автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.06, диссертация на тему:Теория и разработка новых высокоэффективных вибромашин для транспорта и переработки горной массы

—л { 1

Государственный комитет по пауке н народному образованию РСФСР Ленинградский ордена Ленина, ордена Октябрьской Революции и ордена Трудового Красного Знамени горный институт имени Г. В. Плеханова

На правах рукописи

Владимир Дмитриевич ВАРСАНОФЬЕВ

ТЕОРИЯ И РАЗРАБОТКА НОВЫХ ВЫСОКОЭФФЕКТИВНЫХ ВИБРОМАШИН ДЛЯ ТРАНСПОРТА И ПЕРЕРАБОТКИ ГОРНОЙ МАССЫ

Специальность 05.05.06 — «Горные машинь

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

' / с л; /<

' V '

Ленинград 1990

Работа выполнена в Московском институте приборостроения.

Официальные оппоненты.

доктор технических наук, профессор Лавров Б. П., доктор технических наук, профессор Каварма И. И., доктор технических наук, профессор Дмитриев В. Н.

Ведущая организация — производственное объединение «Мипудобрепие».

Защита диссертации состоится «» 1990 г.

в ___час. на заседании специализированного совета

Д 063.15.12 при Ленинградском ордена Ленина, ордена Октябрьской Революции и ордена Трудового Красного Знамени горном институте имени Г. В. Плеханова по адресу: 199026, г. Ленинград, 21 линия, д. 2.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке института.

Автореферат разослан 1990 ГОд;1.

Ученый секретарь специализированного совета докюр техн. наук, проф

Л К ГОРШКОП

1ГСГ.Т .

и' с

:тде?л _ ,

; ВВЕДЕНИЕ

Актуальность работы

"Основными направлениями экономического и социального развития на 1986-90 годы и на период до 2000 года" предусматривается увеличение технической вооруженности труда, комплексная механизация и автоматизация производственных процессов, повышение качества продукции, неуклонное сокращение ручного труда, в особенности на вспомогательных и подсобных работах".

Динамическое и пропорциональное развитие горной промышленности требует постоянного совершенствования средств добычи, транспорта и передовой технологии. Создание новых прогрессивных средств транспорта и передовой технологии включает в себя составной частью совершенствование транспортных и технологических машин и аппаратов, определяюящх непрерывную и эффективную работу всех систем горных предприятий.

Основными продуктами горных предприятий являются разнообразные по гранулометрическому составу, плотности и другим фиэико-мвханическим свойствам сыпучие материалы, подвергаемые в процессе извлечения и переработки операция!,I транспортирования, измельчения, сепарации, флотации, сушки и др.

Одним из эффективных средств совершенствования и создания принципиально новых транспортных и технологических машин является наложение на их рабочий орган высокочастотных силовых импульсов от вибровозбудителя. Вибрационное воздействие на горную массу может качественно изменять её поведение в процессе обработки, влиять на возникшие в ней структурные связи, вызывать специфические вибрационные эффекты.

На современном этапе развития вибрационной техники наиболее эффективно создание вибромашин с непротяжонным рабочим органом камерного типа, размеры которого по длине, ширине и высоте соизмеримы. Такие машины по сравнении с вибромашинами, имеющими протяженный рабочий орган (например, виброконвейерами), более универсальны, надежны, легче поддаются расчету и конструированию по единым методикам.

Несмотря на кажущуюся простоту вибрационных машин, происходящие в них процессы сложны, многообразии и мало изучены. Обрабатываемая в них горная масса подвергается действии всесторон-

них нагрузок, претерпевает различные изменения, резко отличающиеся от статических и её состояние трудно описать аналитически. Это обстоятельство, наряду со сложностями динамического анализа вибромашин, как всякой вибрационной системы, создает определенные трудности при расчете и конструировании.

Большинство вибрационных машин камерного типа (вибрационные сепараторы, дробилки, мельнипы, сушилки , смесители и т.д.) эа исключением интенсификаторов из бункеров и вибропитателей, являются в настоящее время объектами новой техники и их промышленное освоение только начинается.

Несмотря на обширные .исследования и многочисленные публикации, производительность применяемых в настоящее время в горной промышленности вибромашин, качество получаемой в них горной массы недостаточны, а эффективность и масштабы применения сильно отстоит от зарубежных показателей.

Создание высокопроизводительных, универсальных вибромашин сдерживается недостаточной надежностью и эффективностью их приводов, конструкция и параметры которых не учитывают специфических условий горных предприятий, отсутствием единых методов расчета вибромалин и их узлов, базирующихся на комплексной увязке уравнений динамики твердого тела, механики сыпучих сред и гидро-газоданамики, маю!! изученностью процесса взаимодействия рабо--чего органа вибромашины с обрабатываемо" горной массой. Эти обстоятельства предопределяют постановку актуальной научной проблемы - разработка теории и создание новых высокоэффективных вибромашин для транспорта и переработки горной массы, которой и посвящена настоящая работа.

