автореферат диссертации по технологии, машинам и оборудованию лесозаготовок, лесного хозяйства, деревопереработки и химической переработки биомассы дерева, 05.21.05, диссертация на тему:Повышение динамического качества лесопильных рам

'1 V 1

На правах рукописи

Дерягин Руслан Валентинович

Повышение динамического качества лесопильных рам

Специальность 05.21.05 «Технология и оборудование деревообрабатывающих производств, древесиноведение»

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Москва -1998

Работа выполнена на кафедре «Теория и проектирование машин и механизмов» Вологодского политехнического института

Официальные оппоненты - доктор технических наук,

профессор В.В.Андронов доктор технических наук, профессор Г.А.Тимофеев

доктор технических наук, профессор В.Г.Турушев

Ведущее предприятие - ОАО "Северный коммунар", г.Вологда

Автореферат разослан «^<< \ 99^ г.

Защита диссертации состоится на заседании диссертационного Совета Д 053.31.01 при Московском государственном университете леса (141001, Мытищи-1 Московской области) «10« апреля 1998 г. в 10 час. в аудитории №313.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, ЗАВЕРЕННЫЕ ПЕЧАТЬЮ, просим направлять в адрес совета университета леса.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке МГУЛ.

Ученый секретарь диссертационного Совета, доктор технических наук, профессор Ю.П.Семенов.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Решение многих социальных и экономических проблем страны в значительной степени зависит от эффективности работы лесопильно-деревообраба-тывающей промышленности. Повышение эффективности ее работы связано с развитием комплекса машин, обеспечивающих реализацию всех этапов технологического процесса производства пиломатериалов и другой продукции. Особое место при этом принадлежит бревнопильным станкам, играющим главную роль в формировании размеров и качества пиломатериалов. В России основная часть пиломатериалов (более 80%) выпиливается на лесопильных рамах. Их использование обеспечивает эффективную распиловку бревен разного диаметра, а также возможность изменения в широких пределах глубины переработки сырья и достижения наивысшего возможного полезного выхода пиломатериалов. Лесопильные рамы сравнительно дешевы, просты в обслуживании, надежны в эксплуатации. Они успешно применяются не только как самостоятельные технологические единицы, но и в сочетании о другим современным бревнопильным оборудованием.

Возможности лесопильных рам, и, в первую очередь, двухэтажных как весьма гибкого в технологическом отношении оборудования еще далеко не исчерпаны. Динамика же перестройки лесопильной промышленности за последние десятилетия в нашей стране, а также реальности инвестиционной политики в этой отрасли позволяют утверждать, что они еще долго сохранят важные позиции в лесопилении не только в сочетании с другими видами оборудования, но и как головные станки лесопильных потоков.

Однако по ряду показателей лесопильные рамы уступают другим видам современного бревнопилыюго оборудования. Прежде всего это касается их сравнительно невысокой производительности и повышенной виброактивности, обусловленных динамическими свойствами основных механизмов. С учетом этого актуальными задачами остаются дальнейшее совершенствование процессов проектирования и изготовления лесопильных рам, а также разработка предложений по совершенствованию их конструкций, позволяющих улучшить эксплуатационные характеристики. Переход от проектирования машин по конструктивным соображениям к определению их основных параметров по заданным ограничениям позволяет локализовать значительную часть недостатков лесопильных рам. Использование технических решений, направленных на улучшение эксплуатационных качеств лесопильных рам, позволяет заметно снизить виброактивность и повысить их производительность.

Цель работы. Исследование условий повышения динамического качества лесопильных рам, направленного на нормирование их инерционного и вибрационного воздействия, путем выбора их геометрических, кинематических, динамических параметров и разработки технических решений.

Научная новизна. 1.Разработаны модели механизмов и агрегатов лесопильных рам, позволяющие решать задачи атята и синтеза лесопилыю-деревообрабатьгвающего оборудования.

2.Решены задачи синтеза основных систем лесопильных рам с учетом реально существующих ограничений.

3.Установлены возможности улучшения динамических и эксплуатационных характеристик лесопильных рам при использовании оптимальных параметров.

4.Предложены алгоритмы динамического расчета механизмов уравновешивания, механизмов подачи пульсаторного типа, динамической устойчивости рамных пил.

5.Существенно уточнена методика исследования машинного агрегата с учетом упругости звеньев.

6.Предложен рад способов и устройств, позволяющих улучшить эксплуатационные и динамические характеристики лесопильных рам и показана их эффективность.

Результаты работы представляют собой совокупность научно обоснованных технических предложений, позволяющих эффективно управлять динамическими качествами лесопильных рам и их агрегатов как при их проектировании, так и в процессе их эксплуатации. Полученные результаты могут быть также использованы при исследовании и проектировании других видов лесопильно-деревообрабатывающего оборудования и в учебном процессе при подготовке инженеров-механиков.

Реализация работы. 1 .Разработаны методики динамического расчета основных систем лесопильных рам и выбора их параметров, которые положены в основу подсистемы «Лесопильные рамы» САПР деревообрабатывающего оборудования, разработанной по заданию Головного конструкторского бюро деревообрабатывающего оборудования (ГКБД).

2.Результаты теоретических и экспериментальных исследований использованы ГКБД и заводом деревообрабатывающих станков «Северный Коммунар» при проектировании и создании гаммы двухэтажных лесопильных рам сходом пил 700мм, а также при модернизации лесопильных рам с ходом пил 600 мм.

З.ЗДС «Северный Коммунар» и некоторыми предприятиями бывшего Минлесп-рома СССР внедрен ряд предложений по улучшению эксплуатационных характеристик лесопильных рам. В частности, в технологический процесс завода-изготовителя включены операции балансировки коленчатых валов, моментного уравновешивания механизма резания, контроля вибрационных характеристик оборудования.

4.Спроектирован, создан и испытан на стенде экспериментальный образец двухэтажной лесопильной рамы пониженной виброакгивности. Сформулированы основные технические требования и определены параметры механизмов уравновешивания, позволяющих снизить уровень вибрации лесопильных рам на 12 дБ и более.

5.Совместно с ГКБД разработано техническое задание на механизм для снижения виброактивности лесопильных рам, опытный образец которого изготовлен Вологодским опытным заводом ГКБД и испытан на стенде ЗДС «Северный Коммунар».

6.На Соломбальском лесопильно-деревообрабагываю-щем комбинате двухэтажные лесопильные рамы одного из лесопильных потоков оснащены приводами переменной подачи на базе высокомоментного гидромотора. Такие же приводы внедрены на одноэтажных лесопильных рамах одного из лесопильных цехов АООТ «Белозерский леспромхоз» Вологодской области

7.Годовой экономический эффект от внедрения предложений составил 674,35 т.р. (в ценах 1987 г.) Ожидаемый годовой экономический эффект составляет 1600 т.р. (в ценах 1987 г.).

8.Основные результаты исследований изложены в монографии «Вибрация лесопильных рам»: Л.: Изд-во ЛГУ, 1986.

Апробация работы. Достоверность основных теоретических положений, изложенных в диссертации, подтверждена экспериментально при проведении опытов в лабораторных и производственных условиях.

Основные положения диссертации и ее фрагментов докладывались в 1973-1997 г.г. на научно-технических конференциях Вологодского политехнического института. Всесоюзных конференциях и семинарах по уравновешиванию машин и приборов, на научно-технических конференциях Московского лесотехнического института и Ленинградской лесотехнической академии, на координационных совещаниях и объединенных лабораторных совещаниях Центрального научно-исследовательского института механической обработки древесины,(ЦНИИМОД) НПО «Союзнаучдревпром», в Головном конструкторском бюро деревообрабатывающего оборудования (ГКБД) и на заводе «Северный Коммунар», на Соломбальском лесопильно-деревообрабатывающем комбинате и других предприятиях б. Минлеспрома СССР, на советско-шведском симпозиуме в октябре 1987 г. (г.Архангельск).

Публикации. Основные результаты исследований изложены в монографии, научных статьях и изобретениях (в автореферате приведены 33 печатных работы), а также в научных отчетах.

Объем работы. Диссертация состоит из введения, 5 глав, заключения, списка литературы и приложений. Текстовая часть работы, включая рисунки и таблицы, изложена на361 странице исодержит 129 рисунков и 27 таблиц. Список литературы содержит 123 наименования, в том числе 2 на иностранных языках. Приложения к диссертации изложены на 181 странице.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ 1.СОСТОЯНИЕ ПРОБЛЕМЫ, ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ ИССЛЕДОВАНИЙ

В связи с той ролью, которую играют лесопильные рамы в производстве пиломатериалов, а также с особенностями их структуры и воздействия на технологический процесс и окружающую среду они всегда привлекали внимание исследователей. В разное время исследованием процессов резания, разработкой режимов пиления на лесопильных рамах занимались А.И. Агапов, А.Л. Бершадский, Е.М. Боровиков, С.А. Воскресенский, А.Э. Грубе, М.А. Дешевой, Е.Г, Ивановский, К.А. Лейхтлинг, О.И. Михашула, М.Н. Орлов, И.П. Остроумов, A.A. Пижурин, М.Ф. Розенблит, В.И. Санев, Л.С. Сморгон, И.В. Соболев.В.Г. Турушев, В.Р. Фергин, В.Ф. Фонкин, С.М. Хасдан и другие.

Вопросы надежности и долговечности лесопильных рам, их ремонта, сборки и монтажа рассмотрены в работах В.В. Амалицкого,П.С. Афанасьева, В.И. Вызова, В.Ф. Виноградова, Ю.П. Иванищева, P.E. Калитиевского, В.И. Кливера, Е.Г. Кучумова, П.И. Лапина, Л.А. Шабалина, И.И. Шейнова и других.

Рис. 1. Схеш основных динамически?: воздействий на механизмы и агрегаты лесопильных рам и их последствий

Разработке механизмов резания различной структуры посвящены работы А.И. Агапова, А.П. Головачева, Е.Г. Ивановского, Г.Ф.Прокофьева, Х.А. Тухерма, В.Ф. Фон-кина и других.

Исследования механизмов и процессов подачи в лесопильных рамах проводились Г.М. Гернетом, В.Н. Дерягиным, Е.Г. Ивановским, Ю.П. Луниным, B.C. Мельниковым, М.С. Мовниным.Л.А. Фефиловым, В.Я. Филькевичем, В.Ф. Фонкиным, С.М. Хасданом, B.C. Худокуевым, Л.А. Шабалиным и другими.

Вопросы устойчивости рамных пил рассмотрены в работах Е.М. Боровикова, А.Э. Грубе, Ф.И. Зыкова, A.C. Коргушова, П.И. Лапина, A.B. Моисеева, Г.Ф. Прокофьева, С.М. Хасдана, Ю.И. Юрьева и других.

Исследования динамики лесопильных рам, отдельных агрегатов и механизмов, вопросов снижения их виброактивности выполнены Н.Н.Балагуровым, H.H. Бутори-ным, A.B. Грачевым, В.А Коноваловым, И.К. Малаховым, Л.И. Меркурьевым, П.С. Нартовым, В.Г. Новоселовым, Л.П. Потяркиным, A.A. Савинковым, Ю.С. Силичевым, А.К. Скворцовым, В.Я.Филькевичем.Н.Н. Черемных, Л.А. Шабалиным, Д.Ф. Шапиро, И.С. Швальбоймом, Н.К. Якуниным и другими.

Существенный вклад в исследование и развитие конструкций лесопильных рам внесли Е. Кивимаа (Финляндия), Б. Тунелл (Швеция), М. Эстерер (ФРГ) и другие.

