УСТРОЙСТВО ПОДАЧИ УГОЛЬНОГО КОМБАЙНА Российский патент 1997 года по МПК E21C29/00 E21C35/00 

Изобретение относится к горному машиностроению и предназначено для механизации подземной выемки угля.

Известно устройство подачи угольного комбайна [1] содержащее корпус, зубчато-реечную систему, включающее ведущее цевочное колесо, тяговую звезду и цевочную рейку, которая закреплена на конвейере и служит одновременно направляющей для лыж комбайна. Тяговая звезда по опыту применения выполняется с зубьями эвольвентного профиля. Недостатком этого устройства подачи является невысокая надежность из-за того, что тяговая звезда не обеспечивает одновременного нормального зацепления с ведущим цевочным колесом и цевочной рейкой.

Известно устройство подачи угольного комбайна [2] включающее корпус, зубчато-реечную систему, состоящую из приводного цевочного колеса, тяговой звезды и цевочной рейки в виде трубчатой направляющей с плавающими цевками, и лыжу с захватами. При этом шаг зубьев тяговой звезды и цевок приводного колеса выбран равным (1,02.1,03) шагу цевок на рейке, а профиль зубьев тяговой звезды очерчен по эквидистанте к формообразующей кривой, определяемой системой уравнений, при расстоянии между формообразующей кривой и профилем звезды, равном (1,1.1,15) радиуса цевки.

Это устройство имеет достаточно высокую надежность при улучшенных характеристиках зацеплений. Однако использование в данном устройстве дорогостоящей цевочной рейки с плавающими цевками, а также низкая износостойкость цевок приводного колеса и отверстий в трубчатой направляющей ограничивают его применение.

Наиболее близким аналогом предлагаемого изобретения является механизм подачи угольного комбайна, разработанный Гипроуглемашем, ИГД им. А.А. Скочинского, Автоматгормашем и изготовленный на Малаховском экспериментальном заводе ГПМ [3] В данном механизме зубчато-реечная система состоит из тягового колеса с профилями зубьев, очерченными по дуге (дугам) окружности, приводимого во вращение приводной цевочной или зубчатой шестерней, с профилями, очерченными также дугами окружности, и зубчатой рейки прямолинейного профиля.

Преимуществом этого механизма подачи является применение высокотехнологичной серийной рейки прямолинейного профиля, две секции которой одновременно изготавливаются из листа газопламенной резкой.

Однако и этот механизм подачи имеет невысокую надежность из-за того, что тяговая звезда с круговыми профилями зубьев не обеспечивает высоких качественных характеристик зацепления с приводной цевочной или зубчатой шестерней и с рейкой прямолинейного профиля. Опыт эксплуатации и анализ данного механизма показали, что угол зацепления тяговой звезды с приводной шестерней может превысить 30^o, что увеличивает нагрузку на валы и уменьшает КПД механизма. При этом коэффициент перекрытия не доходит до единицы, что приводит к кромочному контакту. Кроме того, в зацеплении тягового колеса с рейкой, в работе участвуют точки скругления вершин зубьев рейки, что приводит к увеличению скачков скорости при пересопряжении зубьев и увеличению углов давления в зацеплении, что, в свою очередь, сводит на нет положительный эффект применения рейки прямолинейного профиля постоянство угла давления в движителе.

Задачей настоящего изобретения является повышение надежности устройства подачи угольного комбайна при больших колебаниях шага рейки между ее секциями путем улучшения характеристик зацепления зубчато-реечной системы устройства.

Поставленная задача решается тем, что в устройстве подачи угольного комбайна, содержащем корпус, приводную зубчато-реечную систему, состоящую из приводной шестерни, тягового колеса и рейки с прямолинейным профилем зубьев, профили зубьев тягового колеса сформированы как огибающие профилей рейки при переменном передаточном отношении за время поворота тягового колеса на один угловой шаг, определяемой переменной функцией аналога скорости рейки. А профили зубьев приводной шестерни сформированы как огибающие профилей рейки и тягового колеса.

Причем профиль зубьев тягового колеса очерчен кривой, описываемой системой уравнений:

а профили зубьев шестерни очерчены кривой, описываемой системой уравнений:

где х₁, y₁ координаты профилей тягового колеса в системе координат, начало которой совмещено с осью вращения колеса, мм;
Φ₁ угол поворота тягового колеса в пределах углового шага, текущий параметр, рад;
a расстояние от центра тягового колеса до разметочной прямой рейки, мм;
a_w межосевое расстояние в зацеплении приводной шестерни с тяговым колесом, мм;
α угол профиля рейки, рад;
O₁P аналог скорости рейки, мм;
х_p перемещение рейки, мм;
х₂, y₂ координаты профилей приводной шестерни в системе координат, начало которой совмещено с осью вращения шестерни, мм;
b угол наклона межосевой прямой тягового колеса и шестерни к оси симметрии зуба рейки, рад;
v₂ угол поворота шестерни, рад.

