Особенности работы пневматических двигателей

Пневматические двигатели можно разделить на объемные и турбинные. К объемным относятся поршневые, шестеренные (прямозубые, косозубые, шевронные) и ротационные двигатели.

Изготовлением разных типов пневмодвигателей для горной промышленности заняты заводы «Пневматика» (Санкт-Петербург) им. Г.И. Петровского (Донецкая обл.), «Коммунист» (Кривой Рог) и др. Работы по совершенствованию пневматических двигателей, типизации, стандартизации и унификации их проводят Гипроуглемаш, Донгипроуглемаш, НипиГормаш и другие проектно-исследовательские и конструкторские организации. На некоторые пневмодвигатели разработаны типажи и ГОСТы, приведенные ранее.

В качестве привода горных машин применяются различные типы пневмодвигателей. Для погрузочных машин, локомотивов, лебедок наиболее распространены поршневые двигатели; для забойных машин, комбайнов, скребковых и ленточных конвейеров шестеренные, в особенности шевронные двигатели; для насосов, сверл и светильников — ротационные; для вентиляторов, светильников, низконапорных насосов — турбинные. Большая группа горных машин имеет поршневой двигатель, встроенный п рабочий орган машины, что делает их простыми, малогабаритными, легкими и наиболее приспособленными к такому виду энергии, как сжатый воздух. К ним могут быть отнесены отбойные молотки, перфораторы и бурильные машины, пневмотолкатели, привод качающегося конвейера, пневмодомкраты и др.

Вертикальные пневмонасосы, в особенности эрлифты, являются надежными и простыми средствами для откачки рудничных вод. Применение эрлифтов в скважинах весьма эффективно, несмотря на невысокий их к. п. д. (0,2-0,4), однако при параметрах, выбранных из условий оптимального режима работы, к. п. д. может доходить до 0,5.

На вспомогательных операциях применяют пневмопилы, пневмозабойники, заправочные станки, пневмовибраторы для очистки и загрузки вагонеток, уплотнения бетона и др. Частота колебаний вибраторов составляет 8500—9500 в минуту, расход сжатого воздуха 3 м3/мин при 6 кгс/см2 (абсолютное).

Наибольшее число типоразмеров пневматических машин создано для процессов бурения, являющихся весьма трудоемкими и в ряде случаев сдерживающих развитие горных работ.

В ИГД нм. А.А. Скочинского создан автоматизированный проходчик ППГ2 с турбинным двигателем мощностью 80—100 л. с. для проходки восстающих выработок диаметром 780—1350 мм со скоростью 40—60 м/ч.

В связи со значительной насыщенностью проходческих забоев пневматическими машинами наметилась тенденция разработки комбинированных машин, в которых совмещается несколько агрегатов, выполняющих отдельные операции с высокой производительностью.

Примером могут служить подвесные установки БУС-1 для бурения шпуров в стволах (рис. VII.3). Установка состоит из трех бурильных машин, трех манипуляторов и станины с откидными лапами, которыми она опирается на забои. Применение таких установок позволяет в 3-4 раза повысить скорость бурения шпуров и в 2-3 раза увеличить производительность труда.

Передвижные бурильные установки создаются для бурения глубоких скважин при разработке рудных месторождений. Taкие установки обеспечивают бурение скважин диаметром 51 мм на глубину до 25 м при производительности 250 м/смену.

За последние годы значительно расширилось применение пневматических грейферных машин для погрузки породи при проходке стволов. Появился ряд пневматических погрузочных машин на шинно-колесном ходу и машин с саморазгружающимся кузовом, повышающих маневренность и производительность труда на погрузочных операциях. Возможность перегрузки горной массы с таких машин на конвейеры обеспечивает переход на безрельсовый транспорт.

Гибкая характеристика пневматических двигателей повышает надежность работы бурильных, добычных и проходческих машин в сложных горно-геологических условиях.

Для пневматической закладки при проведении горных выработок применяются устанавливаемые в штреках малогабаритные закладочные машины, которые транспортируют породу на расстояние до 300—400 м (рис. VII.4).

