Электронная библиотека диссертаций и авторефератов России
dslib.net
Библиотека диссертаций
Навигация
Каталог диссертаций России
Англоязычные диссертации
Диссертации бесплатно
Предстоящие защиты
Рецензии на автореферат
Отчисления авторам
Мой кабинет
Заказы: забрать, оплатить
Мой личный счет
Мой профиль
Мой авторский профиль
Подписки на рассылки



расширенный поиск

Обоснование параметров электромеханической системы подачи станка шарошечного бурения взрывных скважин для стабилизации динамических нагрузок Басин Глеб Германович

Диссертация - 480 руб., доставка 10 минут, круглосуточно, без выходных и праздников

Автореферат - бесплатно, доставка 10 минут, круглосуточно, без выходных и праздников

Басин Глеб Германович. Обоснование параметров электромеханической системы подачи станка шарошечного бурения взрывных скважин для стабилизации динамических нагрузок: диссертация ... кандидата Технических наук: 05.09.03 / Басин Глеб Германович;[Место защиты: Национальный минерально-сырьевой университет Горный].- Санкт-Петербург, 2016

Содержание к диссертации

Введение

Бурения взрывных скважин 10

1.2 Вращательно-подающие механизмы станков шарошечного бурения 11

1.3 Станки российского производства 14

1.5.1 Исследования вибраций 24

1.5.2 Наддолотные амортизаторы 33

1.5.3 Надштанговые амортизаторы 35

1.5.4 Виброзащитные рабочие места операторов 36

1.6 Автоматизированный электропривод станков шарошечного бурения 36

Выводы к первой главе

СБШ взрывных скважин 43

2.1 Особенности расчётных динамических схем СБШ 43

2.2 Конструктивная и динамическая расчетные схемы станка шарошечного бурения взрывных скважин с неразрушаемым забоем 45

2.3 Механико - математическая модель «разрушаемого забоя» 54

2.4 Исследование устойчивости координаты забоя 58

2.5 Выбор параметров и элементов подвески ИО 61

2.6 Определение параметров пневмоподвески с переменной структурой системы подачи СБШ—270 63

Выводы ко второй главе 66

ГЛАВА З Имитационное моделирование процессов в электромеханических системах станков шарошечного бурения взрывных скважин 69

3.1 Предварительные замечания 69

3.2 Задачи имитационной модели системы «кузов станка шарошечного бурения - исполнительный орган - забой» 69

3.3 Допущения при составлении имитационной модели 70

3.4 Обоснование правомерности разделения динамической имитационной модели СБШ-270ИЗ на парциальные системы 71

3.5 Имитационная модель некорректированной системы «исполнительный орган - неразрушаемый забой» при работе на частоте резонанса 73

3.6 Имитационная модель системы с переменной структурой «исполнительный орган - неразрушаемый забой» 75

3.7 Имитационная модель системы « исполнительный орган - разрушаемый забой» 78

3.9 Исследования режимов работы СБШ при различных динамических параметрах системы подачи 84

3.9.1 Режим работы с некорректированной системой подачи СБШ на разрушаемом забое в виде синусоидального сигнала с частотой равной

3.9.2 Режим работы с корректированной системой подачи СБШ на разрушаемом забое в виде синусоидального сигнала с частотой равной собственной частоте некорректированной системы (резонанс) 89

3.9.3 Режим работы с некорректированной системой подачи СБШ на разрушаемом забое с микропрофилем в виде белого шума 94

3.9.4 Режим работы с корректированной системой подачи СБШ на разрушаемом забое в виде белого шума 97

Выводы к третьей главе 98

Глава 4. Проведение экспериментальных исследований демпфирующей подвески бурового става СБШ

4.1. Разработка и подготовка экспериментального комплекта

корректирующих устройств для СБШ-270ИЗ 101

4.2. Измерительная система для проведения испытаний 102

4.3. Оборудование для проведения испытаний УСДН 108

4.4 Подготовка монтажа экспериментального оборудования на Лебединском ГОКе 111

4.5. Натяжное устройство 113

4.6. Анализ действующих сил в системе подвески бурового става СБШ- 270 на основе натяжного устройства