Работа выполнена в Московском институте приборостроения по государственному плану научно-исследовательских работ (план-программа ГК НТ при СМ СССР Постановление & 539 от 13 декабря 1982 года, этап 054.02) по отраслевым планам Министерства удобрений, по планам научно-исследовательских работ института с Азербайджанским ГОКом, комбинатом "Фосфорит", Подмосковным ГХК, ПО "Минудоб-рения", Верхне-Камским фосфоритным рудником, Брянским фосзаводом, Маардуским и Куйбышевским химзаводами, Государственшм институтом горно-химического сырья, по планам по содружеству с институтами В1ШИСТР0ЙД0ШАШ, Н1ИИГС, ВШШГИДРОМАШ, ШОТГГОРЦВКШЕТ, СЗПИ, научным руководителем которых был автор.

Цель работы

Установление закономерностей рабочих процессов вибрационных машин и их приводов для разработки теории и создания новых высокоэффективных вибромашин, обеспечивающих увеличение производительности, повышение качества переработки горной массы и улучшение условий труда на горных предприятиях.

Идея работы

Силы взаимодействия торной массы с рабочим органом вибромашин зависят от глубины и характера распространения в ней колебаний, определенными с использованием квазитемпературы, а параметры привода вибромашины - от его показателя эффективности, определяемым как отношение кинетической энергии неуравновешенной массы вибровозбудлтеля к потребляемой им мощности.

Основные научные положения

1. Динамическая модель вибромашины характеризуется величиной давления, интегрально учитываемого по поверхности контакта рабочего органа с обрабатываемой горной массой и зависящего от глуби- • ни и характера распространения колебаний в горной массе.

2. Вновь вводимый показатель эффективности привода вибромашины, определяемый как отношение кинетической энергии неуравновешенной массы привода, выполненного в виде дэбаланса, ротора или поршня, к потребляемой приводом мощности, позволяет оптимизировать его конструктивные параметры по минимуму потребляемой мощности.

3. Обобщенный метод расчета вибромашин основан на экспериментальном определении коэффициента затухания колебаний в горной массе, использовании показателя эффективности привода вибромашины и физических моделей вибропроцессов.

Обоснованность и достоверность научных положений, выводов и рекомендаций_

Научные положения, выводы и рекомендации, сформулированные в работе, обоснованы использованием классических полояакий механики твердого тела, жидкости и газа, теории колебаний, применением современных методов решения дифЗеренциалышх уравнений, сопоставлением расчетных показателей с опытными данными и результата!«!

испытаний опытных и огштно-промшленных образцов вибромашин.

Достоверность научных положений подтверждается согласованностью результатов теоретических исследований с экспериментальными данными, полученными в лабораторных и промышленных условиях, опытом применения новых конструкций вибромашин и их приводов.

Научная новизна результатов работы, полученных автором диссертации^_____

1. Установлена закономерность распространения колебаний в горной массе с использованием метода квазитемпэратуры.

2. Сформулированы понятия удельного коэффициента сопротивления, удельной присоединенной массы и с учетом уточненного коэффициента затухания колебаний в горной массе определена динамическая составляющая её давления на .рабочий орган и мощность на виброобработку горкой массы.

3. Впервые введено понятие показателя эффективности привода вибромашины, определяемого как отношение кинетической энергии неуравновешенней массы привода к потребляемой им мощности, с целью оптимизации конструктивных параметров виброприводов.

4. Предложены новые методы определения коэффициентов внешнего и внутреннего трения путем регистрации затухающих колебаний маятника и удельного коэффициента сопротивления путем замера амплитуд стационарных колебаний двух упругосвязанных сосудов, заполненных горной массой.

5. Впервые установлены и уточнены зависимости угловой скорости рабочих элементов планетарных и дебалансных гидравлических вибровозбудителей от их конструктивных и технологических параметров.

6. Установлены зависимости вынуждающей силы вибровозбудителей для интенсификаторов истечения горной массы от площади рабочего органа, давления на него горной массы и коэффициентов внешнего трения.

7. Разработаны физические модели вибробункеров, обеэветавате-лей и смесителей с установлением движения в них горной массы, скорость которой функционально связана с её физико-механическими характеристиками и параметрами вибрации.

Научное значение работы состоит в разработке обобщенных математических и физических моделей основных типов вибромашин и их рабочих процессов, основанных на выявленных закономерностях распространения колебаний в горной массе, распределения давления её на рабочий орган вибромашины и введенном показателе эффективности

приводов вибромашин, позволяющих повысить производительность,качество переработки горной массы при улучшении условий труда на горных предприятиях, чго является обобщением и дальнейшим развитием теории вибрационных машин дм транспорта и переработки горной массы.

Практическое значение работы заключается в разработке:

- методик расчета параметров и рекомендаций по выбору принципи-алышх схем и конструкций интенсифнкаторов истечения типа "ложная стенка",двухмассных виброворонок с вертикшгькым разъемом п подвесных конструкций, обеспечивающих увеличение производительности выгрузки горной массы в 3-10 раз,ликвидирующих тяжелый физический труд и уменьяажщ« простои транспортных средств;

- рекомендаций по выбору принципиатьных схем и параметров аппаратов сухого складирования отходов горного производства на основе вибрационных бункерных обезвоживателей,позволяющих за счет увеличения высоты отвалов в 3-7 раз по сравнению с дамбами намыва значительно сократить площади хвостохранилищ, а также обеспечить экономию пресной води;

- методик расчета и рекомендаций по выбору принципиальных схем и конструкций гидравлических вибровозбудителей планетарного,дебалансного и поршевого типов,имощих повыаоннув надежность,допус-кавдих плавную регулировку частоты и способных работать при повышенных температурах;

- рекомендаций по выбору принципиальных схем и параметров виб-ровозбудателей со свободнопосаженнши добалансами, позволяющими на 20-20 % снизить установочную мощность привода и уменьшить резонансные раскачки при пуске и выбего; -

- рекомендаций по выбору принципиальных схем вибрационных смесителей, измельчителей, средств загрузки пневмотранспортных систем и другого транспортного и технологического оборудования.