Такие установки являются наиболее распространенными как в отечественной, так и в зарубежной практике.

Подобные установки могут работать при проходке и более глубоких стволов п транспортировать породу по горизонтали на расстояние до 1—2 км.

При комбайновой выемке пневмотранспорт штыба и мелких сортов угля может оказаться весьма рентабельным.

В процессе широкой механизации выявлены исходные данные для создания современных высокопроизводительных и более экономичных горных пневматических машин (бурильных молотков, пневмоподдержек, стопоров, толкателей), у которых энергия сжатого воздуха используется непосредственно для получения возвратно-поступательного движения рабочего органа, конструктивно оформляемых безредукторными, малогабаритными и небольшой массы. Они конкурируют в соответствующих условиях с электрическими машинами и находят широкое применение.

Для проветривания и водоотлива создан ряд эффективных машин — вентиляторов и насосов, отличающихся малыми габаритами, высокой надежностью и простотой управления.

Так, быстроходные пневматические турбины с частотой вращения 2500—3500 об/мин применяются в вентиляторах частичного проветривания и пневмосветильниках. Турбовентилятор устанавливается как один агрегат непосредственно в трубопроводе.

Такой турбовентилятор создает давление 60—200 кгс/м2 при к. п. д. 0,25—0,3 (в зависимости от давления сжатого воздуха).

Конструктивное исполнение пневматических двигателей определяется степенью процесса расширения воздуха в этих машинах.

В объемных двигателях в процессе рабочего цикла изменяется объем рабочей полости, в которой сжатым воздух при давлении Р2, значительно превышающим атмосферное, расширяясь до давления P1, совершает работу. У поршневого двигателя процесс расширения воздуха осуществляется в цилиндре, у шестеренного — в пространстве между основанием зубьев двух роторов, находящихся в зацеплении, у ротационного двигателя —в пространстве между лопаткой эксцентрично размешенного ротора и цилиндром.

У турбинного двигателя кинетическая энергия сжатого воздуха преобразуется непосредственно в механическую, создающую давление на лопатки ротора. Для этого сжатым воздух подводится к критическому отверстию сопла, из которого выходит со значительной скоростью и поступает на рабочие лопатки ротора.

Степень наполнения является одним из факторов, определяющих расход сжатого воздуха на 1 л. с. (рис. VII.5). В объемных пневматических двигателях полное наполнение снижает к. п. д. и при этом не используется работа расширения воздуха.

Как видно из диаграммы, приведенной на рисунке, повышение давления сжатого воздуха и снижение наполнения цилиндра позволяют снизить расход воздуха, приходящегося на 1 л. с./ч; при наполнении 0,10—0,15 возможно снизить расход сжатого воздуха на 1 л. с. почти в 1,7—2 раза при рабочем давлении — 4—6 кгс/см2.

Поэтому прямозубые и косозубые двигатели, у которых процесс осуществляется с полным наполнением, не являются экономичными. Также не являются экономичными и поршневые двигатели, которые работают с полным наполнением и частичным сжатием.

При увеличении начального давления, как правило, снижается удельный расход сжатого воздуха на 1 л. с., что позволяет изготовлять двигатель для данной мощности не только с меньшими габаритами, по и более экономичным. Так, при увеличении давления воздуха в 2 раза — с 3 до 6 кгс/см2 при степени наполнения 0,6 расход воздуха, отнесенный к 1 индикаторной л. с., снижается с 33 до 24 м3/л. с./ч. или на 45%. Однако снижение расхода сжатого воздуха на единицу мощности происходит менее интенсивно по сравнению с ростом давления, в особенности при давлении более 6—7 кгс/см2. Это указывает на то, что не всегда целесообразно переходить на давление свыше 6—7 кгс/см2, в особенности учитывая дополнительный расход энергии на получение повышенного давления сжатого воздуха в компрессоре и рост утечек воздуха. Особую группу занимают двигатели с многократным расширением воздуха (рудничные воздуховозы, бурильные и забойные машины), где повышение давления сопровождается ростом производительности и снижением стоимости.

