автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.04, диссертация на тему:Обоснование применения и разработка высокоэффективных средств снижения колебаний металлоконструкций машин для земляных работ

Р У О О Д Правах рукописи

Гришин

Дмитрий Константинович

ОБОСНОВАНИЕ ПРИМЕНЕНИЯ И РАЗРАБОТКА ВЫСОКОЭФФЕКТИВНЫХ СРЕДСТВ СНИЖЕНИЯ КОЛЕБАНИЙ МЕТАЛЛОКОНСТРУКЦИЙ МАШИН ДЛЯ ЗЕМЛЯНЫХ РАБОТ

05.05.04 - Дорожные и строительные машины

Автореферат

на соискание ученой степени доктора технических наук

Москва - 1997

Работа выполнена в Российском университете дружбы народов

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор В.А. Черкасов, доктор технических наук, профессор Б.А. Бондарович. доктор технических наук, профессор A.B. Синев.

Ведущая организация:

Центральный научно-исследовательский полигон строительных и Д( рожных машин.

199fr. в 15 1

Защита состоится > . бИ-^Дф^Л.. 199гг. в 15 часов на заседании диссертационного совета Д 053.11.09 в Московском государственном строительном университете по адресу: 129337, Москва, Ярославское шоссе, дом 26, ауд. № 507-Г.

С диссертацией можно познакомиться в библиотеке университета.

Автореферат разослан < 11 >. u&?>3fb..... 199fr.

Ученый секретарь диссертационного совета профессор

П.Е. Тотолин

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. В связи с интенсификацией рабочих процессов возрастают требования к виброустойчивости машин для земляных н открытых торных, работ. Невозможность работы на оптимальных режимах из-за ограничений, накладываемых колебаниями, приводит к нерациональному использованию техники и природных ресурсов. Роторные экскаваторы, например, не реализуют повышенные усилия копания, в результате чего возрастает объем буровзрывных работ. Необходимость снижения уровня колебаний диктуется также требованиями защиты от вибрации обслуживающего персонала, приборов и систем управления.

Предъявляемым требованиям могут удовлетворить системы активного гашения колебаний, включающие в себя вибродатчики и силовой орган, воздействующий на конструкцию таким образом, чтобы уменьшить колебания ее узлов. Подобные системы находят применение в различных областях техники, что отражено в научной литературе. Значительно меньше исследований посвящено вопросам создания высокоэффективных средств снижения колебаний металлоконструкции машин для земляных работ.

Целые работы является разработка принципиальных схем и методов расчета систем активного гашения колебаний металлоконструкций машин для земляных работ.

Идея работы состоит в том, что для достижения поставленной цели использован комплексный подход к проблеме снижения уровня колебаний на основе решения взаимосвязанных задач выбора места установки активного гасителя, уточнения расчетных моделей активно демпфируемых систем, поиска закона управления гасителем из условия обеспечения заданных динамических свойств конструкций.

В работе были поставлены и решены задачи:

- разработки методов направленного изменения динамических свойств металлоконструкций и формулирования требований, предъявляемых к средствам снижения колебаний и их расчету;

- выбора структуры и обоснования параметров системы гашения колебаний из условия выполнения сформулированных требований;

- анализа и уточнения расчетных динамических схем металлоконструкций. содержащих активные демпфирующие устройства;

- повышения качества демпфирования путем синтеза управляв, шего воздействия, обеспечивающего заданные динамические свойстт конструкции:

- разработки технических требовании к аппаратуре, предназначенной для формирования управляющего сигнала, и проверки ее р; боты на действующих макетах и в производственных условиях;

- экспериментальной проверки эффективности разработанны средств снижения колебаний и точности методов расчета их пар; .метров на физических моделях много.массовых динамических систем; I

- оценки технико-экономического н экологического эффекта о использования результатов работы.

Методы исследования. В теоретических исследованиях исполг зовались основные положения и методы теории колебаний, механик машин, теории автоматического регулирования, а также проводилое математическое моделирование с применением прикладных програм: для ЭВМ. Экспериментальные исследования включали натурные ис пытання и физическое моделирование на стендах с использование; современных измерительных методов и средств.

Научная новизна работы состоит в том. что развивается пеу спективное направление, в котором проблема снижения колебаний мс таллоконструкций машин для земляных работ рассматривается ка проблема обеспечения заданных динамических свойств механическо системы и решается методом, исключающим необходимость измени нпя параметров конструкции, назначенных в соответствии со статич« ским расчетом. В рамках решения поставленных задач получены ел( дующие результаты:

- предложены расчетные модели активно демпфируемых систе различных машин, отличающиеся тем, что они построены с учето минимального числа степеней свободы объекта, и их использованг позволяет более успешно решать задачи синтеза, технической реал1 зации и корректирования закона управления гасителем при изменени динамических параметров конструкции в процессе работы машины:

- разработан метод синтеза демпфирующего воздействия, позвс ляюший получать заданные динамические свойства металлоконстру! ций при различных способах установки силового органа гасителя;

- обоснован выбор показателей для оценки качества активнь средств снижения колебаний металлоконструкций с учетом факторе эффективности, устойчивости и величины потребляемой мощности, также получены зависимости, характеризующие влияние на вышеук

анные показатели способа установки гасителя и закона управления |м;

| - предложены новые технические решения, удовлетворяющие !ребошшпя\1 эффективности, экономичности и надежности активных асигелей.

Достоверность научных положений и результатов подтверждается:

- адекватностью математических моделей, доказанной удовлет-орительной сходимостью результатов аналитических исследований, [атурлых испытаний и физического моделирования;

- апробированностыо применяемых методов теории колебаний и ттематическнх методов исследований.

Практическую ценность работы определяют предложенные труктурные схемы и методы расчета параметров средств снижения олсбаний. использование которых позволяет повысить эксплуатаци-•иную производительность машин для земляных работ, улучшить словия труда, уменьшить неблагоприятное воздействие технологиче-ких процессов на окружающую среду.

На защиту вы носится:

- обоснование методов направленного изменения динамических войств металлоконструкций машин для земляных работ путем управ-яемого силового воздействия на узлы металлоконструкций в функции араметров колебательного движения;

- предложение устанавливать силовой орган активного гасителя олебаний между узлами металлоконструкций последовательно с не-ушим элементом или параллельно ему;

- математические модели активно демпфируемых динамических истем роторного экскаватора, отвалообразователя, экскаватора-твалообразователя. бурового станка, подвески кабины оператора :ашины;

- методы формирования демпфирующего воздействия, основан-ые на разделении форм колебаний, а также на синтезе закона управ-ения гасителем из условия обеспечения заданных значений логариф-ических декрементов или амплитуд главных форм колебаний;

- обоснование структуры и метода выбора параметров средств ктивного гашения колебании металлоконструкций машин для земля-ых работ.

Реализация работы. Выводы, практические рекомендации и редложенные в диссертации методики использованы при проектиро-

вании роторного экскаватора ЭРП-3150 в ПО Азовмаш и в проекте экскаватора ЭРП-5250В, разработанном в объединении НКМЗ. Полученные результаты внедрены в учебный процесс в дисциплине "Строительные машины" для специальности 170900 "'Подъемно-транспортные, строительные и дорожные машины" и в дисциплине "Прикладная механика" для специальности 210100 "Управление и информатика в технических систамах"

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, семи глав, заключения, списка литературы из 199 наименований, приложений. Она изложена на 359 страницах, включая 237 страниц машинописного текста (без списка литературы и приложений), содержит 84 рисунка и 34 таблицы.

Апробация работы. Основные положения работы докладывались и обсуждались: на Международной научно-технической конференции "Развитие строительных машин, механизации и автоматизации строительства и открытых горных работ", Москва. МГСУ, 1996 г; на научно-технической конференции "Геоэкология в нефтяной и газовой промышленности", Москва, ГАНГ им. И.М. Губкина, 1995 г; на научном семинаре в Московском государственном горном университете; в Днепропетровском горном институте; на технических советах ПО Азовмаш, ПО НКМЗ, СКВ самоходного горного оборудования; на научно-технических конференциях Российского университета дружбы народов.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 52 работы, включая описания к 24 изобретениям и патентам.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

1. СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЙ.

Широкие исследования в области динамики машин для земляных и открытых горных работ проведены в МГСУ, ВНИИСтройдормаше, МГГУ, МАДИ(ТУ), КИСИ, ВИСИ, ЦНИИСе, УкрНИИнроекГге, ИГД имени А.А. Скочинского, ДГИ и других организациях. Важная роль в деле создания и совершенствования машин принадлежит заводам-изготовителям: НКМЗ, Донецкгормаш. Азовмаш и другим. Основаны научные школы и направления по комплексном}' изучению рабочих процессов и динамики машин для земляных и открытых горных работ под руководством Ю.А.Ветрова, В.М.Владимирова, Д.П.Волкова,

Н.Г.Домбровского. С.А. Панкратова. Р.Ю.Подэрни, Д.И.Федорова и других. Большое значение имеют работы, выполненные в этой области В.Л.Баладннским. В.И.Баловневым. С.В.Бондаренко. В.В.Гужовским, А.А.Деминым. А.Н.Зелениным. Д.А.Каминской, Л.И.Кантовичем, Г.Ю.Козиным, В.А.Ковригиным, Е.М.Кудрявцевым, Э.Н.Кузиным, Е.Ю.Малиновским, М.А.Мухамедовым, Г.Я. Неплотником, Е.П.Плавельеким, И.И.Попроцким, В.А. Ряхиным, П.Е.Тотолиным,

A.М.Холодовым, М.И.Хрисановым. В.А.Черкасовым,

B.Ю.Чудновским. А.И. Шендеровым и другими.

