автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Развитие научных основ повышения энерго- и ресурсоэффективности технологических агрегатов перерабатывающих комплексов горных предприятий

На правах рукописи

КАРТАВЫЙ Андрей Николаевич

РАЗВИТИЕ НАУЧНЫХ ОСНОВ ПОВЫШЕНИЯ ЭНЕРГО- И РЕСУРСОЭФФЕКТИВНОСТИ

ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ АГРЕГАТОВ ПЕРЕРАБАТЫВАЮЩИХ КОМПЛЕКСОВ ГОРНЫХ ПРЕДПРИЯТИЙ

Специальность 05.05.06 - Горные машины

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

2 О СЕНЯМ

САНКТ-ПЕТЕРБУРГ 2012

005047103

005047103

Работа выполнена в Научно-производственной корпорации «Механобр-техника» (ЗАО).

Научный консультант -

доктор технических наук, член-корреспондент РАН, профессор

Вайсберг Леонид Абрамович

Официальные оппоненты:

Тимофеев Игорь Парфенович доктор технических наук, профессор, федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Национальный минерально-сырьевой университет «Горный», профессор кафедры машиностроения

Лагунова Юлия Андреевна доктор технических наук, профессор, федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Уральский государственный горный университет», профессор кафедры горных машин и комплексов

БОБИН Вячеслав Александрович доктор технических наук, федеральное государственное бюджетное учреждение науки «Институт проблем комплексного освоения недр» РАН, заведующий научным отделом

Ведущая организация - федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Тульский государственный университет».

Защита состоится 13 ноября 2012 г. в 14 ч 30 м на заседании диссертационного совета Д 212.224.07 при Национальном минерально-сырьевом университете «Горный» по адресу: 199106 Санкт-Петербург, 21-я линия, д.2, ауд. 1166.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Национального минерально-сырьевого университета «Горный».

Автореферат разослан 10 сентября 2012 г.

УЧЕНЫЙ СЕКРЕТАРЬ

диссертационного совета —

д-р техн. наук, профессор —^^ ГАБОВ В.В.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. Россия, занимая по данным Всемирного банка среди индустриально развитых стран третье после США и Китая место в мире по объему энергопотребления, затрачивает на единицу продукции в среднем в 2...2,3 раза больше энергии. В связи с этим повышение энергоэффективности, энерго- и ресурсосбережение приняты на государственном уровне приоритетными направлениями модернизации и технологического развития экономики РФ. Это в полной мере относится к технологиям по переработке минерального сырья.

Процессы дробления (измельчения), разделения и транспортирования горной массы — важнейшая и неотъемлемая часть технологий переработки полезных ископаемых на всех горно-обогатительных и горно-добывающих предприятиях минерально-сырьевого комплекса России, обеспечивающего значительную долю ее ВВП и являющегося крупнейшим потребителем электрической энергии и других ресурсов. Только на измельчение полезных ископаемых на горно-обогатительных предприятиях тратится до 20 % всей электроэнергии. В себестоимости продукции процессы переработки и транспортирования минерального сырья составляют до 65...70 %. Следует также отметить вред, наносимый окружающей среде при переработке сырья, и значительные объемы перемещаемой горной массы.

Высокое потребление энергии и других ресурсов, а также устаревшие технологии и оборудование горных производств, становятся одним из главных факторов неконкурентоспособности продукции отечественных предприятий, в особенности при обязательном исполнении правил Всемирной торговой организации. Поэтому требуется радикальное повышение энерго- и ресурсоэффективности не только горных производств в целом, но и каждой единицы оборудования. В первую очередь это относится к энерго- и ресурсоемким агрегатам для переработки природного и техногенного сырья, различающимся по принципу действия и назначению и объединяемым в комплексы технологических агрегатов (КТА).

В состав КТА входят различные перерабатывающие и транспортные технологические агрегаты: дробилки, мельницы, различного рода измельчители и дезинтеграторы, грохоты, вибросита и прочие классификаторы, конвейеры, питатели и другое оборудование, образуя единые технологические линии и обеспечивая необходимые показатели назначения (производительность, качество продукции и т. п.) при достиже-

НИИ заданных технических параметров (крупность кусков, закрупнение, замельчение, длина транспортирования, высота подъема и др.).

Развитие сырьевых отраслей промышленности, применение рыночных механизмов в экономике страны, необходимость модернизации действующих и строительства новых горных предприятии, повышение конкурентоспособности и уменьшение себестоимости их продукции а также широкое использование комплексов технологических перерабатывающих и транспортных агрегатов, обосновывают важность и актуальность создания агрегатов с уменьшенным потреблением энергии и других ресурсов при обеспечении требуемых показателей назначения. В связи с этим в диссертации решается актуальная научно-техническая проблема, заключающаяся в развитии научных основ повышения энерго- и ресурсоэффективности технологических агрегатов перерабатывающих комплексов горных предприятий на базе выявления наиболее эффективных принципов действия и конструирования агрегатов, исследований их динамических систем и совершенствования схем ком-

плексов.

ов. . ,

Цель работы - повышение показателей энерго- и ресурсоэффективности с учетом закономерностей работы динамических систем технологических агрегатов для разработки научно-технических решении, позволяющих создавать и эксплуатировать эффективные агрегаты перерабатывающих комплексов в условиях различных горных предприя-

тии.

Идея работы: повышение энерго- и ресурсоэффективности перерабатывающих и транспортных агрегатов достигается выявлением и использованием принципа силового уравновешивания их динамических систем и выбором значений и сочетаний их рациональных кинематических, силовых, энергетических и других параметров.

Методы исследований. Основными при выполнении работы являются методы математического моделирования агрегатов с использованием векторного анализа, обобщения и развития физических представлений о динамических системах и процессах в них, компьютерное моделирование и экспериментальная проверка, сопоставление полученных результатов исследований с промышленными данными эксплуатации агрегатов.

Задачи исследований:

1. Выбрать приоритетные направления повышения энерго- и ресурсоэффективности перерабатывающих комплексов перспективных

технологических агрегатов и провести их оценку по параметрам энерго-и ресурсоэффективности.

2. Разработать математические модели динамических систем технологических агрегатов на основе углубления представлений о процессах их функционирования.

3. Провести моделирование и в необходимых случаях стендовые исследования физических моделей систем агрегатов.

4. На основе модельных исследований динамических систем технологических агрегатов выявить зависимости их силовых и энергетических показателей от кинематических, режимных и конструктивных параметров.

5. Разработать методики определения основных геометрических, режимных, силовых и энергетических параметров комплексов перерабатывающих и транспортных агрегатов на основе физических представлений и результатов моделирования.

6. Разработать научно-технические предложения и схемные решения по повышению энерго- и ресурсоэффективности перерабатывающих комплексов технологических агрегатов на основе их модельных исследований и векторного анализа.

Научная новизна исследований заключается в следующих результатах:

1. Разработке математических моделей динамических систем центрированных виброагрегатов для до- и зарезонансных режимов их работы с учетом сложного движения дебалансных масс вибровозбудителей.

2. Развитии теории колебаний динамических систем центрированных виброагрегатов с дебалансными вибровозбудителями, в части:

- углубления физических представлений о колебательных процессах на основе векторного анализа кинематических и силовых параметров;

- установления аналитических зависимостей энергетических параметров динамических систем от их режимных и конструктивных параметров;

- выявления зависимостей коэффициентов диссипации вязкого трения и динамичности от величины колеблющихся масс и режимных параметров систем.

3. Оценке влияния эффекта автобалансировки и принципа уравновешивания динамических двухмассных систем вибрационных агрега-

TOB в установившихся режимах их работы на энергетические параметры агрегатов.

4 Создании обобщенной математической модели одномассных дебалансных виброагрегатов на основе двухзвенной системы с упруго-вязким звеном и упруго-вязким шарнирным соединением, учитывающей влияние инерционных, упругих, диссипативных и других характеристик в том числе технологической нагрузки, выявление силовых и энергетических параметров агрегатов и физики процесса их колебании.

5 Разработке математических моделей нецентрированных одномассных виброагрегатов с одиночными и сдвоенными дебалансными вибровозбудителями и установление зависимостей энергетических параметров от влияющих факторов и показателей таких агрегатов.

6 Создании математических моделей переходных участков крутонаклонных двухленточных транспортных агрегатов с учетом необходимых усилий изгиба системы «Лента-груз-лента», величины погонных нагрузок, достаточности усилий прижатия грузонесущей ленты к прижимной во избежание просыпания груза между бортами лент и допустимых напряжений в них.

Практическая значимость диссертационной работы состоит в

разработке:

- системы оценки энерго- и ресурсоэффективносги технологических агрегатов для переработки и транспортирования минерального сырья;

- комплекса методик для расчета параметров КТА, включающего методики расчета технологических виброагрегатов для переработки и крутонаклонных двухленточных агрегатов для транспортирования

твердого минерального сырья;

-рекомендаций и научно-технических предложений по совершенствованию вибрационных агрегатов;

-рекомендаций и научно-технических предложений для мощного крутонаклонного транспортного агрегата типа КНК-270/3500;

-технологических схем различных горно-перерабатывающих производств на базе инновационных энерго- и ресурсоэффективных технологических агрегатов.

Новизна разработок подтверждена патентами РФ и Украины.

Обоснованность и достоверность научных положений, выводов

и рекомендаций подтверждаются:

- корректностью сделанных допущений при построении матема-

тических моделей,

— использованием классических и обоснованных современных методов прикладной теории колебаний, теории упругости, механики машин, математического моделирования технологических и других процессов, методов статистической обработки данных, использованием современного компьютерного оборудования и математического программного обеспечения,

— использованием с целью повышения достоверности результатов различных дублирующих методов математического моделирования объекта исследований и сопоставления их результатов,

— постоянным сопоставительным анализом результатов теоретических исследований с результатами стендовых исследований и промышленной эксплуатации технологических агрегатов,

— имеющимися экспериментальными данными, значениями параметров агрегатов и результатами их промышленной эксплуатации (расхождение результатов в среднем < 13... 15 %).

Основные научные положения, разработанные лично соискателем, и их новизна:

1. Математическая модель виброагрегата с двумя жестко связанными массами (дебалансного вибровозбудителя и колеблющейся массы виброагрегата) и упруго-вязкой связью с неподвижным основанием I позволяет при определении энергетических параметров агрегата учитывать сложное движение дебалансной массы и ее инерционную переносную силу, а также разность инерционной и упругой сил (глава 3).

2. Обобщенная математическая модель двухзвенных динамических систем одномассных технологических виброагрегатов отличается тем, что учитывает сложное движение массы дебаланса вибровозбудителя, взаимосвязи колеблющихся масс и уравновешивание действующих сил между собой, позволяет исследовать и определять силовые и энергетические параметры виброагрегатов, а также зависимости этих параметров от влияющих факторов, включая технологическую нагрузку, с более полным их учетом во всех режимах работы (глава 4).

3. Зависимости мощности одномассных вибрационных агрегатов с дебалансными вибровозбудителями от вынужденной частоты колебаний имеют в зарезонансном режиме четко выраженный минимум. Работа виброагрегатов в этой зоне обеспечивает их минимальные энергозатраты (глава 5).

4. В динамических системах виброагрегатов с дебалансными вибровозбудителями проявляется эффект автобалансировки, заключающийся в автоматическом выборе системами величин амплитуд их колебаний. При этом происходит уравновешивание инерционных, упругих, диссипативных и возмущающих сил, в результате которого значения энергетических показателей (работы, мощности, удельных энергозатрат) снижаются на порядок (главы 3,4 и 5).

5. Математические модели системы «Лента-груз-лента» (ЛГЛ) переходных криволинейных участков крутонаклонного двухленточного транспортного агрегата позволяют с учетом погонных нагрузок устанавливать связь между величиной радиусов изгиба системы ЛГЛ и необходимыми тяговыми усилиями, а также усилиями прижатия лент друг к другу, обеспечивающими удержание транспортируемого груза между лентами от сползания и исключение его просыпания между бортами лент (глава 6).