Заметную роль в совершенствовании конструкций лесопильных рам играют заводы и фирмы-изготовители, а также научно-исследовательские и конструкторские организации. Среди отечественных организаций в ретроспективе можно отметить институты ВНИИДМАШ и ЦНИИМОД, ЗДС «Северный Коммунар», Головное конструкторское бюро деревообрабатывающего оборудования (ГКБД), Даниловский и Новозыбковский ЗДС и другие. Большой вклад в развитие конструкций лесопильных рам внесли зарубежные фирмы «Содерхамн» (Швеция), «Кархула» (Финляндия), «Эстерер» (ФРГ) и другие.

В соответствии с задачами данной работы основное внимание при анализе уделено исследованиям в области динамики лесопильных рам. При этом наибольший интерес представляло изучение отклика (реакции) механических систем на различного рода на-гружения, так как параметрами отклика в значительной степени определяется интегральное воздействие на систему и на окружающую среду (рис.1).

С целью получения исходных данных для расчета колебательных процессов были составлены алгоритмы расчета для определения главного вектора и главного момента сил кривошипно-ползунного механизма, а также момента, приложенного к кривошипу. Они были реализованы с помощью программы KINSL, которая предназначена для кинематического и силового расчета механизма и входит составной частью в объектную проектирующую подсистему САПР «Лесопильной рамы», разработанную по заданию ГКБД.

На надежности и других эксплуатационных качествах лесопильных рам особенно заметно сказываются колебательные процессы, сопровождающие работу их машинного агрегата (система механизм резания - двигатель), механизма резания, механизма подачи, инструментов (рамных пил). Изучению динамики этих механизмов и агрегатов лесопильных рам посвящен целый ряд теоретических и экспериментальных работ, которые также рассмотрены в разделе 1. Заметное внимание в этом разделе уделено также проблеме выбора геометрических параметров механизма резания.

На основе анализа условий нагружения механизмов и агрегатов лесопильных рам отмечено, что в настоящее время выполнен большой объем исследований, посвященных изучению технологических, экономических, эксплуатационных, динамических и других аспектов применения лесопильных рам в лесопильно-деревообрабатывающей промышленности. В целом они подтверждают существенное влияние динамических процессов на качество обработки, надежность и долговечность лесопильных рам и производственных зданий, на здоровье работающих и на другие эксплуатационные качества лесопильных рам.

В то же время при анализе и проектировании лесопильных рам недостаточное внимание уделяется выбору динамических параметров механизмов, агрегатов и других систем, которые наилучшим образом отвечали бы эксплуатационным требованиям.

В разделе показано, что выбор параметров механизма резания лесопильных рам целесообразно осуществлять в рамках процесса оптимизации.

2. ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИКИ ГЛАВНОГО ПРИВОДА ЛЕСОПИЛЬНОЙ РАМЫ

Динамические процессы, сопровождающие работу главного привода лесопильных рам (машинного агрегата) оказывают существенное влияние на его надежность. Поэтому важной задачей представлялся поиск путей уменьшения динамических воздействий на механизмы агрегата, проектирования его с оптимальными параметрами. Решение задач анализа и синтеза было начато с рассмотрения динамических моделей агрегата.

В разделе подробно сформулированы требования к динамическим моделям машинного агрегата без учета и с учегом упругости связей. Показано несовершенство динамической модели, представляющей машинный агрегат как абсолютно твердое тело. Вместе с тем подчеркнуто, что эта модель должна входить составной частью в модель, учитывающую упругость связей, так как она отображает переносное движение агрегата. В работе использованы дискретные модели, которые формировались по специально разработанным программам с помощью ЭВМ. При этом выяснилось, что при дискретизации модели машинного агрегата лесопильной рамы имеется ряд особенностей. В результате исследований предложен вариант формирования динамических моделей, который не нарушает адекватности их реальным системам.

На базе полученных динамических моделей была рассмотрена в общем виде задача о движении системы механизм резания-двигатель и ее элементов.

Для ее решения были составлены линейные дифференциальные уравнения движения многомассной системы машинного агрегата лесопильной рамы с учетом диссипации. Причем первое уравнение описывало переносное движение машинного агрегата как абсолютно твердого тела, что позволило при решении системы использовать составляющую кинематического возбуждения. После определения этой составляющей система уравнений представляла движение дискретных масс в относительном движении.

При комплексном представлении колебательного процесса решение этой системы находится обычно путем разложения функции Ф1О)

9I(t) = ReVSk>eaaBti

где к - номер гармоники,

i - номер дискретной массы,

СО - угловая частота вынужденных колебаний.

После подстановки этого решения в систему получили систему алгебраических уравнений для комплексных амплитуд при перемещении по любой гармонике.

Решение системы линейных алгебраических уравнений реализовано с помощью стандартных программ F03AHE и F04AKE пакета научных программ NAG. Проблема заключалась также в том, что функция момента двигателя MN(t) не известна, хотя известно ее выражение через неизвестную также величину углового перемещения.

В статическом приближении оказалось возможным итерационное решение. На первой итерации принимали М^* = О, затем вычисляли новое значение MN(K) до тех пор, пока абсолютное значение разности

шах |MN(i)-MN(i-l)|

двух соседних итераций не становилось меньше наперед заданного Б.

Практические расчеты подтвердили быструю сходимость процесса. Алгоритмом расчета предусмотрена возможность учета динамической составляющей момента двигателя. В алгоритме реализован также расчет крутящего момента и напряжения, который позволяет дать оценку напряженного состояния валопровода.

Для реализации алгоритма расчета вынужденных колебаний машинного агрегата на ЭВМ была разработана программа DR.VM, которая включает пять подпрограмм. Кроме того, в четырех файлах размещены входные данные для программы.

Программа позволяет автоматизировать вычисление вынужденных колебаний машинного агрегата при любом числе дискретных масс модели. Это дает возможность при расчетах широко варьировать динамическими и другими параметрами системы.

Применение ЭВМ позволило исследовать влияние различных факторов на поведение реальных систем. Применительно к машинному агрегату это прежде всего касается таких факторов, как динамические параметры упругой системы и характеристики двигателя. Многовариантный характер решения задачи позволил назвать ее вычислительным экспериментом.

Целью вычислительного эксперимента являлось определение влияния динамических параметров упругой системы, силы резания и параметров двигателя на поведение системы и ее элементов. Содержание исследований было отражено в методической сетке вычислительного эксперимента

В качестве оценочных показателей был выбран ряд параметров. Угловые колебания в абсолютном движении коленчатого вала механизма резания и ротора двигателя рассматривались в качестве основных откликов (реакций) системы. Переменные составляющие скоростей коленчатого вала и ротора двигателя вычислялись в связи с тем, что скорости традиционно используются для оценки неравномерности движения машинного агрегата. К тому же скорость ротора определяет механическую характеристику двигателя, которую также необходимо знать для оценки его работоспособности.

Поэтому было предусмотрено определение момента двигателя. Для оценки прочности валопровода в качестве показателя принят момент упругости (крутящий момент). Те или иные коленчатого вала и ротора двигателя) использовались в качестве оценочных показателей в различных экспериментальных исследованиях машинных агрегатов лесопильных рам.

Методической сеткой вычислительного эксперимента было предусмотрено шесть серий опытов.

Расчеты выполнены в соответствии с алгоритмами, упомянутыми выше, и реализованы в диалоговом режиме. При этом вывод результатов возможен как в численной, так и в графической форме при использовании дисплея, АЦПУ и графопостроителя. В основу численного примера положены параметры двухэтажной лесопильной рамы мод. 2Р75-1, которая длительное время выпускается серийно и является основной машиной отечественного лесопиления.

□ С=5 10* Нм/рад. ОС=810* Нм/рад. ОС=ЮЮ1 Н*фад.

Рис. 2. Зависимость приведенного момента двигателя от угла поворота кривошипа при различных значениях приведенного коэффициента жесткости

Результаты вычислительного эксперимента представлены в графической форме. Для примера на рис.2 и 3 показаны зависимости момента двигателя и переменной составляющей момента упругости от угла поворота кривошипа при различных значениях коэффициента жесткости на участке коленчатый вал - ротор двигателя.

Возможности комплекса позволили также в наиболее важных случаях отобразить зависимости откликов не только от угла поворота кривошипа, но и от динамических параметров системы машинного агрегата.

Изучение результатов эксперимента позволяет отметить следующее: — при увеличении номинальной мощности двигателя при прочих равных условиях практически пропорционально ей возрастает пиковое значение его момента;

—увеличение переменной составляющей момента двигателя при сохранении не изменной функции нагружения практически не оказывает влияния на закон движения кривошипа. Мгновенные значения угловых колебаний и скорости остаются при этом без изменения;

V с=о

А С=510' Н-м/ртл-ОС=8101 Н-м/рзд.

Рис.3. Зависимость приведенного момента упругости от угла поворота кривошипа при различных значениях приведенного коэффициента жесткости

— более заметным является влияние момента на закон движения ротора двигателя и на крутящий момент. Однако оно также мало по сравнению с изменением момента. Это связано с тем, что значение момента двигателя несопоставимо мало с вынуждающим моментом, приложенным к кривошипу, а также с тем, что происходит изменение динамических параметров системы из-за изменения приведенного момента инерции ротора двигателя;

—при изменении номинального скольжения двигателя (его «жесткости») происходит практически обратно пропорциональное изменение момента. На остальные показатели эта характеристика двигателя влияет значительно более активно, чем номинальная мощность двигателя;

— суммарная сила резания, отнесенная к поставу пил, не оказывает заметного влияния на количественные значения (за исключением момента двигателя) оценочных

показателей. Но качественное влияние, связанное с изменением первой гармоники момента М,, просматривается достаточно четко;

— коэффициент жесткости привода, который прежде всего определяется жесткостью ременной передачи и упругой муфты, существенно влияет на законы движения элементов агрегата, момент двигателя и упругий момент, в значительной степени предопределяющий прочность валопровода системы. Причем это влияние примерно в одинаковой степени сказывается как на законе движения ротора двигателя, так и кривошипа, хотя колебания ротора растут интенсивнее колебаний кривошипа. При увеличении жесткости привода заметно увеличиваются момент двигателя, который довольно быстро приближается к критическому значению, и крутящий момент, который уже при С = 1-Ю6 Н-м с

■ учетом постоянной составляющей превышает допустимое значение.

Увеличение приведенного момента инерции механизма резания, которое может быть обеспечено в первую очередь за счет изменения момента инерции маховика, благоприятно сказывается практически на всех принятых оценочных показателях. Причем, эффективность такого управления достаточно велика.

Для проверки основных теоретических положений и установления реальных откликов системы машинного агрегата на различные воздействия было выполнено несколько циклов экспериментальных исследовании Машинных агрегатов двухэтажных лесопильных рам в условиях лесопильного производства и на обкаточных стендах завода-изготовителя «Северный Коммунар». В данной работе рассмотрены два таких цикла.

При реализации первого цикла проводились исследования системы механизм резания - двигатель лесопильных рам мод. 2Р80-1 и 2Р80-2 в условиях их опытной эксплуатации на ЭПЗ «Красный Октябрь» ЦНИИМОДа.

Во втором цикле выполнены экспериментальные исследования машинных агрегатов серийных лесопильных рам мод. 2Р75-1 в условиях завода-изготовителя.