Значительное внимание уделено исследованию причин возникновения динамических нагрузок и разработке методов их снижения. Многие исследователи справедливо рассматривают динамические явления в машинах во взаимосвязи с процессами разрушения массива. Установлено, что вследствие указанной взаимосвязи создаются условия для развития автоколебательных процессов. В роторных экскаваторах основными причинами автоколебаний являются: падающая зависимость усилия копания от скорости движения рабочего органа, последействие колебаний в стружкообразовании, параметрический и комбинационный резонансы, а также флаттер, обусловленный связью между собственными формами колебаний машины через усилие копания. Интенсивность автоколебаний и сама возможность их возникновения зависят от конструкции и ориентации зубьев ковшей, степени и вида их изношенности и характера физико-механических свойств разрабатываемого массива. Ввиду изменчивости целого ряда факторов при работе машины управлять автоколебательным процессом за счет рационального выбора геометрических параметров режущих органов оказывается затруднительным.

Обзор работ показал, что в области снижения колебаний машин различаются следующие основные направления:

- оптимизация динамических систем из условия ограничения амплитуд колебаний основных узлов;

- применение пассивных гасителей колебаний и ограничителей перегрузок:

- использование методов активного гашения колебаний.

Большое внимание в исследованиях уделено вопросам идентификации динамических систем машин для земляных работ и построению адэкватных математических моделей. Наиболее удобны для оптимизации динамических систем математические модели, основанные на учете минимального числа степеней свободы объекта. Использование

указанных моделей позволяет получать аналитические зависимости, помогающие уже на стадии проектирования выбирать параметры конструкции из условия исключения резонансных соотношении и уменьшения опасности возникновения автоколебаний.

Однако ограничения, накладываемые на параметры, не всегда позволяют достичь поставленных целей. Кроме того, результаты оптимизации по различным критериям могут быть противоречивы, а выбор обобщенного критерия затруднен.

Следует отметить также, что параметры динамической системы (жесткости элементов, моменты инерции масс и т. п.) в процессе работы машины изменяются в довольно широких пределах, что может свести на нет результаты оптимизации. Выход из данного положения предлагается искать, в частности, в применении автоматических регуляторов жесткости и демпфирования. По сложности исполнения подобные гасители приближаются к активным гасителям колебаний, но по эффективности они им уступают, в особенности при широкополосном возмущении. Применение автоматических защитных устройств возможно лишь в экстремальных случаях, т.к. оно приводит к частым остановкам и потерям производительности.

Из пассивных средств виброзашиты положительно зарекомендовали себя пневмогидравлические подвески стрелы и привода исполнительного органа роторного экскаватора, растяжки с упругодемпфи-руюшим звеном, а также пускопредохранительные гидродинамические муфты.

В области экскаваторостроения первоначально выдвигались идеи использования для гашения колебаний металлоконструкций в горизонтальной плоскости управляемых перемещений поворотной платформы. В общем случае для создания демпфирующего воздействия предложено вводить в конструкцию специальный силовой орган, управляемый в функции параметров колебательного движения составных частей динамической системы.

Достаточное внимание уделено разработке динамического гасителя колебаний с гидроприводом и релейным управлением 6 функции виброскорости объекта. Достоинством такого управления является простота реализации и низкая чувствительность к нестабильности параметров объекта. Однако при широкополосном возмущении могут возникнуть собственные колебания инерционной массы за счет упругости подвеса. Если амплитуда колебаний объекта на частоте колеба-

.; 7

ний инерционной массы превысит зону нечувствительности релейного регулятора, то произойдет потеря устойчивости системы.

Нерешенным является до настоящего времени вопрос о снижении низкочастотных колебаний бурового станка, сопровождающихся вертикальными перемещениями бурового става, а также угловыми и вертикальными перемещениями платформы станка. Предлагаемое увеличение жесткости основных узлов (механизма подачи, гидроопор, металлоконструкций) не устраняет резонансные колебания, а лишь способствует сдвигу резонанса в более высокую область частот. Несколько лучшие результаты могут дать способы, основанные на изменении жесткости дополнительно вводимых упругих звеньев при помощи системы регулирования, связанной с датчиком уровня колебаний. Однако, изменение жесткости при широком спектре частот возмущения не гарантирует в случае выхода из резонанса по одной частоте от попадания в резонанс по другой. Кроме того, введение дополнительных упругих звеньев уменьшает общую жесткость системы, приведенную к долоту, что усиливает обратные связи между станком, за' боем и инструментом, способствуя возникновению автоколебаний.

Большое внимание уделяется решению задачи снижения вибро-нагруженности на рабочих местах операторов машин для земляных и открытых горных работ. Применяемые в подвесках кабин машинистов различные по конструкции и принципу действия пассивные демпферы не всегда позволяют снизить уровень вибрации на рабочих местах до значений, регламентированных санитарными нормами.

Известно, что при работе роторных экскаваторов и буровых станков спектр возмущений на рабочих местах достаточно широк и включает в себя, как минимум, две-три частоты собственных колебаний металлоконструкций, а также основную частоту нагрузки на рабочем органе. Кроме того, в спектре возмущений присутствуют высокочастотные составляющие, определяемые воздействием на конструкции вспомогательного оборудования (конвейеров, дробилок, компрессоров и т. п.). Поэтому решение проблемы виброзащиты рабочих мест многие специалисты предлагают искать в использовании активных средств снижения колебаний.

Наибольшее развитие получили исследования методов виброза-шиты в системах "основание - объект". В общем случае задача синтеза оптимального виброзащитного устройства сводится к задаче опта-

мального управления. При этом не имеет значения какой гаситель используется - пассивный или активный. Если параметры объекта виб-розашнты изменяются, предлагается использовать адаптивное управление.

На основании анализа информационных источников сделаны следующие выводы:

- в результате исследований, выполненных в нашей стране и за рубежом, установлены закономерности формирования нагрузок на рабочие органы и металлоконструкции машин для земляных работ, разработаны методы оптимизации динамических параметров, созданы условия для решения задач дальнейшего повышения динамического качества машин;

- наиболее перспективным направлением в области снижения колебаний, по мнению многих специалистов, является использование средств активного виброгашения. В сфере создания машин для земляных работ разработке указанных средств уделяется недостаточное внимание;

- в методах анализа и синтеза активных внброзашитных систем преобладает подход с позиций теории автоматического управления, когда задача снижения колебаний сводится к определению передаточной функции регулятора, включенного в контур отрицательной обратной связи между датчиком колебаний объекта и силовым органом гасителя. При разработке активных гасителей колебаний для многомассовых динамических систем машин для земляных работ необходим комплексный подход к рассматриваемой проблеме с учетом взаимосвязи задач выбора места установки силового органа гасителя, синтеза закона управления силовым органом и построения оптимальной модели активно демпфируемого объекта;

- в публикациях не найдены рекомендации по выбору структуры и определению параметров системы активного демпфирования колебаний при установке силового органа гасителя между узлами металлоконструкций машин для земляных работ:

- требует дополнительного исследования вопрос о синтезе управления гасителем, силовой орган которого установлен в упругой связи между инерционной массой и металлоконструкцией.

На основании изложенного поставлены задачи диссертационной работы и выбраны методы исследований.

2. РАЗРАБОТКА МЕТОДОВ НАПРАВЛЕННОГО ИЗМЕНЕНИЯ

Д И НА м ИЧ ЕСКИ X СВО ИСТ В М ЕТА Л Л ОКО Н СТРУ КЦИ Й

К числу важнейших динамических свойств, оказывающих суще-:твенное влияние на работоспособность рассматриваемых машин, от-юсятся: жесткость конструкции, приведенная к рабочему органу; быстрота затухания переходных процессов; динамическая устойчивость.

С учетом управляемой деформации A'j- упругого элемента урав-1ение колебании одномассовой системы имеет вид:

тх +с( х - д> ) = F(t). (1)

В частности, возможны следующие законы воздействия:

ху--'кх; (2)

xy = ±kjx; (3)

Ху=±/<2Х, (4)

де A, А/, к2 - коэффициенты передачи.

Реализовать указанные воздействия можно при помощи следя-цего гидропривода, силовой орган которого установлен последова-ельно с упругим элементом.

