автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Обоснование рациональных режимных параметров рабочего процесса авторезонансных вибротранспортных машин

005011153

СУСЛОВ ДМИТРИЙ НИКОЛАЕВИЧ

ОБОСНОВАНИЕ РАЦИОНАЛЬНЫХ РЕЖИМНЫХ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА АВТОРЕЗОНАНСНЫХ ВИБРОТРАНСПОРТНЫХ МАШИН

Специальность 05.05.06 — «Горные машины»

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

- 1 (.!ДР 2012

Екатеринбург - 2012

005011153

Работа выполнена в ФГБОУ ВПО «Уральский государственный горный университет»

Научный руководитель -доктор технических наук, профессор Афанасьев Анатолий Ильич

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Кожушко Герман Георгиевич

кандидат технических наук Глебов Андрей Валерьевич

Ведущее предприятие - ФГБОУ ВПО «Уральский государственный университет путей сообщения»

Защита состоится «15» 2012 г. в 10 часов на заседании диссер-

тационного совета Д.212.280.03 при ФГБОУ ВПО «Уральский государственный горный университет» в зале заседаний Ученого совета по адресу:

620144, г. Екатеринбург, ул. Куйбышева, 30

С диссертацией можно ознакомиться в научной библиотеке ФГБОУ ВПО «Уральский государственный горный университет».

Автореферат разослан « 7 » срезал л 2012 г.

Ученый секретарь диссертационного совета доктор технических наук, профессор

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. В горнодобывающей промышленности процессы транспортирования и классификации твердых полезных ископаемых являются одними из наиболее масштабных и относительно энергоемких операций. На эти операции затрачивается значительная доля энергии, производящейся в нашей стране. При транспортировании и классификации горной массы широко используются вибрационные машины. Практика эксплуатации вибротранспорт-ных машин (ВТМ) показывает, что в результате их усовершенствования можно добиться определенного роста показателей работы горнодобывающего предприятия. Таким образом, дальнейшее развитие вибротранспортных машин имеет важное экономическое значение.

Основными конструктивными элементами являются привод и рабочий орган. В настоящее время наибольшее распространение в горной промышленности получили инерционные, эксцентриковые и поршневые (пневматические и гидравлические) вибраторы. Их работа в области резонанса недостаточно эффективна, так как при изменении технологической нагрузки и других возмущениях колебательная система выходит из нормального рабочего режима.

Альтернативой перечисленным механизмам являются использующие электрическую энергию линейные электромагнитные двигатели. Применение этих двигателей для создания возмущающей или ударной силы позволяет обойтись без сложной трансмиссии, так как передаточным элементом служит тяга. Основными недостатками известных конструкций являются относительно небольшая величина движущего импульса, а также низкий коэффициент полезного действия, что может привести в некоторых случаях к перегреву основного элемента линейного двигателя - обмотки.

В этой связи наиболее актуальными являются исследования, направленные на изучение электромеханических процессов для повышения эффективности работы горных машин с линейными электромагнитными двигателями.

Объект исследования - авторезонансные вибротранспортные горные машины с линейным электромагнитным вибровозбудителем.

Предмет исследования - асимметричные установившиеся и переходные рабочие процессы авторезонансной вибротранспортной машины с линейным вибровозбудителем.

Цель работы - повышение эффективности работы вибротранспортных резонансных горных машин с линейным электромагнитным вибровозбудителем за счет разработки математической модели рабочего процесса, определения их рациональных параметров и совершенствования конструкции.

Идея работы заключается в том, что повышение эффективности рабочего процесса резонансной вибротранспортной машины можно осуществить путем выбора рациональных режимных и конструктивных параметров ВТМ и электромагнитного вибровозбудителя.

I

Р

Научные положения, выносимые на защиту:

1. Амплитуда колебаний рабочего органа определяется параметрами тяговой характеристики электромагнитного двигателя, моментом включения и временем работы его за один период колебаний.

2. Энергоемкость работы резонансной ВТМ с линейным электромагнитным двигателем определяется величиной рабочего зазора, а также временем включения его за один цикл колебаний рабочего органа.

3. Производительность резонансной ВТМ при полубыстроходном режиме транспортирования определяется виброскоростью рабочего органа и возрастает с увеличением асимметрии колебаний. Рациональный коэффициент асимметрии колебаний рабочего органа определяется трибологическими характеристиками горной массы и параметрами вибрации.

4. Электромагнитный линейный двигатель с возрастающей тяговой характеристикой обеспечивает стабильный резонанс при изменении технологической нагрузки и ударном нагружении рабочего органа.

Научная ценность работы заключается в выявлении взаимосвязи электромеханических характеристик электромагнитного двигателя и режимных параметров авторезонансной вибротранспортной машины, а также разработке математической модели рабочего процесса ВТМ.

Практическая ценность диссертации состоит в разработке методики расчета режимных параметров авторезонансных низкочастотных вибротранс-портных машин.

Достоверность основных научных положений, выводов и рекомендаций обоснована корректным использованием положений теории вероятности и математической статистики, методов математического и физического моделирования, апробированных методов экспериментальных исследований и подтверждается удовлетворительной сходимостью результатов теоретических и экспериментальных исследований, относительное расхождение которых не превышает 10-15 %.

Реализация результатов работы. Результаты работы использованы при проектировании авторезонансной вибрационной машины для грохочения хвостов обогащения золотосодержащих руд.

Апробация работы. Основные результаты работы и её отдельные положения докладывались: на Международной научно-технической конференции «Математическое моделирование механических явлений», Екатеринбург, 2011 г.; Международной научно-технической конференции «Транспорт XXI века: Исследование, инновации, инфраструктура», Екатеринбург, 17-19 ноября 2011 г.; «Неделе горняка», Москва, 23-28 января 2012 г.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 7 научных работ в журналах, сборниках научных трудов, материалах международных конференций, в том числе 6 работ в журналах из списка ВАК.

Объем и структура работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения, списка литературы из 112 наименований, содержит 92 страницы текста, 34 рисунка, 13 таблиц, 2 приложения.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЙ

Вибротранспортные машины, к которым относятся грохоты, вибропитатели и вибротранспортеры, широко используются во многих отраслях промышленности и делятся на три группы: дорезонансные, резонансные и зарезонансные. Основным элементом как нерезонансных, так и резонансных вибротранс-портных машин является вибровозбудитель. В зарубежных и отечественных ВТМ, работающих во всех режимах, используются вибровозбудители силового, кинематического или смешанного типов возбуждения колебаний. По конструктивным признакам и способу воздействия на короб вибровозбудители бывают инерционного, эксцентрикового, электромагнитного, гидравлического и пневматического типов.

Наибольшее распространение в промышленности получили силовые вибровозбудители инерционного типа. Главным недостатком инерционных вибровозбудителей является малый ресурс и нестабильность поддержания резонансного режима. В последнее время появились технические решения, позволяющие получить относительно стабильный резонансный режим. Однако и эти решения не позволяют достаточно быстро стабилизировать резонансный режим при ударном нагружении рабочего органа.

Эксцентриковые вибровозбудители создают относительно большие возмущающие усилия и часто применяются в уравновешенных вибрационных резонансных машинах.

