
попутном движении, см.
Величины /гк.в и Лк.п с учетом относительных скоростей пере- .
мешенного струга и скребков конвейера соответственно опре-
деляются по формулам
,	_	(цк 4~ vc)
Пк-В - Ярцлр
SK (vK — vc)
(9.Н)
где SK — площадь поперечного сечения потока угля, доставляе-
152
мого конвейером струговой установки, см2; Т — коэффициент
разрыхления вынимаемого пласта.
При односторонней работе в режиме ос<ук h = hK,B. При.
Челноковой работе в режиме ос«3ок
. __ SK (ис2 — ук2)
ЯрРс (^Vc — »к) Ф
При односторонней работе струга в режиме ос«3ок
2iSK (ис2 — рк2)
~ Hpvc(3vc — гк)ф'
При Челноковой работе струга в режиме ок=С^с=С2ок с пау-
зой перед реверсом для частичной разгрузки конвейера величи-
на h определяется по формуле (9.10). Входящие в нее величи-
ны /гк.в и /гк.п по формулам (9.11).
При односторонней работе струга в режиме ок<Ус<2ок.
с паузой перед реверсом h равно Лк.в.
Продолжительность паузы t„ для частичной разгрузки кон-
вейера перед реверсом струга определяется -по формуле
.	L(vc —vK)
п ~ ’
где tn—продолжительность па^зы, с; L — длина лавы, м.
Пауза должна учитываться при определении производитель-
ности струговой установки.
Выбор параметров струга, расчет средних значений сил реза-.
ния на резцах, а также координат приложения их равнодейст-
вующих производится jb соответствии с РТМ 12.14.001—77 «Ма-
шины очистные. Струговые установки. Расчет сил на резцах
струга. Методика». Минимальная высота струга определяется:
из условий погрузки угля:
fictnin ~ fin + 4,8Яш1пЙтах + Ар.в,
где Яс min — минимальная высота струга, см; Нп — высота по-
грузки (кратчайшее расстояние от верхнего , края погрузочной
поверхности до почвы пласта), см; Нт[П — минимальная мощ-
ность пласта, м; Лтах — наибольшая толщина стружки для при-
нятых режимов работы системы «струг — конвейер», см; Др.в —
превышение верхнего резца над корпусом резцовой головки
струга; принимается 2—5 см.
Максимальную высоту струга рекомендуется определять при
выемке пласта с самообрушением верхней части по выражению:
Яс.тах == (70 -Н 80) Нтахг
где Яс.тах— максимальная высота струга, см; Ятах— макси-
мальная мощность пласта, м.
Расчетный шаг расстановки резцов для различных глубин
резания, установленных из режимов работы системы «струг —
153.
жонвейер», определяется как среднеарифметическое значение
днага для жаждой глубины резания
^шг
7,5йг	|
/г._|_0,65 +°>3/1« +(6р — 2)j
где tuti — шаг расстановки резцов, см; hi — глубина резания, см;
Ьр — ширина режущей части резца (расчетная), см; кш — коэф-
фициент ширины среза (см. его значения на стр. 121).
Средний расчетный шаг расстановки резцов
т
^•ш== т ’
.где /с.ш — средний шаг расстановки резцов, см; т — число сла-
гаемых суммы.
Число линий резания для минимальной (максимальной), вы-
соты струга
7/c.min (max)	.
'  4min (max) =	“Ь ’
Полученное nmin(max) округляется до ближайшего большего
целого значения.
По полученному целому числу линий резания уточняется
.значение шага, расстановки резцов
.^c.min
ш-у~ »т,п-1 ’
тде би.у — уточненный шаг, см.
Значение шага для линейных резцов не должно превйшать
11 см, для верхних и нижних резцов оно принимается наимень-
шим, но не менее 5 см.
На рис. 9.15 ширина среза для каждой резцовой группы
обозначена: для нижних резцов ^ср.н", для верхних резцов ^ср.в;
для линейных резцов tcp.a- 
Для- Стругового исполнительного органа рекомендуется сту-
пенчатая схема расстановки резцов, при которой каждый выше-
стоящий (нижестоящий) резец смещен относительно предыду-
щего в направлении, противоположном вектору скорости реза-
ния.
Допускается применение комбинированной схемы, при кото-
рой часть резцов (не менее трех) располагается по ступенчатой,
а остальные — по линейной схемам (см. рис. 9.15). Угол ступен-
чатого расположения резцов аСх рекомендуется принимать рав-
ным 55—65°.
При перемещении струга значительная часть мощности рас-
ходуется на преодоление сил трения на опорных поверхностях
:и в местах контакта струга с забоем. Кроме того, под действием
si 54
органа разрушения
сил резания и погрузки происходит разворот корпуса струга от-
носительно става конвейера, что вызывает дополнительные по-
тери на трение в местах контакта его с элементами конвейера.
Потери на трение, как показывают расчеты, для стругов с под-
конвейерной плитой в 2,6—3 раза выше, чем у стругов с на-
клонной направляющей и составляют 50—60% общей величины
тягового усиления. Для стругов с наклонной направляющей эти
затраты составляют 22—30%.
Среднее значение тягового усилия в цепи струга
FT kv (Pz 4* Fn 4*7’ 4- ^ц),
где kv — коэффициент влияния средней скорости струга на уси-
лие в цепи; Рг — равнодействующая средних сил резания , Н;
Fn — результирующая сила погрузки, Н; Т —> сила трения в опо-
рах струга, Н- Fa — сила протягивания струговой цепи, Н.
Коэффициент kv=\ при ос = 0,54-0,7 м/с; 6а = 0,9 при vc=
= 0,714-1,1 м/с; £и = 0,85 при ос= 1,114-2,0 м/с. С увеличением
скорости перемещения в рассматриваемом диапазоне усилие
в цепи снижается.
Сила протягивания струговой цепи
Fa ~ 27-с1^ц,
где La — длина струговой установки, м; WQ— сопротивление
протягиванию 1 м цепи, Н/м.
При расположении цепи в направляющем канале сопротив-
ление перемещению 1 м цепи составляет 50—70 Н/м, в направ-
ляющем канале при наличии заштыбовки 150—170 Н/м, вне на-
правляющего канала—ДО—50 Н/м. Большие значения прини-
маются для больших калибров цепи.
' 	'	ГЛ
Общие вопросы механизма погрузки угля стругом и расчета
результирующей силы Fn изложены в § 4 гл. 10.
Методика расчета приведена в РТМ 12.14.001—78 «Маши-
ны очистные. Струговые установки. Расчет тяговых усилий в це-
пи струга. Методика».
Усилия погрузки стругами с наклонной направляющей из-за
увеличения высоты забойного борта конвейера примерно в
2 раза превышают усилия погрузки на стругах с подконвейер-
ной плитой и составляют 13—17% общей величины тягового
усилия в цепи. Для струга с'подконвейерной плитой эта вели-
чина составляет 5—7%.
Среднее значение суммарного тягового момента двигателей
привода струга
где Мт — суммарный момент двигателей привода, Н-м; R— ра-
диус начальной окружности приводной звездочки, м; i — переда-
точное число приводного редуктора.
Суммарная мощность на валах двигателей привода
__ кэМтПя
160т]м ’
где N.— суммарная мощность на валах двигателей, кВт;
k3 — коэффициент, учитывающий различный уровень неравно-
мерности нагрузки двигателей рабочей и холостой ветвей цепи
/гэ« 1,06-7-4,1 (большие значения соответствуют большим глуби-
нам резания в диапазоне 3—8 см); «н — номинальная частота
вращения ротора двигателя, с-1; т1м=‘П1'П2'Пз — к. п.д. механиче-
ской передачи привода; тр —~ к. п. д. соединительных муфт; при-
нимается равным 0,95—0,98 — при гидромуфтах и 1,0—при
жестких муфтах; т] 2 = 0,85-4-0,93— к. ц.д. редуктора; т]3 =
=0,9-7-0,92— к. п. д. звездочек.
Для кольцевого стругового фронтального исполнительного
•органа при расположении тяговой цепи в желобе (протягива-
ние с трением) и кареток с опорами трения суммарная мощность
приводов определяется по выражению
N = Ns -f- Ng -f- Мрез>
где Na— мощность на трение цепи в направляющем жело-
бе, кВт; Ng —мощность на перемещение цепи и струговых ка-
реток, кВт; Л^рез —. мощность на резание, кВт;
Na = Fp.pL 100^т)м ,
где Т — усилие домкрата натяжения, Н; ц=0,25— коэффициент
-трения цепи о башмак; р — кривизна трассы перемещения цепи
Д56
Рис. 9.16. Струговая четырехопориая каретка (а) и схема ее нагруже-
ния (б):
1—конвейер; 2 —резцовая головка; 3 — направляющая
в направляющем желобе по гипсометрии, рад/м; L—длина ла-
вы, м; Ор — скорость резания, м/с.
/	"к \
Ng = 2?ugZ, + 6к I cos a ,
\	1=1 ‘ /
где ?ц — линейная плотность цепи, кг/м; g — ускорение силы тя-
жести, м/с2; GK — вес каретки, Н; тк— число Струговых каре-
ток; а —угол падения пласта, градус.
На рис. 9.16, а показана струговая четырехопорная каретка
кольцевого исполнительного органа агрегата Ф1, выполненного
по схеме 4 (см. рис. 9.14). Каретка перемещается по двум труб-
чатым направляющим на опорах качения. На расчетной схеме
(рис. 9.16,6) показаны силы, действующие на каретку, и коор-
динаты их приложения: Рх, Ру, Рг —-результирующие нагрузки
на каретке со стороны забоя, Н; Pi, i?2, Яз, Rt, Rs — силы реак-
ции на катках каретки; S/— сила перемещения каретки, Н;
G—вес каретки, Н; Fi, Fz, Fs—;силы трения в опорак карет-
ки, Н.
Каретка во время работы может'опираться на три из четы-
рех опорных катка.. Принимаем, что забойные опоры всегда на-
гружены, а из завальных работает только одна. Кроме того,
принимаем, что ближайший к нагрузке каток опирается краем
реборды под углом а. Сила Ri должна быть всегда положитель-
на; из этого условия и выбираем угол а.
Для определения сопротивления перемещению каретки со-
ставляется система уравнений сумм проекций сил и сумм мо-
ментов относительно координатных осей:
sx = рх — Si + Fj-f- f2 Fa — 0;
Z.Y = Py — A\sina — R4 +fl6 = 0;
SZ=Pz —G-|-/?1cosa2 + fl2 + tf3 = 0;
Mx = P1n — GbJrR^ — PyZ—Rsil = O;
My~Pxz—	F3d—PzX-j-Ga — R2l == 0;
Д12= Pyx — R4l — Pxy + Stk — РзС = 0;
F1=fRi‘, ^ = /У/?22+^42; F3 = fVR32 + R^.
Решая систему уравнений, определим силу перемещения ка-
ретки. S» для различных значений результирующих сил внешней
нагрузки.
§ 5. Планетарные органы разрушения
Планетарные органы разрушения нашли применение в про-,
ходческих комбайнах и агрегатах для проходки вертикальных
стволов. К ним относятся отечественные проходческие комбайны
«Караганда-7/15», ПКГЗ, ТОР72, .«Союз-19», стволопроходче-
ский комбайн ПД2 и др. {1, 13].
158
Рис. 9.17. Схема плоского планетарного исполнительного органа
Термин «планетарные исполнительные органы» носит услов-
ный характер, однако он хорошо отражает вид движения инст-
румента исполнительного, органа. Это движение является ре-
зультатом сложения двух вращательных движений подобно дви-
жению планет.	
На рис. 9.17 показана одна из возможных схем плоского
планетарного исполнительного органа. Водило 1,' укрепленное
на главном валу 2, приводимом во вращение от двигателя через
редуктор, вращается вокруг своей оси /—/ с угловой скоростью
<ов. Вместе с водилом вокруг оси /—/ вращаются валы 3 рабо-
чих дисков 4. На одном валу с рабочим диском 4 закреплены
сателлиты 5, сцепленные с солнечным колесом 6. Вращение во-
дила 1 вызывает вращение рабочего диска 4 вместе с установ-
ленными на нем резцами 7 вокруг оси II—II с относительной
угловой скоростью (по отношению к водилу):
<0д = 1(0в,
где i — отношение угловой скорости рабочего диска и угловой
скорости водила.
Рабочий инструмент планетарных органов разрушения имеет
сложную траекторию движения, являющуюся результатом сло-
жения переносного движения (вращения водила 1 с угловой
скоростью Ов'вокруг оси I—I) и относительного движения (вра-
щения рабочего диска 4 с угловой скоростью сод вокруг оси
II—II). Результатом сложения этих двух вращений является
движение инструментов относительно, забоя по циклоидальным
кривым (рис. 9,18). Рассмотрим планетарный исполнительный
орган с вращением водила и рабочих дисков в одном направле-
нии (рис. 9.18,а), причем направление вращения меняется в за-
висимости от того, какой вид зацепления осуществляется между
сателлитом и солнечным колесом — внешний или вйутренний.
При вращении водила 1 сателлит 2 обкатывается по солнеч-
ному колесу 3, причем его начальная окружность движется по
159
a
Рис. 9.18. Траектории движения инструмента планетарного исполнительного
органа:
а — при вращении водила и дисков в одном направлении; б — при вращении водила и
дисков в противоположных направлениях
начальной окружности сателлита 2 без скольжения. Инстру-
мент А, расположенный на периферии рабочих дисков 4, лежит
вне начальной окружности сателлита 2 и жестко с нею связан.
При вращении водила инструмент А описывает плоскую эпицик-
лоиду. Если водило и рабочий диск вращаются в противополож-
ных направлениях при внутреннем зацеплении сателлита с сол-
нечным колесом, то инструмент описывает гипоциклоиду (см.
рис. 9.18,6). Начальные окружности сателлита и солнечного ко-
леса являются в этом случае образующими центроидами. Точ-
ка касания катящейся и неподвижной окружности, точки См0
и См< являются мгновенным центром вращения рабочего диска
в его абсолютном относительно забоя движения. Отрезок пря-
мой, соединяющий каждый данный инструмент с мгновенным
центром вращения, является мгновенным радиусом вращения
инструмента, например отрезки
At~ CMj, д0 — сМ().
Планетарные органы разрушения обладают рядом до-
стоинств по сравнению с буровыми роторного типа, а именно:
разрушают большие площади забоя относительно небольшим
числом одновременно работающего инструмента;
передают на каждый инструмент значительную мощность,
что особенно важно при проведении выработок по породам с
коэффициентом крепости f<6 по шкале проф. М. М. Протодья-
конова;
имеют относительно невысокую энергоемкость процесса раз-
рушения по сравнению с другими типами исполнительных орга-
нов;
требуют небольших осевых (напорных) усилий;
имеют незначительный опрокидывающий реактивный момент
(или он вообще отсутствует).
Характерные недостатки планетарных исполнительных орга-
нов: сложная конструкция редуктора привода, особенно для
многорежимных органов разрушения; большой рабочий путь
инструмента за один оборот водила в плоских и сферических ор-
ганах разрушения; сложность кинематических расчетов и пра-
вильного выбора параметров траекторий движения инструмен-
тов.
Исполнительные органы планетарного типа имеют, как пра-
вило, ковшовый погрузочный орган.
На рабочих дисках могут устанавливаться резцы или ша-
рошки. При установке резцов машина может разрушать забой
с —6 (комбайны типов ПКТЗ, «Караганда-7/15»), В ком-
байнах типов ТОР-72, «Союз-19» в качестве породоразрушаю-
щего инструмента используются шарошки. В этом случае испол-
нительный орган может разрушать породы с f<8. Для обеспе-
чения необходимой величины напорного усилия при работе по
породам с f<8 комбайны имеют шагающую подачу.
11-240	161
Рис. 9.19. Схемы планетарных исполнительных органов: .
/ — водило; 2 — центральный вал; 3, 3' — валы дисков; 4, 4’ — рабочие диски; 5 — сател-
лит; 6 — солнечное колесо; 7— вал конического колеса; 8—11 — конические колеса; 12 —
вал; 13—16 — цилиндрические колеса
В зависимости от характера^ взаимодействия режущего ин-
струмента с забоем планетарные исполнительные органы можно
классифицировать по ряду признаков.
Первым признаком такой классификации является располо-
жение осей относительно и переносного движений.
Исполнительные органы с осями рабочих дисков, располо-
женными под некоторым углом у (рис. 9.19,а), называются
сферическими. Обрабатываемый ими забой имеет сферическую
форму, а рабочие инструменты двигаются по циклоидальным
кривым, лежащим на сфере.
Исполнительные органы, у которых у ^90°, называются
кольцевыми и разделяются на две подгруппы: планетарные ис-
полнительные органы с перпендикулярными (рис. 9.19,6) и на-
клонными (рис. 9.19, в) осями.
Исполнительные органы с осями рабочих дисков, параллель-
ными оси водила (у=0), называются плоскими, так как обраба-
тываемый ими забой имеет плоскую форму (рис. 9.19,г).
Исполнительные органы комбинированного типа (рис. 9.19, д)
состоят из парных рабочих дисков 4', расположенных в плоско-
стях, перпендикулярных к забою, с осями вращения 3', парал-
162
дельными забою, и рабочих дисков 4 с осями вращения 3, пер-
пендикулярными к забою.
В этой схеме относительное движение через центральный
вал 2 передается на цилиндрические шестерни 5—6, конические
пары шестерен 8—9 и через валы 7 на конические пары 10—11,
от которых через валы 3 и 3' — на рабочие диски 4 и 4'.
Переносное движение от вала 12 через пары шестерен 13—
14, 15—16 передается водилу 1, функции которого выполняет
корпус, получающий независимое вращение от центрального
вала 2.
По существу планетарные органы (см. рис. 19, а — г) можно
определить как сферические, так как плоские и кольцевые явля-.
ются лишь частными случаями сферических.
Вторым признаком классификации планетарных исполни-
тельных органов является число степеней свободы рабочих дис-
ков органа.
Исполнительные органы, в которых относительная угловая
скорость рабочих дисков не зависит от угловой скорости води-
ла, обладают двумя степенями свободы. У этих исполнительных
органов i=H=const и его можно плавно изменять, т. е. изменять
траекторию движения инструмента, а следовательно, и «сетку»
разрушения забоя инструментом. Такие исполнительные органы
называют регулируемыми.
Исполнительные органы, в которых между угловой скоро-
стью дисков и угловой скоростью водила существует зависи-
мость сод = 1’сов, где i = const, составляют другую группу и назы-
ваются простыми, или- нерегулируемыми. Если i имеет одно
значение, то исполнительный орган называется однюрежимным.
Многорежимщыми испюл ни тельными органами называются та-
кие, в которых число i может иметь несколько значений.
Третьим признаком классификации является направленность
вращения водила и дисков. Если водило и рабочие диски вра-
щаются в одну сторону ( — = i>0 ), то резцы двигаются по
эпициклоидам (см. рис. 9.18,6). Такие исполнительные органы
называются суммирующими.
При различных направлениях вращения дисков и водила
/Шд .	\
I ~=i<0 исполнительные органы называются вычитающими
(см. рис. 9.18,а).
Из рис. 9.18 видно, что направление вращения дисков и
водила существенным образом сказывается на характере траек-
тории инструмента и «сетке» разрушения забоя.
Одним из важных параметров планетарных исполнительных
органов (см. рис. 9.17) является отношение — =%, где R — ра-
диус водила, аг— радиус рабочего диска.
11*	163
Рис. 9.20. Схема сферического планетарного исполнительного органа:
1 — водило; 2 — центральный вал; 3 — вал; 4 — рабочий диск; 5 — сателлит; 6 — солнечное
колесо
Выбор параметров планетарного исполнительного органа
с учетом эффективного разрушения забоя представляет опреде-
ленные трудности. Й общем случае решение этой задачи может
быть произведено/на основе анализа уравнений движения ра-
бочего инструмента.
Схема сферического планетарного исполнительного органа
показана на рис. 9.20. На этом рисунке изображено начальное
положение I рабочего диска. Точкой До отмечен один из инстру-
ментов, а точкой 01 — центр рабочего диска.'При повороте во-
дила I, укрепленного на главном валу 2, на угол гр рабочий
диск 4 из положения I переместится в положение II, а его
центр 01, повернувшись вокруг оси г, — в положение О'ь
Так как рабочий диск 4 имеет общую ось 3 с сателлитом 5,
а последний находится в зацеплении с солнечным колесом 6, то
рабочий диск 4 повернется при этом вокруг своей оси на угол
йр—инструмент из точки До переместится в точку At.
Определим координаты точки At через угол <р как параметр.
Координаты точки О/ будут
х ,=/?cos<p, у , = 7?sin<p; г , = 0.
<И	Т Ох	Т Oj
На основании правила сложения векторов можно написать
0^ = 66/ + 0/А{-
164
Определим величину и направление вектора Oi'Af.
O/At = O/G + GAt = г cos f<p O1'^0' + r sin ftp °i'/V-.
Сокращая на г, получим
O^Af = Oi'Аа' cos ftp + O/Fg sin ftp.
Вектор Oi'Ao' определяется координатами rcosycostp;
rcosy sin cp; — rsiny; вектор Oi'Fq' определяется координата-
ми — r sin <p, r cos ф, 0.
Координаты точки At или, что то же, параметрические урав-
нения движения инструмента сферического планетарного испол-
нительного органа будут иметь вид:
Xjtt == 7? cos <р + г cos у cos <р cos ftp — г sin <р sin iq>,
t/At — R sin <p -f- r cos у sin <p cos ftp + r cos <p sin ftp,	(9.12)
ZAt = — r sin у cos i<p.
Подставляя в уравнения (9.12) последовательно значения
у = 0 и 7 = 90°, получим соответственно параметрические уравне-
ния движения инструмента планетарных исполнительных орга-
нов:
плоского
x&t = R cos <р + г cos (1 + i) tp;
yAt = R sin <p + r sin (1 + 0 <P;
кольцевого с перпендикулярными осями
XAt == R cos <p — r sin <p sin ftp,
yAt = R sin <p + r cos <p sin ftp,
ZAt = —r COS l<p.
Полученные уравнения являются исходными для проведения
кинематического анализа движения инструмента планетарных
органов разрушения.
§ 6. Цепные органы разрушения
Достоинство цепных исполнительных органов заключается в
возможности их работы на вязких и крепких углях, а также на
пластах малой мощности.
К наиболее существенным недостаткам цепных органов раз-
рушения следует отнести: малую производительность; высокую
энергоемкость процесса разрушения; низкий к. п. д. (0,4—0,7);
низкую сортность угля; высокое пылеобразование; отсутствие
возможности плавной регулировки по мощности пласта; плохую
погрузочную способность.
165
a
Вид A
В настоящее время цепные исполнительные органы применя-
ются на выемочных и проходческих комбайнах только в комби-
нациях с другими типами органов разрушения (коронки, бара-
баны, ковши), выполняя функции оформления забоя, передачи
движения на другой исполнительный орган, прорезания щели
в массиве и др.
Схемы и параметры кольцевого барово-цепного исполнитель-
ного органа показаны на рис. 9.21.
Расчет параметров разрушения, усилий резания, подачи и
мощности производится по ОСТ 12.47.001—73.
При расчете по схеме / (см. рис. 9.1) минимальное значе-
ние Sep средней величины сечения среза принимается равным
2—3,5 см2.
При заданной теоретической производительности расчетная
скорость подачи определяется по формуле (9.1).
Число линий резания принимается в соответствии с толщи-
ной зарубной щели.
Толщина зарубной щели Ящ, м	0,12—0,14	0,18	0,22
Число линий резания пл . .	6—7	7—8	8—12
Средняя ширина и толщина среза определяются соответ
ственно по выражениям (9.6) и (9.7).
166
Число резцов в линии резания:
а) забойной
где т3— число резцов в забойной линии резания; £ц — длина
режущей цепи, м; /СР — среднее расстояние между резцами в ли-
ниях резания, м; принимается из условия отсутствия заштыбов-
ки
, _ ^ср^-щЯщ /	Т \
100Fn
— развернутая длина зарубной щели, м; Т — толщина ба-
ра, м; Fn — приведенная площадь потока угля; принимается
0,0025—0,0033 м2 для плоского бара, с механическим расшты-
бовщиком (машина на почве пласта); 0,0049^-0,0060 м2 — для
плоского бара при применении специальных средств удаления
штыба (машина на раме конвейера); 0,0036—0,0044 м2 — для
кольцевого бара с механическим расштыбовщиком;
б)	кутковой внешней
тк = 1,52/и3>	(9.13)
но не менее 4;
в)	кутковой внутренней
тв = 1 ~~ 1,5/и3,	(9.14)
но не менее 3.
Число резцов в группе
п/=плтг.	(9.15)
Скорость резания и частота вращения приводной звездочки:
«р = Ю0£„
Р	н nCpfni
где vp — скорость резания, м/с;
"°б ~ лОзв ’
где «об — частота вращения приводной звездочки, 1/с; D3B —
диаметр звездочки, м.
При расчете по схеме II (см. рис. 9.1) при заданной произ-
водительности (скорости подачи) и принятой скорости резания
(частоте вращения) проверяется условие отсутствия зашты-
бовки:
Vp °р.к>
где Ор.к — критическая скорость резания, м/с;
vpLpjH щ / „ Т \
”р.к = —/г—^°>8 + нщ)'
167
Число резцов в линиях резания:
а) забойной
т3 — 104
^цап.р^1ц
Scpap (fl;i - 1) ’
б) крутковых — определяется по выражениям (9.13) и (9.14).
Средняя толщина среза
ЛСп = lOOL»-^-.
р 4 ^рИз
Число резцов в группе определяется по выражению (9.15).
При расчете по схеме Ш (см. рис. 9.1) число линий резания
и средняя толщина среза принимаются по выражениям (9.8) и
(9.7). Дальнейшая часть расчета проводится так же, как для
схемы I (см. рис. 9.1).
Средняя суммарная сила резания на исполнительном органе
Ги = г
^cpini•
Мощность привода исполнительного органа
V______
1000т)рПи ’
где N?— средняя мощность резания исполнительным органом,
кВт; т]р»0,9 — к. п. д. редуктора исполнительного органа; т]и«
л; 0,5—0,7— к. п. д. исполнительного органа.
Учитывая, что значительная часть мощности расходуется
на преодоление сил трения при перемещении цепи в направ-
ляющем ручье, поверхности, по которым происходит трение,
должны иметь повышенную износостойкость.
Г л а в а 10
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ПОГРУЗОЧНЫХ ОРГАНОВ
§ 1. Общие сведения
В общем случае процесс механической погрузки складыва-
ется в основном из двух элементов: 1) забирания или зачерпы-
вания лежащего на почве насыпного груза; 2) подачи послед-
него от места зачерпывания к месту погрузки на конвейер или
другое транспортное средство.
В ряде случаев эти элементы погрузки могут быть совмеще-
ны и выполняться непосредственно исполнительным органом,
168
разрушающим забой. Это имеет место у большинства современ-
ных очистных комбайнов и стругов.
Объединение в одном исполнительном органе функций от-
бойки и погрузки горной массы там, где это возможно, упроща-
ет конструкцию машины в целом.
У машин, работающих на крутых пластах, выгрузка горной
массы из зоны работы исполнительного органа производится
самотеком под действием силы тяжести.
К погрузочным органам и устройствам машин для длинных
и коротких забоев предъявляется ряд требований, основными
из которых являются:
высокая производительность погрузки, обеспечивающая нор-
мальные условия работы машины в целом с максимальной про-
изводительностью;
погрузка горной массы по всему.фронту работы исполнитель-
ного органа без оставления штыба на почве;
активность погрузочного органа, обеспечивающая эффектив-
ный захват горной массы и частичное дробление крупных кус-
ков, препятствующих погрузке;
способность грузить влажную породу, которая не должна
налипать на погрузочное устройство;
погрузочный орган не должен являться источником пыле-
образования и ухудшать сортность полезного ископаемого;
процесс погрузки должен иметь минимальную энергоем-
кость;
конструкция погрузочного органа должна быть прочной и
износостойкой, обеспечивать заданный уровень надежности и
долговечности.
Поскольку качество добываемого угля в значительной степе-
ни зависит от наличия в нем мелких фракций, погрузочные ор-
ганы и устройства выемочных машин не должны дополнитель-
но переизмельчать уголь. Наибольшее переизмельчение угля
происходит при его свободном падении, когда куски раскалы-
ваются, при перемешивании угля лопастями, кулаками и рез-
цами в пространстве между исполнительным органом и погру-
зочным щитком, при принудительном проталкивании угля через
небольшие отверстия окон погрузки, когда куски раздавлива-
ются.
На выбор типа и параметров погрузочных органов и уст-
ройств оказывают влияние горно-геологические условия рабо-
ты машины (мощность пласта, угол падения, обводненность и
др.); схема работы машины, тип и параметры исполнительного
органа; физико-механические свойства горной массы.
По способу погрузки горной массы погрузочные органы раз-
деляются на скребковые, ковшовые, лемехо-отвальные и шне-
ковые.
Для обеспечения эффективной погрузки целый ряд машин
имеет погрузочные устройства, представляющие собой комбина-
169
цию погрузочных органов, или специальные дополнительные ус-
тройства в виде щйтков, откосов, лемехов и т. д. В ряде случаев
процесс погрузки может осуществляться непосредственно забой-
ным конвейером при его подаче по фронту лавы. Тогда забой-
ный борт конвейера оборудуется специальным носком.
§ 2. Скребковые погрузочные органы
Скребковые погрузочные органы по способу захвата относят-
ся к классу погрузочных органов бокового захвата, характери-
зующегося боковым нагребанием горной массы из штабеля на
плоскость приемного стола, наклоненного к почве.
Рабочие элементы этих погрузочных органов — скребки, по-
дающие горную породу на передаточный конвейер, являющий-
ся обязательной частью скребковых погрузочных устройств.
Передаточный конвейер, обычно скребковою типа, распола-
гается ниже плоскости приемной плиты, угол наклона которой
дыбирается из условий обеспечения: надежного внедрения рабо-
чей кромки плиты под штабель; бесперебойного транспортиро-
вания подаваемого груза вверх без обратного скатывания кус-
ков; возможности конструктивной компоновки под приемной
плитой рабочей и холостой ветвей передаточного конвейера, ве-
дущих звездочек и редукторов рабочих органов.
Скребки погрузочного устройства могут иметь или поступа-
тельное движение по замкнутому контуру (рис. 10.1, а—в) или
совершать сложные циклические движения, обеспечивающие
зачерпывание (загребание) горной массы (рис. 10.1,а). Указан-
ные схемы погрузочных устройств нашли применение в проход-
ческих комбайнах.
Основным достоинством . скребковых погрузочных органов
(см. рис. 10.1, а—в) является совмещение функций зачерпыва-
ния и транспортирования горной массы на перегружатель при
относительно простой конструкции. Применение данных погру-
зочных устройств ограничивается комбайнами для проведения
подготовительных и нарезных выработок по углю и слабым ма-
Рис. 10.1. Схемы скребковых погрузочных устройств
170
лообразивным порбдам. Наличие скребковой цепи, перемещаю-
щейся по желобу, ограничивает их применение, так как наряду
с хорошей работоспособностью по погрузке угля они не приспо-
соблены для работы в смешанных забоях из-за значительного
износа и заштыбовки направляющих устройств, по которым
движется цепь. Кроме того, конструкция некоторых погрузоч-
ных органов (см. рис. 10.1, а, в) практически исключает воз-
можность изменения фронта погрузки.
Скребковый кольцевой погрузочный орган (см. рис. 10.1, а)
применяется в отечественных ' проходческих комбайнах типа
ПКЗМ, 5ПУ со стреловидными исполнительными органами и в
ряде зарубежных проходческих машинах типов VS1 — «Нас-
хорн», VS 2Е фирмы «Демаг» (ФРГ), МК2А фирмы «Доско»
(Великобритания) и др.
Скребковое погрузочное устройство (см. рис. 10.1,6) выпол-
нено в виде Т-образного скребкового конвейера с консольными
скребками. Скребки закреплены на двух ветвях круглозвенных
цепей, замкнутых в вертикальной плоскости. Подобное погру-
зочное устройство имеет проходческий комбайн VM08 фирмы
«Вестфалия Люнен» (ФРГ). Левая и правая ветви доставочно-
погрузочного устройства комбайна приводятся в движение от
двух гидродвигателей, работающих на один вал с приводными
звездочками, расположенный у разгрузочного конца централь-
ной части конвейера.
Скребковое погрузочное устройство (рис. 10.1, в) выполнено
в виде двух горизонтально замкнутых кольцевых погрузочных
органов с консольными скребками, имеющими встречное движе-
ние цепей. Погрузочное устройство данного типа применено на
проходческом комбайне RH20 фирмы «Мейвер и Коулсон» (Ве-
ликобритания). Комбайн имеет стреловидный исполнительный
орган и предназначен для работы по углю и слабым породам.
Для увеличения фронта погрузки скребково-кольцевые по-
грузочные органы, как правило, изготавливаются нескольких
типоразмеров.
Погрузочные устройства в виде нагребающих лап (см. рис.
10.1, а) с подачей горной массы на скребковый перегружатель
нашли широкое применение в отечественных проходческих ком-
байнах 4ПУ, ПК9Р, 4ПП2, 4ППЗ, ГПК, 2ПУ и других, предназ-
наченных для проведения выработок по углю и породе с f<6
по шкале проф. М. М. Протодьяконова.
Аналогичные погрузочные устройства применяются в зару-
бежных проходческих комбайнах 8СМ и 10СМ фирмы «Джой»
(США), EW 100 фирмы «Эйкгоф» (ФРГ), F6a, F8 (ВНР),
«Бретби Марк-28» фирмы «Доско» (Великобритания) и др.
Погрузочные устройства типа нагребающих лап, как прави-
ло, состоят из двух лап, наклонного стола, редуктора привода
и гидродомкратов подъема и опускания всего устройства. Иног-
да для увеличения фронта погрузки устанавливают четыре ла-
171
пы (комбайн 4ППЗ). Носок грузчика может опускаться или
подниматься относительно уровня гусениц, что необходимо для
проведения выработок с изменяющимся йрофилем почвы.
Для погрузки породы по всей ширине забоя в выработках
больших сечений применяют погрузочные устройства, которые
могут поворачиваться в горизонтальной плоскости.
Основными достоинствами нагребающих лап являются: вы-
сокая производительность, относительная простота конструк-
ции, надежность и долговечность. Требуемая траектория движе-
ния лап для зачерпывания и подачи горной массы на перегру-
жатель может создаваться при помощи кривошипно-кулисных
или кривошипно-рычажных механизмов, причем первые полу-
чили большее распространение как более простые по конструк-
ции и подверженные меньшему износу.
Цикл работы нагребающей лапы может быть разделен на
четыре периода: внедрение лапы в штабель горной массы; на-
гребание насыпного груза; перемещение груза по плите питате-
ля до приемного конвейера; холостое (обратное) движение
лапы.
Исследования показывают, что производительность погруз-
ки увеличивается пропорционально числу ходов нагребающих
лап и с ростом усилия подачи на штабель.
Однако увеличение числа ходов выше оптимального (35—
45 ходов в минуту) связано с резким ростом динамических
усилий.
Режим работы нагребающих лап с ограничением величины
возникающих усилий достигается:
исключением чрезмерного внедрения лапы в штабель. Тра-
ектория движения передней кромки лапы на возможно большом
участке должна быть параллельна передней кромке плиты пи-
тателя;
уменьшением длины траектории лапы за счет расположения
приемного люка конвейера как можно ближе к передней кром-
ке плиты питателя;
ограничением угла наклона приемной плиты питателя (не
более 25—26°);
ограничением скорости передней кромки лапы. Скорость ла-
пы при внедрении должна быть равна 0,9—1,5 м/с, а при об-
ратном ходе —до 4 м/с.
Кроме того, для эффективной работы механизм нагребания
лап должен удовлетворять следующим условиям: траектория
движения лапы должна обеспечивать достаточную величину
фронта захвата при относительно небольшой величине выхода
концов лап за пределы плиты питателя; лапы должны доходить
до приемного люка конвейера; траектории движения лап долж-
ны исключать возможность заклинивания между ними кусков.
172
Производительность погрузочно-
го органа с нагребающими лапами
Qp = znV„A \	(Ю-1)
где Qn — производительность нагре-
бающих лап, м3/мин; z=2— число
нагребающих лап; п — частота хо-
дов лапы в минуту, мин-1; Ул а-объ-
ем горной массы, захватываемый
лапой за цикл (ход), м3;
Рис. 10.2. Схема к определе-
нию параметров нагребающей
части
где В3 — ширина захвата передней
кромки стола питателя (рис. 10.2),
м; dj — расстояние между участка-
ми траектории лап в период нагре-
бания и обратного хода, м; hrp —
средняя высота слоя нагребаемой
горной массы, равная 14-2 h, м;
h — высота нагребающей лапы, м.
Величина dT, определяющая глубину нагребания, ориентиро-
вочно может быть принята равной диаметру ведущих дисков,
т. е. df —= dp.
Подставляя в выражение (10.1) значение Ул, получим
Qp ~ nBpdpfcrp *
Производительность перегрузочного конвейера комбайна
принимается не менее чем на 10—15% больше производитель-
ности нагребающих лап. -
Ширина несущей части конвейера не менее 1,5с?д.
Величина ведущего диска проверяется на максимальный
размер кусков dp^ 1,254-l,4«max, где Стах — наибольший раз-
мер кусков.
Ширина передней кромки стола питателя
В3 = (2<^д4" Вл) a; 3,5dp,
где Вл—ширина несущей части конвейера.
Расстояние между осями диска и нагребающего конвейера
ai= (1,24-1,25)dp, расстояние между осью дисков и передней
кромкой плиты а2 == (1,3-г-1,4)4/д; высота нагребающих лап й=
= (0,34-0,5) dp.
Мощность привода нагребающих лап определяется с учетом
суммарной работы, затрачиваемой на преодоление сопротивле-
ния отрыву горной массы от штабеля, подъем горной массы до
перегрузочного конвейера, преодоление сопротивления переме-
щения призмы волочения по плите питателя.
Работа, совершаемая лапой за один ход,
Ал = WLP + (Ghn + 0.2LG)
где Ал — работа, совершаемая лапой за один ход (цикл), Дж;
173
W—сопротивление отзыву горной массы от/штабеля, Н; Lp—>
путь, проходимый лапой при отделении горной массы от штабе-
ля, м; G — вес горной массы, перемещаемый лапой, Н; hn —
высота подъема горной массы, м; L — путь, проходимый горной
массой по плите питателя, м; 4Ш = 2—коэффициент заштыбовки.
Вес горной массы, перемещаемой .лапой,
G = Vngy,	/
где g — ускорение силы тяжести/м/с2; у — насыпная плотность
горной массы, кг/м3.
Сопротивление отрыву горной массы от штабеля
W = bpkB,
где Ьр — длина внедряющейся в штабель кромки лапы, м; kB—
удельное сопротивление внедрению, Н/м; &в = 20004-3000 Н/м—
для угля; &в = 5000-4-6000 Н/м — для сланца и известняка.
Мощность привода лапы
ы _ АлП
-	"л- 9550^ 
где Nn — мощность привода лапы, кВт; т] — к. п. д. привода ла-
пы.
§ 3. Ковшовые погрузочные органы
Ковшовые. погрузочные органы, как правило, применяются
на проходческих комбайнах с буровыми или планетарными ис-
полнительными органами, производящими одновременное раз-
рушение забоя по всей площади.
Отечественные проходческие комбайны ПК8, ТОР72, «Яси-
иоватец-2» и другие имеют погрузочные устройства, состоящие
из ковшового погрузочного органа и ленточного конвейера, про-
изводящего перегрузку горной массы в транспортные средства,
Рис. 10.3. Схема ковшового погрузочного’ ор-
гана
применяемые в прово-
димой выработке.
На рис. 10.3 пока-
зана схема ковшового
погрузочного органа.
Погрузочные ковши со-
стоят из двух частей:
загрузочной подвиж-
ной части 1, укреплен-
ной на крестовине 2 и
неподвижной разгру-
зочной части 3, образо-
ванной элементами щи-
та ограждения.
Горная масса, раз-
174
рушенная исполнительным органом, зачерпывается вращающи-
мися ковшами у почвы выработки.
В верхнем положении ковши разгружаются через течку или
окно на ленточный перегружающий конвейер 4. Бермовые фре-
зы со шнеками 5 подают горную массу к центру выработки и
тем самым обеспечивают необходимую загрузку ковшей.
Достоинства ковшового погрузочного органа: простота кон-
струкции; отсутствие дополнительного привода; высокий к. п. д.;
надежность и долговечность. Их недостаток — снижение произ-
водительности при погрузке гордой массы, склонной к налипа-
нию.
Производительность ковшового погрузочного органа
QK = i|><7in,
где QK — производительность ковшового погрузочного органа,
м3/мин; Т=0,1 ч-0,15—коэффициент наполнения ковшей; q —
объем ковша, м3; t — общее число ковшей; п — частота враще-
ния ковшей, мин-1.
Теоретическая производительность комбайна с исполнитель-
ным органом, разрушающим всю поверхность забоя,
QT = 60Дип,
где QT — теоретическая производительность комбайна, м3/мин;
F — поперечное сечение выработки, м2; оп — максимальная ско-
рость подачи комбайна, м/с.
Из равенства Qk=Qt находится вместимость ковша
бОДоп
Мощность, расходуемая на привод ковшового погрузочного
органа, определяется из затрат ее на зачерпывание материала
и его подъем до места разгрузки.
Окружное усилие на ковше при зачерпывании горной массы
Р = Wkbc,	(10.2)
где Р — окружное усилие на ковше, Н; k — удельное сопротив-
ление горной массы зачерпыванию, МПа (£ = 0,14-0,2 МПа);
b — ширина ковша, м; с — толщина слоя, зачерпываемого ков-
шом, м.
Полагая путь зачерпывания равным I, имеем сЬ/ = ^Чг.
Выражая отсюда с и подставляя его в формулу (10.2), полу-
чим
Р=10в-^.
175
Мощность, расходуемая на зачерпывание./
РНп 10»	7
Na~ 60 000 ~ 60 kc^ln>	/
где Л^з — мощность, расходуемая на зачерпывание, кВт.
Определим мощность, затрачиваемую на подъем материала
до места разгрузки. Принимая высоту подъема, равной диамет-
ру выработки D, получим /
g^inygD	/
60 000 ’	/
где Nn — мощность, затрачиваемая на подъем горной массы,
кВт; у — насыпная плотность горной массы, кг/м3; g — ускоре-
ние силы тяжести, м/с2; D — диаметр выработки, м.
Мощность привода ковшового погрузочного органа
Qk
NK = 2V3 + Nn =	(Wk + ygD),
где NK — мощность привода ковшового погрузочного органа,
кВт.
§ 4. Лемехо-отвальные погрузочные органы
Лемехо-отвальные погрузочные органы могут применяться
на узкозахватных комбайнах с барабанными или шнековыми
исполнительными органами. Лемехо-отвальный грузчик состоит
из отвала, который при своем движении перемещает уголь в го-
ризонтальной плоскости, и лемеха, подбирающего уголь с поч-
вы пласта до высоты, необходимой для погрузки на конвейер.
Основным недостатком таких погрузочных органов является
большое усилие, необходимое для перемещения грузчика вдоль
забоя.
В настоящее время эти погрузочные органы на комбайнах
имеют ограниченное применение.
Принцип лемехо-отвального погрузочного органа использу-
ется в стругах, у которых совмещены функции отделения угля
от массива и погрузки его на конвейер.
Механизм погрузки угля лемехо-отвальными погрузочными
поверхностями струга заключается в следующем.
В начальный момент перемещения струга (грузчика) вдоль
лавы перед ним образуется перемещающийся штабель (тело во-
лочения) угля, представляющий собой объемное тело, образу-
ющееся за счет подпора лемехом угля, находящегося на его
дороге. Штабель перемещается впереди струга до тех пор, пока
его сопротивление о забой, борт конвейера и почву пласта не
создаст усилие подпора, достаточное для подъема угля с почвы
пласта до высоты погрузки и далее от забоя на конвейер.
176
a
Рнс. 10.4. Схема к определению критического угла ак установки погрузочной
поверхности	\
В установившемся режиме штабель угля не перемещается, а
постоянно образуется вновь отбитым углем и углем, находя-
щимся на пути перемещения грузчика. Образование тела воло-
чения является необходимым условием погрузки. Размеры тела
волочения и усилие, затрачиваемое на его перемещение, зави-
сят от параметров погрузочных поверхностей, гранулометриче-
ского состава, влажности угля и др.
Пусть на массу угля, поступающую на погрузочную поверх-
ность (рис. 10.4,а), действует сила F, являющаяся силой со-
противления перемещаемого тела волочения и образующая с
нормалью к погрузочной поверхности угол (3.
Масса угля начнет перемещаться по этой поверхности при
условии
FsinP>F/0cos₽,
где /о — коэффициент трения угля по погрузочной поверхности
лемеха.
Это условие можно представить в виде
tg₽>Aj = tg<p0 или ₽><Ро и а< —<р0,
где <роугол трения; а — угол, образованный погрузочной по-
верхностью и почвой пласта.
Угол, при котором возможно начало движения, называется
критическим и составляет
л
ак \ ~2~ — Фо-
Если угол наклона погрузочной поверхности больше критическо-
го, то перед погрузочной поверхностью образуется уплотнен-
ный объем, имеющий свою плоскость погрузки, по которой пе-
ремещается штабель с коэффициентом трения угля по углю fi
(рис. 10.4, б).
В этом случае усидие F, необходимое для перемещения уг-
ля, возрастает, так как сила трения угля по углю в раз боль-
ше, чем сила трения угля по стали. Кроме того, увеличивается
. 12—240	177
Рнс. 10.5. Схемы взаимодействия погрузочных поверхностей со штабелем
угля
усилие на погрузку за счет волочения застойной зоны впереди
погрузочной поверхности.
• При погрузке угля лемехо-отвальными поверхностями стру-
га (рис. 10.4, а) в зоне 1 осуществляется подъем угля с почвы
пласта на высоту погрузки На, а в зоне 2 — перемещение угля
от забоя на конвейер.
Усилие в направлении перемещения грузчика, затрачиваемое
на погрузку угля, определяется суммированием его составляю-
щих (РТМ 12.14.001—78 «Машины очистные. Струговые уста-
новки. Расчет тяговых усилий в цепи струга. Методика»),
Сила внедрения погрузочной поверхности в штабель угля
где Fi — сила внедрения погрузочной поверхности в штабель, Н;
k — коэффициент, учитывающий прирост усилия внедрения на
единицу ширины погрузочной поверхности, Н/м; b—ширина
погрузочной поверхности, м.
Сила перемещения угля по погрузочной поверхности до вы-
соты погрузки (рис. 10.5, а) определяется из уравнения проек-
ций сил на ось х:
F2 cos ах — FTp — G± sin ах = 0.
В свою очередь, FTP = fo(F2sinai + GiCOs сц).
Решая эти уравнения совместно относительно F2, получим
р f« +tgKi
1-fotga, ’
(10.3)
где F2 — сила перемещения угля по погрузочной поверхности,
Н; G1 — вес угля, расположенного на погрузочной поверхности
ниже высоты погрузки, Н; fo — коэффициент трения угля по по-
грузочной поверхности; aj^60° — угол наклона погрузочной
поверхности, градус.