4.7. Экспериментальные исследования корректирующих устройств для снижения динамических нагрузок в натурных условиях 118

4.8. Вариант модернизации демпфирующей подвески исполнительного органа станка СБ-270ШЭ 120

Выводы к четвёртой главе 122

Заключение 123

Список литературы

Исследования вибраций

Компания "Атлас Копко" имеет богатую историю, насчитывающую более 130 лет. В 1873 году в Швеции была образована компания АВ Atlas для производства оборудования для железных дорог. С этой даты фирма "Атлас Копко" начинает отсчет своей деятельности. Компания "Атлас" была одной из самых больших компаний Швеции того времени. В 1917 году Atlas сливается с компанией АВ Diesel Motorer и становится компанией Atlas Diesel. В 1956 году компания меняет название на Atlas Сорсо и основной деятельностью становится производство компрессорного оборудования.

На рынке России продукция компании появилась в начале прошлого века, а уже в 1914 году в Москве на Мясницкой, д. 38 было открыто представительство фирмы. В настоящий момент фирма "Атлас Копко" имеет Российское отделение, осуществляющее продажу и сервисную поддержку оборудования на Российском рынке, изготавливаемого на заводах "Атлас Копко" в Швеции, Бельгии, Франции, Австрии, Германии, Китае, Японии, Индии, Финляндии, Южной Африке, Чили, Канаде, США. На данный момент в компании трудится около 300 человек.

Буровой станок DM45/HP производства фирмы "Атлас Копко" на гусеничном ходу оснащен вращателем с гидроприводом и предназначен для промышленного бурения скважин глубиной до 54,9 м со сменными штангами длиной 9,1 м. При вращательном бурении номинальный диаметр скважины составляет 127—228 мм, при бурении с использованием погружного пнев-моударника высокого давления номинальный диаметр скважины составляет 127—203 мм. Нагрузка на долото, создаваемая давлением подачи, достигает 22 680 кг. Для работы пневмокомпрессора и гидравлической системы в стандартном буровом станке DM45/HP используется дизельный двигатель. Производительность компрессора 25,5 или 30,3 м /мин при давлении 2413 кПа.

Буровой станок DM45/LP производства фирмы "Атлас Копко" на гусеничном ходу оснащен гидравлическим вращателем и предназначен для промышленного бурения скважин глубиной до 54,9 м со сменными штангами длиной 9,1 м. При вращательном бурении номинальный диаметр скважины составляет 127—228 мм. Производительность компрессора 25,5 или 29,7 м 3мин при давлении 758 кПа

Буровой станок DML Буровой станок DML производства фирмы "Атлас Копко" на гусеничном ходу оснащен гидравлическим вращателем и предназначен для промышленного бурения скважин глубиной до 54,9 м со сменными штангами дайной 9,1 м. Кроме того, могут поставляться штанги длиной 10,7 м. Ном-нальный диаметр скважин при вращательном бурении составляет 190—250 мм. При бурении с использованием погружного пневмоударника высокого давления номинальный диаметр скважины составляет 152225 мм. Нагрузка на долото, создаваемая давлением подачи, достигает 27 216 кг. Для управления работой пневмокомпрессора и гидравлической системы в стандартном буровом станке DML используется дизельный двигатель. Производительность компрессора низкого давления 34; 45,3 или 53,8 м 3мин при давлении 758 кПа. Для бурения с использованием пневмоударника станок оснащается компрессором высокого давления производительностью 35,4 м 3мин при давлении 2413 кПа.

