Обоснование рациональных эксплуатационных характеристик привода карьерных автосамосвалов с гидромеханической трансмиссией

• Автор: Суздальцев, Роман Евгеньевич
• Шифр специальности: 05.05.06
• Научная степень: Кандидатская
• Год защиты: 1999
• Место защиты: Санкт-Петербург
• Количество страниц: 136 с. : ил.

РАЗДЕЛ
I. АНАЛИЗ И ОБОБЩЕНИЕ ТЕОРЕТИЧЕСКИХ И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ РАБОТЫ
КАРЬЕРНЫХ АВТОСАМОСВАЛОВ
1.1. Анализ влияния характеристик привода на эксплутационные показатели карьерных самосвалов
1.2. Анализ теоретических и экспериментальных исследований по определению основных эксплуатационных показателей работы карьерного самосвала
1.3. Цель, задачи и общая методика исследований
РАЗДЕЛ
II. РАЗРАБОТКА МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ ЦИКЛИЧЕСКОГО РЕЖИМА ДВИЖЕНИЯ БОЛЬШЕГРУЗНОГО КАРЬЕРНОГО САМОСВАЛА С ГМТ
2.1. Разработка системы описания условий эксплуатации карьерного самосвала
2.2. Математическая модель циклического режима движения карьерного самосвала
2.3. Разработка математической модели систем управления дизелем, трансмиссией и тормозной системой

РАЗДЕЛ З
III. МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ РАБОЧЕГО ЦИКЛА КАРЬЕРНОГО САМОСВАЛА С ГМТ
ЗЛ. Реализация математической модели циклического режима движения
карьерного самосвала с ГМТ на ЭВМ
3.2. Моделирование движения карьерного самосвала с ГМТ
3.3. Проверка адекватности компьютерного моделирования реальному рабочему процессу самосвала с ГМТ
РАЗДЕЛ
IV. ИССЛЕДОВАНИЕ ЦИКЛИЧЕСКОГО РЕЖИМА ДВИЖЕНИЯ КАРЬЕРНОГО САМОСВАЛА С ГИДРОМЕХАНИЧЕСКОЙ ТРАНСМИССИЕЙ
4.1. Исследование тяговых качеств карьерного автосамосвала с ГМТ
4.2. Исследование динамических качеств карьерного самосвала с ГМТ
4.3. Обоснование рациональных эксплуатационных характеристик привода карьерного самосвала с ГМТ
ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ
ЛИТЕРАТУРА
ПРИЛОЖЕНИЯ

С ростом глубины карьеров ухудшаются эксплуатационные условия применения автотранспорта, ужесточаются требования по контролю за экологическими характеристиками его работы. К середине 90-х г. в России эксплуатировалось более 50 карьеров, глубина которых превышала 200-250 м и в отдельных случаях достигала 600 м. В горнодобывающей и угольной промышленности автомобильным транспортом перемещается около 60% горной массы, при этом себестоимость транспортирования 1 м3 при использовании цикличной технологии составляет 40-60%, а при циклично-поточной - 25-30% [28,41,44,79].
В настоящее время на карьерах Европы, Америки и других стран средняя грузоподъёмность самосвалов составляет 154-177 т, в странах СИГ наиболее распространены автосамосвалы грузоподъёмностью 100-154 т [44,100]. Единичная стоимость автосамосвала грузоподъёмностью 90-170 т составляет приблизительно ШВ 1-1,5 млн., средний срок службы 7-10 лет. Объём продаж самосвалов грузоподъёмностью 120-218 т, не считая автосамосвалы марки БелАЗ, ежегодно составляет порядка 300 единиц [94]. Основа их конструкции за последние 25 лет не претерпела особых изменений. Учитывая ограниченность запасов полезных ископаемых, отрабатываемых открытым способом, развитие карьерного автотранспорта идёт по пути реализации высокотехнологичных конструктивных решений для оптимизации характеристик отдельных узлов с применением различных видов трансмиссий и созданием алгоритмов функционирования систем управления для заданных условий эксплуатации. В классах грузоподъёмности более 75 т 95% автосамосвалов имеют жёсткую раму и колесную формулу 4x2 [98]. Порядка 50% машин в указанном классе грузоподъёмности оборудованы в настоящее время гидромеханической трансмиссией (ГМТ).
Высокая себестоимость транспортирования горной массы карьерным автотранспортом при использовании любой технологии добычи обусловливает необходимость поиска решений по повышению его эффективности. Одним из

К; Др
Ускорение дотрансформа-торной части (дизель и насосное колесо ГТ) определяется взаимодействием моментов (18;20):

(22)

dg.

Рис. 15. Безразмерные внешние характеристики комплексного одноступенчатого ГТ
где I =3 +0,51 . (23)
^ прдиз дш ’ гт V
Движение затрансформаторной части определяется взаимодействием сил на ведущих колёсах исходя из уравнений (11;13):
М к (1 )и т(п )и и Г) Г| Г|
нас гт гт/ кпп V п/ о р 1кпп «р 1о
< F
М к (і )и (п )и и Г) П Г|
нас гт X гг/ КПП V п/ о р Ікпп 1р »о

■IW
tn.
(25)
(24)
где икпп - передаточное отношение КПП на первой передаче; при этом коэффициент инерции вращающихся масс равен:
4Д + 2.1РПР + 4, ирПД + 4Ышио11рПрг1„ Лч>р + (^51 г1 + 1кв)-иит(пп)и>^рпол1[ррлквлгг

(qa+q)-I000-r:
Кинематическое передаточное отношение ГТ (irr), определяется частотами вращения колёс ГТ. Учитывая механические связи между узлами привода
со о-и (п )и и
Tvp КПП п / о р
(26)
2лгксое
Для механической части трансмиссии, учитывая кинематическую связь между узлами, значения составляющих нагрузочного режима находятся по известным в механике зависимостям.
Принимая во внимание, что при описании рабочих процессов дизеля