178
Вес угля
(?1 =» ygftmax (#min Wc min + Яп) + 77ц Ctg а1>
где у — плотность углй. в массиве, кг/м3; g— ускорение силы
тяжести, м/с2; /imax — максимальная толщина стружки, м, опре-
деляется по РТМ 12.47.003—74. «Машины очистные. Струговые
установки. Расчет параметров системы «струг — конвейер». Ме-
тодика»; //min — минимальная мощность пласта, м; Яс. min —
минимальная высота струга, м, определяется по РТМ
12.14.001—77 «Машины очистные. Струговые установки. Расчет
сил на резцах струга. Методика».
Сила, затрачиваемая на преодоление сопротивления массы
угля в зоне 2 (см. рис. 10.4,б), на преодоление сопротивления
подъему штабеля по погрузочной поверхности в зоне 1 (см. на
рис. 10.5,6)
F3 cos а± cos (а2 — аг) — G2 sin а2 — FTp = 0;
Ттр = fo [Fs cos ах sin (а2 — 04) + G2 cos а2].
Решая совместно эти уравнения относительно F3, получим
„ _	________sin «2 + f0 cos «2____
3	[cos (а2 — ах) — /о sin (а2 — aj] cos 04’
где F3 — тяговое усилие, затрачиваемое на перемещение угля
по погрузочной поверхности выше высоты погрузки, Н; G2 —
вес угля, расположенного на погрузочной поверхности выше вы-
соты погрузки, Н.
При ai = a2 составляющая F3 не учитывается, а в формулу
(10.3) вместо Gi подставляется Gj+G2
62 = Vg^max^ (Яс min flu + Hgiplcosp,
где ф— угол естественного откоса, градус (ф = 35° для влаж-
ного и 50° для сухого угля); р^60° — угол, образованный забо-
ем и погрузочной поверхностью (рис. 10.5,в).
Усилие перемещения угля на конвейер (см. рис. 10.5, в) оп-
ределяется с учетом потерь на трение Fтр i угля по отвалу и
Ftp 2 — угля по углю
с ,______/1^3____
4~ cosp — fosinp ’
где Fi — сила перемещения угля на конвейер, Н; /1 = 0,4 — ко-
эффициент трения угля по углю; Сз = т5гЛтах621§ф— вес угля,
перемещаемого на конвейер, Н.
При движении грузчика лемех, кроме подъема угля, произ-
водит сдвиг его в теле волочения по плоскости I—I (рис. 10.5,
г), составляющей угол 0 с почвой пласта, образуя так называе-
мую призму выжима.
12*	179
Составляющая тягового усилия на преодоление сил внутрен-
него трения в штабеле угля (на выжим призмы)
Г1П. .	Нш sin («t + 9) cos
Fs~ sin 29	2^^ /У
где F5 — сила преодоления внутреннего трения, Н; т0 — проч-
ность штабеля на сдвиг, МПа; то=0,0245 МПа для увлажнен-
ного и 0,0274 МПа для сухого угля; ц— коэффициент внутрен-
него трения, 0,5 для влажного и 0,85 для сухого угля; Нш =
= Zfn+btgTp — высота штабеля перед слругом, м.
Значения угла 0 приведены ниже.
Угол (Xi, градус............... 30	45 60 75 90
Угол 0, градус................. 66	53 48 53 52
Результирующее усилие погрузки Fn лемехо-отвальными по-
верхностями струга
^п = 7Г1 + ^72 + 7'з-|-./:4-|- F&.
При установке погрузочных поверхностей с углами, превы-
шающими критические значения, усилие погрузки
Fn = 1,5Fп.
При определении тягового усилия и мощности привода по-
грузочного органа, кроме составляющих усилий погрузки, не-
обходимо учитывать потери на трение в опорных поверхностях
погрузочного органа.
Количественный анализ составляющих усилий погрузки по-
казывает, что наибольший вес приходится на F$ и F4, которые
соответственно составляют около 50 и 20% величины Fn- Усилие
Fi не превышает 3—4% величины F„.
§ 5. Шнековые погрузочные органы
Шнековые погрузочные органы нашли широкое применение
на очистных узкозахватных комбайнах, где они выполняются
как одно целое с органами, разрушающими забой.
Применение узкозахватных комбайнов со шнековыми испол-
нительными органами целесообразно, начиная с пластов мощ-
ностью 0,7—0,8 м (отечественные комбайны К103, К.101 и
EW60-G производства ФРГ и др.).
Шнековые погрузочные органы в ряде случаев применяются
на проходческих комбайнах, выполняя функцию подачи отбитой
горной массы в зону основной погрузки ковшами (см. рис. 10.3)
или к несущей рабочей ветви скребкового конвейера с погруз-
кой у почвы пласта.
Основные достоинства шнековых погрузочных органов: про-
стота конструкции; совмещение в одном органе функций отбой-
ки угля от массива и его погрузки; высокий механический
180
Рис. 10.6. Схемы работы шнековых исполнительных органов узкозахватных
очистных комбайнов:
а — с двумя шнеками одинакового диаметра, вращающимися в одном направлении и рас-
положенными иа одном конце корпуса (КЮ1); б —с двумя шнеками разного диаметра,
расположенными с одного конца корпуса и имеющими встречное вращение (2К52); в —
с двумя шиеками одинакового диаметра, расположенными на одной стороне корпуса и
имеющими встречное вращение (КШ1); г —с двумя шиеками одинакового диаметра, рас-
положенными в середине корпуса и имеющими встречное вращение '(КШЗМ); д — ц дву-
мя шиеками одинакового диаметра, расположенными по концам корпуса и имеющими
встречное вращение (ГШ68); е — с тремя шиеками, из которых два иижиие нерегулируе-
мые большего диаметра и один верхний регулируемый меньшего диаметра (К58М); ж —
с четырьмя шиеками, расположенными по два с каждой стороны корпуса и имеющими
встречное вращение (4К52); з —с двумя шнеками одинакового диаметра, расположенны-
ми по концам корпуса, из которых опережающий имеет встречное вращение, а отстаю-
щий — попутное (КЮЗ)
181
s'
Рис. 10.7. Схема построения рабочей лопасти однозаходного шнека
к. п. д.; невысокая энергоемкость процесса погрузки; прочность
и долговечность. Их недостаток: некоторое ухудшение сортности
угля за счет дополнительного его переизмельчения в процессе
погрузки, что особенно ощутимо на комбайнах типоразмеров
ПУ6 и ПУ8.
На рис. 10.6 показаны схемы работы шнековых исполнитель-
ных органов узкозахватных очистных комбайнов различных
компоновок.
При выборе схемы обработки забоя в рассматриваемых ком-
байнах учитывались расположение исполнительных органов, на-
правления подачи и резания, условия разрушения забоя и по-
грузки, возможная площадь погрузочного окна, устойчивость
комбайна и др.
Практически при обеспечении условий работы, близких к оп-
тимальным, по разрушению забоя, погрузке угля и устойчивос-
ти комбайна решаются противоречивые- задачи. Конструктору
приходится оценивать все возможные схемы с целью выбора
варианта, наиболее удовлетворяющего поставленной цели с уче-
том условий эксплуатации.
На рис. 10.7 показана схема построения рабочей лопасти
однозаходного шнека (ал и оо — углы подъема винта шнека
соответственно по наружному и внутреннему диаметру лопа-
сти) .
Поверхность лопасти шнека можно рассматривать как бес-
численное множество винтовых линий с постоянным шагом, по-
строенных на различных расстояниях от центра шнека в пре-
делах от -f- до -S-.
Углы подъема оц в любых точках лопасти разные и зависят
от диаметра Dit шага винта S', что хорошо иллюстрируется
рис. 10.8.
182
Рис. 10.8. Схема определения угла подъема
спирали лопасти шиека (развертка шнека)
Рнс. 10.9. Схемы выдачи отбитого угля нз
рабочего пространства шнеком
Угол подъема винтовой линии
— * s'
ai = arctg^DT-
В зависимости от направления вращения шнекового испол-
нительного органа отбитый материал располагается опреде-
ленным образом (рис. 10.9). При встречном вращении шнека
(от почвы к кровле) по отношению к скорости подачи (рис.
10.9, а) основная масса отбитого угля падает вниз и подается
шнеком на забойный конвейер, оставаясь в рабочем простран-
стве. В этом случае устраняется излишнее переизмельчение
угля.
Угол гр, образованный массой угля с почвой, зависит от ко-
эффициента трения угля о поверхность лопастей шнека и сту-
пицы. В зависимости от производительности шнека уровень его
наполнения может быть различным (см. положения I, 11, III).
При попутном вращении шнека (от кровли к почве) по от-
ношению к скорости подачи (рис. 10.9, б) основная масса по-
гружаемого угля располагается со стороны погрузочного щита,
образуя угол ф1 с почвой пласта. По мере увеличения подачи
183
Рис. 10.10. Зависимость производи-
тельности шнекового исполнительно-
го органа по отбитому QTP и цирку-
лирующему углю <2ц в функции
коэффициента заполнения сечения
шнека
Рис. 10.11. Зависимость коэффициен-
та циркуляции йц от среднего значе-
ния угла а, подъема лопасти шнека
угля на шнек поток погружаемого угля увеличивается, так как
скорость потока, зависящая от частоты вращения, числа захо-
дов и хода шнека, остается постоянной. Возможен момент, ког-
да материал будет скатываться на обечайку шнека (положение
III) и перекидываться в зону зачистного щита. Кроме того,
уголь отбиваемый в верхней части забоя (рис. 10.9, а, в, дуга
АВ), при вращении от почвы к кровле попадает в заднюю зону.
Здесь он или остается на почве пласта при отсутствии зачист-
ного щита (рис. 10.9,в), увеличивая высоту непогруженного
слоя Но, либо будет собираться движущимся щитом, подаваться
шнеком на конвейер, а частично увлекаться в зону рабочего
пространства, образуя циркулирующий материал.
На рис. 10.10 показана зависимость производительности
шнекового исполнительного органа по отбитому QTP и циркули-
рующему Qu углю в функции заполнения сечения шнека.
Линия / характеризует зависимость производительности по
отбитому углю, а линия 2 — производительность по циркулиру-
ющему материалу. Значение фитах определяет величину коэф-
фициента заполнения, превышение которой приводит к резкому
возрастанию объема циркулирующего материала.
Степень циркуляции материала при погрузке можно оценить
коэффициентом циркуляции для любого значения коэффици-
ента заполнения фи
,______Qtp
<2тр-<2ц ’
где QTP — производительность исполнительного органа по от-
бойке; Qu — производительность шнека по циркулирующему ма-
териалу.
184
Заполнение сечения шнека зависит от разности диаметров
шнека и ступицы. Особенно оно возрастает для шнеков с диа-
метром менее 800 мм. Увеличение заполнения шнека приводит
к росту коэффициента циркуляции. Значения фн и &ц сущест-
венно зависят от скорости подачи комбайна, особенно при шне-
ках малого диаметра. Так, например, увеличение скорости по-
дачи комбайна со шнеками 630 мм с 0,025 до 0,05 м/с приводит
к возрастанию коэффициента заполнения сечения с 0,22 до 0,63
и коэффициента циркуляции с 1,8 до 2,6. Эти зависимости иден-
тичны и имеют гиперболический характер.
Коэффициент циркуляции также зависит от метательной
способности шнека, которая возрастает с ростом угля подъема
винтовой линии (рис. 10.11), так как составляющие усилий пе-
ребрасывающих материал возрастают с ростом щ. Кривая име-
ет минимум при значениях щ= 18-?23° [14].
Величина коэффициента циркуляции угля зависит от на-
правления вращения шнека.
При встречном вращении (см. рис. 10.9, схема а) с ростом
скорости подачи увеличивается площадь потока угля, располо-
женного в рабочем пространстве шнека. Увеличение высоты по-
тока приводит к росту циркуляции угля. Кроме того, перемеще-
ние материала вдоль оси шнека при его транспортировании
сдерживается тем, что в этом случае ложем для угля служит
забой с поперечными бороздами следов резания. Борозды сни-
жают осевую скорость потока угля и увеличивают его цирку-
ляцию.
При попутном вращении (см. рис. 10.9, схема б) ложе пото-
ка образовано почвой и щитом. Щит располагается дальше, чем
забой, в случае встречного движения. Поэтому при равной про-
изводительности шнеков по отбойке угля высота потока в этом
случае ниже, благодаря чему снижается его циркуляция. Вместе
с тем увеличение площади потока снижает скорость последнего.
Приведенные рассуждения показывают, что схема работы
шнеков и их конструктивные и режимные параметры (диамет-
ры лопасти и ступицы, ход винта, углы подъема лопасти, сече-
ние потока угля, частота и направление вращения шнека и др.)
не позволяют устанавливать однозначные рекомендации в вы-
боре основных параметров. Последние должны определяться
расчетами в зависимости от конкретных исходных данных и ус-
ловий эксплуатации.
Наибольшие трудности возникают при проектировании шне-
ков малого диаметра (2)ш<0,71 м), так как в этом случае мы
имеем небольшую высоту лопасти, размер которой определяет-
ся разностью диаметров шнека и ступицы.
Предельный максимальный размер лопасти со стороны раз-
грузочного окна комбайна, который может быть технически ре-
ализован, ограничен диаметром корпуса ступицы поворотного
редуктора, на которую надевается шнек.
185
0£9Ф
Рис. 10.12. Консольный
шнек, £>и=630 мм
186
Рис. 10.13. Зависимости осево-
го перемещения гтах материа-
ла от шага винтовой поверх-
ности S' и угловой скорости со
шнека (7)ш=670 мм,
= 300 мм, fTp=0,5)
На рис. 10.12 приведе-
на конструкция консоль-
ного шнека (кулаки, рез-
цы, трубопровод ороше-
ния не показаны).
Лопасти 1 шнека по
высоте со стороны ступи-
цы наращиваются встав-
ками 2 с помощью болто-
вых соединений 3, что ис-
пользуется при сборке
шнека.
Подобная конструкция
консольного шнека с уменьшенным
диаметром ступицы дает возможность получить удовлетвори-
тельную погрузку при диаметре исполнительного органа 630 мм.
Улучшение погрузочной способности шнеков малого диамет-
ра может быть достигнуто при создании шнеков с изменяющим-
ся ходом винта при его плавном увеличении к разгрузочному
окну.
Создание шнеков малого диаметра для комбайнов типораз-
мера ПУ6 явилось результатом теоретических и эксперимен-
тальных исследований, выполненных в Гипроуглемаше и Донец-
ком политехническом институте.
Исследования влияния шага винта шнека и частоты его вра-
щения (рис. 10.13) показали, что максимальная погрузочная
способность возможна только на определенном диапазоне угло-
вых скоростей и при соответствующих значениях шага. Так, из-
менение частоты вращения шнека с 5,18 до 10,18 с-1 снижает
аксиальное (осевое) перемещение материала более чем в 10 раз,
т. е. ухудшает погрузку (эти результаты получены при модели-
ровании процесса погрузки на ЭЦВМ).
На погрузочную способность шнека оказывает влияние угол
наклона образующей АВ (см. рис. 10.7) винтовой поверхности.
У шнека с положительным углом р наклона образующей (в сто-
рону разгрузки) в пределах 5—10° (рис. 10.14,6) погрузочная
способность увеличивается и несколько снижается метательная
способность, что важно при значительных частотах вращения
шнека и углах подъема винта шнеков малого диаметра.
Погрузочная способность шнека зависит также от состояния
рабочей поверхности лопасти. Снижение коэффициента трения
угля о лопасть с 0,75 до 0,25 увеличивает погрузочную способ-
ность шнека почти в 2 раза.
187
Рис. 10.14. Наклон об-
разующей лопасти шне-
ка:
а-Р-O’; б — р>0
Учитывая сложный характер физического процесса погрузки
угля шнеком, особенно для исполнительных органов малого ди-
аметра, следует обратить внимание, что приводимые ниже рас-
четные зависимости по ОСТ 12.47.001—73 могут использовать-
ся для ориентировочных расчетов.
Производительность шнекового исполнительного органа ком-
байна зависит от его конструктивных и режимных параметров
при ^^1.
= 4 ' (Д2Ш — rf2m) — с03£/ш Уз) 'Фи.
где Qm — производительность шнека, м3/с; п — частота враще-
ния шнека, с-1; 7)ш — диаметр шнека, м; — диаметр ступицы
шнека, м; S, = nDmtgam — ход шнека, м; 6Ш — толщина винта
шнека, м; N3 — число заходов шнека, обычно 1—3; аш — угол
подъема винта шнека, градус; фн— коэффициент использования
сечения шнека на выходе
7)ш = Ви — 2/р,
где Ои — диаметр исполнительного органа, м; Zp — вылет резца
радиальный, м.
Величина фи изменяется в широких пределах от 0,11 до 0,58
и принимается в зависимости от диаметра шнека и отношения
площади погрузочного окна Fo к приведенной площади потока
угля
Рп=--------------43>-----------.
где Fn — приведенная площадь потока угля, м2.
Под приведенной площадью потока отбитого угля понимает-
ся площадь, которая имела бы место при перемещении его со
скоростью движения транспортирующих элементов.
В процессе работы шнек должен иметь производительность,
определяемую условиями работы исполнительного органа,
Qtp в ®з^пр (Hpkjk — Но),
188
где QTp — объем угля, подлежащий погрузке шпеком в единицу
времени, м3/с; В3 — ширина захвата, м; инр— расчетная ско-
рость подачи, м/с; Нр— расчетная мощность пласта, м; ki—
коэффициент, учитывающий часть угля, подлежащего погрузке;
Х= 1,54-1,7— коэффициент разрыхления угля, м; Но — высота
непогруженного слоя угля, м.
Величина ki составляет:
для опережающего шнека
k --Dtl •
для отстающего шнека
,	.	(А. — |х)
*1=1-—н^~’
где р, — коэффициент, учитывающий часть непогруженного уг-
ля по почве или берме, принимается по ОСТ 12.47.001—73.
Высота непогруженного слоя Но при работе со щитом при-
нимается в пределах 0—0,05 м. При работе без щита Я0 = |лДи.
Из равенства Qm = QTp можно определить критическую часто-
ту вращения шнека пк, ниже которой шнек не будет справлять-
ся с погрузкой,
пк =-------4ВзРпр(Яр^-Я0)--------.	(10 л)
Для эффективной погрузки угля необходимо обеспечивать
достаточную площадь погрузочного окна, через которое уголь
подается шнеком на конвейер. В реальных конструкциях погру-
зочное окно бывает уменьшено, в первую очередь бортом забой-
ного конвейера, корпусом комбайна или редуктора, на котором
укреплен шнек, а также забойными опорами комбайна, что сни-
жает скорость потока угля в месте выхода его из рабочего про-
странства и увеличивает его площадь. Процесс погрузки ухуд-
шается при удалении конвейера от разгрузочного конца шнека,
так как при этом в зоне разгрузки образуется вал угля, препят-
ствующий движению потока и снижающий его скорость.
Площадь погрузочного окна должна выбираться из условия,
Fo>(O,5-v-O,7)Fn.
Ориентировочно мощность, затрачиваемая шнековым испол-
нительным органом на погрузку, может быть определена по
формуле
0,1
IVnor- п vnpvp^>
где Nnor — мощность, затрачиваемая шнеком на погрузку, кВт;
»пр — расчетная скорость подачи, м/с; vp — скорость резания,
189
м/с; D — постоянная, показывающая прирост усилия погрузки
на единицу длины подачи шнека на забой, Н/см; 0=100 Й/см
при работе без щита; 0=350 Н/см при работе с зачистным щи-
том.
При проектировании шнековых органов необходимо обеспе-
чивать рациональное отношение между высотой лопасти и рас-
стоянием между лопастями. Это отношение можно оценить ко-
эффициентом
2S'
k== N3(Dal-dm) '
причем 1,0<&<4,4.
Для шнеков малого диаметра &min>l,5.
Глава 11
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ СИСТЕМ ПЕРЕМЕЩЕНИЯ
ОЧИСТНЫХ И ПРОХОДЧЕСКИХ МАШИН
§ 1. Общие сведения о системах перемещения
Системы перемещения являются необходимым функциональ-
ным элементом очистных и проходческих машин для длинных
и коротких забоев, работающих во всем диапазоне горно-гео-
логических условий. В настоящее время распространение полу-
чили системы с гибкими тяговыми органами (цепные и канат-
ные), бесценные системы подачи, гусеничные, шагающие и ко-
лесные системы перемещения.
Наравне с цепными системами подачи начинают внедряться
так называемые бесценные системы перемещения выемочных
машин, в конструкциях которых исключена свободно висящая
вдоль лавы тяговая цепь. Переход на бесценные системы пода-
чи повышает безопасность работ, улучшает организацию труда
в лаве и др.
Гусеничные органы перемещения наибольшее распростране-
ние получили в машинах для коротких забоев (проходческие и
нарезные комбайны, буровые установки) и в некоторых типах
выемочных комбайнов. Обеспечивая высокую маневренность ма-
шины, гусеничные органы перемещения создают относительно
низкое усилие подачи на забой, величина которого не превы-
шает веса машины в целом. Как правило, комбайны, имеющие
гусеничные органы перемещения, могут разрушать забой с ко-
эффициентом крепости /<4 и работать в выработках по паде-
нию и восстанию с углами не более 10—12°.
Шагающие органы перемещения применяются в проходче-
ских комбайнах, имеющих исполнительные органы роторного
190
типа и разрушающих всю поверхность забоя одновременно. Ос-
новное их достоинство — это возможность создания больших ве-
личин напорных усилий, обеспечивающих разрушение забоя
с /<8=10.
Основным недостатком шагающих органов перемещения на
машинах для коротких забоев является их плохая маневрен-
ность.
Шагающие системы подачи применяются в ряде очистных
машин для длинных забоев, как один из вариантов бесценной
системы подачи.
Колесная подача с пневматическими шинами по сравнению
с другими системами подачи на очистных и проходческих ма-
шинах применяется редко. Известны конструкции зарубежных
комбайнов для коротких забоев, в которых используется колес-
ная подача [1]. Несмотря на хорошую маневренность и значи-
тельную скорость перемещения, они обладают рядом недостат-
ков, к которым следует отнести небольшое напорное усилие, ог-
раниченный угол по падению и восстанию, на котором может
работать комбайн.
В ряде конструкций машин могут применяться комбиниро-
ванные системы перемещения, предназначенные для повышения
напорных усилий, устойчивости комбайна, создания безопасных
условий работы. Например, возможны сочетания гусеничной и
шагающей систем подачи, цепной и канатной и др.
§ 2. Механизмы перемещения выемочных машин
с гибкими тяговыми органами
Механизмы перемещения с гибкими тяговыми органами
предназначены для перемещения выемочных машин в процессе
работы и маневрах. Система подачи может быть цепной, канат-
ной или комбинированной.
Современные узкозахватные очистные комбайны типа ПУ
для выемки угля из пологих и пологонаклонных пластов могут
иметь цепную систему подачи, обеспечивающую непрерывную
челноковую работу вдоль забоя. При выемке угля на пластах с
углом падения более 8° в системе подачи дополнительно при-
меняются предохранительные канатные лебедки 1ЛГКН или
1ЛП. Лебедки предотвращают самопроизвольное сползание
комбайна вниз по лаве в случае обрыва тяговой цепи.
Комбайны типа КУ для крутых и крутонаклонных пластов,
работающие по односторонней или Челноковой схемам, переме-
щаются вынесенной на штрек канатной системой подачи 1СПК
или с помощью лебедки 1ЛГКН, установленной на вентиля-
ционном штреке.
При работе на крутых и крутонаклонных пластах перемеще-
ние комбайна сверху вниз осуществляется под действием соб-
ственного веса со скоростью, задаваемой лебедкой. Если состав-
191
ляющая веса недостаточна для перемещения комбайна вниз,
в нижней части лавы устанавливается дополнительная лебедка
типа ЛП с тяговым усилием 40 кН, управление которой блоки-
руется с основной системой подачи.
Основными требованиями, предъявляемыми к механизмам
подачи с гибкими тяговыми органами, являются [14]:
1.	Обеспечение тяговых усилий и максимальных скоростей
подачи в соответствии с ГОСТ 11986—73 для данного типораз-
мера комбайна.
2.	Реверс подачи и плавное регулирование скорости во всем
диапазоне от нуля до максимума.
3.	Надежное ограничение тягового усилия в пределах ±5—
7% максимального.
4.	Удержание комбайна на месте при работе в наклонных
пластах и отключении механизма.
5.	Четкая фиксация нулевой скорости подачи.
6.	Наличие устройств, обеспечивающих надежное закрепле-
ние тягового органа, минимальные потери времени при конце-
вых операциях, а также устраняющих колебания и перенапря-
жения тягового органа при работе комбайна.
7.	Наличие систем автоматического и ручного регулирова-
ния скорости подачи.
8.	Наличие тягового органа не менее чем с 5-кратным за-
пасом прочности по отношению к максимальному усилию по-
дачи.
9.	Система управления механизмом подачи должна распо-
лагаться с учетом безопасности обслуживания на основании эр-
гономических требований, вытекающих из возможной рабочей
позы, зон видимости, антропометрических данных оператора и
удобства манипулирования.
Несмотря на широкое распространение в отечественных и
зарубежных очистных комбайнах механизмов с гибкими тяго-
выми органами, последним присущ ряд йедостатков.
1.	Неравномерность движения машины, вызванная в первую
очередь упругими деформациями тягового органа, значительной
массой комбайна и возмущением на исполнительном органе в
процессе работы. Колебательный характер движения комбайна
повышает неравйомерность параметров резания и динамическую
нагруженность привода комбайна, что сказывается на его на-
дежности.
2.	Наличие тягового органа, расположенного вдоль лавы, мо-
жет приводить к ухудшению условий погрузки угля и устойчи-
вости комбайна, вызывать помехи в установке стоек крепи при
искривлениях лавы.
3.	Ухудшаются условия удержания от сползания конвейера
вниз по лаве при закреплении тягового органа на головках за-
бойного конвейера.
4.	Возможность обрыва тягового органа.
192
Рис. 11.1. Отрезок круглозвенной цепи
В качестве тягового органа в очистных комбайнах типа ПУ
используются высокопрочные сварные круглозвенные цепи, из-
готовляемые по ОСТ 12.44.013—75 «Цепи круглозвенные высо-
копрочные для горных машин».
Цепи выпускаются четырех классов прочности At, Bt, С и D
и двух степеней точности калибром от 14 до 32 мм. Основные
параметры круглозвенных цепей показаны на рис. 11.1, где d —
калибр цепи, мм; t — внутренняя длина (шаг) звена, мм; В —
наружная ширина, мм; b — внутренняя ширина, мм; I — конт-
рольная длина отрезка, мм.
Во вновь проектируемых машинах стандартом запрещается
применение цепей калибром 23 мм.
Цепи изготовляются из круглой калиброванной стали по
ГОСТ 7417—75. Для калибра более 20 мм допускается приме-
нение горячекатаной стали по ГОСТ 2590—71.
В системах подачи очистных комбайнов используются цепи
классов прочности D и реже С. Материал цепи — сталь
ЗОХГМА и 25ХГНМА. Соединительные звенья изготовляются из
сталй 40ХНМА. Цепи калибров 18 и 24 мм класса D имеют
разрушающую нагрузку соответственно 480 и 860 кН.
Пример условного обозначения цепи калибра 18 мм с шагом
звена 64 мм, класса прочности С, 2-й степени точности: цепь
круглозвенная 18X64 = С2 (ОСТ 12.44.013—75). Расчет цепей
производится по ОСТ 12.44.020—76 «Машины угольные. Тяго-
вые органы с круглозвенными цепями. Методика расчета». При
расчете учитываются требования по следующим критериям: ко-
эффициенту запаса прочности относительно максимального на-
тяжения в рабочем режиме; коэффициенту запаса прочности
относительно экстренного натяжения; средней усталостной дол-
говечности; начальному натяжению цепного органа, необходи-
мому для обеспечения безопасной работы; требуемой величины
компенсации изменений длины цепи; необходимому усилию ком-
пенсатора; влиянию поперечных нагрузок.
В канатных подачах применяются в качестве тягового орга-
на канаты ЛК-Р (ГОСТ 2688—80) диаметром от 22 до 31,5 мм.
13—240	193
a
777777777777777777777777777777777777777777777777
Рис. 1Ц1.2. Системы подачи выемочных машин с цепными тяговыми органами
Применение круглозвенных цепей в системах подачи узко-
захватных выемочных машин определяется их большей надеж-
ностью и повышенным разрывным усилием по сравнению с ка-
натами.
В настоящее время на выемочных машинах получили рас-
пространение два типа систем подач с цепными тяговыми ор-
ганами— с встроенными механизмами подачи (рис. 11.2, а—е)
и с вынесенными (рис. 11.2,ж).
194
Первый тип получил преимущественное распространение.
Его основными достоинствами являются:
I.	Неподвижность тяговой цепи, что дает возможность наи-
более удобно и безопасно расположить ее в лаве.
2.	Незначительное натяжение холостой ветви тяговой цепи,
что дает возможность свободно (при искривлениях лавы) пере-
мещать конвейер на забой и возводить крепление за комбайном.
3.	Усилия в тяговой ветви цепи ниже, а к. п. д. выше, чем
у вынесенного механизма подачи.
4.	Конструкция встроенного механизма подачи проще, чем
вынесенного.
Однако данным системам присущи определенные недостат-
ки:
1. Увеличение длины выемочной машины, что ухудшает ее
проходимость, особенно на тонких пластах.
2. Уменьшение мощности на привод исполнительного органа
в связи с затратами 10—12% ее на привод механизма подачи.
Системы подачи с вынесенными механизмами 3 (рис.
11.2, ж) нашли применение в комбайнах для тонких пластов,
где увеличение длины комбайнов ухудшает их проходимость и
обслуживание механизмов подачи из-за стесненности рабочего
пространства затруднено.
Вынесенные механизмы подачи имеют индивидуальный
привод и позволяют получать значительные тяговые усилия. Их
основными недостатками являются:
1.	Общее усложнение системы перемещения комбайна за
счет наличия, как правило, двух механизмов подачи, режимы
работы которых необходимо согласовывать.
2.	Наличие двух движущихся ветвей тяговой цепи, что за-
трудняет цередвижение забойного конвейера и возведение креп-
ления при искривлении лавы.
3.	Снижается безопасность работ.
На рис. 11.2, а, б показаны системы с встроенными механиз-
мами подачи, приводные звездочки которых расположены в
вертикальной плоскости, а на рис. 11.2, в—е — с расположением
приводных звездочек в горизонтальной плоскости.
Увеличение усилия подачи комбайна, что особенно важно
при разработке средней мощности и мощных пластов, может
быть получено за счет применения полиспастной системы (рис.
11.2,5). В этом случае тяговая цепь через обводные звездочки
1, расположенные на концах забойного конвейера, своими кон-
цами закрепляется на комбайне (подобная система применяет-
ся на комбайнах КШЗМ, К.120 и др.). Усилие подачи возраста-
ет в 2 раза при соответствующем снижении скорости переме-
щения.
Известны конструкции механизмов подачи (гидравлическая
подача Г408), в которых в качестве тягового органа использу-
ются две цепи 2 (см. рис. 11.2, е), что дает возможность рабо-
13*	195
тать с углами падения до 35° без предохранительной лебедки.
По характеру расположения цепи относительно комбайна и
выработанного пространства различают системы с расположе-
нием тягового органа со стороны завала (рис. 11.2,а, б), состо-
роны забоя (рис. 11.2, в) и со смешанным расположением (рис.
11.2, г—в).
Место расположения цепи часто определяется из конструк-
тивных соображений. Однако необходимо помнить, что каждая
схема имеет свои положительные и отрицательные стороны. На-
пример, расположение цепи со стороны завала не препятствует
погрузке угля и регулировке исполнительных органов по мощ-
ности пласта и в то же время снижает безопасность работ, так
как цепь находится в зоне работы людей. Кроме того, при ис-
кривлениях лавы ухудшаются условия возведения крепления
и др.
Механизмы подачи выемочных машин могут быть с гидрав-
лическим или с электрическим приводом.
Наибольшее распространение в отечественных и зарубежных
комбайнах имеют гидравлические механизмы подачи.
В отечественных комбайнах широко применяются встроен-
ные гидравлические механизмы подачи Г404, Г406, Г405,
«Урал-37» и др.
Конструктивная и кинематическая схемы механизма зависят
от расположения тягового органа относительно комбайна и
ориентации оси выходной звезды. Гидравлические механизмы
подачи выполняются по схеме «регулируемый насос (перемен-
ной производительности) — нерегулируемый гидромотор».
Механизм перемещения должен обеспечивать полное исполь-
зование мощности привода комбайна с целью достижения мак-
симальной производительности в различных условиях эксплуа-
тации.
Скорость движения комбайна в процессе работы должна
иметь возможность меняться в широком диапазоне. Это стано-
вится очевидным, если рассмотреть связь между теоретической
производительностью комбайна и устойчивой мощностью при-
вода:
где Q— теоретическая производительность комбайна, т/мин;
Яуст— устойчивая мощность привода, кВт; Hw — удельные энер-
гозатраты на выемку, кВт-ч/т.
С другой стороны,
Q = 60ЯиВ3ипу,	(П-2)
где Яи — высота исполнительного органа комбайна, м; ип —
скорость подачи, максимальная, м/с; у — плотность угля, т/м3.
196
С учетом выражений (11.1) и (11.2) можно записать .1 ’
_ ^Уст _ , N уст
~ 3600 HwHaB3y - * Hw '
где
1
k~ НиВ3у ‘
Величина k для данного типа комбайна ориентировочно мо-
жет быть принята постоянной, т. е.
А-Ууст = Т/щГд >
Очевидно, что система подачи должна обеспечивать /гЛгуСт =
=const.
Удельные энергозатраты Hw в процессе выемки не остаются
постоянными, а зависят от изменяющейся по длине лавы со-
противляемости пласта разрушению, износа режущего инстру-
мента, условий погрузки угля, глубины резания и др., т. е. Hw =
=var. Для поддержания постоянной величины Hwva необходи-
мо иметь vn=var.
Основными параметрами механизма подачи очистного ком-
байна являются усилие и скорость подачи, максимальные зна-
чения которых принимаются в соответствии с ГОСТ 11986—73.
Нижние пределы максимальных тяговых усилий механизмов
подачи принимаются в зависимости от типоразмера комбайна
и лежат в диапазоне 150—300 кН. Верхний предел диапазона
бесступенчатого регулирования скорости для всех типоразме-
ров должен быть не менее 0,166 м/с.
Величина усилия подачи может быть ориентировочно опре-
делена по формуле
Уп — kf
G (sin a-|-f" cos a) + Уи,»
t=i
где Уп — усилие подачи, Я; fy=l,3-e-1,5 —коэффициент, учиты-
вающий дополнительные сопротивления перемещению комбай-
на; G — вес комбайна, Н; а — угол падения пласта, градус;
f" — коэффициент трения комбайна о почву, равный 0,3—0,4, о
направляющие конвейера — 0,18—0,25; —число рассматри-
ваемых исполнительных органов; Уи — усилие подачи на t-м ис-
полнительном органе, Н.
Для более точного определения величины Уп с учетом воз-
можного разворота комбайна в горизонтальной плоскости на
опорных поверхностях (рис. 11.3) составляется система уравне-
ний равновесия комбайна в прямоугольной системе координат
а, Ь, с, одна из осей которой параллельна оси вращения испол-
нительного органа.
197
Рис. 11.3. Схема к определению усилия подачи очистного комбайна
На комбайн в установившемся режиме работы (без учета
динамических нагрузок) действуют: Ga, дь, Gc — составляющие
силы веса, определяемые с учетом угла падения пласта и угла
между линиями очистного забоя и падения пласта, кН; Рл —
сила сопротивления погрузке с помощью щитка или лемеха.
/\n~20 кН. Точка приложения силы принимается в направле-
нии оси а на расстоянии 0,75 высоты конвейера от почвы плас-
та и в направлении оси с на расстоянии 0,5 ширины захвата от
обнаженной поверхности забоя; — сила натяжения хо-
лостой ветви тяговой цепи. 7?х = 20 кН при применении ком-
пенсаторов, ограничивающих натяжение до 20 кН, при отсутст-
вии компенсаторов, йли применении компенсаторов, не обеспе-
чивающих ограничение натяжения до 20 кН, рассчитывается по
ОСТ 12.44.020—76 «Машины угольные. Тяговые органы с круг-
лозвенными цепями. Методика расчета»; Ra, Rb, Re— равнодей-
ствующие сил резания на исполнительном органе (или органах),
кН. Определяются по ОСТ 12.47.001—73; Уп — сила подачи, кН;
Ria, Ntc, f"Nta, f"Nic — составляющие опорных реакций и силы
трения, препятствующие подаче, кН; 1а, 1Х, 1п, 1л— координаты
точек приложения сил. Второй индекс (а, Ь, с) в обозначении
координаты указывает направление отсчета.
Коэффициент трения комбайна о конвейер принимается рав-
ным f"=0,25.
Известными силами являются G, Fa, Rx, Ra, Rb, Re-
При составлении системы уравнений рассматриваются слу-
чаи опирания комбайна на три лыжи для различных вариантов
198
движения (подающей части вперед и назад), мощностей и уг-
лов падения пласта.
Ниже в качестве примера приведена система уравнений рав-
новесия комбайна при опирании по точкам 1, 2, 3.
Неизвестными силами являются Уп, Nla, N2a, N3a, jV2c и W4c.
Решение системы уравнений не должно давать отрицательного
корня для составляющей опорной реакции. В противном слу-
чае необходимо решить новую систему уравнений; приняв про-
тивоположное направление, или, если не позволяет конструк-
ция опоры, контакт по другой опоре:
SFa = 0; Nla -|- Nia -|- N3a = Ga — Ra;
2FB = 0; -Ya + f"Nla + f"Nia + f"N3a + f'N2c + f Ж =
= Fn —Rx Rb Gbi
2.Fp = 0: R3c —	= —Gc — Rc >
SAfa = 0; Ynlnc - lvf"Nia -	- Z3c/*W3a +
4“ (Z3c — hcD — (he het )	=
= Gel up —‘ Gbhc R-3cb Rbhc RxFc Fftljic,
SMb — 0;	liaNia + l3cN3a Z2aJV2C -|- liaN^c e
= GJ’ua “b + Rcha Redact
2MC = 0;	—YnZna + F-iaf" — Z16) Nla + (hat* — Z2j,) N2a -b
+ (Z3af" — ha) ZV3a + haf"N2C + haf’Nic =
= —6а1цЬ — Gbha Рл1ла — Rxlxa ~b Rahb Rbha •
Решая данную систему уравнений относительно Уп, можно
определить среднее значение усилия подачи машины. Фактиче-
ская величина усилия подачи в процессе перемещения очистно-
го комбайна вдоль лавы не остается постоянной, а зависит от
коэффициента жесткости рабочей ветви цепи, массы комбайна,
коэффициента трения, средней скорости движения, неравномер-
ности сил резания и погрузки, профиля пути и др.
Среди перечисленных факторов важное значение имеет ко-
эффициент жесткости цепи с, связанный с усилиями упругих де-
формаций Fy = cM, где Д/— упругая деформация цепи.
Величина коэффициента жесткости в процессе перемещения
комбайна не остается постоянной и зависит от длины рабочей
£
ветви цепи с= , где Ео — жесткость цепи, L — длина цепи,
vt — перемещение комбайна за время t.
Рис. 11.4. Структурная схема механизма подачи очистного комбайна
199
А-А
Рис. 11.5. Профилировка цепной звезды
Для цепей калибров 23, 24 и 26 мм жесткость соответствен-
но составляет 4* 107, 4,3-107 и 5-107 Н.
Колебания фактических значений усилия подачи относи-
тельно его среднего значения составляют 15—40%, что отрица-
тельно сказывается на работе комбайна и долговечности цепи.
Механизм подачи очистного комбайна обычно включает в
себя: исполнительный механизм (ведущая звезда — тяговая
цепь или ведущая звезда — цевочный став); редуктор; вариатор
скорости (гидравлический, электрический или механический);
двигатель. В качестве приводного двигателя используется дви-
гатель исполнительного органа или редко автономный двига-
тель.
Вариатор может соединяться с двигателем через промежу-
точный редуктор. В современных комбайнах используются гид-
равлические вариаторы.
200
На рис. 11.4 приведена структурная схема механизма пода-
чи очистного комбайна.
При проектировании исполнительного механизма определя-
ются калибр d и шаг t звена цепи, число зубьев ведущей звезды
z, конструктивные размеры ведущих и направляющих звездо-
чек.
Число зубьев ведущей звезды должно быть не менее 5. При
меньшем числе зубьев возрастает неравномерность перемеще-
ния комбайна, обусловленная кинематикой зацепления. Обычно
число зубьев звезды составляет 5-е-8.
На рис. 11.5 показана профилировка цепной звезды.
Шаг звезды
T =	Л2-|-2ЛВ cos—j—+ В2,
где Т — шаг звезды, мм;
A = t + d-, B = t — d.
Диаметр начальной окружности
Т
D«~	180 ’
sin----
z
где Do — диаметр начальной окружности звезды, мм.
Расстояние до опорной поверхности под звеном
Я = 0,5(/Во2—Л2 — d),
где Н — расстояние до опорной поверхности под звеном, мм.
Диаметр внутренней окружности
DBH = VD0*-b*-b — (5 -ь 10),
где Овн — диаметр внутренней окружности, мм.
Диаметр наружной окружности
Янар = M(2v3) d,
где Онар — диаметр начальной окружности, мм.
Размер ячейки под звено
Яяч = 0,5В + (0-е- 2); А' = imax -)- 2rfraax-
где Яяч — радиус ячейки, мм; А' — длина ячейки, мм; /тах и
dmax — максимальные размеры по допускам на звено цепи, мм.
Радиус закругления ножки зуба
R1 = ®>5timax>
где Ri — радиус закругления, мм.
Диаметр окружности центров R2
В3 = 0,5 (В0 + /В02-Л2),
где D3 — диаметр окружности центров, мм.
201
Рис. 11.6. Контур исполнительного механизма, образованный кинематически
связанными звездочками
Величина R2 получается по построению.
При выборе диаметров звездочек исполнительного механиз-
ма необходимо учитывать габариты корпуса подающей части
комбайна, которые по высоте и ширине не должны превышать
габаритов основного двигателя.
Для контуров исполнительных механизмов, образованных
одинаковыми кинематически связанными звездочками, принятое
расстояние между осями звездочек Ап (рис. 11.6) не должно
быть меньше минимально возможного значения
2i /	1,7Д<4-0,03< \
Amin =	~ ( 1 +	j	1 + Ю>
sin
Amin — минимально возможное расстояние между осями вра-
щения звездочек, мм; \t — отклонение шага звена цепи, пре-
дельное по ОСТ. 12.44.020—76, мм.
С учетом возможного отклонения шага звена цепи и, как
следствие, возрастания нагрузки в ней на участке между звез-
дочками необходимая компенсация длины участка цепи может
быть обеспечена при фиксированном положении звездочек, ко-
торое определяется углом аз. Методика определения аз изложе-
на в ОСТ 12.44.020—76.
202
Частота вращения ведущей звезды при максимальной ско-
рости подачи Un. max
^nmax
^=103^DT-
где Пзв — частота вращения ведущей звезды, с-1.
Момент на валу звезды при максимальном значении усилия
подачи (без учета динамической составляющей)
Do
Мзв — 10 зУцтах 2 •
где Мзв — момент на валу ведущей звезды, кН-м; Уп.тах— мак-
симальное усилие подачи (не ниже значения, оговоренного
ГОСТ 11986-73), кН.
Мощность подачи на ведущей звезде
Мт.з — Гп max^n max >
где Мп.з — мощность подачи на ведущей звезде максимальная,
кВт.
С учетом неравномерности величины усилия подачи за счет
динамических процессов параметры гидравлического вариатора
выбираются из условия
(1,15...1,4)
ои	ЛтрЛг
где Q — максимальная подача насоса, л/мин; р—максимальное
давление рабочей жидкости, МПа; т]Тр — к. п. д. трансмиссии
между вариатором и цепью; т]г — к. п. д. общий гидропривода.
Расчет параметров объемных гидропередач изложен в курсе
гидропривода горных машин [10].
Сопоставляя частоты вращения ведущей звезды и гидродви-
гателя пг.д, можно определить передаточное число редуктора
Пг,д
гред ПЗВ •
Мощность привода подачи
,, Мт.з
Ml = —-->
Чп
где Nn — мощность привода подачи, кВт; цп — к. п. д. механиз-
ма подачи.
Для нормальной работы цепной подачи без заклинивания
цепи и ограничения в ней действующих нагрузок цепь по кон-
цам лавы может закрепляться через компенсирующе-натяж-
ное устройство.
203
/
Расчет необходимого начального натяжения, величины ком-
пенсации длины цепи и усилия, создаваемого компенсатором,
выполняется по ОСТ 12.44.020—76.
Расчет устойчивости очистных комбайнов проводится по
ОСТ 24.070—74.
§ 3. Бесценные системы перемещения очистных
комбайнов
Применение круглозвенных цепей в качестве тяговых орга-
нов в системах подачи очистных комбайнов является причиной
травматизма обслуживающего персонала, повреждения элемен-
тов конвейера и крепи, сбрасывания угля с конвейера, услож-
нения процесса самозарубки. Сложно удержать комбайн от
сползания при обрыве цепи. Переменная величина коэффициен-
та жесткости цепи затрудняет стабилизацию действующих сил,
а периодическая ее деформация, связанная с аккумулировани-
ем и разрядкой упругой энергии, приводит к резкому изменению
скорости подачи комбайна.
Данные обстоятельства свидетельствуют о необходимости
дальнейшего совершенствования системы подачи комбайнов.
Одним из современных направлений в решении этого вопроса
является переход на бесценные механизмы подачи, обеспечива-
ющие устойчивую кинематическую связь между комбайном и
направляющей балкой.
В настоящее время известны траковые, шагающие, фрикци-
онные и цевочные бесценные системы подачи.
Экспериментальные образцы траковых, шагающих и фрик-
ционных систем перемещения очистных комбайнов были раз-
работаны и испытаны в СССР (траковая система конструкции
ИГД им. А. А. Скочинского; шагающая подача комбайна
КШ1КГ, разработанная Мосбассгипрогормашем; фрикционная
подача струга конструкции МГИ и др.).
Траковые системы подачи наибольшее распространение по-
лучили в Великобритании (подача Рэкатрэк холидж фирмы
«Питкрафт»).
В конструкции подачи комбайна используется специальная
цепь, замкнутая в вертикальной плоскости, которая входит в
зацепление с направляющей рейкой, укрепленной на завальном
борту конвейера.
Шагающая система подачи основана на использовании двух
гидроцилиндров шагания, шарнирно укрепленных на комбайне
с забойной или завальной стороны.
Штоки гидродомкратов имеют специальные устройства для
захвата направляющей балки, размещаемой на полке конвейе-
ра.
Домкраты, поочередно сцепляясь с направляющей балкой,
обеспечивают подачу комбайна.
204
Шагающая подача используется в ряде конструкций зару-
бежных очистных комбайнов. Например во Франции в научно-
исследовательском центре угольной промышленности Сершар
разработана шагающая система подачи «Майн пинсант». В Ве-
ликобритании созданы системы подачи «Рэм препалшн хо-
лидж», «Тандэм рэмтрэк». Усилия перемещения, развиваемые
этими подачами, составляют 150—250 кН.