Примеры записей мгновенной мощности двигателя и скорости его вращения приведены на рис.4 и 5. Анализ результатов исследований позволил отметить следующее:

— кинематические показатели, характеризующие колебания коленчатого вала лесопильной рамы и ротора двигателя, по форме и величине весьма близки к расчетным значениям, полученным для того же диапазона динамических параметров машинного агрегата. Основной составляющей колебательных процессов является вторая гармоника, хотя во многих случаях хорошо просматривается и первая гармоника;

— крутящий момент, определенный через деформацию валопровода, по форме и величине близок как к расчетным значениям, так и к значениям, полученным путем тензо-метрирования коленчатого вала;

— при изменении массы поступательно движущихся частей за счет установки различного числа пил практически прямо пропорционально изменяется и пиковое значение перемещения коленчатого вала;

— в установившемся режиме работы машинного агрегата колебания ротора двигателя сопровождаются биениями низкой частоты (примерно 1,7 Гц). Это соответствует разности частоты вращения ротора двигателя и частоты второй гармоники инерционного возбуждения. За счет биений пиковое значение угловых перемещений ротора двигателя

возрастает по сравнению о вынужденными колебаниями в 1,5-2 раза;

—предварительная вытяжка ремней и их подбор по длине не исключили неравномерность натяжения ремней. Один-два ремня постоянно работали в параметрическом резонансе, совершая интенсивные поперечные колебания;

НМТ НМТ

Рис. 4. Пример записи мгновенных мощностей и момента (лесопильная рама модели 2Р80-1, высота бруса 150 мм.)

— изменение жесткости передачи за счет изменения числа ремней влияет на колебания коленчатого вала. Разница между его максимальным и минимальным угловым перемещением при любых сочетаниях ремней в передаче не превысила 3 0%. Вместе с тем угловое перемещение ротора двигателя изменяется в более широких пределах. В опытах его максимальное значение почти в 5 раз превышало минимальное (остальные значения - не более, чем в 1,8 раза). Деформация валопровода (а следовательно, и крутящий момент) при максимальной его жесткости увеличивается в 1,4 раза;

— коэффициент неравномерности хода коленчатого вала изменялся в опытах в пределах 0,04 - 0,05. Этот же коэффициент для ротора двигателя изменялся в пределах 0,0066 -0,032 (при изменении числа ремней от I и выше) и 0,0182 - 0,032 (при изменении числа ремней от 2 и выше). Причем отмеченные результаты получены при вычислении

коэффициентов неравномерности хода как через угловые перемещения, так и через угло-

двигателя и коленчатого вала от угла поворота кривошипа (постав пил 12 шт., в передаче ремней 7 шт.)

— при максимальном значении углового ускорения ротора двигателя (зафиксировано при 5 ремнях в передаче) пиковое значение приведенного момента сил инерции ротора в 2,3 раза превышает номинальный приведенный момент двигателя;

— при работе машинного агрегата в переходных режимах разгона и выбега при любом количестве ремней передачи не зафиксировано увеличения колебаний при прохождении резонанса по первой собственной частоте.

В работе большое внимание уделено выбору динамических и конструктивных параметров машинного агрегата.

Проектирование машинного агрегата лесопильной рамы обычно сводится к определению требуемого момента инерции системы как абсолютно твердого тела по заданному коэффициенту неравномерности хода механизма резания. В то же время неравномерность его хода не всегда так жестко ограничена, как это обычно принято, и очевидно синтез системы по одному ограничению не позволяет учесть некоторые важные факторы в управлении движением агрегата, сужая возможности оптимизации его параметров и конструкции в целом. Очевидно, что более широкими возможностями при реализации управления движением обладают динамические модели системы, в которых учтена упругость связей.

Наиболее важное ограничение, которое определяет работоспособность агрегата в целом, обусловлено необходимостью выполнения двигателя условий, обеспечивающих работу двигателя в устойчивом состоянии (в докритической зоне нагружения).

Основными динамическими параметрами системы являются инерционные коэффициенты и коэффициенты упругости, от которых зависят частоты собственных колебаний, частотные отношения, коэффициенты динамического усиления и др. Их выбор в значительной степени определяет динамические качества системы, законы движения отдельных элементов и системы в целом, а также напряженное состояние валов и других элементов.

С учетом влияния приведенных моментов инерции и коэффициента жесткости на движение агрегата и его элементов возникает вопрос о выборе оптимальных значений этих параметров. Очевидно, что в этом случае задача становится многокритериальной. В зависимости от конкретных задач проектирования при оптимизации могут быть выбраны различные целевые функции.

Показано, что проектирование машинного агрегата с учетом упругости связей существенно отличается от случая, когда он рассматривается как абсолютно твердое тело. Причем, основные резервы совершенствования управления его движением связаны с реализацией оптимального распределения масс на валах ротора двигателя и кривошипа и использованием между ними связей с большей податливостью.

3. ИССЛЕДОВАНИЕ ВИБРАЦИЙ СТАНИН ЛЕСОПИЛЬНЫХ РАМ

Станина лесопильной рамы как несущая конструкция воспринимает результирующие нагрузки, приложенные к кривошипно-ползунному механизму резания. Через нее и фундамент нагрузки передаются окружающей среде. Реакция станины и фундамента на действие возмущающих факторов силового, инерционного и кинематического характера оказывает существенное влияние на эксплуатационные качества лесопильной рамы и окружающую среду. С учетом этого в работе заметное влияние уделено проблемам динамического анализа и синтеза упругой системы станины.

На основе анализа выяснилось, что для реализации возможностей более эффективной виброзащиты окружающей среды и станины необходимо добиваться существенного снижения связанности колебаний парциальных систем станины и фундамента. Для этого частота собственных колебаний парциальной системы фундамента должна более чем в два раза превышать частоту вращения кривошипа лесопильной рамы, а низшая частота собственных колебаний станины должна быть заметно меньше частоты второй гармоники возбуждения. При выполнении этих условий поперечные колебания станины лесопильной рамы могут изучаться отдельно, т.е. парциальная система станины может рассматриваться как самостоятельная динамическая модель.

Динамические параметры и характеристики упругой системы станина-фундамент наиболее достоверно могут быть определены экспериментальными методами. Опытные оценки при натурных испытаниях тем более важны, что при расчете упругих систем приходится пользоваться приближенными значениями коэффициентов упругости, частот собственных колебаний, характеристик демпфирования и т.д

С учетом этого в течение многих лет проводились экспериментальные исследования вибраций станин лесопильных рам по заказам ЗДС «Северный Коммунар», лесопиль но-деревообрабатывающих предприятий страны, ГКБД. При этом основное внимание (если иметь в виду объемы наблюдений) было уделено исследованиям вибраций станин на обкаточных стендах завода-изготовителя.

Исследования проводились как в рамках специально поставленных экспериментов, так и путем систематических измерений вибраций станин в процессе испытаний лесопильных рам на сборочных стендах завода-изготовителя.

В работе представлена часть результатов, которая включает как исследования серийных лесопильных рам и лесопильных рам новой гаммы, представляющих их головные образцы или нулевую серию, так и исследования опытных образцов лесопильных рам с целью корректировки их динамических параметров. Среди этих исследований можно отметить, в частности, опыты по определению поперечных прогибов станины лесопильной рамы под действием сил, действующих как в направлении, совпадающем с направлением подачи бревна, так и в направлении, перпендикулярном направлению подачи бревна, с целью определения такого важного динамического параметра станины, как коэффициент жесткости; опыты по определению частот собственных колебаний станины и их виброперемещений при вынужденных колебаниях; опыты по определению влияния геометрических, динамических параметров станин и технологических факторов на их собственные и вынужденные колебания и др.

Для повышения эффективности экспериментальных исследований вибраций, создания предпосылок для автоматизации процесса диагностирования динамического состояния лесопильных рам и других машин был предложен и обоснован метод определения динамических параметров и характеристик упругих систем при анализе их вынужденных колебаний.

В данном разделе этот метод проиллюстрирован применительно к анализу упругой системы фундамент- грунт. С учетом малой связности вертикальных колебаний фундамента с его колебаниями по другим координатам рассмотрена его модель с одной степенью свободы, совершающая полигармонические движения при инерционном возбуждении.

В результате решения уравнения движения с учетом демпфирования, преобразования значений амплитуд колебаний по первой и второй гармоникам получено их соотношение, которое зависит от частотного отношения.

Оказалось, что для определения частотного отношения достаточно знать амплитуды вынужденных колебаний и углы сдвига фаз по первой и второй гармоникам. Эти параметры могут быть получены при расшифровке виброграмм.

При известных частотном отношении и технических данных лесопильной рамы остальные динамические параметры и характеристики упругой системы определяют расчетным путем.' ::'' ' • ■.. :

Предложенная методика была применена, в частности, для определения динамических параметров системы фундамент-основание лесопильных рам на промплощадке Соломбальского ЛДК. Измерения вибраций фундаментов проводились в обоих лесопильных цехах (производствах) комбината. Проведены исследования фундаментов вось

ми лесопильных рам (по четыре в каждом цехе).

Рассмотренный метод применим также для исследования и других линейных систем с полигармоническим инерционным возбуждением колебаний. В системах с гармоническим инерционным возбуждением колебаний или при использовании для исследования динамических характеристик специального гармонического вибровозбудителя колебания системы необходимо записывать при кратных частотах возбуждения.

Из-за сравнительно больших значений виброперемещений станин в поперечных направлениях естественно возникли предположения об их влиянии на качество выпиливаемых пиломатериалов. Однако такие предположения не были подтверждены экспериментально.

С учетом отмеченного в производственных условиях были проведены экспериментальные исследования вибраций станин лесопильных рам и их влияния на качество вырабатываемых пиломатериалов.

В результате исследований было установлено, что в изученных условиях вибрации станин лесопильных рам не сказываются заметно на качестве вырабатываемых материалов, если пользоваться установленными стандартными допусками. Вместе с тем, можно предположить, что при имеющейся тенденции изменения качественных показателей под влиянием вибрации эта проблема может стать актуальной при ужесточении допусков и при увеличении пиковых значений виброперемещений станин.

Анализ колебаний станин позволяет оценить влияние различных факторов на частоты их собственных колебаний и наметить пути управления их величиной уже в процессе проектирования.

При решении задач проектирования наибольший интерес представляет синтез упругой системы станины, т.е. определение ее основных динамических и геометрических параметров по заданным условиям. В этом случае основные ограничения связаны с необходимостью отстройки упругой системы от резонанса при обеспечении требуемых эксплуатационных характеристик. С учетом отмеченного, заметное место в работе было отведено выбору допустимых значений низших частот собственных колебаний в плоскости движения кривошипно-ползунного механизма и в перпендикулярной ей плоскости.

При этом определилось, что отстройка от резонанса и обеспечение достаточно эффективного гашения вибраций при одновременном снижении связности парциальных систем станины и фундамента в плоскости движения механизма резания могут быть реализованы в том случае, если первая частота собственных колебаний станины превышает частоту первой гармоники возбуждения, но не достигает значения частоты второй гармоники (оптимальным является соотношение С0]1у = 1,6со0).

В плоскости, перпендикулярной плоскости движения механизма, в зависимости от конкретных условий проектирования колебания станины могут совершаться как в доре-зонансной, так и в зарезонансной зонах. Для обеспечения требуемого динамического качества необходимо иметь соотношение соответственно

На основе сформулированных требований к динамическим качествам станины рассмотрены вопросы ее синтеза, связанные с определением основных геометрических размеров, которые позволяют обеспечить заданные упругие и инерционные коэффициенты, т.е. необходимое значение первой частоты собственных колебаний станины.