Повышение эффективности работы существующих и создание новых вибротраспортных машин неразрывно связано с уточнением теории виброперемещения, основной вклад в которую внесли: Бауман В. А., Блехман И. И., Быховский И. И., Вайсберг Л. А., Гончаревич И. Ф., Джанелидзе Г. Ю., Левен-сон Б. И., Lindner G., Мальцев В. А., Олевский В. А., Пановко Я. Г., Потура-ев В. Н., Спиваковский А. О., Терсков Г. Д., Червоненко А. Г., Фролов К. В., Юдин А. В. и другие известные ученые.

Исследований рабочего процесса резонансных ВТМ с несимметричными колебаниями рабочего органа и случайным изменением коэффициента трения горной массы в настоящее время нет.

Спиваковский А.О. предложил несколько критериев оценки эффективности работы ВТМ: скорость вибротранспортирования (v, м/с), удельные затраты энергии (W, кВт/т), коэффициент динамической эффективности режима вибротранспортирования (кя = у(Лсо2)'', с), коэффициент энергетической эффективности режима вибротранспортирования (&, = у(^‘’,м-т/(кВт-с)).

В приведенных работах исследуется, главным образом, скорость вибротранспортирования, которая определяет производительность ВТМ и, следовательно, при прочих равных условиях, эффективность их работы. Поэтому главной целью конструктивного совершенства ВТМ является достижение максимальной производительности при заданной долговечности и приемлемой энергоемкости. .

Энергоемкость рабочего процесса резонансной ВТМ зависит как от параметров вибротранспортирования, так и от конструктивного исполнения вибровозбудителя. Надежность работы всей ВТМ в значительной степени определяет работоспособность вибровозбудителя, которая, в свою очередь, зависит от режима работы линейного двигателя. Режим работы двигателя определяет тепловую нагрузку двигателя.

Основы расчета электромагнитных двигателей, работающих на постоянном и переменном токе, разработали Алабужев П. М., Буйлов А. Я., Гордон А. В., Дульнев Г. В., Лысов Н. Е., Любчик М. А., Москвитин А. И., Русин 10. С., Ряшенцев Н. П., Тер-Акопов А. К. и др. ученые. .

В исследованиях этих ученых на основе теории подобия электромеханических систем разработаны методики определения основных конструктивных параметров электромагнитных линейных двигателей, а также с использованием законов термодинамики - методы определения температуры основного узла -обмотки. Однако полного подобия в электромагнитных машинах получить практически невозможно, что вызывает необходимость в дальнейшем производить экспериментальную проверку работоспособности двигателя в различных режимах работы. Проведение тепловых испытаний электромагнитного линейного двигателя является длительной (не меньше 2,5 часов) по времени операцией, требующей относительно больших затрат. В связи с этим для повышения эффективности работы вибротранспортных авторезонансных горных машин с электромагнитным линейным двигателем необходимо было решить следующие задачи:

1. Разработать математическую модель движения рабочего органа резонансного питателя - грохота с нелинейным силовым воздействием.

2. Выявить взаимосвязь режимных параметров линейного электромагнитного двигателя и энергозатрат на вибротранспортирование горной массы в «полубыстроходном» и «тихоходном» режимах.

3. Выявить факторы, влияющие на величину асимметрии колебаний рабочего органа, скорость движения горной массы по рабочему органу и обосновать рациональные режимные параметры рабочего процесса резонансной виб-ротранспортной машины с линейным электромагнитным вибровозбудителем.

2. ИССЛЕДОВАНИЕ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА РЕЗОНАНСНЫХ ВИБРОТРАНСПОРТНЫХ МАШИН С АСИММЕТРИЧНЫМИ КОЛЕБАНИЯМИ

Отличие рабочего процесса резонансных ВТМ, имеющих в качестве вибровозбудителя линейный электромагнитный двигатель, заключается в том, что последний работает не постоянно. Он включается при ходе рабочего органа (РО) вперед - по ходу транспортирования материала. Это обусловливает неравенство амплитуд колебаний при ходе РО вперед и назад (А0 ФА]). Амплитуда колебаний РО зависит от закона изменения движущего усилия и при постоянной частоте колебаний определяет скорость транспортирования и, следовательно, производительность ВТМ.

Экспериментальная зависимость тягового усилия от положения рабочего органа ВТМ относительно статического равновесия приведена на рис. 1.

Перемещение РО,м

—*-Ряд1 у = -2Е+06Х9 + ЗЕ+Обх2 + 76154Х + 607 , В2 = 0,98

-»-Ряд2 V = -ЗЕ+07Х3 + 2Е+06Х2 + 57715х + 454 В2 = 0,96

-А-РядЗ у = -ЗЕ+06х3+ 2Е-Ю&Х2 + 37910Х + 283 Я2 = 0,97

Рис, 1. Зависимость движущего усилия линейного электромагнитного двигателя от положения РО ВТМ: ряд 1 - 9 = 5400 А х виток; ряд 2 - 0 = 4700 А х виток; ряд 3 - 0 = 4100 А х виток

Эквивалентная расчетная схема этой ВТМ может без существенной погрешности представлена в виде односвязной одномассовой динамической системы с жесткой заделкой упругого звена.

Движение РО ВТМ рассматривается на нескольких этапах:

Первый этап - свободные колебания (движение РО от верхнего положения назад). Дифференциальное уравнение движения короба на участке свободных колебаний записывается в виде

х + 2пх + а * = 0> (1)

где со - угловая частота собственных колебаний РО, рад/с; п - коэффициент диссипативных потерь, 1/с.

При лг(0) = х0 и х(0) =.х0 общим решением его является функция

*св = е (*о cos to + *~+ ПХ° sin kt), (2)

к

где А2 = а>2-л2.

На втором этапе - включении линейного двигателя 0 < t\ ^ - движущее

усилие изменяется по экспоненциальному закону

^=^0(1-е-*'1). (3)

Соответственно, дифференциальное уравнение движения рабочего органа имеет вид

Х\ + 2щ + co2Xj = |iFo (1 - e'Btl), (4)

где ц'1 = т - масса рабочего органа.

На третьем этапе движущее усилие описывается полиномом третьей степени (F3 = а0 +aix + a2x2 + а3хг), поэтому дифференциальное уравнение движения рабочего органа имеет вид

Зс + ю2* =ф(ао+Д1* + Я2-*2+а3*3); 0<t<t£. (5)

Общее решение дифференциального уравнения имеет вид

*(0 = ^cosp<+-M х,А +x0at +|a3x’jsinp<+-]-f-a0-^a2^ +:^аэ*о Jcospf+

1 с . Г 1 1 Р (6)

+7sl“-+2“-'"T6^^“s2f,''3^“AC“3p''

Так как частота собственных колебаний незначительно отличается от частоты вынужденных, то, пренебрегая в уравнении (6) слагаемыми второй степени малости, перемещение РО за время работы двигателя (t = tB) можно определять из формулы

x(t) = xо cos pt н—-— ахх0 sin pt + (1 - cos pi). (7)

2pm plm

На четвертом этапе движения рабочий орган совершает свободные колебания. Максимальная величина перемещения зависит от скорости рабочего органа в конце второго этапа (x2(tB)). Эта скорость находится из уравнения

б

хг(‘в)=-ЧР^пР1в +а1ло +^а1х1 )ь'пР‘в +^0*1 +^0а1 +^з*о)«*/«в _

~{~а° "3°2Х°2 *Ъ**^ГБ +Зрот“2Х® “п2р,д +^аз"о5”3^-

Длительность четвертого этапа (Г4) находится в первом приближении из формулы

Р'4 = агс18-.. хЛ&й—-, (9)

р{х2Ов)-х0)

где хг(1в) - перемещение РО в конце третьего этапа (в момент выключения двигателя). Таким образом, перемещение РО на четвертом этапе находится из уравнения

*4(*4) = (*2(*в)-*о)соз/’*4 +*2('й)-3>п/>*4- 0°)

Р

Таким образом, амплитуда колебаний РО при движении его вперед находится из уравнения

Ло = х4 (Ц) + х2 Ов ) - *0 • (11)

Уравнения (7)-(11) показывают, что амплитуда колебаний рабочего органа зависит от параметров динамической системы (коэффициента жесткости

опор и массы РО), параметров тяговой характеристики (величины рабочего зазора, закона изменения тягового усилия) и времени включения (работы) двигателя за один цикл колебаний.