Шевронные, поршневые и ротационные двигатели с многократным расширением воздуха имеют более высокие экономические показатели по сравнению с двигателями с однократным расширением воздуха.

На рис. VII.6 приведены значения теоретического к. п. д. в зависимости от давления сжатого воздуха у поршневого двигателя при однократном (1) и двукратном (2) расширении воздуха. При построении кривых были приняты показатель политропы 1,32 и степень расширения

Так, для рудничных воздуховозов при двукратном расширении сжатого воздуха в области давлении более 28 кгс/см2 теоретическим к. п. д. двигателя мало изменяется, в связи с чем рабочее давление для них обычно принимается в пределах 18—30 кгс/см2.

Фактическое среднее индикаторное давление меньше среднего теоретического и определяется коэффициентом наполнения диаграммы n:

Эффективная мощность (Nэр.т л.с.) пневматического объемного двигателя простого действия определяется из выражения

где n — частота вращения об/мин; z — число рабочих объемов; nмет — механический к. п. д., nут — к. п. д. утечки воздуха.

Механический к. п. д., зависящий от частоты вращения и конструкции двигателя, обычно составляет 0,85—0,95.

Для ряда пневматических машин (приводов вибрационного конвейера, толкателя, передвижчика конвейеров, отбойных и бурильных машин) механический к. п. д. на 30—60% выше по сравнению е электрическим; для этой группы машин расход энергии может быть снижен.

Зная среднее индикаторное давление, можно определить мощность из уравнения

где Vv — рабочий объем,

Для увеличения мощности двигателя желательно повышать: объем рабочих полостей, среднеиндикаторное давление, механический к. п. д. и коэффициент полноты диаграммы.

Объемные двигатели имеют характеристику, весьма сходную с характеристикой сериесного двигателя постоянного тока.

Характеристика объемных двигателей в зависимости от частоты вращения приведена на рис. VII.7.

Как видно из рисунка, мощность и к. п. д. двигателя зависят от частоты вращения (возрастают от нуля до максимума и затем снижаются до минимальных значений), их максимальные значения соответствуют определенной частоте вращения nн. Увеличение нагрузки у таких двигателей приводит к автоматическому снижению частоты вращения и, наоборот, резкое снижение нагрузки вызывает ее увеличение, а в случае мгновенного снятия нагрузки может привести к разносу двигателя. В современных конструкциях объемных пневмодвигателей максимальная частота вращения колеблется в пределах: для шевронных — nmax = (1,5-1,8) nн; для остальных — nmax = (2-2,8)nн.

Режиму работы с максимальным к. п. д. соответствует и наименьший расход воздуха на 1 л. с. Поэтому у пневматических двигателей в условиях работы с переменной нагрузкой предусматривают регулятор, обеспечивающий поддержание заданной ограничивающей частоту вращения при резком снижении нагрузки.

Общим к. п. д. пневматического двигателя учитываются потери энергии сжатого воздуха внутри двигателя, связанные: с понижением давления воздуха при впуске в двигатель вследствие потерь в воздухораспределительных и подводящих каналах;

- с потерями давления при выпуске вследствие сопротивлений в выпускных каналах;

- с отклонением фактического процесса работы двигателя от теоретического;

- с утечками сжатого воздуха через неплотности распределительных устройств, поршневых колец, сальников и др.

Для сравнения фактических процессов работы двигателя с теоретическими удобнее брать теоретический процесс с адиабатным, как более близким к действительному процессу. Адиабатный к. п. д. объемного двигателя

где nрас — коэффициент, учитывающий неполноту расширения; nут — коэффициент утечек, изменяющийся от пуля до максимума при увеличении частоты вращения; nп — коэффициент полноты диаграмм, изменяющийся от 1 до 0; nмех — механический коэффициент.