Реализация результатов работы

■ в производстве:

- по Федеральной целевой научно-технической программе «Исследования и разработки по приоритетным направлениям развития науки и техники» на 2002-2006 годы по государственным контрактам №02 442 117340 (№ госрегистрации 13243.0323050947.06.1.002.5) и №02.442.11.7570 (№ госрегисграции 13243.7813045547.06.1.009.3) в НПК «Механобр-техника» (система оценки эффективности и технологических показателей агрегатов для переработки полезных ископаемых; методика расчета параметров комплексов технологических перерабатывающих и транспортных агрегатов; рекомендации по модернизации и созданию новых агрегатов; технологические схемы на базе энерго- и ресурсоэффективных агрегатов при циклично-поточной технологии переработки горной массы, в перерабатывающих комплексах горнорудных, нерудных, угольных и металлургических предприятий);

- по Федеральной целевой программе «Исследования и разработки по приоритетным направлениям развития научно-технологического комплекса России на 2007-2013 годы» №02.515.11.5099 (№ госрегистрации 01200955704) в УРАН «Институт машиноведения имени А. А. Благонравова РАН» (основные положения расчетной методики определения параметров технологических виброагрегатов для переработки твердого природного сырья и техногенных отходов) и № 16.515.11.5047 (№ госрегистрации 01201173187) в ФГБОУ ВПО

«Московский государственный горный университет» (методика расчета основных энергетических параметров экспериментального стенда для испытаний моделей рабочих органов горных машин);

- при эскизном проектировании транспортного агрегата КНК-270/3500 в межгосударственном проекте по созданию крутонаклонного конвейера для карьера «Мурунтау» Навоийского ГМК, Узбекистан №23/106-02 в ЗАО «Новокраматорский машиностроительный завод», Украина, (результаты моделирования крутонаклонного конвейера КНК-270/3500 и его тяговый расчет).

■ в учебном процессе:

- в ФГБОУ ВПО «Национальный минерально-сырьевой университет «Горный» по дисциплинам: «Дробление, измельчение и подготовка руд», «Обогащение полезных ископаемых», «Технология минерального сырья»;

- в ФГБОУ ВПО «Московский государственный горный университет» по дисциплинам: «Прикладная механика», «Оборудование для обогащения полезных ископаемых».

Апробация работы. Основные положения и результаты работы с 2001 по 2012 гг. докладывались и получили одобрение на 30 научно-технических советах, научных симпозиумах и семинарах, включая: V-ю Международную экологическую конференцию студентов и молодых ученых «Экологическая безопасность и устойчивое развитие», Москва, (18-19.04.2001), Third International Symposium «Miming and environmental protection МЕР-01», Югославия, (21-23.05.2001), 1st International Conference «Logistics&Transport LOADO-2001», Словакия, (6-8.06.2001), 2-ю и 3-ю Международные конференции по проблемам рационального природопользования «Проблемы создания экологически рациональных и ресурсосберегающих технологий добычи полезных ископаемых и переработки отходов горного производства», Тула (1417.05.2002 и 8-10.06.2010), Международный научно-практический семинар «Современное состояние и перспективы широкого применения циклично-поточных технологий», С.-Петербург, (23-25.09.2002), XI Международную конференцию «Технология, оборудование и сырьевая база горных предприятий промышленности строительных материалов «Щебень-2004»», С.-Петербург, (69.09.2004), научный симпозиум «Неделя горняка», Москва (24-28.01.2005, 2327.01.2006, 22-26.01.2007, 28.01-01.02.2008, 26-30.01.2009, 25-29.01.2010, 2428.01.2011), III Международную научно-техническую конференцию «Чтения памяти В.Р. Кубачека» «Нетрадиционные технологии и оборудование для разработки сложно-структурных МПИ», Екатеринбург (15-17.02.2005), 4-ю Международную выставку и конгресс по управлению отходами «ВэйстТэк-2005», Москва (31.05-03.06.2005), Международное совещание «Современные проблемы комплексной переработки природного и техногенного минерального сырья»

«Плаксинские чтения - 2005», С.-Петербург (05-09.09.2005), Общероссийскую инженерно-технологическую конференцию «Резервы экономического роста и доение ВВП России», Москва (12-13.12.2005), VI Конференцию-выставку «Подготовка, обогащение и обезвоживание руд и минералов», Москва (1820 02 2006) IV VI-X Международные научно-технические конференции «Чтения памяти В.Р. Кубачека» «Тех.юлошческое оборудование для горной и нефтегазовой промышленности», Екатеринбург (15-17.05.2006, 10-11.04^008, 23-24 04 2009 14-16.04.2010, 7-8.04.2011, 19-20.04.2012), семинар в ОМЗ Горное оборудование и технологии (Группа «Уралмаш-Ижора»), С.-Петербург (16 08 2006), Московскую международную промышленную ярмарку М11Р-2006 Международная специализированная выставка конвейеров ^анспортных систем, и комплектующих (машины непрерывного транспорта) КОНВЕЙЕРЫ -2006» Москва (24-27.10.2006), конференцию «Проблемы освоения недр в XXI веке глазам^ молодых.» Москва, УРАН ИПКОН РАН (11-14.11.2008), Пятую всероссийскую конференцию «Необратимые процессы в природе и технике». Москва МГТУ им. Н. Э. Баумана (26-28.01.2009), XXI Международную Инновационно-ориентированную конференцию молодых ученых и студентов по современным проблемам машиноведения (МИКМУС-2009), Москва, ИМАШ

РАН (16-18.11.2009).

Публикации. Основные научные результаты опубликованы в 4У

печатных работах, включая 23 - в изданиях, рекомендуемых ВАК Ми-нобрнауки РФ для публикации основных результатов диссертации на соискание ученой степени доктора наук, 1 монографию и 2 патента.

Личный вклад автора в публикации, выполненные в соавторстве, состоит в формировании основной идеи, выборе методов исследований и непосредственном участии в их выполнении, составлении и подборе материала, написании текстовой части, анализе полученных результатов и подготовке на их основе методик и рекомендаций.

Объем и структура работы. Диссертация состоит из введения, восьми глав, заключения и списка литературы из 247 наименований. Работа изложена на 344 страницах машинописного текста, включает 140 рисунков, 10 таблиц и 4 приложения.

Автор выражает глубокую признательность члену-корреспонденту РАН, проф., докт. техн. наук Л. А. Вайсбергу за ценные руководящие указания и консультации при подготовке диссертационной работы, докт. техн. наук В. А. Арсентьеву, проф., докт. физ.-мат. наук И. И. Блехману, проф., докт. хим. наук И. Д. Устинову, В. А. Трофимову и другим сотрудникам НПК «Механобр-техника», проф., докт.

техн. наук Г. Я. Пановко и специалистам УРАН ИМАШ РАН им. А. А. Благонравова, проф., докт. техн. наук Ю. В. Дмитраку, проф., докт. техн. наук Я. М. Радкевичу, проф., докт. техн. наук В. М. Авдохину и другим ведущим ученым МГГУ за конструктивные замечания, консультативную и другую всестороннюю помощь.

Краткое содержание работы

Во введении обоснована актуальность темы, сформулированы цель и идея, объект исследований, приведены научная новизна и практическая значимость, основные научные положения, реализация (внедрение) результатов, личный вклад и апробация, а также обоснованность и достоверность защищаемых положений и результатов.

В первой главе проанализированы состояние проблемы, объект, цель и задачи исследований, рассмотрены перерабатывающие комплексы технологических агрегатов горных предприятий, перерабатывающие и транспортные агрегаты, разработаны их классификации, проведена постановка проблемы и задач исследований, даны их методические основы, общее схематическое представление объекта исследований и его моделирование, методы и средства исследований.

Во второй главе изложена разработанная в диссертации система оценки энерго- и ресурсоэффективности технологических агрегатов перерабатывающих комплексов, включая критерии оценки дезинтеграции, транспортирования и классификации по крупности, и сопоставление показателей различных горных перерабатывающих и транспортных агрегатов (дробилок, грохотов и транспортеров), проведен выбор, как наиболее эффективных, перерабатывающих агрегатов вибрационного принципа действия и транспортных агрегатов непрерывного действия -крутонаклонных двухленточных агрегатов.

В третье главе проведено моделирование динамических систем дебалансных вибрационных агрегатов на основе кинетостатического подхода, включая векторный анализ движения материальных точек с различными видами связей по замкнутым траекториям и анализ модели одномассной колебательной системы с определением их энергетических параметров.

В четвертой главе разработана обобщенная двухзвенная модель динамических систем технологических виброагрегатов, в т. ч. выявлена кинематика движения системы двух связанных материальных точек

вокруг параллельных осей, проведено моделирование виброагрегатов двухзвенной системой с упруго-вязким звеном и упруго-вязким шарнирным соединением с учетом различных влияющих факторов, включая технологическую нагрузку, влияние усилий привода, сил тяжести и т. п., и определены энергетические параметры обобщенной модели.

В пятой главе сделано обобщение исследований технологических вибрационных агрегатов, включая выявление динамических принципов повышения энергоэффективности виброагрегатов, энергозатрат виброагрегатов при различных режимах колебаний, влияния режимов работы виброагрегатов на их энергетические параметры, дано экспериментальное подтверждение полученных результатов.

В шестой главе в дополнение к проведенным ранее работам исследованы геометрические и силовые параметры нижних и верхних переходных участков крутонаклонных двухленточных транспортных агрегатов с учетом влияния на эти параметры напряженно-деформированное состояние лент на этих участках, установлены зависимости силовых параметров от радиусов переходных участков и др.

В седьмой главе сделано обобщение и приведены сведения о реализации результатов исследований, включая комплекс методик расчета параметров комплекса технологических агрегатов, рекомендации по модернизации и созданию новых агрегатов, их применению в комплексах технологических агрегатов при циклично-поточной технологии транспортирования и на обогатительных фабриках различных горных предприятий (рудных, нерудных строительных материалов, угольных, а также горно-химического и металлургического циклов подготовки сырья).

В восьмой главе приведены сведения о практическом использовании результатов исследований, участии в федеральных целевых программах и в межгосударственном проекте по созданию крутонаклонного двухленточного Транспортного агрегата для карьера «Мурунтау» Навоийского ГМК (Узбекистан).

В приложениях помещены данные об энерго- и ресурсозатратах технологических агрегатов, изложены результаты дополнительных исследований силовых и энергетических параметров с дебалансными вибровозбудителями при внецентренном приложении возмущающих сил, а также помещены документы о внедрении результатов работы.

ЗАЩИЩАЕМЫЕ НАУЧНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ

1. Математическая модель виброагрегата с двумя жестко связанными массами (дебалансного вибровозбудителя и колеблющейся массы виброагрегата) и упруго-вязкой связью с неподвижным основанием позволяет при определении энергетических параметров агрегата учитывать сложное движение дебалансной массы и ее инерционную переносную силу, а также суммарной инерционной и упругой сил (глава 3).

Наибольший вклад в создание теоретических основ техники вибрационного принципа действия внесли И. И. Блехман, Н. В. Бутенин, И. И. Быховский, В. Л. Вейц, Р. Ф. Ганиев, В. В. Гортинский, Г. Ю. Джанелидзе, В. Д. Земсков, М. М. Ильин, В. О. Кононенко, Э. Э. Лавен-дел, А. И. Лурье, Р. Ф. Нагаев, О. О'Рейли, В. Н. Потураев, С. П. Тимошенко, К. Ф. Фролов, К. Ш. Ходжаев и другие.

Практика проектирования, расчета и технологического применения многочисленных машин и агрегатов для переработки полезных ископаемых была развита В. А. Бауманом, В. А. Бобиным, Л. А. Вайсбер-гом, И. Ф. Гончаревичем, Ю. Ю. Гяцявичюсом, Ф. М. Диментбергом, И. И. Кавармой, Ю. А. Лагуновой, В. А. Мальцевым, Г. С. Писаренко, К. М. Рагульскисом, И. П. Тимофеевым, А. Я. Тишковым, А. Д. Учителем, В. П. Франчуком, М. В. Хвингией, А. Г. Червоненко, А. В. Юдиным и другими учеными.

Несмотря на значимость и многочисленность исследований основ вибрационной техники, в них недостаточно уделено внимания энергетическим параметрам применительно к решаемой проблеме. Это потребовало проведения специальных исследований.

Принципиальной особенностью примененного в диссертационной работе подхода к исследованию виброагрегатов является моделирование процессов их колебаний с учетом сложного движения масс де-балансов их вибровозбудителей, выделения этих масс из суммарной массы колеблющихся частей виброагрегата, представление динамической модели виброагрегата, обычно называемого одномассным, в виде двухмассной динамической системы.