Реализация результатов исследований в промышгенности

Результаты диссертационной работы использованы :

- ПО "Млнудоброний", ПО "Карбонат", ПО "Сода", Красноуральским медеплавильным заводом, Барнаульским заводом ячеистого бетона, трестом Башгражданстрой Минуралособстроя, СКБ Иингео, предприятием М-5252, при разработке новых двухмассных виброворонок с вертикальным разъемом, для транспорта трудиосипучих материалов;

- КТБ Мосоргстройматэриалы, ПО "Минудобреялй", ЦШ1 МПС при

при конструировании вибровозбудателей со свободнопосаженными деба-лансамм;

- Московским институтом приборостроения при разработке вибрационных интенсификаторов истечения дая Азербайджанского ГОКа,Брянского фосэавода, Вэрхне-Камского фосфоритного рудника, Иаардуского химзавода, Подмосковного горно-химического комбината, Куйбышевского химзавода, вибрационных обезвоживателей для ПО "Фосфорит", вибрационных питателей для ШдаШТОРЦЕЕТМЕГ, устройства с гидравлическим колебательным контуром для Б1ШИГ1ЩР0МАШ, подшипников скольжения вибровозбудитэлей для ВНИИСТРОЙДОРМАН!;

- предприятиями и организациями различных министерств и ведомств, которым по их запросам была передана техдокументация по конструкциям новых вибромашин и их ириводов.

Разработанные автором конструкции демонстрировались на ВДНХ СССР, за что автор награжден золотой медалью (батарейная гидроциклонная установка, удостоверение Л 3203, Постановление Главного комитета ВДЕС Ji 74I-H от 21.10.81 г.) и серебряной медалью (вибровозбудитель со свободноустановленными дебалансаыи, удостоверение tf I58I7, Постановление Главного комитета ВДНХ № I0I5-H от 17.12. 60 г.). Комплекс вибромашин для сухого складирования хвостов горных предприятий демонстрировался на выставке "Человек и окружающая срода" (Петрозаводск, 1982 г.), за что автор удостоен диплома II степени.

Экономический эффект от внедрения новых вибромашин составляет 839 тыс.рублей.

Апробация работы

Основные положения и результаты, полученные в диссертации, докладывались и бшги положительно оценены на Всесоюзном научно-тохничаском совещании работников горнохимичаской промышленности МХП СССР (1971 г.,г. Кировск), Всесоюзной научно-технической кон-фер-шхии "Вопросы повышения эффективности, эксплуатации и совер-аенствовшиш подъемно-транспортных машин" (1970 г.,г. Алма-Ата), Всесоюзной научно-технической ковдеренции, посвященной 150 лэтию МВТУ им. Н.Э.Баумана (1981 г.,г. Москва), Всероссийской выставке "Человек и окружающая среда" (IS82 г.,г. Петрозаводск ), научно-технической семшаро МЛ ¡ТО им. Ф.Э. Дзержинского (1981 г.,г. Москва] научно-технических совещаниях в Hi ill н промышленных предприятиях (ГЯ'ХС, Госгорхимпроект, КВПйГОРЦВЕТШ', Ш'ЛУИФ, ПО "Апатит", ПО

"Фосфорит", ПО "Минудобрения", Дальневосточное ПО "Бор" и др.) и вузов (МВТУ, ВЗМИ, СЗПИ, ЛГИ, МГРИ и др.).

Техническая апробация разработок диссертации осуществлялась в процессе их использования при проектировании и реализации новых конструкций вибромашш, что нашло отражение в отчетах хоздоговорных и госбюджетных НИР и работ по творческому содружеству.

Публикации

Содержание работы в основном изложено в монографиях "Вибрационные бункерные устройства на горных предприятиях" (Москва, Недра, 1984 г.) и "Гидравлические вибраторы" (Ленинград, Машиностроение, 1979 г., совместно с Кузнецовым О.В.). Всего по теме диссертации опубликовано 3 монографии, 5 брошюр, ВО статей и 65 изобретений.

Объем работы и структура работа

Диссертация состоит из оглавления, 6 глав, заключения и выводов, списка литературы и приложения. Основной текст работы занимает 320 страниц, иллюстрируется 27 рисунками, 2 таблицами, размещенными на 30 страницах. Приложение содержит 116 страниц и 76 рисунков.