Коэффициенты nмех и npac для каждого типа двигателя изменяются незначительно в зависимости от частоты вращения. При этом характер изменения кривой к. п. д., дважды проходящий через нуль, определяется утечками и полнотой диаграмм.

Для большинства объемных двигателей при повышении давления сжатого воздуха оптимальная частота вращения, соответствующая максимальному к. п. д., смещается в большую сторону.

На рис. VII.8 приведены значения к. п. д. пневматических двигателей в зависимости от частоты их вращения при давлении 5,5 кгс/см2. Наибольший адиабатный к. п. д. у поршневых двигателей может быть при частоте вращения до 250—500 об/мин и составлять 0,5-0,55, у шевронных и турбинных пои частоте вращения 1500-2500 об/мин и достигать соответственно 0,55-0,6 и 0,5-0,55. При частоте вращения 2500-3500 об/мин у ротационного двигателя может быть получен к. п. д. до 0,48.

Переход на быстроходные шестеренные шевронные двигатели с расширением сжатого воздуха позволяет повысить к. п. д. примерно в 1,5—2 ряда — до 0,5—0,6.

При повышении мощности двигателей, как правило, снижается удельный расход сжатого воздуха. Для механизации производственных процессов на шахте, где необходимо применение сжатого воздуха, мощность двигателей для проходческих и очистных машин должна быть доведена до 100 л. с. Для таких мощных машин удельный расход воздуха на 1 л. с. должен составить 25—30 м3/ч. При снижении производительности на 10—15% из-за износа двигателей и потерь воздуха в воздухопроводе, равных 20%, расход воздуха на 1 л. с. может составить 35—15 м3/ч. Как известно, на производство 1 м3 сжатого воздуха, приведенного к атмосферным условиям, расходуется около 0,1 кВт*ч электроэнергии.

Пневматические турбинные двигатели, как правило, изготовляются одноступенчатыми, работающими на активном принципе, когда процесс расширения сжатого воздуха осуществляется и сопле, а не в полости рабочих лопаток. В этом случае перепад давления на рабочем колесе отсутствует. Примером может служить турбинный двигатель осевого вентилятора, у которого лопатки турбины насажены на диск, являющийся оболом для рабочих лопастей осевого вентилятора. Таким образом, при поступлении сжатого воздуха вместе с лопатками турбины вращаются и лопасти вентилятора. Вся конструкция размещается в трубе диаметром 300—500 мм и имеет незначительную массу. Важнейшими элементами такой конструкции являются сопло, в котором расширяется воздух, и камера рабочих лопаток турбины, в которую подводится сжатый воздух.

На рис. VII.9 показаны значения внутреннего к. п. д. uт турбинного двигателя в зависимости от мощности и отношения u/cl (отношения окружной скорости рабочего колеса турбины к абсолютной), построенные для двигателя с высотой сопла 10—12 мм и углом раствора 12°, шагом лопаток 0,3-0,4 мм и шириной 15—20 мм. при начальном и конечном давлении воздуха Р1 = 6 кгс/см2 и P2 = 1 кгс/см2, начальной температуре 20°С. nт = nп*nоl, где nп —к. п. д. рабочего колеса турбины, nоl — относительный внутренний к. п. д. двигателя.

Как видно из рисунка, к. п. д. турбинного двигателя зависит от мощности. Наиболее высоким к. п. д. обладают двигатели мощностью более 20 л. с. Для двигателей мощностью 10—20 л.с. отношение u/c1 должно находиться в пределах 0,3—0,5, что соответствует окружной скорости 90—120 м/с. При этом nol = 0,4-0,6.

Основным направлением повышения эффективности использования пневматических двигателей в горной промышленности является увеличение мощности применяемых пневматических двигателей приводов комбайнов и других крупных потребителей сжатого воздуха, что приведет к увеличению нагрузки на забой и соответственно к повышению производительности труда.

Во многих литературных источниках приводятся зависимости расхода воздуха от давления для пневмодвигателей различных типов без взаимосвязи с. пневматической сетью, хотя режим работы, а значит, и расход воздуха потребителями зависят не только от вида характеристики приводного двигателя, но и от нагрузки, а также от характеристики пневмосети.