Изучение закономерностей движения масс «одномассного» виброагрегата (массы дебаланса вибровозбудителя твя и массы остальных колеблющихся частей М0) проводилось моделированием с помощью материальных точек. Принималось, что массы динамической системы виброагрегата сконцентрированы в их центрах масс (ЦМ), а

жесткости рабочих органов не оказывают влияния на физику процесса колебаний в выбранных диапазонах режимных параметров.

Основными были двухмассные модели, в которых было принято, что массы твв и М0 (материальные точки) связаны между собой посредством невесомого жесткого стержня, одним концом присоединенного к массе твв, а другим концом шарнирно соединеного с массой М0. Было разработано несколько моделей «одномассных» агрегатов с поэтапным

их усложнением.

На начальном этапе при общепринятом допущении, что твв « М0, изучалось движение массы виброагрегата М = твв + М0 по замкнутым траекториям при различных видах ее связей с неподвижным центром вращения: абсолютно жесткой, упруго-вязкой, упругой, вязкой, а также при отсутствии связи (свободной материальной точки). В результате исследований были получены следующие выражения для определения средних значений необходимой мощности при различных видах связей и движении материальной точки по замкнутым круговым траекториям:

- абсолютно жесткая связь <^>=0; (1)

2

, ч МА ЮГ| 2 2| Л, 1

- упруго-вязкая связь (Л^) = —— ю0 - со | + 2псо 1,

•у

. > МА СО I 2 21 — упругая связь \М-£) = —-—|со0—со |; ^

ИМА2 со2

, . ИЛМ СО ,л\

вязкая связь ) = --; ^

МАг со3

, > МЛ СО

- связь отсутствует (Л'т) =---> ^

* 271

где А - амплитуда колебаний рабочего органа, ю0 - собственная частота колебаний, /г - коэффициент диссипации в материалах упруго-вязкой системы амортизации.

Эти выводы могут быть также распространены на движение любых материальных точек. Например, в некоторых случаях при рассмотрении т. н. «мягковиброизолированных» агрегатов, когда принимается, что они работают в далеко зарезонансном режиме (со»со0), упругость и диссипация в упруго-вязких элементах практически не оказывают влияния на мощность. Тогда может быть использовано выражение (5).

Однако динамическая система «одномассного» агрегата должна описываться моделью с двумя материальными точками, т. к. приведенные выше исследования не учитывают или учитывают только частично сложное движение дебалансной массы вибровозбудителя твв.

Рассмотрим двухмассную колебательную систему центрированного вибрационного агрегата с одиночным дебалансным вибровозбудителем и рабочим органом, размещенным на упруго-вязких опорах (рисунок 1). Допустим, что точка О является неподвижным статическим центром, который примем за начало координат неподвижной декартовой системы XOY, ось ОХ которой горизонтальна и направлена вправо. Подвижная система ТОР с тем же началом координат в точке О жестко связана с массой Мо и вращается с угловой скоростью со против часовой стрелки от оси ОХ.

Необходимо сразу отметить, что сила Кориолиса может не учитываться, т. к. при принятой круговой траектории движения системы ее точки по отношению к подвижным осям координат находятся в покое. Учитывая, что cos(rc-cp) = —coscp, получим общее для нерезонансных режимов колебаний условие равновесия сил по оси ОР одномассной системы с упруго-вязкими элементами амортизации:

^m-^ynp+^nep+^BBCOS(p = F£, (6)

"У 2

где Fmi = МАаГ и FBB = тввга> — силы инерции системы и дела-бансного вибровозбудителя, г — приведенный радиус ЦМ дебаланса вибровозбудителя, Fynp = МАа>о - сила упругости, равная реакции упругих опор системы на смещения относительно статического центра, Fnep - тввАсо2 - переносная сила инерции в относительном движении массы твв.

Сила FBB, возникающая под действием привода, будет иметь две проекции на оси подвижной системы координат ТОР.

Из выражения (6) получено, что Fx = Fnep. Для уравновешивания по оси ОР силы Fz, как показали проведенные исследования, необходимо на плече г дебаланса создать тангенциальную силу Fnp = F^coscp, для чего требуется момент привода, равный ¿npcos = (/^costp)/- = FKBAcosq>.

Найдем момент привода, требуемый для преодоления диссипа-тивных сил. При перемещении системы по дуге окружности радиуса А на некоторый малый угол dy масса Мо пройдет малый путь dv = Ad\\i. При бесконечно малых перемещениях sin dij/ я d\|/. Тогда получим сле-

дующий момент привода: Ц^ = = где

анонсе - элементарная работа диссипативных сил.

Учет переносной силы Гпер дает момент привода, равный ¿о™ -

= ^пер^шф.

По правилу суперпозиции сложение моментов дает суммарный момент привода, необходимый для работы системы:

Хпр = ¿прсоз + ¿пР5т + = тввгА(й (С05ф + 28Шф). (7)

Необходимая средняя мощность будет равна:

) = ь ^ = ^^(со8ф + 28тф) = ^(К-а>2| + 4й»).(8) 2п 2к 2 л

Равенство (8) одинаково по структуре с уравнением (2), но дополнительно учитывает мощность, необходимую для преодоления неуравновешенной переносной силы. Удвоение второго слагаемого обусловлено учетом влияния переносной силы .Рпер массы твв.

Таким образом, установлено, что при колебаниях «одномассных» систем вибрационных агрегатов требуется дополнительный уравновешивающий момент привода, преодолевающий неуравновешенную инерционную силу, и соответствующая мощность.

2. Обобщенная математическая модель двухзвенных динамических систем одномассных технологических виброагрегатов отличается тем, что учитывает сложное движение массы дебаланса вибровозбудителя, взаимосвязи колеблющихся масс и уравновешивание действующих сил между собой, позволяет исследовать и определять силовые и энергетические параметры виброагрегатов, а также зависимости этих параметров от влияющих факторов, включая технологическую нагрузку, с более полным их учетом во

всех режимах работы (глава 4).

С целью обобщения проведенных исследований была разработана динамическая модель одномассного центрированного дебалансного вибрационного агрегата, представляющая собой двухзвенную систему с упруго-вязким звеном и упруго-вязким шарнирным соединением (рисунок 2). Модель разработана с учетом известных представлений о динамике двойного маятника и наиболее полно учитывает параметры динамической системы: переменную амплитуду колебаний (А), которой является длина первого звена, моделирующего систему амортизации, его жесткость (сО и демпфирование (Ьи Н-с/м), крутильную жесткость

вала вибровозбудителя (сг) и сопротивления в его подшипниках (¿>2, Н-с2м), силы тяжести Fxi и Frl от масс М0 и твв. Вал вибровозбудителя, совершая переносное движение, вращает второе звено, моделирующее дебалансный вибровозбудитель, приводя систему в движение. Обобщенная координата cpi определяет угловое положение первого звена, а Ф2 - второго (ф2 - ф1 = ф).

Влияние технологической нагрузки моделируется, во-первых, присоединенной массой груза М^ (Мю = М0 + Mlv), участвующего в движении рабочего органа, и дополнительной инерционной силой Frpa„, а во-вторых, силами сухого трения между слоями груза и рабочим органом (FTрст), уменьшающими амплитуду колебаний, и вязким трением в нагрузке (с помощью диссипативных коэффициентов b^,).

В модели принимается, что ось вибровозбудителя проходит через ЦМ рабочего органа - система центрирована, в связи с чем отсутствуют угловые колебания системы, вызванные внецентренным приложением возмущающей силы и несовпадением центров жесткости и масс.

Колебания массы Мро вдоль оси ОР подвижной системы координат ТОР со скоростью Унорм в связи с возможной переменной длиной первого звена (кривая 1) при движении по замкнутой траектории осуществляется относительно некоторой средней траектории 2 с амплитудой Ар и могут быть отдельно описаны уравнением Мр + /j,p 4- qp = Fp (?), где Fp(t) - сила, возмущающая колебания относительно средней траектории 2.

Применительно к дебалансным виброагрегатам vHopM = f(ci). Если сх 1 Фсу\, vHOpM изменяется с угловой частотой 2ю и траекторию движения можно представить в виде эллипса. При сх1 = cyi = С\ движение системы должно осуществляться по траектории, близкой к окружности радиусом А (кривая 2), и тогда vHopM —► 0.

В работе получены уравнения движения масс Мю и /явв с помощью энергетического метода и уравнений Лагранжа вида:

fHf^fi-f^i/-.,*), «

dt dq j dqj 8qj dt dqj dq}

где WK и Wn - кинетическая и потенциальная энергии; Щ> - дис-сипативная функция Рэлея; Qj - обобщенные силы от действия внешних непотенциальных сил; qj и ¿¡j — обобщенные координаты и скорости; j = 1 или7 = 2- порядковый номер звена; t - время.

После подстановки в (9) значений Жк, IV,,, 1ГР и обобщенных сил 2, И Ог получена следующая система уравнений моментов сил, учитывающая параметры некоторых рабочих процессов агрегатов (вибротранспортирование, виброгрохочение и др.):

\МЛ2'ф} + тшАгсоэсрфз -т^Агът фф2 +

+ЪьАг<?х +кТ?А + Л/^зшф, = ^Лсовф

пгтг2 ф2 +/тгвву1г соб фф( +»гвв Л г эшфф^ +

где М = Мр0 + твв - масса колеблющихся частей системы с учетом присоединенной массы, Ьв = Ъ! + Ь^2 - составной коэффициент диссипации по элементам вязкости системы; 6гр = Пгр^о/Згр, Н-с/м; г|ф -коэффициент вязкости груза, Па-с; 5СЛ - площадь слоя груза, на которой возникает сила сопротивления перемещению, м2; Згр - толщина груза, м; к = к^Су - коэффициент диссипации по элементам трения системы, Н; -Р„ = Л?>сл, РФ, а„р) - сила давления технологической нагрузки на взаимодействующие слои груза или груза и поверхности рабочего органа, зависящая от толщины вышерасположенных слоев 5СЛ, плотности груза Ргр и его нормального ускорения апгр при колебаниях, Н; /гр - коэффициент трения между слоями груза и рабочим органом; к1- поправочный коэффициент скорости груза, характерный для каждого технологического процесса.

Слагаемые, содержащие скорости ф, и ф2, являются моментами

нормальных сил инерции, а слагаемые, содержащие ускорения ф, и ф2, - моментами тангенциальных (касательных) сил инерции, что характерно для переносного движения.

Для проверки достоверности полученных методом Лагранжа результатов при разработке математических моделей исследовавшихся динамических систем также использовался кинетостатический принцип Даламбера. С его помощью относительно осей подвижной системы координат ТОР была получена следующая система уравнений движения масс Ми Отвв виброагрегата:

|Мр! + 6рр1 + срр, + тввр2 =/гпрр ^

1 Мхх + ЙД + Сх Х1 + ГП^Х 2 = -^прт - ^грст '

где p^T^p^Xj.pj.Tj - проекции ускорения, скорости и перемещения массы М на оси системы координат TOP, bp, Ьх, ср, сх - коэффициенты демпфирования и жесткости упруго-вязкой системы амортизации относительно оси системы координат ТОР, р2 и х2 - проекции ускорения массы твв на оси системы координат TOP, Fnpp и Fnpz - проекции усилия привода на оси системы координат TOP, Frрст = k/TpFn -сила сухого трения между слоями груза и рабочим органом.

В результате решения системы (11) получены равенства (р, = 0 и

XI = 0):

М4ф, + 6вЛф, + тъъ [Лср, - rq>l sin (<p2 - ф,) + ríp2 cos (<p2 - ф,)] = ~ ^lip соя(ф2 - Ф1) - F

.(12)

-МА$ + с,А- твв [лф,2 + rq>\ cos (ф2 - ф,) + rip2 sin (ф2 -ф,)] = = s"1 (фг ~ Ф1)

В установившемся режиме первые уравнения систем (10) и (12) совпадают после их приведения к одинаковому виду и при допущении, что влияние сил тяжести несущественно. В результате использования обоих методов получена система из трех уравнений:

ХрЛсозф = Fm¡ccA + F^A -FmAsinф

• Fnpr = V™Ф + dj2 , (13)

F^ sinф = Fnep -Fyvu + FM cosy

где FU0MU = 2b2(ü2/dB - усилие сопротивления в подшипниковых опорах вибровозбудителя, ¿4 - диаметр вала вибровозбудителя, F^,, = = МА{coo - со ) - суммарная сила при сложении сил упругости и инерции.