Если отношение амплитуд (КА = А\/А0) при движении РО назад и вперед больше 0,6, то его траекторию можно без существенной погрешности принять за синусоиду, имеющую постоянную частоту.

Движение куска горной породы рассматривается на нескольких этапах, продолжительность которых зависит от трибологических характеристик горной массы и параметров колебаний рабочего органа.

Из условия отсутствия скольжения куска назад определяется необходимая величина амплитуды колебаний РО при движении назад (Л]):

л /8 + 8 апа (п)

со2 [(соБ(а + р) - / Бш(а+Р)] ’

где р - угол вибрации, град.; а - угол наклона рабочего органа, град.; со - угловая частота собственных колебаний рабочего органа ВТМ, рад/с; /- коэффициент трения пары: кусок - сталь; А о - амплитуда колебаний рабочего органа при движении вперед, м; g - ускорение свободного падения, м /с2.

Адекватность математической модели проводилась путем сравнения расчетных и экспериментальных скоростей — последние получены на грохоте-питателе с линейным электромагнитным векторным двигателем.

В табл. 1 приведены результаты расчета по имитационной модели (Уа) и определенные экспериментально (Иэ) скорости движения куска гранита при различных амплитудах: для/р =3,33 Гц, р=30°, а = 2°, /„ = 0,41-0,53, /, = 0,33...0,42.

Данные эксперимента свидетельствуют об адекватности данной имитационной модели реальному процессу при случайном изменении коэффициента трения и хорошо согласуются с данными исследований И. Ф. Гончаревича.

Таблица 1

Скорости вибротрапспортировапия куска гранита

№ п/п Амплитуды колебаний Ю, мм Скорости вибротранспортирования, см/с

Ао А, К V,

1 12 12 7,6 6,9-8,2

2 14 14 11 12-13

3 17,3 17,3 15,2 15-17

4 16 15 16,2 14-15

5 19,5 18,5 19,2 19,-21,5

6 21 20 20,2 20-22

7 23 20,5 21,3 21-24

8 24,2 22 21,9 22-26

9 31 26 24,6 24-28

10 32 26,5 24,9 26-28

Для определения влияния асимметрии колебательного процесса на скорость транспортирования были проведены расчеты по имитационной модели при различных соотношениях амплитуд движения рабочего органа назад и вперед:

Ка~А\1 Ао. (13)

Этот показатель (Ка) по аналогии с одной из характеристик режимов нагружения деталей можно назвать коэффициентом асимметрии колебаний. Теоретически он может изменяться от нуля до единицы.

В табл. 2 приведены результаты расчета скорости движения куска гранита (Уа) при различных амплитудах для а = 0°.

Таблица 2

Скорости вибротранспортирования куска гранита

№ п/п Ао, мм У„, см/с

Кл= 1 Кл =0,9 А* =0,8 *,=0,6 *>0,4

1 15 9,7-10.1 11,2-11,3 12,2-12,3 12,9-13,2 12,9-13,1

2 18,5 12,3-12,5 14,8-15,0 14,9-15,3 16,2-16,4 16,3-16,4

3 20 14,0-14,2 16,3-16,4 16,2-16,4 17,0-17,1 17,4-17,5

4 25 18,0-18,2 19,6-19,9 19,8-19,9 19,6-20,0 20,1-20,2

5 29 19,9-20,3 21,3-21,8 21,3-21,8 21,4-21,6 21,7=22,0

Данные таблицы показывают, что асимметрия колебательного процесса влияет на скорость вибротранспортирования и степень этого влияния тем больше, чем меньше' амплитуда.

Степень влияния коэффициента асимметрии на производительность целесообразно производить по относительной скорости (£„= Ул /Ус) - отношения скорости при асимметричных колебаниях (Ка < 1) к скорости при симметричных (Ка = 1) колебаниях.

На рис. 2 приведена зависимость относительной скорости движения куска горной массы от коэффициента асимметрии.

1.4

л 1.35

ё ,3

О.

§ 1.25

.о ‘

5 1.1

5 105

0

1 1

ь-

° 0.95 0.9

0.2 0.4 0.6 0.8 1 1.2

Коэффициент асимметрии колебаний

Рис. 2. Зависимость относительной скорости от коэффициента асимметрии колебаний: ряд 1 -А0=15 мм; ряд 2-Ло=18,5 мм; ряд 3 -А0=20мм; ряд 4-Л0=25 мм; ряд 5 -Л0=29 мм

Из рис. 2 видно, что при амплитудах колебаний до 25 мм рациональное значение коэффициента асимметрии должно быть в пределах 0,85...0,6. При амплитудах колебаний меньше 15 мм скорость вибротранспортирования и, соответственно, производительность машины оказываются недостаточными. При коэффициенте асимметрии меньше 0,6 кусок горной массы практически не движется назад по рабочему органу и увеличения скорости вибротранспортирования не происходит. Уменьшение коэффициента асимметрии требует увеличения амплитуды тока или более раннего включения двигателя для увеличения тормозного усилия при движении рабочего органа назад. Это является нерациональным, так как приведет к дополнительным затратам энергии.

3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА АВТОРЕЗОНАНСНОЙ ВИБРОТРАНСПОРТНОЙ МАШИНЫ С ЛИНЕЙНЫМ ВИБРОВОЗБУДИТЕЛЕМ

Экспериментальные исследования были проведены на опытно-промышленной резонансной ВТМ (рис. 3). Угол наклона поверхности грохочения

“Ряд1

“Ряд2

-РндЗ

~Ряд4

-Ряд5

(рис. 3) изменялся при помощи поворотной рамы, которая с одной стороны шарнирно закреплена на основании. Упругие опоры, выполненные в виде плоских пружин, жестко соединяют рабочий орган с поворотной рамой. Приведенная масса рабочего органа ВТМ изменялась от 100 до 229 кг, т. е. в 22-35 раз превышала массу якоря. При испытаниях моделировалось два режима: ударное нагружение рабочего органа одним куском, горной породы, пуск ВТМ под нагрузкой (на рабочем органе находится горная масса).