На основании исследований, выполненных в разделе, можно отметить следующие основные результаты:

— с учетом низкочастотного характера вибраций двухэтажных лесопильных рам для их оценки удобнее всего использовать пиковые значения виброперемещений. Виброперемещения наилучшим образом отвечают также целям диагностики, так как они пропорциональны силовым воздействиям;

—пиковые значения виброперемещений станин и фундаментов лесопильных рам изменяются в широких пределах. Максимальных значений они достигают при работе вблизи резонанса. К сожалению, данный режим работы станин лесопильных рам встречается довольно часто. Это связано с тем, что динамические параметры системы станина-фундамент и парциальных систем при проектировании назначаются исходя из конструктивных соображений без учета их влияния на динамические процессы;

— результаты расчетов и экспериментальных исследований показывают, что ди-

ип.ппта^т'Ш 14 гтгмгаплп» «Т» irfAT И~Т'ТЛ\"1"ТТТ1Т1 ПОРППМТ1Т ITT TV

IIUlttU JI/VlUIMtl Wii^iитшццшии^1""1 ' J nuvj u^ju. ..и.... J.'i.i^u. ..«vvi.iuiui.u..

рам, можно эффективно управлять. При этом главные задачи управления состоят в том, чтобы обеспечить оптимальные значения низших частот собственных вертикальных колебаний основной и парциальных систем. Низшая частота собственных вертикальных колебаний системы станина-фундамент должна превышать частоту второй гармоники не менее чем на 10%. В этом случае гарантируется отстройка от резонанса при возбуждении колебаний как по первой, так и по второй гармоникам.

— низшая частота собственных колебаний парциальной системы фундамента в плоскости движения механизма резания о целью максимально возможного уменьшения связанности с парциальной системой станины также должна превышать удвоенную частоту вращения кривошипа не менее чем на 10%. Но во избежание возникновения резонанса данная частота должна быть ниже частоты третьей гармоники возбуждения колебаний;

— низшая частота собственных колебаний парциальной системы фундамента в плоскости, перпендикулярной плоскости движения механизма резания, исходя из тех же соображений, должна превышать частоту вращения кривошипа не менее чем в 1,4 раза;

—низшая частота собственных поперечных колебаний станины и плоскости движения механизма резания должна в среднем в 1,6 раза превышать частоту вращения кривошипа. Это позволяет получать максимальный эффект снижения вибраций станины за счет ее виброизоляции путем подбора динамических параметров и максимально уменьшить связанность колебаний станины с колебаниями фундамента;

— низшая частота собственных колебаний станины в плоскости, перпендикулярной плоскости движения механизма резания, должна бьггь ниже частоты вращения кривошипа не менее чем на 10%. Допустим также вариант, коща она превышает частоту первой гармоники колебаний на такую же величину;

—управление низшими частотами собственных колебаний упругих систем реали

зуется путем выбора их динамических параметров. В первую очередь, это касается приведенных значений коэффициента жесткости и массы (момента инерции). Парциальная частота собственных колебаний станины может быть откорректирована как за счет изменения ее жесткости, так и путем перераспределения ее массы. Последний вариант связан, как правило, с увеличением материалоемкости машин, поэтому он должен использоваться лишь в крайних случаях;

—повышение парциальных частот собственных колебаний фундамента можно обеспечить при прочих равных условиях за счет уменьшения его массы и моментов инерции относительно соответствующих осей;

—динамические характеристики и параметры станин зависят от многих факторов технологического и конструктивного характера. Это позволяет их использовать для диагностики лесопильных рам (путем расшифровки собственных и вынужденных колебаний станин и фундаментов);

— станины лесопильных рам обладают различной демпфирующей способностью при поперечных колебаниях в плоскости движения механизма резания и в перпендикулярной ей плоскости;

—динамические параметры, близкие к оптимальным значениям, имеют станины двухэтажных лесопильных рам мод. РД50-3 и мод. 2Р75-1. В частности, станина лесопильной рамы мод. 2Р75-1 может рассматриваться в качестве образца, к параметрам которой необходимо стремиться при проектировании станин двухэтажных лесопильных рам. Допустимые пиковые значения виброперемещений этой станины на уровне подающих вальцов в плоскостях движения и перпендикулярно ей для выходного контроля установлены в результате исследований не более 0,3 и 0,4 мм соответственно (испытания проводились на обкаточных стендах завода-изготовителя). Для менее благополучной в динамическом отношении станины лесопильной рамы мод. 2Р75-2 они составляют 1,3 и 0,8 мм соответственно;

— значения параметров вибраций станин в условиях лесопильно-деревообра-батывающего производства в значительной степени зависят от динамических параметров фундаментов, вибрации которых регламентируются СНиП, а также от условий эксплуатации лесопильных рам. Эти условия не определяются параметрами лесопильных рам, поэтому установление норматива допустимых значений вибрации станин представляется нецелесообразным. Вместе с тем виброперемещения станин на уровне вальцов величиной более 1,5 мм требуют анализа динамических параметров системы фундамент-грунт и принятия соответствующих мер строительного характера;

—улучшение динамических характеристик лесопильных рам за счет выбора оптимальных динамических параметров станин и фундаментов, обеспечивающих гашение их вибраций методами пассивной виброизоляции, существенно улучшает их эксплуатационные качества при заданном уровне возбуждения. Очевидно, что полученные результаты могут быть заметно улучшены, если будут созданы условия для локализации или ликвидации источника вибрационных воздействий, которым в лесопильных рамах является в основном инерционное возбуждение.

4. ИССЛЕДОВАНИЕ УСЛОВИЙ СНИЖЕНИЯ ВИБРОАКТИВНОСТИ ЛЕСОПИЛЬНЫХ РАМ

Оптимизация динамических параметров системы лесопильная рама-фундамент позволяет существенно улучшить ее динамические качества и уменьшить ее вредное влияние на окружающую среду. Но при этом инерционное возбуждение остается неизменным и отклики (реакции) системы, хотя они и могут быть заметно уменьшены, попрежнему имеют весьма большой уровень. Поэтому снижение виброактивности лесопильных рам за счет уменьшения инерционного возбуждения является одним из главных направлений улучшения их динамических качеств.

Одним из эффективных путей снижения виброактивности лесопильных рам является уравновешивание сил инерции. Проблемы, которые возникли при реализации различных предложений по уравновешиванию лесопильных рам, потребовали дополнительной проработки. В частности, была предложена конструкция лесопильной рамы, позволяющая управлять динамическими процессами, которые сопровождают работу механизмов уравновешивания. Для выбора динамических параметров механизмов уравновешивания были проведены теоретические и экспериментальные исследования. Оценка принятых технических решений была дана и результате исследований экспериментального образца двухэтажной лесопильной рамы.

Основная задача, которая возникла при создании экспериментального образца лесопильной рамы пониженной виброактивности, была связана с необходимостью создания условий, обеспечивающих защиту механизмов уравновешивания от неблагоприятных динамических воздействий. Данные условия были учтены при разработке схемы лесопильной рамы с уравновешенным механизмом резания. При этом была поставлена задача уравновешивания лишь первых гармоник главного вектора сил инерции и главного момента сил инерции механизма. Такое упрощение оправдано, так как вторая гармоника результирующих сил инерции мала по сравнению с первой, и система уравновешивания получается сравнительно простой.

В схеме лесопильной рамы реализован метод Ланчестера. С коленчатым валом соединены противовесы, размещенные на соосных с ним валах, которые установлены в опорах. Валы противовесов приводятся во вращение с помощью упругих муфт и конических зубчатых передач, включающих ведущие, промежуточные и ведомые колеса.

Дополнение упругой системы машинного агрегата лесопильной рамы механизмами уравновешивания потребовало решения ряда динамических задач. Прежде всего это касается анализа колебаний присоединенных систем, а также выбора их динамических параметров, обеспечивающих работоспособность системы. В то же время представлялась важной оценка влияния присоединенных систем на динамические параметры машинного агрегата в целом.

Поскольку динамическая нагруженность упругой системы агрегата зависит прежде всего от частотных отношений, наибольшую актуальность имела оценка влияния механизмов уравновешивания на ее собственные частоты.

Решение задачи о собственных колебаниях в данном случае было реализовано на

ЭВМ методом остатка (метод Гольцера-Толле).

Податливость большинства элементов определяли экспериментальным путем.

При расчетах варьировали податливость механизмов уравновешивания путем изменения податливости соединительных элементов (муфт). Всего было рассмотрено девять сочетаний соединений.

Анализ полученных результатов показал, что включение в машинный агрегат лесопильной рамы механизмов уравновешивания практически не влияет на значения первой (главной) частоты системы при любых сочетаниях муфт. В то же время податливость муфт существенно отражается на значении второй и третьей собственных частот.

Сравнительно малая связанность парциальных систем механизмов уравновешивания с основной системой машинного агрегата (механизм резания - двигатель), которая подтверждается слабым влиянием присоединенных систем на первую частоту колебаний, позволяет рассматривать эти парциальные системы отдельно, считая, что приведенные валы указанных систем жестко заделаны в коленчатый вал. Можно принять, что парциальные системы механизмов уравновешивания подвержены кинематическому возбуждению из-за неравномерности движения коленчатого вала при абсолютном движении. В то же время каждая парциальная система нагружена также моментом сил тяжести противовеса.

Для проверки предложенных технических решений, расчетных параметров системы уравновешивания, оценки степени нагруженности механизмов уравновешивания и вибраций лесопильной рамы и фундамента после уравновешивания был создан и испытан экспериментальный образец лесопильной рамы.

В соответствии с поставленной целью основной задачей исследований экспериментального образца лесопильной рамы являлось определение нагруженности механизмов уравновешивания и вибраций фундамента и станины лесопильной рамы при работе вхолостую. С учетом этого была составлена методическая сетка, в соответствии с которой выполнены четыре серии опытов.

В результате исследований подтвердилось, что первая гармоника главного вектора сил инерции была практически полностью уравновешена. Подтвердились результаты динамических расчетов упругой системы механизма уравновешивания. За счет выбора оптимальных динамических параметров системы динамическая составляющая колебаний валов привода противовесов оказалась погашенной. Зафиксировано, что присоединение механизмов уравновешивания не оказало заметного влияния на время переходных процессов.

Кроме экспериментальных исследований была проведена также приемка лесопильной рамы заводской комиссией при участии представителей головных институтов бывших Минлеспрома и Минстанкопрома СССР.

На основе исследований экспериментального образца лесопильной рамы пониженной виброактивности Головным конструкторским бюро деревообрабатывающего оборудования (ГКБД) совместно с ВоПИ в рамках договора о творческом содружестве было разработано техническое задание на разработку опытного образца механизма для снижения виброактивности лесопильных рам мод. Р275-1 и Р275-2. Спроектированы ме

ханизмы для снижения виброактивности, один комплект которых был изготовлен Вологодским опытным заводом ГКБД. При этом основная задача состояла в изменении габаритных размеров механизмов, позволяющем уменьшить размер всей установки по ширине.

После изготовления механизмов для снижения виброакгивности лесопильных рам возникла необходимость в их обкатке без нагрузки, а также в определении их основных динамических параметров и характеристик. С этой целью были проведены предварительные испытания и экспериментальные исследования.

Анализ позволяет отметить, что предложенная схема механизмов для снижения виброакгивности лесопильных рам более компактна по сравнению с исходной и в большей степени интегрирована в привоя лесопильной рамы. При статических исследованиях были проверены основные динамические параметры упругих систем механизмов, что позволило прогнозировать их поведение при динамическом нагружении.