Отметим, что влияние сопротивлений в опорах вибровозбудителя и технологической нагрузки широко представлено в литературе и их учет в расчетных методиках не представляет затруднений. Для выяснения механизма создания колебаний и расчета соответствующих энергетических параметров на рисунке 3 показаны схемы сил в соответствии с системой уравнений (13) без учета слагаемого, содержащего Fnoam.

Воспользовавшись методом Пуансо приведения силы к заданной точке, перенесем силу привода Fnp параллельно самой себе в ЦМ массы Мро, добавив при этом пару сил (F'„p и F"np), векторный момент кото-

19

рой равен векторному моменту переносимой силы относительно новой точки приложения силы, т. е. вращающий момент привода относительно оси вибровозбудителя будет равен: Ьпр1 = Г'щГ = При этом сила ^пр, действуя на массу Л/РО, становится движущей по отношению к этой массе, а также преодолевающей сопротивления системы при движении по окружности и уравновешивающей все действующие силы по осям системы координат ТОР, включая центральные.

«Косинусная» составляющая ^рСОЭф силы привода приложена на плече А и оказывает влияние на массу М?0 и наряду с «синусной» составляющей Fввsmq> дебалансной силы преодолевает силы Гтсс и ^фСТ.

При рассмотрении системы (13) видно, что сила привода Рпр затрачивается на диссипативные потери (первое уравнение) и на преодоление упругих и инерционных сил (третье уравнение). Кроме того, из третьего уравнения следует, что «синусная» часть силы привода нужна для преодоления инерции всей системы, создания «косинусной» части центробежной силы от массы вибровозбудителя твв и вращения системы на амплитуде А, т. е. создания переносной силы

Используя (13), было установлено равенство квадратов сил привода и вибровозбудителя: = На основе первого уравнения системы (13) и при Гпр = Л. получен момент привода вибровозбудителя, требуемый для преодоления диссипативных составляющих и сопротивлений в технологической нагрузке: Ьпр2 = РДИС0А + FГpCTЛ = FBBЛ (совф + + БШф).

«Косинусная» составляющая ^персозф, действуя через связь, образует реактивную силу ^'перСОБф, которая может быть спроектирована на оси ОР и ОТ (рисунок 4). Проекция /"персо82ф не создает крутящий момент, т. к. проходит через центр вращения системы (точку О), но уменьшает амплитуду колебаний (при FпepCOS2ф «к Fин этим уменьшением можно пренебречь). Проекция ^ перСОБфБШф, действующая на массу М0 по касательной к траектории ее движения, будет равна F'ПpC0SФ• Это в свою очередь приводит к уравнению -Р'первтф = или ко второму уравнению системы (13) при условии равенства F/пep = ^пер.

Таким образом, привод будет преодолевать следующие сопротивления:

- момент, возникающий при относительном движении массы твв, равный ¿пр1 = ■Р'прг;

- момент от действия диссипативной СИЛЫ Т^дисс, приложенной к массе Мро, равный Ьпр2 = ГДИССА + F¡V„A]

- момент, необходимый для преодоления проекции реактивной СИЛЫ F'nepcoscpsiníp от действия «косинусной» составляющей переносной силы .FnepCoscp, связанной с переносным движением массы швв, и равный Znp з = Fnprcos(p.

Момент, необходимый для преодоления силы, связанной с переносным движением массы Л/0, и равный FnpAcosq>, входит в Ьпр2. Тогда получим следующее выражение: Lnp = Fnpr + ГДИССА + Flv„A + Fnprcos(p. Преобразуем его, используя первое и второе уравнения системы (13) и учитывая, что Fmpr = FBBA, найдем:

Атр = ^[cosф + sinф+sinф(1 + cosф)] +1 FnojxmdB (1 + cosср) (14)

Первые два слагаемых, входящие в (14) и содержащие функции cos ф и sirKp, уже неоднократно были выведены нами ранее, а слагаемое siiwp (1 + совф) получено дополнительно на основе обобщенной двух-звенной модели и учитывает сложное движение массы твв.

Суммарная необходимая мощность будет:

Ny = +-МА2

со

IcOq — <a2| + 2/^Q) + 2ABft)[ l + X, |ffl¿ 03

ira

1 + ин —ТГ~

(15)

V У

где Хин - коэффициент динамичности при инерционном возбуждении, кв = Ьв/ 2 М.

Полученное выражение может быть использовано в системах с вынужденными колебаниями для определения мощности приводов центрированных виброагрегатов в зарезонансном и дорезонансном режимах их работы.

3. Зависимости мощности одномассных вибрационных агрегатов с дебалансными вибровозбудителями от вынужденной частоты колебаний имеют в зарезонансном режиме четко выраженный минимум. Работа виброагрегатов в этой зоне обеспечивает их минимальные энергозатраты (глава 5).

Для определения энергетических параметров виброагрегатов относительно осей неподвижных декартовых координат ХОУ с использованием принципа Даламбера была получена следующая система уравнений:

ÍA£c + ürJé + c,x = FBBcos((0/ + vi) \w + byy + cyy = F„sm(<ot + 4yy

где Фл и Фу - фазы колебаний по осям ОХ и О У (при движении ЦМ колеблющейся массы М по круговой траектории срх - ф», - <р).

Эти уравнения отличаются от классических наличием в возмущающей силе вибровозбудителя FU0 фазы Ф, которая отсчитывается против часовой стрелки от линии радиального смещения массы М0, а не от линии действия вектора возмущающей силы вибровозбудителя, и, таким образом, фаза <р является углом опережения возмущающей силои вибровозбудителя радиальных смещений массы М0 Тогда решения уравнений системы (16) в установившемся режиме не будут содержать фазы Ф и, например, для первого уравнения будут иметь вид:

x = Axcoscot; x = -Axcosina>t; х = -Лх(о2 cos cot. Как показали исследования, принятая в работе форма уравнений движения (16) облегчает математические операции при вычислении величины работы и мощности и упрощает соответствующие конечные формулы, а также улучшает

понимание физики процесса колебаний.

Так как ход решения каждого уравнения аналогичен, то определение энергетических параметров рассмотрим только для одного из них (по оси ОХ). Подставляя в первое уравнение системы (16) выражения для JC, X, х и используя метод гармонического анализа, получим два уравнения мгновенных значений усилий (при сх = Мйо*2) в виде:

\мАх|ü4 - (02|cosroí = FBB cos9x cosco/ (П)

\bxAxaún(üt = FBB sinip, sin coi Правые части этой системы представляют возмущающие силы вибровозбудителей, левые - силы сопротивления колебаниям подвижной части виброагрегата. Причем из первого уравнения можно определить разность упругих И инерционных СИЛ Fynnx - Fynpx - FHítx = MA¿(ü2ax ~ И2), а из второго - диссипативную силу Fmccx = ЬхАх<й

Определение энергии затрачиваемой на разность упругих и

инерционных сил, и мощности ЛГдисс, необходимой для преодоления диссипативных сопротивлений, производилось методом скалярного умножения уравнений (17) соответственно на проекции перемещения * (х < Ах) и скорости X массы М:

дисс

777777

Рисунок 1 - Динамические схемы сил подпружиненной центрированной колебательной системы одномассного дебалансного виброагрегата в дорезонансном (а) и зарезонансном (б) режимах его работы: 1 - колеблемая масса, 2 - масса дебалансного вибровозбудителя, 3 - упругие и диссипативные элементы, 4 - приводной механизм

Рисунок 2 - Схемы приложения сил (а) и скоростей (б) двухзвенной системы с упруго-вязким звеном и упруго-вязким шарнирным соединением: 1 - траектория движения при продольных колебаниях упругих элементов, 2 — средняя линия траектории движения, 3 — привод вибровозбудителя

Рисунок 3 - Схема действия сил двухзвенной системы центрированных одномассных виброагрегатов

-^перЗІПф

Рисунок 4 - Схема действия переносной силы и ее проекций

Кср созсрБІпф

СОЭф

г" 2 СОБ ф

пер т

/

ЛЛЛ-/ сх2

Рисунок 5 - Силовые схемы создания угловых и поступательных колебаний в нецентрированных дебалансном (а) и самобалансном (б) виброагрегатах

0.0 0.5 1.0 1.5 2.0 2.5 3,0 3.5 4.0

Отношение частот и

Рисунок 6 — Зависимости мощности виброагрегата от отношения частот вынужденных и собственных колебаний с учетом упругих и инерционных сил

го

I-

о

е-§

а ю

ю

А

б о

X

3" о

у

5=1,! в /

1! / г 0 /

л

я / *

2 0

¿7 У у « 9

/-

0,0

0,5

1,0

1.5

2.0 2,5

3,0

3,5 4,0 4,5 5,0 Отношение частот ц

Рисунок 7 - Качественные зависимости мощности нецентрированного самобалансного виброагрегата с упругой колебательной системой от отношения частот р при q= \,5: 1 - при постоянной амплитуде колебаний, 2 - при заданных конструктивных параметрах, с, = 0,5(/?х1

МА\ - со2|со52 со/ = ГВВАХ СОЭфг СОБ2 со? ЬхА;(о2 эт2 Ш = ^„^шяпф^ вт2 со/

Первое уравнение системы (18) представляет собой равенство текущих значений энергии (работы), поступающей от вибровозбудителя (правая часть) и потребляемой колеблющейся частью виброагрегата (левая часть) при его работе в зарезонансном или дорезонансном режимах. Второе уравнение является равенством текущих значений мощностей: вибровозбудителя (правая часть) и необходимой для преодоления диссипативных сопротивлений (левая часть). Правые части первого и второго уравнений определяют соответственно текущие работу и мощность проекций силы вибровозбудителя на перемещении X < Ах по оси координат ОХ. Оба уравнения системы (18) связывают между собой режимные и другие параметры вибровозбудителя и вибрирующей подвижной части виброагрегата.

Определение энергетических параметров по оси О У аналогично. Значения энергетических параметров одномассных виброагрегатов определяются суммированием полученных значений по осям координат

Определение энергии (работы) путем скалярного умножения силы Гупих на перемещение х (см. первое уравнение системы (18)) возможно благодаря тому, что перемножаются значения проекций двух переменных синхронно и гармонично изменяющихся величин с равными периодами колебаний. При этом в дорезонансном режиме движение осуществляется синфазно, а в зарезонансном - противофазно. Такой метод определения работы вполне согласуется с положениями теоретической механики, где работа постоянной по направлению и модулю силы F определяется как скалярное произведение векторов силы Р и перемещения и или суммы произведений их проекций на оси координат.

Приведя уравнения (18) к равенствам с одинаковыми энергетическими параметрами и сложив их средние значения (при <п* = ^ + -у , где ке.Ъ+) по осям координат ОХ и ОУ, для центрированных агрегатов получим:

ОХ и ОУ.

2/ко) = т°»Агт (созф + 5Шф) . (19) ' 2 и

Необходимо отметить, что выражение (19), как и приведенные выше (2), (8) и (15), отличается от известных наличием слагаемого

-со2|, которое учитывает потери на преодоление разности

упругих и инерционных сил. Без этого слагаемого (19) приводится к известным выражениям, учитывающим только диссипативные потери на вязкое трение в элементах амортизации. При этом требуемая для виброагрегатов мощность существенно (в 1,5...2,0 раза) занижается.

Сравнивая (19) с полученными ранее выражениями (2), (8) и (15), следует отметить их совпадение за исключением диссипативных слагаемых. В (19) их значения в два раза меньше, чем в (8), что обусловлено разными методическими подходами получения выражений мощности. Последний метод, основанный на использовании системы уравнений (16), не учитывает необходимости преодоления момента переносной силы ^пер в относительном движении массы твв вибровозбудителя.