Автор благодарен Зернову Е.В..Кузнецову О.В..Петрову Ю.К., Гореву И.И..Богданову O.E..Грязнову В.В..Сидорчуку В.Ф- , Гуськову Д.Д..Хечанову Ю.С..Немсадза И.Л..Голодонко В.Д.,Тунивву U.M.,Власову Г.Ю.,Лисюку B.C..Прохорову В.П., Поплввскому С.Ф..Нвпомиящих Г.Е.. а другим, оказавшим на различных этапах работы помощь в проведении экспериментов, исследований, промышленных испытаний, разработке рабочих чертежей и оформлении диссертации.

Автор благодарен Дьякову В.А. за ценные советы, полученные при подготовке диссертации к защите.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ Состояние проблемы и задачи исследования

Вибрационные транспортные и технологические машины могут эффективно использоваться практически во всех операциях обработки горной массы (транспортирование, сепарация, измельчение, перемешивание, обогащение и т.д.). В целом ряде случаев применение таких машин дает незамедлительный экономический эффект, увеличивает производительность труда, улучшает качество выпускаемой продукции, ликвидирует тяжелый физический труд.

Исследованию транспортных и технологических вибромашин посвящено много работ отечественных (Аграновская Э.А..Брагинская Н.В., Елехман И.И. .Rixobckhö ИЛ1. .Вишщний К.Е. .Гончаревич И.Ф..Гячев Л. В.,Зенков Р.Л..Каварма И. И.,Лавендел Э.Э..Лавров Б.П..Лесин А.Д.. Макеев А.В.,Нагаев Р.Ф.,Пановко Я.Г..Повидайло В.А.,Тишков А. Я., Учитель А.Д. Дечанов ¡О.С. Двингия Ы.В. Додааев К.Ш. .Членов В.А.,) и зарубежных (Зегике A.W.,F-ianKe E.W., 3ochanson Ü.H., К?oll M/v Roess£e7 М.Х, Siaohra и др.) ученых.

Основное внимание в них уделяется применению и исследованию отдельных типов вибромашин применительно к конкретным условиям производства. Эти пути, ставшие традиционными, обеспечили в прошлом определенный прогресс в горной промышленности. Однако применяющиеся в настоящее время на горных предприятиях вибромашины обладают рядом серьёзных недостатков, снижающих их эксплуатационные дан- , ше, в частности, слабый уровень вибрационного воздействия на обрабатываемую горную массу, что является причиной низкой производительности и невысокого качества обработки. Другими существенными недостатками является больше динамические нагрузки на несущие конструкции, низкая надежность привода. Эти недостатки особенно резко проявляются при обработке плохосыпучих материалов (влажных, липких, слеживающихся), имеющих преимущественное распространение в технологических процессах горных предприятий. Поэтому использование вибромашин на горшх предприятиях, за исключением небольшого числа интен-сификаторов истечения, виброгрохотов и вибропитателей, стало большой редкостью и носит характер экспериментальных исследований и испытаний опытных образцов. Масштабы применения вибромашин в горной промышленности, уровень разработки и эффективность использования в нашей стране гораздо ниже, нежели за рубежом.

Причиной такого неудовлетворительного состояния является отсутствие широкой гаммы надежных, эффективных и универсальных

вибромашин, могущих работать в сложных условиях горных предприятий, явно недостаточная номенклатура стандартных и специальных приводов ( гидро- и пневмопривода).отсутствие обобщенных методов теоретического анализа и слабая методическая обеспеченность по инженерному расчету и применению вибромашин. Поэтому разработка теории и новых конструкций высокоэффективных вибромашин для транспорта и обработки горной массы является важной народно-хозяйственной проблемой.

Решение поставленной научной проблемы и целевой задачи потребовало решения других задач, имеющих самостоятельное значение и которые могут быть сформулированы следующим образом:

1.Разработать:

- обдую методику составления, исследования и анализа уравнений динамики новых вибромашин и их приводов, а также частных методик расчета применительно к конкретным конструкциям;

- методику создания моделей транспортных и технологических процессов в новых вибромашинах с целью определения рациональных режимов вибрация и параметров рабочего процесса;

- обоснованные рекомендации конструктивного и технологического характера по созданию и использованию новых вибромашин на горных предприятиях.

2. Создать специальные стенды, обеспечивающие получение необходимых сведений о характеристиках горной массы при вибрациях, параметрах переходных и установившихся режимов в приводе вибромашин, а также модельные, экспериментальные, опытные и опытно-промышленные установки новых вибромашин.

3. Создать принципиально новые вибромашины и их приводы, обес-печиваюцио увеличение производительности, улучшение качества получаемого продукта и технико-экономических показателей машины.

Для решения указанных и других задач в работе применен комплексный метод, суть которого состоит в разработке математических моделей вибромашин и рабочих процессов на основе совместного рассмотрения положений динамика твердого тела, гидро-газодинамики, ыоханики сыпучих сред, прогрессивных конструкторских проработок, экспериментальной проверки и технологического анализа в лабораторных и прет,гышгеиных условиях.

Общие принципы динамического анализа новых вибромашин.

Динамический анализ новых вибромашин и их приводов базируется

на последовательном составлении общих уравнений динамики, определении составляющих этих уравнений и анализа решений.Общие уравнения динамики включают в себя уравнения движения рабочего органа вибромашины, рабочего элемента вибровозбудителя и дополнительные уравнения, характеризующие конструктивные особенности вибровозбудителя (уравнения связи, например, обратной связи между золотником и пора-нем автоколебательного гидравлического вибровозбудителя, уравнения расходов, которое выводится из условия неразрывности и т.д.). Для составления уравнений движения используется хорошо разработанный метод Лагранжа.