Записи угловых перемещений, скорости и ускорения коленчатого вала показали, что при установившемся режиме работы машинного агрегата лесопильной рамы, оснащенной механизмами для снижения ее виброактивности, также/как и при исследованиях экспериментального образца лесопильной рамы, колебания валов противовесов совер-

тпяитгг-у и гпптшм'гтпми г ги*гтг»й гяпмлитгпй аг\1п\ -лг чгчша ГТмк-прлр (п\<Т1-П-ГГЛ"ТгГ/1.Л -шаир.

----------------------—,-------!-------------■---J —---------------------V--------—--------

ние углового перемещения коленчатого вала при установившемся режиме работы у экспериментальной лесопильной рамы увеличилось по сравнению с серийной не менее чем на 20%, но в первом случае колебания совершаются по первой гармонике, а во втором - по второй. Например, по результатам экспериментов коэффициент неравномерности хода при прочих равных условиях при использовании уравновешенного механизма резания уменьшился в 1,73 раза по сравнению с серийной машиной (значение коэффициента неравномерности составляет примерно 0,045 и 0,026 соответственно). В такой же пропорции уменьшается и момент сил инерции механизма. Данный результат позволяет рассчитывать на существенное увеличение надежности механизма резания (по крайней мере в рамках традиционной конструкции) за счет применения механизмов для снижения виброактивности лесопильных рам.

При переходных процессах разгона и выбега машинного агрегата размах изменения угловой скорости и размах углового ускорения выходного вала увеличиваются не более чем в 2 раза по сравнению с установившимся режимом. Это свидетельствует о достаточно удовлетворительных динамических качествах системы, обеспечивающей весьма небольшое отклонение от номинальной нагрузки при кратковременных переходных режимах.

В процессе опытов и стендовых испытаний подтверждены основные теоретические предпосылки, положенные в основу конструкции лесопильной рамы с уравновешенным механизмом резания. Динамические и конструктивные параметры упругой системы машинного агрегата обеспечивают динамические качества механизма резания, что позволяет рассчитывать на достаточно высокую работоспособность лесопильной рамы в целом.

После уравновешивания первой гармоники главного вектора сил инерции на основание действует лишь его вторая гармоника.

Однако это не означает, что обязательно в такой же степени уменьшится и виброактивность лесопильной рамы, поскольку она зависит и от динамических характеристик реальной упругой системы, которые, в первую очередь, определяются свойствами грунтового основания и параметрами фундамента.

Выполненный в работе анализ показал, что при прочих равных условиях наибольшая эффективность уравновешивания достигается при установке фундамента на очень жесткое основание.

Естественно, что значительное уменьшение инерционного воздействия лесопильной рамы позволяет уменьшить и массу фундамента Так, сохраняя неизменной опорную площадь фундамента при одинаковой характеристике грунта и уменьшая его массу в шесть раз, с учетом резкого возрастания частоты собственных колебаний, а следовательно, и уменьшения частотных отношений можно уменьшить амплитуду виброперемещения почти в девять раз (на 19 дБ).

При уравновешивании первой гармоники главного вектора сил инерции механизма резания достаточно просто может быть решена проблема пассивной виброизоляции лесопильной рамы.

Присоединение механизмов уравновешивания к механизму резания лесопильной рамы способствует также появлению побочного положительного эффекта, связанного с перераспределением нагрузки на коленчатый вал, коренные подшипники и фундаментную плиту. В результате уравновешивания существенно изменяется годограф реакции в кинематической паре стойка-кривошип. Максимальные значения реакции при этом уменьшаются не менее чем в 1,5 раза Нагруженность становится более равномерной, уменьшаются вертикальные составляющие сил, приложенных к коленчатому валу и фундаментной плите, что позволяет уменьшить материалоемкость последней.

Исследования лесопильных рам, оснащенных механизмами для снижения их виброактивности, показали, что упругие системы механизмов работают вблизи резонанса. Это говорит о необходимости уделять внимание при проектировании механизмов выбору их динамических параметров. С учетом линейного характера реальных колебательных процессов в первую очередь речь идет о таких параметрах, как приведенные моменты инерции и коэффициент жесткости упругой системы. При этом приведенный момент инерции, определяемый прежде всего моментом инерции бокового противовеса, зависит при прочих равных условиях от геометрических и динамических параметров кривошипно-ползунного механизма резания и конструкции противовеса. Эти параметры для каждой конкретной модели лесопильной рамы являются вполне определенными.

Отсюда следует, что управление частотой собственных колебаний упругой системы механизма для снижения виброактивности может быть обеспечено главным образом за счет выбора приведенного коэффициента жесткости.

Результаты динамических исследований лесопильных рам пониженной виброактивности показали слабую связанность парциальных систем кривошипно-лолзунного механизма и механизмов уравновешивания.

В связи с этим для динамического исследования механизмов уравновешивания достаточно рассмотреть лишь их парциальные системы. Парциальную систему механизма уравновешивания можно представить в виде вала с насаженной на его конце массой жест-

ко заделанного в коленчатый вал.

В качестве возмущающих факторов в такой модели необходимо учесть кинематическое возбуждение системы за счет неравномерности движения коленчатого вала (путем задания закона движения заделки) и силовое возбуждение моментов сил тяжести бокового противовеса.

В результате динамического анализа и синтеза механизмов для снижения виброактивности лесопильных рам сформулированы ограничения и определены оптимальные значения частотных отношений, позволившие определить требуемые динамические параметры механизмов для гаммы лесопильных рам с ходом пил 700 мм. Необходимо подчеркнуть, что выбор динамических параметров проводился в условиях весьма жестких ограничений динамического и конструктивного характера. Решение этой задачи удалось обеспечить за счет использования унифицированного для всех моделей привода бокового противовеса заданной жесткости, изменяя лишь дисбалансы и моменты инерции противовесов.

Таким образом, за счет использования достаточно простых технических решений, подкрепленных результатами динамического анализа и синтеза, удалось решить задачу уравновешивания лесопильных рам. Это позволяет уменьшить уровень вибраций лесопильных рам при их установке ка существующие фундаменты в зависимости пт динамических параметров системы фундамент-грунт на 12-17 дБ. При использовании облегченных фундаментов этот уровень может быть понижен до 19 дБ и более. Использование системы уравновешивания заметно повышает надежность лесопильных рам. Это связано как со снижением поперечной нагрузки на коленчатый вал и коренные подшипники, так и с заметным уменьшением крутящего момента, приложенного к машинному агрегату.

Экспериментальные исследования и испытания двухэтажных лесопильных рам с уравновешенным механизмом резания при номинальной скорости вращения их коленчатых валов подтвердили основные теоретические предпосылки и практическую возможность решения проблемы уравновешивания даже с учетом весьма ограниченной технологической оснащенности завода-изготовителя лесопильных рам.

Расчетный экономический эффект от внедрения лесопильных рам, оснащенных системой уравновешивания механизмов резания, по данным ГКБД составляет 5870 руб. на одну лесопильную раму (в ценах 1987 г.). Годовой экономический эффект от внедрения способа моментного уравновешивания механизма резания лесопильных рам серийных конструкций составляет 1560 руб. (в ценах 1987 г.) на одну лесопильную раму.

5. ИССЛЕДОВАНИЯ ДИНАМИКИ МЕХАНИЗМА ПОДАЧИ И РЕЖУЩЕГО ИНСТРУМЕНТА

Основные проблемы, возникающие в процессе подачи бревен и брусьев в лесопильную раму, укрупненно можно подразделить на технологические и динамические, хотя такое разделение является достаточно условным.

Процесс резания реализуется путем взаимодействия механизмов резания и подачи. Его характер и последствия зависят прежде всего от соотношения скоростей бревна и пил. Эти соотношения обычно характеризуются различными коэффициентами подач, которые по сути являются передаточными функциями и позволяют оценить загрузку зубьев пил. Для наглядности в разделе рассмотрены такие типы подач, как толчковая, осуществляемая в течение рабочего хода пил, и непрерывная, при использовании которых достигаются весьма разные кинематические и технологические эффекты.

Но если обратиться к динамическим проблемам, то эти два типа подач, занимающие противоположные позиции с точки зрения кинематики и технологии, оказываются весьма близки друг к другу по характеру реакций составляющих элементов этой системы. В результате динамических эффектов толчковая подача на быстроходных лесопильных рамах становится нереализуемой в связи с нарушением закона движения бревна (бруса), т.е. в данном случае не может быть получен технологический эффект, который планируется исходя из кинематических соображений. Для доказательства этого в разделе рассмотрены условия существования толчковой подачи, осущеставляемой в течение рабочего хода пил, и выполнены исследования движения бревна при постоянной передаточной функции механизма подачи. Показано, что при толчковой подаче перемещение бревна сопровождается ударами в начале и в конце рабочего хода пил, так как в этих положениях пил происходит мгновенное изменение ускорения бревен. Ускорения достигают при этом очень больших значений. Для двухэтажных лесопильных рам при номинальной скорости вращения кривошипа 0)0 = 33,5 Рад/с и посылке А = 50 мм с учетом второй гармоники ускорение бревна составит почти 32 м/с2. Это значение примерно в два раза превышает максимальные величины ускорений, зафиксированные при исследовании процессов подачи с постоянной заданной скоростью вращения вальцов.

Результаты исследований подтвердили невозможность реализации толчковой подачи на современных двухэтажных лесопильных рамах, что позволило не рассматривать отдельно для этого случая реакции механизма подачи и пил на импульсные динамические воздействия. Поэтому можно было ограничиться рассмотрением динамических процессов при подаче бревна с постоянной заданной скоростью вальцов.

Для этого была составлена динамическая модель механизма подачи и рассмотрено ее поведение при импульсном воздействии в результате взаимодействия пил и бревна в нижней мертвой точке механизма резания, а также при подаче бревен во время холостого и рабочего хода пил. Для сравнения приведены результаты экспериментальных исследований процесса подачи при постоянной передаточной функции механизма подачи.

Результаты расчетов и опытов подтвердили, что перемещение бревна с сохранением постоянства передаточной функции механизма подачи осуществляется неблагоприятным

образом как с точки зрения технологии, так и по динамическим условиям.

Несовершенство подачи бревна в лесопильную раму при заданной скорости вращения вальцов и невозможность реализации толчковой подачи при существующих скоростях вращения коленчатых валов двухэтажных лесопильных рам побуждает искать компромиссные решения, удовлетворяющие как технологическим, так и динамическим требованиям.

С учетом отмеченного показано, что при реализации системы подачи целесообразно использовать полигармонические законы движения подающих вальцов, обеспечивающие сохранение непрерывности функций. В первом приближении при выполнении динамического синтеза системы можно ограничиться рассмотрением гармонического закона, т.е. вести речь о создании гармонического вибровозбудителя. Очевидно, что с учетом возможности использования принципа суперпозиции исследование систем с полигармоническим возбуждением в таком случае особых затруднений не вызывает.

Гармонический закон изменения скорости движения подающих вальцов был представлен в виде

©в =®во(1 + С08(0оО ■ где 00 0 - номинальная (средняя) скорость вращения кривошипа;

СОво - средняя заданная скорость вращения вальцов.

После интегрирования предыдущего соотношения угловое перемещение можно записать в виде

Фв = ®во* + —^БШ Ю01 + С , С0о

где С - постоянная интегрирования.

При подстановке в это уравнение начальных условий 1=0, фв=0, Юв= (0>о (или 1=Т/2, СОв= 0) получаем, что С = 0, т.е. окончательно

Фв 5Lsm(й0t.