Для нецентрированных дебалансных (с одиночным вибровозбудителем) и самобалансных (со сдвоенным вибровозбудителем) агрегатов выявлено наличие двух видов колебаний: угловых и поступательных (рисунок 5). При их сочетании суммарные мощности будут превышать мощности центрированных агрегатов. Например, при заданных технологических параметрах получены соответственно следующие выражения (без учета диссипативных потерь):

(Кб) =

©ор'-®2

4я

1 +

мр1* кор'-©2

МА£.(й со;

4/

•со

ор'

-со

4л

1 + -

ме2 2 2 со0р--со

I 2 2 Ю0ч, - со

(20)

(21)

где АР'~ амплитуда поступательных колебаний агрегатов, соо^ и юор' - собственные частоты угловых и поступательных колебаний, I -момент инерции относительно ЦМ колеблющейся части виброагрегата, рвв и €— расстояния, приведенные на рисунке 5.

В работе получены зависимости мощности центрированных виброагрегатов от отношения ц вынужденной со и собственной ю0 частот колебаний (ц = ш / ю0) при различных добротностях колебательной системы £) = ©о / 2А (рисунок 6). При 0 > 2,0 графики имеют минимумы мощности. Работа агрегатов в диапазоне ц = 1,2...1,8 будет осуществ-

пяться с минимальными энергозатратами.

Зависимости средней мощности по выражениям (20) и (21) для нецентрированных виброагрегатов будут иметь качественно одинаковый характер. При заданных технологических параметрах (А = const) кривая мощности 1 (рисунок 7) имеет максимум в дорезонансном режиме и минимум в диапазоне р = 1,6...2,0. Для самобалансного агрегата (см. рисунок 7) резонанс при (! = <;= 1,5 связан с наличием угловых колебаний.

При практическом применении выражений для расчета мощности Nz виброагрегатов получены результаты, близкие к параметрам действующих конструкций (сходимость 87...91 %). Расчеты выполнялись для различных виброгрохотов, вибропитателей и вибросит российского производства с одним и с двумя синхронно и встречно вращающимися дебалансными вибровозбудителями (всего около 160 виброагрегатов). Экспериментальные исследования, проведенные нами совместно с к. т. н. С. М. Федоровым и специалистами ИМАШ РАН, подтвердили достоверность выводов, касающихся энергозатрат на движение несвободной материальной точки и расчета мощности одномаесных виброагрегатов по полученным выражениям. Сходимость теоретических и экспериментальных результатов составила 85...90 %.

Энергозатраты на диссипативные потери вязкого трения в номинальном режиме работы практически не существенны, а на трение в подшипниках дебалансных вибровозбудителей необходима мощность, не превышающая 14... 16 % от установленной (рисунок 8).

ГИС31 ГИСЗЭ ГИС 42 ГИС43 ГИС52 ГИС53 ГИСбг Тип грохота

Рисунок 8 - Структуры энергозатрат при заданных технологических параметрах для различных вибрационных грохотов:

1 и 2 — необходимая мощность на преодоление трения в опорах вибровозбудителей и разности упругих и инерционных сил

Как показали исследования, затраты энергии виброагрегата непосредственно на сам рабочий процесс не так и велики. Основные затраты необходимы для осуществления подготовительных операций рабочего процесса и связаны с необходимостью преодоления разности упругих и инерционных сил.

4. В динамических системах виброагрегатов с дебалаисными вибровозбудителями проявляется эффект автобалансировки, заключающийся в автоматическом выборе системами величии амплитуд их колебаний. При этом происходит уравновешивание инерционных, упругих, диссипативных и возмущающих сил, в результате которого значения энергетических показателей (работы, мощности, удельных энергозатрат) снижаются на порядок (главы 3, 4 и 5).

В настоящее время при проектировании различных по функциональному назначению и конструкции виброагрегатов могут быть использованы принципы, которые позволяют добиться снижения установленной мощности и повысить их энергоэффективность.

Эффект автобалансировки проявляется в установившемся режиме работы и состоит в автоматическом выборе колеблющейся механической системой центра вращения и взаимного расположения связанных масс М0 и твв и амплитуд их колебаний Лиг-А. Такой эффект возникает при уравновешивании инерционных, упругих, диссипативных и возмущающих сил. Для материальной точки массой М, находящейся в равновесии, силы системы взаимно компенсируются (уравновешиваются), подчиняясь векторному уравнению:

|^упр — -^ИН | -^ДИСС = ^ВВ • (22)

При работе в дорезонансном режиме масса твв будет опережать массу М0 на угол ф < л/2, а в зарезонансном - фе(^;л) . В случае малости диссипативных потерь (в дорезонансном режиме фаза ф 0, а в зарезонансном <р —> тт) массы М0 и тев практически будут располагаться на одной прямой, проходящей через точку О (см. рисунок 1).

Эффект автобалансировки связан с принципом уравновешивания связанных масс - дебаланса и колеблющейся части виброагрегата, находящихся при вращении под действием центробежных (инерционных) сил. В случае, когда А<кг и не учитывается переносное движение дебалансной массы вибровозбудителя, для системы, находящейся в

26

равновесии, выполняется условие (22). В общем случае при сложном движении получим по оси ОР выражение (6), а по оси ОТ выражение:

^дисс = ^вн > (23)

При переходе через резонанс «косинусная» составляющая ^соэф силы вибровозбудителя меняет знак на противоположный (рисунок 9), что связано с фазой ф. В зарезонансном режиме сила Гвв необходима для уравновешивания инерционной силы /%,„. Величина диссипативных потерь значительна в резонансной области, что снижает амплитуды сил и сглаживает кривые в этой области.

0,0 0,0 1.0 1.5 2.0 2.5 3,0 3,5 0,0 0,3 1.0 1.5 2,0 2,5 3.0 3.5

Коэффициент отстройки от резонанса Коэффициент отстройки от резонанса

Рисунок 9 — Зависимости амплитуд сил колебательной системы по оси ОР без диссипативной составляющей (а) и с ее учетом (б)

При го Ф too диссипативная сила Fa„cc компенсируется «синусной» составляющей FBBsitKp силы FBB, а в резонансном режиме, когда ф = я/2, •^дисс = FBB. При этом в дорезонансном режиме «косинусная» составляющая FBвСОБф помогает силе Fm преодолевать сопротивления упругих опор Fynp, а в зарезонансном - наоборот силы ^„соБф и F^ преодолевают силу инерции виброагрегата F„„. Это согласуется с представлениями известных авторов (Тимошенко С. П., Хайкина С. Э., Чувиковского В. С.идр.).

Важным для работы динамической системы является уравновешивание масс М и твв и их инерционных сил Fmi и FBB. Последние связаны через коэффициент динамичности при инерционном возбуждении: Fm = K,Fbb или MA = ХмГПюГ. В зарезонансном режиме при коэффициенте отстройки от резонанса ц > 3,0 с ошибкой 2,8 % можно принимать MA ~ тввг.

В результате исследований установлено, что проявление эффекта

автобалансировки и степень уравновешивания колеблющихся масс зависит от выбора параметров динамической системы виброагрегата. В реальных конструкциях уравновешивание колеблющихся масс и их инерционных сил снижает энергозатраты дебалансных агрегатов на порядок и более.

В существующих виброагрегатах принцип уравновешивания не использован в полной мере. В связи с этим, а также в совокупности с использованием принципа центрирования и выбором рациональных параметров виброагрегатов, энерго- и ресурсоэффективность их новых конструкций при переработке минерального сырья на различных горных предприятиях может быть повышена.

5. Математические модели системы «Лента-груз-лента» (ЛГЛ) переходных криволинейных участков крутонаклонного двухленточного транспортного агрегата позволяют с учетом погонных нагрузок устанавливать связь между величиной радиусов изгиба системы ЛГЛ и необходимыми тяговыми усилиями, а также усилиями прижатия лент друг к другу, обеспечивающими удержание транспортируемого груза между лентами от сползания и исключение его просыпания между бортами лент (глава 6).

Проблемам совершенствования крутонаклонных транспортных агрегатов непрерывного действия посвящены, в том числе, труды следующих авторов: Дьякова В. А., Дьячкова Л. А., Зенкова Р. Л., Калашникова О. Ю., Кириченко А. И., Коваленко В. И., Крылова В. В., Курят-никова А. В., Кутлунина В. А., Логинова И. Г., Неменмана Л. М., Пер-тена Ю. А., Прыгова H. М., Слепяна В. И., Спиваковского А. О., Тарасова Ю. Д., Урумова С. Т., Черненко В. Д., Шахмейстера Л. Г., Шешко Е. Е., Dos Santos J. A., Hardigora M., Karolewski В. и других.

Исследования крутонаклонных двухленточных транспортных агрегатов, в том числе и проведенные нами, охватывают большинство задач, возникающих при их создании. Однако для мощных двухленточных агрегатов, имеющих свои технические особенности, потребовалось решение дополнительных научно-технических задач. Их решение осуществлялось для уникального не имеющего аналогов в мире транспортного агрегата КНК-270 в составе транспортной линии ЦПТ-руда на карьере Мурунтау, Узбекистан.

В частности, пришлось по-новому решить задачи выбора рацио-

нальных геометрических и силовых параметров переходных (криволинейных) участков агрегата. Это было связано с новой усложненной трассой транспортирования (рисунок 10) и уникальностью параметров агрегата: производительность не менее 2000 м3/ч при угле наклона свыше 37° и высоте подъема груза более 270 м (длина транспортирования 916 м, включающая пологий свободный отрезок грузонесущий ленты в разгрузочной части 368 м).

13 10 11

\ \ /

Рисунок 10 - Схема КНК-270: 1 - загрузочная часть; 2 - крутонаклонная часть; 3 - разгрузочная часть; 4 - грузонесущая лента; 5 - прижимная лента; б - роликоопоры;

7 - ремонтная тележка; 8 - груз; 9 - опорные стойки; 10 - приводные барабаны; 11 - якорная секция; 12 и 13 - нижний и верхний переходные участки; 14 - загрузочное устройство; 15 - складской конвейер;

16 — уступы борта карьера

Потребовалось определить, в том числе, следующие основные параметры переходных участков: геометрические (радиус переходной кривой, расстояния между роликоопорами и углы наклона боковых роликов) и силовые (натяжения лент 5 в характерных точках, погонные силы тяжести груза д, прижимной <7л.пр и грузонесущей д^ лент, погонные прижимные силы £/прпр, прижимающие грузонесущую ленту к верхней прижимной на нижнем участке, и дпр, прижимающие систему ЛГЛ к роликоопорам), а также параметры напряженно-деформированного состояния лент. На величину радиуса переходных участков оказывают влияние технологические параметры агрегата, механические свойства лент, их напряженно-деформированное состояние и другие факторы. Погонные силы тяжести (д, дл.гр, дл.пр) и прижимные

силы (<7„р) воспринимаются и компенсируются на переходных участках натяжением лент и несущими роликоопорами грузонесущей ленты. Напряжения в лентах на переходных участках не должны превышать предела их упругости. В целом параметры переходных участков оказывают существенное влияние на многие параметры агрегата.

Для верхнего и нижнего переходных участков определяющие параметры различаются. Так, для верхнего переходного участка натяжения лент на несколько порядков выше и от них зависят допустимые нагрузки на роликоопоры, которые могут регулироваться радиусом переходного участка, шагом расстановки роликоопор и углами наклона боковых роликов. Эти параметры влияют на допустимые нагрузки в лентах и синхронность их движения.

На нижнем переходном участке натяжение лент также во многом является определяющим. В связи с относительно малым натяжением может возникать необходимость в дополнительном его увеличении или в дополнительном прижатии прижимной и грузонесущей лент во избежание раскрытия системы «лента-груз-лента» (ЛГЛ), образования гофр на лентах и просыпания груза.

Система лент агрегата с грузом и без него (система ЛГЛ) опирается на большое число роликоопор и является статически неопределимой. В работе система ЛГЛ моделировалась в виде упругого бруса с модулем упругости Е, (Н/м2) и изгибной жесткостью а поперечное сечение принималось корытообразным и трапециевидным.

На переходных участках имеет место плоский продольно-поперечный изгиб ЛГЛ. Действующие на элемент йЬ системы лент нижнего переходного участка усилия показаны на рисунке 11. Изгиб лент на участке происходит под действием продольного натяжения лент 5 при наличии погонных сил тяжести д, ^л гр, дямр и прижимной силы <7„р. Все эти силы зависят от угла ф и являются переменными по длине переходного участка Ь.