Известен ряд конструкций бесценных систем подач фрикци-
онного типа, основанных на передвижении комбайна вдоль ла-
вы с помощью гладких приводных роликов, прижатых с по-
мощью гидродомкратов или специальных рычажных автомати-
ческих систем к неподвижной направляющей. В Великобритании
фирмой «Бекорит Лтд» разработана фрикционная система по-
дачи.
Одним из перспективных направлений создания бесценных
подач в настоящее время является разработка систем с цевоч-
ными зацеплениями.
В области бесценных систем подачи работы ведутся в не-
скольких направлениях. В Подмосковном угольном бассейне ин-
ститутом ПНИУИ разработана бесценная система подачи вы-
емочных комбайнов К.ШЗМ на базе гидравлической подающей
части комбайна 1ГШ68. Перемещение по лаве осуществляется
с помощью зубчатого колеса, установленного на механизме по-
дачи и обкатывающегося на неподвижной зубчатой рейке, за-
крепленной на борту забойного конвейера. Максимальное тя-
говое усилие 350 кН, скорость подачи 0—0,15 м/с.
В Гипроуглемаше разработана бесценная система подачи
БСП1 для комбайнов 2К52МБ, работающих в комплексе
КМ87Д.
В зависимости от варианта исполнения в конструкции ком-
байна может использоваться одинарная или сдвоенная (тан-
дем) конструкция системы «гидромотор — редуктор — привод-
ная звезда». При сдвоенной системе повышается усилие подачи.
БСП1 обеспечивает максимальное тяговое усилие 160 кН и
максимальную скорость подачи 0,114 м/с при установке гидро-
насоса НП120. При сдвоенной подающей головке максимальное
тяговое усилие составляет 250 кН и скорость подачи — 0,057 м/с.
Бесценная система подачи БСП1 (рис. 11.7) выемочного
комбайна 1, перемещающегося по забойному конвейеру 2, име-
ет механизм подачи со свездой 3, установленной на приводном
валу его редуктора, направляющую 4, состоящую из отдельных
шарнирно соединенных между собой трубчатых секций с цев-
ками. Направляющая 4 установлена с завальной стороны вдоль
забойного конвейера 2. Один конец направляющей прикреплен
к натяжному устройству 5, выполненному в виде гидроцилинд-
ра, установленного на приводной головке 6 конвейера. Другой
конец направляющей через концевик 7 крепится к концевой го-
ловке конвейера 8. Натяжное устройство 5 служит для создания
205
Рис. 11.7. Схема бесценной системы
подачи БСП1
Рис. 11.8. Сечение забойного кон-
вейера с цевочной направляющей
бесценной системы подачи БСП1
определенной величины предварительного натяжения направля-
ющей. Для обеспечения постоянного и надежного зацепления
приводной звезды 3 с направляющей 4 в конструкции комбай-
на предусмотрены захваты 9, имеющие профиль, соответствую-
щий профилю направляющей.
На рис. 11.8 показано сечение забойного конвейера с цевоч-
ной направляющей. Цевки секций направляющей 1 выполнены
в виде пальцев 2 с полусферическими концами. Пальцы 2 сво-
бодно вставлены в отверстия и имеют возможность проворачи-
ваться в момент зацепления с приводной звездой, что умень-
шает их совместный износ. Крепление, пальцев в трубчатой на-
правляющей осуществляется специальными фиксаторами (на
рисунке не показаны). Соединение секций направляющей 1
производится на их стыках с помощью опор 3. Последние име-
ют Т-образную форму и свободно входят в паз, образуемый пол-
ками 4 и 5, жестко связанными с завальным бортом конвейера
6. Полки 4 и 5 удерживают опору 3 с направляющей 1 от подъ-
ема над конвейером и поперечного смещения и обеспечивают
возможность ее продольного перемещения относительно конвей-
ера, что исключает возникновение дополнительных усилий, ко-
торые могут возникнуть в процессе передвижки конвейера на
забой.
Принципиальная гидрокинематическая схема БСП1 показа-
на на рис. 11.9. Гидравлическая часть системы выполнена на
базе гидропривода механизма подачи Г405. Гидромотор
ДП510И в зависимости от варианта исполнения запитывается
206
\
Рис. 14.9. Принципиальная гидроки-
нематическая схема бесцепной систе-
мы подачи БСП1
от насосов регулируемой про-
изводительности НП120 или
НП200. Крутящий момент от
гидромотора с помощью муф-
ты 4 передается на солнечное
колесо 1 однорядного плане-
тарного прямозубого редукто-
ра с передаточным числом 5,25
Сателлиты 2 находятся в за-
цеплении с солнечным колесом
1 и венцом 3. Движение от
солнечного колеса передается
на сателлиты 2 и водило II,
связанное с валом III эволь-
вентно-сферической ведущей
звезды 5, перемещающейся по трубчатой направляющей 6.
Вал III связан с конической полумуфтой 7, предназначен-
ной совместно с полумуфтой 8 для торможения звезды 5. Рабо-
та муфты заключается в следующем. Полумуфта 8 подпирается
гидроцилиндрами 9, запитываемыми от подпиточного насоса
гидросистемы механизма. При включении комбайнового двига-
теля полумуфта 8 за счет давления в штоковых полостях гид-
роцилиндров 9 находится в разомкнутом состоянии с полумуф-
той 7. При выключенном двигателе комбайна рабочая жидкость
из штоковых полостей выходит на слив и толкатели 10 под дей-
ствием упругих сил тарельчатых пружин вводят полумуфту 8
в зацепление с полумуфтой 7, которая связана с корпусом 11
редуктора подающей части. Таким образом, стопорение проис-
ходит путем передачи момента с выходного вала III звезды 5
на корпус 11 редуктора.
В конструкции БСП1 предусмотрен ловитель, который необ-
ходим при работе комбайна на больших углах падения пласта.
Работа ловителя заключается в удержании комбайна при оста-
новках и сползании за счет срабатывания собачки 12, которая
упирается в опоры на стыках направляющей 6. Кронштейн 13
собачки находится между штоком гидроцилиндра 14 и стака-
ном 15, подпираемым тарельчатыми пружинами. Собачка 12
развернута и не касается опор, установленных на стыках на-
правляющих. При остановке комбайна напорная магистраль со-
единяется со сливом, давление в полости цилиндра падает и та-
рельчатые пружины 15 перемещают кронштейн 13 с собачкой
12 в положение стопорения.
В целом, несмотря на положительные стороны бесценных по-
дач, о которых говорилось выше, практика показывает, что с
207
z /
/
Рис. 11.10. Изменение относительных усилений (по усилию) в тяговом орга-
не в зависимости от его длины при основной возмущающей частоте от верх-
него <ов= 12,3 1/с и иижнего <оя=16,3 1/с шнеков для цепной (соответствен-
но 1 и Г) и бесценной (соответственно 2 и 2') систем подачи:
— модуль амплитудно-частотной характеристики; LT о — длина тягового органа
переходом на них возможно некоторое ухудшение динамической
характеристики подачи из-за повышения жесткости тягового
звена на порядок по сравнению с цепными тяговыми органами.
Расчет показывает, что собственная частота колебаний сис-
темы «комбайн 2К62 — тяговая цепь (23X86 мм)» при длине
рабочей ветви 100 м составляет 1,06 Гц и при 50 м — 1,52 Гц.
Высокая жесткость тягового звена бесценной системы пода-
чи определяет область частот собственных колебаний в пре-
делах 3—6 Гц. Собственные частоты подачи становятся близ-
кими к собственным частотам исполнительного органа, что
ухудшает динамические характеристики комбайна. Подтверж-
дением этого являются результаты сравнительных исследований
динамических характеристик комбайнов 2К52 с цепным и бес-
ценным механизмом подачи.
На рис. 11.10 показаны кривые амплитудно-частотных харак-
теристик, полученные в ИГД им. А. А. Скочинского и представ-
ляющие собой отношение амплитуд нагрузки в тяговом органе
подачи к амплитудам возмущающих входных нагрузок на ис-
полнительном органе комбайна.
Изменение длины цепи в пределах от 50 до 250 м обуслов-
ливает работу системы в зарезонансной зоне. Входная нагрузка
проходит в систему с ослаблением.
Усиление входной нагрузки начинается при длине цепи ме-
нее 50 м, так как система работает в зоне, близкой к резонансу
(кривые 1 и Г).
При бесценной системе подачи в диапазоне 100—250 м сис-
тема работает в зоне усиления. Зона большого усиления вход-
ной нагрузки расширилась в 4 раза. При длине тягового органа
подачи менее 80 м система находится в дорезонанской зоне, и
208
Рис. 11.11. Амплитудно-частотные характеристики по тяговому усилию для
бесценной системы подачи при различных значениях гидравлической подат-
ливости гидропривода /н:
f — частота возмущающей нагрузки
колебания входной нагрузки происходят с относительно неболь-
шим усилением.
Анализ показывает, что переход от цепных систем подачи
к бесценным, более прогрессивным с точки зрения безопасности
и технологии, требует изыскания способов улучшения их дина-
мики и совершенствования методов расчета. Добиться улучше-
ния динамических характеристик комбайнов с бесценными по-
дачами можно с помощью демпферов в системе привода ис-
полнительного органа или снижением жесткости (увеличением
податливости) гидросистемы. Изменение жесткости гидросисте-
мы достигается путем применения пневмогидроаккумуляторов
(ПГА) в напорной и сливной магистралях.
На рис. 11.11 показаны амплитудно-частотные характерис-
тики по тяговому усилию, полученные в ИГД им. А. А. Ско-
чинского, для системы бесценной подачи, в гидроприводе кото-
рой были установлены ПГА с различными емкостью и давле-
нием предварительной зарядки. С увеличением податливости
гидросистемы наблюдается снижение входной нагрузки.
Следовательно, переход на бесценные подачи должен осу-
ществляться с учетом изменения динамических характеристик
комбайна.
§ 4. Гусеничные органы перемещения
Гусеничные органы перемещения широко применяются в
отечественных и зарубежных проходческих комбайнах с испол-
нительными, органами избирательного действия и реже — оте-
14—240	209
чественные с роторными исполнительными органами [1, 12, 13].
К проходческим комбайнам, имеющим гусеничную ходовую
часть, относятся отечественные комбайны 4ПУ, ПКЗМ, ПК9Р,
ГПК, 2ПУ, 4ПП2, ПК8, «Караганда-7/15С» и другие, а также
зарубежные комбайны фирм «Джой» (США), «Демаг» и «Эйк-
гоф» (ФРГ) и др.
К достоинствам гусеничных органов перемещения относятся:
высокая маневренность, допускающая повороты и развороты
комбайна; непрерывность подачи на забой; возможность пере-
гона машины из одной выработки в другую собственным ходом
без применения дополнительных транспортных средств. Вместе
с тем гусеничная подача имеет недостатки: ограниченную вели-
чину напорного усилия, не превышающую собственный вес ма-
шины; ограниченную устойчивость; относительные сложность и
металлоемкость конструкции.
Гусеничный ход проходческих комбайнов эффективно рабо-
тает при углах наклона выработок до ±10°. При его увеличе-
нии комбайны должны применяться с предохранительными ле-
бедками или со специальными средствами для удержания от
сползания.
Гусеничный ход обладает меньшей устойчивостью по срав-
нению с шагающим, поэтому применение его на комбайнах с
роторными исполнительными органами возможно при незначи-
тельном реактивном моменте на исполнительном органе. В не-
которых конструкциях для повышения устойчивости машины
могут применяться распорно-опорные устройства (комбайн
4ПП2).
Гусеничные механизмы перемещения могут выполняться с
двумя, тремя и четырьмя гусеницами. Обычно третья и четвер-
тая гусеницы располагаются сверху и движутся по кровле вы-
работки, увеличивая силу подачи и угол подъема выработки,
преодолеваемый комбайном.
Для увеличения напорного усилия и устойчивости машины
могут применяться вертикальные распорные устройства в виде
балки с опорными катками, прижимаемой к кровле гидродом-
кратами (комбайн ПК8). Таким путем достигается увеличение
сцепного веса комбайна, а следовательно, усилия подачи на,
забой.
Привод гусеничного хода может быть групповым, когда все
гусеницы получают движение от одного двигателя, или инди-
видуальным на каждую гусеницу с использованием электро-
или гидродвигателей.
Гидродвигатели нашли применение в комбайнах с роторны-
ми исполнительными органами, где требуются непрерывная по-
дача и плавная регулировка скорости рабочего хода в зависи-
мости от крепости пород.
Обычно при расчете гусеничных органов перемещения опре-
деляются параметры хода, максимальная сила тяги, максималь-
210
вид Б
Рис. 11.12. Расчетная схема для определения параметров гусеничного хода
ный угол по условиям сцепления гусениц с почвой, преодолева-
емый комбайном, мощность ходовых двигателей, максимальное
давление на почву.
На рис. 11.12 приведена расчетная схема для определения
параметров гусеничного хода проходческого комбайна бурового
типа при его прямом ходе в период разрушения забоя и по-
грузки отбитой горной массы.
На схеме приняты следующие обозначения величин: УИ, Q,
/?0 — равнодействующие сил, приложенных к исполнительному
органу, Н; a, z2j е, I, h, х2 — координаты приложения сил Уи, Q
и /?0; выбираются исходя из условий работы конкретного ис-
полнительного органа, м; Л1к — реактивный крутящий момент
на валу исполнительного органа, Н-м; GM — вес комбайна, Н;
/?р — усилие от распора в кровлю выработки, Н; Рк — усилие на
крюке (для случая, когда комбайн тянет за собой какой-либо
механизм), Н; 'Wi и W2 — лобовые сопротивления от деформа-
ции грунта гусеницами при движении, Н; Мз— сопротивление
передвижению верхнего распорного устройства, Н; W-A— сила
инерции, Н; Ri и /?2 — нормальные к плоскости пути реакции
грунта, приложенные в центре давления каждой из гусениц, Н;
Fi- и F2 — силы тяги гусениц, образующиеся в результате их вза-
14»	211
имодействия с грунтом под действием крутящего момента на
ведущих колесах гусениц, Н; В — колея гусеничного хода, м;
Р — угол наклона почвы выработки, градус.
Размеры L и b определяются исходя из среднего давления
<7ср на грунт, которое находится в предположении, что равно-
действующая всех сил; действующих на гусеницу, проходит че-
рез центр опорной поверхности Ос.
Колея гусеничного хода В определяет устойчивость машины
в работе и на поворотах.
Среднее давление на грунт нижних гусениц
Gm + Ro + Rp
?ср— 2-кт
где <7сР — среднее давление на грунт, МПа; b — ширина гусени-
цы, м; L — длина опорной поверхности гусеницы, м.
Среднее давление на грунт принимается <?Ср = 0,05—0,08 МПа.
Фактическое давление на грунт может существенно отличаться
от среднего, что вызывается смещением равнодействующих Ri
и /?2 относительно центров опорных поверхностей гусениц Oi
и О2.
Для определения реакций грунта Ri и R2 все действующие
силы проектируются на плоскость zOy и составляются уравне-
ния моментов этих сил относительно точек О\ и О2:
GMcosp+7?p , Ro -e}-Qh-MK
Ri -	2	+	В
( В \
GMcosP + Rp Ro \Г + е J + +
R2—	2	. +	В
Из уравнения моментов всех действующих сил относительно
точки А (см. рис. 11.12) определяется координата приложения
сил Ri и R2
RpXj + GMx0 cos fl + /?0х2 — PKzt — (GM sin fl + 1ГИ) г0 — Уиг2 — W3z3
. Хя~	Ri+R2
Сопротивление перемещению верхнего распорного устройст-
ва
W3 = qjpRp,
где фр — суммарный коэффициент сопротивления передвиже-
нию, зависящий от конструкции распорного устройства.
Величина силы инерций при трогании машины с места
где тк— масса комбайна, кг; им—скорость передвижения, м/с;
tv — время разгона комбайна, с.
212
Время разгона принимают равным 1 с при массе машины
до 20 000 кг и равным 2 с — для машины большей массы.
Зная координату хя приложения равнодействующих Ri и R2t
(рис. 11.13), можно, составив уравнения суммы сил на ось г
и суммы моментов относительно точки О, определить макси-
мальное давление на почву
„ Ятах <7min г, п
/?1)2-----g-----ьо = О,
, фпах 4min . -	1
—-----2-----L ° IT = °’
Решая эту систему совместно, получим
Ятах (min)— 10°Д4> i L />
где <7max(min) — давление на почву опорной поверхности гусени-
цы, МПа.
Найденные максимальные давления не должны превышать:
0,58—0,78 МПа для песка и влажной глины, 0,78—1,18 МПа
для плотной глины, 0,98—1,47 МПа для мергеля.
Для определения сил тяги на гусеницах рассматриваются
следующие режимы работы комбайна:
1)	движение машины вверх по уклону с максимальным уг-
лом наклона при маневровой скорости;
2)	рабочий ход машины вверх по уклону с максимальным
углом подъема при напорных усилиях на исполнительном орга-
не и погрузочном устройстве, равных 1,2 номинальных;
3)	поворот машины на горизонтальном участке пути.
Для определения значений Fi и F2 сил тяги гусениц все дей-
ствующие силы проектируют на плоскость пути (см. рис. 11.12)
и составляют два уравнения сумм моментов проекций этих сил
относительно точек Oi и О2 (середины опорных поверхностей
гусениц), из которых находят
W3 Ya(B — a)—Ql Рк GMsinp
F1=W1 + ~ +--------g-----+ — +------2	+ 2 ’
f2 = w2+-^- +
Уна + QI
В
PS
2
GM sin P _ Wh
2	+ 2 ’
Величины сил Ун, Q, Ro, Rp, Rk и момент Мк должны быть
заданы как исходные данные к тяговому расчету. Лобовые со-
противления
W'1 = <p/?i, Г2 = <р/?2,
где ф — коэффициент сопротивления перекатыванию гусениц,
который с учетом заштыбовки гусениц принимается: для глад-
ких гусениц <р = 0,1 и для гусениц со шпорами ф = 0,12.
213
Рис. 11.13. Эпюры дав-
лений на грунт, переда-
ваемых гусеничной те-
лежкой
Опорная поверхность питателе
Рис. 11.14. Схема нагру-
зок на гусеничный ход
при повороте
Максимальные значения сил Fi и F2, найденные для наибо-
лее тяжелых режимов работы комбайна, проверяют по усло-
виям сцепления гусениц с грунтом
^imax С Fсц1 = kRi,
^зтах ^сцг ” kRi>
где k — коэффициент сцепления гусениц с породой почвы; при-
нимается для гладких гусениц fe = 0,5 и для гусениц со шпорами
Л=0,8.
Приравняв сумму сил Fi и F2 к сумме сил Рсщ и ГСц2> полу-
чим уравнение
+ W2 -J- Wg -f- №и + Y„ + Рк + GM sin p = kGM cos P + kRp + kR0,
которое можно представить
' k cos P —sin В =	+	~ kR* = A.
Gm
(II.3)
уравнении (11.3) и решим его
Заменим cosp=yi—sin2 £ в
относительно sin р:
. .	—А±Л /^-a2 + i
Sln Р =----F+1--------•
Уравнение (11.4) позволяет
(11.4)
определять максимальное зна-
чение угла подъема комбайна, при котором начинается пробук-
совывание гусениц. Надежно гусеничный ход будет работать
при угле подъема, несколько меньшем максимального.
214
Необходимая сила тяги гусениц при повороте комбайна оп-
ределяется сопротивлениями перекатыванию гусениц и допол-
нительными сопротивлениями, связанными с преодолением мо-
мента трения и бокового сдвига породы почвы гусениц о почву
(рис. 11.14).
При повороте машины двумя гусеницами при опущенном
носке питателя сила тяги гусениц определяется из уравнения
моментов действующих сил относительно точек Oi и Ог
р Р	Ф (GM — Gn)	(GM — Gn) . Gn	..
Ли == Ли =----2-----Ь---4B---+ ~В~1г"’	(11
где Fni и Лп2— силы тяги гусениц при повороте, Н; Gn — часть
веса питателя, передаваемая на почву, Н; р, — суммарный ко-
эффициент сопротивления боковому сдвигу и трению гусениц о
грунт при повороте; принимается равным 0,4—0,5 для гладких
гусениц и 0,6—0,8 для гусениц со шпорами (большие значения
берутся для мягких грунтов); 1П — расстояние от центра тяже-
сти опорной поверхности питателя до середины опорной поверх-
ности гусениц, м; f = 0,6— коэффициент трения скольжения нос-
ка питателя о почву.
По этой же формуле определяется ^ила тяги забегающей гу-
сеницы при повороте с одной заторможенной гусеницей. Сила
торможения гусеницы находится по выражению
г, (Gm Gn) . Gn^n , ф (Gm Gn)	/11
Л =----4B + ~B— ‘ ~---------2	’	<11 Л)
где Ft — сила торможения гусеницы, Н.
При развороте с поднятым носком питателя в расчётных
формулах (11.5, 11.6) величина Gn = 0.
Полученные значения силы тяги забегающей гусеницы про-
веряются по условию сцепления с почвой
Fn<^0>5GM^*
По найденным значениям реакций грунта Ri и /?2 на гусе-
ничные цепи и максимальному значению силы тяги F для рас-
сматриваемых режимов работы комбайна определяются необ-
ходимое окружное усилие на ведущем колесе гусеничного дви-
гателя и мощность привода хода.
Рис. 11.15. Схема к расчету внутренних сопротивлений гусеничного хода
215
Для определения окружного усилия исходными данными яв- з
ляются (рис. 11.15): DK.n — диаметр направляющего колеса, см; j
</п.в и dn.H — внутренние диаметры подшипников ведущего и на-
правляющего колес, см; £)к — диаметр качения опорного катка,
см; dK — внутренний диаметр подшипников опорного катка, см;
ф1 и фг — углы подъема гусеничной цепи соответственно к веду-
щему и направляющему колесам.
Расчетный диаметр ведущего колеса гусеничной тележки
г~.	гК.В^ЗВ
^к-в= Л >
где DK.B — диаметр ведущего колеса тележки, см; zK.B — число
зубьев ведущего колеса; /Зв — длина звена гусеничной цепи, см.
Кроме того, в расчете учитываются: /ш = Ь,35 — коэффициент
трения скольжения в шарнирах гусеничной цепи; )к=0,15—
коэффициент трения качения опорных катков по звеньям гусе-
ничной цепи; fT = 0,08 — коэффициент трения в подшипниках ко-
лес; — диаметр оси шарнира гусеничной цепи.
* Коэффициенты сопротивления от перегибов гусеничной цепи
в точках 1—6 (см. рис. 11.15) соответственно составят:
(Of = (0в = —0	,
ь'к.в
<о2-<о3- рк и ,
®4~ 180/зв ’•’а'
®5- 180/зв ’•’1'
Коэффициенты сопротивления в подшипниках ведущего и
направляющего колес
/т^п.в
t^n.B л »
^к.в
/т^п.н
^П.И — Г)
^К.Н
Суммарный коэффициент сопротивления в опорных катках
с учетом трения в ребордах
.	+ frdK \
®к = 1,25 (---75---- .
\	I
Окружное усилие на ведущем колесе определяется обходом
контура гусеничной цепи в направлении вращения колеса с
суммированием приращений усилий на отдельных участках.
216
Натяжение Si в точке 1 равно предварительному натяжению
гусеничной цепи и принимается равным
51 = 60р,
где р — вес звена гусеничной цепи, Н.
Натяжение в точке 2 практически равно Sb так как участок
1—2 цепи является холостым.
Натяжение цепи в точке 3
S3 = Sj + Sjfflj + SjCOg + 2SjO>n.H — Si (1 +	+ 2й>П.н) •
В точке 4
S4 = S3 (1 + <04),
в точке 5
S5 = S4 4- 7?<ок + F,
в точке 6 натяжение цепи-
S3 = S8 (1 + <о5).
С учетом потерь на преодоление сопротивлений на ведущем
колесе окружное усилие
Лж.в = s. —	-f- (S„ + Si) (<oe + в>п.в) •
При определении окружного усилия при движении комбайна
назад и повороте обход точек контура (рис. 11.15) проводится
в обратном порядке. Окружное усилие на ведущем колесе в
этом случае
РОК.И == Sx- S„ (Si + S.) (fi>! + Шп.в) •
Величина окружного усилия при повороте принимается на
20% больше, что учитывает дополнительные потери на трение
в опорных катках три перекосах.
Мощность привода каждой гусеницы
N~ lOOOqp ’
где N — мощность привода гусеницы, кВт; Рок — окружное уси-
лие на ведущем колесе, Н; им — скорость движения комбайна,
м/с; т]р — к. п. д. редуктора привода гусеницы.
§ 5. Шагающие органы перемещения
Шагающие органы перемещения нашли широкое применение
в отечественных и зарубежных проходческих машинах с ротор-
ными исполнительными органами, предназначенными для раз-
рушения пород с /<8—10 по шкале М. М. Протодьяконова.
Шагающая система подачи комбайна показана на рис. 11.16-
Она состоит из распорной балки 1, гидродомкратов распора с
опорными башмаками 2, гидродомкратов передвижения 3, пе-
217
Рис. 11.16. Шагающая система подачи комбайна
редней опоры с гидродомкратом 4 управления в вертикальной
плоскости, задних опор 5 и гидродомкратов 6 управления ком-
байном в горизонтальной плоскости.
В зависимости от конструкции комбайна машина подается
па забой относительно балки 1, распираемой непосредственно
пли через специальное устройство в боковые стенки выработки,
пли отталкиванием от крепи выработки.
Величина напорного усилия изменяется в широком диапазо-
не и достигает в отдельных конструкциях машин 6000—9000 кН.
Схема подачи комбайна на забой показана на рис. 11.17.
Передвижение осуществляется четырьмя гидравлическими дом-
кратами (число их может быть и больше), два домкрата 2 осу-
ществляют распор в стенки выработки, а два других домкрата
3 — подачу комбайна относительно распорной балки 1. В конце
цикла передвижения на величину хода Sx (0,7—1,4 м) давление
в распорных домкратах 2 снимается, и балка 1 обратным хо-
дом домкратов 3 перемещается в исходное положение. В даль-
нейшем при перемещении машины эти операции циклически
повторяются.
Шагающий орган перемещения обладает рядом достоинств:
большие напорные усилия на забой, значительно превышающие
собственный вес комбайна, что невозможно достичь на комбай-
нах с гусеничным органом перемещения; высокая устойчивость
комбайна за счет распора в стенки выработки, что обеспечива-
ет нормальную работу при большом' реактивном моменте на
218
валу исполнительного органа; относительная простота конструк-
ции по сравнению с гусеничной ходовой частью.
К недостаткам шагающей системы подачи относятся: малая
маневренность комбайна; отсутствие возможности собственного
перехода в новый забой (требуется проведение монтажно-де-
монтажных работ и наличие дополнительного транспортного
средства); большие концентрированные нагрузки на боковые
стенки выработки, что ограничивает применение проходческих
комбайнов при проведении выработок в трещиноватых и склон-
ных к вывалам породах; циклический характер перемещения.
Однако, несмотря на эти недостатки, шагающие органы пе-
ремещения благодаря возможности разрушения породных за-
боев средней крепости нашли применение в отечественных про-
ходческих комбайнах «Ясиноватец-2», ТОР72, ШБМ2 и других,
а также в целом ряде машин зарубежных фирм [18] «Роббинс»
(США), «Демаг» и «Вестфалия-Люнен» (ФРГ), «Мейвор Энд
Коулсон» (Великобритания) и др.
При определении параметров шагающего органа перемеще-
ния определяются необходимое усилие Р распора домкратов 2
в боковые стенки выработки (рис. 11.17), мощность привода
механизма подачи Nn и параметры гидросистемы подачи. Ис-
ходными данными для расчета принимаются усилие подачи ис-
полнительного органа на забой Уи, вес комбайна G и макси-
мальный момент двигателя Мд (см. рис. 11.16).
Опрокидывающий реактивный момент на валу исполнитель-
ного органа равен
Л1и = Л1д(Т],
где Ми — опрокидной реактивный момент, Н-м; Мд — макси-
мальный момент двигателя рабочего органа, Н-м; I — переда-
точное число редуктора рабочего органа; т] — к. п. д. трансмис-
сии привода исполнительного органа.
Сила сцепления башмаков распорной балки с боковыми
стенками выработки
Q = /Гб2 4- Т«,	(11.7>
где Q —сила сцепления башмаков, Н; Гб=^и Т=-^-(6ц-|-
+ Уи) — составляющие силы сцепления на башмаке от реактив-
ного момента и осевого усилия, Н; D — диаметр сечения выра-
ботки, м; р, — коэффициент трения опорных башмаков опор
комбайна о почву выработки; Уа— усилие подачи исполнитель-
ного органа на забой, Н; G — вес комбайна, Н.
С другой стороны, сила сцепления
Q = kP,	(11.8>
где Р —сила распора башмаков балки, Н; ft = 0,7— коэффици-
ент сцепления башмака балки со стенкой выработки.
219
Рис. 11.17. Схема подачи комбайна на забой:
а — конец цикла передвижки; б — начало цикла передвижки
Приравняв уравнения (11.7) и (11.8), получим значение си-
лы распора балки, необходимого для подачи машины на забой:
„	1	/ 1	/ Мн v
Рв~1/"4’(Оц + Уи)
Усилие, развиваемое домкратами подачи машины на забой,
Тп = бр + Уи.
где Тп — усилие подачи машины на забой, Н.
Мощность двигателей привода механизма подачи
__ Тпип
100(h) ’
где Мп—мощность двигателей механизма подачи, кВт; ип—
скорость подачи машины на забой, м/с; т) — общий к. п. д. гидро-
системы подачи.
По найденным значениям усилий и заданному значению ско-
рости подачи определяются производительность насоса гидро-
системы, давление рабочей жидкости в системе и параметры
•'Гидродомкратов.
Глава 12
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ПРИВОДА
§ 1. Общие сведения
Привод горных машин в общем случае включает в себя дви-
гатель, трансмиссию, соединяющую двигатель с рабочим орга-
ном и обеспечивающую передачу мощности на него, устройства
.для подвода энергии и управления приводом, расположенные
на самой машине.
220
По виду выполняемого рабочего движения привод может
быть вращательного или поступательного типа. Привод враща-
тельного действия используется в исполнительных органах, в
системах погрузки и перемещения и др.
Привод с поступательным характером перемещения широко
используется в механизированных крепях, проходческих ком-
байнах для управления поворотом стрелового исполнительного
органа, в шагающих системах подачи, натяжных устройствах
и т. п.
В некоторых конструкциях привод с поступательным харак-
тером перемещений используется в исполнительном органе, что
дает возможность при относительно небольших значениях ра-
бочих скоростей получать большие нагрузки на рабочем инст-
рументе и разрушать забой со значительными сечениями струж-
ки (например, привод исполнительного органа агрегата АФГ
конструкции ПНИУИ).
Привод горных машин должен отвечать ряду требований:
иметь максимально возможную мощность при минимальных
габаритах;
обеспечивать большой пусковой момент для запуска систе-
мы под нагрузкой;
обладать высокой перегрузочной способностью, обеспечива-
ющей работу машины в условиях неравномерной нагрузки на
рабочем органе;
допускать возможность регулирования в процессе работы с
целью обеспечения режимов работы, близких к оптимальным,
и благоприятных условий запуска и торможения;
быть взрыво- и искробезопасным;
иметь унифицированные и стандартизованные основные уз-
лы и системы привода, минимальную металлоемкость;
иметь высокие к. и. д., прочность, надежность, долговечность
и ремонтопригодность.
В горных машинах нашли применение электро-, гидро- и
пневмопривод. Выбор того или иного вида привода должен ре-
. шаться исходя из конкретной конструкции машины и условий
ее эксплуатации.
Рабочие свойства привода зависят от механических харак-
теристик двигателей, представляющих собой зависимость час-
тоты вращения ротора п от вращательного момента М, т. е. п=
=f(M) или M=f(n).
Характеристики, соответствующие установившемуся режиму
работы, называются статическими. Для неустановившегося
режима работы характеристики называются динамическими
и отличаются от статических проявлением действия инер-
ционных масс системы, а также самоиндукции в обмотках
двигателя.
Механические характеристики по степени жесткости разде-
ляются на следующие:
221
абсолютно жесткая характеристика, обладающая постоян-
ной скоростью при любых нагрузках (характеристика синхрон-
ного двигателя);
жесткая, имеющая небольшое падение скорости от холостого
хода до номинальной нагрузки (характеристики асинхронного
двигателя в рабочей части, двигателей постоянного тока неза-
висимого возбуждения, объемных гидравлических машин);
мягкая, отличающаяся большим падением скорости при уве-
личении нагрузки (асинхронный двигатель при включении в
цепь ротора пускового реостата, пневмодвигатели и др.).
В электрическом приводе очистных и проходческих машин
подавляющее распространение получили асинхронные коротко-
замкнутые двигатели напряжением 660 В. Основными достоин-
ствами этих двигателей являются: простота и надежность кон-
струкции, большой пусковой момент, хорошая перегрузочная
способность, высокий к. п. д.
Существенными недостатками асинхронного короткозамкну-
того двигателя являются наличие значительного пускового то-
ка, в 5—7 раз превышающего номинальный, вызывающий пе-
регрев его, и чувствительность его механической характеристи-
ки к падениям напряжения в питающей сети. В связи с этим в
настоящее время забойные электродвигатели переведены на на-
пряжение 660 В и проводится работа по переводу оборудования
на 1140 В. Это позволяет при неизменной мощности значитель-
но снизить фазовый ток статора. Выполненные исследования
показывают необходимость дальнейшего повышения напряже-
ния до 3 кВ и более.
Электродвигатели постоянного тока в горных машинах не
получили широкого распространения, так как в отличие от
асинхронных их трудно сделать взрывобезопасными. Основное
достоинство электродвигателей постоянного тока: возможность
плавного регулирования скорости вращения.
Для питания этих электродвигателей необходимо иметь уст-
ройства, преобразующие переменный ток в постоянный. Дви-
гатели постоянного тока использованы в приводах исполнитель-,
ного органа и системы подачи очистного комбайна К128П.
Повышение максимальной производительности выемочных
машин связано с увеличением мощности их приводов. Это об-
стоятельство приводит к росту мощности двигателей, что хоро-
шо видно на примере асинхронных короткозамкнутых двигате-
лей с высотой корпуса 400 мм, созданных для оснащения очист-
ных комбайнов: 41 кВт (ЭДК-4), 75 кВт (ЭДКО-4), 120 кВт
(ЭКВ-4) и 315 кВт (ЭКВЖ-4). Мощность двигателей возросла
с 41 до 315 кВт, т. е. почти в 8 раз. Однако реально используе-
мая устойчивая мощность росла значительно медленнее. Эту
мощность ограничивают потери в алюминиевой клетке ротора,
которые неизбежно возникают при. работе двигателя. Потери
в относительных единицах по подсчетам проф. В. С. Тулина со-
222
ставляют соответственно: 1,0 (ЭДК-4), 3,3 (ЭДКО-4), 8,2
(ЭКВ-4) и 60 (ЭКВЖ-4). Возрастание потерь с ростом мощно-
сти нерегулируемого двигателя показывает, что путь количест-
венного увеличения его параметров не является в достаточной
мере эффективным. Для полного использования мощности
315 кВт необходимо качественно новое решение — переход на
регулируемый привод. Частотно регулируемый асинхронный
привод на базе полупроводниковых преобразователей, которые
получили быстрое развитие в последние 5—10 лет, лишен не-
достатков присущих нерегулируемому приводу. Двигатель ос-
вобождается от действия большого пускового тока. Кратность
потерь в роторе при работе на «упор» при остановке будет в
15 раз меньше и составит только 4 отн. ед., что в 2 раза мень-
ше, чем в двигателе ЭКВ-4.
Из сказанного следует, что в настоящее время настала не-
обходимость технической реализации частотно-регулируемого
асинхронного привода в выемочных машинах.
Частотно-регулируемый привод по сравнению с нерегулиру-
емым асинхронным имеет следующие преимущества:
1.	Улучшенную перегрузочную способность, обеспечиваю-
щую возможность преодоления значительных сопротивлений на
рабочих органах.
2.	Меньшую чувствительность к потерям напряжения, харак-
терным для шахтных подземных электрических сетей.
3.	Более равномерное распределение нагрузки между при-
водами при многодвигательном приводе без применения тур-
бо- и электромагнитных муфт.
4.	Допускает проведение осмотров при ремонтно-профилак-
тических работах на небольших скоростях вращения рабочих
органов.
5.	Допускает послеремонтную и послепрофилактическую об-
катку оборудования на пониженной скорости, что существенно
повышает его надежность и долговечность.
6.	Возможность выбора необходимого скоростного режима,
обеспечивающего снижение динамических нагрузок и неэффек-
тивных потерь времени (например, снижение скорости при раз-
вороте струговой каретки агрегата и повышение скорости в зо-
не холостого перегона).
7.	Допускает режим работы, согласованный с ресурсом обо-
рудования, и др.
Наряду с электрическим приводом в горных машинах широ-
ко применяется гидропривод. Его достоинства: простота полу-
чения практически любого вида механического перемещения с
независимым расположением выходных элементов, что упро-
щает компоновку, кинематику и конструкцию машины; малые
масса и объем, приходящиеся на единицу передаваемой мощ-
ности, что обеспечивает повышение энерговооруженности в за-
данных габаритах; возможность бесступенчатого регулирования
223
выходной скорости в широком диапазоне; возможность созда-
ния низкооборотного высокомоментного привода, что позволяет
исключить большегабаритные механические передачи из конст-
рукции машины; надежное ограничение в заданных пределах
величин нагрузок и простота защиты машины от экстренных
перегрузок; хорошие динамические свойства и высокое быстро-
действие.
К недостаткам гидропривода относятся: возможность загряз-
нения и утечка рабочей жидкости, что ухудшает характеристи-
ки гидропривода и уменьшает его надежность; высокие требо-
вания к точности изготовления и в связи с этим возникает от-
носительная сложность монтажа и ремонта в условиях горного
производства; взрыво- и пожароопасность в случае примене-
ния рабочих жидкостей с горючими свойствами.
Основой гидропривода является гидропередача, вид которой
определяет вид гидропривода [ 10]1
Гидропередача состоит из насоса, гидродвигателя (турби-
ны) и соединительной магистральной линии. По энергетиче-
скому признаку гидропередачи разделяются на объемные и гид-
родинамические.
Объемный гидропривод вращательного действия получил
распространение в гидравлических механизмах подачи очистных
и проходческих комбайнов, предохранительных лебедках, насос-
ных установках для мощных скребковых конвейеров, струговых
установках и др. [11].
К гидродинамическим передачам относятся гидромуфты. Ос-
новными их достоинствами являются: относительная простота
конструктивного исполнения, бесшумность работы, отсутствие
жесткой связи между ведущим и ведомым валами, что облег-
чает запуск двигателей и способствует сглаживанию пиковых
нагрузок и крутильных колебаний в приводе. Применение гид-
ромуфт позволяет повысить надежность и экономичность горных
машин, режимы работы которых характеризуются тяжелыми
условиями запуска и резкими колебаниями нагрузки.
Пневматический привод используется в очистных комбай-
нах, работающих на тонких крутых пластах, где применение
электродвигателей запрещено по условиям безопасности (на-
пример, в комбайне А-70П использован пневмодвигатель
8ШК40М мощностью 35 кВт), в механизированном инструмен-
те и в машинах ударного действия.
Пневмопривод состоит из компрессора, магистрального и
раздаточных воздуховодов, устройств управления и пневмодви-
гателей.
Пневмопривод на базе шестеренных пневмодвигателей легко
переносит перегрузки.
Для горных машин ГОСТ 10736—71 предусматривается при-
менение косозубых и шевронных пневмодвигателей с диапазо-
ном мощностей 2—55 кВт.
224
Основы расчета параметров гидро- и пневмопривода изло-
жена в курсе «Гидравлика и гидропривод горных машин» [10].
В механических передачах трансмиссий широко использу-
ются простые и планетарные зубчатые передачи. В ряде слу-
чаев применяются цепные передачи.
Общая структура и схема привода определяются прежде всего
функциональным назначением машины или рабочего органа.
В горных машинах используется: групповой привод, когда
все рабочие органы приводятся от одного привода с разветвлен-
ной трансмиссией (подавляющее большинство выемочных ком-
байнов для пластов малой и средней мощности);
индивидуальный привод на каждый отдельный рабочий ор-
ган или систему, где применение одного привода с разветвлен-
ной трансмиссией вызвало бы усложнение машины в целом,
увеличение ее габаритов, снижение надежности и ремонтопри-
годности.
Системы индивидуальных приводов широко применяются в
проходческих комбайнах, например, приводы органа разруше-
ния забоя, бермовых фрез, гусеничного хода, конвейера.
В выемочных комбайнах также возможно применение ин-
дивидуальных приводов на отдельные системы. Например, в
комбайнах для мощных пластов (комбайн К128П) на отдель-
ные органы разрушения имеются самостоятельные, приводы.
При рассмотрении вопроса о групповом или индивидуаль-
ном приводе в период создания машины необходимо учитывать,
что при групповом приводе мощность используемого двигателя
или группы двигателей возрастает в соответствии с числом ра-
бочих органов и систем, потребляющих мощность. Это, в свою
очередь, может существенно повлиять на конструкцию маши-
ны, так как в случае внезапного стопорения одного из рабочих
органов вся установленная мощность двигателей с учетом упру-
гих и инерционных свойств системы может реализоваться в
трансмиссии данного рабочего органа и вызвать его разруше-
ние. В этом случае необходимо или предусматривать соответст-
вующие предохранительные устройства в трансмиссиях рабочих
органов, или выполнять их расчет в соответствии с возможны-
ми величинами нагрузок.
При наличии самостоятельных приводов на отдельные рабо-
чие органы элементы конструкций рассчитываются на нагрузки,
определяемые двигателем данного привода, что является несом-
ненным достоинством.
В ряде случаев в приводе выемочных машин приходится ис-
пользовать спаренные двигатели (например, в комбайнах
1ГШ68, КЮЗ), что дает увеличение мощности и моментных ха-
рактеристик привода. Однако необходимо помнить, что в этом
случае из-за различных моментных характеристик используе-
мых двигателей может произойти недоиспользование суммар-
ной мощности двигателей.
15—240	225
§ 2. Характеристики режимов работы
и эксплуатационных нагрузок выемочных машин.
Механические характеристики асинхронного привода
Схема работы машины, силовая неуравновешенность испол-
нительного органа, неравномерность подачи, различный ско-
ростной режим в операциях процесса выемки с учетом непо-
стоянства свойств разрушаемого массива по площади забоя и
режима управления предопределяют неравномерный характер
нагрузки приводов.
Важнейшими факторами, усиливающими неравномерность
нагрузки привода выемочных машин, являются динамические
процессы, связанные с наличием больших движущихся масс,
упругих связей, частыми случаями разгона и стопорения, нели-
нейных характеристик трения и т. п.
По графику нагружения привода выемочной машины (рис.
12.1) видно, что продолжительность периодов работы tpi и про-
стоев toi имеет случайный характер и зависит не только от схе-
" мы работы машины и ее надежности, но и от работоспособно-
сти другого оборудования, входящего в выемочную систему.
Амплитуды нагрузки Р, их средние значения Рср.г и частота
не остаются постоянными и представляют собой случайные
функции. Экспериментальные исследования показывают, что
нагрузки в приводе выемочных машин имеют широкополосный
спектр с преобладанием частот 0—50 Гц.
Процесс работы двигателей сопровождается частыми пуска-
ми. Число включений двигателя очистного комбайна в час ко-
леблется в широких пределах и может составлять 14—40 при
нормальной работе и доходить до 100, иногда более. Фактиче-
ское число включений электродвигателей приводов стругов в
среднем составляет 60—80, а в отдельных случаях достигает
150—200 включений в час. То же самое имеет место и в режи-
мах работы проходческих комбайнов. 
Частые пуски являются причиной весьма тяжелых условий
работы приводных двигателей по фактору их тепловой нагруз-
Рис. 12.1. График нагружения привода выемочной машины
226
ки и отрицательно сказываются на долговечности элементов
трансмиссии.
Таким образом, можно отметить, что режимы работы приво-
дов выемочных машин отличаются значительной неравномерно-
стью нагрузки, характеризующейся большими средними вели-
чинами и значительным разбросом ее амплитуд относительно
среднего значения, частыми перерывами в работе, обусловли-
вающими большое число включений двигателей в час.
Основным типом двигателей выемочных машин в настоящее
время являются асинхронные короткозамкнутые электродвига-
тели, которые обеспечивают работу машин в рассмотренных ре-
жимах. В условиях, где электропривод не может быть исполь-
зован, в качестве приводных двигателей используются пневмо-
двигатели.
В ГОСТ 16565—71 приведены общие технические требова-
ния на асинхронные трехфазные короткозамкнутые взрывобез-
опасные двигатели для привода очистных комбайнов.
Согласно ГОСТ 16565—71 двигатели по условиям охлажде-
ния должны изготовляться следующих типов; ЭКВ — с водяным
охлаждением; ЭКО — с наружным обдувом; ЭДК— необдувае-
мые (с внутренней циркуляцией воздуха).
Необдуваемые двигатели из-за плохого охлаждения имеют
существенную разницу между длительной и часовой (номиналь-
ной) мощностью, поэтому применяются ограниченно.
Двигатели изготавливаются на номинальные мощности 22,
30, 40, 55, 75, 100, 125, 160, 200, 250, 315 кВт при синхронной
частоте вращения 25 с-1, номинальные напряжения 380/660,
660 и 1440 В.
Высота двигателей выбирается из ряда 310, 350, 400 и
500 мм.
Обозначение типоразмеров двигателей расшифровывается
следующим образом: Э — электрический; Д — двигатель; К —
комбайновый; О — обдуваемый, с воздушным охлаждением; В—
с водяным охлаждением.
Цифры после букв означают высоту двигателя в дециметрах;
цифры после первого тире — мощность двигателя в киловаттах,
после второго тире — порядковый номер модернизации. Пример
условного обозначения двигателя с водяным охлаждением, вы-
сотой 5 дм, мощностью 160 кВт, 2-й модификации: ЭКВ5-160-2
(ГОСТ 16565—71).
За номинальный режим работы двигателя принимается по-
вторно-кратковременный с частыми пусками (условное обозна-
чение режима S4) по ГОСТ 183—74 с продолжительностью
включения ПВ-6О°/о, числом включений в час до 120 при коэф-
фициенте инерции FI до 2,5.
Коэффициент инерции представляет собой отношение суммы
маховых моментов (моментов инерции) ротора и приведенного,
к валу ротора махового момента (момента инерции) механизма
15*	22?
к величине махового момента (момента инерции) ротора, т. е.
СДар + С£>2меХ /р + ^мех
--------GD\ = Гр '
GDP2 и Ip — маховой момент и момент инерции ротора,
Н-м2 и кг-м2; GZ)2Mex и /Мех — маховой момент и момент инерции
механизмов, приведенные к-валу двигателя, Н-м2 и кг-м2.
В зависимости от величины коэффициента инерции привод
в динамическом отношении может быть легким (77^1,2); сред-
ним (77=1,6); тяжелым (77=2,5); весьма тяжелым (777>4).