Рис. 3. Опытно-промышленный резонансный вибропитатель-грохот

Максимальная величина единичного куска и дробленой горной массы принималась не более 40 % массы РО. Угол вибрации (3=30°. масса РО /Яро = 100 кг, к— Отрр/ пгр0 = 0,2...0,4; высота падения куска И = 0,4...0,6 м; резонансная частота сор = 26,7 рад/с; суммарная жесткость упругих опор С=72000Н/м. Резонансная частота грохота устанавливалась в пределах

2,5... 6 Гц путем изменения жесткостей упругих опор.

Величина максимальных напряжений (Па) в упругих элементах, выпол- -ненных в виде плоских пружин (рессор), находилась из формулы

Фтах (6А'п,их /Лр„(0р Г)(пЪИ ) , (14)

где 7иро - масса рабочего органа, кг; сор- угловая резонансная частота колебаний рабочего органа, рад/с; I - рабочая длина рессор, м; п - число рессор; Ъ и А -ширина и толщина листа рессоры, м.

Относительная перегрузка (£а) упругих опор при падении куска с массой, соизмеримой с массой РО, находилась из формулы

во =Хпах(А +Х„У\ (15)

где А - амплитуда колебаний РО при движении его вниз от положения статического равновесия, мм; Х„ - статическая деформация опор, мм; Хтах - максимальная деформация упругих опор, обусловленная паданием груза, мм.

В практике расчета упругих элементов (пружин) коэффициент запаса прочности принимается в пределах 1,5... 1,8. Следовательно, относительная перегрузка не должна быть больше этой величины.

Обозначим отношение массы куска (тгр) к массе РО (т^) буквой к (к= от,р / /Мр0). Если кусок не отскакивает от РО, что происходит при падении его на

слой горной массы, то, используя закон сохранения количества движения, мож-

но определить его скорость в конце удара из формулы

К2 = [сорА + *(2£Ыпр)0-5](1 +к)л, (16)

где Шр - резонансная частота, рад/с; § - ускорение свободного падения, м/с2; /г -высота падения куска, м; Р - угол вибрации, град.

В первом приближении максимальную деформацию упругих опор можно определить по закону сохранения энергии:

[(1+*)К22+&Ч)2]0Ч''- (17)

На рис. 4 приведена осциллограмма перемещения рабочего органа при падении на него единичного куска (к- отгр/тро= 0,2) с высоты 0,5 м. На рабочем органе в момент падения груза горной массы не было. Кинетическая энергия этого куска была больше максимальной кинетической энергии рабочего органа. Из осциллограммы видно, что в момент удара движущийся вверх рабочий орган практически останавливается.

Рис. 4. Осциллограмма перемещения РО и тока резонансной ВТМ при встречном ударе

Движущее усилие в момент удара и после него изменяется несущественно, о чем свидетельствует осциллограмма тока. После удара РО начинает вновь разгоняться и через 2-4 периода колебаний вибрационный процесс восстанавливается, но уже на другом уровне относительно положения статического равновесия. Рис. 4 показывает, что встречный удар не является опасным для упругих опор.

В результате многочисленных экспериментов был реализован попутный удар куска горной массы без отскока её от рабочего органа (рис. 5). Из осциллограммы видно, что деформация упругих опор в этом случае достигает максимума.

Относительная перегрузка (£„) упругих опор, определенная по формуле (15), для резонансной ВТМ составила 1,6. Таким образом, расчет упругих опор резонансных ВТМ следует вести как на усталостную, так и на статическую прочность.

Рис. 5. Осциллограмма перемещения РО и тока резонансной ВТМ при попутном ударе

Хорошее совпадение расчетных и экспериментальных данных свидетельствует об адекватности методики расчета максимальных нагрузок в упругих опорах резонансных грохотов.

Для оценки влияния переходных процессов на производительность были проведены несколько пусков резонансной ВТМ с технологической нагрузкой. Её величина составляла от 20 до 40 % массы рабочего органа. На рис. 6 приведены осциллограммы перемещения РО и тока в обмотке при к = тфЛ«р0Ю,4, т. е. при значительной перегрузке горной массой ВТМ. Осциллограммы показывают, что выход колебательной системы в стационарный режим как при ударном нагружении, так и при пуске происходит за 3...5 циклов колебаний, что существенно меньше, чем у других типов вибровозбудителей.

Следовательно, потеря скорости вибротранспортирования в этих режимах несущественна. Установлено, что увеличение технологической нагрузки при безотрывном транспортировании уменьшает резонансную частоту.

Рис. 6. Осциллограмма перемещения РО резонансной ВТМ при пуске под нагрузкой:

1 - перемещение РО; 2 - ток в обмотке двигателя

С целью определения рационального режима работы ВТМ, обеспечивающих приемлемую производительность и, как было показано ранее, безопасную тепловую нагруженность, нами были проведены эксперименты, результаты которых (средние значения по 4...6 опытам) приведены в табл. 3 и 4. В опытах 1-6 масса РО была равна 100 кг, а в 7-12 - 205 кг, угол вибрации 30°, угол наклона рабочего органа 2,5°.

Предварительно была определена скорость транспортирования единичного куска и горной массы при помощи киносъемки с частотой 300 кадров в секунду.

На фотографии (рис. 7) видно, что скорость движения горной массы в «полубыстроходном» режиме не отличается от скорости движения единичных кусков, так как положение куска марганцевой руды относительно кусков гранита практически не изменялась. Поэтому дальнейшие опыты проводились с единичными кусками. Оценка степени эффективности выбранных режимных параметров работы ВТМ проводилась по средней скорости движения куска (У,р, см/с), мгновенной мощности на входе в преобразователь (Рвх, Вт) и коэффициенту энергетической эффективности (К3= Рвх/6) (см. табл. 3).

Результаты эксперимента показывают, что рациональный относительный рабочий зазор равен 0,25. При таком рабочем зазоре ВТМ имеет приемлемую производительность и энергетическую эффективность, а также удовлетворительную тепловую нагруженность обмотки двигателя. В 13-й строке табл. 3 приведены результаты перевода двигателя из режима авторезонанса в режим вынужденных колебаний. При этом относительный зазор уменьшился от 0,25 I до 0,1, а частота увеличилась на 15 %. Двигатель был включен в течение 78 % времени цикла. Мощность двигателя возросла в 1,9 раза и составила 750 Вт, а скорость вибротранспортирования уменьшилась с 9 до 2,6 см/с, т. е. в 3 раза.

Рис. 7. Положение горной массы и единичных кусков в начале (а) и конце рабочего органа (в месте выгрузки) (б)

Таблица 3

Результаты эксперимента по определению рационального рабочего зазора электромагнитного линейного двигателя

№ пт Резо- нансная частота /Р,Гц Отно- сит. рабоч. зазор Мощность на входе Р,к, Вт Ток в обмотке У, А Скорость движения горной массы Ут см/с Производится ь-ность Q, кг/с Коэф. энерг. эффективности K3=P/Q, Дж/кг Ср. тепл, мощность />т,Вт

1 5,55 0,166 120 18 5,2 1,04 115 70,5

2 5 0,2 400 23 14,8 2,96 135 111

3 5,4 0,25 390 24 23 4,6 85 93

4 6,65 0,33 595 23 14,8 2,96 200 128

5 4,45 0,416 870 29,5 16,5 3,3 263 209

6 4,2 0,462 900 36 20 4,0 225 320

7 4 0,166 100 16 2,4 0,96 104 46,2

8 3,33 0,2 430 21 5,2 2,08 206 88

9 3,0 0,25 510 24 12,5 5,0 102 94

10 3,2 0,33 790 27 12,5 5,0 158 168

11 3,2 0,462 870 36 6,5 1,3 134 176

12 3,2 0,416 800 29 7,5 1,5 106 158

13 4,5 0,1 750 17 2,6 1,0 750 104

В дальнейших опытах (см. табл. 4) относительный рабочий зазор в двигателе был равен 0,25.