С достаточной для инженерного расчета достоверностью можно ограничиться предлагаемой моделью изгиба ЛГЛ, приняв среднее значение натяжения лент и равномерное распределение поперечного усилия <7„р(Н/м) по длине переходного участка (рисунок 11, а).

В результате компьютерных исследований получены многочисленные зависимости погонных сил д, длтр, дл.пр, прижимного дпр и других усилий от радиусов нижнего /?Ш1 и верхнего Лпв переходных участков агрегата при изменении их основных параметров. Как показали ис-

следования, необходимое среднее погонное усилие прижатия дпр для изгиба системы ЛГЛ с радиусом Дп„ на нижнем переходном участке можно определить по следующему выражению:

1 *2(Р*™)2

(24)

сЬ(^)

где к — ^Б/ЕП1Х

аъ

«^СОЭфС^

■ Геометрическая модель (а) и схема усилий, действующих на элемент системы ЛГЛ (б), на нижнем переходном участке: Дп„ - радиус переходного участка; £„ и 5К - суммарные натяжения лент в начале и в конце переходного участка; утах - максимальный прогиб лент; ЬШ1 и £да - длины пролета и дуги переходного участка

Минимальный радиус изгиба системы ЛГЛ без учета ее напряженно-деформированного состояния определяется абсциссой точки пересечения графиков зависимостей да = и дпр = ДДШ1). Погонная нагрузка да на роликоопоры нижнего переходного участка от его радиуса /?пн рассчитывается по формуле:

где д^ = д + <7л.пГ + <7л.гР; дупР и дп - погонные силы, возникающие от изгибной упругости системы лент и действия центробежных сил (по

данным исследований, эти силы значительно меньше значений первых слагаемых выражения (25), поэтому ими можно пренебречь).

Исследованиями установлено, что в диапазоне изменения величины грузопотока от нуля до максимального при радиусе изгиба нижнего переходного участка R,m > 100 м обеспечивается прижатие грузо-несущей ленты к ее роликоопорам (qG > <?пР) без дополнительного прижатия специальными прижимными устройствами. Следует отметить, что для различных вариантов расчетов сечений системы лент результаты определения минимального значения Rml мало отличаются.

Применительно к КНК-270 qG направлена вниз и имеет достаточно большое значение, чтобы обеспечивалось надежное прижатие грузо-несущей ленты к ее роликоопорам. Поэтому специальные прижимные устройства для переходного участка не потребовались.

При обеспечении на переходном участке одинаковой нагрузки на роликоопоры радиус кривизны ЛГЛ с ростом угла Р уменьшается, а кривая изгиба будет более сложной, чем дуга окружности. Учитывая сложность реализации такой кривой на практике, небольшой выигрыш в снижении напряжений в лентах и в сокращении пролета переходного участка, целесообразно его создавать по дуге постоянного радиуса.

Учитывая большую жесткость принятых для КНК-270 резино-тросовых лент и сравнительно небольшие их натяжения на нижнем переходном участке, полученные большие значения радиусов Ru„ > 150 м вполне логичны, т. к. напряжения оизг значительно превосходят напряжения он (о1ПГ >сгн), равные максимально допустимым сжимающим напряжениям в бортах лент. При меньших радиусах на грузонесущей ленте будет происходить перераспределение напряжений от изгиба оИЗг и суммарных напряжений ст£ = аИ1Г + аи и некоторое увеличение aL в

днище грузонесущей ленты.

Выбор радиуса нижнего переходного участка в диапазоне 100... 150 м допустим с точки зрения прочности лент. Однако работа лент на этом участке будет связана с образованием гофр на бортах лент. При этом может снижаться долговечность бортов грузонесущей ленты.

На верхнем переходном участке в связи с увеличением тяговых усилий существенно возрастают нагрузки на грузонесущие роликоопоры. В зависимости от высоты подъема груза, угла наклона и производительности агрегата нагрузки на роликоопоры могут быть близкими к предельным, как это имело место на КНК-270. В связи с этим создание верхних переходных участков в мощных двухленточных агрегатах мо-

32

жет стать невозможным из-за больших радиальных нагрузок на ролико-опоры или потребуется их размещение с малым шагом. Большие нагрузки на роликоопоры верхних переходных участков реально могут ограничивать технические параметры агрегатов.

По результатам расчета при трапециевидном сечении системы ЛГЛ допустимый радиус верхнего переходного участка КНК-270 составил: RnB > 225 м для лент РТЛ-5000 и RaB > 150 м для лент ST-5000.

Данные успешной эксплуатации мощного КНК-270 на карьере «Мурунтау» показали, что использование выбранных моделей и применение разработанной на их основе расчетной методики определения геометрических и силовых параметров переходных участков совместно с рядом полученных ранее результатов исследований позволили обеспечить надежную работу агрегата.

В целом результаты работы составляют достаточную научную основу для создания различных двухленточных агрегатов для разных условий их применения на горных предприятиях в составе КТА, в том числе уникальных двухленточных транспортных агрегатов для больших производительностей и высот подъема при циклично-поточной технологии транспортирования.

Кроме того, немаловажный интерес может представлять создание двухленточных агрегатов на меньшие высоты подъема для КТА обогатительных фабрик и других производств горных предприятий по переработке различных полезных ископаемых: руды, нерудных строительных материалов, горно-химического сырья, угля и т. п. В работе рассмотрены и предложены некоторые технологические схемы КТА перечисленных предприятий с применением, наряду с вибрационными перерабатывающими, двухленточных транспортных агрегатов, позволяющих сократить энерго- и ресурсозатраты и занимаемые КТА производственные площади (глава 7).

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В диссертации на основании выполненных теоретических исследований решена актуальная научно-техническая проблема, заключающаяся в развитии научных основ повышения энерго- и ресурсоэффек-тивности технологических агрегатов перерабатывающих комплексов горных предприятий на базе выявления наиболее эффективных принципов действия и конструирования агрегатов, исследований их динамических систем и совершенствования схем комплексов.

Основные научные результаты, выводы и рекомендации, разработанные автором, заключаются в следующем:

1. Предложенная в диссертации система оценки технологических агрегатов перерабатывающих комплексов позволила объективно оценить и выбрать наиболее энерго- и ресурсоэффективные принципы действия агрегатов.

2. Разработанные математические модели динамических систем агрегатов дали возможность выявить закономерности их функционирования, определить их энергетические и силовые параметры и установить их аналитические зависимости от влияющих параметров, а также углубить и расширить представление о механизме колебаний вибрационных агрегатов.

3. В результате исследований и развития научных основ повышения энерго- и ресурсоэффективности виброагрегатов установлено:

- в динамических системах виброагрегатов при определении показателей энергоэффективности важно учитывать вид и характер связей материальных точек, моделирующих колеблющиеся массы и движущихся по замкнутым траекториям, так как при этом требуется различная мощность вибровозбудителей, определяемая по разным математическим зависимостям;

- при моделировании динамических систем виброагрегатов необходимо учитывать, что дебалансы их вибровозбудителей совершают сложные движения, а инерционные силы переносного движения де-балансов вносят существенный вклад в энергозатраты на колебания;

- при колебаниях виброагрегатов с дебалансными вибровозбудителями значительный вклад в затраты энергии связаны с преодолением разности упругих и инерционных сил динамических систем.

4. Впервые выявлены:

- зависимости коэффициентов диссипации вязкого трения системы амортизации виброагрегатов от известных параметров их динамических систем;

- проявление при работе виброагрегатов эффекта автобалансировки с уравновешиванием инерционных, упругих, диссипативных и возмущающих сил между собой, что существенно снижает затраты энергии виброагрегатами.

5. На основании проведенных теоретических исследований предложено при выборе параметров и конструировании виброагрегатов ис-

пользовать следующие рекомендации для минимизации энергозатрат одномассных виброагрегатов:

- стремиться придерживаться принципа их центрирования, т. е. обеспечивать прохождение линии действия вектора возмущающей силы вибровозбудителя через центр масс рабочего органа виброагрегата, который в зарезонансном режиме должен максимально совпадать с центром жесткости системы амортизации;

- для центрированного виброагрегата целесообразно использовать режим работы вибровозбудителя в диапазоне отношения «р» вынужденной «ю» и собственной «Шо» частот колебаний ц ~ 1,3...2,5.

6. При создании мощных и протяженных крутонаклонных двух-ленточных агрегатов (в частности, типа КНК-270) усложняется определение геометрических параметров переходных участков и нагрузок на ленты и другие элементы конструкции, которые могут быть для этих элементов предельными или недопустимыми. В результате применения принципа силового уравновешивания для мощных агрегатов типа КНК-270 было рекомендовано принимать:

-радиус кривой изгиба нижнего переходного участка 100... 150 м с начальным слабонаклонным участком;

- радиус кривой изгиба верхнего переходного участка более 400 м с уменьшенным шагом между роликоопорами.

7. Полученные результаты позволяют разрабатывать новые научно-технические решения и на их базе создавать различные по эксплуатационным параметрам типоразмеры двухленточных транспортных агрегатов: от малых по параметрам для обогатительных фабрик до мощных и протяженных - уникальных для горных предприятий; решающих как задачи создания компактных обогатительных комплексов и уменьшения занимаемых ими площадей, так и задачи сокращения длин конвейерных линий, улучшения окружающей среды горных предприятий и, кроме того, дальнейшего развития глубоких карьеров.

8. С использованием полученных результатов для карьера Му-рунтау Навоийского ГМК (Узбекистан) ЗАО «НКМЗ» (Украина) был создан уникальный, не имеющий аналогов в мире крутонаклонный двухленточный агрегат КНК-270 со следующими параметрами: производительностью не менее 2000 м3/ч, углом наклона 37°, высотой подъема груза более 270 м, длиной транспортирования 916 м.

9. На основании выполненных теоретических разработок, прошедших экспериментальную проверку, были разработаны следующие методики для расчета:

- кинематических, силовых и энергетических параметров с учетом сложного движения по замкнутым криволинейным траекториям связанных материальных точек с упруго-вязкой системой амортизации на основе разработанных математических моделей;

- одномассных дебалансных виброагрегатов, моделируемых двухзвенной системой с упруго-вязким звеном и упруго-вязким шарнирным соединением на основе разработанной обобщенной математической модели, учитывающей влияние инерционных, упругих, диссипа-тивных и других силовых и энергетических параметров агрегатов и технологической нагрузки;

- нецентрированных одномассных виброагрегатов с одиночными и сдвоенными дебалансными вибровозбудителями на основе разработанной математической модели, учитывающей влияние различных факторов на энергетические параметры агрегатов;

- крутонаклонных двухленточных транспортных агрегатов на основе разработанных математических моделей переходных участков агрегатов, учитывающих усилия изгиба системы «лента - груз - лента», величины погонных нагрузок, усилия прижатия грузонесущей ленты к прижимной и допустимые напряжения.

Наиболее значимые печатные работы по теме диссертации

Статьи в рецензируемых периодических научных и научно-технических изданиях, рекомендуемых ВАК Минобрнауки России для публикации основных результатов диссертации на соискание ученой степени доктора наук

1. Шешко Е. Е., Картавый А. Н. Эффективный крутонаклонный конвейерный подъем для карьеров, шахт и перерабатывающих предприятий. // Горные машины и автоматика, № 6, 2001. С. 35-41.

2. Подопригора Ю. А., Журавлев А. И., Жиркевич В. Ю., Сели-нов В. И., Картавый А. Н. Конвейер с подвесной лентой ООО НПО «ТрансСпецМаш» для транспортирования насыпных грузов. // Горные машины и автоматика, № 6, 2001. С. 41-44.

3. Картавый А. Н. Удержание груза на крутонаклонном конвейере с прижимной лентой. // Горные машины и автоматика, № 1,

2002. С. 33-37.

4. Подопригора Ю. А., Селинов В. И., Картавый А. Н. Специализированные средства транспортирования для погрузочно-разгрузочных пунктов горной промышленности. // Горные машины и автоматика, № 2, 2002. С. 5-9.

5. Картавый А. Н. Синхронизация движения и уменьшение износа лент крутонаклонного конвейера с прижимной лентой. // Горные машины и автоматика, № 3, 2002. С. 19-24.

6. Картавый А. Н. Определение силовых параметров крутонаклонного конвейера с прижимной лентой. // Горные машины и автоматика, № 4, 2002. С. 10-15.