При использовании воздействия (2) в колебательную систему водится искусственное демпфирование, определяемое величиной к. шплитуды резонансных колебаний металлоконструкций уменьшают-я при увеличении коэффициента А, величина которого ограничивает-я условием собственной устойчивости силового органа гасителя как вена с большим коэффициентом усиления в условиях помех. Расчет-ая мощность активного гасителя колебаний уменьшается при увели-ении коэффициента передачи, а также при увеличении жесткости ме-аллоконструкций и самого гасителя.

Воздействия по законам (3), (4) позволяют сдвинуть резонанс в бласть более высоких или низких частот, не ограничивая пики ам-литуд.

Достигаемый при использовании закона (3) эффект увеличения гатической, а в дорезонансной зоне и динамической жесткости, при-гденной к рабочему органу, обеспечивает уменьшение начальной ам-литуды автоколебаний фрикционного типа и автоколебаний, возни-ающих при наличии падающего участка зависимости силы солротив-:ния от скорости. При этом снижаются также параметрические коле-;шия.

Применение пассивных демпферов требует введения в конструк-ню упругих вставок, что существенно снижает приведенную к рабо-

чему органу жесткость. Так, ограничение коэффициента динамичносп по виброперемещению рабочего органа при резонансе до значения К л = 3,6 сопровождается уменьшением указанной жесткости в два раза.

Силовой орган ! активного гасителя колебаний может быть раз мещен последовательно с основным несущим элементом конструкции например, с подвеской 2 (рис.], а), либо встроен в дополнительный элемент 3, установленный параллельно основному 4 (рис.1, в, г). В последнем случае уменьшаются статические нагрузки на гаситель, снижаются потери на трение в гасителе и повышается эффективность егс работы. В качестве силового органа гасителя можно использовать гидроцилиндр подъема стрелы (рис.1, б), гидродвигатель механизме поворота (рис.1, в), а также гидроцилиндр, установленный в узе." крепления редуктора механизма поворота к раме (рис. 1, д).

Активный гаситель целесообразно располагать в ближайших у рабочему органу элементах металлоконструкций. В двухмассовой системе, например, наличие промежуточной массы на пути силового потока от гасителя к рабочему органу машины увеличивает расчетное усилие гасителя в (ее +1) раз и величину коэффициента передачи в

(а +1) 1 л

а

раз, где а - отношение промежуточной массы к массе рабочего орга на, Кд - заданное значение коэффициента динамичности.

Снижение расчетной мощности гасителя обеспечивается ком пенсацией статической составляющей давления в гидросистеме, осу ществляемой по разработанной схеме, а также форсированием движе ния исполнительного органа гасителя в периоды, когда фазы демпфи рующих и упругих сил совпадают по знаку.

Активное демпфирование в многомассовых многосвязных ди намических системах рассматриваемых машин имеет ряд особенно стей.

Первая особенность состоит в том, что в зависимости от вы бранного закона управления гасителем снижение колебаний одно] формы может сопровождаться усилением колебаний другой формы Например, при гашении колебаний первой формы, выражающихся : движении узлов в одинаковом направлении от положения равновесия может иметь место усиление колебаний второй формы, выражаю щихся во встречном движении указанных узлов. Поэтому одним из

'//////////////////,

Рис.1. Способы установки силового органа активного гасителя элебаний

первых вопросов, решаемых при оценке эффективности активного демпфирования колебаний в многомассовых системах, является анали: устойчивости управляемой динамической системы. !

Вюрая особенность заключается в трудности выбора критерш для оценки эффективности демпфирования при сравнении друг с дру го.м различных способов, отличающихся местом установки гасителя законами управления и т. п. Поскольку степень снижения колебанш различных узлов неодинакова, то, с одной стороны, казалось бы ло гичным оценивать эффективность демпфирования по амплитудам ко лебанин тех узлов конструкции, которые аккумулируют большук часть энергии, с другой стороны - среди наиболее ответственных эле ментов металлоконструкций могут быть такие, которые, обладая не большой массой и малой энергией, испытывают значительные колеба ния, приводящие к усталостным разрушениям. К числу подобных эле ментов можно отнести канаты и ванты большой длины, подверженны в некоторых случаях сильным поперечным колебаниям, вызывающи! значительные напряжения в заделках.

Показано, что в устойчивых активно демпфируемых система снижение амплитуды колебаний рабочего органа сопровождает уменьшением амплитуд колебаний других узлов и, соответствен!« уменьшением энергии системы. Учитывая то. что колебания рабочег органа оказывают существенное влияние на формирование pea¡ тивной нагрузки и могут являться причиной возбуждения автоколеб; ний, необходимо прежде всего ограничивать колебания узлов, нес; щих рабочий орган. Поэтому решение задачи снижения колебаний м таллоконструкций рассматриваемых машин может быть сведено определению закона управления гасителем из условия обеспечения з данных амплитуд колебаний рабочего органа при учете ограничени накладываемых на колебания других узлов.

Достоинством управления по простейшему закону типа (< близкому по своей сути к естественному закону вязкого сопротивл ния, является простота реализации, широкая область устойчивост малая чувствительность к изменению параметров динамической с стемы (жесткостей, масс и т. п.). Однако при его использовании отсу ствует возможность влияния на степень демпфирования по каждой форм колебаний в отдельности.

Указанная возможность появляется при демпфировании с р< делением форм колебаний путем использования, например, управл! мых перемещений либо центральной части роторного экскавато;

либо эквивалентных им перемещений гидроцилиндров, встроенных в подвески ротора и консоли противовеса. Выделение первой и второй форм колебаний Л"/'-' и Х^2) соответственно производится на основе зависимостей:

ЛЛ) _ Х2 ~ У 2х 1 л.<2) _ Х2~Г,Х1 (5)

] > Х1 ~ у

Г1-Г2 Г2-Г1

где Л"/ и Л"2 - непрерывно измеряемые перемещения роторной стрелы и консоли противовеса, yi и уг - коэффициенты распределения амплитуд. Демпфирующие перемещения исполнительных органов гасителей пропорциональны производным от Xi(1) и Х^2К Практическая возможность выделения сигналов, соответствующих двум основным формам колебаний, проверена на роторном экскаваторе ЭРШР-1600 с применением аналоговых устройств.

Обеспечение динамической устойчивости и заданной степени демпфирования колебаний достигается на оЪове использования метода синтеза уравляющего воздействия. В частности, при установке гасителя в подвеску роторной стрелы уравнения колебаний металлоконструкций можно представить следующим образом: .V i+hi¡х 1+Ь12X2+с/Ху = q sincot; X 2 +bilX l+f)22X2+C2Xy = 0; (6)

.V, + F(xj, Xi, ...) = 0, где F(Xi, X1, ...) - искомый закон управления гасителем в функции перемещения ротора и его производных. Искомый'закон можно принять и в функции параметров движения по какой-либо другой координате, например, по Л*2- Вопрос о выборе координат решается, в частности, в зависимости от удобства получения сигналов, регистрирующих параметры движения (ускорение, скорость, перемещение) по каждой из координат. Целесообразно рассматривать несколько видов искомого закона и выбирать из них наиболее приемлемый с учетом принятого критерия опенки эффективности демпфирования. Искомый закон определяется из условия

(let = det,

где : (let - определитель системы (6);

det =

p2+2mp+coi2 О

О р2+2п2р+а>22

Параметры Iii, Ii2 характеризуют заданную степень демпфирования. В частном случае управляющее воздействие можно искать в виде:

Л-,, = Ах, + Их,, (8)

где А и В - константы.

Инерционность исполнительного органа гасителя, определяемая временем Тг заполнения рабочего объема гидроцилиндра, не нарушает устойчивости многомассовой активно демпфируемой системы, а влияние ее на эффективность демпфирования можно учесть на конечном этапе расчетов путем изменения величины коэффициента передачи в соответствии с выражением:

к = к ^l + (TrcoJ , (9)

где 1\ и к - соответственно коэффициенты передачи, определенные без учета и с учетом Тг , CDs - частота колебании (S = 1,2...). Кроме того, предложены способы компенсации влияния Тг-

При сравнении гасителей и выборе оптимального варианта рекомендуется использовать такие показатели качества, как коэффициент передачи и расчетная мощность, определяемая произведением амплитуды усилия на штоке на амплитуду скорости его движения.

Наряду с силовыми управляемыми гасителями эффективным средством повышения виброустойчивости рассматриваемых машин является динамический гаситель с активным элементом 1, встроенным в упругую связь 2 между присоединенной массой 3 и объектом защиты 4 (рис.2). Если обычный динамический гаситель при отношении его массы к массе объекта, равном 0,02, и оптимальной настройке не позволяет получить коэффициент динамичности при резонансе менее 11, то динамический гаситель с активным элементом обеспечивает снижение коэффициента динамичности до 1 и менее.

При настройке активного динамического гасителя с упругим элементом на частоту, близкую к частоте колебаний объекта, гаситель совмещает в себе два достоинства: на частоте антирезонанса он ведет себя как идеальный пассивный динамический гаситель, обеспечивая минимум коэффициента динамичности объекта практически при неработающем силовом органе, а на частотах резонанса гаситель ограничивает амплитуды заданными значениями за счет работы своего силового органа. Указанный эффект имеет место и при существенном (в 2 раза) отличии друг от друга частот гасителя и объекта.