Бое типы вибромашин по хйрактеру движения рабочего элемента вибровозбудителя разбиты на две группы, внутри которых запись уравнений движения полностью идентична. Дня вибромашин с инерционными вибровозбудателями, рабочие элементы которых совершают враща-лельные или плоско-параллельные движения (дебалансные и планетарные вибровозбудигели) уравнения динамики для одномассних машин при допущении о центрированности системы и малости угловых колебаний имеют наиболее простую структуру

mx+KxX+CxX=t m¿pt¿í|. SLneti +¿rnlplo¿®cosotv-Rsc ;

L=0 '»o , g

mü+Ktfy+Cüy=¿rrilplccLcos^i-¿mipioCLSLnáí-R9 ;

1=0

Dl^L-^iPi(Í5ln^i + UcOSoli)-niípiCOS^rgt(MgrMc¿)=0,

где m i m¡_ - масса рабочего органа и дебаланса или ротора го вибровозбудителя ( L = 1.2... К ); X . У - координаты центра масс рабочего органа; Сх , Су . Кх > Ку - коэффициенты жесткости и сопротивления упругой подвески; oí. - угловое перемещение вектора-эксцентриситета I -го вибровозбудителя; p¿ > (J¡. -параметры различия (для вибровозбудитэлей p¿ = , где Q - эксцентриситет инерционного элемента, (Ji =1 для дэбалансных вибровозбудителей и Qní/fni планетарных, где TVil ~ Р&даус обкатки ротора Í -го вибровозбудителя ; Мд1 и М01 - движущий момент и момент сопротивления I -го вибровозбудителя; Rr и Ry - проекции на соответствующие оси равнодействующей распределенного давления на стенки камеры.

Величины Rx 11 Ry являются сложными функциями режима работы вибромашины, свойств горной массы и характера её взаимодействия с рабочим органом

(3*= |бх ; 12у = 5баС15 ;

Б

6х=Ки6п + К126с ;

6у = К216п+К226г г

где К^ . К)2. • К21 и К22.~ коэффициенты линейного преобразования.

Приведенные уравнения по структуре аналогичны уравнениям, полученным Еяехманом И.И., вводившем условие малости угловых колебаний на этапе определения координат центров масс характерных точек. Однако это происходит лишь в простых случаях. Для более сложных вариантов (нецентрировашшх систем, учете угловых колебаний п др.), рассмотренных в работе, уравнения динамики, записанные в самом общем виде без допущений сильно отличаются от общепринятых.

Для одномассных вибромашин о вибровозбудитэлями, рабочий элемент которых совершает возвратно-поступательное движение (поршневые гидравлические и пневматические, электромагнитные) уравнения динамики при прежних допущениях имеют вид

]=1 1=1 3

и 1

к.

т21(хсо5рн-У51п|3+221)=а221 ;

тэ1(ассо5^+У5£п|3 + гз1)®анз1 »

где 171^ - масса рабочего органа, ГТ^ , 1П22.____- массы расп-

ределительных элементов вибровозбудигелей; ГП31 , Л132 • - • ГПз« -- массы силовых элементов вибровозбуднтелей; ¿д^ ~ перемещение I -го распределеительного элемента; - перемещение I -

го силового элемента; Ох , (Зу . . (З^зс ~ обобщен-

ные силы; ^ - угол установки вибровозбудителя к горизонту.

Полученные уравнения по структуре гораздо сложнее, нежели исследованные до настоящего времени (Баранов В.Н..Брагинская Н.В., Захаров Ю.Е..Шгцхелаури М.М..Фридаак М.З. и др.) и имеют самостоятельное значение лишь при машинном исследовании уравнений динамики.

Основной трудностью динамического анализа вибромашин является учет сил вэаимодействия рабочего органа с обрабатываемой горной массой. При разработке динамических моделей новых вибромашин было принято, что на поверхности рабочего органа в точках, где реакция горной массы больше нуля, действуют нормальные и касательные распре делонныэ давления, связанные между собой через эффективные коэффициенты трения, значения которых определяются из эксперимента на специальном маятниковом стенде. Эксперименты зафиксировали резкое уменьшение коэффициента трения (с 0,4 до 0,1) в зоне критического ускорения, равному земному, е плавное по мере дальнейшего увеличения ускорения колебаний.

Силовое воздействие горной массы на рабочий орган формируется в основном нормальной составляющей амплитуды колебаний,т.к. продольные волны в сыпучих материалах затухают гораздо интенсивнее, нежели поперечные и выражаются через нормальные давления.

Распределенные нормальные давления ¿п равны сумма статической и динамической ¿д составляющих. Динамическая составлящая определяется формой и размерами рабочего органа вибромашины, режимом её работы, количеством и физико-механическими свойствами горной массы, существенно зависит от глубины распространения в ней колебаний и представляется в виде суммы демпфирующей , инерционной (зи и упругой 6у составляющих

бп = 6с + бд

6д = б& + 6и +бу

Таким образом, величина динамического давления формируется за счет возмущенного на глубину распространения вибрации массива горной массы. Остальная, невозмущенная часть её, находящаяся вне сферы вибрационного воздействия, оказывает на рабочий орган чисто

статическое действие.