7. Картавый А. Н. Создание крутонаклонных конвейеров с прижимной лентой. // Тяжелое машиностроение, № 3, 2003. С. 14-17.

8. Картавый А. Н. Перспективы применения крутонаклонных конвейеров с прижимной лентой при ЦПТ. // Горный журнал, № 6,

2003. С. 52-56.

9. Вайсберг Л. А., Картавый А. Н. Дробильно-измельчительное оборудование НПК «Механобр-техника» для переработки минерального и техногенного сырья. // Горные машины и автоматика, № 3, 2004. С. 16-26.

10. Вайсберг Л. А., Картавый А. Н. Совершенствование просеивающих поверхностей вибрационных грохотов. // Горные машины и автоматика. 2005. № 3. С. 31-35.

11. Вайсберг Л. А., Картавый А. Н. Совершенствование полимерных просеивающих поверхностей грохотов. // Тяжелое машиностроение. 2005. №. 7. С. 29-33.

12. Картавый А. Н. К сравнительной оценке конусных и щеко-вых дробилок основных производителей по энергетическим показателям. // Обогащение руд. 2005. № 6. С. 54-57.

13. Картавый А. Н. Крутонаклонные ленточные конвейеры для горной промышленности. // Горное оборудование и электромеханика. 2006. № 10. С. 22-26.

14. Картавый А. Н. Определение мощности привода центрированной вибрационной машины.//Горное оборудование и электромеханика. 2007. №1. С.30-34.

15. Вайсберг JI. А., Коровников А. Н., Трофимов В. А., Картавый А. Н. Новые конструкции грохотов НПК «Механобр-техника». // Горное оборудование и электромеханика. 2007. № 2. С. 25-27.

16. Картавый А. Н. Проблемы применения различных типов крутонаклонных ленточных конвейеров. // Тяжелое машиностроение. 2007. №3. С. 31-34.

17. Картавый А. Н. Механизм возбуждения колебаний и затраты мощности дебалансными вибровозбудителями. // Горное оборудование и электромеханика. 2008. № 9. С. 34-40.

18. Картавый А. Н. Ресурсосберегающие принципы конструирования технологических вибрационных машин. // Горное оборудование и электромеханика. 2009. № 3. С. 28-37.

19. Кириченко А. П., Картавый А. Н. Крутонаклонный конвейер КНК-270 для Навоийского ГМК. Новый этап развития циклично-поточной технологии транспортирования полезных ископаемых. // Горная промышленность, № 2, 2010. С. 71-75.

20. Кириченко А. И., Картавый А. Н. Проблемы создания мощных двухленточных конвейеров для глубоких карьеров. // Горное оборудование и электромеханика. 2010. № 8. С. 8-13.

21. Картавый А. Н. Обобщенная модель центрированного де-балансного вибрационного агрегата. // Горный информационно-аналитический бюллетень. - М.: Изд-во Горная книга. № 12, 2011. С. 223-227.

22. Дмитрак Ю. В., Картавый А. Н., Картавый Н. Г., Серов В. А. Техника и технология малозахватной выемки твердых полезных ископаемых из маломощных пластов. // Горный информационно-аналитический бюллетень. — М.: Изд-во Горная книга. № 11, 2011. 16 с.

23. Кириченко А. И., Дзержинский В. А., Картавый А. Н. Мощный крутонаклонный транспортный агрегат для карьера «Мурунтау» Навоийского ГМК. // Горное оборудование и электромеханика. 2012. № 1.С. 23-28.

Патенты

24. Крутонаклонный ленточный конвейер. Патент РФ № 2165384 / Картавый А. Н., Картавый Н. Г., Шешко Е. Е. - БИ № 11, 2001. С. 280.

25. Крутопохилий стр1чковий конвеер. Патент UA № 62569 от 12.09.2011 / Волошин О. I., Кириченко А. I., Костюкова Т. I., Лавренко

Ю. В., Лиманська М. В., Пустовалов А. Г., Сильченко Ю. А., Картавый А. Н.-БИ№ 17,2011.

Монография

26. Вайсберг Л. А., Картавый А. Н., Коровников А. Н. Просеивающие поверхности грохотов. Конструкции, материалы, опыт применения / Под ред. Л. А. Вайсберга. СПб.: Изд-во ВСЕГЕИ. 2005. 252 с. / 76 с.

Научно-техническое справочное издание

27. Вайсберг Л. А., Картавый А. Н. Дробильно-сортировочные комплексы в технологиях переработки твердых промышленных и коммунальных отходов. // Безопасность жизнедеятельности. 2009. № 2. Приложение. 24 с.

Прочие публикации

28. Kartavyi A. Determination of the basic parameters of sandwich belt high angle conveyors for big volumes of mining mass. // MEP'01. - Be-ograd, Jugoslavia, 2001. P. 175-180.

29. Картавый A. H. Создание экологически безопасных крутонаклонных конвейеров с прижимной лентой для открытых горных работ. // Проблемы создания экологически рациональных и ресурсосберегающих технологий добычи полезных ископаемых и переработки отходов горного производства. Сб. докладов. / 2-я Международная Конференция по проблемам рационального природопользования. - Тула: ТулГУ, 2002. С. 446-453.

30. Вайсберг Л. А., Картавый А. Н. Современные типы просеивающих поверхностей вибрационных грохотов для нерудных материалов. / Сб. докладов на XI Международной конференции «Технология, оборудование и сырьевая база горных предприятий промышленности строительных материалов «Щебень-2004»», С.-Петербург, 6-9.09.2004 С. 188-192.

31. Вайсберг Л. А., Картавый А. Н. К сравнительной оценке дробилок основных производителей. / Сб. докладов на международном совещании «Современные проблемы комплексной переработки природного и техногенного минерального сырья «Плаксинские чтения -2005»», С.-Петербург, 05-09.09.2005. С. 326-329.

32. Картавый А. Н. Сравнение конусных и щековых дробилок по энергетическим критериям. / Сб. научных трудов Общероссийской

инженерно-технологической конференции «Резервы экономического роста и удвоение ВВП России», Москва 12-13.12.2005. С. 98-106.

33. Картавый А. Н. Исследование уравнения колебаний одно-массной системы и особенности определения мощности вибрационных машин / Труды пятой всероссийской конференции Необратимые процессы в природе и технике. Москва, 26-28.01.2009.Часть И. - М.: МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2009. С. 173-177.

34. Картавый А. Н. Энергосберегающие принципы конструирования технологических вибрационных машин / Труды XXI Международной Инновационно-ориентированной конференции молодых ученых и студентов по современным проблемам машиноведения (МИКМУС-2009). Москва, 16-18.11.2009. -М.: Институт машиноведения им. А. А. БлагонравоваРАН, 2009. С. 110.

35. Картавый А. Н. Сравнительная оценка крутонаклонных ленточных конвейеров. // Горная механика и транспорт: Сб. статей. Отд. вып. Горного информационно-аналитического бюллетеня - М.: Изд-во Горная книга. 2009. 544 с. С. 98-114.

36. Картавый А. Н. Основные научно-технические проблемы, возникшие при создании крутонаклонного конвейера с прижимной лентой для карьера «Мурунтау» Навоийского ГМК. / Сб. докладов на VIII Международной научно-технической конференции «Чтения памяти В. Р. Кубачека» «Технологическое оборудование для горной и нефтегазовой промышленности», Екатеринбург, 14-16.04.2010. С. 205-208.

37. Картавый А. Н. Разработка обобщенной модели одномас-сного центрированного дебалансного вибрационного агрегата и определение его мощности. / Сб. докладов на IX Международной научно-технической конференции «Чтения памяти В.Р. Кубачека» «Технологическое оборудование для горной и нефтегазовой промышленности», Екатеринбург, 7-8.04.2011. С. 215-219.

38. Кириченко А. И., Дзержинский В. А., Картавый А. Н. Уникальная крутонаклонная конвейерная установка для Навоийского ГМК. // Горная техника. 2011. С. 96-99.

39. Дмитрак Ю. А., Картавый А. Н. Разработка высокоскоростного агрегата для малозахватной выемки твердых полезных ископаемых из маломощных пластов. / Сб. докладов на X Международной научно-технической конференции «Чтения памяти В.Р. Кубачека» «Технологическое оборудование для горной и нефтегазовой промышленности», Екатеринбург, 19-20.04.2012. С. 60-65.

РИЦ Горного университета. 30.07.2012. 3.548 Т.100 экз. 199106 Санкт-Петербург, 21-я линия, д.2

Научно-производственная корпорация «Механобр-техника» (ЗАО)

На правах рукописи

05201350466 КАРТАВЫЙ Андрей Николаевич

РАЗВИТИЕ НАУЧНЫХ ОСНОВ ПОВЫШЕНИЯ ЭНЕРГО- И РЕСУРСОЭФФЕКТИВНОСТИ

ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ АГРЕГАТОВ ПЕРЕРАБАТЫВАЮЩИХ КОМПЛЕКСОВ ГОРНЫХ ПРЕДПРИЯТИЙ

Специальность 05.05.06 - Горные машины

Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук

Научный консультант член-корреспондент РАН,

доктор технических наук, профессор ВАЙСБЕРГ Леонид Абрамович

Санкт-Петербург 2012

(

/

АННОТАЦИЯ

В диссертационной работе предложена система критериальной оценки эффективности и технологических показателей агрегатов для переработки и транспортирования минерального сырья по показателям удельной энергоемкости, энерговооруженности и ресурсоэффективности агрегатов, по критериям выявлены наиболее энерго- и ресурсоэффективные агрегаты.

Проведены исследования по повышению эффективности агрегатов выбранных типов. Для дебалансных агрегатов вибрационного принципа действия на основе моделирования их колебательных систем и применения различных методов исследований, в частности, на основе общей модели двухзвенной системы с упруго-вязким звеном и упруго-вязким шарнирным соединением, получены новые зависимости энергетических параметров, подтвержденные экспериментально, а также некоторые новые сведения о физике процесса колебаний свободных и связанных масс. Выявлено, что основные энергозатраты необходимы для преодоления разности инерционных и упругих сил подпружиненных вибрационных агрегатов в зарезонансном режиме их работы, что связано с неполной уравновешенностью их колебательных систем и расположением осей вибровозбудителей вне центра вращения систем. Проведено моделирование движения одиночной материальной точки и системы двух точек по замкнутой траектории и получены соответствующие энергозатраты при различных видах связей с центрами вращения. Кроме того, исследованы варианты внецентренпого приложения возмущающих сил и выявлены соответствующие энергозатраты.

Для крутонаклонных двухленточных транспортных агрегатов получены результаты моделирования их переходных участков, дополняющие проведенные ранее комплексные исследования этого вида агрегатов. Даны геометрические, силовые и энергетические параметры агрегатов.

В результате исследований разработаны рекомендации по ресурсосбережению, обеспечивающие снижение удельных энергозатрат на единицу продукции не менее чем на 40 %; капитальных затрат не менее чем на 30...40 %; эксплуатационных затрат до 2,5 раз; сокращение количества обслуживающего персонала в 2,5...3,5 раза. Исследования по энергосбережению перерабатывающих агрегатов позволили повысить их производительность не менее чем на 15 %, эффективность их работы - на 5...10 %, снизить их массу на 20 %.

Результаты работы внедрены на различных предприятиях, включая ЗАО «Новокраматорский машиностроительный завод» (г. Краматорск, Украина), ЗАО «НПК «Механобр-техника» (С.-Петербург) и Институт машиноведения им. А. А. Благонравова РАН (Москва).

Дальнейшее развитие объекта исследований осуществляется в рамках научно-исследовательских и опытно-конструкторских работ, в т. ч. по государственному контракту № 16.515.11.5047 от 13 мая 2011 г. Федеральной целевой программы по теме «Создание основ технологии комплексно-механизированной безвзрывной выемки пластовых твердых полезных ископаемых на основе вибрационных воздействий».

Достигнутые показатели технологических перерабатывающих и транспортных агрегатов рекомендуются к использованию научно-конструкторскими и производственно-техническими организациями, разрабатывающими документацию и оборудование для переработки и транспортирования минерального и техногенного сырья, в частности, при проведении опытно-конструкторских и опытно-технологических работ, направленных на модернизацию имеющихся и создание новых технологических агрегатов для горнодобывающих и металлургических производств.