Параметры рабочего процесса авторезонансной ВТМ с линейным электромагнитным двигателем

№ п/п Л. Гц МС Л» Вт Р, Вт А У* см/с V см/с Д/р. см/с *з=Р/й Дж/кг *э, Дж/кг У ^д*, Ас Л, Вт Кл, мм/ мм

1 3,85 100 390 424 16 5,5 3,4 4,6 355 341 1,6 59 0,92

2 3,5 60 845 802 31 8,5 13,6 8,4 102 116 1,86 122 0,75

3 3,85 65 490 451 17 15,2 18,1 6,3 134 149 1,1 51 0,93

4 4,85 80 590 577 21 7,6 7,2 7,0 387 407 1,68 103 0,55

Ч 5,15 60 740 762 26 20 19,5 9,2 148 140 1,56 125 0,61

6 4,35 70 640 690 20 26 21,2 8,4 61 65 1,4 106 0,79

Регрессионные уравнения - зависимость мгновенной мощности (Р) и энергетической эффективности (£,) от амплитуды, частоты и асимметрии колебаний - имеют вид:

Р = -645 + 924/р + 266Лда + 2А\Ка; (18)

Кэ= 1439 - 98Л/Р + 46,2Лдв - 785 Кл. (19)

Сводные корреляционные отношения этих уравнений: г = 0,96...0,98, что свидетельствует о наличии существенной взаимосвязи исследуемых параметров. Уравнения (18)-(20) справедливы для А/р = 3,5...10 см/с, Мщ, = 1...2 А-с и /м-0,6. ..1,0, причем меньшим значениям А/р соответствуют большие значения

Л Для выявления влияния на скорость транспортирования коэффициента асимметрии, амплитуды и частоты при постоянном моменте включения двигателя, когда рабочий орган находится в крайнем нижнем положении, были проведены эксперименты, результаты которых приведены в табл. 5.

Таблица 5

Параметры рабочего процесса авторезонансной ВТМ с линейным электромагнитным двигателем

№ п/п Л, мм /р, Гц см/с кл, мм/мм ГФ, см/с V " расч! см/с Л, Вт •Лдв, Ас Время шах

1 13 5,4 9,7 0,67 23 23,9 92 1,2 50

2 12 3,7 4,5 1,0 3,5 3,4 70 1,8 90

3 13 3,5 4,6 0,85 4,6 4,2 74 1,68 80

4 21 3,0 6,3 0,66 10,0 9,9 99 2,62 125

5 10 3,7 3,7 0.9 0,5 1,0 51,5 1,82 _ 140

6 16 5,55 8,9 0.62 18 19,5 51 0,96 60

Регрессионное уравнение - зависимость скорости от амплитуды, частоты и асимметрии колебаний - имеет вид:

V --9 + 3,4Д/р - 2,9КА.

(20)

Корреляционное отношение этого уравнения г = 0,98, что свидетельствует о наличии взаимосвязи исследуемых параметров.

Уравнения (19)-(21) показывают, что с увеличением асимметрии амплитуды колебаний, скорость, следовательно, производительность ВТМ в «полу-быстроходном» режиме движения горной массы растет, а мгновенная мощность уменьшается.

Рациональное значение коэффициента асимметрии колебаний РО находится в диапазоне 0,6... 0,85. Как показали эксперименты, дальнейшее уменьшение Кл требует более раннего включения двигателя, что приводит к увеличению расхода энергии на транспортирование. Результаты эксперимента показывают, что для обеспечения приемлемой производительности, энергетической эффективности и тепловой нагруженности произведение максимальной величины тока и времени его протекания (Лдв) не должно быть больше 1... 1,2 при частоте не более 5 Гц. При увеличении частоты колебаний это произведение должно пропорционально уменьшаться.

4. ВЫБОР ОСНОВНЫХ КОНСТРУКТИВНЫХ И РЕЖИМНЫХ ПАРАМЕТРОВ АВТОРЕЗОНАНСНЫХ ВИБРОТРАНСПОРТНЫХ МАШИН

Для обеспечения безотрывного транспортирования горной массы при заданной производительности, т. е. скорости движения горной массы, необходимо определить частоту (/р) и максимальную амплитуду колебаний РО.

Максимальная амплитуда колебаний РО для «полубыстроходного» режима движения горной массы определяется из формулы

Используя программу расчета скорости вибротранспортирования, а также конкретные трибологические характеристики горной массы и принимая коэффициент асимметрии колебаний Кл — 0,7, находим скорость вибротранспорти-

При расчете грохотов скорость перемещения горной массы зависит от её гранулометрического состава.

Для обеспечения приемлемой эффективности грохочения необходимо обоснованно принимать скорость транспортирования горной массы. При «по-лубыстроходном» режиме движения горной массы максимально допустимая скорость, при которой обеспечивается прохождение куска через отверстие, равное (0,9. ..0,95У, находится из формулы

^тах — 8

соза

(21)

(2тс/р У Бт(а + р)

рования (V, см/с) для а = 2,5°.

[V] < 0,35(я</)0'5,

(22)

где <1 - диаметр отверстия сита.

Затем определяется площадь просеивающей поверхности (5, м ) грохота из уравнения

5 = (23)

Длина просеивающей поверхности, согласно общепринятым соотношениям между длиной и шириной для грохотов легкого и среднего типов, определяется из формулы

I = (Ж/г)0'5, (24)

где Кр - отношение длины просеивающей поверхности грохота к ширине, равное 1,5...2,7.

По заданной производительности (£?, кг/с) находим массу груза на рабочем органе (/Игр), массу самого РО (т,»):

• «„.“е^/Гп.. (25>

где Ь - длина транспортирующей поверхности РО, см.

Так как технологическая нагрузка обычно составляет 20 % от массы РО, то её (тиро, кг) для грохотов легкого типа можно определить из уравнения

/Иро= 5/Ягр. (26)

При реостатном регулировании тока двигателя необходимая мощность на входе в систему «преобразователь-двигатель» находится, согласно рекомендациям, изложенным в главе 3, по формуле

Р., = Ш (27)

По принятой частоте колебаний и массе рабочего органа определяется приведенная суммарная жесткость опор

Сп = (2тг/р)Чо- (28)

По заданной амплитуде (А) колебаний находится максимальное тяговое усилие в конце хода РО:

РГ=1,2АСП • (29)

Используя тяговые характеристики линейного двигателя (см. глава 3 диссертации), определяют: намагничивающую силу, число витков обмотки, сопротивление обмотки. Максимально допустимый ток обмотки двигателя определим из формулы •

Л = (К,Р-,Л/Я0)0’5, (30)

где К, — отношение периода колебаний РО к времени протекания максимального тока.