Характер экспоненциального закона распространения вибрации в горной массе определен путем введения понятия "квазитемпература" (по аналогии с кинетической теорией газов, причем в отличие от общепринятых представлешй (например, Раскина Х.И.) коэффициент затухания получен пропорциональным частоте колебаний и комплексному критерию, учитывающему коэффициент поглощения энергии при удара частиц горной массы, плотность столкновений и квазипроводность материала

А =А0 е~хь ;

где А - текущее значение амплитуды в массиве горной массы;

Ао - нормальная составляющая амплитуды колебаний рабочего органа; Д. - коэффициент затухания вибрации; ЭС - комплексный критерий; (х) - угловая частота.

Величина комплексного критерия определяется экспериментально путем фиксации максимальной глубины распространения вибрации в горной массе. Полученные закономерности хорошо объясняют более высокую эффективность и глубину распространения колебаний вглубь горной массы низкочастотной вибрации по сравнению с высокочастотной, наблюдающиеся экспериментально. Для утля, фосфоритной руды и желез-норудного концентрата величина комплексного критерия равна соответственно 0,04; 0,0162:0,029 с

Величина инерционной составляющей определяется величиной удельной присоединенной массы, под которой понимается часть полной массы, приходящейся на единицу площади рабочего органа и оказывающего на него такое же инерционное воздействие как и реальный столб массы с учетом затухания колебаний. Величина удельной присоединенной массы не может быть больше критической, определенной для каждого материала величины, соответствующей слою бесконечной толщины

тпр

+0-0

ткр =-|- - 15

где ГПпр - удельная присоединенная масса; ГПкр- критическое значение присоединенной массы; Н - толщина горной массы.

Для угля, фосфоритной руды и концентрата величина критической присоединенной массы равна соответственно 610; 1710 и 2750 кг/м*\ Таким образом,

6и ~ ГПпр АопСО2.

Величина демпфирующей составляющей определяется величиной удельного коэффициента сопротивления, под которым понимается уси- . лив, с которым воздействуе'т на рабочий орган единичный объем горной массы при единичной скорости его деформации

л

Величину удельного коэффициента сопротивления можно определить традиционными способами, например, используя амплитудно-частотную характеристику одномассной колебательной системы в виде сосуда с испытуемой горной массой или метод антирезонанса (Простая В.В.). В работе предлагается более простой и надежный способ с использованием двух одинаковых упруго связанных между собой сосудов. Значение удельного коэффициента сопротивления для угля, фосфоритной руды и концентрата равно соответственно 1,6-Ю4; 1,8'Ю4 и 3,3'Ю4 нс/м4.

Значения инерционных и демпфирующих составляющих давления входят составной частью в уравнения динамики вибромашин. Величина ¿у значительно меныаа суммы демпфирующейи инерционной составляющих и в большинстве случаев может не учитываться.-

Анализ существующих решений уравнений динамики вибромашин показывает, что на современном этапе развития теории дифференциальных уравнений аналитическое отыскание общих решений уравнений динамики является неразрешимой задачей. В настоящее время также общие решения получены лишь для одно- и двухмассных систем, в которые в зависимости от цели, точности и технических возможностей вводится большое количество допущений, позволяющих получить приемлемые для практики результаты. Даже решение уравнений динамики одномассной вибромашины-с одним дебалансным вибровозбудителем в общем виде неразрешимости его анализ обычно проводится при после-

дователышх допущениях о малом влиянии поддерживающих связей и равенства движущего момента и момента сопротивления. Полученное в работе решение такой сильно упрощенной системы, хотя и хорошо согласуется с результатом Шховского И.И., получившего его другим методом, но демонстрирует его весьма ограниченную пригодность и совершенно не дает возможности проанализировать влияние различных конструктивных и технологических факторов на характер поведения вибромашины даже в период установившегося движения. Такой анализ необходимо производить только с помощью ЭШ.

Одним из эффективных путей отыскания решений уравнений динамики является допущение о жестком креплении корпуса вибровозбудителя. Фактически этот путь приводит к частному случаю исследования динамики вчбромашн - исслодовашго динамика привода. Этот путь особенно ватак при исследовании внутренних процессов, происходящих в вибровозбудитвле, т.к. позволяет аналитически связать его характеристики и использовать эту связь для оптимизации его параметров. Этот путь эффективен при исследовании переходных процессов, например, запуске и для некоторых типов вибровозбудителей, для которых движуидай момент мало зависит от частоты колебаний. Обычно допущения о жестком креплении корпуса принимались либо в силу трудностей отыскания общих решений уравнений динамики (Баранов Б.Н., Захаров Ю.Е..Брагинская Н.В.),либо на основании эксперимента (Кузнецов 0.В..Петров Ю.К.). В работе удалось доказать аналитическим путем правомерность такого допущения для дорэзонансных и зарезо-нансннх режимов работы.