Буровой станок для бурения скважин PIT VIPER 270 производства компании "Атлас Копко" на гусеничном ходу оснащен вращателем, работающим от установленного сверху привода, и сменными штангами. Он предназначен для бурения скважин диаметром 250—270 мм методом вращательного бурения. При использовании штанг длиной 40 футов (12,2 м), PV275, максимальная общая глубина бурения составляет 60 м, при использовании штанги длиной 16,8 M,PV271, максимальная глубина составляет 32 м. Канатная система подачи с гидравлическим приводом обеспечивает нагрузку на долото 34 020 кг. Общая масса станка зсоставляет75000—8000кг. 1.5 Состояние проблемы вибраций станков шарошечного бурения

Достижение указанных в пункте 1.2 оптимальных режимов оказывается далеко не всегда возможным. Причиной этому являются интенсивные вибрации бурового става (продольные, поперечные, либо те и другие) и бурового станка в целом, появляющиеся при бурении крепких пород. По мнению некоторых авторов, повышенные вибрации буровых станков снижают производительность станков в 1,2 - 2,0 раза. Они же являются основной причиной неполного использования станков, пониженной стойкости долот, высокой аварийности станков [17, 49, 50, 53, 56, 57, 58, 73, 79]. В таблице 1.1 представлены паспортные и используемые на практике режимы бурения основных типов отечественных станков шарошечного бурения [30]. Кроме того, занимая широкий спектр частот (от 3 Гц до 200-400 Гц), они оказывают весьма вредное действие на обслуживающий персонал. Особенно вредны и опасны для здоровья человека низкочастотные вибрации 6-8 Гц, которые приводят к "резонансам" некоторых органов человека, вызывая неприятные ощущения, повышая утомляемость и являясь источником профессионального, так называемого "вибрационного" заболевания. Уровень вибраций при бурении крепких пород часто намного выше допускаемого санитарными нормами. Таким образом, проблема снижения вибраций станков шарошечного бурения является не только научно-технической, но и социальной, связанной с вопросом здравоохранения трудящихся. Все это определяет актуальность задачи снижения вибраций станков шарошечного бурения и ставит ее на одно из первых мест у многочисленных исследователей.

Конструктивная и динамическая расчетные схемы станка шарошечного бурения взрывных скважин с неразрушаемым забоем

Во многих работах станок шарошечного бурения (СБШ) представлен динамической системой (линейной или нелинейной) с одной или несколькими степенями свободы, на входы которой действует детерминированная или случайная активная сила F = f(t), равная силе реакции забоя (рисунок 1, а).

При таком представлении расчетной модели СБШ факт безотрывного движения породоразрушающего инструмента по забою не отражается, и решается задача о движении динамической системы под действием активной силы в функции времени, равной силе реакции забоя, без наложения дополнительных условий на закон безотрывного движения породоразрушающего инструмента по забою.

Известно, что до (60-80)% мощности от общей энерговооруженности СБШ реализуется на забое, и что породоразрушающий инструмент в нормальном режиме движется безотрывно по забою, можно считать, что процесс формирования координат забоя является определяющим вынужденные движения ИО в направлении подачи. При этом, ввиду того, что силы в системах подачи СБШ являются потенциальными и определяются величинами сжатия (растяжения) упругих элементов, координаты забоя при безотрывном движении по нему породоразрушающего инструмента определяют как положение центра масс СБШ, так и величину сжатия (растяжения) упругого элемента в системе подачи СБШ, следовательно, и усилие подачи. С другой стороны, усилие в системе подачи определяет глубину внедрения породоразрушающего инструмента, новые координаты забоя и изменяется в функции пути породоразрушающего инструмента [5,6,7,8,9].

Таким образом, система «СБШ - забой» представляет собой замкнутую динамическую систему, вынужденное движение, которой определяется координатами забоя при безотрывном перемещении по нему породоразрушающего инструмента и динамическими параметрами СБШ (массами исполнительного органа и корпуса СБШ, коэффициентами жесткости и демпфирования), то есть система «СБШ - забой» представляет собой систему с кинематическим возбуждением со стороны забоя, координаты которого зависят от давления на него.