В связи с этим установление зависимости расходной характеристики потребителей и пневмосети является первоочередной задачей при разработке методов расчета и анализа пневматических установок. Подача сжатого воздуха от магистралей к пневмодвигателям большинства горных машин осуществляется по гибким воздухопроводам ограниченной пропускной способности.

Развиваемая приводом мощность в значительной степени определяется диаметром гибкого воздухопровода, увеличение диаметра которого часто ограничено технологическими причинами или удобством обслуживания. В результате проведенных Донгипроуглемашем исследований работы пневмодвигателей комбайнов с различными подводящими гибкими воздухопроводами получены их характеристики при работе в условиях лавных сетей, определены развиваемые комбайновыми двигателями в шахтных условиях максимальные мощности, которые значительно отличаются от стендовых данных. Отношение пропускной способности исследованных гибких воздухопроводов диаметрами 50, 65 и 75 мм составило 1:1, 95:2,9 при постоянном давлении воздуха 3,5—4,5 кгс/см2 в начале трубопровода.

Максимальные мощности, развиваемые пневмодвигателями при работе с воздухопроводами диаметрами 50, 65 и 75 мм, относятся как 1:1, 7:2,2. На рис. VII.10 приведены зависимости мощности комбайновых пневмодвигателей ПШР и УПК (8IIIK40) от давления воздуха при различных диаметрах воздухопроводов длиной 100 м.

Таким образом, для каждой сети имеется такое давление воздуха в копне воздухопровода (перед потребителем) и соответствующий ему расход, при которых пневмодвигатель определенного типа будет развивать максимально возможную мощность.

При этом двигатель должен быть спроектирован на работу с указанными параметрами давления и расхода воздуха, что и частности, позволит повысить его мощность на 15—20%.

Наиболее перспективным направлением в создании новых типов пневматических приводов являются винтовые двигатели.

Винтовые двигатели по принципу действия подобны шевронным. Главное отличие их от шевронных заключается в специальном профиле зубьев, допускающем выполнение роторов с небольшим числом зубьев (z=2-7), что значительно увеличивает модуль зацепления и рабочий объем двигателя (при рапных основных размерах). Зубья винтов нормально работают с небольшими зазорами, что обусловливает их долговечность, исключает смазку и в связи с отсутствием трения между зубьями не ограничивает величину удельного скольжения профилей. Температура воздуха в конце расширения может быть ниже температуры застывания смазки.

Винтовые машины могут быть с тремя и более винтами. Трехвальная схема винтовой машины может оказаться целесообразной применительно к винтовому двигателю.

Эффективная мощность двигателя

где Lт1 и Lт2 — теоретическая индикаторная работа элементарной камеры соответственно первого и второго винта за один рабочий ход, кгс*м; nв — частота вращения винта, об/мин; z — число элементарных камер (число зубьев); nисх = 0,9-0,95 — механический к. п. д.; nп — к. п. д. передачи.

Для одного цилиндра ведомого ротора

где P1 — среднее теоретическое индикаторное давление, определяемое по формулам, соответствующим выбранной диаграмме работы, кгс/м2; Vр1 — рабочий объем одной камеры (впадины) ведущего ротора, м3; Vр2 — рабочий объем одной камеры (впадины) ведомого ротора, м3.

Рабочий объем (м3) двигателя

где Fz1 и Fz2 — площади впадин в торцовом сечении соответственно ведущего и ведомого винтов, м2; bв — ширина винтов, м.

Рабочий объем двигателя имеет наибольшие значения при сочетании чисел зубьев ведущего и ведомого винтов z1:z2 2:2; 2:3; 3:3; 3:4. Оптимальными для увеличения жесткости валов являются варианты сочетаний 2:3 и 3:4.

Благодаря значительной степени расширения воздуха и большому рабочему объему, винтовые пневматические двигатели могут иметь мощность более 100 л. с. и к. п. д. более 0,6 при оптимальных режимах работы.