Комбайны с приводом от одного двигателя имеют FI= 1,2ч-
4-2,0. Например, для комбайна МК67 коэффициент инерции
1,17; для комбайна 1К101 — 1,18; для комбайна 2К52—1,25—
1,33.
Важными параметрами асинхронного двигателя, определя-
ющими его свойства в режимах запуска и работы, являются
пусковой Мп, максимальный (критический) Л4тах моменты, кри-
тическое скольжение хкр.
На рис. 12.2 показаны графики изменения момента двигате-
ля	статического момента от нагрузки Mc=/i(n), при-
веденного к валу ротора, и тока.
. Устойчивая работа двигателя находится в зоне 0^$^$кр.
Для комбайновых двигателей $КР = 0,07-4-0,19.
В соответствии с ГОСТ 15565—71 пусковой ток 1П не должен
превышать 1000 А. Скорость нарастания температуры обмоток
статора при пуске ^7 °С/с.
Предельное повышение температуры обмотки статора над
температурой охлаждающей среды для изоляции класса F дол-
жно составлять: НО °C у двигателей с воздушным охлаждени-
ем и 120 °C —у двигателей с водяным охлаждением. Для изо-
ляции класса Н соответственно 135 и 145 °C.
Двигатель после вклю-
чения разгоняется авто-
матически по механиче-
ской характеристике М=
—f(n) от точки П, соот-
ветствующей начальному
моменту пуска, до точки
Р, соответствующей усло-
вию М=МС.
Ускорение разгона с
любой частотой п опре-
деляется разностью орди-
Рис. 12.2. Графики изменения:
1, 2 — момента двигателя; 3 — ста-
тического момента нагрузки; 4 •
тока (кривая 1 при П=ПН; кри-
вая 2 при 1/=0,851/я)
228
нат кривых М и Л4С. Если в начальный момент Л4П<Л4С, то дви-
гатель разогнаться не 'может.
Мп ,
М„
где &п.м — кратность пускового момента; Мн — номинальный мо-
мент двигателя, рассчитанный по номинальным мощности и час-
тоте вращения.
Для двигателей с короткозамкнутым ротором мощностью до
100 кВт Ап.м=1-^2 и Ап.м = 0,7~1,0 при мощности 100—1000 кВт.
Однако для приводов выемочных машин значения Ап.м за счет
специального исполнения двигателя могут иметь большие зна-
чения. Например, для двигателя ЭДКОФ-43/4 комбайна ГПК
6 = 2,7.
Уравнение равновесия моментов, приложенных к ротору дви-
гателя;
= Л1С -J- А1дИН,
Л 4	Г dm	о	о
где Л1дин = /с^—динамический момент системы, приведенный к
dm
валу ротора двигателя; — ускорение системы.
Надежный пуск системы будет при условии
Л4п>Л1с+Л1дин,	(12.1)
или
dm	GDn2 dn
Мп^Мс +	= Mc + Fl-2g л-дГ’,
где g — ускорение силы тяжести, м/с2.
Из уравнения (12.1) можно определить общее выражение
для времени запуска системы
FlGDp2 г dn
tn- 2g л J м — мс>
о
где tn — время разгона системы до частоты вращения п, с.
Асинхронные двигатели выемочных машин должны иметь
высокую перегрузочную способность, обеспечивающую их ус-
тойчивую работу в условиях переменной нагрузки
44т ах _,
Мн
где kM — перегрузочная способность двигателя; 6М=1,7—3,5.
Для выемочных машин 1,9—3,
229
Рис. 12.4. Графики составляющих
момента сил сопротивления
Рис. 12.3. Механические характери-
стики асинхронных двигателей
* Механическая характеристика асинхронного двигателя в
значительной мере зависит от величины питающего напряже-
ния:
где U — фактическое напряжение, подводимое к двигателю;
ия — номинальное напряжение питающей сети двигателя.
В соответствии с ГОСТ 16565—71 питание двигателей долж-
но осуществляться от сетей, обеспечивающих при пуске двига-
теля не менее 80% напряжения на его зажимах.
При выполнении практических расчетов необходимо прини-
мать значения моментов двигателей с учетом фактического зна-
чения напряжения, подводимого к двигателю.
На рис. 12.2 кривая 2 соответствует механической характе-
ристике при U=0,85 ия, M2 = 0,72M.
В зависимости от выполнения конструкции двигателя его ме-
ханические характеристики имеют различные значения Мп,
Мщахл Sk (РИС. 12.3).
Двигатели с характеристикой 1 (Afn>Mmax) применяются в
машинах, для которых велика вероятность больших значений
моментов сопротивления в период запуска (например, в ком-
байнах с барово-цепными исполнительными органами, врубо-
вых машинах).
Двигатели с характеристиками 2 и 3 получили распростра-
нение в узкозахватных комбайнах, причем характеристика 3
обусловливает работу двигателя с относительно небольшим зна-
чением пускового момента при значительной величине макси-
мального момента.
230
§ 3. Выбор параметров двигателей приводов
исполнительных органов выемочных машин
На рис. 12.4 показаны графики составляющих момента сил
сопротивления на двигателе выемочной машины в установив-
шемся режиме.
Нагрузка, передаваемая на двигатель, может быть представ-
лена в виде
Л4С =-- -Мс.п + Л.Ч sin (®н^ + «1) + Лв.ч sin (coBz + »2),
где Мс — момент сопротивления на валу двигателя, Н-м; Л4С.П—
постоянная составляющая момента сопротивления, Н-м; Дн.ч
и Ав.ч— амплитуды низко- и высокочастотной составляющих мо-
мента сил сопротивления, Н-м; ©н и ов— частоты переменных
составляющих момента сил сопротивления, рад/с;
<он = (1 4- 3) 2л; шв = (8 4- 50) 2л;
ai и а2— смещение фаз периодических составляющих, рад.
Как показывает практика и расчеты, при наличии перемен-
ной составляющей момента сил сопротивления Мс вращающий
электромагнитный момент М, развиваемый двигателем, будет
отличаться от Мс вследствие влияния электромагнитной инерции
асинхронного двигателя. Это объясняется влиянием переходного
процесса (отставание тока и электромагнитного момента дви-
гателя от изменяющегося момента сопротивления) из-за несо-
ответствия момента, развиваемого двигателем, фактической час-
тоте вращения ротора [6]. Амплитуда переменного момента
асинхронного двигателя в значительной степени будет опреде-
ляться соотношением частоты изменения Мс и собственной час-
тоты fQ двигателя или системы электропривода, а также свой-
ством системы рассеивать подводимую электроэнергию.
Знание и учет периодической составляющей момента нагруз-
ки необходимы по следующим причинам. Во-первых, для рас-
четов устойчивого момента двигателя с учетом различия ампли-
туд периодически меняющихся Мс и М, во-вторых, для осущест-
вления синтеза рациональной динамической системы приводов
при замене одного двигателя другим, имеющим иные собствен-
ные и резонансные частоты.
Отношение амплитудного значения переменной части момен-
та двигателя Мд к амплитудному значению сил сопротивления
определяет коэффициент динамичности системы или так назы-
ваемый коэффициент выравнивания
где kB — коэффициент выравнивания нагрузки; )н — частота на-
231
1
грузки, Гц; /о=2г1)/Т^—’ собственная частота двигателя, Гц;
Тэ= —------электромагнитная постоянная времени, с; Wc = 2nfc—
угловая частота сети, с-1;
_ <ocSk7c nncSgGDp2
и~ 2рМкр ~ 4gpMKp
механическая постоянная времени, характеризующая скорость
затухания механических переходных процессов, с; /с — момент
инерции системы, кг-м2; МКр — критический (максимальный)
момент двигателя, Н-м; пс — синхронная частота вращения дви-
гателя, с-1; р — число пар полюсов.
Формула (12.2) позволяет рассчитать амплитудно-частотную
характеристику (АЧХ) двигателя (рис. 12.5). Электромагнит-
ные переходные процессы оказывают существенное влияние, ес-
ли частота нагрузки fH^20sK. Так как для двигателей комбай-
нов sK = 0,07-4-0,17, то 1,44-3,8 Гц, что соответствует усло-
виям нагружения двигателей выемочных машин.
Анализ кривых АЧХ показывает, что кривая 2 характеризует
значения &в<1. Для кривой 1 при fH<frp значения £в>1, т. е.
двигатель должен в этих случаях развивать момент, превыша-
ющий момент сил сопротивления, т. е. выравнивания нагрузки
не происходит.
При увеличении частоты нагрузки /н>/гр коэффициент kB<Z
<1. Отсюда следует, что двигатель, устойчиво работающий при
исполнительном органе, обусловливающим высокую частоту на-
грузки, в ряде случаев будет недостаточно устойчиво работать
при исполнительном органе, обусловливающим пониженную час-
тоту нагрузки. При значениях частот /н>20=25 Гц коэффици-
ент kB меняется незначительно.
Выравнивание нагрузки ухуд-
шается с повышением макси-
мального вращающего момента и
улучшается с повышением сколь-
жения и махового момента.
При выборе параметров дви-
гателя выемочной машины необ-
ходимо учитывать величину kB.
Предварительный выбор дви-
гателе из ряда производится по
конструктивным соображениям и
Рис. 12.5-. Зависимости коэффициента
выравнивания нагрузки АЧХ в функ-
ции частоты нагрузки для двух двига-
телей
на основании момента, соответствующего суммарной средней
мощности привода, определенной по ОСТ 12.47.001—73,
Atmax 2,5МС,
где Мmax момент двйгзтбля по стендовой хзрзктбристикб,
мзксимзльный (критический); принимзется по кзтзлогу, Н-м;
Мс — момент двигателя, соответствующий суммарной средней
мощности на валу двигателя, Н • м.
Устойчивый момент двигателя, под которым понимают наи-
большее среднее значение крутящего момента, который может
развивать двигатель без опрокидывания при данной конструк-
ции и параметрах исполнительного органа, условиях питания
электроэнергией, горно-геологических условиях и определенном
качестве управления машиной, определяется по выражению
Atmax Ф
УСТ~ feH.4(l+feB.4feB) ’
где МуСТ — устойчивый момент двигателя, Н-м;
/ U \2
Мтах.ф = МГПах I 77“ ) =МтахС — МЭКСИМаЛЬНЫЙ МОМ6НТ ДВИГЭТбЛЯ
в условиях питания шахтной сети, (с«0,72 = 0,9), Н-м; ky —
коэффициент, характеризующий качество управления по под-
держанию нагрузки двигателя на заданном уровне; йу = 0,9—
при автоматическом управлении; ky = 0,7=0,85 — при ручном уп-
равлении; йн.ч — коэффициент, характеризующий неравномер-
ность нагрузки на валу двигателя по низкочастотной составля-
ющей,
,	_Afc п +АН ч
йн.ч — м ;
ywc.n
kB.4 — коэффициент, характеризующий неравномерность нагруз-
ки на валу двигателя по высокочастотной составляющей,
ь -4В,Ч	
*вч = Л1с + Ан.ч ’
kB.4 — коэффициент выравнивания высокочастотной составляю-
щей нагрузки.
Значения йн.ч лежат в диапазоне 1,1—1,6. Например, для
шнекового исполнительного органа £н.ч« 1,25= 1,35. Для про-
ходческого комбайна типа ПК9Р йд.ч=1,55 и йв.ч = 0,4.
Проверяется условие
AfycT Afc.	(12.3)
Если условие (12.3) не выполняется, то следует выбирать
двигатель с большим Мтах или с большим значением электро-
механической постоянной времени (с большим маховым момен-
233
232
том ротора двигателя и большим наклоном рабочей части ме-
ханической характеристики).
Мощность двигателя, соответствующая устойчивому мо-
менту,
МустИу
-	160 ’
Ny — устойчивая мощность двигателя, кВт; пу — частота вра-
щения двигателя, соответствующая устойчивому моменту (пу«
«Пи), с-1.
Производится проверка двигателя по тепловой мощности
Уп.к^Уу,
где Уп.к — тепловая мощность двигателя при фактическом режи-
ме работы, кВт;
Мп.к — kn KNR у 
kn.K—коэффициент изменения тепловой мощности двигателей,
зависящий от режима работы, &п.к = 0,85 0,9 (по ОСТ
24.070.16);	— длительная мощность двигателя, принимается
по каталогу, кВт; ПВ — продолжительность включения, прини-
мается по техническому заданию на машину.
Методика выбора параметров двигателей очистных комбай-
нов с однодвигательными приводами изложена в ОСТ
24.070.16 «Машины очистные комбайны. Выбор параметров
асинхронных двигателей по нагрузочной способности. Методи-
ка».
Применительно к приводам проходческих машин и стругов
выбор параметров двигателей освещен в работах f 12, 15].
Методика определения устойчивого момента и параметров
пневмодвигателей очистных комбайнов изложена в ОСТ
24.070.18 «Машины очистные. Комбайны. Выбор пневматиче-
ских двигателей по нагрузочной способности. Методика».
Увеличение устойчивого момента двигателя приводит к рос-
ту теоретической (максимальной) минутной производительно-
сти комбайна. Так, например, установка на комбайне 2К52 дви-
гателя ЭДКО4-5У5 с максимальным моментом 2950 Н-м вме-
сто двигателя ЭДКО4-2М с максимальным моментом 1320 Н-м,
как показали шахтные испытания, повысила скорость переме-
щения комбайна в 1,4—1,7 раза. Устойчивый момент двигателя
ЭЖКО4-5У5 превышает устойчивый момент двигателя
ЭДКО4-2М в 1,3 раза. Кроме того,, увеличение момента сокра-
тило число опрокидываний двигателя и улучшило сортность
угля.
234
§ 4. Передаточные механизмы приводов
Существенной составной частью привода горной машины яв-
ляется ее трансмиссия, соединяющая двигатель с рабочими ор-
ганами.
Важнейшим этапом в проектировании машины и, в частно-
сти, в создании ее приводов является разработка кинематиче-
ской схемы.
Вид кинематической схемы зависит, в первую очередь, от ти-
па рабочего органа, приводимого в движение, характера дви-
жения им выполняемого, соотношения частот вращения на вхо-
де и выходе привода, регулировочной способности, пусковых
характеристик и мощности используемого двигателя, габаритов
машины и области ее применения.
Следует обратить внимание на специфику конструкции при-
водов выемочных комбайнов, имеющих, как правило, опреде-
ленные пропорциональные соотношения, вызванные схемой их
работы и стесненными условиями эксплуатации.
Привод очистного комбайна размещается в длинном, неза-
крепленном в пространстве корпусе. Деформации корпусов ре-
дукторов вызывают пространственные смещения мест посадки
подшипников, что нарушает условия нормального зацепления
Рис. 12.6. Кинематическая схема редукторов комбайна 1КЮ1:
а — исполнительного органа; б — механизма подачи
235
зубчатых пар и приводит к снижению их несущей способности.
Этот момент необходимо учитывать при проектировании транс-
миссии.
В выемочных комбайнах двигатели осями вращения могут
быть расположены вдоль или поперек продольной оси машины.
Различное сочетание расположения двигателей с направле-
нием осей вращения рабочего органа определяет наличие ко-
нических зубчатых пар в трансмиссии, которые в отличие от
цилиндрических зубчатых обладают пониженной несущей, спо-
собностью.
У большинства выемочных комбайнов (комбайны 1К.Ю1,
2К52, 1ГШ68, КШЗМ, К120 и др.) шнеки расположены на ка-
чающихся редукторах, обеспечивающих регулировку исполни-
тельных органов по мощности пласта, а оси их вращения пер-
пендикулярны по отношению к оси двигателя. В этом случае
трансмиссия включает коническую зубчатую пару, котору^р же-
лательно располагать ближе к входному валу, где передавае-
мый крутящий момёнт имеет меньшее значение .(рис. 12.6).
* Характеристики зубчатых передач редукторов исполнитель-
ного органа комбайна 1КЮ1 и механизма подачи «Урал-37»
приведены соответственно в табл. 12.1 и 12.2.
236
Таблица 12.3
При параллельном расположении осей валов двигателя и
рабочих органов (например, в комбайнах КЮЗ, КЦТГ и др.) в
трансмиссии имеются только цилиндрические зубчатые пары
(рис. 12.7). Характеристика зубчатых передач комбайна КЮЗ
приведена в табл. 12.3.
Кинематическая схема должна проектироваться с таким рас-
четом, чтобы максимальное передаточное число реализовыва-
лось на ступенях, расположенных ближе к выходному валу.
Этим осуществляется снижение средней нагруженности в ос-
тальных ступенях трансмиссии, имеющих высокую частоту вра-
щения.
В приводе горных машин широко используются планетар-
ные передачи, которые обеспечивают значительные передаточ-
ные числа. Такие передачи установлены в механизмах подачи
(см. рис. 12.6), приводах исполнительных органов проходчес-
ких комбайнов со стреловыми (например, комбайн 4ПУ) и ро-
торными планетарными (комбайны «Караганда-7/15», «Со-
юз-19» и др.) исполнительными органами (см. рис. 9.21).
У очистного комбайна для разработки пластов средней мощ-
ности и мощных при значительной мощности двигателей плане-
НасосЛм
Рис. 12.7. Кинематическая схема комбайна КЮЗ
237
тарная передача может использоваться на выходных ступенях
привода исполнительного органа, как это осуществлено в оте-
чественном комбайне К120.
Общие вопросы конструирования редукторов исполнитель-
ных органов, выбора типов и схем соединений зубчатых колес
с валами, типов и размеров подшипников, конструкций опорных
узлов, уплотнений и других элементов подробно рассмотрены
в работе [14].
Вопросы определения передаточных чисел трансмиссий при-
водов очистных комбайнов наиболее полно разработаны на ка-
федре горных машин Донецкого политехнического института.
При выборе передаточных чисел трансмиссии исполнитель-
ного органа необходимо исходить из того, чтобы технические
(Лр, Н, Ny, Л4уСт), конструктивные (В3, D„.o, тл, t, /р) и режим-
ные (цш Vp, ftn.Oj hep) параметры комбайна увязывались между
собой из условия получения максимальной производительности
Стах при полном использовании устойчивой мощности двигате-
ля и минимальной энергоемкости процесса разрушения плас-
т.а Hw.
Передаточное число трансмиссии привода 'исполнительного
органа должно выбираться из соотношения
.	SMc.H.o
Тр СХМустЦтр *
где 1тр — передаточное число трансмиссии исполнительного орга-
на; 5МС.П.О — суммарный момент сил сопротивления на исполни-
тельном органе, Н-м; а — коэффициент, характеризующий часть
мощности, используемой на отделение и погрузку угля испол-
нительным органам; т)тр— к. п. д. трансмиссии. Так как
'const, то надо иметь iTP=var.
Из графика зависимости удельной энергоемкости разруше-
ния пласта в функции глубины резания Hw=f(hCp) (рис. 12.8)
видно, что оптимальная глубина резания hoar находится в пре-
делах hom.^hoar^hom.s для данной сопротивляемости пласта
разрушению.
• С учетом диапазонов изменения глубины резания и сопро-
тивляемости пласта разрушению Лр. тш^Лр^Лр. тах, в соответ-
ствии с ГОСТ 11986—73, исполнительный орган очистного ком-
байна должен иметь не менее двух скоростей резания.
Средняя глубина резания шнековым (барабанным) исполни-
тельным органом
,	200 vn
Л Пи<0/Пл.
(12.4)
где hcp — средняя глубина резания, см; цп — скорость подачи
комбайна, м/с; пи.о — частота вращения исполнительного орга-
238
г
Рис. 12.8. График зависимости
—f (ftcp)
Рис. 12.9. Схема к определению
зиачеиий кг и 0
на, с-1; тл — число резцов в забойной линии резания
пи.о=тЧ	(12.5)
*тр
где «н — частота вращения двигателя, ин~25 с"1.
Из выражений (12.4) и (12.5) имеем
_ ЛПи^л^ср _ п „„„ ^ср
1т₽~	200рп	— °>392тл	.
Принимая Йср — Йср. опт
»тр = 0,392тл-^!1-.	(12.6)
ип
Максимальная (теоретическая) производительность комбай-
на может быть выражена через устойчивый момент двигателя
a-Ny «МустПнЦтр „ «Л1УстЧтр
Qniax- 60Hui - 160-60^ —0,0026	,	(12.7)
где Qmax — максимальная производительность, т/мин; Hw —
удельная энергоемкость процесса разрушения пласта, кВт-ч/т
С другой стороны
Qmax=60fi3/fpvnV.	'	(12.8)
Выразим Яр через параметры исполнительного органа (рис.
12.9):
_ Яр=Я1 + Яа = Ои.о.1(1+М).	(12-9>
где
, __ Лг______а _ РИ,О,2
ki ~ Ну ~ Он.од И ° ~ Ои.0.1 ’
С учетом (12.9) выражение (12.8) имеет вид
Qmax ~ 60B3DH 0в1 (1 -(- &а0) vnY•	(12.10)
230
Решая совместно уравнения (12.7) и (12.10) относительно
vn получим
______0>0026a:MyCTr]Tp
- бОЯ^зРн.0.! (1 + М) 7 '	10
Подставив значение скорости подачи из формулы (12.11) в вы-
ражение (12.6) получим
/ПдАср
.ОПТ^З Ои.о.1 (1 + ед
— yU4b
(12.12)
<хЛ4уст1]тр
Из формулы (12.12) видно, что с изменением числа резцов
в линии резания меняется значение /тр.
Определив значения iTpi_H iTp2 для заданного диапазона из-
менения сопротивляемости Др, производят проверку полученных
значений по возможной реализации требуемых скоростей пода-
чи, радиальному вылету резца 1Р и производительности исполни-
тельного органа по критической частоте вращения из условий
обеспечения нагрузки.
• Графическая интерпретация связи iTp, hcp, Scp (среднее се-
чение среза) и Оп дана на рис. 12.10. Как правило, два рацио-
нальных значения iTP позволяют в сочетании с возможностью
варьирования числа резцов в линиях резания тл эксплуатиро-
вать выемочную машину при двукратном колебании Ар.
§ 5. Определение максимальных нагрузок
в приводе выемочных машин
С целью выполнения практических расчетов привода выемоч-
ных машин на прочность конструктор должен располагать све-
дениями о возможных величинах максимальных нагрузок, дей-
ствующих в элементах привода.
Нестационарные переходные режимы в приводе горных ма
шин достаточно полно изучены в работах Я- И. Альшица,
А. Скородумова, А.
В. Докукина,
Б. П. Давыдова, Б.
Ю. Д. Красникова
3. Я- Хургина, В. А. Дей-
ниченко и других.
Максимальные нагруз-
ки в приводе возникают в
переходных режимах в
момент встречи исполни-
тельного органа с жест-
ким препятствием и ха-
рактеризуются быстрым
протеканием во времени.
Рис. 12.10. Графическая интер-
претация связи 1Тр с параметра-
ми Лер, Sep и уп
240
Рис. 12.12. Расчетная эквивалентная
схема привода исполнительного ор-
гана:
1 — ротор двигателя; 2 — исполнительный
орган
Рис. 12.11. График пикового момен-
та в трансмиссии привода исполни-
тельного органа
На рис. 12.11 показан график пикового момента в трансмис-
сии привода исполнительного органа.
Практические наблюдения и расчеты показывают, что мак-
симальная нагрузка в приводе в момент встречи режущего ин-
струмента исполнительного органа с твердым включением мо-
жет более чем в 2 раза повышать максимальный момент при-
вода.
Статистические данные по надежности элементов трансмис-
сий комбайнов свидетельствуют о том, что отказы из-за поло-
мок, вызванных действием внезапных нагрузок, достигают 10—
15% общего числа отказов.
При определении максимальной нагрузки в трансмиссии с
целью упрощения задачи перемещения машин в пространстве
при встрече с препятствием не учитываются. В действительно-
сти часть энергии в момент столкновения исполнительного ор-
гана может быть израсходована на перемещение машины.
На рис. 12.12 показана упрощенная расчетная эквивалент-
ная схема привода исполнительного органа.
С целью построения эквивалентной расчетной схемы и про-
ведения расчета величины, относящиеся к различным валам
трансмиссий и определяющие динамические нагрузки,— момен-
ты инерции, коэффициенты жесткости, скорости и упругие мо-
менты приводятся к валу двигателя.
Уравнение движения вала ротора двигателя имеет вид [5]
Мдв (<р) —/<р = Мн + сф,	(12.13)
где ЛГдв(ф)—момент двигателя, Н-м; / — момент инерции си-
стемы, приведенный к валу двигателя, кг-м2; Л/н— момент, ко-
1.6—240
241
Рис. 12.13. Механическая характери-
стика асинхронного двигателя и за-
мена ее линейными участками
торым был нагружен двига-
тель в момент встречи испол-
нительного органа с препятст-
вием, Н-м; с — приведенный
коэффициент жесткости транс-
миссии и внешнего сопротив-
ления, Н-м/рад; ср — суммар-
ный угол поворота ротора элек-
тродвигателя, рад.
Величина коэффициента с
может быть определена из со-
отношения
1	1	1 г'2тр
С	С1	С2 /?2и.о
ИЛИ
с1с2^2И.О
с2^2и.о + t2TpCi ’
где Ci — приведенный коэффициент жесткости трансмиссии, Н -
•м/рад; С2 — коэффициент жесткости препятствия, Н-м/рад;
7?и.о— радиус исполнительного органа, м; iTP — передаточное
число трансмиссии.
Примем допущение, что в пределах участка Ьс(«т^ю^сои)
механической характеристики двигателя (рис. 12.13), т. е. за
время, в течение которого момент двигателя изменяется от Мп
до ЛГщах, замедление ротора изменяется по линейному закону.
Участок от Мтах до Мп можно заменить наклонной прямой
cd. Для этого участка
^дв11 — Мп + Фп,	(12.14)
где
Л- _
А1 -Мтах-Мп’
При принятых допущениях относительно участков механиче-
ской характеристики двигателя уравнение движения привода
(12.13) для участка Ьс будут иметь вид
Л4дв1—/<Р1 = Л1Н + «Р1. ,	(12.15)
Если замедление двигателя на участке Ьс изменяется по ли-
нейному закону, как принято выше, то среднее его значение бу-
дет
• •	<Р10 + Ф1т
ф!срв 2	’
где фю — замедление ротора при t = 0 (т. е. на начало момента
42
встречи с препятствием); q>im — замедление ротора при Л4ДВ =
= Мпах. При t = 0
<р1о=0 и
<Р1ер = -^-	(12.16)
Величину <pi Ср можно выразить через угловые скорости ро-
тора в начале и конце участка Ьс
где о)н = 2лп — угловая скорость ротора при ЛГДВ = ЛГЮ рад/с;
<от— скорость ротора при ЛГдв=ЛГтаХ; ti — время изменения ЛГН
ДО Л4тах-
Решая совместно уравнения (12.16) и (12.17), найдем
_ <Мн —Mffi
Ф1тах —	*	/
Из соотношения *Pltnax = Ф* получим закон изменения ускоре-
/1 t
ния во времени для участка Ьс
Дважды интегрируя предыдущее уравнение, получим
<ВН — <В/п I3
ф1==шн1 —----^2-----з"-	(12.18)
Зная величину q?i, можно получить закон изменения приве-
денного крутящего момента на валу ротора для участка Ьс ме-
ханической характеристики двигателя
= Л1Н-j-c<Pi = Л1Н-f-сшн1—с ^2 з •	(12.19)
Закон изменения динамического момента
Мд = /ф = I 1—2 —^2---- 11 •
Для определения величины ti подставим в уравнения (12.15)
значения Мп и Мл для момента времени t=ti и ЛГДВ1 = Л1тах‘
2/(<он —<от)	2шн + <ат	/19
-------F Мтах = мн + С--з---- ч	(12.20)
16
243
Преобразуя уравнение (12.20), получим
, _3 (Мтах М„) I 1 Г 8/с (<ВН <Вт) (2<Мн +
1	2с (2сон + <от) [г	3 (Л4тах /Ин)2
Подставляя в уравнение (12.19) значение t\, найдем величи-
ну момента, передаваемого элементами привода в конце участ-
ка Ьс
.. лл , Мтах—МНГ. , 1 А , 8/с (<ВН — «т) (2<0н + «m) I
+	2 I1 + V 1 +	3 (Л4тах — Л4Н)2	J 
где Mi — момент, передаваемый элементами привода в конце
участка Ьс, Н-м; Мн = Л1уСТ и Мmax М’ОМСНТ НЭГруЗКИ ДВИГЭ-
теля до встречи с препятствием (принимается равным устойчи-
вому моменту) и максимальный момент для реальной шахтной
электросети, Н-м.
Величина Ci для угольного комбайна может быть определе-
на как
•.	А.ск max
~ Л/ск ’
где Zn.cK.max — максимальная пиковая еила резания по перед-
ней грани резца при сколе препятствия, Н; Д/ск — деформация
препятствия при сколе, см.
Zn.cK max = Zn.cK (1 + 3vj) ,
где Zn. ск — среднее значение пиковой силы резания, H,svS —
суммарный коэффициент вариации распределения значений пи-
ковых сил Zn.CK;
2п.ск= 15 100ftCp (0,5 + 0,6256),
где hcp — средняя глубина резания, см; Ь— ширина режущей
кромки резца, см.
VZ = /v25h + V2CK + V2ft,
где V5H, Vck, Vh. — коэффициенты вариации пиковых сил резания
вследствие неравномерности перемещения машины в направле-
нии подачи, рассеивания прочности скалываемых включений и
неравномерности стружкообразования.
Д1ск = ^(Лср (1 4“ Зтхд),
где Хо = 0,3...0,4 — относительная деформация препятствий; v^h—
суммарный коэффициент вариации глубины резания вследствие
неравномерности перемещения машины и неравномерности
стружкообразования.
Значения коэффициентов вариации приведены ния<е.
Скорость подачи, м/с .
Коэффициент вариации:
V5H................
Vck................
Vh.................
V2ft .	.	. i J
.	.	0,025—0,033
.	,	0,030 - 0,25
. .	0-22
. .	0,4
,	,	0,50-0,48
.0,033—0,05
0,025—0,17
0,22
0,4
0,48-0,44
0,05—0,066-
0,17—0,11
0,22
0,4
0,44—0,42
Уравнение движения для участка cd
ристики при замене его прямой с учетом
—/<Рп +А4П + <Рп — 41н+ с<рц,
или
1 - . с Мп — Ми
<рп — <Рп + — <Рп — у
механической характе-
формулы (12.14) будет-
(12.21)
Характеристическое уравнение
1 с п
r2—kjr+~r=0
имеет комплексные корни
=	-ik^-- = a±bl’ таккак-^-- —<°-
Частное решение неоднородного дифференциального уравне-
ния (12.21) имеет вид Мп~с — •
Общее решение уравнения (12.21)
<рн = C1eaf cos bt + С2еа/ sin bt +---.	(12.22)-
Для определения Ci и С 2 примем начальные условия при t—
= 0: cpii=<pm и <рп = (£>т-
Дифференцируя уравнение (12.22) по времени и преобразуя,.
получим
фП = Cj (aea/cos W — 6ea/sin W) + С2 (aea/sin W + 6ea/cos W).	(12.23)
Подставив / = 0 в выражения (12.22) и (12.23) и учитывая со-
гласно (12.18), ЧТО <Ргп= —-t\, получим
2й)н
А =-------3----- ------С-----’
а>т a f 2<он + сй/п .	44п 44н \
С2 = -6 ДД 3	с )
о	1	1с	1
Здесь a = ~2kJи b==V I ~	•
244
245
Зная, что фп=<рц(/) (см. уравнение 12.22), найдем момент,
передаваемый элементами привода.
Л1Ш = Ми + с<рн = Мп 4- с (C^at cos bt 4- C^at sin bt).	(12.24)
Момент, развиваемый двигателем, как. функцию времени t,
найдем из условия	....
1 • с
Л4двп = Л4П + фи = Л4П + (aeat cos bt — beat sin bt) 4-
C,
+ — (aeat sin bt 4~ beat cos bt).
Динамический момент в системе
Л4д11 = AftI1 — Л1ДВ11.
Исследование уравнения (12.24) показывает, что М4ц =
= f(/)—возрастающая функция с максимальным значением
в момент остановки ротора при t=t2.
; Максимальное значение найдем из условия
ЛИт
-^Г- = 0-	5 (12.25)
Взяв производную (12.25), после преобразований найдем
значение
Ь arctg Cib_Ci0 •
Расчетный момент, приведенный к валу двигателя, для ре-
дуктора привода получим из (12.24) при t=t2
Мр = Мп 4- с (Cje12^ cos bt2 4- С2еа*2 sin bt2).
Все изложенные выше выводы могут быть применены для
оценки максимального момента в трансмиссии различных вы-
емочных машин при расчете их на прочность.
Изучение осциллограмм записей моментов в трансмиссии
исполнительного органа и расчеты показывают, что при воз-
никновении пиковых нагрузок, не вызывающих опрокидыва-
ния двигателя, время их преодоления At находится в диапазо-
не 0,015—0,05 с. Это время сопоставимо с периодом Т собст-
венных колебаний трансмиссий исполнительных органов ком-
байнов Т = 0,025—0,035 с.
Из прикладной теории упругих колебаний систем известно,
что реакция динамической системы при воздействии на нее
импульса силы небольшой продолжительности зависит от со-
отношения
М
a — ijf •
246
Коэффициент динамичности в системе в этом случае опре-
деляется по выражению
Ад = 2 sin ла.
и достигает максимума (&д=2) при а=0,5, при а<0,15, £д<1.
Период собственных колебаний системы «ротор двигателя—
исполнительный орган» может быть определен по выражению1
Т = 2лТ/-77/р/2-7 v
' с1\‘р~Г‘а.о)
Очевидно, что при соотношении T>-0Ajg- коэффициент ди-
намичности нагрузки в системе будет меньше единицы. Изме>-
няя параметры системы, влияющие на величину Т, можно
добиться такого соотношения At и Т, при котором встреча с
преодолеваемым исполнительным органом препятствием не-
будет оказывать существенного влияния на момент в транс-
миссии.
Методика расчета максимальных нагрузок в приводе очи-
стного комбайна изложена в ОСТ 24.070.17. «Машины очист-
ные. Комбайны. Расчет максимальных нагрузок. Методика».
Статическая прочность по максимальной нагрузке опреде-
ляется из сравнения запаса прочности с минимально допусти-
мым значением запаса прочности по пределу текучести.
Расчет на прочность и жесткость элементов привода вы-
емочных машин проводится по ОСТ.12.44.097—78 «Валы и
оси. Расчет на прочность и жесткость» и ОСТ 12.44.098—78-
«Передачи зубчатые. Цилиндрические эвольвентные. Расчет
на прочность».
§ 6. Выбор исходных данных для расчета
трансмиссий на усталостную прочность
При расчете элементов трансмиссий на прочность главное
значение имеет максимальная величина действующей нагруз-
ки. Однако, как показывает опыт, разрушение элементов кон-
струкции может наступить при переменных нагрузках, состав-
ляющих 35—40% максимальных. Разрушение детали проис-
ходит не сразу, а по прошествии определенного времени,
работы. В этом случае говорят об усталостном разрушении, и
расчет выполняется из условия обеспечения усталостной проч-
ности.
При расчете на усталость несущая способность деталей,,
нагруженных переменными нагрузками, с меняющимися во
времени амплитудами и частотой определяется режимом не-
стационарной нагруженности и закономерностями накопления
усталостных повреждений. Для правильной оценки закономер-
ностей накопления усталостных повреждений должен учиты-
247"
•Рис. 12.14. Кривая выносливости (а) и графики неустановившихся режимов
нагружений (б — ступенчатое изменение амплитуд напряжений по трем уров-
ням, в — режим изменения нагрузки со статистическим распределением)
ваться ряд факторов, существенными из которых являются:
данные о нагрузке или напряжениях; число циклов нагруже-
ний на отдельных уровнях нагрузки или их относительные ве-
личины; геометрия детали; прочностные характеристики мате-
риала детали; среда, в которой находится деталь и ряд техно-
логических факторов.
На рис. 12.14 в качестве примера показаны кривая вынос-
ливости и графики неустановившихся нестационарных режи-
мов нагружения.
Особенность расчета на усталостную прочность при неста-
ционарном режиме нагружения заключается в выборе расчет-
ного уровня нагрузки. Очевидно, что если расчет выполнить по
максимальным нагрузкам установившегося режима работы,
-т. е. напряжения, вызванные ими, принять равными пределу
выносливости, то элемент конструкции получится необоснован-
но больших размеров и металлоемким. При расчете по мини-
мальным амплитудам разрушение произойдет при ограничен-
ной долговечности.
В основе современного метода расчета элементов привода
на усталостную прочность и долговечность лежит гипотеза о
линейном характере накопления усталостных повреждений —
при многократном воздействии амплитуд различного уровня.
Первые экспериментальные подтверждения этой гипотезы бы-
ли получены в довоенные годы В. М. Бахаревым (СССР).
Линейный характер накопления усталостных повреждений был
многократно подтвержден в исследованиях, выполненных под
руководством акад. С. В. Серенсена, и в других работах.
Анализ результатов исследований прочности образцов и
элементов конструкций, находящихся под воздействием пере-
248
менных, длительно действующих нагрузок показывает, что
сумма относительных долговечностей равна определенной вели-
чине, т. е.
k
,^- + ^- + ...+^- = У^-=а>	(12.26).
Ni ~ N2 '	' Nk	Nt	v '
”1
где тг- — относительная долговечность; . п, — число циклов:
'vi
повторения напряжений величиной о,-, которое удалось нако-
пить до моментов разрушения; Nt — число циклов повторения
напряжений, необходимых для разрушения от усталости при
том же напряжении кт, по кривой усталости; а — сумма отно-
сительных долговечностей.
Величина а зависит как от свойств материала и геометрии
детали, так и от режима нагружения. Если режим нагружения
отличается значительной неравномерностью, т. е. при относи-
тельно низком длительно действующем уровне напряжений
появляются' значительные напряжения с относительно неболь-
шой длительностью их действия, — сумма относительных дол-
говечностей, как правило, становится меньше единицы.
Практически, это выливается в ограничение долговечностк
испытуемого образца против расчетной. При п>1 фактическая
долговечность превышает расчетную и можно говорить о упроч-
няющем режиме нагружения.
На практике величину суммы относительных долговечно-
стей не удается получить расчетным путем. Поэтому при вы-
полнении практических расчетов принимается, что а—1.
Использование зависимости (12.26) позволяет в общем слу-
чае записать условие прочности при неустановившемся режи-
ме нагружения в виде
<тэкв =	(12'27>
где Оэкв — напряжение установившегося режима (с постоянны-
ми амплитудами), эквивалентное по эффекту разрушения не-
стационарному режиму; т — показатель степени кривой вы-
носливости; No — базовое число циклов нагружения, на кото-
ром устанавливается предел выносливости; кт,-— амплитуда
напряжений неустаровившегося режима; % — число периодов:
Тп, в течение которых происходит весь процесс изменения ве-
личин напряжений (см. рис. 12.14); п, — число циклов повто-
рения напряжений о,; cfi — предел выносливости.
Формула (12.27) удобна при ступенчатом изменении уровня
напряжений. В случае непрерывного изменения амплитуд на-
249
пряжений условие прочности определяется по выражению
где иСум — общее число циклов изменения всех перегрузочных
напряжений <n; отах — максимальное значение амплитуд дей-
ствующих напряжений; Ф'(щ-) —функция плотности распреде-
лений амплитуд напряжений. ,
Д. Н. Решетов ввел в расчет понятие коэффициента долго-
вечности k3, определяемого из условия
0-1 ~ ^шах>
где
На практике удобнее использовать не отношения амплитуд на-
пряжений, а перейти к амплитудам действующих, нагрузок.
По данным наблюдений, во время эксплуатации обычно из-
вестны для .каждого режима работы нагрузки М2..., соот-
ветствующие частотам вращений п.\, п2, ... (в секунду) и про-
должительность действия Ti, Т2, ... (в часах) каждой состав-
ляющей. В этом случае коэффициент долговечности может
быть представлен в виде
(12.28)
где 7'=27'/ — общее время работы машины; Мтах, п — макси-
мальная нагрузка и соответствующая ей частота вращения (ча-
стота приложения нагрузки); т' — показатель степени, завися-
щий от вида напряженности состояния:’ т' = т — для напряжен-
ных состояний, у которых напряжения пропорциональны нагруз-
, т
кам; т =-%— для контактных напряжении при начальном ка-
сании по линии (контакт цилиндрических поверхностей);
/ т
т =-д-—для контактных напряжении при начальном касании
в точке (контакт сферических поверхностей).
В формуле (12.28) первый множитель характеризует срок
службы, второй — переменность режима. Аналогичная зависи-
мость может быть получена и при режиме нагружения, задан-
ном в виде функции распределения амплитуд нагрузки.
С использованием коэффициентов долговечности весь экс-
плуатационный спектр неустановившихся амплитуд напряже-
ний может быть заменен нагрузкой с постоянной амплитудой
изменения во времени, действие которой по эффекту накопле-
250
Рис. 12.15. Нагрузочные режимы работы трансмиссий приводов:
а — заданный ступенчатым графиком (привод механизма подачн комбайна 2К52); б —
заданные в виде функций распределения Ф(а); 0 — постоянный; / — тяжелый; 2 — сред-
ний равновероятный; 3 — средний нормальный; 4 — легкий
ния повреждений эквивалентно действию данного .нестационар-
ного режима:
Л1Э = ^э^тах»
где Мэ— эквивалентная нагрузка (момент). _
На црактике для вычисления ka необходимо знать расчет-
ное число циклов нагружений элементов трансмиссий за весь
срок службы и параметры режима нагружения. Обычно режим
может быть задан или в виде диаграммы нагрузок, или в виде
функции распределения амплитуд (рис. 12.15).
Диаграмма нагрузок (рис. 12.15,а), заданная ступенчатым
графиком, строится в относительных или абсолютных едини-
цах амплитуд нагрузки, которые откладываются по оси орди-
нат. Продолжительность действия того или иного уровня на-
грузки задается в относительных единицах как доля времени
всего периода эксплуатации трансмиссии.
Другой вариант задания спектра эксплуатационной нагру-
женности основан на использовании кривых распределений
амплитуд нагрузки, заданных диалогично предыдущему ва-
рианту в абсолютных или относительных единицах
(рис. 12.15,6).
В практике расчетов диаграмма нагрузок может быть полу-
чена на основании измерений нагрузки на действующем образ-
це машины и после соответствующих обобщений использована
в качестве аналога для вновь проектируемого оборудования.
Например, анализ результатов измерений нагруженности эле-
251
ментов трансмиссии проходческого комбайна ПК9Р показы-
вает, что режим работы может быть отнесен к тяжелому (кри-
вая 1 на рис. 1'2.15,6).
Режимы нагрузки приводов механизмов подачи очистных
комбайнов лежат в диапазоне тяжелого и среднего (нормаль-
ного) режимов.
При выборе спектров эксплуатационной нагруженности
трансмиссий очистных комбайнов считается, что распределение
амплитуд нагрузки описывается усеченным нормальным рас-
пределением.
Согласно ОСТ 12.44.109—79 «Комбайны очистные. Выбор
спектров эксплуатационной нагруженности трансмиссий. Мето-
дика» за основную характеристику распределения амплитуд
нагрузки принимается коэффициент вариации распределения
случайной величины
VtP = /v21H + А:2ус (v22H + V23H) + v24h + v25H ,
где vTp — коэффициент вариации нагрузки в трансмиссии к ис-
пблнительному органу (представляет собой отношение средне-
квадратического отклонения амплитуд нагрузки к среднему
значению нагрузки); т1и—коэффициент вариации изменчиво-
сти нагрузки на резцах исполнительного органа, обусловлен-
ный его конструктивными особенностями; &ус—1,23 — коэффи-
циент усиления нагрузки в трансмиссии к исполнительному
органу по сравнению с нагрузкой на исполнительном органе;
V2h — коэффициент вариации, отражающий изменчивость на-
грузки на резцах исполнительного органа, обусловленную осо-
бенностями хрупкого разрушения угля одиночным резцом и
схемы их расстановки; тзи— коэффициент вариации, отражаю-
щий изменчивость нагрузки на резцах исполнительного органа,
«обусловленную особенностями схемы расстановки резцов на
исполнительном органе и изменчивостью угля резанию по мощ-
ности пласта и заглублению в массив; V4H — коэффициент ва-
риации, отражающий изменчивость нагрузки, обусловленную
непостоянством сопротивляемости угля резанию по длине ла-
вы; V5H — коэффициент вариации, отражающий изменчивость
нагрузки на резцах исполнительного органа, обусловленную
неравномерностью движения комбайна в направлении подачи.
Величина via = vK составляет via<0,05.
Коэффициент вариации V2n определяется для положения
исполнительного органа с минимальными значениями суммар-
ной силы резания по формуле
где vp — коэффициент вариаций сил резания на одиночном рез-
252
це; vP = 0,5—0,6 — для угольного пласта без включений креп-
ких прослойков и vp=0,7—0,8 — для угольного пласта с круп-
ными включениями размером 100—1000 см2 при объемном со-
держании 1,0—2,5%; 7.1 и Fmin — значения сил резания и сум-
марной: силы резания, принимаемые по ОСТ 12.47.001—73;
лр — число одновременно режущих резцов.
Для цепных и буровых исполнительных органов при одина-
ковом расстоянии между резцами в линиях резания
Коэффициент вариации
где Vac — коэффициент вариации изменчивости сопротивляемо-
сти угля резанию в поперечном сечении лавы (по мощности
пласта и ширине захвата); при сопротивляемости угля реза-
нию Ар= 18004-2400 Н/см vac=0,35, при Ар = 24004-3000 Н/см
Vac = 0,32.
Для цепных и буровых исполнительных органов при одина-
ковых расстояниях между резцами в линиях резания
Уас
V3H — г— •
V «p
Значения V4h также принимаются в зависимости от сопро-
тивляемости угля резанию. Для Ар= 18004-3000 Н/см
х’4и = 0,134-0,15. Большие значения V4H соответствуют меньшим
значениям сопротивляемости.
Коэффициент вариации vs« является функцией средней ско-
рости подачи комбайна. При изменении скорости подачи в
диапазоне от 0,016 до 0,05 м/с vsh изменяется от 0,32 до 0,13.
Коэффициент вариации нагрузки в общем приводе опреде-
ляется как среднее по формуле
(Уоб) min + (Уоб)тах
Уоб —	о
где voa — коэффициент вариации нагрузки в общем приводе;
(Уоб)ты и (vo6) max —минимальный и максимальный коэффи-
циенты вариации нагрузки в общем приводе, определяемые со-
ответственно для случаев работы комбайна в пластах макси-
мальной и минимальной мощностей.
(Уоб)т1П
max
253

где Mi — средний момент в трансмиссии к отдельному исполни-
тельному органу; определяется как часть среднего моментов
общего привода; Моб — средний момент общего привода; п —
число исполнительных органов.
Амплитуда эквивалентного крутящего момента (нагрузки)
для расчета зубьев колес на изгибную и контактную выносли-
вость и валов на изгибную выносливость определяется по фор-
муле
Мэ = ^э^тах’
где Мэ — амплитуда эквивалентного крутящего момента, Н-м;
Мшах — максимальный длительно действующий крутящий мо-
мент, Н-м;
•Чпах = (14- 3v) М,
где М — длительно действующий крутящий, средний момент,
Н-м.