Для линейных электромагнитных двигателей без дополнительного обдува воздухом допустимую тепловую мощность можно определить из уравнения

где о™ - коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2 -К); Р - площадь теплоотдачи, м2.

Расчетная тепловая мощность уточняется после определения его геометрических параметров.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В диссертации дано новое решение актуальной научно-практической задачи повышения эффективности работы авторезонансных вибропитателей-грохотов на основе выбора рациональных режимных и конструктивных параметров ВТМ, обеспечивающих повышение производительности и снижение энергоемкости вибротранспортирования горной массы.

1. Разработана математическая модель движения рабочего органа резонансного питателя-грохота с нелинейным силовым воздействием. Установлено, что величина амплитуды колебаний при ходе рабочего органа вперед и, соответственно, коэффициент асимметрии колебаний зависят: от величины рабочего зазора, времени действия движущего усилия, величины смещения фазы движущего усилия относительно фазы колебаний рабочего органа, закона изменения тягового усилия, величины относительного зазора.

2. Для обеспечения приемлемых производительности и энергетической эффективности резонансной ВТМ, а также безопасного теплового режима работы относительный рабочий зазор 5Р должен быть 0,25, коэффициент асимметрии колебаний 0,6... 0,85. Относительный рабочий зазор меньше 0,1 приводит к увеличению частоты колебаний, снижению амплитуды и повышению энергоемкости процесса транспортирования горной массы. Увеличение относительного зазора больше 0,3 приводит к повышению энергоемкости.

3. Для горизонтально расположенного рабочего органа изменение коэффициента асимметрии колебаний с 1 до 0,6 приводит к возрастанию скорости вибротранспортирования и, соответственно, производительности резонансной ВТМ при прочих равных условиях на 10...30 %. Дальнейшее уменьшение коэффициента асимметрии не приводит к заметному росту скорости, так как кусок перестает скользить по рабочему органу назад.

4. Частота колебаний при постоянном рабочем зазоре электромагнитного двигателя зависит от положения рабочего органа и, соответственно, якоря в момент включения. Чем ближе РО к положению равновесия, тем меньше время хода РО назад, тем выше частота колебаний. При включении двигателя в момент, когда РО движется вниз и подходит к положению статического равновесия, резонансные колебания переходят в вынужденные с большей частотой и в

1,5.. .2 раза большими энергозатратами.

5. Увеличение относительной технологической нагрузки свыше 0,2 приводит к снижению частоты колебаний и, соответственно, увеличению длительности включения двигателя, что повышает расход энергии на транспортирование горной массы.

6. Возвращение колебательной системы в стационарный режим как при ударном нагружении, так и при пуске под нагрузкой происходит за 3. ..5 циклов колебаний. Наиболее опасным случаем нагружения упругих опор резонансной ВТМ является попутный удар - падение куска горной массы на рабочий орган, движущийся вниз в момент прохождения им положения статического равновесия.

7. Мощность электромагнитного двигателя резонансной ВТМ возрастает с увеличением относительного зазора. При этом скорость вибротранспортирования горной массы и, соответственно, производительность при прочих равных условиях нелинейно уменьшается. Включение линейного двигателя в момент нахождения РО в заднем положении при постоянном моменте выключения приводит к уменьшению потребления энергии в 1,5 раза и увеличению производительности на 25 % по сравнению с включением двигателя в тот момент, когда РО движется вниз и проходит положение равновесия.

8. Уточненная имитационная модель движения куска с достаточной степенью точности определяет скорость вибротранспортирования и, соответственно, производительность резонансных ВТМ с несимметричными колебаниями при случайном изменении коэффициентов кинематического и статического трения горных пород.

Статьи, опубликованные в ведущих рецензируемых научных журналах, входящих в перечень ВАК

1. Параметры вибротранспортирования горной массы в резонансном питателе с квазигармоническгши колебаниями рабочего органа / Д. Н. Суслов,

B. А. Мальцев, А. А. Чиркова, А. И. Афанасьев // Известия вузов. Горный журнал. 2011. №5. С: 77-81.

2. Суслов Д. Н„ Афанасьев А. И., Косенко Е. А. Рациональный режим работы резонансных вибротранспортных машин с линейным электромагнитным вибровозбудителем // Горное оборудование и электромеханика. 2011. №11.

C. 27-30.

3. Суслов Д. Я, Афанасьев А. И., Косенко Е. А. Результаты и методика тепловых испытаний линейного двигателя грохота // Известия вузов. Горный журнал. 2011. №5. С. 106-109.

4. Математическая модель вибротранспортной машины с асимметричными колебаниями рабочего органа / Д. Н. Суслов, А. И. Афанасьев, Ю. М. Казаков, В. И. Сайтов // Известия вузов. Горный журнал. 2012. №1. С. 87-89.

5. Суслов Д. Н„ Афанасьев А. И. Режимные параметры авторезонансного вибропитателя с линейным двигателем // Новые огнеупоры. 2012. №2. С. 17-21.

6. Суслов Д. Н. Аналитическая модель питателя-грохота с нелинейным силовым воздействием // Известия вузов. Горный журнал. 2012. №1. С. 93-96.

Работа, опубликованная в другом издании

7. Суслов Д. Н., Афанасьев А. И., Косенко Е. А. Переходный процесс в ав-торезонансном питателе: мат-лы Междунар. науч.-техн. конф.: Транспорт XXI века: исследования, инновации, инфраструктура. Выпуск 97 // (1ЖЬ ЭДЛУЖ USURT.RU.). Екатеринбург: Изд-во УрГУПС, 2011. С. 704-708.

Подписано в печать 16.01.2012 г.

Бумага офсетная. Формат 60x84 1/16. Печать на ризографе Печ. л. 1,0. Тираж 100 экз. Заказ 3 <

Издательство УГГУ 620144, г. Екатеринбург, ул. Куйбышева, 30 ФГБОУ ВПО «Уральский государственный горный университет» Отпечатано с оригинал-макета в лаборатории множительной техники издательства УГГУ

61 12-5/2301

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧЕРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ «УРАЛЬСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ГОРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

На правах рукописи

Суслов Дмитрий Николаевич

ОБОСНОВАНИЕ РАЦИОНАЛЬНЫХ РЕЖИМНЫХ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА АВТОРЕЗОНАНСНЫХ ВИБРОТРАНСПОРТНЫХ МАШИН

Специальность 05.05.06 - «Горные машины»

ДИССЕРТАЦИЯ на соискание ученой степени кандидата технических наук

ЕКАТЕРИНБУРГ 2012

ОГЛАВЛЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ.............................................................................. 3

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЙ.............. 6

1.1. Основные конструкции резонансных питателей, грохотов и транспортеров.................................................................................. 6

1.2. Обзор исследований по вибротранспортированию горной массы.... 22

1.3. Задачи исследований........................................................... 31

2. ИССЛЕДОВАНИЕ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА РЕЗОНАНСНЫХ ВИБРОТРАНСПОРТНЫХ МАШИН С АСИММЕТРИЧНЫМИ КОЛЕБАНИЯМИ....................................................................... 32

2.1. Математическая модель асимметричных колебаний

рабочего органа......................................................................... 32

2.2. Стохастическая модель движения груза в резонансной ВТМ......... 43

2.3. Выводы............................................................................ 55

3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА РЕЗОНАНСНОЙ ВИБРОТРАНСПОРТНОЙ МАШИНЫ