Аналогом такой системы можно считать кулачковый механизм, координаты поверхности кулачка которого зависят от давления на него, то есть s = /[ ; ()] (рисунок 2.1, б). В буровом станке при движении резца (шарошки) по следу на плоском забое силовое воздействие в системе подачи аналогично воздействию на шток при движении его по круговому кулачку, т. е. перемещения в продольном направлении штока кулачка и бурового става в СБШ будут отсутствовать (рисунок 2.1 б).

Существенным различием этих расчетных схем является то, что они имеют различные числа степеней свободы. Если в схеме (рисунок 2.1, а) - две степени свободы: х1 и х2, то в схеме (рисунок 2.1, б) - одна х2, так как sycp) задана. Исследование поведения системы (рисунок 2.1, б) при условии, что s = f[cp; P(t)], где P(t) - динамическая составляющая осевого усилия, равная силе реакции кулачка забоя R yt). При этом динамическая составляющая изменяется во времени, а координата s\ p) может быть устойчивой или неустойчивой, то есть при t — оо профиль кулачка будет либо стремиться к кругу, либо все более и более отличаться от него. Принимая во внимание факт безотрывного перемещения инструмента по забою, движение системы «СБШ -забой» должно исследоваться с позиций теории динамики систем с кинематическим возбуждением, в которых кинематическое возбуждение, в свою очередь, зависит от усилий в системе, т.е. от динамических параметров системы.

Конструктивная и динамическая расчетные схемы станка шарошечного бурения взрывных скважин с неразрушаемым забоем

При составлении расчетной модели СБШ считается, что буровой станок представлен абсолютно жесткой рамой с массой т1, упругими элементами связи с эквивалентными коэффициентами жесткости С1,С2,С3. Величина массы т1 численно равна сумме масс отдельных узлов станка, установленных на раме станка, масса т2- сумма масс бурового става и деталей, конструктивно сочлененных с ним (рисунок 2.2). Упругий элемент С2 представляет собой некоторую эквивалентную пружину, составленную из последовательно соединенных канатов подачи, элементов конструкции мачты и гидроцилиндров подачи. Пружины С1 и С3 представляют опорные домкраты с эквивалентными коэффициентами жесткости.

Рассматривается идеализированная симметричная конструктивная схема СБШ. Такой буровой станок, представленный двухмассовую системой, является сложной динамической системой, способной совершать колебания в общем случае при отсутствии связей по двенадцати степеням свободы, из которых шесть степеней свободы принадлежат кузову станка массой т1 и шесть буровому ставу с массой т2. Наложение на систему связей уменьшает число степеней свободы. При анализе движения кузова можно СБШ считать, что его перемещения определяются тремя обобщенными координатами, и рассматривать линейные вертикальные, поперечно угловые и продольно угловые колебания. Линейными колебаниями в горизонтальной плоскости и угловыми вокруг вертикальной оси можно пренебречь, т.к. по этим координатам возмущения отсутствуют. Буровой став при безотрывном движении долота по забою может описываться двумя обобщенными координатами: угловой и линейной в вертикальной плоскости, вращающейся с частотой вращения става. Так как режим бурения с отрывом долота является аварийным, то анализ системы ограничивается рассмотрением режима безотрывного движения долота по забою.

Задачи имитационной модели системы «кузов станка шарошечного бурения - исполнительный орган - забой»

Для имитационного моделирования использовалось приложение Simulink, входящее в пакет прикладных программ MATLAB. Simulink - интерактивный инструмент для моделирования, имитации и анализа динамических систем. При моделировании с использованием Simulink реализуется принцип визуального программирования, в соответствии с которым, пользователь на экране из библиотеки стандартных блоков создает модель системы и осуществляет расчеты. При этом, в отличие от классических способов моделирования, пользователю не нужно досконально изучать язык программирования и численные методы математики, а достаточно общих знаний требующихся при работе на компьютере и, естественно, знаний той предметной области, в которой он работает.

Процесс построения модели в Simulink представляет последовательность выбора необходимых блоков из соответствующих библиотек, и соединение их связями. Также существует возможность создания собственных блоков, функции которых могут быть описаны на языках программирования С, Fortran или Ada. Присоединение программного кода реализуется через стандартный блок S-function [35].