Ключевые слова: комплексы технологических агрегатов, энерго- и ресурсоэффективность, перерабатывающие и транспортные агрегаты, агрегаты вибрационного и непрерывного действия, новые технологические схемы.

ОГЛАВЛЕНИЕ

ОПРЕДЕЛЕНИЯ, ОБОЗНАЧЕНИЯ И СОКРАЩЕНИЯ..........................................................7

ВВЕДЕНИЕ...............................................................................................................................12

ГЛАВА 1 СОСТОЯНИЕ ПРОБЛЕМЫ,

ОБЪЕКТ, ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЙ....................................................20

1.1 Комплексы технологических агрегатов (КТА)

для переработки твердого минерального сырья......................................................20

1.1.1 Классификация КТА...........................................................................................20

1.1.2 Машины и оборудование КТА...........................................................................22

1.2 Агрегаты для переработки минерального сырья......................................................23

1.2.1 Выбор принципа действия перерабатывающих агрегатов.............................23

1.2.2 Проблемы применения агрегатов вибрационного принципа действия...........25

1.2.3 Обзор и анализ исследований механики движения

и энергетических параметров вибрационных агрегатов................................31

1.3 Агрегаты перерабатывающих комплексов

для транспортирования полезных ископаемых......................................................43

1.3.1 Выбор принципа действия транспортных агрегатов.....................................43

1.3.2 Проблемы применения крутонаклонных

транспортных агрегатов непрерывного действия.........................................45

1.3.3 Обзор и анализ исследований

крутонаклонных двухленточных конвейеров....................................................52

1.4 Постановка проблемы и задач исследований.........................................................54

1.4.1 Исходные положения и общие задачи исследований.......................................54

1.4.2 Задачи исследований перерабатывающих агрегатов......................................57

1.4.3 Задачи исследований транспортных агрегатов..............................................58

1.5 Методические основы исследований......................................................................60

1.5.1 Методология исследований...............................................................................60

1.5.2 Общее схематическое представление объекта исследований

и его моделирование...........................................................................................62

1.5.3 Методы и средства исследований, их обоснованность и достоверность.....65

ВЫВОДЫ по Главе 1.........................................................................................................66

ГЛАВА 2 ОЦЕНКА ЭНЕРГО- И РЕСУРСОЭФФЕКТИВНОСТИ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ

АГРЕГАТОВ ДЛЯ ПЕРЕРАБОТКИ МИНЕРАЛЬНОГО СЫРЬЯ..........................68

2.1 Система оценки технологических процессов и агрегатов перерабатывающих комплексов...............................................................................68

2.1.1 Основные критерии оценки...............................................................................68

2.1.2 Критерий оценки дезинтеграции......................................................................70

2.1.3 Критерии оценки транспортирования.............................................................70

2.1.4 Критерии оценки классификации по крупности..............................................71

2.2 Сопоставление показателей некоторых технологических агрегатов................72

2.2.1 Эффективность дробилок................................................................................72

2.2.2 Эффективность грохотов................................................................................79

ВЫВОДЫ по Главе 2.........................................................................................................81

ГЛАВА 3 МОДЕЛИРОВАНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ СИСТЕМ ДЕБАЛАНСНЫХ ВИБРАЦИОННЫХ АГРЕГАТОВ

НА ОСНОВЕ КИНЕТОСТАТИЧЕСКОГО ПОДХОДА..........................................82

3.1 Векторный анализ движения материальной точки

по замкнутой траектории...........................................................................................82

3.1.1 Математическая модель движения материальной точки.............................82

3.1.2 Энергозатраты при движении материальной точки

по круговой траектории...................................................................................90

3.2 Векторный анализ модели одномассной колебательной системы......................93

3.2.1 Математическая модель двух связанных материальных точек

с упруго-вязкой системой амортизации...........................................................93

3.2.2 Диаграммы силового взаимодействия..............................................................97

3.2.3 Определение коэффициентов диссипации, динамичности и затухания

через параметры колебательной системы.....................................................101

3.2.4 Кинематика сложного движения системы двух связанных масс. Определение ее силовых и энергетических параметров.................................105

3.3 Энергетический баланс одномассной колебательной системы

без учета диссипативных потерь..............................................................................1 14

ВЫВОДЫ по Главе 3........................................................................................................117

ГЛАВА 4 РАЗРАБОТКА ОБОБЩЕННОЙ ДВУХЗВЕННОЙ МОДЕЛИ

ДИНАМИЧЕСКИХ СИСТЕМ ВИБРАЦИОННЫХ АГРЕГАТОВ........................120

4.1 Кинематика движения системы двух связанных материальных точек

вокруг параллельных осей........................................................................................120

4.2 Моделирование динамических систем виброагрегатов двухзвенной системой с упруго-вязким звеном

и упруго-вязким шарнирным соединением............................................................128

4.2.1 Основные замечания

о разрабатываемой обобщенной модели.........................................................128

4.2.2 Определение кинематических параметров

колебательной системы виброагрегата.........................................................133

4.2.3 Определение энергетических параметров колебательной системы виброагрегата.

Учет влияния технологической нагрузки.........................................................137

4.2.4 Составление уравнений движения виброагрегата

энергетическим методом Лагранжа..............................................................141

4.2.5 Составление уравнений движения виброагрегата кинетостатическим методом Даламбера......................................................146

4.3 Энергетические параметры обобщенной модели...................................................151

ВЫВОДЫ по Главе 4........................................................................................................156

ГЛАВА 5 ОБОБЩЕНИЕ ИССЛЕДОВАНИЙ

ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ВИБРАЦИОННЫХ АГРЕГАТОВ...................................158

5.1 Динамические принципы повышения эпергоэффективности

виброагрегатов...........................................................................................................158

5.1.1 Принцип центрирования...................................................................................158

5.1.2 Эффект автобалансировки (самоцентровки) масс........................................161

5.1.3 Принцип уравновешивания масс.......................................................................162

5.2 Энергозатраты виброагрегатов при различных видах колебаний.......................164

5.2.1 Круговые колебания..........................................................................................164

5.2.2 Направленные и угловые колебания.................................................................179

5.2.3 Эллиптические колебания.................................................................................186

5.3 Влияние режимов работы виброагрегатов

iia их энергетические параметры.............................................................................190

5.4 Экспериментальное подтверждение проведенных исследований......................193

ВЫВОДЫ по Главе 5........................................................................................................201

ГЛАВА 6 ИССЛЕДОВАНИЕ ПЕРЕХОДНЫХ УЧАСТКОВ

КРУТОНАКЛОННЫХ ДВУХЛЕНТОЧНЫХ АГРЕГАТОВ..................................203

6.1 Основные положения для определения радиусов переходных участков..........203

6.2 Геометрические и силовые параметры участков...................................................205

6.2.1 Нижний участок...............................................................................................205

6.2.2 Верхний участок...............................................................................................212

6.2.3 Принцип силового уравновешивания................................................................214

6.3 напряжешю-деформированное состоя1ше лент....................................................215

6.3.1 Нижний участок...............................................................................................215

6.3.2 Верхний участок...............................................................................................217

ВЫВОДЫ по Главе 6........................................................................................................218

ГЛАВА 7 ОБОБЩЕНИЕ И РЕАЛИЗАЦИЯ РЕЗУЛЬТАТОВ ИССЛЕДОВАНИЙ...............222

7.1 Методика расчета параметров

комплекса технологических агрегатов..................................................................222

7.2 Рекомендации по модернизации и созданию новых агрегатов,

их применению в комплексах технологических агрегатов.................................224

7.2.1 Технологические агрегаты циклично-поточной технологии

переработки и транспортирования минерального сырья..............................224

7.2.2 Перерабатывающие комплексы обогатительных фабрик

горно-рудных предприятий..............................................................................225

7.2.3 Циклы дробления на предприятиях горно-химического сырья.......................231

7.2.4 Дробильно-сортировочные комплексы нерудных предприятий строительных материалов..............................................................................232

7.2.5 Технологическое оборудование

металлургического цикла подготовки сырья..................................................235

7.2.6 Оборудование для подготовки сырья к обогащению

на угольных предприятиях...............................................................................237

ВЫВОДЫ по Главе 7........................................................................................................239

ГЛАВА 8 ПРАКТИЧЕСКОЕ ИСПОЛЬЗОВАНИЕ

РЕЗУЛЬТАТОВ ИССЛЕДОВАНИЙ.......................................................................240

8.1 Основные сведения....................................................................................................240

8.2 Участие в федеральных целевых научно-технических программах.................241

8.2.1 Разработка научно-технических решений по повышению энергоэффективности основных технологических и транспортных агрегатов для переработки минерального и техногенного сырья

в горно-добывающих и металлургических производствах..............................241

8.2.2 Повышение энергоэффективности вибрационных машин и комплексов

для переработки минерального сырья и техногенных отходов.....................244

8.3 Участие в межгосударственном проекте по созданию крутонаклонного

транспортного агрегата для карьера «Муруптау» Навоииского ГМК...............244

ВЫВОДЫ по Главе 8........................................................................................................253

ЗАКЛЮЧЕНИЕ........................................................................................................................254

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ.................................................................257

ПРИЛОЖЕНИЕ А ЭНЕРГОЗАТРАТЫ И РЕСУРСОЭФФЕКТИВНОСТЬ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ПЕРЕРАБАТЫВАЮЩИХ И ТРАНСПОРТНЫХ АГРЕГАТОВ........................................................269

АЛ Энергозатраты в подшипниковых опорах дебалансных приводов....................269

А.2 Энергозатраты на рабочий процесс

некоторых технологических агрегатов..................................................................271

А.З Особенности представления колебательных систем уравнениями движения с жесткостными

и диссипативными коэффициентами......................................................................272

А.4 Энергозатраты на диссипативные потери

в материалах упругих элементов............................................................................274

a.5 ресурсоэффективность транспортных агрегатов

iia открытых работах..................................................................................................276

Список использованных источников к приложению А..............................................279

ПРИЛОЖЕНИЕ Б ВНЕЦЕНТРЕННОЕ ПРИЛОЖЕНИЕ ВОЗМУЩАЮЩИХ СИЛ...........280

Б.1 Общие положения.......................................................................................................280

Б.2 Агрегаты с одиночными дебалансными вибровозбудителями............................284

Б.З Агрегаты со сдвоенными дебалансными вибровозбудителями..........................301

Список использованных источников к приложению Б..............................................307

ПРИЛОЖЕНИЕ В РАЗРАБОТАННЫЕ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ СТЕНДЫ.

ОСОБЕННОСТИ АГРЕГАТА КНК-270..................................................309

B. 1 Вибрационный экспериментальный стенд.............................................................309

В.2 Эксцентриковый экспериментальный стенд.........................................................320

В.З Показатели и конструктивные особенности агрегата КНК-270.........................327

ПРИЛОЖЕНИЕ Г АКТЫ И ПРОЧИЕ ДОКУМЕНТЫ О ВНЕДРЕНИИ

РЕЗУЛЬТАТОВ РАБОТЫ ......................................................................334

ОПРЕДЕЛЕНИЯ, ОБОЗНАЧЕНИЯ И СОКРАЩЕНИЯ

Переработка минерального сырья — совокупность технологических процессов, осуществляющих дробление, классификацию и перемещение минерального сырья.

Комплекс технологических перерабатывающих и транспортных агрегатов непрерывного действия для переработки твердого минерального и техногенного сырья (.КТА) - совокупность технологически, параметрически и организационно связанных измельчающих, сортирующих и транспортирующих агрегатов, обеспечивающих непрерывную переработку сырья с получением промежуточного или конечного - первичного или вторичного - продукта производственного процесса

Дробильно-сортировочный комплекс машин непрерывного действия (ДСК) совокупное! I, технологически, параметрически и организационно связанных перерабатывающих и транспортирующих машин, обеспечивающих непрерывную переработку горной массы после добычи и ее транспортировку в отвалы, на склады, потребителю или для дальнейшей переработки.

Агрегат (син. установка) — совокупность механизмов, созданная, как правило, для решения какой-либо одной задачи.

Машина - совокупность устройств и механизмов, работающих как единое целое и совершающих какую-либо полезную работу, определённые движения путём преобразования одного вида энергии в другой. Машины, как правило, применяют с целыо облегчения или полной замены человеческого труда.

Дробильно-сортировочная установка {ЦСУ) - совокупность технологическ