©0

Дифференцируя скорость, для ускорения имеем

ска.

= -СОвоЮ0 Шй^ .

Л

Для простоты рассуждений, была рассмотрена динамическая модель механизма подачи с одной степенью свободы без учета упругости звеньев. В первом приближении

это представляется допустимым, так как подобную систему управления подачей бревна

необходимо реализовать при максимально возможной жесткости системы двигатель-валь-цы-бревно.

Для установившегося движения системы (при сохранении среднего заданного значения скорости подачи) получили

т da)B * ж •

I—- = -Mn sinco0t, dt 0 0

где I«const - приведенный момент инерции механизма подачи, включая массу бревна; М0 - амплитуда переменной составляющей момента

После интегрирования выражения для ускорения скорость вальцов и брерна, считая соединение их абсолютно жестким, определили в виде

м0

юв =——C0S(0ot + С,

1ю0

где С - постоянная интегрирования, которую можно определить из начальных условий. Учитывая, что (й0 =0 при t= Т/2, постоянную интегрирования можно записать

как С = М0 / 1со0, т.е. предыдущее соотношение можно представить в виде

„

С0В = —— (1 + COS (0ot) .

I(ü0

Таким образом, определилось, что в установившемся режиме при равенстве средних значений моментов движущих сил и сил сопротивления к системе должен быть приложен момент, требуемое амплитудное значение которого можно определить из условия

М0 =1с0во-юо .

С точки зрения технологии гармонический закон изменения не является оптимальным, так как возможности подачи в данном случае не используются полностью. Поэтому желательно получить более сложный (полигармонический) закон движения бревна, позволяющий в большей или меньшей степени локализовать отмеченный недостаток.

Наиболее просто эту задачу можно решить, если закон изменения скорости подающих вальцов принять в форме

1 •

сов =coBO(l + cosro0t + -smco0t).

Зависимость угловых перемещения, скорости и ускорения вальцов в соответствии с этим законом приведена на рис.6.

Наиболее реальные возможности для осуществления подачи с переменной переда

точной функцией связаны с применением в качестве двигателя высокомоментного гидромотора, так как он обладает минимальным приведенным моментом инерции и позволяет по динамическим условиям реализовать управление движением бревна в течение одного цикла работы механизма резания.

В данном случае основное внимание было уделено рассмотрению гидравлического привода подачи с вибровозбудителем диафрагменного типа, который содержит в себе необходимые качества вибровозбудителя и позволяет реализовать полигармонический закон движения механизма.

Рис. 6. Кинематические параметры процесса подачи при полигармоническом движении вальцов

Конструкция привода подачи была выполнена на уровне изобретения и внедрена в производственных условиях на Соломбальском ЛДК г. Архангельска. В разделе приведено описание привода подачи и принцип его действия. А также уравнение движения гидромотора и результаты расчетов при различных режимах его работы.

Анализ полученных р асчетных и экспериментальных данных показал, что реализация теоретической зависимости с помощью диафрагменного вибровозбудителя не вызывает принципиальных затруднений.

Результаты опытов подтверждают возможность увеличения скорости движения бревна при приближении пил к середине хода, что позволяет повышать их производительность при одновременном увеличении однородности опилок по длине волокон. При использовании системы с переменной подачей значительно уменьшается требуемый уклон пил. Как показали опыты и наблюдения, подтвержденные соответствующими актами, применение механизма подачи пульсаторного типа даже в упрощенном варианте позволя ет увеличить скорость подачи не менее чем на 25% при одновременном повышении качества обработки за счет уменьшения рисок и разнотолщинности пиломатериалов.

Взаимодействие механизмов подачи и резания осуществляется через пилы, от устойчивости которых в первую очередь зависит технологическая надежность лесопильных рам.

Наиболее перспективным представляется подход, рассматривающий задачу о динамической устойчивости пил, так как в этом варианте статическая задача органически решается как частный случай. Однако первый этап исследований динамической устойчивости рамных пил поставил и ряд вопросов. Хотя исследование основных форм параметрических колебаний рамных пил несколько расширило возможности объяснения потери ими устойчивости, большое различие между частотой приложения силы и главными собственными частотами (крутильными и изгибными), как и в случае статически приложенной силы, не позволяет построить достоверную картину. Поэтому потребовалось уточнение расчетной модели системы. Причем основные изменения в подходе к решению параметрической задачи связаны с выявлением областей комбинационных резонансов.

Для упрощения рассуждений, ограничились решением задачи о динамической устойчивости плоской формы изгиба рамной пилы как тонкостенного стержня (полосы) под действием горизонтальной составляющей силы резания Р(1). При этом приняли, что импульс силы прикладывается к пиле лишь в крайнем нижнем положении, что соответствует приложению силы Р(1) на расстоянии от верхней межпильной прокладки. Систему считали недиссипативной.

С учетом этих значений составлены уравнения движения, которые были решены по методике В. В. Болотина с применением вариационного метода Бубнова-Галеркина

Области неустойчивости полученного матричного уравнения могут располагаться не только в области главных частот, но и в комбинационных областях, находящихся вблизи частот, которым соответствуют соотношения

®о =(®пф+(0п2)/пили С0о =(юпф-СОП2)/п,

где Юп<р, СО П7 - собственные частоты колебаний полосы по п-й форме.

В рассматриваемом случае наибольший интерес представляло соотношение

0)0 =со(р-о7 ,

где СОф и - первая собственная частота крутильных и изгибных колебаний пилы соответственно.

Границы комбинационной области без учета диссипации определялись по формуле

г

Р, С®«,®/)2

ю0 =(юф-(й2)

1±-

2Р*

ф

где Р* — ОД 9т1ЬшфС02 —критическая сила при статическом нагружении, ш-масса

пилы, 1 - длина пилы, Ь - ширина пилы.

На рис. 7 показана область неустойчивости, определенная в соответствии с приведенной зависимостью. Полученные данные показывают, что параметрический резонанс (в данном случае главный комбинационный резонанс) системы может наступить даже при минимальной (Р( —>• 0) нагрузке на пилы. Ее увеличение приводит к существенному расширению области неустойчивости, т.е. увеличивает вероятность потери динамической устойчивости при появлении дополнительных случайных факторов (штриховой линией показана область неустойчивости, определенная с учетом диссипации).

е = 0

е*0 ¿¿¿И ^///

о.оо

.25

.50

.75

р»/р*

-1

Рис. 7. Область неустойчивости рамной пилы

В связи с тем, что возникновение комбинационных резонансов разностного типа возможно в гораздо более редких случаях, чем возникновение аналогичных резонансов суммарного типа, для их выявления потребовалась экспериментальная проверка. На первом этапе ее проводили на установке, предназначенной для исследования собственных колебаний рамных пил. Вначале определяли собственные главные частоты колебаний пилы, вызванные возбуждением резонансных колебаний. Затем ударом возбуждали свободные

колебания.

Указанные колебания реализуются в форме биений. В данном случае подтвердилось условие, которое соответствует возникновению биений.

К - ШгН<СОф '+ Ш2 •

Как показала проверка, период биений соответствовал соотношению

Т = 2я/(<вф -о>2).

Опыты по изучению колебаний пил проводили также в производственных условиях. Их анализ подтвердил, что колебания пилы в форме биений наблюдаются как при пилении, так и при работе лесопильной рамы вхолостую.

Во всех опытах выявилась сравнительная близость значений частоты биений и вынужденных колебаний. Это позволяет предположить возможность появления при определенных условиях параметрического резонанса.

Анализ показал, что из-за различной интенсивности возрастания крутильной и изгибной собственных частот при увеличении натяжения неизбежно их сближение. Причем с увеличением натяжения пилы вероятность сближения частот до критического значе-

*

ния С0о = СОр — (Ог возрастает. Вероятность такого сближения увеличивается при использовании широких и тонких пил. Вальцевание пилы, т.е. создание в ее полотне нормированных дополнительных напряжений, вызванных пластическим деформированием его средней (по ширине) зоны, позволяет существенно отстроиться от критических значений частоты биений. Это происходит вследствие того, что на первую собственную частоту изгибных колебаний слабо влияет дополнительное напряжение от вальцевания. В то же время частота крутильных колебаний после вальцевания существенно увеличивается. Отстройке от параметрического резонанса способствует и установка пилы с эксцентриситетом.

Таким образом, при эксплуатации рамных пил необходимо учитывать возможность появления параметрического резонанса разностного типа. Положение заметно усложняется при импульсных воздействиях на пилы механизма подачи, если его передаточная функция постоянна Вальцевание пилы и установка ее с эксцентриситетом (в рекомендуемых пределах) обеспечивает гарантированную отстройку системы от резонанса В этом и состоит основное назначение указанных приемов при подготовке и установке пил, выработанных практикой. Увеличение натяжения пил способствует сближению разности значений собственных частот кручения и изгиба с критическим. Это не только снижает устойчивость пил, но и уменьшает долговечность пильной рамки. Поэтому нормирование натяжения пил путем применения средств его контроля, а также автоматических натяжных устройств остается актуальной задачей.

На основании исследований динамики приводов подач и рамных пил можно отметить следующее:

— взаимодействие механизмов подачи и резания двухэтажных лесопильных рам при заданной постоянной скорости и при толчковой подаче бревна (бруса) приводит к

искажению заданного закона движения бревна и к дополнительному нагружению пил, понижающему их устойчивость. На заданное переносное движение бревна в данном случае накладывается относительное колебательное движение, возникающее в результате импульсного воздействия на механизм подачи со стороны пил. Причем относительное движение системы совершается в основном с частотой ее собственных колебаний;

— применяемые в настоящее время механизмы подачи с постоянной передаточной функцией с приводом от двигателя постоянного тока практически не допускают заданного управления движением бревна в течение одного цикла механизма резания, так как они обладают большим приведенным моментом инерции, который сопоставим с приведенным моментом инерции механизма резания. При существующих мощностях двигателей их движущий (управляющий) момент несопоставимо мал по сравнению с моментом сил инерции системы и не может оказывать заметного влияния на закон движения механизма подачи;

—толчковая подача за рабочий ход пил, которая идеальна с точки зрения кинематики и технологии, не может быть реализована при скоростях вращения кривошипа современных двухэтажных лесопильных рам по динамическим условиям. При прочих равных условиях мгновенно изменяющиеся ускорения примерно в два раза превышают ускорения, зафиксированные при исследованиях подач с заданной постоянной скоростью; 5 результате действия сил инерции, которые превышают тяговое усилие механизма подачи, и возникающих относительных колебаний происходит нарушение заданного закона движения вальцов; с учетом этого предложен алгоритм определения допустимого значения скорости вращения кривошипа механизма резания исходя из тяговых возможностей подачи;

—анализ работы механизмов толчковой подачи, атакже механизмов с постоянной передаточной функцией показал, что требование остановки бревна при подходе пил к крайнему нижнему положению с точки зрения динамики является необходимым, но недостаточным условием. Еще одно важное условие связано с необходимостью обеспечения непрерывности функций подачи, т.е. с исключением мгновенных изменений ускорения в форме импульса. Данное условие может быть выполнено лишь в том случае, если функция перемещения (а следовательно, и функции скорости и ускорения) является гармонической или полигармонической. Такая функция перемещения наиболее просто может быть реализована с помощью вибратора. Для уменьшения динамической нагруженности механизма подачи целесообразно, чтобы частота изменения функций перемещения соответствовала частоте вращения кривошипа механизма резания;