С помощью имитационной модели электромеханической системы можно решить следующие задачи: 1. Взаимодействие шарошечного долота с породой и влияние динамических параметров на эффективность бурения 2. Теоретические исследования режимов вибраций 3. Исследование метода снижения вибраций на основе внедрения в силовую систему подачи демпфирующей подвески 4. Определение условий устойчивости координат забоя. 3.3 Допущения при составлении имитационной модели 1. Представление горной машины как динамической системы с силовым возбуждением со стороны забоя не полностью отражает имеющие место кинематические связи и не отражает влияние на динамику системы физико-механических свойств разрушаемого забоя, конструкции исполнительного органа и режима работы горной машины. Кроме того, такое представление расчетной модели горной машины увеличивает число обобщенных координат не менее, чем на одну. В действительности при безотрывном перемещении резцов (шарошек) по забою движение ИО задано координатами забоя, то есть движение системы происходит под действием кинематического возбуждения со стороны разрушаемого массива.

2. При составлении расчетных динамических моделей горных машин разрушаемый забой для средних давлений на породоразрушающий инструмент может быть представлен в первом приближении в соответствии с законами разрушения и резания линейным упругим элементом (пружиной), обладающим свойством сохранять длину сжатого состояния, т.е. может быть представлен «пружиной с памятью». Тогда мгновенное значение координаты забоя под действием динамической составляющей усилия подачи определяется как разность координаты забоя после прохождения по следу предыдущего инструмента в рассматриваемой точке и глубины внедрения инструмента в забой, равной произведению обобщенного коэффициента жесткости забоя на динамическую составляющую усилия подачи Обобщенный коэффициент жесткости отражает как физико-механические свойства забоя, так и конструктивные особенности инструмента и может быть определен из осредненных параметров режима работы горной машины. 3. Учитывая, что до (60-80)% мощности от общей энерговооруженности горной машины реализуется на забое, и что породоразрушающий инструмент в нормальном режиме движется безотрывно по забою, можно считать, что процесс формирования координат забоя является определяющим вынужденные движения ИО. При этом, ввиду того, что силы в системах подачи горных машин являются потенциальными и определяются величиной сжатия (растяжения) упругих элементов, координаты забоя при безотрывном движении по нему породоразрушающего инструмента определяют как положение центра масс СБШ, так и величину сжатия (растяжения) упругого элемента в системе подачи СБШ, а, следовательно, и усилие подачи. С другой стороны, усилие подачи определяет глубину внедрения породоразрушающего инструмента и новые координаты забоя.

Так как анализируются низкочастотные колебания станка (6-10 гц), то можно пренебречь вибрациями, вызываемыми зубчатой поверхностью шарошек, которые занимают диапазон частот на порядок выше рассматриваемых (50-200гц). Поэтому в модели шарошка представлена гладкой поверхностью, внедрение которой в разрушаемую среду происходит мгновенно, а глубина внедрения прямо пропорциональна давлению на ось шарошки. Время формирования мгновенного значения координаты в соответствии с законами разрушения горных пород не превышает 200-300 микросекунд [67, 86].

Анализ действующих сил в системе подвески бурового става СБШ- 270 на основе натяжного устройства

На осциллограмме процесса бурения скважины (Рисунок 4.19) представлены 3 характерных интервала (I, II, III,) на которых отражены режимы работы с существенно различными динамическими параметрами системы подачи: коэффициентами жёсткости и демпфирования системы подачи при номинальных технологических параметрах: усилии давления на забой - 25 тонн, скорости вращения долота - 120 об/мин.