а)

б)

Шг = 0,02-

т Кк1

у о

~ о)/со0

Рис.2. Схема активного динамического гасителя (а) и амплитудно-частотные характеристики (б).

1,2,3 -воздействие д-,. = АX 4- Вх + /) {.Г при: <5/ = 82 —1 (кривая 1); 8) = 82 —2 (кривая 2); 81 = 2, 82 —1 (кривая 3). 4 - воздействие Л" = Ах + Вх при 81 — 82 — 1. ( 81 и 82 - заданные значения декрементов по первой и второй формам колебаний соответственно, Кд - коэффициент динамичности по виб-роперемешению объекта защиты, й)0- частота колебаний объекта, СО-частота возмущения).

Наличие сопротивлений в направляющих гасителя не позволяет получить при антирезонансе Кд = 0. С учетом реальных значений :ил сопротивления Кд = 0,52. В диапазоне 0,95 > (О /со0 > 1,05 влияние сопротивлений на амплитудно-частотную характеристику не пре-зышает 5%.

Учитывая, что даже при большой разнице между частотой гасителя и частотой объекта, в частности при СОт /сОо — 5, резонансный тик на частоте колебаний гасителя практически не проявляемся, следу-гг считать, что активный динамический гаситель эффективен в широ-сом диапазоне частот и не чувствителен к расстройке по частоте. Он ложет быть использован, например, для снижения изгибных колеба-1ий роторной стрелы и пролетной части мостового перегружателя, а -акже для уменьшения локальных вибраций.

3. СНИЖЕНИЕ КОЛЕБАНИЙ В РОТОРНЫХ ЭКСКАВАТОРАХ.

Одним из важных моментов при решении задачи снижения колебаний является построение оптимальной расчетной модели. Обычно это сводится к уменьшению рассматриваемого числа степеней свободы объекта. При этом стараются принимать во внимание только те факторы, которые существенно влияют на динамические процессы, и пренебрегают остальными. В качестве критерия при оценке возможности упрощения динамических моделей обычно принимается погрешность в определении частот колебаний или амплитуд динамических усилий. В активно демпфируемых системах к этому критерию добавляются требования сохранения устойчивости и ограничения погрешности при определении параметров гасителя. Поэтому возникает необходимость проведения дополнительного анализа известных рекомендаций с целью оценки возможности их применения к активно демпфируемым системам.

При использовании оптимальных расчетных моделей упрощается закон формирования демпфирующего воздействия, уменьшается чувствительность гасителя к изменению параметров динамической системы (жесткостей, масс), облегчается задача формирования управляющего сигнала в дискретной форме в реальном масштабе времени, создаются благоприятные условия для решения задачи адаптивного управления гасителем с учетом изменения динамических параметров и режима работы машины.

На первом этапе (раздел 2) с использованием упрощенных динамических систем найдены законы демпфирования, обеспечивающие заданный эффект снижения колебаний. На следующем этапе представилось возможным, используя эти законы, уточнить расчетные схемы с учетом влияния таких факторов, как изгиб роторной стрелы, крутильные колебания в приводе ротора, податливость опорно-поворотной части, крутильные колебания роторной стрелы, жесткость забоя. На основе уточненных расчетных схем можно скорректировать первоначально принятые законы демпфирования исходя из требований устойчивости по дополнительным формам колебаний.

Анализ различных вариантов расчетных моделей, используемых при определении параметров гасителей, позволил дать рекомендации по составлению оптимальной модели активно демпфируемой системы роторного экскаватора. Установлено, что крутильные колебания роторной стрелы оказывают существенное влияние на устойчивость активно демпфируемой системы роторного экскаватора при колебаниях

вертикальной плоскости и поэтому они должны быть учтены при оставлении расчетных моделей наряду с такими факторами, как по-ютлигюсть подвесок стрелы ротора и противовеса, податливость )гюрно-ходовоп части экскаватора.

При демпфировании колебаний экскаватора в вертикальной тлоскости путем установки гасителя в подвеску роторной стрелы наименее чувствительным к изменению параметров динамической си-:темы, в том числе к эксцентриситету установки ротора относительно эси стрелы, является закон, в наибольшей степени приближенный к ¡акону внешнего вязкого сопротивления, т.е. закон Ху =: - 1<Х 1.

Предложенные методы и средства обеспечивают заданную сте-тень демпфирования колебаний металлоконструкций роторного экс-саватора в горизонтальной плоскости при сохранении необходимой кесткости механической характеристики электропривода поворота, установлены зависимости, позволяющие вычислить общий коэффици-:нт передачи системы демпфирования и определить параметры отельных ее звеньев (чувствительность датчиков колебаний, параметры шектро- и гидроусилителей и т. п.).

Одним из основных показателей при оценке эффективности ра-юты гасителя является относительная величина демпфирующего уси-шя (момента), равная отношению амплитуды приведенного демпфи-)уюшего усилия (момента) к амплитуде нагрузки на рабочем органе.

В качестве другого показателя, используемого для сравнения различных способов гашения колебаний, может служить условная 'дельная мощность, затрачиваемая на создание демпфирующего уси-шя при единичной амплитуде внешней силы, вычислямая как произ-¡едение амплитуды демпфирующей силы на амплитуду скорости движения силового органа гасителя. Применение данного показателя щравдывается тем, что расчетная мощность гидропривода с дрос-ельным регулированием определяется по максимальным значениям ¡авления и расхода жидкости в гидросистеме.

Представляет интерес также такой показатель, как минимальный еоретпчески достижимый коэффициент динамичности по амплитуде иброперемещения рабочего органа при резонансе для данного способа демпфирования. В одномассовой динамической системе этот коэф-шциент стремится к нулю при увеличении коэффициента передачи га-игеля. В многомассовых системах сильное демпфирование в отдель-ом элементе может привести к потере одной степени свободы и ■слаблению демпфирования в других частях системы.

18 I

Для уменьшения общего коэффициента усиления системы демпфирования целесообразно выбирать место установки силового органа гасителя так, чтобы демпфирующее усилие, отнесенное к амплитуде нагрузки на рабочем органе, было минимальным. Для роторного экскаватора ЭРШР-1600 при гашении колебаний в горизонтальной плоскости это отношение составляет 1,05; 6,4; 12,3 соответственно при расположении гасителя в узле крепления роторной стрелы, в узле крепления редуктора механизма поворота и при использовании в качестве силового органа гасителя - двигателя поворота.

На основе сравнения друг с другом различных вариантов демпфирования колебаний металлоконструкций роторного экскаватора в горизонтальной плоскости с учетом вышеуказанных показателей установлено, что наилучшие результаты дает демпфирование колебаний при создании сил, приложенных между роторной стрелой и поворотной платформой, хотя реализация этого способа связана с введением в конструкцию дополнительных элементов (рис.1,г). Удовлетворяет заданным требованиям эффективности также демпфирование при помощи усилий, приложенных к платформе и редуктору поворота. По сравнению с первым способом в этом случае требуются менее существенные дополнения в конструкцию экскаватора, однако возрастает коэффициент передачи системы. Использование быстроходного электропривода поворота экскаватора в качестве активного гасителя колебаний является менее целесообразным.

На примере роторного комплекса, совмещающего в себе функции роторного экскаватора производительностью 5000 м3/час и отва-лообразователя с вантовой стрелой длиной 185 м (проект экскаватора ЭР 5000 30/3 - 230 ПО "Азовмаш") показано, что для обеспечения динамической устойчивости подобных комплексов во всем диапазоне рабочих скоростей вращения ротора необходимо использовать не менее двух активных гасителей колебаний, один из которых установлен в роторной части, а другой - в консольной.

Проведенные экспериментальные исследования экскаваторов различного типа ( ЭРШР-1600, ЭРШРД-5000, ЭРП-2500, ЗРП-1250 ОЦ, Срс(к)-470, Срс(к)-2000 ) показали, что при работе добычных роторных экскаваторов в усложненных условиях (в недостаточно разрыхленном забое) чаще всего преобладает первая форма колебаний металлоконструкций, хотя ее частота СО/ гораздо ниже частоты чередования ковшей СОк- Колебания второй формы реже выражены даже в том случае, когда ее частота (02 близка к сок (в частности, в экскава-

торах ЭРП-2500 и Срс(к)-2000). Следовательно, основной причиной возникновения повышенных колебаний, ограничивающих режимные параметры экскаватора, являются автоколебательные процессы в системе "экскаватор - забой". Поэтому при расчете активных гасителей следует исходить как из условия ограничения резонансных колебаний, так и из условия невозбуждения автоколебаний.