— в результате исследований создана математическая модель подачи пульсатор-ного типа. При ее решении определены основные кинематические и динамические параметры системы, влияющие на закон движения бревна. Определены пути динамического синтеза системы, связанного с выбором параметров механизма по заданным условиям;

—с учетом требований к модели механизма подачи пульсаторного типа целесообразно использовать для его привода высокомоментный гидромотор. В результате решения составленной математической модели гидропривода определены законы движения механизма подачи при работе вхолостую и при пилении;

— предложен механизм подачи пульсаторного типа на базе высокомоментного гидромотора с мембранным вибровозбудителем. Испытаны две схемы механизма подачи, одна из которых предусматривала обратную связь как по давлению, так и механическую в соответствии с положением пил, а вторая (упрощенная первая) схема предусматривала связь только по давлению. Исследования показали, что первая схема является более совершенной как по динамическим, так и по технологическим условиям. Тем не менее в настоящее время, если учитывать сложившиеся условия эксплуатации оборудования, приходится рекомендовать для эксплуатации упрощенную схему, так как она не требует дополнительного обслуживания;

— в результате теоретических и экспериментальных исследований сформулирована и решена задача о динамической устойчивости рамных пил. Показано, что наиболее реальны параметрические резонансы рамных пил разностного типа. При этом выявлено влияние на устойчивость рамных пил различных факторов. Раскрыт механизм влияния на устойчивость пил ватьцевания, сил их натяжения, эксцентриситета, геометрических параметров пил. Полученные результаты могут быть положены в основу расчетов устойчивости рамных пил и мероприятий по повышению их эксплуатационной надежности.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ II РЕКОМЕНДАЦИИ

По результатам проделанной работы можно отметить следующее:

1 .Двухэтажные лесопильные рамы при всех присущих им недостатках, связанных с применением циклового кривошшшо-ползушгого механизма резания, доминируют в отечественном лесопилении и обладают рядом достоинств, которые стимулируют поиск новых технических решений и путей оптимизации их параметров, направленных как на локализацию имеющихся недостатков, так и на дальнейшее развитие их конструкций.

2.Сложившиеся приемы проектирования лесопильных рам исходя из конструктивных соображений не позволяют обеспечить их оптимальные эксплуатационные характеристики даже при сравнительно большом числе вариантов конструкций и экономически нецелесообразны. Эффективность проектирования заметно возрастает при управлении эксплуатационными качествами механизмов и агрегатов лесопильных рам как за счет выбора динамических и других параметров механических систем, так и путем применения новых конструктивных решений.

3.Ответственным этапом проектирования лесопильной рамы является выбор геометрических и кинематических параметров ее механизма резания. Недостаточно обоснованный подход к выбору геометрических параметров механизма резания не позволяет достичь поставленных целей и обуславливает не только заметное снижение надежности и долговечности лесопильной рамы, но и ухудшение ее технологических качеств.

4. Увеличение производительности лесопильных рам за счет изменения геометрических и кинематических параметров механизма резания при его традиционном конструктивном исполнении возможно лишь при существенном увеличении нагрузочной способности подшипника в кинематической паре кривошип-шатун и применении материалов повышенной прочности и малой плотности. В противном случае, как показывает опыт и рассмотрение оптимизационной задачи, целевая функция является практически недости

жимой. Особенно бесперспективными являются попытки создания высокопроизводительных лесопильных рам с малым ходом пил. Внедрение лесопильных рам с ходом пил 700 мм с учетом существующих в настоящее время ограничений по нагрузочной способности подшипника является также нецелесообразным.

5 .Эксплуатационные качества лесопильных рам в значительной степени зависят от динамических свойств машинного агрегата, включающего механизм резания, передаточный механизм и двигатель. Существенное место при исследовании системы механизм резания-двигатель занимает формирование ее динамической и математической моделей. На основе уточненных моделей разработаны основные принципы проектирования машинного агрегата, включающие решение задач анализа и синтеза, которые оформлены в качестве программ подсистемы САПР «Лесопильные рамы». Подсистема работает в диалоговом режиме и позволяет получить результаты расчетов в табличной и графической форме. Подсистема используется при проектировании и анализе машинных агрегатов как лесопильных рам, как и любого другого оборудования.

6.Вычислительный эксперимент позволяет определить влияние различных факторов на эксплуатационные качества машинного агрегата и его элементов, что подтвердилось в ходе натурных экспериментов, выполненных на базе машинных агрегатов двухэтажных лесопильных рам как в условиях лесопильного производства, так и на испытательных стендах завода-изготовителя.

7.Использование для главного привода двухэтажной лесопильной рамы электродвигателя с синхронной частотой вращения магнитного потока 12,5 Гц является недостаточно обоснованным, так как при этом асинхронная частота вращения двигателя близка к частоте второй гармоники инерционного возбуждения. Это служит причиной появления биений при колебаниях ротора двигателя. В результате биений в два раза и более увеличивается нагрузка на двигатель и на привод в целом, что существенно снижает надежность главного привода и лесопильной рамы.

8.Изменение динамических свойств привода путем управления динамическими параметрами его парциальных систем позволяет без введения дополнительных устройств осуществить гашение колебаний по одной из гармоник в результате использования эффекта пассивной виброизоляции. Наиболее просто эта задача решается при возбуждении колебаний по второй гармонике.

9.Наилучшие результаты по виброизоляции станин могут быть достигнуты, если обеспечить слабую связанность парциальных систем станины и фундамента при их колебаниях в плоскости движения механизма резания и в перпендикулярной ей плоскости. Это достигается путем максимально возможного увеличения низшей частоты собственных колебаний парциальной системы фундамента. Причем ограничение снизу и сверху связано с необходимостью отстройки от резонанса при возбуждении вынужденных колебаний по первой и третьей гармоникам соответственно.

10.Эффективное управление частотами собственных колебаний парциальных систем фундамента и станины на практике может быть осуществлено в первую очередь за счет варьирования инерционных и квазиупругих коэффициентов. Проектные решения применительно к фундаменту связаны с увеличением его опорной площади и (или) уменьшением его массы и моментов инерции относительно горизонтальных осей, а примени

телыго к станине - с уменьшением жесткости сечения нижней части боковин и (или) перемещением вверх центра ее масс.

11 .Частоты собственных колебаний и реакции станин лесопильных рам на инерционные и прочие воздействия зависят не только от их динамических параметров, но и от качества материала, из которого они изготовляются. В любом случае изменение материала может существенно повлиять на частоты собственных поперечных колебаний станины и при сохранении ее геометрических параметров. Поэтому переход к новым материалам (например, при замене чугуна сталью) требует дополнительной переработки конструкции станины, направленной на изменение ее геометрических размеров.

12.В качестве эталона станины ( при поперечных ее колебаниях в плоскости движения механизма резания) может рассматриваться станина серийной лесопильной рамы мод. 2Р75-1. Ее геометрические параметры гарантируют отстройку от резонанса при любых изменениях качества чугуна, которые имеют место в процессе изготовления станин. Вместе с тем станины серийных лесопильных рам мод. 2Р75-2 также, как и станины опытно-промышленных образцов большинства моделей лесопильных рам с ходом пил 700 мм, работают в условиях резонанса или вблизи его. Как показали опыты, за счет перемещения вверх центра массы станины (путем ее удлинения или установки дополнительных масс на верхнюю связь) частота собственных колебаний станины может быть понижена до значений, соответствующих эталону. В любом случае при изменении высоты станины для сохранения заданной частоты ее собственных колебаний необходимо вносить изменения в геометрические размеры поперечного сечения станины или подбирать эквивалент массы, который позволил бы сохранить центр масс станины на прежнем месте,

13.Теоретические расчеты частот собственных и вынужденных колебаний станин лесопильных рам носят приближенный характер, так как при составлении дискретных многомассных моделей довольно трудно учесть все факторы, влияющие на их колебания. При этом низшие частоты поперечных колебаний станины завышаются на 30-50% по сравнению о экспериментальными данными. Естественно, что при этом искажаются и величины реакций при возбуждении вынужденных колебаний. Однако в сочетании с результатами экспериментальных исследований расчетные методы могут быть эффективно использованы при анализе и синтезе станин лесопильных рам. Возможности анализа и синтеза существенно расширяются при наличии результатов экспериментальных исследований жесткости станин.

14.Метод определения динамических параметров упругих систем станин и фундаментов в результате анализа их полигармонических колебаний не только упрощает процесс исследований и расширяет объем полученной информации, но также может быть использован в системе диагностики лесопильных рам.

15.При существующих допусках на геометрические размеры поперечного сечения пиломатериалов вибрации станин лесопильных рам не влияют заметно на качество их обработки. Не исключено, что при ужесточении допусков может возникнуть проблема нормирования поперечных колебаний станины для обеспечения заданного качества обработки пиломатериалов. При этом важное место принадлежит этапу проектирования и изготовления фундамента, поскольку необходимо обеспечить оптимальное соотношение частот собственных колебаний парциальных систем станины и фундамента

Для осуществления выходного контроля при изготовлении лесопильных рам должны применяться разработанные нормативы виброперемещений станин и оснований испытательных стендов.

16.Наряду с решением задач по оптимизации основных динамических, кинематических, геометрических и конструктивных параметров механизма резания лесопильной рамы, позволяющих существенно улучшить ее эксплуатационные характеристики, важное место принадлежит проблемам локализации источников инерционного возбуждения за счет уравновешивания движущих масс. При комплексном подходе многократно уменьшаются реакции станины и основания, что позволяет в конечном итоге существенно снизить вибрационные воздействия на лесопильную раму и окружающую среду.

17.При решении задач локализации инерционного возбуждения основное место принадлежит вопросам уравновешивания первых гармоник главного вектора и главного момента сил инерции. Вместе с тем определенные результаты получены при изготовлении серийных лесопильных рам за счет введения технологической операции по статической балансировке их коленчатых валов. Внедренный на ЗДС «Северный Коммунар» способ уравновешивания первой гармоники главного момента сил инерции механизма резания также реализуется в процессе статической балансировки коленчатого вала, т.е. не требует ппедеиия специальной технологической операции и практически мало влияет на трудоемкость изготовления лесопильных рам.

18.С учетом разветвленное™ упругой системы машинного агрегата лесопильной рамы с присоединенными к нему механизмами уравновешивания серьезного внимания требует выбор и обоснование ее динамических и математических моделей. Благодаря малой связанности парциальных систем механизмов уравновешивания и машинного агрегата, при расчете вынужденных колебаний этих механизмов можно использовать простейшие динамические и математические модели.

1 ^Проектирование лесопильных рам, снабженных механизмами уравновешивания имеет ряд особенностей. Наряду с решением задач динамического синтеза, включающего определение требуемых динамических параметров упругой системы механизмов, разработаны рекомендации по конструктивному оформлению узлов, унификации механизмов для различных моделей лесопильных рам и пр.

20.В результате испытаний экспериментального образца двухэтажной лесопильной рамы с механизмами уравновешивания на специальном стенде с облегченным фундаментом подтверждены основные теоретические предпосылки и работоспособность системы. На основе этого разработан и изготовлен опытный образец механизмов уравновешивания (механизмов для снижения виброактивности), при создании которого учтены основные недостатки, выявившиеся в процессе испытаний экспериментального образца. Достигнутое уменьшение габарита лесопильной рамы по ширине позволяет использовать ее в лесопильных цехах любого типа. Зафиксирован эффект разгрузки коленчатого вала лесопильной рамы при его кручении. Одновременно примерно в два раза уменьшается нагрузка на коленчатый вал при его изгибе. В такой же степени разгружаются коренные подшипники и фундаментные плиты. Это позволяет рассчитывать на заметное увеличение надежности и долговечности машинного агрегата и лесопильной рамы в целом.