Решения уравнений динамики, полученные приближенными метода-га, должны тщательно анализироваться. Так, использование в работе метода Ван-дер-Поля применительно к исследованию одномассной машины показало, что в результате прибликаиного решения амплитуды колебаний достоверны лишь в резонансных областях и существенно отличаются от действительных в зарезонансных. Значения фаз отличаются друг от друга незначительно.

В вибромашинах последовательная кинематическая связь между отдельными звеньями чаще всего отсутствует. По этой причине оценка степени совершенства вибромашины в целом и её звеньев в отдельности с помощью привычных критериев и энергетических соотношений затруднена. Потребляемая приводом вибромашины мощность включает в себя модность, передаваемую обрабатываемой горной массе, мощность, теряемую в вабровозбудигеле и упругой подвеске. Первая составляющая

мощности зависит от размеров и формы рабочего органа, режимов работы, количества горной массы на рабочем органе. Она складывается из мощности, рассеиваемой в массиве горной массы, и мощности, на преодоление сил трения на поверхности рабочего органа.Мощность, рассеиваемая в горной массе, при допущении, что затухание колебаний вглубь массива подчиняется выведенному выше экспоненциальному закону, равна ^

о э »

В соответствии о принятой моделью взаимодействия горной массы о рабочим органом вибромшины когда сила сопротивления колебаниям зависит от первой степени скорости рабочего органа

и сдвинута по фазе относительно перемещений'на Я/2,мощность

равна а /и2 г 2

Мощность, затрачиваемая на преодоление трения на поверхности рабочего органа, зависит при равенстве геометрических и кинематических параметров от величины присоединенной массы и коэффициента трения при вибрации.

Определение мощности, теряемой в вибровозбудителе, производится либо непосредственно расчетным путем, либо с помощью нового показателя эффективности, равного отношению кинетической энергии . рабочего элемента вибровозбудателя к потребляемой им мощности. Расчетный путь определения мощности, теряемой в виброприводе, демонстрируется в работе на примере планетарного гидравлического и для дебалансного электромеханического вибровозбудателей. Ддя последнего потери мощности в основном характеризуются трением в

подшипниках и равны для конкретных режимов

= ;

N.«0*8-1,0) 1\и3

Здесь Мд, ,[\13 - мощности, теряемые в подшипниках де-

баланса в дорезонансных, резонансных и зарезонанскых режимах;

| - коэффициент трения в подшипнике; {1 - диаметр цапфы

, К I 2(гп1 +т)со

1 =

с 00

0)с

Из анализа выражений следует, что мощность, теряемая в подшипниках да балансного вала, мало зависит от режима работы и негрузки на рабочем органа. Исключение составляют резонансные режимы при небольшой нагрузке на рабочем органе, для которых наблюдается некоторое увеличение потребляемой мощности, однако это увеличение не превышает 20$. Следовательно, при определении этой составляющей мощности колебательным движением рабочего органа можно пренебречь и вести расчет по известным формулам потерь мощности в подшипниках. Для резонансных режимов иощнооть, найденная по этим формулам, увеличивается в 1,2 раза.

Показатель эффективности вибровозбудителей, формирующих вынуждающее усилие по центробежному признаку (дебалансные и планетарные) равен о о

^ т, ег<лГ

^"-"гаг-" '

где Э^-в - критерий эффективности, N3 - мощность, потребляемая вибровоэбудигелем.

Показатель эффективности характеризует внутреннее совершенство вибровозбудителя, его внутренние потери и способность поддерживать нормальную работу вибромашины при определнных затратах мощности. Сравнение показателей эффективности различных вибровозбудителей показывает, что наибольшие значения имеют дебалансные конструкции на основе электро-, а затем гидропривода (от 0,15 до 0,50с), наименьшие - пневматические шариковые (около 0,015о), причем большей единичной мощности вибровозбудателя соответствует большее значение коэффициента эффективности. Проведенный анализ показал, что при прочих равных условиях коэффициент эффективности

например, дебалансных вибровозбудителей определяется диаметром цапфы подшипника <1п и коэффициентом трения в нем. Дня

¿п = 2.Q и = 0,0025 теоретическое (максимальное) значение коэффициента эффективности равно 0,7,

Аналогично вводится понятие показатель эффективности подвески, равного отношению максимальной кинетической энергии рабочего органа к средней мощности, теряемой в подвеске. Показатель эффективности подвески также характеризует степень её совершенства и связан с коэффициентом поглощения и дв!феменгом затухания

_ V О)

-п- X >

где У - логарифмический коэффициент затухания.

Жп —

Теоретическое исследование и разработка новых вибромашин

Принципы проведения динамического анализа легли в основу теории и исследования конкретных вибромашин, в частности, вибрационных интенсификаторов истечения, которые ведутся по однотипной схеме и заключаются в разработке расчетной схемы колебательной системы, составлении уравнений динамики, формулировок допущений, отыскании и анализе решения, составлении на его основе расчетных, зависимостей и инженерных методик расчета.

Самую простую расчетную схему имеет интенсификатор типа "вибрирующая стенка", представляющий собой пластину, жестко или упруго прикрепленную к стенке бункера. Уравнение динамики такого интенсификатора составлено как для абсолютно твердого тела, на которое дейотвуют силы сухого трения в течение полупериода колебаний при движении стенки внутрь бункера. Минимальное значение вынуждающей силы, необходимое дом сводообрушения, находится из решения этого уравнения методом склеивания и равно

где Рв - вынуждающая сила вибровозбудигеля; Ос - пассивное давление горной массы на стенку; Бс ~ площадь стенки; - коэффициент трения горной массы о стенку.