; Амплитуда эквивалентного крутящего момента для расчета
валов на усталостную прочность при кручении определяете;
по формуле
Л4Э = АэЛ4а max,
где Мд. шах — максимальная длительно действующая амплитуда
крутящего момента, Н-м.
Л^А max = 3vAf.
Коэффициент долговечности k3 определяется в зависимости
от вида напряженного состояния трансмиссии и рассчитыва-
емого элемента по ОСТ 12.44.109—79.
Эквивалентная нагрузка для расчета долговечности под-
шипников рассчитывается по формулам:
для шариковых подшипников
р__р т 0,33 .
* — * mavfln ’ »
для роликовых подшипников
Р Ртах (тп)0’3 ’
где Р — эквивалентная нагрузка для расчета долговечности
подшипников, Н; Ртах — длительно действующая максималь-
ная нагрузка, Н; тга0,33 и (от'и)0,3 — коэффициенты эквива-
лентности нагрузки, определяемые в „ функции v по
ОСТ 12.44.109—79.
Максимальная длительно действующая нагрузка Ртах рас-
считывается по максимальному длительно действующему кру-
тящему моменту Мтах — см. формулу (12.74).
Методика выбора спектра эксплуатационной нагруженно-
сти трансмиссий очистных комбайнов изложена в
ОСТ 12.44.109—79.
254
Таблица 12.4
Марка стали	Рекомендуемая область применения
20Х	Шестерни, кулачковые муфты, цилиндры, валики, на- правляющие, планки, плунжеры, гильзы, червяки, золот-
	НИКИ
40Х ЗОГ	Шестерни, вал-шестерни, валы, оси, роторы гидрона- сосов, муфты, направляющие, штоки Валики, винты, штифты, рычаги, упоры, гидроцилиндры, кольца, рештаки, диища, рамы переходных секций
45Г2	Утюги бара, звенья конвейерных цепей, валы, полуоси, червяки, шатуны
18ХГТ	Детали сечением до 40 мм: шестерни, вал-шестерни, червяки, кулачковые муфты, втулки, гильзы, золотники
ЗОГХТ	Детали сечением до 80 мм: шестерни, вал-шестерни, ва- лы, звездочки Вал-шестерни, шестерни
25ГХМ	
30ХМА	Сварные круглозвеиные цепи калибра .23—26 мм клас- са 80, шестерни, валы, цапфы, втулки
35ХМ	Валы, шестерни, короики, вал-шестерии, оси
40ХН	Шестерни, вал-шестерии, валы, муфты, цилиндры, оси, плунжеры, клапаны
12ХНЗА .	Шестерни, вал-шестерни, червяки, кулачковые муфты, оси, шлицевые втулки, крестовины
20Х2Н4А	Детали сечением более 100 мм: шестерни, вал-шестерни сложной конфигурации, валы, оси, ролики
ЗОХГСА	Штоки, цилиндры, валы, оси, сварные конструкции
20ХГНР	Детали сечением до 80 мм: шестерни, вал-шестерии, чер- вяки, звездочки, кулачковые муфты, валики, втулки
40ХН2МА	Детали сечением до 300 мм: вал-шестерни, валы, шестерни
18Х2Н4МА	Детали сечением более 100 мм: крупномодульиые зуб- чатые колеса, вал-шестерии, зубчатые рейки
25X2 ГНТА	Детали сечением до 100 мм: шестерни, вал-шестерни сложной конфигурации,,шлицевые валы, пальцы, роли-
	ки и др.
С учетом специфики работы и режимов нагружения транс-
миссий приводов и других элементов конструкций в табл. 12.4
в соответствии с ГОСТ 4543—71 даны рекомендации по ис-
пользованию сталей.
§ 7. Уравнения движения привода
Наиболее общей формой уравнения движения в общем слу-
чае являются уравнения, предложенные Лагранжей в 1760 г.
Метод Лагранжа основан на понятии обобщенных координат.
Под обобщенными координатами х(- понимают независимые
друг от друга однозначные функции времени, с помощью кото-
рых полностью описывается движение системы.
255
. d ( дТ
di I д'
\ ^xi
Уравнения Лагранжа для обобщенных координат
дТ „
= (i = l,2,...,n),	(12.29)
где t — время; Т — кинетическая энергия системы; Qt- — обоб-
щенная сила; xt — обобщенная координата; xt — обобщенная
скорость; i — порядковый номер обобщенной координаты; п —
число степеней свободы механической системы.
При составлении уравнений движения необходимо помнить,
что упругие свойства элементов движущихся систем, имеющих
одинаковую жесткость, но расположенных в различных местах
трансмиссии, не равноценны с точки зрения динамики маши-
ны.
Динамическая значимость упругого элемента привода опре-
деляется величиной потенциальной энергии его деформации.
Эквивалентными считаются упругие элементы, имеющие рав-
ную величину потенциальной энергии деформации.
В связи с тем, что величина абсолютной жесткости каких-
либо элементов не является показателем их динамической зна-
чимости, удобно при построении эквивалентных схем движу-
щихся систем пользоваться понятием приведенной жесткости
участка.
Под приведенной жесткостью участка понимается крутящий
момент (или усилие), который необходимо приложить к неко-
торому определенному сечению трансмиссии (центру приведе-
ния), чтобы повернуть его на 1 рад. (или сдвинуть на t м) за
счет упругой деформации данного участка. За центр приведе-
ния чаще всего принимается или ротор двигателя, или привод-
ная звездочка.
Приведенная жесткость участка трансмиссии
СПр = Су -2 ,
где спр — приведенная жесткость участка, Н-м/рад; су — жест-
кость участка, Н-м/рад; i — передаточное число между выде-
ленным участком и центром приведения.
Линейная жесткость элементов, подвергающихся растяже-
нию (цепи, канаты),
Ео R2
Спр— £	/2 .
где Ео — жесткость цепи (каната), Н; R — радиус звездочки,
м; L — длина участка, м; I— передаточное число между валом,
звездочки и центром приведения. •
256
Зная приведенную жесткость участков, можно найти при-
веденную жесткость всей трансмиссии из выражения
где с — приведенная жесткость трансмиссии; а — приведенная
жесткость t-го участка; k — число участков.
Подобные рассуждения относятся и к оценке динамической
значимости в системе привода движущихся масс. Эквивалент-
ными в динамическом отношении массами считаются массы,
обладающие равными кинетическими энергиями.
Под приведенной массой понимается величина массы (или
момента инерции), которую нужно расположить в центре при-
ведения, чтобы получить кинетическую энергию, равную кине-
тической энергии заданной массы при допущении, что транс-
миссия абсолютно жесткая.
Приведенные моменты инерции для вращающихся и дви-
жущихся элементов определяются соответственно по формулам
Лц> = /у t'2 •
R2
/пр — р »
где /Пр — приведенный момент инерции, кг-м2; /у—момент
инерции вращающегося элемента трансмиссии, кг-м2; т — мас-
са движущегося элемента, кг.
На рис. 12.16 показана эквивалентная схема привода гор-
ной машины с асинхронным приводом. На схеме приняты сле-
дующие обозначения: Мс— момент внешних сил (нагрузка),
Н-м; Мдв — момент асинхронного двигателя, Н-м; /п — при-
веденный к ротору двигателя момент инерции исполнительно-
го органа, кг-м2; Ц — момент инерции ротора двигателя, кг-м2;
С1.2, Сг.з, -•> Сп-\,п — приведенные к ротору двигателя жесткости
элементов трансмиссии, Н-м/рад; ki,2, kn-i, п — коэффи-
циенты неупругого сопро-
тивления, пропорциональ-
ные относительной скоро-
сти вращающихся масс, НХ
Хм-с; <рга — приведенная к-
ротору двигателя угловая /^6
координата исполнительно-
го органа, рад; <р2, <рз> —,
Фп-i — приведенные к рото-
ру двигателя угловые коор-
Рис. 12.16. Эквивалентная схема приво-
да с асинхронным двигателем выемоч-
ной машины
динаты промежуточных
звеньев трансмиссии, рад;
Ф! — угловая координата ро-
тора двигателя, рад.
17—240
257
При составлении уравнений движения примем за обобщен-
ные координаты угловые перемещения элементов привода фЬ
ф2, ..•> фп-1, фп.
Кинетическая энергия системы
Т =	(12.30)
Работа сил при бесконечно малых перемещениях обобщен-
ных координат:
внешних
+	(12.31)
внутренних
6Л2 = [-с1;2 (<pi — <р2) — а12 (Ф1 — <p2)J бФ1 + [с1)2 (Ф1 — ф2) +
"Ь ^1,2 (ф1 Фа) с2,3 (Ф'2 Фз) ^2,3 (Фз Фз)1 ^Фз "Ь ' '  4“
+ 1сп-1,п (фп-1 -фп) + *П-1;П (фп-1 Фи)] бфи- (12.32)
Обобщенные силы определяются
т. е. обобщенная сила, соответствующая координате х,, пред-
ставляет собой отношение суммы работ, производимых внут-
ренними и внешними силами, действующими на систему при
бесконечно малом изменении координаты х,-, на величину 6х,
к этому бесконечно малому изменению координаты бх,.
Используя выражение (12.33) с учетом формул (12.31) и
(12.32), получим
Qcpi = 1Идв с1,2 (ф1 Фа) ^1,2 (Ф1 фг) i
Q<p2 = Cj)2 (ф1 Фа) + &1)2 (Ф1	Ф2)	С2,3 (ф2 фз) (ф2 фз);
Qq>n — —Мс *Ь cn-i;n (фп-1 — фп) + ^п-1,п (фп-1 фп)*
Взяв согласно формуле (12.29) соответствующие производ-
ные от кинетической энергии системы [см. формулу (12.30) ] с
258
учетом значений обобщенных сил, запишем уравнения движе-
ния привода
7 хФх — ^дв ci,2 (фх Фа) ^1,2 (фх Фг) >
/2Ф2 = с1,г (фх Фг) + ^х,2 (Фх Фг) с2,з (фг ~ Фз) ^г,з (Фг Фз)»
Iпфп —	+ сп-х,п (фп-i фп) + ^n-i,n (фп-х Фп) •
Эта система дополняется уравнением, учитывающим влия-
ние электромагнитных свойств асинхронного короткозамкнутого
двигателя на работу привода выемочной машины:
мо—Ф1	% .. ,	1 л
®о - 2Мкр Мдв+ 2сосЛ4кр МДВ.
где сое — угловая частота сети, с-1; ®о — скорость идеального
Ш- I
холостого хода, ®о=~у-, с , р— число пар полюсов двигателя.
Методика составления уравнения движения систем с посту-
пательным движением, например исполнительного органа фрон-
тального агрегата, аналогична описанной выше. Учет динами-
ческих характеристик различных двигателей при составлении
уравнений движения приводов подробно изложен в работе [6].
*
§ 8. Конструкции характерных узлов трансмиссии
исполнительного органа очистного комбайна
Составной частью привода выемочной машины является
трансмиссия, передающая движение и мощность от двигателя
к рабочим органам. Как правило, трансмиссии исполнительных
органов в выемочных машинах являются наиболее напружен-
ными. Кроме того, у современных очистных комбайнов испол-
нительные органы для обеспечения регулирования их по мощ-
ности пласта располагаются на качающихся редукторах, яв-
ляющихся составными частями трансмиссии.
Ниже в качестве примера рассмотрены конструкции ряда
характерных узлов трансмиссий исполнительных органов очи-
стных комбайнов типоразмеров ПУ6 и ПУ8.
Для передачи крутящего момента с вала электродвигателя
на первую пару редуктора установлена зубчатая муфта, поз-
воляющая отсоединять вал двигателя от трансмиссии.
Узел зубчатой муфты редуктора исполнительного органа
комбайна К200 (рис. 12.17) состоит из полумуфты 1, закреп-
ленной на валу двигателя, и полумуфты 2, закрепленной на
входном валу редуктора. Полумуфты имеют модуль т=6.
Переключение муфты осуществляется с помощью механизма
переключения, состоящего из плавающей обоймы 3, кольца 4
17‘	259
Рис. 12. 17. Узел зубчатой муфты редуктора исполнительного органа на ком-
байне К200
и вилки 5 с сухарями 6. Для того, чтобы сухари 6 не изнаши-
вались от трения при вращении обоймы 3, их воздействие на
муфту осуществляется через промежуточное неподвижное коль-
цо 4, которое соединяется с вращающейся обоймой 3 через
шарикоподшипник 7 № 1,000836. Полумуфты и обойма изго-
товлены из стали 18ХГТ, сухари — каленые из стали 45. Для
облегчения включения муфты на торцах зубьев полумуфт с
заходной стороны снята фаска. Полумуфты соединяются с
валами с помощью шлицевых соединений. Для обеспечения
герметизации масляной ванны от электродвигателя на стыке
между редуктором и двигателем установлена торцевая манже-
та 8. Для уменьшения давления масла на резиновые манже-
ты 9 к полумуфте 1 приваривается маслоотбойное кольцо 10.
На рис. 1'2.18 показан узел конической пары редуктора при-
вода исполнительного органа комбайна К200. В корпусе 1 ре-
дуктора, отлитого из стали 35ФАЛ, через расточку диаметром
380 мм в правом торце монтируется узел вала конической шес-
терни 2. Так как вторая коническая шестерня 3 имеет боль-
шой наружный диаметр, она закладывается в редуктор через
верхнюю крышку. В связи с действием на валы конических
260
__L—
Рис. 12.18. Узел конической пары редуктора привода исполнительного органа комбайна К200
Рис. 12.19. Узел конической вал-шестерни
шестерен не только радиальных, но и больших осевых нагру-
зок в качестве опор для конических пар применены радиаль-
ные сферические роликоподшипники 4 (№ 3620); 5 (№ 3526)
и б (№ 3522) в сочетании с упорными подшипниками 7
(№ 8124). Регулирование упорного подшипника осуществля-
ется с помощью набора тонких металлических прокладок 8
толщиной 0,35 мм, которые подкладываются под фланцы 9
крышек подшипников. Конические шестерни изготовлены из
стали 20Х2Н4А с внешним окружным модулем т;е=10. Шес-
терня 3 выполнена с круговым двояковогнутым зубом, а шес-
терня 2— с круговым двояковыпуклым, что увеличивает их
износоустойчивость. Регулирование и устранение погрешностей
осевого положения конической пары при сборке редуктора
осуществляется с помощью набора тонких металлических про-
кладок 10, которые подкладываются под фланцы стаканов И.
Последующие цилиндрические пары в- редукторе выполнены
так, что одна из шестерен пары имеет бочкообразный зуб для
компенсации технологических ошибок.
Смазка шестерен и подшипников осуществляется с по-
мощью одноплунжерного насоса 12, который работает при
вращении диска 13.
На рис. 12.19 приведен пример регулирования упорного
подшипника 1 на валу конической вал-шестерни с помощью
подшлифовки кольца 2.
Одним из ответственных узлов трансмиссии привода явля-
ется узел стыковки поворотного редуктора (качалки) шнека с
основным корпусом привода. Установка опор привода шнека
в корпусе основного редуктора комбайна КЮЗ (рис. 12.20)
осуществляется с помощью каленых втулок, две из которых 1
и 2 насаживаются на корпус 3 привода шнека с натягом, а
другие две 4 и 5 закладываются в корпус 6 основного редук-
262
Рис. 12.20. Опорный узел редуктора качалки комбай-
на К1ЮЗ
тора. От проворачивания втулки 4 и 5 фиксируются бобышка-
ми 7. Трущиеся пары смазываются густой смазкой, подаваемой
через масленки, предусмотренные в корпусе основного редукто-
ра. Фиксируется привод шнека от осевых перемещений в кор-
пусе основного редуктора двумя пальцами 8. Так как входной
вал 9 привода шнека опирается на разные корпуса, в качестве
опор для него применяются роликоподшипники радиальные
сферические 10 № 3528 и 11 № 3620, которые способны нор-
мально работать при небольших перекосах.
Привод шнека предназначен для передачи крутящего мо-
мента от выходного вала основного редуктора к шнеку.
Передача вращения внутри привода шнека комбайна 2КЮ1
(рис. 12.21) осуществляется двумя вал-шестернями 1 и 2 и па-
разитной шестерней 3, которые монтируются в корпусе 4, от-
литом из стали 35 ФАЛ, через расточки в боковых стенках.
Все шестерни изготовлены из стали 20Х2Н4А с модулем
т=14. Средняя паразитная шестерня изготовлена с бочкооб-
разным зубом, что позволяет компенсировать технологические
263
264
Рис. 12.22. Узел крепления шнека на выходном валу привода
ошибки и перекосы при деформациях корпуса под нагрузкой.
Опорная часть корпуса выполнена в виде трубы с двумя ци-
линдрическими поверхностями, на которые сажаются термооб-
работанные шлифованные втулки 5 и б. Между втулками на
эвальвентных шлицах монтируется обойма с проушиной, к ко-
торой крепится шток гидродомкрата, поворачивающего привод
шнека вокруг горизонтальной оси. Так как валы привода
шнека и ось имеют большие нагрузки, то в качестве опор для них
применяются радиальные сферические роликоподшипники 13,
14 и 15 — № 3528 и 16— № 3526. Кроме того, на выходном
валу 2, для восприятия значительных осевых усилий от шне-
ка, ставится упорный одинарный подшипник 17 — № 8134Л.
Регулирование подшипников 17 и 15 осуществляется с по-
мощью тонких металлических прокладок 23. Для защиты ре-
дуктора от проникновения в него пыли на выходном валу приме-
няется лабиринтное уплотнение 18 в сочетании со специальным
пылезащитным уплотнением 19. Для уплотнения крышек и ва-
лов используются манжеты резиновые армированные 20, резино-
йые уплотнительные кольца 12 и паронитовые прокладки 21.
Оба вала и ось 7 изготовлены пустотелыми. В них прокла-
дываются трубопроводы 8, 9 и 10 для подвода воды к форсун-
кам на шнеке. Вся оросительная система привода шнека на-
дежно уплотняется с помощью резиновых манжет 11 и резино-
вых уплотнительных колец 12. Шнек соединяется с выходным
валом эвальвентными шлицами и фиксируется от осевого сме-
щения двумя разрезными калеными полукольцами 22, кото-
рые изготовлены из стали 40ХН.
На рис. 12.22 показан узел крепления шнека на выходном
валу привода шнека комбайна К103. Шнек соединяется с вы-
ходным валом 1 через ступицу 2 эвальвентными шлицами, ко-
торые позволяют передавать высокие моменты. Фиксируется
шнек от осевого смещения двумя разрезными полукольцами 3,
.а регулируется металлическими прокладками 4. Вал-шестерня
1 опирается на роликоподшипники 5 — № 3524, которые в со-
четании с упорным подшипником 6 — № 8228, воспринимают
осевые усилия, возникающие при работе шнека. Шнек пред-
ставляет собой трубу 7, изготовленную из стали 20 с наварен-
ными на нее двумя лопастями 8, согнутыми по спирали из лис-
та толщиной 25 мм, изготовленного из стали 45. К лопастям
приварены резцедержатели. С забойной стороны к трубе и
лопастям приварено кольцо 9 с кулаками. На шнеке устанав-
ливаются резцы РКС1 и форсунки. Подвод воды к шнеку осу-
ществляется через полый вал 1 привода шнека, в котором про-
ходит труба орошения 10, крышку 11 и трубки, приваренные
к трубе шнека вдоль лопастей.
В настоящее время разработан унифицированный редуктор
Р79 привода исполнительного органа комбайнов 1КЮ1, 2К52М
и КШ1КГ.
266
Раздел IV
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ КРЕПЕЙ
Г л а в а 13
МЕХАНИЗИРОВАННЫЕ ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ КРЕПИ
$ 1. Общие сведения
Первая механизированная крепь была создана в СССР еще до
Великой Отечественной войны по предложению И. А. Журав-
лева. Широкое применение механизированных гидравлических
крепей в угольной промышленности СССР началось в период
1956—1965 гг., когда были разработаны и стали серийно вы-
пускаться крепи типа М87, ОМКТ и М100. Опыт эксплуатации
комплексов с механизированными крепями • показал, что они
способствуют повышению производительности труда, снижению
себестоимости добычи угля и сокращению производственного
травматизма, а также значительно облегчают управление гор-
ным давлением. Ряд механизированных крепей и созданных
на их основе комплексов оборудования являются уникальными
и не имеют аналогов в зарубежной практике (КМ120, АМС,
КТУ, 2МКЭ и др.).
Оградительно-поддерживающие крепи типов ОМКТМ и ОКП
и поддерживающе-оградительные крепи типа МК явились осно-
вой для разработки аналогичных конструкций за рубежом по
технической документации СССР.
Механизированная крепь в процессе взаимодействия с бо-
ковыми породами в общем случае выполняет три основные
функции: управление кровлей, активное поддержание кровли
в рабочем пространстве лавы и защиту (ограждение) приза-
бойного пространства от обрушившихся пород. Кроме того, кон-
струкция крепи должна обеспечивать передвижку конвейера,
в том числе при его работе с погрузочными лемехами с обес-
печением подачи комбайна на забой при самозарубке, и под-
держание кровли за комбайном с отставанием от исполнитель-
ного органа последнего не более одного шага установки сек-
ции (комплекта) крепи.
Механизированные крепи для крутых пластов кроме под-
держания кровли осуществляют удержание почвы от сполза-
ния и удержание забоя от обрушения угля при выемке по вос-
станию и простиранию пласта.
Основными параметрами механизированной крепи, опреде-
ляющими условия ее применения и взаимодействия с кровлей,
являются.
267
1.	Номинальная высота крепи в сдвинутом положении в
миллиметрах (мм). Для крепей поддерживающего типа — вы-
сота по заднему ряду стоек.
2.	Начальный распор, создаваемый секцией крепи в кило-
ньютонах (кН).
3.	Рабочее сопротивление на единицу площади поддержи-
ваемой кровли в мегапаскалях (МПа) — отношение сопротив-
ления секции крепи к поддерживаемой ею площади.
Поддерживаемая секцией площадь кровли — произведение
расстояния между осями соседних секций крепи вдоль лавы
на ширину поддерживаемой полосы кровли—принимается: для
крепей, имеющих возможность в исходном положении передви-
гаться на величину захвата выемочной машины, без учета
вновь обнажаемой полосы кровли; для крепей, не имеющих та-
кой возможности, с учетом вновь обнажаемой полосы кровли.
Распределение начального распора и сопротивления крепи по
ширине призабойного пространства оказывает существенное
вдияние на условия взаимодействия секции с кровлей.
4.	Сопротивление крепи на 1 м посадочного ряда (кН/м) -—
отношение сопротивления последнего от забоя ряда стоек сек-
ции крепи или последних рядов стоек (при расстоянии между
ними не более 0,5 м) к расстоянию между осями соседних сек-
ций крепи.
5.	Коэффициент затяжки кровли — отношение поверхности
верхних перекрытий (площади верхняков) к площади кровли,,
поддерживаемой крепью выработки.
6.	Давление на почву в мегапаскалях (МПа)—отношение
суммарной нагрузки, действующей на основание крепи, к пло-
щади контактной поверхности основания.
Величина этого давления не должна превышать допусти-
мой величины для конкретных условий.
7.	Коэффициент гидравлической раздвижности — отноше-
ние высоты крепи в раздвинутом положении к высоте крепи в
сдвинутом положении, принятых по заднему ряду стоек.
Из всех. указанных параметров крепи наиболее важным
является ее сопротивление. Несоответствие сопротивления кре-
пи проявлениям горного давления в лаве переводит процесс
взаимодействия крепи с кровлей из управляемого в неуправ-
ляемый. Недостаточность сопротивления может привести к
посадке крепи «нажестко» и даже полному завалу лавы. Бо-
лее высокое, чем требуется, сопротивление приводит к раздав-
ливанию пород на контактах с крепью, ее «обыгрыванию»
и ухудшению условий труда в лаве. Величина сопротивления
крепи положена в основу расчета ее конструктивных элементов:
и в связи с этим определяет ее массу и стоимость.
Механизированные крепи состоят из секций, которые могут
включать в себя следующие основные элементы, показанные
на схемах рис. 13.1: несущие 1 (гидравлические стойки); под-
268
Рис. 13.1. Схемы секций механизированных крепей различных типов:
а — поддерживающей; б — поддержнвающе-оградительной; в — оградительно-поддержи-
вэющей; г — оградительной
держивающие 2; опорные 3; защитные или оградительные 4.
По характеру взаимодействия с боковыми породами и за-
щиты рабочего пространства забоя механизированные крепи
разделяются на поддерживающие, поддерживающе-оградитель-
ные, оградительно-поддерживающие и оградительные. Тип
крепи можно определить при ее условном расположении на го-
ризонтальной плоскости (см. рис. 13.1) соотношением проек-
ций поддерживающих £п и оградительных Lor элементов сек-
ций на эту плоскость в направлении осевой линии секции.
к основным отличительным признакам типов секций крепей
можно отнести следующие: наличие или отсутствие поддержи-
вающих элементов; наличие или отсутствие оградительных
элементов, непосредственно воспринимающих воздействие об-
рушенных пород кровли, а также наличие связи несущих эле-
ментов— стоек с элементами, контактирующими с породами
кровли, поддерживающими или оградительными.
К крепям поддерживающего типа относятся металлические
конструкции, сохраняющие устойчивость пород кровли над ра-
бочим пространством и обеспечивающие управление кровлей
полным обрушением за поддерживающей частью крепи. Крепи
выполняют две основные функции — управление кровлей и ее
поддержание в рабочем пространстве лавы. Поддерживающая
крепь, как правило, двухстоечная (типа М87), четырехстоечная
(типа М103) или шестистоечная (типа «Донбасс»), У крепей
поддерживающего типа отсутствуют элементы, непосредственно
воспринимающие воздействие обрушенных пород кровли (см.
рис. 13.1), т. е. Lor=0.
Поддерживающие крепи могут выполнять вспомогательную
функцию — защиту рабочего пространства лавы от попадания
обрушенных пород кровли.
К крепям поддерживающе-оградительного и оградительно-
поддерживающего типов относятся конструкции, имеющие как
поддерживающие, так и оградительные части.
269
Характерной особенностью крепей поддерживающе-огради-
тельного типа является соединение их стоек с поддерживаю-
щими элементами (перекрытиями) типа МК. У крепей огради-
тельно-поддерживающего типа стойки соединяются с огради-
тельными элементами (крепи типов ОМКТМ, ОКП). Поддер-
живающе-оградительные крепи (рис. 13.1) имеют более разви-
тую поддерживающую часть (£П>ЬОГ) по сравнению с огради-
тельно-поддерживающими крепями. Последние имеют поддер-
живающую часть, выполненную в виде балансирного козырька,
установленного шарнирно на оградительной части.
Оградительные крепи (рис. 13.1) не имеют поддерживаю-
щих элементов (крепи типа КТУ). При работе оградительных
крепей не сохраняется устойчивое состояние кровли над рабо-
чим пространством. В лавах, оборудованных оградительными
крепями, обрушение пород кровли происходит по линии забоя
угольного пласта. Эти крепи могут выполнять только одну
основную функцию — ограждение рабочего пространства лавы
от попадания обрушенных пород непосредственной кровли.
Все механизированные крепи в зависимости от кинематиче-
ских связей между секциями могут подразделяться на комп-
лектные и агрегатные.
Комплектной крепью называется механизированная крепь,
обеспечивающая передвижение отдельными комплектами, не
имеющими общей групповой связи по длине лавы (крепь ти-
па М97). Комплектные крепи обладают хорошей маневрен-
ностью, что используется при сложной гипсометрии пласта,
однако коэффициент затяжки кровли у них не превышает 0,5.
На рис. 13.2 показаны схемы механизмов передвижки комп-
лектной крепи.
Поступательный комплект, показанный на рис. 13.2,а,—
крепи М97, КДТ (СССР), «Вестфалия» (ФРГ), «Добсон»
(Великобритания) и другие—: состоит из двух секций 1 и 2,
гидродомкрата передвижки двойного действия 3 и связей 4 и
5 секций с домкратом. Передвижка каждой секции комплекта
производится последовательно домкратом передвижки при сня-
тии распора с перемещаемой секции. Движение всех точек
комплекта происходит по параллельным прямым.
Рис. 13.2. Схемы механизмов передвижки комплектных крепей
270
:	Рис. 13.3. Схемы перемещений агрегатных крепей
Параллелограммный комплект, показанный на рис. 13,2,6—
РГКД (СССР), «Клекнер-Ферроматик» (ФРГ) и другие — со-
стоит из двух секций 1 и 2, соединенных тягами 3, и гидродом-
крата передвижки 4. Секции в таком комплекте движутся
плоско-параллельно, их точки описывают дуговые траектории,
благодаря чему возможно боковое перемещение комплектов
крепи. Это бывает необходимо при углах падения пласта до
25°, когда под действием собственного веса комплекты постоян-
но сдвигаются по падению.
Агрегатной крепью называется механизированная, крепь,
секции которой имеют общую групповую связь по длине лавы—.»
базу, строго фиксирующую параллельность секций либо интер-
валы их расположения и обеспечивающую силовое и кинема-
тическое взаимодействие секций с базой.
Агрегатные крепи имеют все секции, кинематически свя-
занные со ставом конвейера (крепи ОМКТ, ОКП, «Донбасс»,
271
г
М87, К120 и др.) или между собой (крепи КГД, МКТ и др.),
или с базовой балкой (крепь АКД).
Примеры перемещений агрегатных крепей показаны на
рис. 13.3. По схеме а работает крепь М87, по схеме б—крепь
«Донбасс», по схеме в — крепь «Стаатсминен» (Великобрита-
ния), по схеме г — крепь ФРГ (патент), по схеме д—крепь
КГД, по схеме е — крепь агрегата Ф1.
Агрегатные крепи по сравнению с комплектными обеспечи-
вают более полную затяжку кровли, легче управляются в
плоскости пласта. При значительных тектонических наруше-
ниях эксплуатация этих крепей в ряде случаев затрудняется.
В таких условиях эффективными могут быть более маневрен-
ные комплектные крепи.
'	§ 2. Особенности взаимодействия механизированных
крепей с боковыми породами. Требования
к параметрам механизированных крепей
Механизированные крепи с точки зрения их взаимодействия
с боковыми породами должны удовлетворять следующим тре-
бованиям: обеспечивать удовлетворительное состояние кровли
в призабойном пространстве лавы;
осуществлять умеренное опускание кровли, - не приводящее
к посадке крепи «нажестко» и оставляющего необходимый за-
пас податливости крепи на ее разгрузку с учетом колебаний
мощности пласта;
обеспечивать умеренное вдавливание крепи в боковые по-
роды, не приводящее к потере устойчивости секций, осложне-
ниям при их передвижке, разрушениям пород на контактных
поверхностях;
обеспечивать необходимый отжим угля.
В процессе взаимодействия с боковыми породами, предот-
вращая их обрушение и уменьшая сближение, крепь выполняет
работу (рис. 13.4), величина которой характеризуется пло-
щадью графика Ah=f(P), где Ай — перемещение поддержи-
вающих и опорных элементов крепи на контактных поверхно-
стях в цикле взаимодействия с боковыми породами; Р — со-
противление секции крепи.
На рис. 13.4 приняты следующие обозначения: Р01 и РОг —
начальный распор, создаваемый секциями крепи; Дй1 и Дйг—
сближение боковых пород; АйВ1 и Дйв2— внедрение секций на
контактных поверхностях в боковые породы и обжатие пород
после распора; Дйп2 — средняя податливость гидростоек кре-
пи; Айи и Дй02 — внедрение секции на контактных поверхно-
стях в породы и обжатие пород в период распора; ЛР2— рабо-
та распора, совершаемая секцией в период распора; Лиг— ра-
бота податливости, совершаемая секцией по торможению сбли-
272
жения боковых пород за счет гидравлической податливости
стоек (анализ работы секции выполнен С. Т. Кузнецовым).
Из графиков видно, что величина работы Лр2, совершаемой
секцией в период распора, зависит от величины начального
распора. Левая часть графиков характеризует активную рабо-
ту крепи, тогда как правая их часть относится к ее пассивной
работе, которую крепь совершает из-за сближения боковых
пород.
В ряде случаев по причине низкого уровня начального рас-
пора, а следовательно, и малой величины активной работы,
крепи не могут обеспечить в необходимой степени управление
кровлей, особенно на пластах с труднообрушаемыми кровлями
и неустойчивыми нижними слоями. Под таким управлением
следует- понимать управление начальным распором. В это по-
нятие входят также активное повышение и снижение сопро-
тивления отдельных гидростоек и секций в течение цикла.
Увеличение начального распора обеспечивает более эффек-
тивное обжатие боковых пород, что повышает устойчивость
пород над поддерживаемой частью выработки и лучшее обру-
шение за поддерживаемым пространством.
Анализ графиков, показанных на рис. 13.4, показывает, что
при прочих равных условиях вид зависимости &hBt = (p(P) при
распоре и после него сохраняется. Поэтому при нагружении
секции к концу цикла до одинаковых величин внедрение—об-
жатие в течение цикла будет тем больше, чем меньшей вели-
чины оно достигло при распоре, т. е.
ДйВ1 + (Дй01) = дйв2 + (Дй02).
Если распор задать примерно равным номинальному Рн, то
все внедрение — обжатие произошло бы при распоре. В этом
Рис. 13.5. Графики зависимости
опускания кровли от сопротивле-
ния крепи
Рис. 13.4. Графики работы секции кре-
пи при распоре и торможении кровли
18— 40
27 3
случае в течение цикла оно осуществлялось бы только за счет
деформации ползучести и было бы сравнительно малым. От-
сюда следует, что для использования основного преимущества
механизированных гидравлических крепей, т. е. возможности
управления начальным распором, необходимо повысить на-
чальный распор.
У крепей с большой передней консолью перекрытия (как
правило у крепей, работающих на тонких пластах) начальный
распор передних стоек должен быть больше, чем задних. На
участке графика Рог—Сг секция оказывает сопротивление опус-
канию пород кровли в режиме нарастающего сопротивления за
счет упругой деформации цилиндров гидростоек и сжатия ра-
бочей жидкости.
При дальнейшем опускании кровли давление рабочей жид-
кости в поршневых полостях стоек повышается до настроеч-
ного давления срабатывания предохранительных клапанов, и
секция переходит в режим постоянного сопротивления. Средняя
податливость стоек за цикл A/iH2-
‘ Эффективность работы крепи в значительной степени опре-
деляется величиной ее сопротивления Ра-
Зависимость опускания кровли в лаве от сопротивления
крепи имеет гиперболический характер (рис. 13.5).
Из рис. 13.5 видно, что опускание кровли возрастает с уве-
личением мощности пласта Н и времени t нахождения крепи
в призабойном пространстве лавы.
Снижение сопротивления крепи до определенного уровня не
приводит к существенному увеличению опускания кровли. За-
тем наступает такой момент, когда незначительное снижение
сопротивления крепи приводит к существенному опусканию
кровли. Этот момент может быть охарактеризован точкой мак-
симальной кривизны гиперболы. Уровень сопротивления крепи,
соответствующий точке максимальной кривизны, называется
критическим (на рис. 13.5 точки Ркь Рк'г и т. д.).
По мере снижения сопротивления крепи растут как общие
величины опускания пород кровли по всем слоям, так и абсо-
лютная разница опускания различных слоев, увеличивается
число плоскостей расслоения пород. При снижении сопротив-
ления крепей ниже 0,25 МПа состояние кровли существенно
ухудшается.
Средние величины опускания кровли могут быть ориентиро-
вочно подсчитаны по выражению
ДЯ = аЯ/,	(13.1)
где A/i— величина опускания кровли, м; а — коэффициент,
учитывающий характер опускания кровли, 1/м; // — мощность
пласта, м; I — расстояние от забоя до рассчитываемого ряда
стоек, м.
274
Значения коэффициента а принимаются равными 0,040;
0,025 и 0,015 соответственно для кровель I, II и III классов по
классификации ДонУГИ. Для условий Кузнецкого, Кизелов-
ского и Карагандинского угольных бассейнов и аналогичных им
по данным ИГД им. А. А. Скочинского, ВНИМИ и других
институтов величина а принимается равной 0,05—0,10; 0,04
и 0,02—0,04 для кровель соответственно I, II и III классов.
Недостатком формулы (13.1) является то, что она не учи-
тывает влияние, оказываемое на опускание кровли сопротив-
лением крепи и временем нахождения ее в призабойном прост-
ранстве лавы.
Исследованиями ВНИМИ установлено, что опускание
кровли в призабойном пространстве лав с механизированными
крепями поддерживающего типа на пологих угольных пластах
наиболее точно описывается зависимостью [3]
k
ДЛ = 0,1(я — 1036Р + се_103Р")/Яе \	(13.2)
где а, Ь, с, п, k — эмпирические коэффициенты, зависящие от
свойств пород кровли и технологии ведения работ; Р — сопро-
тивление крепи, МПа; t — время нахождения крепи в приза-
бойном пространстве.
В частности, для условий кровель I класса значения коэф-
фициентов даны в табл. 13.1.
Верхний уровень сопротивления крепи может быть установ-
лен по допустимым удельным давлениям на боковые породы,
которые для пород почвы средней и выше средней крепости
составляют 3,5 МПа. Для механизированных крепей с разви-
тым основанием (типов М87, МК) по этому показателю сопро-
тивление может быть принято на уровне 1,0—1,2 МПа.
Из сказанного следует, что сопротивление крепи изменяется
в широких пределах от 0,3 до 1,2 МПа. По мере роста его
величины до определенного предела улучшается состояние
кровли и уменьшается ее опускание, следовательно, улучшают-
ся условия работы в лаве.
Величины сближения боковых пород в лавах с механизи-
рованными крепями на крутых пластах примерно в 2—3 раза
меньше, чем на пологих. Поэтому рабочее сопротивление меха-
низированных крепей с увеличением углов .падения пластов
может быть уменьшено.
Таблица 13.1
Опускание кровли Aft, см	Коэффициенты				
	a, ctA/vfi	Ь, см/кН	С, СМ/м2	п, м2/кН	ft, ч
Максимальное Дйшах	6	0,0013	72	0,0155	4
Среднее ДйСр	4,25	0,0011	45	0,0155	5
Минимальное Дйпип	3,11	0,00103	28,3	0,0155	9,5
18*
275
Минимальная обслуживаемая мощность пласта определя-
ется минимальной конструктивной высотой крепи, максималь-
ным опусканием кровли на уровне ее задней стойки и запасом
раздвижности крепи для ее разгрузки
//min = Нmin к +	4" 6 >
где //min — минимальная мощность пласта, обслуживаемая
к-репью, м; //Ш1пк — минимальная конструктивная высота кре-
пи, м; Д/г3— опускание кровли на уровне ее задней стойки, м;
0 — запас раздвижности крепи, м.
Величина Д/г3 может быть определена по формулам (13.1)
или (13.2).
С учетом выражения (13.2) имеем
н ____	/Лщпк + О
min“	_± •	(13.3)
1 — 0,1 (а — IO3*? + се-103ри) 1Не *
Из выражения (13.3) видно, что с увеличением сопротивле-
ния крепи уменьшается минимальная мощность пластов, об-
служиваемых конкретным типоразмером крепи, т. е. расширя-
ется область его применения по мощности пласта, следова-
тельно, увеличивается число забоев, в которых может приме-
няться механизированная крепь.
Запас раздвижности крепи принимается не менее 0,03 м
для пластов мощностью до 0,8 м и не менее 0,04 м для пластов
мощностью более 0,8 ,м.
Максимальная конструктивная высота крепи определяется
ее минимальной конструктивной высотой и коэффициентом
раздвижности
//шах к = ^p//min к>
где //Шах к — максимальная высота крепи, м; kp — коэффициент
раздвижности.
Максимальная обслуживаемая мощность пласта определя-
ется максимальной конструктивной Высотой крепи и минималь-
Е
ТУ'////?,
In
Рис. 13.6. Схема к определению обслуживаемой мощности пласта:
а — положение секции после прохода комбайна; б — положение секции после передвижки
276
6
7^//^777ул7//////////////.
Е

г
ным опусканием кровли на уровне ее передней стойки
(рис. 13.6).
Нтах = #тахк + Л^п>
где Нтях — максимальная мощность пласта, обслуживаемая
крепью, м; Aha — минимальное опускание кровли на уровне ее
передней стойки, м.
С увеличением сопротивления крепи возрастают ее стои-
мость и масса. Расчеты показывают, что увеличение номиналь-
ного сопротивления стоек крепи с 500 до 1500 кН приводит
к росту массы секции в 3 раза.
На основании обобщения и анализа проводимых исследова-
ний, а также обобщения опыта эксплуатации технические тре-
бования к параметрам крепей периодически корректируются.
Основные технические требования к параметрам механизи-
рованных крепей изложены в ГОСТ 18585—73 и
ГОСТ 15852—70.
Коэффициент гидравлической раздвижности в общем случае
принимается не менее 1,8—2,2 для крепей, работающих на тон-
ких пластах, и не менее 1,4—1,6 для крепей, рассчитанных на
пласты средней мощности.
Коэффициент гидравлической раздвижности крепей поддер-
живающего типа для лав пологих пластов оговорен
ГОСТ 15852—70.
Ввиду значительной величины относительной гидравличе-
ской раздвижности крепей для тонких пластов последние долж-
ны базироваться на стойках двойной и тройной раздвижности.
Несущая способность крепей поддерживающего типа с но-
минальной высотой в сдвинутом состоянии 0,4—1,0 м при по-
родах кровель I и II классов по классификации Д. С. Ростов-
цева—б. ВУГИ (т. е. для случаев, когда непосредственная
кровля не представлена труднообрушающимися породами, а
основная кфовля не зависает на значительных площадках)
должна составлять не менее 0,3 МПа, а для крепей высотой
1,4—2,2 м — не менее 0,4 МПа.
Сопротивление крепи по посадочному ряду должно соответ-
ственно составлять не менее 500 и 700 кН/м.
Для крепей, создаваемых для условий с труднообрушаемы-
ми кровлями, по данным С. Т. Кузнецова, можно рекомендо-
вать сопротивление крепи 0,6; 0,8 и 1,0 МПа соответственно
для пластов мощностью до 1,0; 1,01—2,0 и 2,01—3,0 м.
В условиях Подмосковного угольного бассейна и им подоб-
ным сопротивление крепи должно составить не менее 0,2 МПа.
Для создания условий лучшего взаимодействия поддержи-
вающих частей крепей с породами кровли ГОСТ 18585—73
оговаривается сопротивление крепи на конце передней консо-
ли перекрытия, которое должно составлять не менее 15 кН/м,
Важным параметром крепи является давление, передава-
277
•емое на почву пласта. Величина этого параметра не должна
превышать 0,8. МПа для слабых пород почвы и 3,5 МПа — для
пород почв средней и выше средней крепости.
Шаг передвижки крепи увязывается с захватом выемочной
машины и должен выбираться из ряда 0,4; 0,5; 0,63; 0,8 и 1,0 м.
Скорость крепления вдоль лавы увязывается с максималь-
ной величиной рабочей скорости комбайна, применяемого с
данной крепью (ГОСТ 11986—73), и должна составлять не ме-
нее 50% ее верхнего предела.
Современные отечественные механизированные крепи под-
держивающего типа обеспечивают скорость крепления 0,09 м/с,
а крепи оградительно-поддерживающего типа имеют среднюю
скорость крепления 0,04 м/с.
Управление передвигаемой секцией должно производиться
с соседней секции с расположением пульта управления под ее
защитой.
При работе механизированного очистного комплекса на
мягких углях при значительных скоростях выемочной машины
(0,1—0,12 м/с) необходимо применять автоматизированное
управление передвижкой крепи. Это может достигаться за счет
блокировки управления передвижки секций крепи с положе-
нием комбайна.
С целью исключения просыпания кровли и создания без-
опасных условий работы расстояние от забоя до передней
кромки перекрытия секции крепи в исходном положении после
передвижки должно быть не более 300 мм, если это не огова-
ривается особыми условиями.
В условиях проявления отжима крепи с минимальной кон-
структивной высотой 2200 мм должны иметь устройства, обес-
печивающие удержание забоя.
Конструкция крепи должна предусматривать проход для
.людей по всей длине лавы шириной не. менее 0,7 м и высотой
не менее 0,4—0,5 м при минимальной конструктивной высоте.
Передвижку поддерживающих частей крепи необходимо
производить без потери контакта с кровлей.
Для создания благоприятных условий поддержания кровли
и управления горным давлением после передвижки секций кре-
пи необходимо создавать начальный распор стоек крепи в
пределах 50—60% рабочего сопротивления.
Конструкция механизированной крепи должна обеспечивать
возможность работы в условиях эксплуатации, опасных по пы-
ли и газу.
Особое внимание при создании новых образцов механизи-
рованных крепей следует обращать на снижение их металло-
емкости.
Для крепей с повышенным сопротивлением, создаваемых
для лав с труднообрушаемыми кровлями, важно обеспечить
возможность реализации проектных характеристик. Для этого
278
необходимо: повысить боковую устойчивость секций; увели-
чить надежность герметичности стоек; уменьшить ширину
незакрепленной полосы между забоем и концами перекрытий
до 100—150 мм; обеспечить направленность движения секций.
$ 3. Элементы конструкций секций
механизированных крепей
Основные конструктивные элементы секций механизирован-
ных гидравлических крепей — перекрытия, основания, ограж-
дения, траверсы четырехзвенника, стойка и домкраты воспри-
нимают нагрузки,. большие по абсолютным значениям и изме-
няющиеся во времени рабочего цикла.
На рис. 13.7 показаны некоторые конструктивные схемы
перекрытий, оснований и ограждений секций крепи.
Перекрытия механизированных крепей — элемент секций
крепи, опирающийся на гидростойки и контактирующий с по-
родами кровли.
Перекрытия, как правило, состоят из базовых (жестких)
частей 1 (см. рис. 13.7), опирающихся на стойки секций и
воспринимающих основную часть давления кровли, передних
консолей 2, расположенных в бесстоечном пространстве со
стороны забоя и соединительных элементов (шарниров) 3. По
числу базовых частей и способу их соединения перекрытия раз-
Рис. 13.7. Конструктивные схемы перекрытий, оснований и ограждений сек-
ций механизированных крепей:
1 — базовая часть; 2 — передняя консоль; 3 — шарнир; 4 — упругий элемент; 5 — тяга; 6
траверса
27»
деляются на сплошные (схема а), одношарнирные (схема б)
и с упругим элементом между жесткими базовыми частями
(схема в).
В настоящее время большинство отечественных и зарубеж-
ных крепей для пластов средней мощности имеют жесткие
сплошные перекрытия.
Предпочтение конструкциям крепей со сплошным жестким
перекрытием обусловлено высокой прочностью последнего.
При перемещении секций крепи в процессе работы в случае
образования куполов в кровле сплошные перекрытия не соз-
дают дополнительных трудностей. При перекрытиях с шарнир-
ной связью обеспечивается хорошая приспосабливаемость к
породам кровли, что улучшает условия их поддержания. Одна-
ко иногда могут возникнуть осложнения с перемещением сек-
ций, так как перекрытие будет стремиться копировать профиль
кровли.
Перекрытия с упругой связью не могут обеспечить большую
несущую способность крепи. Они используются в крепях для
работы в весьма тонких пластах с целью создания необходи-
мой высоты прохода для людей.