На фиг. 1 изображена структурно-кинематическая схема устройства подачи угольного комбайна; на фиг.2 схема формирования взаимно огибаемых профилей приводной шестерни тягового колеса и рейки; на фиг.3 схема формирования зубьев тягового колеса; на фиг.4 график зависимости аналога скорости рейки от угла поворота тягового колеса; на фиг.5 схема формирования профилей в момент пересопряжения зубьев тягового колеса с зубьями рейки и приводной шестерни.

Устройство подачи угольного комбайна состоит из закрепленного на комбайне корпуса-кронштейна 1, в котором размещены опора 2 приводной шестерни 3 и опора 4 тягового колеса 5, находящегося в зацеплении с составной рейкой 6.

Устройство подачи угольного комбайна работает от редуктора подачи (не показан), на выходном валу которого закреплена приводная шестерня 3, вращающая тяговое колесо 5, зацепляющееся с рейкой 6 и сообщающее движение подачи комбайну.

Для получения наперед заданных качественных характеристик двух зацеплений, исключающих заклинивание, контур рейки 6 при формировании профилей помещен между взаимно огибаемыми профилями зубьев тягового колеса 5 и приводной шестерни 3 (фиг.2). При такой схеме формирования зубья тягового колеса 5, приводной шестерни 3 и рейки 6 имеют совпадающие контактные точки K и общую контактную нормаль n-n, т.е. все три профиля являются взаимно огибаемыми.

Для определения профиля зубьев тягового колеса на фиг.3 показаны четыре их положения: в начале зацепления, в первоначальном положении (в начале отсчета перемещений), в произвольном положении и в конце зацепления. Контактные точки этих положений обозначены K_н, K₀, K, K_k; полюсы зацеплений P_н, P₀, P, P_k; перемещения рейки х_pн, х_p0, х_p, х_pk и углы поворота тягового колеса - Φ_1н, Φ₁₀= 0, Φ₁, Φ_1к.
В начале зацепления контактная точка K_н расположена на расстоянии от разметочной прямой рейки, равном u_н= u_d- Δu где U_d расстояние от разметочной прямой рейки до точки сопряжения d прямолинейного профиля рейки с закруглениями вершин ее зуба, мм; Δu = (5...15) мм Такое расположение начальной контактной точки гарантирует расположение всех контактных точек на прямолинейной части профиля рейки.

Синтез двух зацеплений проводится при следующих заданных конструктивных параметрах:
Z₁, Z₂ числа зубьев тягового колеса и шестерни;
P шаг рейки, мм;
α угол профиля рейки, рад.

Должны быть заданы также высота зуба рейки, радиусы скруглений вершин и впадин зубьев, радиальные зазоры в зацеплении.

Для получения наперед заданных характеристик задается закон изменения аналога скорости рейки в пределах углового шага тягового колеса:
O₁P = c-bΦ₁+ksin[z₁(Φ₁-Φ_1н)].
Здесь c, b, k коэффициенты, мм;
Φ_1н угол поворота тягового колеса в начале зацепления, рад;
Φ_1н = (0,15...0,3)2π/z₁.
Аналог скорости задается разрывной функцией, состоящей из линейной части (c - bΦ₁) и гармонической части ksin[z₁(Φ₁-Φ_1н)] Коэффициент k=(0.5) мм определяет амплитуду гармонической функции, от его значения зависит расположение точки возврата на профиле тягового колеса.

Коэффициент b определяется из выражения:
b = (3...7)•z₁/2π.
Коэффициент c определяется из выражения:
c = (O₁P)_к+ bΦ_1к.
Здесь (O₁P)_k аналог скорости соударения в конце зацепления;
Φ_1к угол поворота тягового колеса в конце зацепления, рад;
Φ_1к = Φ_1н+ 2π/z₁.
При определении коэффициента c необходимо иметь в виду, что для правильного пересопряжения зубьев необходимо выполнение условия
(O₁P)_k<(O₁P)_н,
где (O₁P)_н аналог скорости соударения в начале зацепления.

В этом случае в момент входа в зацепление каждой очередной пары профилей предыдущая выходит из зацепления, что гарантирует исключение кромочного контакта на вершинах зубьев.