При работе экскаваторов в усложненных условиях амплитуды виброперемещений ротора в вертикальной плоскости достигают 10% от толщины стружки. По данным УкрНИИпроекта и НКМЗ удовлетворительная стабилизация нагрузок, действующих на приводы ротора и механизма поворота, может быть достигнута в том случае, если изменение суммарной площади сечения стружки при колебаниях не превышает 15% от ее расчетной величины, не считая изменение, соответствующее входу и выходу ковшей. Учитывая, что колебания металлоконструкций происходят в двух плоскостях, а также принимая во внимание влияние предшествующей траектории движения рабочего органа на размеры стружки, можно рекомендовать при расчете параметров гасителя задавать допустимую величину перемещения рабочего органа в вертикальной и горизонтальной плоскостях не более 4...5% от номинальной толщины или ширины стружки соответственно.

Из анализа взаимовлияния колебаний отдельных узлов следует, что для гашения колебаний разгрузочной консоли и изгибных колебаний роторной стрелы целесообразно устанавливать отдельные гасители колебаний.

В натурных условиях показана практическая возможность получения достоверной информации о колебательных процессах, необходимой для формирования сигнала управления гасителем, в том числе с выделением гармонических составляющих по основным формам колебаний.

Исследование эффективности предложенных методов демпфирования колебаний роторного экскаватора в вертикальной плоскости проведено на стенде. Параметры модели выбраны из условия подобия частот и форм колебаний. Соотношения между линейными размерами модели и объекта равно 1 : 25. Гашение колебаний осуществлялось при помощи гидроцилиндра, встроенного в подвеску стрелы. Управление движением штока гидроцилиндра производилось в режиме отслеживания сигнала управления по закону Х^ = - кх ¡, где х 1- виброскорость головы стрелы. Постоянная времени привода Тг = 0,1 с. В качестве датчика колебаний использовался акселерометр, а в качестве

гидрораспределителя - электрогидравлический преобразователь тип УГЭ8-12/16.

Экспериментальное подтверждение эффективности активног гашения всех форм колебаний при использовании внутреннего сило вого воздействия в динамической системе с пятью степенями свобод1 получено также на модели роторного комплекса, совмещенного с от валообразователем, выполненной в масштабе 1 : 100. Выбор пара метров модели произведен из условия подобия парциальных часто' модели и объекта.

Сравнение экспериментальных данных с результатами динами ческого расчета, выполненного для указанных моделей, показывае" удовлетворительную ( до 10% ) сходимость, что свидетельствует о до статочной для практического использования точности рекомендуемы; методов определения параметров гасителей.

'4. ПРИМЕНЕНИЕ ГАСИТЕЛЕЙ КОЛЕБАНИЙ В ОТВАЛ ООБРАЗОВАТЕЛЯХ И ПЕРЕГРУЖАТЕЛЯХ

Экспериментальные исследования отвалообразователей с под весками независимого типа (ОШР-5000/95, ПМК-5000/27, ОШС 1500/60, 0111С-4000/125) показали, что при определенных соотношени ях между частотами изменения продольных и поперечных деформацш подвесок коэффициент динамичности по максимальным напряжения? Кдтах в элементах их крепления достигает величины 1,27 при работ конвейера и величины 1,57 при передвижении машины на рельсоша гающем ходу. Учитывая широкий спектр собственных частот колеба ний металлоконструкций и невозможность обеспечения рациональны соотношений между частотами продольных и поперечных деформаци подвесок при изменяющейся загрузке конвейера и неравномерной вы тяжке ветвей подвесок, следует считать целесообразным применени для отвалообразователей активных гасителей колебаний.

Для оценки эффективности активного демпфирования колебг ний, возникающих при воздействии крупнокускового груза, удобн пользоваться показателем Ка — Аср/А /, где Кн - коэффициен влияния повторности действия импульсов, А1 - амплитуда колебани от воздействия единичного импульса, АСр - математическое ожидани амплитуды при действия импульсов со случайным периодом череде вания. Величина единичного импульса, действующего на металлоко* струкцию при сбросе с отвальной консоли куска массой 7/Ц :

Г„А( = (9;

где: тк - масса куска породы; g - ускорение силы тяжести; СО/ -круговая частота колебаний первой фермы; Ду = (1,1..Л,15) - коэффициент, учитывающий взаимодействие куска с барабаном.

Путем математического .моделирования колебаний при различных значениях среднего периода чередования импульсов установлено, что при естественном демпфировании Ка - 1,5...2,9. В то же время при искусственном демпфировании с заданным значением логарифмического декремента 8i ~ 1 математическое ожидание амплитуд уменьшается в 3...4 раза, а среднее квадратическое отклонение в 3...5 раз по сравнению с соответствующими величинами при естественном демпфировании.

Для расчета параметров гасителя предлагается зависимость:

А/Ь - К„р(То (Кдтах " 1) , (Ю)

где А - амплитуда поперечных колебаний подвески, £ - длина подвески, <70 - напряжение в подвеске от статических сил, Кпр = он , (Удоп - дополнительные напряжения в подввеске за счет колебаний. По результатам натурных экспериментов Кщ - 4,5...5,5. Задаваясь значением Кдтах, по формуле (10) определяют А, а затем в результате динамического расчета - коэффициент передачи гасителя.

На основе полученных в результате экспериментальных исследований представлений о колебательных процессах общая модель отва-лообразователя, имеющего 4-х секционную отвальную консоль, может быть представлена в виде системы с 15 степенями свободы. Подобная система громоздка для поиска закона управления демпфирующим воздействием. В этой связи указаны пути ее упрощения для решения частных задач снижения колебаний наиболее ответственных узлов.

При колебаниях в вертикальной плоскости оптимальная расчетная модель активно демпфируемой динамической системы отвалооб-разователя с подвесками независимого типа может быть представлена в виде системы с пятью степенями свободы с учетом продольной и поперечной деформаций двух ближайших к голове консоли подвесок, а также деформации надстройки и подвески противовеса. Применение активного гасителя колебаний, установленного в подвеске Головной секции отвальной консоли и управляемого в функции колебательной скорости движения головы консоли, обеспечивает не только снижение колебаний всех секций, но и ограничение поперечных колебаний подвесок в режиме транспортирования груза и передвижения машины. Дополнительное снижение колебаний подвески второй от головы консоли секции достигается введением управляемого силового воздей-

ствия, имитирующего вязкое сопротивление в шарнире, связывающем друг с другом первые две секции.

Эффективное снижение колебании металлоконструкций по низшей частоте при сохранении устойчивости по остальным формам колебаний достигается в режиме передвижения отвалообразователя с шарнирной подвеской приемно-отвальной части использованием силового воздействия, осуществляемого через гидроцилиндр дополнительной опоры в функции колебательной скорости приемной части машины.

На примере межуступного погрузочного устройства МПУ-5000 (проект ПО Азовмаш) показано, что наиболее эффективным способом снижения колебаний консольной части и моста пролетом 151м является использование управляемых перемещений штока гидроцилиндра, установленного в подвеске консольной части, осуществляемых в функции колебательной скорости моста.

5. ПОВЫШЕНИЕ ВИБРОУСТОЙЧИВОСТИ БУРОВЫХ СТАНКОВ

Экспериментальные исследования колебаний станка шарошечного бурения СБШ-250, установленного в железорудном карьере Лебединского горно-обогатительного комбината, показали, что колебания узлов происходят по 3-м основным формам. Первая форма проявляется, главным образом, в продольных перемещениях бурового става, вторая и третья - в угловых и вертикальных перемещениях платформы за счет деформации опорных гидродомкратов. Численные значения частот колебаний станка таковы, что они лежат в полосе изменения основной частоты возбуждения, определяемой частотой перекатывания трех шарошек по поверхности забоя. Опасность возникновения резонансных колебаний делает невозможной работу станка, в частности, в диапазонах частот вращения става 84...98 и 140... 150 об/мин.

Поскольку колебания первой формы проявляются преимущественно в перемещениях бурового става, то для гашения этой формы ко'лебаний целесообразно использовать управляемые деформации жидкости ХУ1 в гидроцилиндрах подачи става, осуществляемые в функции колебательной скорости става, т.е. по закону (2). Однако колебания по второй и третьей формам при этом демпфируются слабо. В то же время, как показали измерения, среднеквадратические значения виброскорости платформы в месте установки кабины машиниста бурового станка

превышают допустимый санитарными нормами уровень почти в 3 раза, Для гашения вертикальных дг* и угловых ^колебаний станка могут быть использованы управляемые деформации Х}-2 жидкости в рабочих полостях опорных гидродомкратов, осуществляемые по закону

Ху2 = кр(х5 + {/1]ф), (11)

где: кр - коэффициент передачи, /; - геометрический параметр, // -корректирующий множитель. Параметры кр и ¡л определяются по предложенному алгоритму из условия обеспечения заданных значений декрементов колебаний по трем формам.

Достоинством комбинированного воздействия Л"( / и Ху2 является возможность регулирования амплитуды резонансных колебаний как бурового става, так и платформы станка, а недостатком - то, что при его реализации возникает необходимость введения в гидросистему передних опорных домкратов гидроаккумулятора, который снижает статическую жесткость передних опор на 20...30% в зависимости от заданного перепада давления, ограничиваемого требованиями экономичности (мощность силовой установки гасителя не превышает при этом I кВт).