Основание секции — опорный элемент секции крепи, на ко-
торый опираются гидростойки. Основание контактирует с по-
родами почвы. У крепей поддерживающе-оградительного и
оградительно-поддерживающего типов основание с помощью
четырехзвенника соединяется с ограждением.
На рис. 13.7 показан ряд конструктивных схем оснований
секций крепи: сплошное жесткое (схема а), жесткое сплошное
(схема б), состоящее из двух частей, соединенных через шар-
ниры тягами; с упругой частью (схема в); основание, выпол-
ненное в виде отдельных опор гидростоек (схема г).
Конструкция основания должна быть увязана с возможным
допустимым давлением на почву в условиях эксплуатации
крепи, профилем почвы, а также обеспечивать необходимый
проход для людей и др.
Ограждение — элемент секции крепи, шарнирно соединен-
ный с перекрытием и защищающий рабочее пространство от
обрушенных пород. •
На рис. 13.7 также приведены конструктивные варианты
ограждений: прямолинейные жесткие (схема а), жесткие с ло-
маной осью (схема б), жесткие с выдвигающейся частью (схе-
ма в), жесткие, выполненные по дуге (схема г).
Механизм четырехзвенника, соединяющий основание крепи
с ограждением, обеспечивает постоянство расстояния между
забойной частью перекрытия и забоем (постоянство ширины
полосы кровли от забоя до перекрытия) при увеличении раз-
движности секции. Это не может быть достигнуто при простом
шарнирном соединении ограждения с основанием, что имело
место в первых конструкциях секций крепей, так как в этом
280
случае забойный конец перекрытия при изменении раздвижно-
сти крепи имеет дуговую траекторию.
Параметры четырехзвенника должны выбираться с таким
расчетом, чтобы осуществлялась максимальная раздвнжность
секций крепи, заложенная в гидростойках. Учитывая, что тра-
версы четырехзвенника воспринимают значительные нагрузки»
необходимо стремиться, чтобы продольные усилия в них имели
бы минимальные значения, что может быть достигнуто при
уменьшении угла р (см. рис. 13.7).
Четырехзвенник должен осуществлять силовую связь между
перекрытием и основанием секции в момент ее передвижки.
Шарнирные соединения и элементы четырехзвенника допус-
кают разворот перекрытия относительно основания в плоско-
сти пласта на 7—10°, что необходимо при смещении боковых
пород.
Как правило, перекрытия, ограждения и основания пред-
ставляют собой балочные или плитовые конструкции из листо-
вого проката, швеллеров и стального литья под опоры гидро-
стоек и элементов четырехзвенника. Траверсы последнего вы-
полняются сварными или литыми.
Одними из ответственных элементов секций механизиро-
ванных крепей являются гидравлические стойки и домкраты,
которые представляют собой раздвижные ступенчатые систе-
мы.
Гидростойки поддерживают перекрытие крепи, создают ра-
бочее сопротивление опусканию пород кровли и в случае не-
обходимости осуществляют активный подпор при передвижке
секции крепи. Число стоек в секциях может быть от одной до
шести. Чаще всего секции механизированных крепей выполня-
ются одно-, двух- или четырехстоечными.
Гидростойки механизированных крепей по способу раздвиж-
ности следует разделить на стойки: с одинарной гидравличе-
ской раздвижностью (рис. 13.8,а); с гидровинтовой раздвиж-
281
ностью (рис. 13.8,6); с гидравлической и дополнительной сту-
пенчатой механической раздвижностью (рис. 13.8, в); с двойной
гидравлической раздвижностью (рис. 13.8, г,5).
Стойки с одинарной гидравлической раздвижностью обыч-
но применяют для пластов средней мощности и мощных.
Стойки с гидровинтовой раздвижностью, кроме гидравли-
ческой, имеют еще и винтовую раздвижность.
Гидростойки с одинарной и двойной гидравлической раз-
движностью подразделяются на плунжерные и поршневые.
Плунжерные гидростойки — одинарного действия. Подъем
их выдвижной части (начальный распор) осуществляется под
действием давления рабочей жидкости, а опускание — под
действием собственного веса или каких-либо механических
устройств (например, пружин).
Поршневые гидростойки — двойного действия. У них подъем
и опускание выдвижных частей производятся под действием
давления рабочей жидкости.
Гидростойки с двойной гидравлической раздвижностью целе-
сообразно применять в крепях, работающих на тонких пластах
и пластах средней мощности, где наблюдается большое коле-
бание мощности пласта в пределах выемочного участка.
Гидростойки с двойной гидравлической раздвижностью мо-
гут быть ступенчатого сопротивления (рис. 13.8, в) и постоян-
ного сопротивления (рис. 13.8,г).
Достоинством стоек ступенчатого сопротивления является
простота конструкции, а недостатком — ступенчатое сопротив-
ление, когда при большой мощности пласта стойка работает
с меньшим рабочим сопротивлением, а при меньшей мощности
пласта—с большим сопротивлением.
Гидростойки с двойной гидравлической раздвижностью
(см. рис. 13.8,6)—с встроенным обратным клапаном. Их ра-
бочее сопротивление постоянно. В первую очередь происходит
выдвижение первой ступени и только после исчерпания ее хо-
да—второй ступени. Это достигается наличием в днище 1 ци-
линдра стойки первой ступени встроенного обратного клапа-
на 2.
Подобная конструкция гидростойки с двойной гидравличе-
ской раздвижностью обеспечивает лучшую ее работу по сопро-
тивлению опусканию пород кровли.
Основные параметры стоек по ОСТ 12.44.096—78, предназ-
наченных для механизированных крепей лав пологих пластов
с углом падения до 35°, приведены в табл. 13.2 (параметры,
указанные в скобках, применять только в технически обосно-
ванных случаях).
Пример условного обозначения стойки с двойной гидравли-
ческой раздвижностью, с рабочим диаметрам цилиндра первой
ступени раздвижности 125 мм для крепи типоразмера П-4 по
ГОСТ 15852—70: стойка 2Г 125 П-4 ОСТ 12.44.096—78.
282
Таблица 13.5?
Тип стойки	Рабочий диаметр первой ступени раздвижиости, мм		Предпочти- тельный ряд номинально- го давления податливо- сти, МПа**	Типоразмеры крепи по ГОСТ 15852—70
	цилиндра	штока*		
	125	110	(25)	П-4; П-4,5
С двойной гидравли-	140	130	32	П-5; П-5,6
ческой раздвижностью	160	150	40	П-6,3; П-7,1
	160	150	40	П-8; П-10
	160	150	40	П-12,5
	200	190	40	П-7,1; П-8
	200	190	40	П-10; П-12,5
	200	190	40	П-14
	(140)	(90)	(25)	П-7,1
С одинарной гидрав-	(140)	(90)	(25)	П-8
лической раздвиж-	160	140	32	П-10
иостью	160	140	32	П-12,5
	160	125(120)	40	П-14; П-16; П-18-
	160	125(120)	40	П-20; П-22,4
	160 z	125(120)	40	П-25
	200	160	50 .	П-16
	200	160	50	П-18
	220	180	63	П-20
	220	180	63	П-22,4
	250	200	63	П-25
♦ Допускается в технически обоснованных случаях для стоек с одинарной гидравли-
ческой раздвижностью применять диаметр штока из приведенного ряда.
** Принято по нормативно-технической документации на предохранительные клапан»
механизированных крепей.
На рис. 13.9 показана гидростойка секции механизирован-
ной крепи «Донбасс» с двойной гидравлической раздвиж-
ностью. Гидростойка поршневая двухстороннего действия, рав-
ного сопротивления, с встроенным обратным клапаном. В
цилиндре 1 первой ступени с приваренным донышком 2 переме-
щается выдвижная часть 3 первой ступени, одновременно яв-
ляющаяся цилиндром второй ступени, в котором перемещаются
выдвижная часть 4 второй ступени.
На поршнях выдвижных частей первой и второй ступеней
смонтировано по одному уплотнению 5 и 6 с защитными коль-
цами 7 и 8 со стороны поршневой полости и по одному уплот-
нению 9 и 10 с защитными кольцами 11 и 12 со стороны што-
ковой полости.
В приваренное донышко 13 выдвижной части первой ступе-
ни вмонтирован обратный шариковый клапан 14, обеспечиваю-
щий первоначальное выдвижение первой ступени.
Выдвижные части первой и второй ступеней направляются
втулками 15 и 16 с вмонтированными в них уплотнениями 17 и
285
Рис. 13.9. Гидростойка секции механизированной крепи «Донбасс»
Таблица 13.3
Тип гидродомкрата	Основные параметр ы и размеры			
	Рабочий диаметр, мм		Номиналь- ное давление рабочей жид- кости, МПа, ие более	Номинальный ход поршня, мм
	цилиндра	штсла		
Одинарный гидравли- ческой раздвижности с подводом рабочей жидкости: через цилиндр через шток комбинирован- ным способом	63(60) 70 80 S0 100 ПО 125 140 160 200 220	40, 50 50, 63(60), 70 63(60), 70 80, 90. НО, 125	32	400, 500, 630, 800 400, 500, 630, 800, 900, 1000, 1250
Примечания: 1. Размеры, указанные в скобках, применять только в техниче-
ски обоснованных случаях. 2. Допускается увеличение хода поршня не более чем на
18 и чистильщиками 19 и 20. К верхнему концу выдвижной
части второй ступени проволочным кольцом 21 прикреплена
головка 22 стойки со сферической опорной поверхностью.
Жидкость в штоковую полость первой ступени подводится
через патрубок 23 в верхней части цилиндра, а в штоковую по-
лость второй ступени — по каналу 24 в штоке выдвижной час-
ти первой ступени.
Гидравлические домкраты выполняют передвижку секций
крепи, става конвейера или базы, перемещения выдвижных
частей перекрытий, корректируют положение секций крепи и
отдельных их элементов, используются для создания необходи-
мого сопротивления на козырьках и щитах для удержания
верхней части забоя.
Основные типы и параметры гидродомкратов передвижки
для механизированных крепей лав пологих пластов по ОСТ
12.44.099—78 приведены в табл. 13.3.
Пример условного обозначения гидродомкрата с подводом
рабочей жидкости через цилиндр рабочим диаметром 60 мм,
диаметром штока 40 мм и номинальным ходом поршня 800 мм:
домкрат Ц60-40-800 ОСТ 12.44.099—78.
В конструкциях гидростоек и гидродомкратов используются
стали ЗОХГСА, 40Х, 35.
§ 4. Рабочая характеристика гидростойки
На рис. 13.10 показаны типовая схема подключения гидро-
стойки к системе гидропривода механизированной >крепи и ра-
бочая характеристика гидростойки.
285
Рис. 13.10. Типовая схема подключения гидростойки к системе гидропривода
механизированной крепи (а) и рабочая характеристика гидростойки (б)
В поршневую полость П гидростойки по магистрали 8—5—
6—7 подается рабочая жидкость под давлением Рп.а, опреде-
ляемым давлением, которое развивает насосная станция крепи.
Гидростойка ГС начинает воздействовать на боковые породы
с усилием начального распора Na.p. Разгрузочный клапан РК
(гидрозамок) отсекает поршневую полость гидростойки от
напорной магистрали 8. Опусканию кровли гидростойка оказы-
вает сопротивление, при этом увеличивается давление рабо-
чей жидкости в по(ршневой полости П гидростойки (линия АВ),
происходят упругие сжатие рабочей жидкости и деформация
цилиндра стойки. В этот период выдвижные части гидро-
стойки опускаются на величину Л/гу с одновременным увеличе-
нием усилия сопротивления опусканию пород кровли. На этом
участке (линия АВ) гидростойка работает в режиме нараста-
ющего сопротивления. Предохранительный /7К и разгрузоч-
ный РК клапаны закрыты. При дальнейшем опускании кровли
давление в поршневой полости П гидростойки повышается до
настроечного давления срабатывания предохранительного кла-
пана ПК— происходит его срабатывание. Гидростойка начи-
нает работать в режиме постоянного сопротивления WP.C (ли-
ния ВС).
Работа предохранительного клапана в этом режиме харак-
теризуется величинами давлений открытия Рот и закрытия Р3к
рабочей жидкости.	х
Длина гидростойки изменяется за счет гидравлической по-
датливости, определяемой количеством рабочей жидкости, про-
шедшей через предохранительный клапан ПК из поршневой
полости гидростойки. Для контроля величины давления в
поршневой полости П гидростойки служит индикатор давления
ИД.
При резких осадках мощных слоев основной кровли, т. е.
при динамическом приложении внешней нагрузки со скоростью
286
150—250 и до 500 мм/с, в поршневых полостях стоек крепей
происходит скачок давления открытия клапана до значения
Ртах- Как показывают исследования, Ртах может достигать
140 МПа. При этом возможно возникновение остаточных де-
формаций стенок цилиндров, уплотнений и других элементов
крепи. В конце цикла стойка опустится на A/icyM.
Для разгрузки стойки рабочая жидкость под давлением по-
дается по магистрали 1—2—3—4 в штоковую полость Ш гид-
ростойки и по магистрали 2—2 в разгрузочный клапан РК,
открывая выход рабочей жидкости из поршневой полости П
на слив по гидромагистрали 7—6—5—8. Происходит принуди-
тельное опускание выдвижной части гидростойки под дейст-
вием рабочей жидкости, поступающей под давлением по ма-
гистрали 1—2—3—4 в штоковую полость Ш гидростойки.
Гидростойка может разгружаться полностью с потерей кон-
такта перекрытия с кровлей или частично со снижением дав-
ления в поршневой полости до заданного предела (передвиж-
ка секции с активным подпором не менее 0,01 МПа по ГОСТ
18585—73), регулируемого специальным подпорным клапаном.
§ 5. Гидропривод механизированных, крепей
Гидропривод механизированной, крепи включает в себя:
насосную станцию; гидроцилиндры (гидростойки, гидродомкра-
ты, гидропатроны); управляющую, предохранительную и конт-
рольную аппаратуру; гидрокоммуникации.
Управление механизированными крепями производится гид-
рораспределителями с ручным приводом с соседней секции или
автоматически непосредственно из лавы или с пульта управления
на штреке (комплексы М87А, агрегаты АК.З, Ф1).
Гидропривод механизированной крепи базируется на приме-
нении гидропривода типа «насос постоянной производительно-
сти — система гидроцилиндров» и отличается следующими спе-
цифическими особенностями [24]:
1.	Значительной протяженностью гидрокоммуникаций (до
200 м), большим числом гидростоек, гидродомкратов, предох-
ранительных и распределительных клапанов, распределителей,
соединительной арматуры и уплотнительных элементов.
2.	Питание рабочей жидкостью производится от насосной
станции, обычно управляемой дистанционно и расположенной
на нижнем откаточном штреке.
3.	Наличием секционной конструкции механизированной
крепи с повторяющимися элементами гидропривода.
4.	Циркуляцией значительного объема рабочей жидкости
(до 800 л).
5.	Гидростойки работают в режиме нарастающего сопро-
тивления, характеризующегося изменением давления рабочей
жидкости от 16—20 МПа до давления срабатывания предохра-
287
нительного клапана 30—80 МПа, и в режиме постоянного со-
противления, определяемого давлением срабатывания предох-
ранительного длапана.
6.	Система гидропривода работает в условиях шахтной ме-
тано-воздушной атмосферы с большой влажностью и запылен-
ностью воздуха, недостаточной освещенностью, в стесненном
рабочем пространстве, затрудняющем доступ к гидроагрега-
там и их осмотр.
7.	В системах гидропривода механизированных крепей при-
меняются поршневые насосы постоянной подачи, снабженные
регуляторами подачи или автоматами разгрузки в сочетании
с гидропневмоаккумуляторами. Требуемая подача насосной
станции находится в пределах 35—120 л/мин. В качестве рабо-
чей жидкости используются водные эмульсии на базе присадок
ВНИИНП-117 или «Аквол-3».
К гидроприводу механизированной крепи предъявляется
ряд требований, основные из которых оговорены ГОСТ
18585—73:
1.	Герметичность стоек до давления, равного 1,25 номи-
нальной настройки предохранительных клапанов.
2.	Независимую (индивидуальную) податливость, одновре-'
менную и раздельную разгрузку, принудительное сокращение
высоты и распор стоек секции крепи. Допускаются одновре-
менные разгрузка и распор стоек, расположенных в одном
ряду на одинаковом расстоянии от забоя.
3.	Отключение коммуникации секции крепи от магистрали
для ремонта и замены ее сборочных единиц и деталей без оста-
новки работы насосной станции.
4.	Насосная станция должна быть унифицирована для всех
крепей.
5.	Рабочие трущиеся поверхности плунжеров гидростоек и
штоков гидродомкратов должны иметь износостойкое антикор-
розионное хромовое покрытие по ГОСТ 9.073—77 с толщиной
не менее 48 мкм или другое покрытие, не уступающее ему по
коррозионной стойкости и твердости.
6.	Детали гидравлических блоков и пультов управления, а
также все крепежные детали должны иметь защитное анти-
коррозионное покрытие по ГОСТ 9.073—77.
7.	Ресурс крепи до первого капитального ремонта не дол-
жен быть менее 20 000 ч работы в лаве.
Кроме того, гидропривод должен обеспечивать выполнение
рабочих операций с 1крепью с наибольшей скоростью; совме-
щение рабочих операций с секциями, расположенными в раз-
личных концах лавы; возможность быстрой замены отдельных
его элементов в условиях лавы.
При работе механизированной крепи приходится управлять
большим числом гидроаппаратуры при ограниченном числе
операций, выполняемых всей гидросистемой.
288

Рис. 13.11. Схемы включения стоечных гидроблоков:
а — по принципу сообщающихся сосудов; б — с индивидуальными стоечными гидробло-
ками
Система гидропривода крепи может работать в режимах
ручного или автоматического управления [4].
Встречаются две схемы замкнутой силовой системы гидрав-
лических стоек:
схема включения стоек по принципу сообщающихся сосудов
с общим разгрузочным и предохранительным клапанами на
группу гидростоек (например, крепь «Донбасс»)—рис. 13.11, а;
схема с изолированной гидросистемой каждой гидростойки
и индивидуальными предохранительными и разгрузочными кла-
панами для каждой стойки (например, крепи 1М88, КМТ и
др.) — рис. 13.11, б.
При первой схеме уменьшается число гидроаппаратуры и
сокращается время на операции управления. Соединение /идро-
стоек на параллельную работу по схеме сообщающихся сосу-
дов целесообразно осуществлять в секциях кострового типа с
объединением гидростоек на параллельную работу в линиях,
параллельных забою. Соединение гидростоек на параллельную
работу в линиях, перпендикулярных забою, из-за ухудшения
управляемости при вывалах кровли является нецелесообраз-
ным.
Вторая схема является более надежной в работе, так как
исключается возможность одновременной разгрузки групп гид-
ростоек и секций крепи при повреждениях гидрокоммуника-
ций, а также улучшает условия управления распором стоек.
Основным элементом гидропривода механизированных кре-
пей является гидросистема линейной секции (комплекта).
В секционной гидросхеме механизированной крепи можно
выделить следующие гидравлические цепи (см. рис. 13.10,а):
гидравлическую цепь, по которой отводится жидкость из
поршневой полости стойки при сокращении ее под действием
пород кровли. Эта цепь состоит из двух участков: напорного —
19—240	289
от поршневой полости стойки до предохранительного клапана
стоечного блока (линия 7—6—6) и сливного — от предохрани-
тельного клапана до сливной магистрали (линия 3—3—2—/);
гидравлическую цепь распора и разгрузки гидростойки. При
распоре жидкость подается от напорной магистрали через
разгрузочный клапан в рабочую полость (линия 8—5—6—7) и
из штоковой полости — на слив (линия 4—3—2—/). При вы-
воде крепи из-под давления кровли движение потока жидкости
в цепи реверсируется: рабочая жидкость под давлением пода-
ется в штоковую полость (линия 1—2—3—4) и гидравлическим
давлением принудительно открывается разгрузочный клапан
(линия 1—2—2) — происходит слив рабочей жидкости (линия
7— 6—5—S);
гидравлическую цепь гидродомкрата передвижки. При раз-
движке домкрата (прямой ход) поршневая полость соединяет-
ся с напорной магистралью; а штоковая — со сливной, при со-
кращении домкрата (обратный ход) направление движения
потока жидкости в цепи меняется на обратное. 
В секционной гидросхеме крепи можно выделить две части:
схему соединения рабочих полостей гидростоек со стоечными
Тидроблоками и схему распределения потока жидкости от ма-
гистралей крепи к стоечным гидроблокам и гидродомкрату пе-
редвижки.
В первой части схемы возможны следующие варианты
включения:
I
II
III
1—>Н
2—»С
1—>С
2—>Н
1—>С
2-->С
—	попеременное соединение каждого из вводов
гидроблока то со сливной (С), то с напорной
магистралью (Н);
—	оба ввода в гидроблок соединены со сливной
магистралью.
Эти схемы включения соответствуют следующим трем со-
стояниям работы гидростоек: I — включение гидростоек для
обеспечения их начального распора; II — разгрузка и осадка
гидростоек; III—рабочее положение секции крепи, при кото-
ром гидростойки нагружены давлением пород кровли.
Основой второй части секционной гидросхемы являются
распределительные устройства, которыми задаются необходи-
мые варианты соединений блоков гидростоек с рабочими маги-
стралями крепи.
В секционных гидросхемах наиболее часто встречаются сле-
дующие виды распределения потока жидкости:
независимое, когда жидкость подводится в гидростойки от
лавнЫх гиромагистралей непосредственно через распредели-
тель (рис. 13.12);
290
Рис. 13.12. Секционная гидросхема с независимым распределением потока
жидкости
зависимое, предусматривающее подвод жидкости в гидро-
стойки через обе полости гидродомкрата передвижки
(рис. 13.13).
Схемы с независимым распределением более просты и свя-
заны с меньшим числом управляющих команд при выполнении
всех операций (например, секционная гидросхема крепи
МК97):
Преимуществом схем с зависимым распределением являет-
ся отсутствие длинных рукавов в гидросети секции, более ком-
пактная разводка трубопроводов. Однако, схема с зависимым
распределением ограничивает возможности ручного управле-
ния. Например, нельзя произвести распор гидростоек секций
до ее полной передвижки, причем необходимо управлять двумя
гидрораспределителями.
Рис. 13.13. Секционная гидросхема с зависимым распределением потока жид-
кости
19*
291
Рнс. 13.14. Секционные гидросхемы с одногрупповым (а) н двухгруппо-
вым (б) управлением гидростойками
На рис. 13.14 показаны секционные гидросхемы, целесооб-
разные для агрегатных крепей с последовательной передвиж-
кой крепи и конвейера «волной».
Фронтальную передвижку конвейера можно осуществить
тремя способами:
одновременным переключением распределителей всех сек-
ций в позицию на передвижку конвейера;
подачей жидкости в гидродомкраты от отдельной магистра-
ли (третьей), которая включается в работу на пульте управле-
ния только при передвижке конвейера (например, крепь
М87ДГА);
реверсированием гидромагистралей, 7. е. подачей жидкости
в сливную магистраль, при этом напорная магистраль стано-
вится сливной (например, у крепи М87Д); передвижка кон-
вейера осуществляется при одновременной подаче жидкости
в обе полости гидродомкрата передвижки.
Первый способ связан со значительным усложнением гид-
росистемы, поэтому распространения не получил.
На рис. 13.15 приведены два варианта секционных гидро-
схем с групповым управлением домкратами для фронтальной
передвижки конвейера: а — с дополнительной (третьей) маги-
стралью (Hi) и б — с реверсированием рабочих магистралей.
Сравнение вариантов показывает, что схема, приведенная
на рис. 13.15,6, проще и, следовательно, более приемлема в
качестве базовой. К недостаткам ее следует отнести снижение
292
Рис. 13.15. Секционные гидросхемы с групповым управлением домкратами
передвижки при фронтальной передвижке конвейера:
а —с включением от отдельной магистрали; б — с реверсированием рабочих гидрома-
гнстралей
Рис. 13.16. Гидравлическая схема секции крепи типа ОКП
293
нагрузки в гидростойке при передвижке конвейера, к преиму-
ществам— увеличение скорости передвижки при той же произ-
водительности насосной станции и снижение усилий, развива-
емых гидродомкратами.
На рис. 13.16 приведена гидравлическая схема секции кре-
пи типа ОК'П. Эта схема предусматривает возможность пере-
движки секции с активным подпором кровли. Рукоятка золот-
ника управления гидродомкратом 3 устанавливается в поло-
жение 1, золотника управления 4 гидростойкой — в положение
III. Затем открывается отсекатель 5. Рабочая жидкость одно-
временно поступает в штоковую полость гидродомкрата 1, под
торец пилотного клапана 2 в блоке активного подпора 9, а
также в штоковую полость гидростойки 6 и под торец плунже-
ра обратного разгрузочного клапана 7.
Под действием давления рабочей жидкости клапан 2 закры-
вается, а клапан 7 открывается. Поршневая полость гидростой-
ки через подпорный клапан 10 соединяется со сливной маги-
стралью, а через дроссель 8— с напорной, что обеспечивает
разгрузку стойки до давления подпора 12—12,5 МПа, и начи-
нается движение секции. При сокращении расстояния между
кровлей и почвой рабочая жидкость вытесняется через клапан
10 на слив. В случае увеличения этого расстояния др.оссель 8
обеспечивает подпитку стойки — происходит раздвижка секции
до ее контакта с кровлей.
В настоящее время известен целый ряд технических реше-
ний, обеспечивающих различные варианты как ручного, так и
автоматизированного управления гидросистемами крепи для »
различных условий эксплуатации [11].
Основой для создания автоматизированных комплексов,
работающих без постоянного присутствия людей в лаве, явля-
ются системы централизованного дистанционно-автоматическо-
го управления механизированными крепями.
Создан ряд систем этого класса, например, система автома-
тизации крепи М87А, выполненная на основе герметизирован-
ных электромагнитных реле, и система автоматизации крепи
2КГДА, выполненная на основе бесконтактных полупроводни-
ковых элементов.
В гидроприводе отечественных механизированных крепей
нашли широкое применение унифицированные насосные стан-
ции СНУ5, работающие на эмульсии и обеспечивающие рабочее
давление до 20,МПа.
Все узлы станции скомпонованы на общей раме так, чтобы
обслуживание можно было осуществлять со стороны прохода
для людей по штреку.
На станции предусмотрена система двухступенчатой очист-
ки рабочей жидкости.
Два высоконапорных радиально-поршневых насоса 1 типа
ВНР32/20 (рис. 13.17) приводятся во вращение электродвига-
294
Рис. 13.17. Гидравлическая схема насосной станции СНУ5
телем 2. Для запитки насосов на станции установлена подпи-
точная группа, состоящая из подпиточного насоса 9 и электро-
двигателя 10. Рабочая жидкость из бака 8 через клапан 7 с
помощью насоса 9 подается в блок фильтров 12 и далее через
регулятор производительности 23 во всасывающую магистраль
высоконапорных насосов 1.	<
От насосов 1 рабочая жидкость под необходимым давле-
нием через клапан минимального расхода 19 поступает в гид-
росистему крепи. Последняя подсоединяется к крану 17, кото-
рый ^устанавливается на конце объединяющего трубопрово-
да 18. Избыточное количество жидкости, подаваемое на всас
насосов 1 переливается обратно в бак через подпорный кла-
пан 4, который создает необходимое давление жидкости. Слив
в бак производится через фильтр грубой очистки 6.
295
Для контроля давления подпитки во всасывающей магист-
рали установлено реле давления 11. Клапаны 3 и 13 являются
аварийными: при достижении давления в системе свыше
24 МПа они соединяют насосы со сливом.
Для настройки регулятора и определения производительно-
сти станции на трубопроводе, объединяющем напорные магист-
рали иасосов 1, установлены два краиа 21 и 25, дроссель 15
и расходомер 16. Два других краиа 22 и 24 служат для отклю-
чения иасосов при ремонтных работах. Контроль за давлением
при работе насосной станции ведется по манометрам 20. Устой-
чивая работа регулятора 23 обеспечивается гидроаккумулято-
ром 14. Клапан 5 используется при объединении работы двух
насосных станций.
В зарубежной практике для шахтиых крепей применяются
насосные станции с насосами кривошипио-шатуииого типа
с частотой вращения 5,8—8,5 с-1. Эти насосы имеют картер
с масляной ваииой. В картере находится коленчатый вал с опо-
рами и подшипниками, отделенный от эмульсии уплотнениями.
Насосы, как правило, имеют три плунжера и могут работать
ий давлении до 45 МПа.
Ведется работа по дальнейшему совершенствованию оте-
чественных насосных станций по' пути повышения рабочего
давления до 32 МПа и выше.
В настоящее время разработаны иасосиые станции СНУ7 с
двумя насосами ВНРД и станция 1СНУ8 с одним тихоходным
насосом НПУ иа давление рабочей жидкости до 32 МПа [24].
Повышение рабочего давления улучшает характер работы
секций в начальный пе|риод взаимодействия с кровлей до мо-
мента срабатывания предохранительного клапана, увеличивает
скорость выполнения рабочих операций, а следовательно, и
скорость перемещения выемочной машины.
Совершенствование конструкций гидроцилиидров проводит-
ся с целью увеличения их гидравлической раздвижиости, обес-
печения постоянного сопротивления во’ всем диапазоне раз-
движности, создания стоек с сопротивлением до 1500 кН и бо-
лее.
Количество рабочей' жидкости, подаваемое в гидросистему
крепи, а следовательно, и число насосных станций, необходимое
для одного лавокомплекта, может быть ориентировочно опреде-
лено по выражению [24]
V = [Fc (Птах — Hmin) Чс -f~ FrS/lr] k 10-e,
где V — объем резервуара для рабочей жидкости, м3; Fc —
рабочая площадь цилиндра гидростойки, см2; Ятах и Нтщ—
соответственно максимальная и минимальная высота гидро-
стойки, см; пс — число гидравлических стоек в комплекте сек-
ций крепи иа лаву; FT — рабочая площадь цилиндров гидро-
296
домкратов, см2; S — ход гидроцилиидра, см; пг — максимально
возможное число одновременно участвующих в работе гидро-
домкратов, k= 1,2—1,25 — коэффициент запаса.
В случае применения стоек с двойной гидравлической раз-
движиостью или гидростоек и гидродомкратов различного диа-
метра в одной секции в формулу (13.8) вводятся соответствую-
щие коррективы.
Важнейшим элементом секционной гидросистемы крепи яв-
ляется предохранительный клапан.
Исходя из специфических особенностей режимов работы
гидростойки крепи к предохранительным клапанам предъявля-
ется ряд требований:
абсолютной герметичности;
перепад .между давлениями открытия и закрытия ие дол-
жен превышать 5—7% давления открытия; превышение давле-
ния в системе иад рабочим давлением при максимальном рас-
ходе должно быть ие более 25%; ресурс —не менее 25 тыс.
циклов; доступность для замены в шахтных условиях; возмож-
ность монтажа в стандартном гнезде, одинаковом для различ-
ных типов гидравлических стоек.
В настоящее время для гидравлических стоек механизиро-
ванных крепей широкое распространение получили клапаны
нарастающего контактного давления ЭКП леиииградского за-
вода «Пневматика» и газовый унифицированный клапан
КГУЗ.ОЮПР конструкции Гипроуглемаша.
Основные преимущества газового клапана перед пружин-
ным— увеличенные ресурс и надежность, малая чувствитель-
ность к загрязнению рабочей жидкости, большая пропускная
способность (до 80—100 л/мии) при срабатывании, что особен-
но важно при вторичных осадках кровли, сопровождающихся
резким возрастанием скорости опускания кровли.
Разгрузочные клапаны стоечных гидроблоков должны обла-
дать герметичностью в диапазоне давлений 0—50 МПа, обеспе-
чивать разгрузку стойки при давлении в напорной линии
12 МПа и более, ресурс ие меиее 10 тыс. циклов.
Распространение получили разгрузочные клапаны типа
ЭКОР ленинградского завода «Пневматика» и унифицирован-
ный золотниковый клапан КГУ3.020ПР конструкции Гипро-
углемаша. В клапане ЭКОР запорными элементами являются
пластмассовое седло и металлический шарик.
Недостатками разгрузочных клапанов ЭКОР являются
ограниченный ресурс вследствие эрозийного размывания пласт-
массового седла и частые случаи потери герметичности при
попадании и внедрении металлической стружки в поверхность
кромки седла.
При разгрузке гидростоек диаметром 160 мм и более, осо-
бенно работающих в условиях трудиообрушаемых пород кровли,
наблюдаются явления гидроудара, вызывающего резкий ска-
297
чок давления в поршневой полости гидростойки, способный
привести к ее разрушению.
Институтами Гипроуглемаш и ИГД им. А. А. Скочинского
разработана конструкция разгрузочного клапана КГУ.020ПР1,
применение которого устраняет явления гидроудара [24].
Гидравлические распределители служат для подачи рабо-
чей жидкости из напорной гидромагистрали в рабочие гидро-
цилиндры секции крепи и слива жидкости из сокращающихся
полостей цилиндров в сливную гидромагистраль. Гидрораспре-
делители должны надежно герметизировать напорную маги-
страль, обладать достаточной пропускной способностью.
В настоящее время получили распространение многопози-
ционные плоскоповоротные распределители ЭРА1К, РПК,
2ГР12. Последний рассчитан на рабочее давление 32 МПа и по-
вышенный расход жидкости до 160 л/мин.
Ведутся работы по созданию распределителей клапанного
тица, которые более удобны в работе.
Подача рабочей жидкости от насосной станции к гидроци-
линдрам крепи производится по гидромагистрали, которая
должна обладать достаточной прочностью, герметичностью,
надежностью и не создавать значительных потерь давления.
Для трубопроводов напорных и сливных гидромагистралей
применяют в основном стальные бесшовные трубы — для диа-
метра до 40 мм холоднодеформированные по ГОСТ 8734—75
и для диаметра свыше 40 мм — горячекатаные по ГОСТ
8732—78.
При значительных перекосах отдельных участков гидрома-
гистрали могут собираться из отрезков жестких трубопрово-
дов, связанных между собой рукавами высокого давления, или
гибких рукавов высокого давления.
В гидроприводе механизированных крепей применяются ру-
кава высокого давления двух типов: с металлическими оплет-
ками по ГОСТ 6286—73 и ТУ 38—105438—75 и с металличе-
скими навивками по ТУ 38—105971—76.
Рукава навивочной конструкции имеют более высокие
пределы разрушения, но не допускают малых радиусов изгибов.
Для разводки внутри секции рекомендуется применять ру-
кава диаметром 8 и 12 мм с металлическими оплетками, а в'
качестве магистральных — рукава диаметрами 16, 20 и 25 мм
с металлическими навивками. При монтаже рукавов не допус-
кается их скручивание, двойной изгиб, а также резкий перегиб
к концевой арматуры.
Размеры, рабочие давления и минимально допустимые ра-
диусы изгибов рукавов принимаются по ГОСТ 6286—73 и
ТУ 38—40534—75.
Для соединения с гидроэлементами крепи рукава снабжены
концевой арматурой, которая может иметь разборное и без-
разборное соединения с рукавами.
298
j Для сокращения времени монтажа и демонтажа в шахтных
условиях Гипроуглемашем и ИГД им. А. А. Скочинского раз-
работана конструкция безрезьбового соединения рукава высо-
кого давления с гидроаппаратурой крепи в соответствии с
ОСТ 12.44.016—76. Перспективным следует считать примене-
ние многоканальных рукавов сборной конструкции, повышаю-
щих надежность гидропривода секций, улучшающих условия
их эксплуатации. 
£ 6. Устойчивость секций крепи
При выполнении различных функций в процессе работы
механизированной крепи секции воспринимают различное про-
странственное нагружение. Основными составляющими этого
нагружения являются нагрузки, действующие на перекрытие
и ограждение секции, усилия, развиваемые домкратами перед-
вижки, усилия сопротивлений, проявляющиеся в различных
сочленениях между секциями при их перемещении и др.
Подобные виды нагружения с учетом горнотехнических ус-
ловий эксплуатации и в первую очередь угла падения пласта,
его мощности, характеристик пород кровли и почвы, схемы ра-
боты комплекса (по падению, восстанию, простиранию) могут
явиться причиной потери секциями крепи заданной пространст-
венной ориентации. Это может выразиться в погружении осно-
вания секций в почву, когда вертикальная равнодействующая
сил на секцию, отнесенная к площади основания, создает дав-
ление, превышающее допустимое для данных условий. Смеще-
ние равнодействующей относительно центра опорной поверхно-
сти и наличие моментов, передаваемых на основание со стороны
перекрытия и ограждения, вызывает неравномерность распре-
деления давления на площадь основания и, как следствие,
перекос секции в пространстве относительно плоскости пласта.
Нарушение пространственного положения секций может про-
явиться в их сползании по падению пласта, развороте и про-
скальзывании их относительно почвы и кровли в процессе ра-
боты домкратов передвижки. Кроме того, секция может опро-
кинуться в процессе ее разгрузки и др.
Все это накладывает определенные требования на конст-
рукцию секций и связи между ними, а также на область их
применения.
При определении равнодействующих сил, действующих на
перекрытие и ограждение, расчетные сопротивления стоек при-
нимаются равными номинальным.
Нагрузка на оградительные элементы задается в виде нор-
мально распределенных вертикальных и горизонтальных со-
ставляющих или в виде вертикальной составляющей, распре-
деленной по трапецеидальному закону (рис. 13.18). Схема
299
Рис. 13.18. Схемы нагружения оградительных элементов секций крепи
нагружения оградительной части может корректироваться для
конкретных горно-геологических условий.
Результирующие составляющие на оградительные части
(рис. 13.18, а) будут
<Эв = <7в^о^-ог COS фог,
Qr * 9г^о^ог Фог ,
где QB, Qt — вертикальная и горизонтальная результирующие
составляющие нагрузки на ограждение, кН; qB, qT — вертикаль-
ная и горизонтальная составляющие давления пород на ограж-
дение, МПа; Во — шаг установки секций, м; Lor—длина хорды
ограждения, м; <рог — уголь между хордой ограждения и плос-
костью основания секции, градус.
Равнодействующая сил, действующих на ограждение,
Вог = B0Lor У qB2 (cos2 фог + sin* фор),
где Rot — равнодействующая нормальных усилий, действующих
на оградительную часть секции, кН.
При трапецеидальном характере нагружения ограждения
(рис. .13.18, б) равнодействующая трапецеидальной эпюры •
 Вог — 2 (91 + 9г) BqLqp cos фог >
где <71 и qz — минимальное и максимальное давление эпюры,
МПа.
Величины давлений на ограждение крепи должны прини-
маться в соответствии с техническим заданием. Ориентировоч-
но <7в=0,15 МПа и <7г=О,О8 МПа.
Для крепей поддерживающего типа нормальная равнодей-
ствующая сил, действующих на перекрытие,
т
Bn^Pi,
i=l
где Rn — нормальная равнодействующая сил на перекрытие.
300
Рис. 13.19. Схемы сил, действующих на секции крепи:
а — оградительно-поддерживающего типа; б — поддерживающе-оградительного типа
кН; Р; — расчетное сопротивление стойки, кН; т — число стоек,
на которое опирается базовая часть перекрытия.
Координаты приложения Rn могут быть определены из
уравнений моментов сил Rn и Р,- относительно координатных
осей (обычно оси х и у проводят через плоскость основания
секции, a z через центр тяжести — ц.т.).
Равнодействующая сил, действующих на перекрытие кре-
пей поддерживающе-оградительного и оградительно-поддержи-
вающего типов, определяется из уравнений моментов относи-
тельно точек К и М (рис. 13.19):
2МК = Rni [(cos <р„ 4- fn sin <р„) (хк — xRni) + (sin <p„ — fn cos <p„) x
X (Zk — zAnf)l 4" Рог [(COS фог + for фог) (Хк — XRor) -f-
4 (sin фог 4- for COS фог) (2K — zRoT)] — Pj [cos ft (xK — xpl) —
— sin (Zk — Zpi)[ — P2 [cos ft (xK — xp2) — sin y2 (zK — ZP2)1 = 0.
Для крепей поддерживающе-оградительного типа добавляется
еще одно уравнение моментов сил левой части секции отно-
сительно точки М шарнира (рис. 13.19, б)
2Л4М = (хм х/^л) cos ф^ Р2 (хм Xpj) cos ft — 0,
где Rni — нормальная равнодействующая сил, действующая на
перекрытие, кН; <р„ — угол, образуемый плоскостью перекры-
тия и плоскостью основания, градус; fn, for — коэффициенты
трения перекрытия и ограждения о породы кровли, которые
принимаются: 0,45—0,58— (сталь — песчаник); 0,32—0,35 —
(сталь — уголь); 0,49—0,62 — (сталь — аргиллит); хм, хк,
xRni, xRor, xPi — координаты точек, М, К, равнодействующих Rni,
301
/?ог и усилий в стойках, м; zK, zRni, Zrot, zPt — координаты точки
К, равнодействующих Rni, /?ог и усилий в стойках, м; <рОг—
угол, образуемый плоскостями ограждения и основания, гра-
дус; Yi, Т2—углы, образованные осями стоек и нормалями к
плоскости основания секции, градус.
Для крепей оградительно-поддерживающего типа рассмат-
риваются три варианта контактирования перекрытия с кровлей
в точках «1, п2 и п3 (рис. 13.19,а).
Координаты точек приложения /?П(- будут:
для Rni
xRni = xpi — (G — а) COS фл •
Укт = пг,
zRnl = zpl — (^1 — а) sin фл»
для Rni
xRm ~ *рх =	— ig Cos фл >
9Rm = т>
2Rm = zpi= zm — 1% sin <рл;
Для Rn3
%Rri3 = — а C°S фл ,
УКпз =
%Rn3 3	—а sin фл • 
Значения величин т = 0,15 м и а = 0,15 м принимаются по
РТМ.24.007.01 «Крепи механизированные. Перекрытия и осно-
вания. Расчет на прочность».
Для крепей поддерживающе-оградительного типа (см.
рис. 13.18)
xRfl = x«i— CCOS<p„,
z^n = zm — с sin <р„.
Проекции на координатные оси равнодействующей сил, дей-
ствующих на перекрытие, составят
Rntx = Rni (fn cos <р„ — sin <p„),
Rniy = 0>
Rnlz = Rni (fn Sin ф„ + COS <pn).
Проекции на координатные оси равнодействующей сил, дей-
ствующих на ограждение, будут
Rorx ~ Ror (for COS <рог sin фор) ,
Rory =
Rorz ~ Ror (for sin фог -f- COS фор) .
302
бл У
Рис. 13.20. Схема нагружения
основания (а) и эпюра давле-
ний секции крепи на поч-
ву (б)
Рис. 13.21. Схема к определению
устойчивости секции крепи к ее про-
дольному опрокидыванию
Проекции вектора равнодействующей сил, действующих на
основание
Rox — Unix + Rdrxt
Roy s Rniy 4" Roryi
Roz = Rniz + Rovz •
Проекции главного момента
Mx — (RnizVRn — RniyzRn) 4* (Ror^/Ror RoryzRor) •
My = (RnixzRn — RnizxRn) 4* (RorxzRor RorzxRor) >
= (RnlyxRn — RnixURn) 4" (RovyxRor RoridJRor} >
где Mx, My, Mz — проекции главного момента, кН-м; yRn,
z/яог — координаты равнодействующих Rn и Ror, м.
Зная величины и направления ROz, Мх, Му, можно опреде-
лить давление, передаваемое основанием секций на почву, и
построить эпюру давлений (рис. 13.20).
Давление, передаваемое секцией на почву,
1П-3 / R°z	Му . Мх
aA,B,C,D — Ю I р ±	± урх
где Ga,b,c,d — давление в точках А, В, С, D контура основания
МПа; F — площадь опорной поверхности основания, м2;
т L0B20 то, BnL2o
Wx= 6 и Wy= - 6 °—моменты сопротивления площади
основания секции относительно осей х и у, м3.
Усилие, необходимое для передвижки секции крепи (усилие
гидродомкратов передвижки — рис. 13.21),
Вря = RhX 4" Fi 4- Ва 4- 2Fз >
где F№ — усилие, необходимое для передвижки секции, kHj
303
Рис. 13,22. Схемы к определению устойчивости
секции крепи
Rhx — горизонтальная составляющая усилия на конце забойной
части перекрытия (козырька), кН; Ft— сила трения секции
о йочву, кН; /?2 — сила трения крепи о кровлю, кН; F3— сила
трения перекрытия (основания) секции о перекрытие (основа-
ние) соседней секции, кН;
Fi = (Л?п + G cos а),
Ft = fnRn >
, „sin a
F3 ~ fzG 2 •
Rax = Rny tg P>
где 7?n — усилие подпора секции, кН; G — вес секции, кН;
a — угол падения пласта, градус; ft — коэффициент трения ос-
нования о почву; /2 — коэффициент трения металла по металлу;
Rhx, Rny — горизонтальная и вертикальная составляющие силы
/?н — равнодействующей, нормальной к поверхности соприка-
сающегося с выступом кровли носка перекрытия, кН;
R
Кку — i
Рщ — усилие подпора в стойках, кН; — плечи приложения
усилий Pi,n относительно точки О, м; I — расстояние от точки
приложения равнодействующей до точки О, м; ₽ — угол накло-
на носка перекрытия к горизонтальной плоскости, градус.
Общие вопросы расчета секций механизированных крепей
на устойчивость изложены в РТМ 12.44.013—76 «Крепи меха-
низированные. Расчет устойчивости».
В соответствии с РТМ под устойчивостью секций (стати-
ческой и в процессе передвижки) понимается способность пос-
ледних под действием внешних силовых факторов сохранять
304
такое пространственное положение, при котором возможна их
нормальная эксплуатация в системе механизированной крепи.
Секции крепи должны обладать определенными запасами
устойчивости.
При внедрении оснований в почву определяется глубина
погружения основания, которая сравнивается с допустимой.
Секция считается устойчивой при наклоне основания в плос-
кости пласта, если углы наклона основания вдоль его осей
меньше допустимых.
При возможности продольного и бокового опрокидывания
секция считается устойчивой, если моменты опрокидывающих
сил меньше восстанавливающих моментов относительно тех же
осей.
Одним из видов нарушения устойчивости являются сдвиг,
проскальзывание и угловое перемещение секций.
Проверка устойчивости на сдвиг заключается в определе-
нии соотношения сдвигающих сил, действующих на секцию, с
удерживающими силами по элементам, контактирующим с бо-
ковыми породами, и сравнении этого соотношения с допусти-
мым.
Секция устойчива против разворота, если момент, развора-
чивающий секцию, меньше реактивного удерживающего.
Рассмотрим некоторые случаи оценки устойчивости секций
крепи. Запас устойчивости к боковому опрокидыванию при
передвижке секции с подпором (рис. 13,22,а)
liG cos cl '4-	"Ь Aly
"у-6- = /цС sin а > 1 •1 >
где Пу.б — запас устойчивости секции к боковому опрокидыва-
нию; ii, hi — плечи приложения сил, соответственно составляю-
щей веса и реакции кровли, м; /?2 — нормальная составляющая
реакции кровли, кН; Му — восстанавливающий момент удер-
живающих от опрокидывания устройств, кН-м; а — угол боко-
вого наклона секции, градус.