21 .Уравновешивание первых гармоник главного вектора и главного момента сил инерции существенно уменьшает воздействие лесопильных рам на окружающую среду. Эффективность уравновешивания при этом заметно зависит от выбора динамических параметров парциальных систем станины и фундамента.

После уравновешивания первых гармоник главного вектора и главного момента сил инерции достаточно просто решается задача пассивной виброизоляции лесопильной рамы.

22.Взаимодействие распиливаемого материала и пил (а следовательно, и механизма резания в целом) в значительной степени зависит от механизма подачи. Существующие и наиболее распространенные в настоящее время системы подачи бревна с постоянной передаточной функцией, толчковые подачи различного типа и некоторые виды переменных подач обладают общим недостатком, который связан с импульсным взаимодействием пил и бревна. В результате импульсного (ударного) воздействия пил на бревно и механизм подачи в целом возникают относительные колебания механизма и бревна, которые имеют случайный характер с точки зрения технологии. Толчковые подачи с этой точки зрения могут существовать, выполняя свое назначение, только при использовании их в тихоходных лесопильных рамах, когда ударные взаимодействия в системе достаточно малы.

23 .Динамическим и технологическим требованиям отвечает система подачи бревна с полигармоническим законом изменения ее кинематических параметров. В результате рассмотрения динамической и математической моделей подачи пульсаторного типа обеспечивающего перемещение бревна по полигармоническому закону, сформулированы требования к динамическим параметрам такого механизма позволяющие решить задачу синтеза. В настоящее время подача пульсаторного типа наиболее просто может быть реализована с помощью высокомоментного гидромотора с дроссельным или объемным регулированием. Даны конкретные предложения по конструкции гидропривода со смешанным регулированием. Результаты теоретических исследований подтверждены результатами опытов, выполненных в производственных условиях.

24.Влияние, которое оказывают рамные пилы на качество и производительность распиловки в условиях их реальных взаимодействий с бревном, требует внимания к проблеме устойчивости пил. В работе получила развитие ранее высказанная гипотеза автора о динамической природе потери устойчивости рамными пилами. Новый элемент при этом состоит в том, что рассматривается параметрический резонанс пил разностного типа. Теоретические предпосылки подобной постановки вопроса подтверждены экспериментальным путем. При рассмотрении резонанса разностного типа становится объяснимым влияние различных факторов на устойчивость рамных пил. В частности, раскрывается механизм существенного влияния на устойчивость пил операции вальцевания пильных полотен, относительного эксцентриситета линии их натяжения и параметров поперечного сечения пил и силы их натяжения.

25.Результаты исследований, которые нашли отражение в работе, внедрены частично на заводе деревообрабатывающих станков «Северный Коммунар» и на лесопильно-деревообрабатывающих предприятиях страны. Наиболее существенными из них являются отработка н внедрение оптимальных параметров станин серийных и опытно-промыш

ленных образцов лесопильных рам, внедрение статической балансировки коленчатых валов лесопильных рам, внедрение способа уравновешивания первой гармоники главного момента сил инерции, создание и испытание опытного образца двухэтажной лесопильной рамы с механизмами для снижения ее виброактивности, создание и внедрение механизмов подачи пульсаторного типа на базе высокомоментного гидромотора, разработка подсистемы САПР «Лесопильные рамы» и пр.

26.Подтвержденный экономический эффект от внедрения законченных фрагментов работы составляет 674,35 т.р. в год (в ценах 1987 г.). Расчетный экономический эффект от внедрения только механизмов для снижения виброактивности лесопильных рам и способа уравновешивания первой гармоники момента сил инерции по данным ГКБД составляет 5,87 т.р. (в ценах 1987 г.) на одно изделие на весь срок эсплуатации.

Основные результаты диссертации представлены в следующих печатных работах:

1. Дерягин Р.В. О динамической устойчивости рамных пил // Изв.вузов. Лесн. журн,-1969.- №5.- С.89-94.

2. Дерягин Р.В., Сидорков В.М. Экспериментальная установка для исследования частот собственных колебаний и прогиба рамных пил // Науч.тр./ ЦНИИМОД.- 1969.- Вып. 23.-С. 208-211.

3. Дерягин Р.В. Задача о параметрических колебаниях механизма резания лесопильной рамы // Научн.тр./ ЦНИИМОД,- 1972,-Вып. 28,- С.205-206.

4. Дерягин Р.В., Боричев Ю.А. Влияние вибрации станин лесопильных рам на качество пиломатериалов // Деревообраб. пром-сть. 1973.- №12.- С. 5-7.

5. A.c. №370026 (СССР). Лесопильная рама / Р.В.Дерягин, В.В.Зязин, В.И. Шишигин.-Заявл. 09.11.71. №1711986/29-33.опубл. в Б.И., 1973, №11; МКИ В27ВЗ/00.

6. A.c. №616124 (СССР). Лесопильная рама/ Р.В. Дерягин, Л.Л.Лебедев, А.М.Метелкин, П.И.Смирнов.- Заявл. 06.12.76. 01 2426315/29-15. Опубл. в Б.И., 1978, №27; МКИ В27ВЗ/12.

7. Дерягин Р.В. Уравновешивание кривошипно-ползунного механизма лесопильной рамы // Тезисы докладов Всесоюзной научно-технической конференции «Современные методы и средства уравновешивания машин и приборов».- М.: 1979.-С.78-79.

8. Остроумов И.П., Дерягин Р.В. Резервы роста производительности рамного пиления / / Межвуз. сб. науч. тр./ ЛТА.- 1979: Технол. и оборудование деревообраб. пр-в.-Вып.8.-С.12-15.

9. Дерягин Р.В. Определение главного момента сил инерции кривошипно-ползунного механизма// Изв. вузов. Машиностроение. 1980.-№6.- С. 48-51.

10. A.c. №781449 (СССР). Способ гашения вращательных колебаний вертикально расположенного кривошипно-ползунного механизма/ Р.В. Дерягин.- заявл. 15.02.78. №2579105/25-28. Опубл. В Б.И., 1980, №43; МКИ F16F15/26.

11. Дерягин Р.В. Об одном случае моментного уравновешивания кривошипно-ползунного механизма// Изв. вузов. Машиностроение. 1980.- №4,- С. 125-127.

12. Дерягин Р.В., Дерягин В.Н. О движении бревна при постоянной передаточной функции механизма подач лесопильной рамы. В кн.: Станки и инструменты деревообрабатывающих производств. Вопросы надежности и долговечности.- JI.:JITA,1983.- С.35-39.

13. Дерягин Р.В. К определению динамических характеристик лесопильных рам //Изв. вузов. Лесн.журн. - 1983,- №6.- С.73-77.

14. A.c. №1042994 (СССР). Устройство управления гидродвигателем подачи лесопильной рамы /В.Н. Дерягин, Р.В. Дерягин, Л.Л. Лебедев,- Заявл. 12.05.82. №3435990/2915. Опубл. в Б.И., 1983, №35; МКИ В27ВЗ/18.

15. Дерягин Р.В. Об одной схеме виброизоляции лесопильной рамы. -В кн.: Станки и инструменты деревообрабатывающих производств. Вопросы надежности и долговечт ности,-Л.: ЛТА,1983.-С. 15-19.

16. Дерягин Р.В. О движении машинного агрегата с учетом упругости звеньев // Изв. вузов. Машиностроение,- 1983,- №4.-С,33-37.

17. Дерягин Р.В. Об эффективности уравновешивания лесопильных рам с учетом упругости основания // Тезисы докладов Всесоюзной научно-технической конференции «Современные методы и средства уравновешивания машин и приборов». -М.: 1983. -С. 126.

18. Дерягин Р.В. Движение механизма как системы с переменным приведенным моментом инерции//Науч.тр./ МВТУ.- 1983.- №352.- Теория механизмов.- Вып. 9- С.30-33.

19. A.c. №1130456 (СССР). Лесопильная рама / Р.В. Дерягин и В.Н. Дерягин.- Заявл. 21.01.83. №3543891/29-15. Опубл. в Б.И., 1984, №47; МКИ В27ВЗ/02.

20. Дерягин Р.В. Вибрация лесопильных рам,- Л.: Изд-во Ленинг.ун-та, 1986.- 144 с.

21. Дерягин Р.В. Дерягин В.Н. Динамика механизма подачи лесопильной рамы с переменной передаточной функцией // Изв. вузов. Лесн.журн.- 1986.- №4.- С.63-67.

22. A.c. №1412941 (СССР). Привод лесопильной рамы Ю.П. Майоров, А.П. Головачев,

B.Г. Мазалев, Л.В. Диев и Р.В.Дерягин. заявл. 17.01.86. №4009317/29-15; МКИВ27В 3/12.

23. Дерягин Р.В. Оценка устойчивости рамных пил при комбинационных резонансах // Изв. вузов. Лесн.журн.- 1987. - №5.-С.65-69.

24. Дерягин Р.В. О выборе динамических параметров механизмов уравновешивания рычажных механизмов //Тезисы докладов Всесоюзной научно-технической конференции «Современные методы и средства уравновешивания машин и приборов».-М.: 1989.-

C.103.

25. Дерягин Р.В., Пихтов С.В. К исследованию динамики машинного агрегата./ Станки и инструменты деревообрабатывающих производств: Межвуз.сб.науч.тр./ ЛТА.Л., 1989.-С.54-59.

26. Дерягин Р.В., Пихтов С.В. Об одной подсистеме САПР лесопильного оборудования./ Станки и инструменты деревообрабатывающих производств: Межвуз.сб.науч.тр./ ЛТА.Л., 1989.-С.86-89.

27. Дерягин Р.В., Осипов Ю.Р., Рябинина JI.H. О лабораторном практикуме по некоторым разделам курса ТММ. // Тезисы докладов Всесоюзного семинара заведующих кафедрами и ведущих лекторов вузов страны.- Калинин, 1989.- С.55.

28. Дерягин Р.В. Проблемы динамики лесопильно-деревообрабатывающего оборудования. // Тезисы докладов Всесоюзной научно-технической конференции. Архангельск: ЦНИМОД, 1989,- С.42-43

29. Дерягин Р.В. Влияние условий дискретизации модели на расчетные характеристики упругой системы машинного агрегата./Сборник научных трудов: в 3-х ч.- ч. 1. Технические проблемы в машиностроении и на транспорте,- Вологда: ВоПИ, 1994.-С.31-38.

30. Дерягин Р.В., Красоткин И. А. Исследование станины лесопильной рамы методом конечных элементов. /Сборник научных трудов:в-3-х ч,- ч.1. Технические проблемы в машиностроении и на транспорте. - Вологда: ВоПИ, 1994. - С. 39-41.

31. Derjagin R. Parametererregte Schwingungen von Saegegatterblaettern./2nd Int. Scientific Colloquium CAE Techniques. Bielefeld: Fachhochschule, 1995.-P.59-64.

32. Дерягин P.B. Остхольт Г. Вибрации машин и способы их снижения/Учебное пособие.-Вологда: ВоПИ, 1997.-С.127.

33. Дерягин Р.В. Красоткин И. А. О расчете собственных колебаний станины лесопильной рамы //Сборник научных трудов института в 2-х томах: Т. 1.- Вологда: ВоПИ, 1997.- С.

186-190.