Рисунок 4.18 - СБШ-270ИЗ №99 На начальном отрезке времени (Рисунок 4.19, а) показан процесс перехода из режима с паспортными динамическими параметрами системы подачи на режим работы с существенно меньшим коэффициентом жёсткости (приблизительно в 10 раз) путём открытия шарового клапана УСДН (Рисунок 20) при полностью закрытом кране дросселя. В нулевой момент времени мгновенно уменьшается коэффициент жёсткости на порядок при одностороннем потоке рабочей жидкости - давление в ПГА возрастает (переходный процесс). На отрезке времени «1» - вентиль дросселя открыт на один оборот, на отрезке «2» - на два оборота, на отрезке «3» - на три оборота, на отрезке «4» и «5» - на четыре и пять оборотов соответственно. Размах колебаний давления в ПГА не превышает 0,05 МПа на отрезках «4» и «5», что составляет не более 0,5 %.

Среднее давление в системе подачи на интервале равно 10,1 - 10,14 МПа, что определяет усилие на рычаге коромысла пропорциональным

Давление в поршневых полостях цилиндров натяжения канатов (а) и ток якоря электродвигателя вращателя (б) в процессе бурения скважины буровой колонной из двух штанг давлением с колебанием усилия не более 0,5 % от среднего. Как уже отмечалось, при наличии фрикционного узла со стороны возбуждения колебаний появляется «зона застоя», которая определяет момент перемещения при силах «больше/меньше» ширины зоны застоя. Поэтому эффективность стабилизации усилия в системе подачи при наличии сил трения снижается. Ток якоря электродвигателя вращателя на интервале I составляет 92-95 А. В конце отрезка времени «5» интервала I динамические параметры системы подачи при закрытии шарового крана УСДН мгновенно изменяются: коэффициент жёсткости увеличивается в 10 раз, а коэффициент демпфирования уменьшается в 50 и более раз. После переходного процесса на интервале II устанавливается стохастические колебательные процессы, определяемые процессами разрушения забоя. При этом среднее значения давления в гидросистеме подачи устанавливается на уровне 10,5 - 10,6 МПа, что на 0,4-0,5 МПа выше стабилизированного давления на интервале I, а ток электродвигателя вращателя выше на 20-25 А тока на интервале I. Очевидно, что мощность, потребляемая из сети на интервале II выше, чем на интервале I. Известно, что часть потребляемой мощности расходуется на разгон и торможение колеблющейся массы.

Переход на интервал III происходит так же мгновенно открытием шарового крана УСДНс установлением давления -10,1 МПа. Реальное время на отрезках 1-5 составляет 3,0 минуты.

Как показано выше усилие при блокировании фрикционного узла могут достигать ЮОкН. Эти усилия без изменения передаются через узел натяжения канатов на корпус станка, при этом эффект стабилизации нагрузок значительно снижается. Для повышения эффективности необходимо устранить данные фрикционные усилия. Устранение фрикционных нагрузок может быть получено в конструкции УСДН (рисунок 4.20), в котором отсутствует коромысло и фрикционный узел (показан один из вариантов). Коэффициент жесткости системы подачи устройства (рисунок 4.20) может быть определён следующим образом. 1. Применение пневмоподвески обводных блоков натяжных устройств с использованием пневмогидравлического аккумулятора объемом 10 литров позволяет снизить коэффициент жесткости системы с 6250кН/м до 62,5 кН/м и, соответственно, снизить собственную частоту системы с 6.0-8.0Гц до диапазона 0,5-0,7Гц далекого от паспортных режимов работы трёхшарошечного бурового долота. 2. Наличие сухого трения в фрикционном узле натяжного устройства станка шарошечного бурения снижает эффективность использования системы снижения динамических нагрузок, так как сила трения вносит «зону застоя» и оказывает существенное влияние на перемещение коромысла вокруг оси. 3. Для повышения эффективности использования натяжного устройства в качестве системы снижения динамических нагрузок необходимо устранить сухое трение путем установки подшипников качения на оси коромысла. 4. Применение устройства снижения динамических нагрузок полученного путём модернизации натяжного устройства СБШ-270ИЗ позволит форсировать режимы бурения (скорость вращения долота, давление на забой), повысить производительность и надёжность СБ-270ШЭ.