Одновременное гашение всех форм колебаний воздействием только через гидроцилиндр подачи бурового става достигается при использовании закона

СС1 ¿1-Х I - СС2 + аз &<р + хУ1 = 0, (12)

где: СС], СС2, (Хз - постоянные коэффициенты; ^2, - корректирующие множители, используемые для выравнивания значений декрементов колебаний по каждой из форм или для изменения коэффициента динамичности при резонансе по каждой из координат. Однако закон (12) чувствителен к изменению динамических параметров станка. Например, в зависимости от глубины бурения может возникнуть необходимость изменения множителей £2, £3 за счет коррекции коэффициентов усиления сигналов, поступающих от датчиков колебаний.

Анализ вибронагруженности основных узлов бурового станка показал, что для обеспечения виброустойчивости бурового ¿танка во всем диапазоне рабочих режимов расчет параметров гасителей рекомендуется проводить из следующего условия: коэффициенты динамичности по амплитуде виброперемещений опорного узла с буровым ставом и платформы станка в режиме резонанса должны быть ограничены величиной 2,0. При этом коэффициент динамичности по максимальному усилию в механизме подачи бурового става не превышает

значений 1,05...1,08, а среднеквадратические значения виброскорости платформы в месте установки кабины машиниста бурового станка не превосходят допустимый уровень.

6. УМЕНЬШЕНИЕ УРОВНЯ ВИБРАЦИЙ НА РАБОЧИХ МЕСТАХ ОПЕРАТОРОВ МАШИН ДЛЯ ЗЕМЛЯНЫХ

РАБОТ

Пути решения указанной проблемы рассмотрены на примере роторного экскаватора. Поскольку допустимые санитарными нормами уровни вибраций на рабочих местах существенно ниже уровней колебаний металлоконструкций роторного экскаватора в месте установки кабины машиниста, допустимых по изменению параметров стружки и значению динамических нагрузок, то задачу уменьшения колебаний кабины необходимо решать независимо от задачи снижения колебаний металлоконструкций, т.е. в дополнение к последней.

Уровень общей вибрации (виброскорости и виброперемещения) кабины машиниста вскрышного роторного экскаватора ЭРШР-1600, а также уровни вибрации в октавных полосах со среднегеометрическими частотами 2,0 и 4.0 Гц по всем трем направлениям (вертикальном, горизонтальном продольном и горизонтальном поперечном) при работе машины в паспортном режиме превышают величины, допустимые ГОСТ 12.1.012-90, в 1,6...2,5 раза. Вибронагруженность в кабинах машиниста добычных роторных экскаваторов СРс(к) - 2000, ЭРП-2500, ЭРП-1250 ОЦ и СРс(к) - 470 (как общая, так и в октавных полосах со среднегеометрическими значениями частот в 2,0; 4,0; 8,0 Гц) превышает допустимую величину в 1,3...3,5 раза при работе машины в паспортном режиме.

Среднеквадратическое значение виброперемещения кабины в диапазоне частот 0...2 Гц превышает соответствующее значение виброперемещения стрелы в месте установки кабины в 1,3 раза в режиме с преобладанием первой формы колебаний металлоконструкций и в 2 раза - в режиме с преобладанием второй формы колебаний. Это свидетельствует о том, что кабина с подвеской образует колебательную систему, усиливающую вибрацию. Учитывая широкий спектр возмущающего воздействия, следует заключить, что добиться существенного уменьшения степени указанного усиления за счет надлежащего выбора жесткости подвески или введения пассивных контрдинамических систем с нерегулируемой настройкой не представляется возможным. Поскольку уровень вибрации металлоконструкций в месте установки

абины превышает допустимые значения, то применение пассивных асителей колебаний неэффективно, т.к. оно не позволяет добиться 'меньшения уровня вибрации кабины по сравнению с уровнем вибра-цш ее основания в диапазоне низких частот.

Установлено, что предъявляемым требованиям удовлетворяет юдвеска кабины, снабженная комбинированной системой виброза-циты, включающей последовательно связанные друг с другом упругий ьтемент и активный гаситель. При этом колебания кабины с частотой 5олее 4 Гц ослабляются за счет отстройки по частоте в результате вве-1ения упругого элемента, а низкочастотные колебания подавляются отавным гасителем. Управляющее воздействие Л'с представляется в шде:

ТуХу + Ху = - к] У- к2у2, (13)

~де У2 - перемещение кабины, У - кинематическое возмущение, к] и <2 -константы, определяемые по предложенной методике из условия обеспечения рекомендуемых значений коэффициента эффективности шброизоляции в диапазоне возмущений со среднегеометрическими шстотами 1. 2, 4, 8 Гц. Проверка методики проведена на стенде, обоснованном следящими гидроприводами и формирователями управ-(яющего сигнала в аналоговой форме.

Предложенный метод виброзащиты рабочих мест применим не олько для роторных экскаваторов, но и для отвалообразователей, ¡уровых станков и других машин.

7. ОЦЕНКА ЭФФЕКТА ОТ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ РАЗРАБОТАННЫХ МЕТОДОВ СНИЖЕНИЯ КОЛЕБАНИЙ В результате повышения виброустойчивости роторного экскава-ора обеспечивается снижение объема буровзрывных работ и эконо-шя взрывчатых веществ из расчета 330 т и более на 1 млн.м3 выработ-и и соответственно предотвращается выброс в атмосферу от 15 до 30 ыс.м3 ядовитых газов.

Вследствие уменьшения простоев, связанных с отключением при-ода рабочего органа роторного экскаватора при возникновении по-ышенных колебаний, возрастает месячный коэффициент техническо-о использования, что дает прирост годовой производительности до %. Дополнительное увеличение производительности до 2% может ыть получено за счет улучшения качества управления машиной, до-тигаемого при использовании рекомендуемой виброзащитной подве-ки кабины машиниста.

Как результат повышения эксплуатационной производитель ности буровых станков на 28% и уменьшения требуемого их коли чества уменьшается расход сырьевых ресурсов, затрачиваемых н; производство техники, запасных частей к ней, эксплуатационных ма териалов, электроэнергии; в такой же мере снижается попадание 1 окружающую среду загрязнений в виде смазочных и промывочных материалов, утечек масла из гидросистем и т.п.

За счет обеспечения возможности бурового станка работать ш оптимальных режимах при использовании виброзащитных средств ш 30% уменьшается мощность, потребляемая компрессором и приводоу вращения бурового става, в такой же степени снижается расход воздушно-водяной смеси и выделение паров масла из системы охлаждения сжатого воздуха, на 3,5...10% (в зависимости от схемы расположения скважин) уменьшается сейсмическое воздействие на сооружения, коммуникации и откосы карьера, на 10% уменьшается радиус опасной зоны по разлету кусков.

Снижение интенсивности вибраций на рабочих местах до допустимого по санитарным нормам уровня, а также снижение концентрации мелкоизмельченной пыли в зоне обслуживания бурового станкг приводит к уменьшению профессиональной заболеваемости вибрационной болезнью и пневмокониозами.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Основные положения разработанных методов улучшения ди намических свойств металлоконструкций машин для земляных рабо' состоят в следующем:

- использование управляемых сил, приложенных между узлам! металлоконструкций, позволяет повысить статическую и динами ческую жесткость, стабилизировать рабочий процесс и обеспечит! виброустойчивость во всем диапазоне паспортных режимов рабоп машины;

- применение пассивных гасителей, включающих вязко-упруги вставки, не удовлетворяет возрастающим требованиям к виброустой чивости машин для земляных работ, поскольку указанные гасители н обеспечивают необходимого сочетания высоких значений демпфирс вания и жесткости;

- при активном демпфировании колебаний многомассовых дг намических систем целесообразно применять раздельное гашени

лавных форм колебаний, а также использовать силовое воздействие

1т узлы по закону, получаемому по разработанной методике из усло-1ия обеспечения заданных значении логарифмических декрементов ¡ли амплитуд колебаний:

- поскольку колебания рабочего органа оказывают существенное влияние на формирование возмущающих сил и виброустойчивость, выбор параметров активного гасителя необходимо производить прежде всего из условия обеспечения заданных значений амплитуд колебаний рабочего органа при учете ограничений, накладываемых на колебания других узлов и динамические нагрузки в элементах;

- амплитуды резонансных колебаний металлоконструкций и расчетная мощность активного гасителя уменьшаются при увеличении :го коэффициента передачи, максимальное значение которого опреде-тяется из условия собственной устойчивости исполнительного органа т.сителя;

- снижение расчетной мощности гасителя обеспечивается ком-тенсацией статической составляющей давления в гидросистеме гасите-тя, а также форсированием движения исполнительного органа гасителя в периоды, когда фазы демпфирующих и упругих сил совпадают по щаку;

- постоянная времени исполнительного органа гасителя не ока-¡ывает отрицательного влияния на устойчивость многомассовой ак-"ивно демпфируемой системы и может быть учтена при определении ираметров гасителя или компенсирована предложенными способами;

- динамический гаситель с активным элементом, встроенным в другую связь между присоединенной массой и объектом защиты, >беспечивает при управлении по предложенному способу снижение юэффициента динамичности по виброперемешению объекта в режиме >езонанса до 1 и менее при соотношении масс гасителя и объекта не юлее 0,02; гаситель не чувствителен к расстройке по частоте и может ¡ыть рекомендован для снижения изгибных колебаний роторной стре-1Ы, пролетной части мостового перегружателя, а также для уменьше-1ия локальных вибраций.