Здесь (O₁P)_ср= p•z₁/(2π) среднее значение аналога скорости, мм;
Δ(O₁P)_max аналог скорости соударения при пересопряжениях зубьев тягового колеса и рейки, относится к качественным характеристикам и выбирается как можно меньшим:
Δ(O₁P)_max = (3...15) мм;
тогда
c = pz₁/2π - Δ(O₁P)_max/2 + bΦ_1к.
Перемещение рейки х_p определяется уравнением:

где x_po= (S_b - δ)/2.

Здесь S_b ширина впадины рейки по разметочной прямой, мм;
δ коэффициент бокового зазора, d (5.10) мм.

В зацеплении приводной шестерни и тягового колеса значение угла наклона их межосевой прямой к оси симметрии зуба рейки должно отвечать ограничению:
b ≥ β_min,
где β_min минимальный уравнительный угол, рад.

Этот угол определяется из уравнения:
β_min = arctg(-x₀₂/y₀₂).
Здесь х₀₂, y₀₂ координаты центра шестерни в неподвижной системе координат, мм:

х_кк, y_кк координаты конечной контактной точки, мм:

λ коэффициент увеличения межосевого расстояния, l1,05.1,20;
a_w = λ•p(z₁+z₂)/2π межосевое расстояние в зацеплении приводной шестерни и тягового колеса, мм;
a расстояние от центра тягового колеса до разметочной прямой рейки, мм:

где u_н параметр, определяющий начальную контактную точку на профиле рейки при условии отсутствия кромочного контакта, мм;
u_н= u_d- Δu.
Здесь Δu запас кромочного контакта, выбирается из диапазона Δu = 5...15 мм;
u_d расстояние от разметочной прямой рейки до точки сопряжения d прямолинейного профиля рейки с закруглениями вершины ее зуба, мм:

Здесь h_a высота головки зуба рейки, мм;
R_a радиус скругления вершины профиля зуба, мм;
Угол поворота шестерни определяется выражением

где r₂= λ•pz₂/2π радиус делительной окружности шестерни, мм;
Угол зацепления между шестерней и колесом постоянный и равен γ = α + β.
Формирование профилей зубьев приводной шестерни и тягового колеса по указанным системам уравнений исключает заклинивание передачи шестерня колесо и позволяет получить в этой передачи постоянный угол зацепления порядка 20^o(0,349 рад).

Принятый закон аналога скорости рейки при соответствующем подборе коэффициентов b и k, а также начальных условий u_н, Φ_1н при отсутствии кромочных контактов позволяет получить наперед заданные качественные характеристики:
коэффициент перекрытия ξ > 1;
снижение скачков аналога скорости Δ(O₁P)_max, от которых зависит неравномерность подачи устройства.

Расположение межосевой прямой передачи шестерня колесо под углом β при формировании профилей зубьев шестерни позволяет управлять расположением точек возврата на профилях зубьев шестерни и получать оптимальные значения коэффициента перекрытия и угла зацепления.

Пример. Для определения профилей зубьев тягового колеса и приводной шестерни (трехэлементного движителя шестерня колесо рейка) были заданы и вычислены следующие параметры.

Параметры приводной шестерни:
Число зубьев Z₂=7
Делительный диаметр r₂=326,853 мм
Диаметр окружности вершин r_a2=403,853 мм
Параметры тягового колеса:
Число зубьев Z₁=9
Делительный диаметр r₁=395,341 мм
Диаметр окружности вершин r_a1=501,240 мм
Параметры контура рейки:
Угол профиля a0,148 рад (8,5 град)
Шаг P=138 мм
Ширина впадины S_b=72 мм
Радиус скругления вершины зуба R_a=17 мм
Высота зуба H=85 мм
Высота головки зуба h_a=41 мм
Расстояние до точки d u_d=-26,807 мм
Коэффициенты функции положения рейки:
b=17,1887 мм; c=199,3667 мм; k=3,0 мм;
Параметры зацепления тяговое колесо рейка:
Радиальный зазор c^*=6 мм
Межосевое расстояние a=212,620 мм
Коэффициент перекрытия x₁ = 1,114;
Аналог скорости соударения Δ(O₁P)_max = 12 мм;
Аналог скорости в начале зацепления (O₁P)_н=203,670 мм
Аналог скорости в конце зацепления (O₁P)_k=191,670 мм
Параметр профиля в начале зацепления u_н=-11,807 мм
Приращение параметра профиля в начале зацепления Δu = 15,0 мм;
Положение профиля в начале зацепления х_pн=20 мм
Положение профиля в начале отсчета х_p0=-31,0 мм
Положение профиля в конце зацепления х_pk=-118,0 мм
Положение полюса в начале зацепления p_н=-8,949 мм
Положение полюса в середине зацепления P_cp=-14,949 мм;
Положение полюса в конце зацепления P_k=-20,949 мм;
Координаты контактной точки в конце зацепления х_кк=-118,484 мм; y_кк=-209,378 мм;
Угол поворота в начале зацепления Φ_1н = - 0,250 рад;
Угол поворота в конце зацепления Φ_1к = 0,448 рад.
Параметры зацепления тяговое колесо шестерня:
Минимальный уравнительный угол β_min = 0,220 рад;
Принятый уравнительный угол β = 0,227 рад;
Межосевое расстояние a_w=373,546 мм;
Коэффициент увеличения размеров λ = 1,063;
Угол поворота в начале зацепления Φ_2н = - 0,666 рад;
Угол поворота в конце зацепления Φ_2к = 0,234 мм;
Коэффициент перекрытия ξ₂ = 1,103.
Рассчитанные по заявленным системам уравнений координаты профилей зубьев тягового колеса и приводной шестерни приведены соответственно в табл.1 и 2.