С ЛИНЕЙНЫМ ВИБРОВОЗБУДИТЕЛЕМ....................................... 56

3.1. Описание установки, задачи исследований и методика проведения эксперимента............................................................ 56

3.2. Скорость вибротранспортирования горной массы

при асимметричных колебаниях рабочего органа резонансной ВТМ...... 60

3.3. Энергозатраты на транспортирование горной массы

при асимметричных колебаниях рабочего органа.............................. 67

3.4. Тепловая нагруженность линейных электромагнитных

двигателей................................................................................ 73

3.5. Выводы............................................................................ 76

4. ВЫБОР ОСНОВНЫХ КОНСТРУКТИВНЫХ И РЕЖИМНЫХ ПАРАМЕТРОВ РЕЗОНАНСНЫХ ВИБРОТРАНСПОРТНЫХ МАШИН.. 78

4.1. Исходные данные и методика расчета...................................... 78

4.2. Пример расчета параметров резонансной ВТМ с линейным

электромагнитным двигателем............................................................................................................86

ЗАКЛЮЧЕНИЕ..................................................................................................................................................90

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ........................................................................................................................92

ПРИЛОЖЕНИЕ 1..............................................................................................................................................102

ПРИЛОЖЕНИЕ 2..............................................................................................................................................108

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность работы. В горнодобывающей промышленности процессы транспортирования и классификации твердых полезных ископаемых являются одними из наиболее масштабных и относительно энергоемких операций. На эти операции затрачивается значительная доля энергии, производящейся в нашей стране. В процессах транспортирования и классификации горной массы широко используются вибрационные машины. Практика эксплуатации вибротранспортных машин (ВТМ) показывает, что в результате их усовершенствования можно добиться определенного роста показателей работы горнодобывающего предприятия. В связи с этим дальнейшее развитие вибротранспортных машин имеет важное экономическое значение.

Вибрационные машины просты по конструктивному устройству. Основными конструктивными элементами являются привод и рабочий орган. Особенным разнообразием отличаются типы приводов, от схемы которых в большой степени зависит общая конструкция машины. В настоящее время наибольшее распространение в горной промышленности получили инерционные, эксцентриковые и поршневые (пневматические и гидравлические) вибраторы. Их работа в области резонанса недостаточно эффективна, так как при изменении технологической нагрузки и других возмущениях колебательная система выходит из нормального рабочего режима.

Альтернативой перечисленным механизмам являются использующие электрическую энергию линейные электромагнитные двигатели. Применение этих двигателей для создания возмущающей или ударной силы позволяет обойтись без сложной трансмиссии, так как передаточным элементом служит тяга. Основными недостатками известных конструкций являются относительно небольшая величина движущего импульса, а также низкий коэффициент полезного действия, что может привести в некоторых случаях к перегреву основного элемента линейного двигателя - обмотки.

В этой связи исследования, направленные на изучение электромеханических процессов для повышения эффективности работы горных машин с

линейными электромагнитными двигателями, являются актуальной научной задачей.

Объект исследования - авторезонансные вибротранспортные горные машины с линейным электромагнитным вибровозбудителем.

Предмет исследования - асимметричные установившиеся и переходные рабочие процессы авторезонансной вибротранспортной машины с линейным вибровозбудителем.

Цель работы - повышение эффективности работы вибротранспортных резонансных горных машин с линейным электромагнитным вибровозбудителем за счет разработки математической модели рабочего процесса, определения их рациональных параметров и совершенствования конструкции.

Идея работы заключается в том, что повышение эффективности рабочего процесса резонансной вибротранспортной машины можно осуществить путем выбора рациональных режимных и конструктивных параметров ВТМ и электромагнитного вибровозбудителя.

Научные положения, выносимые на защиту:

1. Энергоемкость работы резонансной ВТМ с линейным электромагнитным двигателем определяется величиной рабочего зазора, а также временем включения его за один цикл колебаний рабочего органа.

2. Амплитуда колебаний рабочего органа определяется параметрами тяговой характеристики электромагнитного двигателя, моментом включения и временем работы его за один период колебаний.

3. Производительность резонансной ВТМ при полубыстроходном режиме транспортирования определяется виброскоростью рабочего органа и возрастает с увеличением асимметрии колебаний. Рациональный коэффициент асимметрии колебаний рабочего органа определяется трибологическими характеристиками горной массы и параметрами вибрации.

4. Электромагнитный линейный двигатель с возрастающей тяговой характеристикой обеспечивает стабильный резонанс при изменении технологической нагрузки и ударном нагружении рабочего органа.

Научная ценность работы заключается в выявлении взаимосвязи электромеханических характеристик электромагнитного двигателя и режимных параметров авторезонансной вибротранспортной машины, а также разработке математической модели рабочего процесса ВТМ.

Практическая ценность диссертации состоит в разработке методики расчета режимных параметров авторезонансных низкочастотных вибротранспортных машин.

Достоверность и обоснованность основных научных положений, выводов и рекомендаций обоснована корректным использованием положений теории вероятности и математической статистики, методов математического и физического моделирования, апробированными методами экспериментальных исследований и подтверждается удовлетворительной сходимостью результатов теоретических и экспериментальных исследований, относительное расхождение которых не превышает 10-15 %.

Реализация результатов работы. Результаты работы использованы при проектировании авторезонансной вибрационной машины для грохочения хвостов обогащения золотосодержащих руд.

Апробация работы. Основные результаты работы и её отдельные положения докладывались на: Международной научно-технической конференции «Математическое моделирование механических явлений», Екатеринбург, 2011 г., Международной научно-технической конференции «Транспорт 21 века: Исследование, инновации, инфраструктура», Екатеринбург, 17-19 ноября 2011г., «Неделе горняка», Москва, 23-28 января 2012 г.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 7 научных работ в журналах, сборниках научных трудов, материалах международных конференций, в том числе 6 работ в журналах из списка ВАК.

Объем и структура работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения, списка литературы из 112 наименований, содержит 92 страницы текста, 34 рисунка и 13 таблиц, 2 приложения.

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЙ

1.1. Основные конструкции резонансных питателей, грохотов и транспортеров

Вибротранспортные машины, к которым относятся грохоты, вибропитатели и вибротранспортеры, широко используются во многих отраслях промышленности РФ и за рубежом [1,2]. По отношению частоты собственных колебаний к вынужденным, вибротранспортные машины (ВТМ) делятся на три группы: дорезонансные, резонансные и зарезонансные. Резонансные грохоты, питатели и транспортеры начали использоваться в обогащении и технологических процессах добычи полезных ископаемых в СССР и за рубежом в Германии, Польше и США с 60-х годов прошлого века [3]. Первоначально в СССР они использовались для обогащения угля[4,5]. Как и нерезонансные вибротранспортные машины (ВТМ), они состоят из короба, соединенного упругими элементами с подвижной рамой, которая при помощи амортизаторов установлена на неподвижной раме или фундаменте. Колебания коробу сообщает вибровозбудитель. Вибровозбудитель может устанавливаться как на подвижной, так и на неподвижной раме. Основным конструктивным признаком, по которому резонансные грохоты разделяются на отдельные группы, является число масс, совершающих колебания. Резонансные вибротранспортные машины бывают одномассовые, двухмассовые, трехмас-совые и многомассовые. Основным недостатком одномассовых резонансных машин является передача на неподвижную раму всей инерционной нагрузки. Для устранения этого недостатка ВТМ делается двухмассовой. Уравновешивание сил инерции и, соответственно, уменьшение массы неподвижной рамы является одной из основных задач, которые решаются при создании резонансных ВТМ. Основным элементом как нерезонансной, так и резонансной вибротранспортной машины является вибровозбудитель. В зарубежных и отечественных ВТМ, работающих во всех режимах, используются вибровозбудители силового, кинематического или смешанного типа возбуждения ко-

лебаний. По конструктивным признаку и способу воздействия на короб вибровозбудители бывают инерционного, эксцентрикового, электромагнитного, гидравлического и пневматического типа.