2. Учитывая, что основными причинами ограничения режимных [араметров роторного экскаватора являются автоколебательные провесы в системе '"экскаватор-забой", а также резонансные колебания онструкций, при выборе параметров гасителей следует исходить из ого, что перемещения рабочего органа при резонансе и автоколеба-;иях не должны превышать 4...5% от номинальной толщины или ши-

рины стружки при колебаниях в вертикальной или горизонтально плоскости соответственно.

Расчетную модель активно демпфируемой системы роторног экскаватора при колебаниях в вертикальной плоскости целесообразн представлять в виде системы с тремя степенями свободы с учетом пс датливости подвесок стрелы ротора и противовеса, кручения рото{" ной стрелы, податливости опорно-ходовой части экскаватора.

Для уменьшения общего коэффициента усиления системы демг фирования целесообразно выбирать место установки силового орган гасителя таким образом, чтобы отношение демпфирующего усилия амплитуде нагрузки на рабочем органе было минимальным.

Для повышения динамической устойчивости экскаваторов - от валообразователей необходимо использовать не менее двух активны гасителей колебаний, один из которых установлен в роторной части, другой - в консольной.

3. Целесообразность применения эффективных средств снижени колебаний в отвалообразователях определяется:

- повышенным уровнем дополнительных напряжений в элемеь тах крепления подвесок при определенных соотношениях между ча< тотами изменения продольных и поперечных деформаций подвесок;

- трудностью обеспечения рациональных соотношений межд указанными частотами при изменяющейся загрузке конвейера и № равномерной вытяжке подвесок.

При колебаниях в вертикальной плоскости расчетная модель а! тивно демпфируемой конструкции отвалообразователя с подвескам независимого типа может быть представлена в виде системы с пять: степенями свободы с учетом продольных и поперечных деформаци двух ближайших к голове консоли подвесок, а также деформации на; стройки и подвески противовеса.

Применение активного гасителя, установленного в подвеске п ловной секции отвальной консоли, обеспечивает снижение колебани всех секций, а также ограничение поперечных колебаний подвесо При транспортировании крупнокускового груза уровень указаннь колебаний снижается в 3...4 раза.

Эффективное снижение колебаний мостовой части межуступно1 перегружателя с пролетом ] 50 м может быть достигнуто при помои демпфирующего воздействия, приложенного к его консольной части.

4. Расчетную модель активно демпфируемой системы бурово1 станка необходимо строить с учетом совместности колебательно!

вижения бурового става, угловых и линейных перемещений плат-)ормы станка. Демпфирующее воздействие может быть создано путем правляемых изменений объема жидкости в рабочих полостях гидро-щлиндров подачи бурового става в функции, являющейся линейной юмбинациен колебательных скоростей бурового става и платформы.

Рациональные параметры гасителя определяются из условия тоо, чтобы коэффициенты динамичности по виброперемещениям )Сновных узлов бурового станка при резонансе не превышали 2,0. При том коэффициенты динамичности по максимальным усилиям в несу-цих элементах не превосходят 1.05.

5. Необходимость применения активной виброзащиты кабин шераторов машин для земляных работ определяется следующим:

- требования санитарных норм вибрации гораздо жестче требо-аний, предъявляемых к уровню вибраций металлоконструкций в мес-ах установки кабин по условиям виброустойчивости и прочности;

- пассивные средства виброзащиты не позволяют добиться меньшения уровня вибраций кабины по сравнению с уровнем вибра-ии ее основания в диапазоне низких частот.

Установлено, что предъявляемым требованиям удовлетворяет омбннированная система виброзащиты, включающая последова-ельно связанные друг с другом упругий элемент и активный гаситель. 1ри этом колебания кабины с частотой более 4 Гц ослабляются упру-им элементом за счет отстройки по частоте, а низкочастотные коле-ания подавляются активным гасителем.

6. Применение разработанных средств виброзащиты позволяет:

- за счет возможности реализации роторными экскаваторами по-ышенных усилий копания и уменьшения объема буровзрывных работ редотвратить выброс в атмосферу от 15 до 30 тыс.м3 ядовитых газов а 1 млн.м3 добычи;

- получить прирост годовой производительности роторного экс-аватора до 4% за счет уменьшения времени простоев и улучшения хамства управления машиной;

- увеличить годовую производительность станка шарошечного урения на 28%, снизить затрачиваемую на бурение мощность на 30%, ,1еньшить выделение загрязнений и пыли на 30%;

- улучшить условия труда обслуживающего персонала.

Основные положения диссертации опубликованы в работах:

1. Панкратов СЛ., Гришин Д. К. О синтезе управляемых динамических систем машин для открытых горных работ // Горный журнал. Изв. вузов. -1970,-№8.-с. 82-84.

2. Гришин Д.К. О стабилизации динамических процессов в металлоконструкциях машин дта открытых горных работ II Докл. VI11 науч.-техн. конф. УДН- - М., 1972. - с. 84-85.

3. Гришин Д.К., Лынский Л.В., Нарыжный П.Ф. Исследование влияния параметров роторных комплексов совмещенного типа на динамические нагрузки в режиме копания // Горный журнал. Изв. вузов. -1973. - № 2. - с. 89-92.

4. Гришин Д. К., Самсон Дини Торофо. Динамика роторных комплексов совмещенного типа при колебаниях в плоскости поворота // Докл. 1X науч.-техн. конф. УДН. - М., 1974. - с. 86-89.

5. Гришин Д.К. Применение кинематического возмущения для стабилизации динамических процессов в металлоконструкциях роторных экскаваторов // Строительные и горные машины. Труды УДН. Сер. Машиностроение,вып. 5.-М., 1976. -с.12-18.

6. Гришин Д.К., Лынский Л.В., Гусев В.Ф. Зависимость динамических процессов в машинах для открытых горных работ от свойств системы грунт -опорное устройство//Материалы XI науч.-техн. конф. УДН.-М., 1976.-е. 59-60.

7. Лынский Л.В., Гришин Д.К. Исследование динамических характеристик роторного комплекса совмещенного типа // Строительные и горные машины. Труды УДН. Сер. Машиностроение, вып. 5. - М., 1976. - с. 18-26.

8. Гришин Д.К., Самсон Дини Торофо. Об активном демпфировании при колебаниях вантовых стреловых конструкций И Вопросы исследования и проектирования машин и оборудования. - М., 1977. - с. 112-119.

9. Гришин Д.К., Гусев В.Ф. Выбор управляющего воздействия при активном демпфировании колебаний металлоконструкций роторного экскаватора//Горный журнал. Изв. вузов. - 1978. -№ 12. -с.117-119.

10. Гришин Д.К. . Гусев В.Ф. Исследование способов демпфирования колебаний металлоконструкций роторного экскаватора в вертикальной плоскости // Строительные и горные машины. Сб. научн. тр. - М., УДН. 1978. -с. 60-65.

11. Гришин Д.К., Кухарчук А.И. К выбору параметров системы активного демпфирования колебаний кабины машиниста роторного экскаватора // Строительные и горные машины. Сб. научн. тр. - М., УДН. 1978. - с. 21-27.

12. Гришин Д.К., Марин В.А. Демпфирование колебаний в стреловых конструкциях, содержащих гибкие элементы большой длины // Строительные и горные машины. Сб. науч. тр. - М., УДН, 1978. - с. 19-21.

13. Гришин Д.К., Ивкин Л.П., Кухарчук А.И. Синтез управляющего воздействия при демпфировании колебаний подвесок кабин // Исслед. двигателей и машин. Сб. науч. тр. - М., УДН, 1980. - с. 92-97.

14. Гришин Д.К., Марин В.А. Формирование управляющего воздействия при активном демпфировании колебанш металлоконструкций отвало-образователя II Шахтный и карьерный транспорт. Вып.6. - М.: Недра, 1980. -с. 285-291.

15. Гришин Д.К., Кухарчук А.И. Уменьшение уровня колебаний кабины машиниста роторного экскаватора // Горный журнал. Изв. вузов. - 1981. -№12.-с.61-63.

16. Гришин Д.К. К оценке силовых и энергетических параметров активных гасителей колебаний // Исследование процессов в строительных и горных машинах. Сб. науч. тр. -М., УДН, 1982. - с. 55-61.

17. Гришин Д.К.. Марин В.А. Демпфирование колебаний в металлоконструкциях отвалообразователя при случайном импульсном нагружении // Шахтный и карьерный транспорт. Вып.9. - М.: Недра, 1984. - с. 252-257.