Таким образом, учет в профилях приводной шестерни и тягового колеса наперед заданных характеристик зацепления позволяет исключить кромочные контакты на вершинах зубьев в обоих зацеплениях. Обеспечение минимального значения скорости соударения при пересопряжении в обоих зацеплениях обеспечивает достаточно высокое значение коэффициента перекрытия (больше единицы), и в итоге позволяет повысить надежность зацепления при больших колебаниях шага и межосевых расстояний в зацеплениях, уменьшить износ элементов передачи.

Поскольку угол зацепления шестерня колесо постоянный и приблизительно равен 20^o, то уменьшаются распорные усилия между зубьями, а также в опорах, а значит повышается КПД передачи.

Использование: изобретение предназначено для механизации подземной выемки угля. Сущность изобретения: устройство подачи угольного комбайна содержит приводную зубчато-реечную систему, состоящую из приводной шестерни, тягового колеса и рейки с прямолинейным профилем зубьев, профили зубьев тягового колеса сформированы как огибающие профилей рейки при переменном передаточном отношении за время поворота тягового колеса на один угловой шаг, определяемом переменной функцией аналога скорости рейки. Профили зубьев приводной шестерни сформированы как огибающие профилей рейки и тягового колеса. Профили зубьев тягового колеса и приводной шестерни описываются системами уравнений, в которых учтены наперед заданные характеристики зацеплений: исключение кромочных контактов на вершинах зубьев, обеспечение минимального значения аналога скорости соударения при пересопряжении и обеспечение достаточно высокого значения коэффициента перекрытия. 5 ил., 2 табл.

Устройство подачи угольного комбайна, содержащее корпус, приводную зубчато-реечную систему, состоящую из приводной шестерни, тягового колеса и рейки с прямолинейным профилем зубьев, отличающееся тем, что профили зубьев шестерни и тягового колеса выполнены взаимно огибаемыми с профилем зубьев рейки, причем профиль зубьев тягового колеса очерчен кривой, описываемой системой уравнений

а профили зубьев шестерни очерчены кривой, описываемой системой уравнений

где x₁, y₁ координаты профилей тягового колеса в системе координат, начало которой совмещено с осью вращения колеса, мм;
Φ₁- угол поворота тягового колеса в пределах углового шага текущий параметр, рад;
O₁P аналог скорости рейки, мм;
O₁P = c-bΦ₁+ksin[z₁(Φ₁-Φ_1н)],
где угол поворота тягового колеса в начале зацепления, рад;
z₁ число зубьев тягового колеса;
c, b, k численные коэффициенты, мм;
k 0 5 мм;


где P шаг рейки, мм;
ΔO₁P_max= (3-15) мм - аналог скорости соударения при пересопряжениях зубьев тягового колеса и рейки;

Φ_1к- угол поворота тягового колеса в конце зацепления, рад;
x_р перемещение рейки, мм,

где
S_в ширина впадины рейки на разметочной прямой, мм;
δ = 5-10 мм - коэффициент бокового зазора;
x₂, y₂ координаты профилей приводной шестерни, мм;
β - угол наклона межосевой прямой тягового колеса и шестерни к оси симметрии зуба рейки, рад;
Φ₂- угол поворота шестерни, рад;
α - угол профиля рейки, рад;
a расстояние от центра тягового колеса до разметочной прямой рейки, мм;
a_w межосевое расстояние в зацеплении приводной шестерни с тяговым колесом, мм,

где l = 1,05-1,20 - численный коэффициент увеличения межосевого расстояния;
z₂ число зубьев шестерни.