Наибольшее распространение в промышленности получили силовые вибровозбудители инерционного типа [1, 2, 3, 6]. Эти вибровозбудители используются, как правило, в зарезонансных вибротранспортных машинах. Они достаточно просто устроены и позволяют получить как моногармонические, так и полигармонические колебания рабочего органа. При этом рабочий орган - короб, в зависимости от соотношения жесткостей упругих опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях, может совершать круговые, эллиптические и прямолинейные колебания.

Прямолинейные колебания рабочего органа (при вращении вектора возмущающей силы) достигаются путем установки двух валов с дебаланса-ми, вращающимися в разные стороны.

Амплитуда колебаний рабочего органа при использовании инерционных вибровозбудителей регулируется путем изменения величины массы и эксцентриситета дебаланса. Частота колебаний короба соответствует числу оборотов двигателя и, как правило, кратна 50 Гц. Главным недостатком инерционных вибровозбудителей является недостаточный ресурс подшипников дебалансного вала. Практика эксплуатации отечественных инерционных вибраторов типа ИВ-98Н производства завода «Красный маяк» показала, что в отдельных случаях их срок службы не превышает 6 месяцев.

На относительно низких частотах (меньше 10 Гц) инерционные вибровозбудители не применяются, так как для получения необходимой возмущающей силы требуется установка относительно больших дебалансов. В последнее время появились технические решения [7, 8], позволяющие получить относительно стабильный резонансный режим. Однако и эти решения не позволяют достаточно быстро стабилизировать резонансный режим при ударном нагружении рабочего органа.

Эксцентриковые вибровозбудители (приводы) могут сообщать рабочему органу кинематически определенное движение (кинематически определенный привод) или передавать лишь силовые импульсы через упругие элементы (силовой привод). В первом случае эксцентрик соединяется с рабочим органом (коробом) относительно жестким звеном - шатуном. Эксцентриковые вибраторы секционного типа с жестким шатуном позволяют получить поличастотные колебания. Эти вибровозбудители создают относительно большие возмущающие усилия и часто применяются в уравновешенных вибрационных резонансных машинах.

Если эксцентрик передает силовые импульсы через упругие элементы, то закон движения рабочего органа определяется динамическими параметрами самой машины - величиной её масс и жесткостью упругих связей.

В отечественных резонансных вибрационных машинах, как правило, используются эксцентриковые механизмы с упругим шатуном. Они работают на относительно низких частотах - 10... 15 Гц и амплитудах до 8 мм [4]. На рис. 1.1 изображена схема упругого шатуна.

/ | 3 4

Рис. 1.1. Эксцентриковый вибровозбудитель с упругим шатуном и винтовыми пружинами

Шатун (рис. 1.1) состоит из двух частей 1 в. 4, соединенных винтовыми пружинами 2 и 3. Пружина 3 сжимается при движении рабочего органа вперед, а пружина 2 при обратном, что позволяет шатуну работать как упругий элемент при прямом и обратном ходе короба. При монтаже шатуна пружины сжимаются на величину, превышающую двойную амплитуду колебаний рабочего органа.

Вместо винтовых пружин в эксцентриковых приводах могут использоваться резинометаллические упругие элементы (рис. 1.2). Они выполняются в виде нескольких резиновых 1,3 и металлических 2, 4 элементов, объединенных в блоки. Резиновые элементы 7, 3, как правило, привулканизируются к стальным элементам 2, 4 и работают на сжатие или сдвиг. Из-за относительно низких допускаемых напряжений резины резинометаллические блоки имеют повышенные габариты.

Рис. 1.2. Эксцентриковый вибровозбудитель с упругим шатуном и резиновыми блоками

Для уменьшения динамических нагрузок трансмиссии и шатуна эксцентриковый вибровозбудитель (см. рис. 1.3) снабжается противовесом 6 [9]. В этом вибровозбудителе упругий элемент 5 работает на сдвиг. Он выполнен цилиндрической формы, привулканизирован к стержню и втулке шатуна.

Рис. 1.3. Эксцентриковый вибровозбудитель с упругим шатуном и противовесами

В отдельных случаях в качестве упругих элементов используют плоские (рис. 1.4) или винтовые (рис. 1.5) пружины, работающие только при ходе рабочего органа вперед. Плоские пружины установлены в корпусе 1 (рис. 1.3) и соединяют верхнюю и нижнюю часть шатуна.

Рис. 1.4. Эксцентриковый вибровозбудитель с упругим шатуном и плоскими пружинами

На рис. 1.5 изображен упругий шатун, состоящий из двух частей и винтовой пружиной 1 работающей на сжатие только при ходе рабочего органа вперед.

Рис. 1.5. Эксцентриковый вибровозбудитель с упругим шатуном одностороннего действия

и винтовой пружиной

Известны вибровозбудители (рис. 1.6) с жестким шатуном и подвижной подшипниковой опорой. Он состоит из вала 1 с эксцентриком 2, жесткого шатуна 3. Вал 1 установлен в подшипниковом узле 4, который может перемещаться в раме 6. При перемещении подшипникового узла 6 поочередно сжимаются пружины 5, что уменьшает амплитуду колебаний рабочего органа.

5 ? 3

Рис. 1.6. Эксцентриковый вибровозбудитель с жестким шатуном и подвижной

подшипниковой опорой

В некоторых вибротранспортных машинах используют вибровозбудитель, выполненный с плавающим креплением шатуна (рис. 1.7).

Рис. 1.7. Эксцентриковый вибровозбудитель с плавающим креплением шатуна

Эксцентриковый вибровозбудитель (рис. 1.7) имеет амортизатор 3, который при помощи шарниров соединен с рабочим органом машины и трех-шарнирным коромыслом - балансиром. Коромысло 2 соединяется с эксцентриком при помощи шатуна 1. При возрастании скорости вращения эксцентрикового вала изменяются рабочие усилия и ход балансира, при этом увеличивается амплитуда колебаний рабочего органа.

Для уменьшения нагрузок на неподвижную раму был разработан кри-вошипно-балансирный вибровозбудитель [2, 4], состоящий из кривошипа, шатуна, шарнирно соединенного с балансиром, который в свою очередь шарнирно соединен с неподвижной рамой (рис. 1.8). Балансир через две пружины соединяется с коробом, что позволяет передавать усилие со стороны шатуна при движении его вперед и назад.

Рис. 1.8. Кривошипно-балансирный вибровозбудитель

В некоторых резонансных ВТМ шатун вибровозбудителя выполнен из двух �