18. Гришин Д.К., Марин В.А. Экспериментальные исследования динамики отвалообразователя для крупнокускового груза // Шахтный и карьерный транспорт. Вып.9. - М.: Недра, 1984. - с. 257-260.

19. Гришин Д.К. Улучшение динамических характеристик систем активного гашения колебаний металлоконструкций роторного экскаватора // Надежность и прочность машин для добычи и переработки полезных ископаемых. - М.,УДН. 1985. -с. 13-19.

20. Гришин Д.К. К определению рациональных параметров активной подвески кабины оператора землеройной машины // Надежность и прочность машин ддя добычи и переработки полезных ископаемых. - М., УДН, 1985. - с. 33-38.

21. Лынский JT.B., Гришин Д.К. Особенности динамического расчета стреловых конструкций машин для открытых горных работ // Горный журнал. Изв. вузов. -1987. - № 12.-е. 64-66.

22. Гришин Д.К., Лынский Л.В., Луненок Н.И. Динамический расчет межуступного перегружателя // Горный журнал. Изв. вузов. -1989. - № 8. - с. 58-60. ■

23. Гришин Д.К. Виброзащита рабочего места оператора горнотранспортной машины // Исследование горных машин и процессов. Сб. научн. тр. -М.,УДН. 1990.-е. 3-10.

24. Лынский Л.В., Гришин Д.К. Снижение динамических нагрузок в металлоконструкциях мостового погрузочного устройства // Исследование горных машин и процессов. Сб. науч. тр. - М., УДН. 1990. - с. 22-27.

25. Гришин Д.К., Улицкий E.H., Ибеш А.Х. Выбор закона управления и определение параметров системы активного гашения колебаний станка шарошечного бурения II Горный журнал. Изв. вузов. -1994. - № 2. - с. 87-90.

26. Гришин Д.К. Методы повышения виброустойчивости экскаваци-онных машин //Тез. докл. на XXXI науч.-техн. конф. РУДН,- М., 1995. - с. 88.

27. Гришин Д.К., Лутцев В.К. Проблемы повышения виброустойчивости бурового оборудования и экология II Тез. докл. на науч.-техн. конф.

"Геоэкология в нефтяной и газовой промышленности". -М., ГАНГ и. И.М.Губкина, 1995. с. 33.

28. Гришин Д.К. Проблемы создания высокоэффективных среда снижения колебании металлоконструкций машин для земляных и открыть: горных работ// Строительные и дорожные машины. -1996. -№ 4. - с. 33-34.

29. Устройство для гашения колебаний металлоконструкций роторнс го экскаватора: A.c. 708016 СССР, М.Кл.2 Е 02 F 3/26 / Д.К. Гришин, В.<5 Гусев, Л.П. Ивкинидр.-Опубл. 07.01.80,Бюл.№ 1.-4с.

, 30, Роторный экскаватор: A.c. 787559 СССР, М. Кл.3 Е 02 F 3726 / Д1 Гришин, Л.П. Ивкии, А.И. Кухарчук, В.Н. Чаплинский. - Опубл. 25.12.8t .Бюл. №46. -Зс.

31. Устройство для гашения колебаний металлоконструкций роторнс го экскаватора: A.c. 899762 СССР, М.Кл/ Е 02 F 3/26 / Д.К. Гришин, Р.К Подэрни. В.А. Марин п др. - Опубл. 23.01.82, Бюл.№ 3. -4с.

32. Устройство для моделирования колебаний: A.c. 1008517 СССР, Ю F 15 В 21/12 / Д.К. Гришин, А.И. Кухарчук. - Опубл. 30.03.83, Бюл. № 12. - 5 <

33. Устройство для демпфирования колебаний металлоконструкци роторног о экскаватора: A.c. 1062346 СССР, Кл. Е 02 F 3/26 / Р.Ю. Подэрш Д.К. Гришин. В.Ф. Гусев, Л.П. Ивкин. - Опубл. 23.12.83, Бюл. №47. - 3 с.

34. Устройство для гашения колебаний металлоконструкций маши для открытых горных работ: A.c. 1065551 СССР, Кл. F 16 F 15/03 / Д.К. Tpi шин. - Опубл. 07.Ü 1.84. Бюл. № 1. - 3 с.

35. Устройство для подвески стрелы рабочего органа роторного экск; ватора: A.c. 1087622 СССР, Кл. Е 02 F 3/18 / Д.К. Гришин. - Опубл. 23.04.8' Бюл. № 15. - 3 с.

36. Подвеска кабины машиниста роторного экскаватора: A.c. 123452 СССР. Кл. Е 02 F 3/26 / Д.К. Гришин, А.Н. Кривченков, П.И. Ерохин и др. Опубл. 25.12.84. Бюл. № 20. - 3 с.

37. Роторный экскаватор: А.с.1258944 СССР, Кл. Е 02 F 3/18 / Д! Гришин. - 0публ.23.09.86, Бюл. № 35. - 2 с.

38. Способ демпфирования колебаний отвальной консоли и устройств для его осуществления: A.c. 1260458 СССР, Кл. Е 02 F 3/18 / Д.К. Гришин. Опубл. 25.01.86. Бю.т. № 3.

39. Устройство для гашения колебаний металлоконструкций роторн* го экскаватора: А.с.1271941 СССР, Кл. Е 02 F 3/26,9/20 / Д.К. Гришин, Л.1 Ивкин, В.И. Кисенко и др.-Опубл.23.11.86,Бюл. №43.-4с.

40. Роюриый экскаватор: A.c. 1271942 СССР, Кл. Е 02 F 3/28 / Д.1 Гришин, Л.П. Ивкин, С.А. Пустовойт и др. -Опубл.23.11.86, Бюл. №43.-4 с

41. Устройство для демпфирования колебаний металлоконструкци роторного экскаватора: A.c. 1452887 СССР, Кл. Е 02 F 3/26 I Д.К. Гриши: Р.Ю. Подэрни, В.Ф. Гусев, Л.П. Ивкин. - Опубл. 24.12.86, Бюл. №3.-5 с.

42. Устройство для гашения колебаний металлоконструкций роторн* го экскаватора: A.c. 1474222 СССР, Кл. Е 02 F 3/26 / Д.К. Гришин, Л.П. И' кин, В.И. Кисенко и др. - Опубл. 23.04.89, Бюл. № 15.- 3 с.

43. Устройство виброзащиты кабины машиниста экскаватора: A.c. 1537774 СССР, Кл. Е 02 F 9/16 / Д.К. Гришин, А.И. Кухарчук, Л.П. Ивкин и др. - Опубл. 23.01.90. Бюл. №3.-6 с.

44. Рабочее оборудование роторного экскаватора: A.c. 1609879 СССР, Кл. Е 02 F 3/18 / Л.П. Ивкин, Д.К. Гришин, В.К. Фабишевский. - Опубл. 30.11.90. Бюл. №44.-4 с.

45. Роторный экскаватор: A.c. 1609880 СССР, Кл. Е 02 F 3/26 / Д.К. Гришин, Л.П. Ивкин, В.К. Фабишевский, В.Н. Абрамов. - Опубл. 30.11.90, Бюл. №44.-6 с.

46. Виброзащитная подвеска: A.c. 1682680 СССР, Кл. F 16 15/03 / Д.К. Гришин. - Опубл. 07.10.91, Бюлл. № 37. - 4 с.

47. Подвеска стрелы рабочего органа роторного экскаватора: A.c. 1709022 СССР. Кл. Е 02 F 3/26 / Л.П. Ивкин, В.К. Фабишевский, Д.К. Гришин. - Опубл. 30.01.92. Бюл. № 4. - 6 с.

48. Устройство для гашения колебаний металлоконструкций роторного экскаватора: A.c. 1717732 СССР, Кл. Е 02 F 3/26 / Д.К. Гришин, Л.П. Ивкин, В.К. Фабишевский и др. - Опубл. 07.03.92, Бюл. № 9. - 4 с.

49. Способ демпфирования колебаний и устройство для его осуществления: A.c. 1776896 СССР, Кл. F 16 F 15/02 / Д.К. Гришин. - Опубл. 23.11.92. Бюл. №43.-5 с.

50. Буровой станок: Патент России 2004792, Кл. Е 21 С 1/00 / Д.К. Гришин. Р.Ю. Подэрии, E.H. Улицкий, Л.В. Лынский. - Опубл. 15.!2.93, Бюлл № 45-46 - 7 с.

51. Гидромашина. Патент России 2007616, Ki.F 04 В 1/06 / Д.К. Гришин. - Опубл. 15.02.94, Бюл. № 3. - 5 с.

52. Подвеска стрелы рабочего органа роторного экскаватора: Патент России 2059754, Кл..Е 02 F 3/18, 9/14 / Д.К. Гришин. - Опубл. 10.05.96, Бюл. №13.-6 с.

ТТ. т-.

In.

~7ГП О-ХТ'-Чч""""1 —.