Запас устойчивости продольному опрокидыванию при пе-
редвижении секций крепи с подпором определяется из условия
исключения задирания передней части основания секции (иск-
лючения возможности поворота секции вверх вокруг точки О,
см. рис. 13.21) при переходе перекрытием неровностей кровли
Яну^4 + б cos als
пу-пр _ а 1	ь~\	/ Т\ Т ’
^дв 2 +	) "Ь 4*	— 2 )	^'3-2-
где пу.пр — запас устойчивости к продольному опрокидыванию
при передвижке секции крепи с подпором; /з, Ц, Ь, а — линей-
ные размеры (см. рис. 13.21), м.
20—240	305
Запас устойчивости к сползанию при разгрузке секции до
усилия подпора (рис. 13.22,6)
_ /16 COS « + (Л /2) ^з/з
ПУ-С~	Gsina
где fz — коэффициент трения перекрытия о кровлю; f3 — коэф-
фициент трения удерживающего элемента об основание; /?з—
нормальная реакция на основание со стороны удерживающего
элемента, кН.
§ 7. Особенности расчета элементов секций
механизированных крепей на прочность
Основой расчета элементов секций механизированных кре-
пей на прочность является знание характера взаимодействия
перекрытий, оснований и ограждений с боковыми породами.
Условия этого взаимодействия зависят как от конструкции
и параметров рассматриваемых элементов (геометрия, разме-
ры, наличие шарнирных связей, жесткость, характер поверхно-
сти контакта), так и от свойств вмещающих боковых пород.
Кроме того, взаимодействие зависит от целого ряда других
факторов, таких как скорость подвигания забоя, наличие под-
пора при перемещении секций крепи, устойчивость забоя и
т. д. Многообразие факторов, влияющих на нагружение пере-
крытий, оснований и ограждений, в значительной степени
усложняет выбор обоснованных схем их нагружения.
Начиная с 60-х годов, в работах В. Н. Харина, Г. И. Ягод-
кина, В. М. Казьмина и других получает развитие вероятност-
ный метод анализа контактного взаимодействия забойных
крепей с боковыми породами. В настоящее время для целей
практического выполнения расчетов схемы взаимодействия пе-
рекрытий и оснований с боковыми породами принимаются из
условий создания наиболее напряженного состояния элементов
конструкций.
При расчете на прочность принимается, что контактирова-
ние перекрытий и оснований с боковыми породами происходит
по отдельным площадкам (точкам). В местах контакта при-
кладываются сосредоточенные силы. Обычно рассматриваются
два варианта контактирования с боковыми породами: двухто-
чечное и одноточечное.
При двухточечном варианте контактирования точки прило-
жения нагрузки принимаются смещенными относительно про-
дольной оси элемента. Подобная схема нагружения вызывает
в конструкции дополнительный крутящий момент. На рис. 13.23
показаны примеры схем взаимодействия с боковыми породами
перекрытия и основания механизированной крепи поддержи-
вающе-оградительного типа, которые используются при выпол-
нении прочностных расчетов.
306
Зтера Q
эмрау
Эпюра Ми
Рис. 13.23. Схемы взаимодействия с боковыми породами перекрытий (а, б)
и оснований крепей поддерживающе-оградительного типа (в, г) и эпюры пе-
ререзывающих сил Q, изгибающих М„ и крутящих Мк моментов
20*’
307
Расчет на прочность заключается в определении результи-
рующих напряжений и запасов прочности в принятых расчет-
ных сечениях и сравнении запасов прочности с допустимыми.
Допустимые запасы прочности: пд=1,1—для элементов
сечения, изготовленных из проката; пя=1,2—для элементов
сечения, изготовленных из стального литья; пя=1,3— допусти-
мый запас прочности сварных швов.
Вычерчиваются схемы взаимодействия секций крепи с бо-
ковыми породами и расчетные схемы элементов секций. На
схемах указываются: силы Ri, действующие со стороны боко-
вых цород, и силы в шарнирах; силы сопротивления стоек
Р,-; силы Рк, действующие со стороны кровли на передние кон-
соли; силы трения Рт«; силы в рычагах Т; габаритные размеры
и координаты приложения усилий.
Строятся эпюры изгибающих моментов Ми, крутящих мо-
ментов Мк и перерезывающих сил Q. По эпюрам Ми> Мк, Q и
чертежам конструкций намечаются расчетные (опасные) сече-
ния и в этих сечениях определяются напряжения и запасы
прочности.
Исходными данными являются Pi, Рк, Ri, FTi и координаты
точек приложения сил.
Расчетное сопротивление стоек крепей принимается равным
номинальному рабочему сопротивлению. Для стоек крепей,
предназначаемых для эксплуатации в лавах с труднообрушаю-
щимися кровлями, расчетное сопротивление принимается рав-
ным 1,25 номинального..
Сила Рк, действующая со стороны кровли на гибкие (рес-
сорные), шарнирные и выдвижные консоли, принимается рав-
ной их несущей способности и приложенной на конце консоли.
Величины сил Р,, действующих со стороны боковых пород,
и силы в рычагах четырехзвенника, определяются из систем
уравнений статического равновесия (уравнений моментов и
проекций сил).
Силы трения, действующие на перекрытия или основания
со стороны боковых пород при их смещении в точках контак-
та, будут
FTi = fR,
где fi — коэффициент трения породы (угля) по металлу. При-
нимается 0,15 для влажной и 0,4 для сухой породы (угля).
Методика расчета на прочность изложена в РТМ 24.007.01
«Крепи механизированные. Перекрытия и основания. Расчет
на прочность. Методика».
С точки зрения выполнения расчетов на прочность основ-
ные особенности гидростоек и гидродомкратов сводятся к сле-
дующему. Гидростойки и гидродомкраты имеют два или три
участка (одно- или двухраздвижные)-, характеризующиеся на-
личием перекоса между, ними за счет допусков на изготовле-
308
Рис. 13.24. Схемы стоек (домкратов) с различным характером опирания кон-
цов:
Rt — радиус сферической опоры; р; — радиус трения; — угол переноса между участ-
ками
ние, износа и постоянством жесткости на большей части длины.
Стойки (домкраты) по виду опирания их ’концов (опор)
разделяются на три типа: с шарнирным опиранием обоих кон-
цов (рис. 13.24,а); с шарнирным опиранием одного конца и
упруго-шарнирным другого; с упругим восстановителем вту-
лочного типа (рис. 13.24,6); с шарнирным опиранием одного
конца и упруго-шарнирным другого, с цилиндрическим упругим
восстановителем, сжимаемым по торцу (рис. 13.24,в). Упругий
восстановитель дает возможность стойке отклоняться на опре-
деленный угол при смещении перекрытия относительно осно-
вания, что возможно при смещении боковых пород и при пере-
мещении секции с подпором. При разгрузке секции упругий
восстановитель возвращает стойку в исходное положение.
Действующая на стойку продольная сила Р принимается
равной номинальному рабочему сопротивлению. Для стоек
крепей, предназначенных для эксплуатации в лавах с трудно-
обрушающимися кровлями, расчетное сопротивление принима-
ется равным 1,25 номинального.
На стойку с упругой заделкой, кроме продольной силы, дей-
ствуют силы Nr, Ti и момент М, возникающие при деформиро-
вании упругого восстановителя.
В отличие от выдвижной части силовые факторы, форми-
рующие напряженное состояние цилиндра (корпуса) стойки
или домкрата, определяются внутренним гидравлическим дав-
лением рабочей жидкости.
Теоретической основой расчетов является обобщенное урав-
нение упругой линии сжато-изогнутого стержня.
309
Исследования прочности стержневых систем в СССР, полу-
чили развитие в трудах академиков Б. Г. Галеркина,
А. Н. Динника, профессоров П. Ф. Панкевича, В. 3. Власова,
Н. К. Снитко и других.
Так же как и для металлоконструкций крепи, расчет на
прочность стоек и домкратов заключается в определении ре-
зультирующих напряжений и запасов прочности в принятых
расчетных сечениях.
Запасы прочности определяются как отношения результи-
рующих напряжений в расчетных сечениях цилиндров и што-
ков к пределу текучести материала с учетом его термообработ-
ки. Полученные значения запасов прочности сравниваются с
допустимым, которое должно составлять не менее 1,2.
Методика расчета стоек и домкратов на прочность изложе-
на в работе [28].
Раздел V
КОНСТРУИРОВАНИЕ
И ИСПЫТАНИЕ КОМПЛЕКСОВ И АГРЕГАТОВ
Г л а в а 14
КОНСТРУИРОВАНИЕ КОМПЛЕКСОВ И АГРЕГАТОВ
§ 1. Общие сведения
По числу угольных забоев, оснащенных очистными механизи-
рованными комплексами, СССР занимает первое место в мире.
Из всего числа используемых очистных комплексов пример-
но 94% работает в условиях пластов пологого и пологонаклон-
ного залегания (до 35°). Остальная часть комплексов пред-
назначена для разработки крутых пластов. В эксплуатации
находится более 1000 комплексов и агрегатов. Подавляющее
их большинство применяется с агрегатными механизированны-
ми гидравлическими крепями и только около 15% приходится
на комплексы оборудования с комплектными крепями.
Анализ горно-геологических условий ведения очистных ра-
бот показывает, что для развития комплексной механизации
в нашей стране на пластах с углами падения до 35° необходи-
мо иметь до 20 типов комплексов, а для пластов крутого па-
дения— до 10 [11].
В настоящее время номенклатура разрабатываемых и вы-
пускаемых угольным машиностроением комплексов и агрегатов
приближается к этим показателям. Однако развитие работ в
области унификации систем забойного оборудования приведет
к сокращению числа типов комплексов за счет создания не-
большой номенклатуры базовых машин, а обслуживание плас-
тов по диапазонам мощностей будет обеспечиваться за счет
их типоразмеров.
Наибольшие трудности возникают при создании комплекс-
ной механизации на крутых пластах, что обусловливается в
первую очередь значительным проявлением гравитационных
сил, склонностью пород кровли и почвы к сползанию, обиль-
ным газовыделением, спецификой проявления горного давле-
ния и др.
Учитывая специфические условия эксплуатации, опреде-
ляемые в первую очередь мощностью и углом падения пласта,
обычно очистные комплексы и агрегаты условно разделяют на
группы: для тонких пологих пластов с углами падения до 35°,
для пологих пластов средней мощности и мощных и для кру-
тых пластов.
311
Рис, 14.1. Схемы узлов сопряжений лав со штреками
В современных очистных комплексах и агрегатах широкое
распространение получили механизированные гидравлические
крепи сопряжения, обеспечивающие механизацию крепления в
зоне лава —штрек.
В общем случае механизированные крепи сопряжения вы-
полняют следующие функции:
крепление и управление кровлей; корректировку положе-
ний головок забойного конвейера на размер подрывки и угол
падения пласта; удержание конвейера от сползания вдоль за-
боя и управление им в плоскости пласта; передвижку головок
забойного конвейера на величину захвата выемочной машины;
нормальные условия перегрузки угля с забойного на штреко-
вый конвейер.
При компоновке комплексов очистного оборудования осо-
бое внимание необходимо обращать на места сопряжения лав
со штреками с целью сокращения продолжительности концевых
операций при наличии выемочной машины челнокового дейст-
вия (рис. 14.1).
312
Сократить непроизводительные затраты времени можно сле-
дующими способами (27}:
применением комбайнов с исполнительными органами, рас-
положенными симметрично на удлиненных (от а до в) качаю-
щихся редукторах, для устранения ниш (рис. 14.1, схема Z);
подрывкой шнеками комбайна почвы на величину с для
размещения плоского привода ковейера (рис. 14.1, схема ZZ); •
выходом струга или исполнительных органов комбайна на
штрек с подрывкой почвы на величину не менее 0,7 м (рис. 14.1,
схема ZZZ);
выходом комбайна в штрек с .расположением привода кон-
вейера на штреке без подрывки почвы на пластах мощностью
более 2 м (рис. 14.1, схема ZV).
Одним из главных направлений горного машиностроения
является создание средств безлюдной выемки угля на базе
автоматизированных выемочных агрегатов.
Советский Союз является пионером в области - агрегато-
строения. Уже в 50-е годы были созданы и прошли испытания
агрегаты А2 и АЗ, подтвердившие перспективность данного на-
правления. Известны •конструкции угледобывающих агрегатов
с исполнительным органом комбайнового типа (АМС, АМСК,
КМ87А и др.) и исполнительными органами строгающего дей-
ствия (А2, АЗ, СА, АКЗ, АКД2, АНЩ, АКД, 1АЩМ и др.).
Одним из перспективных направлений в агрегатостроении
являются струговые агрегаты с фронтальными исполнительны-
ми органами, производящими одновременное разрешение всей
поверхности забоя при непрерывном подвигании фронта забоя
(агрегаты АКЗ, Ф1 и др.).
При мощности пласта менее 1,3—1,4 м практически труд-
но создать фронтальный струговый агрегат с вертикально
замкнутым исполнительным органом. В этом случае предпоч-
тителен переход на горизонтальное замыкание исполнительного
органа.
Одним из элементов, который отличает агрегат от механи-
зированного комплекса, является база. База — это функцио-
нальный элемент агрегата, который объединяет конструктивно,
кинематически и технологически исполнительный орган, меха-
низированную крепь и доставочный орган.
При создании очистных комплексов и агрегатов произво-
дится увязка конструктивных и режимных параметров обору-
дования с учетом возможного расширения области их примене-
ния и обеспечения максимально возможной производительно-
сти, верхний предел которой определяется работой выемочной
машины. Обычно у современных очистных комплексов с воз-
растанием рабочих скоростей перемещения выемочных машин
сдерживающим фактором роста их производительности стано-
вится скорость крепления лавы.
313
Учитывая, что в настоящее время стоит вопрос о создании
фронтальных выемочных агрегатов для выемки угля из плас-
тов мощностью менее 1,0 м, технической проблемой является
конструктивная увязка всех подсистем в минимальных габари-
тах по мощности пласта и ширине призабойного пространства.
Конструктивная увязка исполнительного органа, базы, крепи
и конвейера должна обеспечивать необходимые условия по
проветриванию и рабочее пространство для пропуска угля.
В этом отношении заслуживает внимания схема фронтального
агрегата, в котором функции разрушения забоя и транспорти-
ровки угля выполняются одним горизонтально замкнутым ис-
полнительным органом.
Создание и внедрение ЦНИИПодземмашем, ИГД
им. А. А. Скочинского, Копейским и Ясиновским машинострои-
тельными заводами комбайновых проходческих комплексов
позволило перейти к комплексной механизации проведения
подготовительных выработок, существенно повысив производи-
тельность и безопасность работ за счет перехода от многоопе-
рационной технологии при буровзрывном способе к поточной
технологии при комбайновой выемке.
• Переход к поточной технологии проходки требует, чтобы
все оборудование, входящее в комбайновый комплекс, было
приспособлено к выполнению технологических операций па-
раллельно с комбайном. Прежде всего это касается средств
доставки разрушенной горной массы от комбайна, оборудова-
ния для возведения постоянной и временной крепи, средств
пылеподавления, оборудования для доставки элементов крепи
к забою выработки, а также вентиляционных и водоотливных
труб.
Проходческие комбайновые комплексы классифицируются
по следующим основным признакам [12, 13]:
по области применения — для проведения подготовительных
и нарезных выработок/по углам наклона выработок — для
горизонтальных, наклонных до ±10° и наклонных до +35° (вы-
работок;
: по характеристике забоя — для угольного забоя, смешан-
ного забоя с коэффициентом крепости пород по шкале проф.
М. М. Протодьяконова f<4, смешанного забоя с f<6, смешан-
ного забоя с f>6;
по способу проведения выработки — комбайновым и комбай-
ново-буровым способами;
по форме кровли выработки — для выработок арочной фор-
мы и с плоской кровлей;
по направлению выработки — для прямолинейных и криво-
линейных с радиусом кривизны более 10 м;
по сечениям выработок — для двух- и однопутных вырабо-
ток.
314
Основным звеном проходческого комплекса является ком-
байн с исполнительным органом избирательного или бурового
типа, который определяет максимально возможный уровень
производительности комплекса. Производительность остально-
го оборудования, входящего в комплекс, должна быть не ниже
производительности проходческого комбайна.
Минимальные сечения выработок, возможные для работы
комплексов, определяют исходя из габаритов применяемого
оборудования и требуемых зазоров по правилам безопасности,
минимальная высота сечения принимается из габаритов ком-
байна или шагающей крепи.
Наибольшие трудности при создании комплекса возникают
при проектировании оборудования, механизирующего возведе-
ние крепи параллельно с работой комбайна.
Легче всего механизируется возведение анкерной крепи с
помощью бурильной установки для бурения шпуров под анке-
ры, как это имеет место в отечественном комплексе КГК2.
В настоящее время создаются комбайновые комплексы с
крепеустановщиками для возведения крепи, например комплекс
К4ПП5.
Вместо временной крепи в зоне работы комбайнов иногда
применяют передвижную гидрофицированную шагающую
крепь, передвигающуюся вместе с комбайном (например, оте-
чественные комбайновые комплексы КГМ1М, КН5Н, западно-
германский комплекс типа VM 08 фирмы «Вестфалия-Люнен»).
В комплексе КГК1М наряду с шагающей крепью механи-
зирован процесс возведения постоянной крепи с помощью кре-
пеукладчика, прикрепляемого к комбайну, или шагающей кре-
пи.
В сложных горно-геологических условиях при слабых
грунтах и породах, требующих сплошного крепления приза-
бойного пространства, или при проведении выработок под со-
оружениями и водоемами обычно применяются проходческие
щитовые комплексы.
£ 2. У становление основных компоновочных
размеров очистных комбайновых комплексов
При разработке компоновочной схемы очистных механизи-
рованных комплексов учитываются минимальная мощность
пласта и диапазон ее изменения, характер залегания пласта,
устойчивость пород кровли и забоя, сопротивляемость пласта
разрушению, прочность пород почвы, газоносность пласта и
ДР-
На рис. 14.2 (схема Z) показан поперечный разрез лавы с
основными подсистемами комплекса. Буквенными индексами
обозначены определяющие увязочные размеры. Индексы в
рамках относятся к размерам, которые оговорены ГОСТ
315
Рис. 14.2. Схемы расположения комбайна, конвейера и крепи в лаве
11986—73 и ГОСТ 16565—71. На всех схемах указаны факти-
ческие значения размеров для рассмотренных комплексов обо-
рудования.
Размеры пространства для прохода людей под механизи-
рованной крепью должны соответствовать физиологическим
возможностям человека при выполнении операций по управле-
нию и обслуживанию машин и механизмов. В настоящее время
исследованиями Донецкого НИИ гигиены труда и профзаболе-
ваний установлено, что простое перемещение человека по про-
ходу высотой 400 мм относится к категории тяжелых и сверх-
316
тяжелых работ. При высоте прохода 500 мм и скорости пере-
мещения человека по лаве (с выполнением всех необходимых
операций) не более 0,05 м/с напряжения человека ие
превышают пределов, характерных для работ средней тяжести.
На основании этих исследований рекомендована минималь-
ная высота свободного прохода под секциями механизирован-
ной крепи, которая должна быть не менее 500 мм.
Размеры А и Д с учетом толщины перекрытия определяют
зазор Б между корпусом комбайна и перекрытием. Увеличение
размера Б обеспечивает нормальные условия для перемеще-
ния комбайна с учетом неспокойной гипсометрии почвы и кров-
ли пласта, изменений его мощности, подштыбовки конвейера,
перемещений комбайна в вертикальной плоскости при работе,
заклинивания пусков угля и породы.
Увеличение зазора Б возможно либо при увеличении разме-
ра Д, либо при уменьшении размера А. Однако увеличение Д
приводит к возрастанию минимального предела вынимаемой
мощности пласта, что оговаривается ГОСТ 11986—73.
Уменьшение размера А возможно за счет уменьшения раз-
меров Г и Ж, а также улучшения зачистки почвы пласта. Ве-
личина Г определяется высотой двигателя по ГОСТ 16565—71,
которая, в свою очередь, увязана с его мощностью. Очевидно,
уменьшение высоты корпуса двигателя приведет к снижению
его мощности, минимальное значение которой для каждого
типоразмера комбайнов оговорено ГОСТ 11986—73. •
На практике используют регулирование размера Ж за счет
сменных опор или проставок.
В работе ([14] рекомендуются ориентировочные значения
размера Ж для различных типоразмеров. Величина Ж опреде-
ляет площадь сечения грузопотока на конвейере, а также воз-
можность пропуска крупных кусков угля без заклинивания.
Рекомендуемые значения Ж даны ниже.
Типоразмер комбайна ПУ8 ПУ 10 ПУ 12 ПУ 16 ПУ20
Размер Ж (мм) при
исполнительном орга-
не комбайна:
шнековом (бара-
банном)	....	200	250	350	400	450
буровом . . .	300	350	400	—	—
Минимальная величина зазора Б колеблется в пределах от
90 до 200—250 мм. Меньшие значения могут быть реализованы
при надежной зачистке почвы пласта, уменьшении длины кор-
пуса комбайна. Зазор Б может быть увеличен за счет сниже-
ния толщины перекрытия при изготовлении его из высокопроч-
ных материалов и сокращении длины его консоли.
Размеры Е и К в общем случае определяют расстояние от
забоя до первого ряда стоек крепи, т. е. размер 3. Размер Е
зависит от ширины корпуса двигателя и ширины конвейерно-
317
го става, которая с учетом ширины носка конвейера определи-
ется максимальной производительностью комбайна. Поэтому
сокращение ширины корпуса комбайна не всегда приводит к
сокращению величины Е.
Значение К определяется шириной желоба кабелеукладчи-
ка, которая зависит от числа и сечений укладываемых кабелей
и рукавов орошения.
Величина захвата В оговорена ГОСТ 11986—73. Следует
учитывать, что для комбайнов малых типоразмеров с целью
повышения их производительности нужно по возможности уве-
личивать захват. При наличии в схеме работы машины кон-
цевых операций, связанных со значительными затратами вре-
мени в выемочном цикле, как показывают расчеты, предпоч-
тительнее увеличить захват, чем скорость перемещения
машины. Однако увеличение захвата приводит к значительному
обнажению кровли при выемке угля, что повышает нагружен-
ность консоли перекрытия крепи, усложняет ее конструкцию,
ухудшает характер поддержания кровли.
, При конструировании величину 3 желательно сокращать.
Размер И между консолью крепи и забоем определяет ши-
рину незакрепленного призабойного пространства, которая по
возможности должна приниматься минимальной.
Наиболее сложным является вопрос выбора схемы и увязки
параметров подсистем, комплексов, работающих с комбайнами
типоразмеров ПУ6 и ПУ8 в виду крайне стесненного рабочего
пространства.
На рис. 14.2 (схемы I—IV) показаны варианты компоно-
вочных схем оборудования комплексов для выемки угля из
тонких пластов.
На схемах указаны основные размеры. Для схемы I с рас-
положением корпуса комбайна 2КЮ1 над конвейером мини-
мальная мощность пласта, где может быть реализована дан-
ная схема, составляет 0,9 м.
На схеме II показано сечение комплекса с комбайном КЮЗ
конструкции Гипроуглемаша. Комбайн имеет вынесенную си-
стему подачи, двигатели комбайна расположены параллельно
осям вращения шнеков, что дало возможность сократить длину
комбайна до 4,5 м.
Корпус машины смещен в забой. Данная компоновка поз-
волила создать комплекс оборудования для выемки углей из
пластов мощностью 0,6 м и выше.
Так как у комбайнов малых типоразмеров соотношение
между диаметром шнека и высотой конвейера составляет 3,8—
4,4 (у машин, предназначенных для работы на пластах сред-
ней мощности это соотношение равно 6—10) большое значение
имеет создание условий нормальной работы шнеков как по-
грузочных организмов, так как погрузочное окно в этих усло-
виях имеет ограниченные размеры.
318
На схемах III и IV показаны компоновочные схемы с ком-
байнами К200 и К108.
Отличительной особенностью схемы IV является вынос кор-
пуса комбайна в сторону завала. Подобная схема обеспечи-
вает хорошую устойчивость комбайна, достаточную высоту про-
хода угля под комбайном. В комбайне предусматривается ва-
риант с величиной захвата до 0,315 м, что существенно сокра-
щает ширину обнажения кровли после прохода комбайна и
улучшает взаимодействие консоли крепи с кровлей. В крепи
предусмотрена консоль с активным подпором. Компоновка
комплекса позволяет применять его на пластах мощностью
0,7—1,1 м.
Создание отечественного комбайна КЮЗ со смещенным в
забой корпусом, а также аналогичных комбайнов В57 (Вели-
кобритания) и EDW-170 LW (ФРГ) показывает перспектив-
ность подобных схем для комплексов оборудования, отраба-
тывающих тонкие пласты.
§ 3. Увязка параметров выемочной машины,
крепи и конвейера
С целью обеспечения максимальной производительности
выемочных комплексов и агрегатов, а также создания безопас-
ных условий работы параметры выемочной машины, крепи и
конвейера должны быть увязаны.
При согласовании скоростей перемещения выемочной ма-
шины и крепления лавы необходимо исходить из того, что
скорость крепления не должна ограничивать рабочей скорости
комбайна. При недостаточной скорости крепления скорость
выемочной машины будет определяться не устойчивой мощ-
ностью ее привода и удельной энергоемкостью процесса выем-
ки, а скоростью крепления выработанного пространства.
При работе очистного комплекса в процессе выполнения
выемочного цикла время начала крепления при последователь-
ной передвижке крепи должно удовлетворять условию
Во	Лс/с
ВРп н-к fn
(14.1)
где Fo — допустимая площадь обнажения кровли, м2; В —
ширина захвата, М; vn — скорость подачи комбайна, м/с; /и.к —
время начала крепления лавы по отношению к циклу работы
выемочной машины, с; пс — число одновременно перемещаемых
секций (число секций в грунте); 1С— шаг крепления, м.
При известной скорости крепления Оук в направлении дви-
жения фронта лавы можно определить скорость крепления
319
вдоль лавы (фланговую скорость)
»хк=---§---,
(14-2)
где vXK — скорость крепления вдоль лавы, м/с.
Условие согласования скоростей 'перемещения фланговой
выемочной машины и крепления лавы имеет вид
Чп-»хк^В(/ц + /н к) >
или
В(/ц + /нк) •	(14.3)
где /ц — продолжительность рабочей операции выемочной ма-
шины (рассматривается случай выемии угля на всю мощность
пласта за один проход комбайна), с;
Решая совместно уравнения (14.2) и (14.3), получим
Г	1 в
«ук = [vn - В(/ц+/н к) J -^7 •	(14 - 5>
где L — длины лавы, м;
(14-6)
vn
где L06—длина участка обнажения кровли в начале выемоч-
ного цикла (перемещение комбайна, после которого возможно
начало процесса крепления обнаженной кровли), м.
С учетом формул (14.4) и (14.6) выражение (14.5) прини-
мает вид
«ПВ Г, Fo 1
пс1с [1“ B(L + Lo6) J-	(14,7)
Величина /н.к должна удовлетворять условию (14.1). Ско-
рость крепления может быть выражена через время цикла опе-
раций крепления секции или группы секций:
«ук—	(14.8)
где tc — время цикла операций крепления секции или группы
секций, с.
Решая совместно уравнения (14.7) и (14.8), получим
>	_______Пс^с______ '
с~ Г, т
I B(L+Loe) I
320
В структуру времени tc в общем случае входят затраты
времени на несовмещенные во времени операции, связанные с
разгрузкой, перемещением и распором секции.
При выборе параметров конвейера (доставочной машины)
необходимо, чтобы
Qa
где Qu — производительность конвейера (доставочной маши-
ны); QB — максимальная производительность выемочной маши-
ны.
Существенное значение при выборе параметров конвейера
и согласовании режимов работы выемочной и доставочной ма-
шин имеют такие вопросы, как направления движения вы-
емочной машины и грузопотока на конвейере, величина ско-
рости их относительного перемещения, характер загрузки кон-
вейера по длине лавы и др.
Применительно к комплексам со струговыми исполнитель-
ными органами челнокового типа вопросы согласования пара-
метров и режимов работы выемочной и доставочной машины
были рассмотрены выше (см. гл. 9).
При выборе параметров доставочной машины фронтально-
го стругового агрегата необходимо учитывать, что загрузка
конвейера производится одновременно на нескольких участках
по его фронту. Часть угля, просыпающегося на почву, будет
подбираться лемехом (носком) конвейера при его фронталь-
ном перемещении.
Ниже рассмотрены две схемы фронтального агрегата и при-
ведены зависимости, которые позволяют увязывать параметры
конвейера с параметрами исполнительного органа.
Схема первая — агрегат с фронтальным кольцевым верти-
кально замкнутым струговым исполнительным органом
(рис. 14.3).
Рис. 14.3. Схема фронтального стругового исполнительного органа с верти-
кально замкнутой цепью;
I — верхняя ветвь; 2 — нижняя ветвь; 3 — конвейер
21—240	321
Величина относительного перемещения’ струговых кареток
и несущих элементов конвейера при попутном движении
/от = (Ук ух1) ^к>
где /от — перемещение несущих элементов конвейера относи-
тельно струговых кареток с попутным движением, м; vK—ско-
рость грузопотока на конвейере, м/с; — скорость перемеще-
ния струговых кареток (скорость резания), м/с; /к — время
прохода несущими элементами конвейера всей длины лавы, с;
L—длина конвейера, м;
L
/от— I vk Vxi | . •	(14.9)
Число струговых кареток пс.ф, перемещающихся, относи-
тельно произвольно выбранного поперечного сечения грузопо-
тока на 'конвейере в относительном движении за время /к,
определим следующим образом. Примем
лк.о = -^,	(14.10)
(I4.H)
(14.12)
где /с — расстояние между струговыми каретками, м
/с=^,
Лс.к
Ьц — длина контура цепи исполнительного органа, м; пс.к— чис-
ло струговых кареток на исполнительном органе.
Подставляя формулу (14.11) в формулу (14.10), получим
/отЛс.к
ЛК.О = I
Ьц
С учетом выражений (14.9) и (14.12) имеем
_ L I °к ~ ।
"к-°- Лц	Ук "с-к-
Искомое число струговых кареток пс.ф определим как
«с.ф = Пк.ц 4- 1,
где Пк.ц — целая часть nK.o-
Производительность одной струговой каретки
QcK — /^C-K^XI^hY >
где Qc.k — производительность струговой каретки, т/с; Нс.к —
часть мощности пласта, разрушаемая струговой кареткой, м;
h — глубина резания, средняя, м; Хн=0—1—доля угля, подле-
жащего погрузке струговыми каретками, имеющими попутное
322
движение с грузопотоком; зависит от конструктивного испол-
нения; у— плотность угля, т/м3;
и	^тах
“с-к— „	,
“с-к
где Ятах — максимальная мощность пласта, м.
Производительность пс.ф кареток
QcK-ф = ФскЯс.ф*
Площадь сечения грузопотока на конвейере при попутном
движении найдем из соотношения
•5к.Н I УХ1 -УК I Ун = Qc.K^c ф,
где 5к.н — площадь сечения грузопотока угля на конвейере при
попутном движении, м2; ун — насыпная плотность угля, т/м3.
Откуда имеем
г, _ Ятах/г ух1 (пкц -р 1) У?-н
•^К.н *—
(14.13)
потока
имеющей
(14.14)
ЯС-К I УК [ Ун
Аналогично можно определить площади сечения
угля, отбитого ветвью исполнительного органа,
встречное движение с грузопотоком на конвейере,
L (vxi + ук)
“к.о.в — /	,, ис к,
ЯС.ф.В = Ик.ц.В + 1 >
где пк.ц.в — целая часть пк.0.в.
р ____ Hmaxh уХ1 (Пк.ц.в ~4~ О У^в
к’в ~ Пс.к («л + «к) Ун
где 5к.в — площадь сечения потока угля на конвейере у раз-
грузочного конца, м2; Хв = 0—1 — доля угля, подлежащего по-
грузке струговыми каретками ветви исполнительного органа,
при встречном движении с грузопотоком на конвейере.
Площадь потока при погрузке лемехом конвейера угля,
оставленного на почве,
LHmax (2 Хн Хв) Уу
5к-Ф ~	’
где 5к.ф — площадь сечения потока угля при фронтальной по-
грузке лемехом, м2; vy — скорость фронтального перемещения
агрегата, м/с.
Принимая во внимание, что для фронтального кольцевого
стругового исполнительного органа
ЛтгкХ1
vu — j >
где mt — число резцов в i-й линии резания, имеем
Lffmax (2  Хн — ?.в) hmjVxl
(14.15}

^к.ф
21
323
Рис. 14.4. Схема фронтального стругового исполнительного органа с гори- .
зонтально замкнутой цепью (вид в плане):
1 — исполнительный орган; 2 — конвейер
Очевидно, что желоб конвейера должен обеспечивать грузо-
поток с площадью сечения
Sk — SK н + SK,B + 5к.ф>	(14.16)
где SK —площадь грузопотока на конвейере, м2.
С учетом формул (14.13) — (14.16) имеем
_ ___ ,,	( hvxly Г Лс.ф^-Н , Лс.ф.в^-В 1
к - max | Пск7н [ | Уа:1 — ук | + (vxl uK) J +
(2 7Н — М LhmtVxl )	(14
Ук^-ц	J ’
Схема вторая — агрегат с фронтальным горизонтально
замкнутым струговым исполнительным органом (рис. 14.4).
Рассуждая аналогично предыдущему случаю, получим
5к — Н max
^^х1пс.ф.в^вТ
Лс.к (vxi + °к) Тн
(1 — Хв) LhmjVxl
(14.18)

Формулы (14.17) и (14.18) позволяют ориентировочно уста-
навливать необходимое сечение желоба конвейера фронталь-
ного агрегата.
§ 4. Управление комплексами и агрегатами
в профиле пласта
Выемочные и проходческие комплексы (машины) в процес-
се выполнения рабочих операций перемещаются в пространст-
ве. Характер этого движения обусловливается, с одной стороны,
гипсометрией пласта вдоль выемочного столба или заданным
направлением проводимой подготовительной выработки и, с
другой стороны, рядом возмущающих факторов, вносящих эле-
мент случайности в это движение.
Главными причинами, вызывающими неустойчивость дви-
жения комплексов и агрегатов, являются:
324
изменение профиля призабойной дороги из-за некопирова-
ния исполнительными органами выемочных машин профиля
конвейера или базы вдоль лавы и неплотного облегания кон-
вейерным ставом почвы из-за подштыбовки последнего;
подштыбовк^ забойного конвейера и секций крепи, величи-
на которой зависит в первую очередь от эффективности по-
грузки и зачистки призабойной Дороги выемочной машиной;
недостаточная несущая способность почвы пласта, приводя-
щая к проседанию (вдавливанию) оборудования комплекса
или агрегата в почву.
Если при выемке угля положение исполнительных органов
выемочной машины не будет регулироваться в соответствии с
изменением- гипсометрии и мощности пласта, то у почвы и
кровли будут оставаться значительные пачки угля или испол-
нительные органы машины будут обрабатывать вмещающие
породы. В первом случае это приведет к потерям угля, а во
втором — к повышению его зольности, увеличению нагрузок на
машину и повышенному износу рабочего инструмента. То же
относится и к комплексам и агрегатам в целом, если их схе-
мы и параметры выбраны так, что они не в состоянии обеспе-
чить необходимый характер движения в пределах выемочного
столба.
Когда речь идет об управлении комплексами и агрегатами,
обычно пользуются такими понятиями, как приспособляемость,
маневренность и управляемость (8].
В процессе работы комплекс или агрегат должен вписы-
ваться в угольный пласт и занимать положение в вертикальной
плоскости и вдоль лавы в соответствии с его гипсометрией.
Способность комплекса или агрегата вписываться в пласт на-
зывается, его приспособляемостью.
Маневренность — это способность комплекса или агрегата
при управлении перемещаться и занимать в пласте новые за-
данные положения. Маневренность характеризует предельные
возможности оборудования по изменению направления движе-
ния и положения в пласте за определенный промежуток под-
вигания забоя.
Управляемость—это способность комплексов и агрегатов
при ручном или автоматическом управлении сохранять задан-
ное им направление движения вдоль выемочного столба и из-
менять его в соответствии с изменением положения средств
управления.
Для управления выемочными комплексами и агрегатами
применяются различные способы, но в основе всех их лежит,
как правило, изменение положения режущего инструмента от-
носительно почвы и кровли пласта.
Управление может осуществляться изменением:
вылета почвенных и кровельных резцов (характерно для
струговых комплексов и агрегатов);
325
Рис. 14.5. Профили почвы и кровли на участках лавы с волнистой гипсо-
метрией пласта при работе:
а — комбайна 1ГШ68; б —комбайна КШ1КГ
положения исполнительного органа, что широко использу-
ется на современных очистных комбайнах, а также в ряде слу-
чаев на струговых комплексах и агрегатах;
положения выемочной машины за счет изменения высоты
регулируемых опор;
наклона конвейера и машины к забою, что используется
на струговых установках (например, на отечественной струго-
вой установке СН75).
Из рис. 14.5 видно, как выемочные комбайны при своем
движении вдоль лавы по конвейеру не полностью копируют
гипсометрию почвы, что непосредственно сказывается при по-
следующих передвижках комплекса. То же самое относится и
к струговым установкам. Это является следствием несовпаде-
ния опорной базы комбайна (струга) с исполнительными орга-
нами (у стругов с почвенными разцами).
Для оценки величины изменения профилей почвы и кровли
в общем случае допустим, что конвейер в мульдах и на вы-
пуклых участках лавы имеет одинаковые (предельно допусти-
мые его конструкцией) углы изгиба атах между секциями.
326
Профили почвы и кровли на изогнутых участках лавы можно
описать дугами радиусов
R =---------- и = Я ± Нр,
о  таХ
где R и Ri—радиусы изогнутости участка почвы и кровли, м;
/с — длина секций конвейера, м; Нр — мощность пласта, м;
«шах — угол между секциями конвейера, градус.
Величины изменения профиля почвы £п определяются:
при расположении рабочих органов выемочной машины вне
опор
hn = —R + /Я2 + 7« + «2,	(14.19)
при расположении рабочих органов между опорами
hn = Я - /Я2-^ + 62,	(14.20)
где L — расстояние между опорами выемочной машины, м;
а и b — расстояние между исполнительным органом и опорой
(см. рис. 14.5), м.
Для определения величины изменения профиля кровли
hK в формулы (14.29) и (14.20) вместо R следует подставить
7?ь
Аналогичная картина наблюдается и в случае опирания
выемочной машины на почву пласта. Смещение исполнитель-
ных органов относительно опор приводит к искажению гипсо-
метрии почвы.
Изменение профилей почвы и кровли при работе выемочной
машины может явиться причиной ухода комплекса или агрега-
та в почву и кровлю пласта.
Приспособляемость комплекса или агрегата вдоль лавы ко-
личественно оценивается их минимальным радиусом кривизны
в вертикальной плоскости
где Я„11п — радиус кривизны, м; атах — максимальный угол из-
гиба между секциями конвейера, рад.
Обычно минимальные радиусы кривизны составляют 15—
25 м.
Лавная крепь должна иметь параметры, позволяющие ей
вписываться в профиль пласта вдоль лавы. Так как перекры-
тие обычно шире основания, то его величина по условиям впи-
сывания определяется по формуле
/в = /с(1±-п^—).	(14.21)
где /в — ширина перекрытия секции крепи, м; Н — мощность
пласта, м.
327
Из выражения (14.21) видно, что в мульдах (знак минус)
ширина перекрытия меньше, а на выпуклых участках лавы
(знак плюс) она может быть больше длины секции конвейера.
С ростом мощности пласта и уменьшением радиуса кривизны
эта разница растет.
В процессе перемещения комплексов и агрегатов вдоль
выемочного столба необходимо постоянно корректировать на-
правление их движения в заданных пределах. Если движение
происходит в соответствии с направлением, задаваемым его
средствами управления, то такой комплекс или агрегат имеет
хорошую управляемость.
Следует учитывать, что комплексы и агрегаты не обладают
свойствами самовыравнивания в заданном направлении движе-
ния. Полученные отклонения не остаются постоянными и не-
прерывно увеличиваются.
При движении комплексов и агрегатов с целью создания
систем управления по гипсометрии пласта используются дат-
чики границы «уголь — порода», если речь идет о выемке угля,
Или датчики, устанавливающие границу между другими полез-
ными ископаемыми и вмещающими породами.
В настоящее время для создания таких датчиков .использу-
ются механический, радиоволновой, акустический и радиоак-
тивный методы.
Машины и комплексы оборудования для коротких забоев
имеют лучшую маневренность по сравнению с оборудованием
для длинных забоев. Поэтому вопросы управления перемеще-
нием в пространстве этих средств решаются относительно
просто.
Основными причинами, вызывающими отклонения машин
от заданного направления движения, являются: неравномер-
ная крепость разрушаемого забоя по его площади; наличие
твердых включений; слабая почва выработки; износ режущего
инструмента; неравномерность подачи на забой, вызванная
неравномерностью сцепления органов перемещения с боковы-
ми стенками выработки; плохая зачистка пбчвы при погрузке,
приводящая к подштыбовке и др.
Для управления в пространстве машина должна иметь
.средства, обеспечивающие изменение ее положения в горизон-
тальной и вертикальной плоскостях, а в некоторых случаях и
для поворота вокруг продольной горизонтальной оси.
Изменение направления движения машины в вертикальной
плоскости достигается регулировкой по высоте исполнительно-
го органа. Управление в горизонтальной плоскости производит-
ся или изменением силовой уравновешенности машины, или с
помощью органов перемещения. При первом способе применя-
ются горизонтальные домкраты, установленные на машине.
Второй способ используется на комбайнах с гусеничным хо-
дом.
328
Контроль направления движения машины может осуществ-
ляться с помощью лучей — светового, лазерного, радио и т. д.,
гибкой натянутой нити, жёсткой механической связи. В качест-
ве жесткой связи может использоваться металлоконструкция
перегружателя или специальная конструкция.
§ 5. Системы автоматического управления
оборудованием выемочных комплексов и агрегатов
Современный выемочный комплекс или агрегат оснащается
системами автоматизированного управления оборудованием,
обеспечивающими повышение производительности выемочных
работ, надежности и долговечности оборудования, а также
улучшение условий труда и безопасности работ.
Наличие систем, автоматизирующих процесс управления,
позволяет более полно использовать установленную мощность
приводов, сокращать непроизводительные простои, вести очист-
ные работы в оптимальных или близких к ним режимах.
В настоящее время серийно изготавливаются угледобываю-
щие комплексы с централизованным и местным (групповым)
автоматизированным управлением.
Современные комбайны выемочных комплексов оснащаются
аппаратурой дистанционно-автоматического управления САУК,
обеспечивающей:
дистанционное управление с переносного пульта пускате-
лями комбайна, предохранительной лебедкой и конвейером,
автоматическим фидерным выключателем, скоростью подачи
комбайна и положением его режущих органов;
раздельный с интервалом 2—3 с запуск электродвигателей
многодвигательной машины; отключение электродвигателей
при опрокидывании, при несостоявшемся пуске, обрыве линей-
ного провода;
автоматическое управление нагрузкой и скоростью подачи
с защитой двигателей от опрокидывания при перегрузках и
ограничением суммарного потребляемого приводом тока;
четкую фиксацию нулевой скорости подачи; защиту приво-
да подачи при перегреве рабочей жидкости; разгрузку тяговой
цепи при включении комбайна.
Функции системы САУК могут быть расширены за счет
дополнения ее автоматическим регулятором положения режу-
щих органов относительно границы «порода — уголь», аппара-
турой радиоуправления, а также датчиками местонахожде-
ния комбайна в лаве,, от которого подаются команды автома-
тического управления передвижкой секций крепи.
ИГД им. А. А. Скочинского и Автоматгормашем разрабо-
тан регулятор «Квант» (рис. ,14.6) с изотопным датчиком
«порода — уголь», предназначенный для автоматического
управления относительно почвы и кровли пласта шнековыми
329
Рис. 14.6. Функциональная схема регулятора «Квант»
комбайнами 1ГШ68, 2К52, КШЗМ и др. В состав регулятора
входят изотопный датчик «порода — уголь» ЦПУ, шнековый
блок ШБ, приемный блок ПрБ, электронный блок управления
' и блок питания.
Изотопный ЦПУ работает по принципу регистрации обрат-
но рассеянного мягкого гамма-излучения и контролирует золь-
ность угля и вмещающих пород. Датчик «порода — уголь» и
шнековый блок размещены непосредственно на исполнитель-
ном органе, при этом датчик утоплен ниже уровня кулаков-
резцедержателей и установлен с забойной стороны шнека. При
прохождении ДПУ в зоне контактов уголь — порода информа-
ция с ДПУ через шнековый блок подается на приемный блок
и далее в блок управления, который суммирует поступающие
с ДПУ импульсы за период определенного числа оборотов
шнека (от трех до десяти). Число оборотов, за которое проис-
ходит накопление сигнала, контролируется синхродатчиком,
входящим конструктивно в состав шнекового и приемного бло-
ков, и счетчиком числа оборотов блока управления.
Если накопленное в блоке управления число импульсов с
ДПУ меньше или больше заданных порогов срабатывания ре-'
гулятора, которые соответствуют допускаемому диапазону
дольности угля, то через блокировочный разъединитель РБ на
электрогидропереключатель ЭГП выдается команда на подъем
или опускание рабочего органа в течение заданного промежут-
ка времени.
Для автоматизации струговых установок выпускается аппа-
ратура УМС2 управления приводом и аппаратура автоматиче-
ского секционного орошения струговых установок КРОС.
В настоящее время ведутся работы по созданию систем
дистанциОнно-автоматизированного управления механизирован-
ными гидравлическими крепями. Подобные системы разрабо-
таны и внедрены на крепях М.87 А и 2КГДА.
На основе автоматизированной крепи М87А создана аппара-
тура автоматизации комплекса КМ87А, которая обеспечивает:
дистанционное управление механизмами комплекса (комбай-
ном, конвейером, маслостанцией, лебедками и др.); автомати-
ческую передвижку секций крепи; контроль местонахождений
330
комбайна и передвигаемой секции крепи; самоконтроль линии
связи и аппаратуры автоматического управления передвижкой
крепи; громкоговорящую связь «пульт управления — забой».
Системы автоматизации выемочных агрегатов отличаются
от аналогичных систем комплексов объемом и быстротой вы-
полняемых функций.
Г л а в а 15
ИСПЫТАНИЯ и ИССЛЕДОВАНИЯ КОМПЛЕКСОВ
И АГРЕГАТОВ И ИХ ФУНКЦИОНАЛЬНЫХ МАШИН
§ 1. Общие сведения
Испытания и исследования представляют собой этапы об-
щего процесса создания оборудования механизированных
комплексов и агрегатов.
В отличие от испытаний исследования позволяют более
глубоко изучать процессы, происходящие при функционирова-
нии систем оборудования, вскрывать их физическую природу и
устанавливать общие основные закономерности между иссле-
дуемыми явлениями и параметрами, оказывающими на них
влияние.
Учитывая возросшую стоимость современного оборудования,
а в ряде случаев его уникальность, особое значение приобре-
тают методы испытаний чи исследований, проводимые на стадии
проектирования. Полученные результаты дают предваритель-
ную оценку принимаемых технических решений, указывают
направления их корректировки.
Наравне с этим большую актуальность приобретают мето-
ды ускоренных испытаний на специальных стендах. Ускорен-
ные испытания позволяют существенно сократить сроки полу-
чения результатов (в 5... 10 раз при испытаниях на долговеч-
ность) по сравнению с промышленными испытаниями.
Исследования горных машин могут производиться теорети-
ческими, экспериментальными или комбинированными метода-
ми. В свою очередь, экспериментальные исследования могут
выполняться на натурных образцах оборудования и методами
моделирования.
Моделирование может быть физическое и математическое.
При физическом моделировании происходит изменение мас-
штаба, но сохраняется природа явления. Математическое моде-
лирование основывается на тождественности уравнений, опи-
сывающих процессы модели и исследуемого явления.
В связи с широким использованием ЭВМ в процессе созда-
ния горной техники несомненный интерес представляют мето-
ды электронно-математического моделирования. Применение
ЭВМ дает возможность широкого варьирования параметрами,
331
влияющими на конечный результат поиска, сокращает затраты
на исследования и время их проведения. /
Испытания горных машин можно классифицировать по ос-
новным признакам: виду, назначению (цел/), характеру, орга-
низации, продолжительности, циклу, месту проведения, крите-
рию предельного состояния, природе отказа, объекту испыта-
ния.
Важным этапом исследований является разработка мето-
дики. Обычно в методике рассматриваются такие вопросы, как
цель и задачи исследований; краткая характеристика объекта
исследований с указанием назначения, состава оборудования
и технологии работы составных частей; организация и порядок
проведения исследований с учетом необходимых требований к
точности результатов; стенды, приборы и аппаратура, исполь-
зуемые в процессе исследований; формы регистрации резуль-
татов; состав бригады; техника безопасности.
При исследованиях современного комплекса оборудования
число измеряемых параметров различных систем может дости-
гать нескольких десятков. Кроме того, один и тот же процесс,
как правило, зависит от ряда параметров и условий его проте-
кания. В этом случае для сокращения затрат и времени иссле-
дований, а также получения эффективных результатов прово-
дится работа по планированию эксперимента.
Измеряемые параметры обычно представляются как слу-
чайные величины (например, крепость и абразивность забоя,
сортность продуктов разрушения, величина абразивного изно-
са, число циклов до разрушения, величина разрушающей на-
грузки, удельная энергоемкость процесса и т. д.) или как
случайные функции (например, параметры движения: скорость,
ускорение, траектория, тятовые усилия в цепях; параметры
электрических цепей и т. д.). Результаты этих измерений дол-
жны обрабатываться методами математической статистики и
теории случайных функций.
Обработка исходной информации связана со значительным
объемом первичной обработки результатов записи и вычисле-
ний. Поэтому в настоящее время в практике статистической
обработки результатов эксперимента широко используются
различные автоматические и полуавтоматические системы на
базе ЭВМ.
§ 2. Стенды для испытаний оборудования
комплексов и агрегатов и методы
измерения напряженного состояния
конструкций
На заводах горного машиностроения, в проектно-конструк-
торских, научно-исследовательских и учебных институтах гор-
ного профиля имеется значительный парк стендов, предназна-
332
ченных для проведения испытаний и исследований оборудова-
ния выемочных ^комплексов и агрегатов.
Проектирование стендов и проведение на них испытаний
представляют этапы общего процесса создания горного обо-
рудования.	\
С целью сокращения затрат на испытания и сроков их
проведения особое внимание должно обращаться на универ-
сальные стенды, приспособленные к испытаниям и исследова-
ниям различных типоразмеров оборудования, например, уни-
версальные стенды для испытаний трансмиссий выемочных
комбайнов, механизированных гидравлических крепей, раз-
личных гидросистем и т. п.
Стенды оборудуются измерительными станциями, позво-
ляющими вести с необходимой точностью изучение и регистра-
цию различных параметров.
Тип и количество измерительной и регистрирующей аппара-
туры определяются видом испытуемого оборудования, програм-
мой испытаний, необходимым объемом информации.
На рис. 15.1 показаны схемы стендов для испытаний обору-
дования угледобывающих комплексов и агрегатов.
Для испытаний трансмиссий выемочных комбайнов на
Горловском машиностроительном заводе им. С. М. Кирова
спроектирован стенд (рис. 15.1,а). На основании, выполненном
в виде плиты с Т-образными пазами, закрепляется комбайн 1,
выходные валы которого с помощью карданных валов 2 соеди-
нены с нагрузочными тормозами 3. Стенд предназначен для
испытания комбайнов типа 1ГШ68, КШЗМ.
На рис. 15.1,6 показан стенд, предназначенный для испы-
тания комбайнов КШ1КГ, 2К52, 1К101 после их ремонта. Ком-
байн 1 устанавливается в собранном виде на раме стенда. Вы-
ходные валы со снятыми исполнительными органами с по-
мощью шлицевых муфт 2 соединяются через повышающие ре-
дукторы 3 с нагрузочными машинами 4 типа ДП62, работаю-
щими в генераторном режиме с рекуперацией энергии в сеть.
Для получения режима рекуперации предусмотрены тиристор-
ные преобразователи.
Гипроуглемашем разработан п введен в эксплуатацию на
Малаховском экспериментальном заводе универсальный на-
грузочный стенд СТ13 (рис. 15.1,в) для испытания трансмиссий
угледобывающих машин и механизмов подачи. Стенд пред-
ставляет собой комплект оборудования, позволяющий прово-
дить нагрузочные испытания комбайнов в сборе, а также от-
дельных редукторных групп, подающих частей и других узлов.
В левой части стенда имеется установка для испытания
комбинированным способом бурошнекового комбайна 1. Выход-
ные валы шнеков испытываются по замкнутому способу. На-
гружение осуществляется с помощью косозубого нагружате-
ля 2.
333
Рис. 15.1. Стенды для испытаний оборудования угледобывающих комплексов
и агрегатов
Выходной вал буровой коронки испытывается разомкнутым
способом. Нагружение осуществляется с помощью порошкового
тормоза 3 типа ТЭП4500 и осевых 4 и радиальных 5 нагружа-
телей. Исполнение тормоза балансирное, это позволяет с по-
мощью весового устройства осуществлять замеры величины
тормозного момента. Осевые и радиальные нагружатели ими-
тируют реакции со стороны забоя на валы исполнительных
органов.
В правой части стенда находится установка 6 для испыта-
ния замкнутым способом привода нижних шнеков комбайна ти-
334
па К120. Замыкание системы осуществляется с помощью двух
угловых редукторов 7, нагружение — с помощью планетарного
нагружателя 8. \
В средней части стенда расположена установка 9 для испы-
тания замкнутым способом режущей части шнекового комбай-
на. Две машины (для правого и левого забоев) испытываются
одновременно. Замыкание силового потока осуществляется с
помощью двух редукторов-проставок 10. Нагружение произво-
дится с помощью вращающего гидроцилиндра 11.
Для целей комплексных испытаний, предусматривающих
испытания всех функциональных систем комбайнов, широко
используются стенды с углецементными блоками, моделирую-
щими угольный пласт.
Кадиевским филиалом Коммунарского горно-металлургиче-
ского института спроектирован стенд (рис. 15.1,г) для иссле-
дований очистных комбайнов. Стенд представляет'собой метал-
лическую платформу 1, поворачивающуюся вокруг оси на
угол до 55° с фиксацией через каждые 5°. Подъем и опускание
платформы осуществляются с помощью лебедки и полиспаст-
ной системы. На платформе выкладывается углецементный
блок 2 и устанавливается испытуемый комбайн 3, который
удерживается лебедкой от сползания.
Гипроуглемашем спроектированы стенды СТ1 и СТ25, смон-
тированные на Малаховском экспериментальном заводе, пред-
назначенные для проведения испытаний выемочных комплек-
сов и агрегатов. В основу испытаний положено приближение
условий испытания к условиям эксплуатации.
Стенд СТ1 (рис. 15.1,3) состоит из монолитного железобе-
тонного основания 1, к которому крепятся анкерными болтами
два ряда колонн 2. Для имитации различной мощности пласта
между колоннами укладывается перекрытие из балок 3, кото-
рое может быть закреплено на различной высоте.
Для испытаний выемочных комплексов и агрегатов внутри
стенда между колоннами выкладывается углецементный блок4.
На стенде можно проводить испытания комплексов длиной
до 70 м. Имитируемая мощность пласта 0,5—4,5 м.
На стенде СТ25 (рис. 15.1,е) проводятся испытания комп-
лексов и агрегатов, которыми исследуются процессы устойчи-
вости и нагруженности механизированных крепей, разрушения
забоя, погрузки и транспортировки угля, а также взаимодей-
ствия крепи с кровлей.
Стенд состоит из рабочей камеры 1 длиной 17 м, шириной
Эми высотой 0,4—3,3 м в зависимости от мощности пласта.
Камера установлена под углом 36°, имитируя участок лавы в
наклонном пласте.
Имитация почвы вентиляционного штрека осуществляется
верхней горизонтальной площадкой 2. Нижний приямок 3 ими-
тирует почву и боковые стенки откаточного штрека.
335
Рабочая камера состоит из рам, смонтированных на двух
основных балках 4. Каждая рама включает в Тебя две колон-
ны 5 и две балки 6. Кровля 7 и почва 8 выполнены из металли-
ческих рам.	/
Крепление балок к колоннам выполнен^/ регулируемым по
высоте.	/
Процессы разрушения исследуются на углецементном бло-
ке, имитирующем угольный пласт.
Для удержания испытуемого оборудования от сползания
верхняя площадка стенда оснащена лебедкой типа ЛП и перед-
вижной платформой для закрепления головной части конвей-
ера. Перегружающий конвейер, установленный в приямке стен-
да, обеспечивает транспортировку разрушенного материала.
Среди различных измерений электрических, гидравличе-
ских, пневматических и механических систем оборудования,
выполняемых в процессе испытаний, измерения деформаций
элементов конструкций занимают значительное место. Для
измерений деформаций, а следовательно, и напряженного со-
стояния элементов конструкций чаще всего используются мето-
ды тензометрирования, методы с применением лаковых покры-
тий и поляризационно-оптические методы.
Тензометрическим методом можно исследовать во времени
деформации и напряжения, силы и давления, изгибающие и
крутящие моменты, вибрации.
Кроме того, использование тензометрирования позволяет
измерять температуру, линейные и угловые ускорения.
Основным' элементом измерительной системы является дат-
чик сопротивления — тензометр.
В настоящее время используются проволочные, фольговые
и полупроводниковые датчики сопротивления.
Проволочный датчик (рис. 15.2,а) состоит из основания 1,
к которому йетлеобразно приклеен проводник 2 диаметром
0,015—0,03 мм из материала высокого сопротивления. Такой
датчик прикрепляется к испытуемому образцу 3 таким обра-
зом, чтобы и проволока, и образец деформировались одинако-
во. Электрическое сопротивление проволоки датчика при ее
деформации изменяется. Изменения сопротивления даже на
малые доли Ома, обнаруживаемые соответствующими прибо-
рами, являются точной мерой деформации испытуемого эле-
мента конструкции.
Фольговые тензодатчики (рис. 15.2,6) являются наиболее
современными и высокими по качеству.
По сравнению с проволочными датчиками они имеют ряд
преимуществ: значительно большую чувствительность, что
упрощает усилительную аппаратуру и в ряде случаев позво-
ляет обходиться без нее: не имеют поперечной тензочувстви-
тельности, что дает повышение точности , их показаний; могут
336
Рис. 15.2. Тензодатчики сопротивлений
быть изготовлены любой формы, благодаря чему расширяется
область их применения.
Полупроводниковые тензодатчики отличаются от прово-
лочных и фольговых датчиков сопротивления малыми разме-
рами, высокой тензочувствительно'стью, высоким уровнем вы-
ходного сигнала измерительных схем, что позволяет избавить-
ся от громоздкого и сложного усилительного оборудования.
Существуют две схемы включения тензодатчиков при изме-
рениях деформаций — мостовая и потенциометрическая. Боль-
шее распространение получили мостовые схемы (рис. 15.3).
Безусилительная схема измерений (рис. 15.3,а) состоит из
рабочего датчика сопротивления /?д = 7?1, наклеенного на де-
таль, и трех дополнительных сопротивлений R2, R3 и R4:
В одну из диагоналей моста подключается измерительный при-
бор — гальванометр 6, а в другую — подводится питающее на-
пряжение U. В сбалансированном измерительном мосту
7г=0. Сопротивления R2 и R3 берутся одинаковыми. В качест-
ве компенсационного сопротивления R4 используется такой же
тензодатчик, как и датчик сопротивления, но наклеенный на
Рис. 15.3. Мостовые схемы включения тензодатчика:
д _ безусилительная; б —с предварительным усилением; 1-^3 — соединительные провода;
4 — усилитель переменного тока; 5 — шлейфовый осциллограф
22—240	337
ненагруженную деталь (компенсационную пластину). Такая
схема позволяет исключить погрешность из-за неодинакового
нагрева одного из сопротивлений.
При деформации детали с датчиком сопротивление дат-
чика изменяется на величину AR. Вследствие разбаланса моста
через его диагональ пройдет ток. Сила тока, протекающего
черёз гальванометр, пропорциональна измерению сопротивле-
ния датчика, а значит и относительной деформации детали.
Наибольшее распространение получили схемы с использо-
ванием предварительным усилением сигналов разбаланса из-
мерительного моста и регистрацией результатов на фотобума-
гу или фотопленку с помощью шлейфового осциллографа
(рис. 15.3,6).
Усилители и осциллографы имеют несколько каналов и
позволяют вести одновременное измерение нескольких про-
цессов.
При выборе регистрирующего прибора, обеспечивающего
запись исследуемого процесса, необходимо учитывать число
одновременно записывающих параметров, скорость их измене-
ния во времени и продолжительность регистрации.
Шлейфовые осциллографы обеспечивают качественную за-
пись быстроизменяющих параметров. Широкое распростране-
ние получили самопишущие многоканальные приборы с за-
писью на простую бумагу. Однако по сравнению со шлейфовы-
ми осциллографами они являются инерционными системами и
осуществляют запись параметров, изменяющихся во времени
с меньшими частотами.
Одним из способов получения длительной записи процессов
является запись их на магнитной ленте.
Метод хрупких Лаковых покрытий является дополнением к
методам измерения деформаций посредством датчиков сопротив-
ления. Метод хрупких лаковых покрытий обладает рядом поло-
жительных качеств: позволяет получить полную картину распре-
деления деформаций; применим к деталям любой конфигура-
ции и материала независимо от способа нагружения.
Лаковое покрытие наносится на поверхность детали. При
нагружении вследствие возникающих деформаций в покрытии
детали, прочно связанном с поверхностью детали, образуются
трещины, которые располагаются нормально к направлению
главных деформаций растяжения.
Картина распределения напряжений, последовательность
их появления и величины деформации растяжения позволяют
судить об изменении напряжений во времени.
Лаки изготовляются из смол, растворенных в сероуглероде
с добавлением пластических веществ.
Выбор марки лака покрытия производится по специальным
номограммам с учетом влажности окружающей среды и ее
температуры. Поэтому хрупкие покрытия целесообразно ис-
338
пользовать при исследованиях деталей в стационарных лабо-
раторных условиях. Метод с применением лаковых покрытий
обеспечивает измерения с ошибкой в пределах 10—20%.
Поляризационно-оптический метод, основанный на свойстве
некоторых прозрачных материалов (эпоксидных и других
смол), становится двоякопреломляющим при действии нагруз-
ки и освещения поляризационным светом, позволяет при ис-
следовании напряжений в моделях деталей, изготовленных из
этих материалов, изучать картину напряженного состояния.
Метод может быть рекомендован при исследовании напряжен-
ного состояния сложных узлов и деталей, точный расчет кото-
рых невозможен или трудоемок.
Материалы, обладающие свойствами двойного лучепрелом-
ления, разлагают падающий свет на две взаимно перпендику-
лярные волны, проходящие по материалу с различными ско-
ростями. Относительное запаздывание этих волн создает ин-
терференционный эффект. Величина двойного преломления,
пропорциональная деформации или напряжению, измеряется
по порядкам полос интеграции при просвечивании оптически
активной модели поляризационным светом на специальной
установке.
£ 3. Ускоренные ресурсные испытания горных машин
Сокращение сроков стендовых испытаний горных машин на
долговечность при разрушениях, вызванных усталостными по-
вреждениями (усталостным изломом, выкрашиванием поверх-
ностного слоя), является актуальной задачей. Достаточно ска-
зать, что установление фактического ресурса машины при про-
ведении испытаний требует значительного времени. Например,
расчетный ресурс выемочной машины составляет несколько
тысяч часов.
ИГД им. А. А. Скочинского и Гипроуглемашем ведется ра-
бота по созданию методики ускоренных испытаний выемочных
комбайнов.
В процессе ресурсных испытаний режим нагружения дол-
жен быть в максимальной степени приближен к нагружению в
условиях эксплуатации.
Установление режима нагружения может производиться
различными путями. Например, при испытаниях очистных ком-
байнов на основании ОСТ 12.44.109—79 «Комбайны очистные.
Выбор спектров эксплуатационной нагруженное™ трансмис-
сий. Методика».
Режим нагружения может быть также сформирован по ре-
зультатам обработки осциллограмм, записанным при испыта-
ниях в реальных условиях эксплуатации.
Наиболее достоверные результаты испытаний, как указы
валось ранее, могут быть получены при нагружении в режиме
22*	339
задаваемом как случайная функция. Параметры этой функции
должны соответствовать параметрам случайной функции внеш-
ней нагрузки в условиях эксплуатации.
Поскольку реализация режима случайного нагружения при
испытаниях горных машин на долговечность представляет
сложную задачу, для практических целей используется режим
нагружения повторяющимися блоками. При этом по известно-
му виду и параметрам случайного воздействия строится ин-
тегральная функция амплитуд нагрузки. Функция распределе-
ния аппроксимируется ступенчатой линией, состоящей из уча-
стков. Число участков определяет форму нагрузочного блока
и принимается равным 6—10. При формировании нагрузочных
блоков нагрузки ниже 0,56 од (<гд— предел выносливости наи-
более слабого звена, определяемого расчетом), как не оказы-
вающие существенного влияния на долговечность, не учиты-
ваются.
Сокращение длительности испытаний на долговечность мо-
жет осуществляться за счет увеличения числа циклов нагруже-
ния в единицу времени, исключения из режима нагрузок, не
вызывающих усталостных повреждений, т. е. меньших 0,5 од,
и формирования испытаний по величине прилагаемых нагру-
зок.
Продолжительность ускоренных испытаний
Ти= Tk^X >	 '	(15.1)
«ф
где Гд — продолжительность ускоренных испытаний, ч; Т — ре-
сурс испытуемого объекта, ч; Л — продолжительность дейст-
вия нагрузок, не вызывающих усталостных повреждений, ч;
&Ф — коэффициент форсирования испытаний, выбирается с уче-
том того, чтобы напряжения от максимального уровня нагруз-
ки не превышали предела прочности наиболее слабого звена и
принимается равным 1,1... 1,5; m — показатель степени кривой
усталости для наиболее вероятного вида разрушения (устало-
стный излом или усталостное разрушение контактных поверх-
ностей) .
Формула (15.1) может использоваться для ориентировоч-
ной оценки продолжительности ускоренных испытаний и поз-
воляет устанавливать связь между продолжительностью испы-
таний и ресурсом машины.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Накопленный в СССР и за рубежом опыт создания горной
техники, выполнение большого числа научно-исследовательских
и опытно-конструкторских работ, особенно за последние 10—
15 лет, являются основой для постоянного совершенствования не-
только конструкций горных машин, но и методов их расчета.
В этой связи научное направление «Горные машины и комп-
лексы», охватывающее изучение процессов и закономерностей
взаимодействия рабочих органов горных машин с горными по-
родами, исследование рабочих режимов, конструктивных и
эксплуатационных параметров горных машин и их систем, раз-
работку теории конструирования машин, позволяющих изменить
технологию и уменьшить трудоемкость горных работ, постоян-
но развивается не только учеными научно-исследовательских,
институтов и вузов, но и работниками проектно-конструкторских
институтов и предприятий горнодобывающей промышленности..
К основным задачам этого научного направления, как отме-
чает академик В. В. Ржевский*, относятся:
установление параметров отдельных машин, режимов их ра-
бочих процессов на основе технологических процессов и изуче-
ния оптимальных режимов рабочих процессов;
развитие методов прогнозирования, моделирования, исследо-
вания, расчетов и проектирования машин и систем машин при-
менительно к технологическим решениям и специфическим ус-
ловиям, методов расчета энергетических, кинематических, дина-
мических и силовых параметров машин, обеспечение их опти-
мальной долговечности и надежности;
синтез общих структур комплексов машин для отыскания
оптимальных сочетаний исполнительных механизмов, приводов и
несущих конструкций, управления машинами и комплексами
машин в системах «человек — машина — среда» применительно
к технологическим решениям;
методы расчета режимов и параметров движения мобильных
машин, связанных со спецификой их применения в условиях той
или иной технологии;
выбор основных параметров и формирование оптимальных
систем машин для решения задач комплексной механизации и
автоматизации рабочих процессов для каждого технологическо-
го решения;
методы и средства эксплуатации, технического обслуживания
и ремонта, соответствующие особенностям горной техники и
конструкций машин, оценки их надежности и качества, соответ-
* Ржевский В. В. Горные науки — структура, содержание, методы иссле-
доваиия/методические рекомендации к выполнению научных работ и составле-
нию отчета/.М., изд. МГИ, 1982.
341
ствия предъявляемым требованиям, действующим стандартам,
нормам безопасности.
Поэтому важной составной частью процесса подготовки гор-
ных инженеров-механиков по дисциплине «Проектирование и
конструирование горных машин и комплексов» является науч-
но-исследовательская работа студентов, которая позволяет бу-
дущим специалистам уже в процессе обучения познать новые
закономерности рабочих процессов горных машин и более чет-
ко представлять себе основные пути развития и совершенствова-
ния методов расчета режимных, силовых, конструктивных и
других параметров горных машин и комплексов.
Вопросы разработки конструкций и методов расчета органов
разрушения, погрузочных органов и механизмов подачи очистных
комбайнов находят наиболее полное отражение в работах про-
ектно-конструкторских и научно-исследовательских институтов
Гипроуглемаш, Донгипроуглемаш, ИГД им. А. А. Скочинского,
ДонУГИ, ПНИУИ, Горловского машзавода им. С. М. Кирова,
а также Донецкого и Тульского политехнических институтов.
.За последние годы достигнуты значительные успехи в деле
разработки конструкций высокопроизводительных очистных
комбайнов со шнековыми исполнительными органами для пла-
стов различной мощности и, что особенно важно, для тонких
пластов, в совершенствовании конструкций и методов расчета
шнеков и трансмиссий привода исполнительных органов, в раз-
работке конструкций бесценных и вынесенных систем подачи.
Применительно к проходческим комбайнам наиболее важные
работы проводят институты ЦНИИПодземмаш, КузНИУИ, Ко-
пейский им. С. М. Кирова и Ясиноватский машзаводы, Каргор-
маш.
Вопросы совершенствования конструкций и методов расчета
исполнительных органов струговых установок постоянно нахо-
дятся в центре внимания ШахтНИУИ им. А. М. Терпигорева,
ИГД им. А. А. Скочинского, Ворошйловградского филиала Дон-
гипроуглемаша, Карагандинского политехнического института.
Исследования процессов разрушения углей и пород с целью
повышения сортности добываемого угля, снижения величины
нагрузок на исполнительных органах очистных, проходческих
комбайнов и стругов и затрат энергии на процесс разрушения
проводятся ИГД им. А. А. Скочинского, ШахтНИУИ им.
А. А. Терпигорева, Московским горным, Новочеркасским, Кара-
гандинским и Кузбасским политехническими институтами. Ука-
занными институтами, а также Краснолучским машзаводом по-
стоянно совершенствуются и создаются новые конструкции рабо-
чего инструмента выемочных горных машин.
Созданию новых типов механизированных крепей, разработ-
ке эффективных конструкций их основных элементов, особенно
для крепей, предназначенных для работы в сложных горно-гео-
логических условиях, посвящены работы ИГД им. А. А. Скочин-
342
ского, ВНИМИ, ДонУГИ, ПНИУИ, К.НИУИ, КузНИУИ, Гипро-
углемаша, ГПКТИ ПТМ п/о «Кран», Донгипроуглемаша, Мос-
ковского и Днепропетровского горных, Кузбасского политехни-
ческого институтов, Дружковского и Узловского им. И. И. Фе-
дунца машзаводов.
Научные основы проектирования автоматизированных
комплексов и горных агрегатов, предназначенных для осуществ-
ления выемки угля без постоянного присутствия людей в забое,
разрабатываются Гипроуглемашем, ГПКТИ ПТМ п/о «Кран»,
Московским горным институтом и ИГД им. А. А. Скочинского.
Разработкой новых способов бурения и разрушения горных
пород, конструкций бурильных машин и их инструмента зани-
маются ИГД Сибирского отделения АН СССР, ИГТМ АН
УССР, СКВ СГО, Московский горный, Фрунзенский и Кузбас-
ский политехнические институты и др.
Исследования и разработка методов оценки надежности и
качества горношахтного оборудования в больших объемах про-
водятся ИГД им. А. А. Скочинского, ДонУГИ, бассейновыми
НИИ, Гипроуглемашем, ЦНИИПодземмашем, заводами уголь-
ного и горного машиностроения, Московским горным, Криво-
рожским горнорудным и Казахским политехническим институ-
тами.
Оперативное использование новых результатов научных ис-
следований в практике работы проектно-конструкторских орга-
низаций возможно при условии разработки и внедрения системы
автоматизированного проектирования горных машин и комплек-
сов.
В настоящее время проектно-конструкторские институты и
ряд заводов используют ЭВМ для проведения типовых расчетов
(нагрузок на рабочем инструменте выемочных машин, кинема-
тических и прочностных расчетов трансмиссий и др.). Основные
задачи в этом направлении заключаются в разработке алгорит-
мов и программ, позволяющих конструкторам вести работу в
диалоговом режиме' с ЭВМ, что дает возможность наилучшим
образом выбирать конструктивные схемы и технологические схе-
мы работы машин, оптимизировать параметры разрабатывае-
мой техники. Необходимая работа в этом направлении прово-
дится институтами Гипроуглемаш, Центрогипрошахт, ВНИИ-
Уголь, Коммунарским горно-металлургическим, Московским
горным и др.
В связи с изложенным студентами при изучении дисципли-
ны «Проектирование и конструирование горных машин и комп-
лексов», а также при выполнении научно-исследовательской ра-
боты, включенной в учебный процесс, и во внеучебное время
должна использоваться периодическая научно-техническая лите-
ратура и сборники научных трудов НИИ и вузов, где находят
отражение результаты исследований и расчетов горных машин
и комплексов по указанным выше направлениям.
Список литературы
1. Базер Я. И., Крутилин В. И., Соколов Ю. Л. Проходческие комбайны.
М., Недра, 1974.
2. Вентцаль Е. С. Теория вероятностей. М., Наука, 1969.
- 3. Взаимодействие механизированных крепей с кровлей/А. А. Орлов,
Б. Ю. Сетков, С. Г. Баранов и др. М., Недра, 1976.
4.	Гидрофицированная крепь очистных выработок. Под ред. В. Н; Хо-
рнна, М., Недра, 1973.
5.	Давыдов Б. Л., Скородумов Б. А. Расчет и конструирование угледо-
бывающих машин. М., Госгортехиздат, 1963.
6.	Докукин А. В., Красников Ю. Д., Хуреин 3. Я- Статистическая дина-
мика горных машин. М., Машиностроение, 1978.
7.	Докукин А. В., Фролов А. Г., Позин Е. 3. Выбор параметров выемоч-
ных машин. Научно-методнческне основы. М., Наука, 1976.
8.	Картавый Н. Г., Ульшин В. В., Глушко В. В. Автоматизация управле-
ния движением горных машин, комплексов' и агрегатов. М., изд. МГИ, 1969.
9.	Классификация по сопротивляемости резанию углей и угольных плас-
тов основных бассейнов СССР. М., изд. ИГД им. А. А. Скочинского, 1970.
10.	Коваль П. В. Гидравлика и гидропривод горных машин. М., Недра,
1974.
11.	Комплексная механизация и автоматизация очистных работ в уголь-
ный шахтах. Под ред. Б. Ф. Братченко. М., Недра, 1977.
,	12. Малевич Н. А. Горнопроходческие машины и комплексы. М., Недра,
1980.
13.	Машины и оборудование для проведения горизонтальных и наклонных
выработок. Под ред. Б. Ф. Братченко. М., Недра. 1975.
14.	Миничев В. И. Угледобывающие комбайны. Конструирование и рас-
чет. М., Машиностроение, 1976.
15.	Основы выбора параметров струговых установок для угольной про-
мышленности/А. Д. Игнатьев, А. А. Карленков, В. Н. Лотарь и др. М., Нед-
ра, 1979.
16.	Позин Е. 3. Сопротивляемость углей разрушению режущими инстру-
ментами. М„ Наука, 1972.
17.	Разрушение горных пород проходческими комбайнами. Разрушение
агрегированными инструментами/Л. И. Барон, Л. Б. Глатман, Ю. И. Козлов
и др. М., Наука, 1977.
18.	Расчет производительности горных комбайнов/А. В. Топчиев, В. И. Со-
лод, В. Н. Гетопанов и др. М., Недра, 1965.
19.	Рахутин Г. С. Вероятностные методы расчета надежности, профилак-
тики и резерва горных машин. М., Наука, 1969.
20.	Рыжов П. А. Математическая статистика в горном деле. М., Высшая
школа, 1973.
21.	Солод В. И., Гетопанов В. Н„ Шильберг И. Л. Надежность горных
машин и комплексов. М., изд. МГИ, 1972.
22.	Струговая выемка угля. Под ред. А. Д. Игнатьева. М., Недра. 1978.
23.	Топчиев А. В., Солод В. И. Расчет производительности выемочных
комплексов и агрегатов. М., Недра, 1966.
24.	Хорин В. И. Объемный гидропривод забойного оборудования. М„
Недра, 1980.
25.	Чернов Л. Б. Основы методологии проектирования машин. М., Ма-
шиностроение, 1978.
26.	Шишонок Н. А., Репкин В. Ф„ Барвинский Л. А. Основы теории на-
дежности и эксплуатации радиоэлектронной техники. М., Советское радио,
1964.
27.	Шор Я. Б., Кузьмин Ф. И. Таблица для анализа и контроля надеж-
ности. М., Советское радио, 1968.	4
28.	Шор Я. Б. Статистические методы анализа и контроля качества и на-
дежности. М„ Советское радио, 1962.
.344
Предметный указатель
А
Абразивность 31
Агрегат 313
— длина 58
— увязка параметров 321
— управление 324
Асинхронный привод 222, 227
-----выбор параметров 233
----- кратность пускового момента
229
----- механическая характеристика
221, 228, 230
-----момент устойчивый 233
-----мощность 234
-----регулируемый 223
-----режим работы 227
----- температура обмотки статора
228
Б
База 313
Барабанный исполнительный орган
137
--------глубина резания максималь-
ная 128
-------- критическая скорость реза-
ния 138
-------- с вертикальной осью 137
----- •— сила подачи 139
-------- сила резания 138
Безотказность 59
Бесцепная система перемещения 204
--------амплитудно-частотные ха-
рактеристики 208
Буровая коронка 141, 142
----- методика расчета 144
----- сечение среза 144
----- скорость подачи критическая
144
----- скорость резания 144
-----средняя толщина среза 144
----- число линий резания 145
В
Вероятность безотказной работы 62
86, 87
— безотказного функционирования 84
— непоявления опасной ситуации 87
Время восстановления среднее 63
Выемочный цикл 27
Г
Гидравлический домкрат 285
----параметры 285
Гидравлическая стойка 281
---- параметры 281
---- рабочая характеристика 285
Гидропривод механизированной кре-
пи 287
-------гидравлические цепи 289
-------гидромагистрали 298
-------клапаны предохранительные-
297
-------клапаны разгрузочные 297
-------насосные станции 294
------- распределители 298
-------секционные схемы 290
-------схемы включения стоечных:
блоков 289
------- требования 288
Гусеничный орган перемещения 209
-------максимальный угол подъема
214
-------мощность привода 217
-------среднее давление на грунт-
212
Д
Дисперсия 71
Длительность хронометражных на-
блюдений 100, 101, 104
Доверительная вероятность 101
Долговечность 59
Ж
Жесткость трансмиссии приведенная-
242
— участка трансмиссии 256
3
Закон распределения 68
— биноминальный 102
—	логарифмически нормальный 103
—	нормальный 102
—	Пуассона 107
—	экспоненциальный 102
Запас прочности секции крепи 308
—	раздвижности 276
---стоек и домкратов 310
Запасные части 106
—	] — средний расход 106
—	' — коэффициент запаса 107
345
w
Исполнительный орган 123
----коэффициент вариации нагруз-
ки 141
---- методика расчета 126
----момент крутящий 139
----мощность резания 139
---неуравновешенность 141
----параметры 125
Испытание оборудования 331
----ускоренные ресурсные 339
Исследование оборудования 339
К
Канаты 193
Качество горных машин 73
Клапан предохранительный 297
— разгрузочный 297
Классификация пород кровли 30
i Ковшовый погрузочный орган 174
----— мощность привода 176
Комбайн очистной узкозахватный 124
Комплекс выемочный 311
----выбор параметров 315
— очистной 311, 315
— проходческий 314
-----системы автоматизированного
управления 329
— — увязка параметров 319
---- управление 324
Корончатые органы разрушения 141
-------глубина резания 145,	147
-------крутящий момент 147
—------мощность разрушения	148
Коэффициент блокированности 115
---- вариации 72
— вариации пиковых сил резания
244
— готовности 47, 88, 100, 105
— гидравлической раздвижности кре-
пи 268, 276, 277
— выравнивания нагрузки 231
— долговечности 250, 254
> — затяжки кровли 268, 270
— инерции 227
— использования технической воз-
можности 50
— крепости 30
— непрерывности работы в эксплуа-
тации 48
— совершенства схемы 47
— технической возможности 46
— технического использования 63
— циркуляции угля 184
Крепь мехнизированная гидравличе-
ская 267
-------агрегатная 270, 271
------- активная работа секции 272
------- высота конструктивная 276
------ — гидравлические стойки и
домкраты 281
------- гидропривод 287
-------запас раздвижности 276
------- комплектная 270
-----— мощность обслуживаемого
пласта 276
-------параметры 267
------- расчет на прочность 306
------- скорость крепления 278, 320
— — — сопротивление критическое
274
-------сопряжения 312
— — — технические требования к
параметрам 277
-------типы 269
------- устойчивость секций 299
------- элементы конструкций 279
Крепость горных пород 30
Л
Лемехо-отвальные погрузочные орга-
ны 176
------- угол критический 177
-------усилие перемещения 178
М
Маневренность комплекса 325
Масса приведенная 257
Математическое ожидание 71
Медиана 71
Методы измерений 336
Механизмы передаточные приводов
235
Мода 71
Момент крутящий
----- динамический в приводе 246
-----длительно действующий макси-
мальный 254
-----на валу исполнительного орга-
на 139
-----устойчивый двигателя 233, 234
— — эквивалентный 254
Мощность привода подачи 203, 217
220
— резания 139
— тепловая 234
Н
Нагрузки максимальные привода 240
— — — длительно действующие 254
Нагрузка эквивалентная 251, 255
Надежность 59
— показатели 62
— синтез показателей 80
Напряжение эквивалентное 250
Наработка на отказ 62
.346
о
Отказы 61, 105
П
Параметр потока отказов 77, 78
Параметры резцов 116
Передаточное число трансмиссии 238
Планетарные органы разрушения 158
--------параметрические уравнения
движения 165
Пластичность горных пород 30
Плотность распределения 70
Площадь погрузочного окна 189
Погрузочные органы 168
---ковшовые 174
— — лемехо-отвальные 176
--- скребковые 170
---шнековые 180
Показатели надежности 62
Поток отказов 75
Привод 220
— асинхронный 222, 227
—	гидравлический. 223
—	коэффициент инерции 227
—	период собственных колебаний 247
—	пневматический 224
—	регулируемый 223
—	режим работы 226
—	схема расчетная эквивалентная
241, 257
Приспособляемость комплекса 225
Производительность системы 28
—	теоретическая 44
—	техническая 46
—	труда рабочих 54
—	эксплуатационная 47
Прочность контактная 31
Р
Радиальный вылет резца 135
Распределители гидравлические 298
Расчет на прочность крепи 306
---— трансмиссий 247
Резание 109
—	блокированное 114, 116
—	глубина 114
—	полублокированное 114
—	полусвободное 114
—	развал борозды 115
—	сечение среза 115, 134
—	сила максимальная 244
—	угловое 114
— удельные энергозатраты 115, 116
—	шаг оптимальный 114, 116
—	щелевое 114
—	элементарный цикл ПО
Ремонтопригодность 59
Ресурс средний 64
Рукав высокого давления 298
С
Связи 6, 20
Сила перекатывания шарошки 122,
123
— подачи 119
— подачи шарошки 122, 123
Сила резания
----коэффициент вариации 111
----максимальные 244
----средние значения 117, 119, 120,
122
Система 17
— проектирования автоматизирован-
ная 16
Система перемещения 190
---- бесценная 204
---- расчет 202 -
— — с гибкими тяговыми органами:
191
----шагающая 205, 217
Скребковый погрузочный орган 170
—-------нагребающие лапы 171
Скорость крепления 278, 320
— подачи 57
Сопротивляемость резанию 32
— — средневзвешенная 34
Стенд испытательный 332
Струговый орган разрушения 148
--------выбор параметров 153
------- глубина резания 152
--------мощность привода' .156
--------скоростной режим 152
-------- среднее сечение среза 148
—	— тяговое усилие 155
-------- число линий резания 154
--------шаг расстановки резцов 153
Схема расстановки резцов 136
Т
Тело волочения 176
Теорема сложения вероятностей 66
—	умножения вероятностей 66
Трансмиссии 225
—	жесткость приведенная 242
—	конструкции 259
—	передаточное число 238
— расчет на усталостную прочность
247
У
Угол критический 177
Ударное разрушение 112
Удельные энергозатраты 115, 133
Управляемость комплекса 325
Упругость горных пород 30
Уравнения движения привода 255
Усилие передвижения секции 303
— подачи 197	;
Устойчивый момент двигателя 233,
234
347
ф
Формализация структур систем 22
------ операций 23
Формула полной вероятности 67
Функция распределения 68, 69
Ц	'
Цепи гидравлические крепи 289
Цепи круглозвеииые 193
-----коэффициент жесткости 199
Цепной орган разрушения	165
--------мощность привода	168
•-------расчет параметров	166
-------- сила резаиия 168
-------- среднее сечение среза 166
Ч
Частота вращения критическая 139.
189
— события 65
Число резцов в линии резаиия 135,
144, 167
Числовые характеристики случайных
величии 68
Ш
Шагающий орган перемещения 217
Шнек 131
Шнековый исполнительный орган 127
-------глубина резаиия максималь-
ная 128
--------- глубина резаиия средняя
134, 136-.
------ — конструкция 266
-------параметры 133
----- — сила подачи 139
------- сила резания 138
—------ среднее сечение среза 134
-------средняя толщина среза 134
-------— средняя ширина среза 135.
136
-------частота вращения критиче-
ская 135
Шнековый погрузочный орган 180
-------критическая частота враще-
ния 189
-------мощность погрузки 189
-------приведенная площадь пото-
ка 188
------- производительность 188
-------угол подъема винтовой ли-
нии 183
Э
Эталонный резец 115
Я
Ядро уплотненное 110, 112	j
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
ВВЕДЕНИЕ .........................................................  3
РАЗДЕЛ I. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ГОРНЫХ МАШИН И КОМПЛЕК-
СОВ ............................................................... 5
Глава 1. Общие принципы проектирования горных машин, комплексов
м агрегатов.......................................................  5
§ 1.	Систематизация средств механизации горных работ .	.	5
§ 2.	Требования, предъявляемые к горным машинам, комплек-
сам и агрегатам.............................................. 9
§ 3.	Этапы создания новой техники и виды проектных работ 12
§ 4.	Создание автоматизированных систем проектирования гор-
ных машин................................................... 16
§ 5.	Элементы синтеза и анализа выемочных комплексов и агре-
гатов в задачах САПР—ГМ...................................... 19
§ 6.	Алгоритмизация задачи определения продолжительности
выемочного цикла и оценка производительности систем в
САПР — ГМ....................................................25
Глава 2. Влияние условий эксплуатации иа выбор параметров проекти-
руемого забойного оборудования ................................... 28
§ 1.	Горио-геологические факторы, влияющие иа выбор парамет-
ров горных машин, комплексов и агрегатов.....................28
§ 2.	Механические свойства и сопротивляемость разрушению
горных пород ............................................... 30
§ 3.	Влияние мощности и угла падения пласта ....	36
§ 4.	Влияние свойств вмещающих пород .......	39
§ 5.	Горнотехнические факторы, влияющие на выбор параметров
горных машин, комплексов и агрегатов........................ 42
Глава 3. Производительность выемочных комплексов и агрегатов .	43
§ 1.	Общие положения методики определения производительности 43
§ 2.	Теоретическая производительность........................44
§ 3.	Техническая производительность..........................46
§ 4.	Эксплуатационная производительность.....................47
§ 5.	Анализ производительности...............................50
§ 6.	Определение производительности проектируемых систем за-
бойного оборудования .	 54
РАЗДЕЛ- II. НАДЕЖНОСТЬ ГОРНЫХ МАШИН, КОМПЛЕКСОВ И
АГРЕГАТОВ..........................................................59
Глава 4. Основные положения теории	иадежиости....................59
§ 1.	Термины и определения в области надежности ....	59
§ 2.	Показатели надежности...................................62
§ 3.	Основные понятия теории вероятностей, используемые при
оценке иадежиости............................................64
§ 4.	Законы распределения и числовые характеристики случай-
ных величии..................................................68
§ 5.	Оценка качества горных машин	........	73
Глава 5. Структурообразование надежности систем забойного оборудо-
вания ...........................................................  75
§ 1.	Формирование потока	отказов.......................... 75
§ 2.	Структурные формулы	надежности.........................78
§ 3.	Синтез показателей надежности систем................4	8о
§ 4.	Определение надежности проектируемых горных машин,
комплексов и агрегатов.......................................87
349
Глава 6. Влияние эксплуатационных факторов на надежность забойно-
го оборудования .................................................. 92
§ 1.	Влияние длины очистного забоя ..........................92
§ 2.	Влияние	горно-геологических	факторов....................96
§ 3.	Влияние	продолжительности	эксплуатации.................98
Глава 7. Количественная оценка надежности горных машин, комплек-
сов и	агрегатов................................................. 100
§ 1.	Получение информации о надежности......................100
§ 2.	Методы определения показателей надежности ....	101
§ 3.	Характерные отказы горных машин и систем забойного обо-
рудования ..................................................105
§ 4.	Расчет числа запасных частей.........................  106
РАЗДЕЛ III. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВЫЕМОЧНЫХ И
ПРОХОДЧЕСКИХ МАШИН..............................................	109
Глава 8. Расчет нагрузок на рабочем инструменте горных машин .	.	109
§ 1.	Процесс разрушения углей и пород рабочими инструментами 109
§ 2.	Закономерности изменения нагрузок на резцах и энергозат-
рат иа	процесс разрушения .	. .	  113
§ 3.	Расчет	сил на резцах очистных	комбайнов................117
§ 4.	Расчет	сил иа резцах стругов...........................120
§ 5.	Расчет	сил на рабочем инструменте проходческих комбайнов 121
Глава 9. Расчет и конструирование органов разрушения .	.	123
'	§ 1. Общие сведения.......................................  123
§ 2.	Шнековые, барабанные и дисковые органы разрушения 127
§ 3.	Корончатые органы разрушения...........................141
§ 4.	Струговые органы разрушения............................148
§ 5.	Планетарные органы разрушения..........................158
§ 6.	Цепные органы разрушения............................  165*
Глава 10. Расчет и конструирование погрузочных органов ....	168
§ 1.	Общие сведения.........................................168
§ 2.	Скребковые погрузочные органы..........................170
§ 3.	Ковшовые погрузочные органы..........................  174
§ 4.	Лемехо-отвальные погрузочные органы ......	176
§ 5.	Шнековые погрузочные органы............................180
Глава 11. Расчет и конструирование систем перемещения очистных
и проходческих машин..............................................190
§ 1.	Общие сведения о системах перемещения..................190
§ 2.	Механизмы перемещения выемочных машин с гибкими тя-
говыми органами.............................................191
§ 3.	Беспепиые системы	перемещения	очистных комбайнов .	.	204
§ 4.	Гусеничные органы	перемещения.........................209
§ 5.	Шагающие органы	перемещения.........................217
Глава 12. Расчет и конструирование привода........................220
§ 1.	Общие сведения	.'.........................220
§ 2.	Характеристики режимов работы и эксплуатационных нагру-
зок выемочных машин. Механические характеристики асин-
хронного привода............................................226
§ 3.	Выбор параметров двигателей приводов исполнительных ор-
ганов выемочных машин..............................231
§ 4.	Передаточные механизмы приводов.................235
§ 5.	Определение максимальных нагрузок	в	приводе	выемочных
машин............................................240
§ 6.	Выбор исходных данных для расчета трансмиссий на уста-
лостную прочность................................. 247
§ 7.	Уравнения движения привода......................255
§ 8.	Конструкции характерных узлов 'трансмиссии	исполнитель-
ного органа очистного комбайна	259
350
РАЗДЕЛ IV. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ КРЕПЕЙ ...	267
Глава. 13. Механизированные гидравлические крепи...............267
§ 1.	Общие сведения	267'
§ 2.	Особенности взаимодействия механизированных крепей с
боковыми породами. Требования к параметрам механизиро-
ванных крепей .	.	............................272
§ 3.	Элементы конструкций секций механизированных крепей 279
§ 4.	Рабочая характеристика гидростойки..................285
§ 5.	Гидропривод’ механизированных крепей................287
§ 6.	Устойчивость секций крепи...........................299
§ 7.	Особенности расчета элементов секций механизированных
. крепей на прочность .................................. 306
РАЗДЕЛ V. КОНСТРУИРОВАНИЕ И ИСПЫТАНИЕ КОМПЛЕКСОВ
И	АГРЕГАТОВ....................................................311
Глава 14.	Конструирование комплексов и агрегатов...............311
§ 1.	Общие сведения.......................................311
§ 2.	Установление основных компоновочных размеров очистных
комбайновых комплексов	.	  315
§ 3.	Увязка параметров выемочной машины, крепи и конвейера	319
§ 4.	Управление комплексами и агрегатами в профиле пласта	324
§ 5.	Системы автоматического управления оборудованием вые-
мочных комплексов и агрегатов.........................329
Глава 15. Испытания и исследования комплексов и агрегатов и их
функциональных машин.......................................331
§ 1.	Общие сведения..................................331
§ 2.	Стенды для испытаний оборудования комплексов и агрега-
тов и методы измерения напряженного состояния	конструкций	332
§ 3.	Ускоренные ресурсные испытания	горных	машин	.	.	.	339
Заключение ..................................................  341
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ..........................................344
Предметный указатель.......................................354