Пассивное давление рассчитывается с помощью предельного круга напряжений. Определение начального сопротивления сдвигу и коэффициента трения горной массы о стенку проводится на специальном

тригометре, в котором в отличив от традиционных конструкций скорость нагружэния сдвигающими усилиями регулируется. Для влажного железнорудного концентрата АзГОКа величина начального сопротивления сдвига равна 1720 Па, для влажного - 700 Па. Величина коэффициента трения от влажности практически на зависела и равнялась 0,52. Расчетные зависимости доя подбора вибровозбудителя использованы при создании интенсификаторов АзГОКа, Верхне-Камского рудника, Брянского фосэавода. Ранее значение вынуждающей силы определялось эмпирическим путем. Аналогично получены расчетные зависимости и для вибровозбудителей одномассннх подвесных устройств.

Для двухмассных подвесных устройств динамический анализ не приводит к простым решениям, полученным вдаэ. В работе рассматривается подвесной интенсификатор на колонне, состоящий из горизонтальной поддерживающей балки, упруго опертой на торец загрузочного отверстия бункера, и вертикальной колонны о пластинами, размещенной внутри бункера и опертой на белку при помощи пружин. При анализе наиболее сложного случая, когда вибровозбудитель установлен на поддерживающей балке, на практике могут встретиться три расчетных случая: I) гистервзисные потери в упругой подвеске незначительны, а силы взаимодействия между горной массой и упругой подвеской аппроксимируются силами вязкого трения; 2) при прежнем допущении о незначительности потерь в подвеске силы взаимодействия аппроксимируются силами сухого трения; 3) гистерезисные потери в подвеске значительны, силы сопротивления представлены силами вязкого трения.

Амплитудно-частотные характеристики колебательной системы интенсификатора для первого случая имеют вид

Ад / <»*-!')»дгтт

Уст V 'Я**^ Г(Г-рМг

где Ах\]£~ соотношение масс рабочего органа и опорной

балки; Ю^-^Сх /(Т)^ ~ собственная частота колебаний рабочего органа; =У/Сд/Шд; - собственная частота колебаний опорной

2Г

балки; - соотношение собственных частот рабочего

органа и балки; }С=00/С0н ~ коэффициент настройки системы;

УСТ=П11 9 СО2/Стт ~ статический прогиб системы под действием

вынуждающей силы; р^ = ^крГ ~ коэффициент демпфирования

рабочего органа; К«р1 = 2^601 - коэффициент критического затухания.

Анализ этих характеристик показывает, что при самых различных соотношениях масс рабочего органа и опорной балки, амплитудно-частотные кривые пересекаются^ в двух точках, в которых амплитуда колебаний балки не зависит от величины сопротивлений на рабочем органе, причем в интервале между этими точками амплитуда изменяется весьма незначительно. Это условие используется во всех расчетных случаях для получения основного параметра системы - оптимальной настройки, определяющей величину вынуждающей силы

№

"А1

При оптимальной настройке амплитуда колебаний рабочего органа не зависит от степени заполнения бункера, что обеспечивает стабильность процесса сводообрушения и выгрузки горной массы из бункера. Изменение амплитуды колебаний опорной балки происходит при этом в незначительных пределах и является наименьшим при выбранных параметрах, что гарантирует минимальную передачу динамически х нагрузок на несущие конструшш.

При анализе второго расчетного случая вводился коэффициент эквивалентного вязкого трения и таким образом анализ динамики по этому случаю не отличался от предыдущего.

Анализ третьего случая показал, что наличие демпфирования в упругой подвеске несколько снижает амплитуды колебаний белки и колонны, но это уменьшение незначительно. Поэтому дм практических расчетов по этому случаю можно принять значение Ад /уст равным значению для первого случая, а значение А-? /Уст уменьшать на 10-20 %, причем меньшая величина соответствует среднему значению р = 0,5 - 0,6, а большая величина - р = 0,1 - 0,4.

Динамический анализ двухмассных вибромашин представлен в работе также исследованием новых двухмассных виброворонок. Новые виброворонки имеют вертикальный разъем и состоят из двух оданако-

вых (в большинства случаев) полуворонок, упруго связанных между собой и оснащенных вибровозбудителями. Новые виброворонки используются для выпуска трудносыпучих материалов и значительно превосходят по сводообрушеюцему эффекту все существующие конструкции, в том числе и зарубежные. Эти конструкции относятся к вибромашинам с циклически изменяющимся с частотой вибрации рабочим объемом за счет антифазного синхронного колебания частей рабочего органа. В ней свод горной массы над выпускным отверстием пери одически нагружается напряжениями растяжения, в результате чего разрушаются самые устойчивые своды. Результаты сравнительных лабораторных и натурных испытаний показали, что новая виброворонка обеспечивает равномерный выпуск песка влажностью 6-3 % и мела любой влажности через выпускную щель размером 50 мм, в то время как в обычных виброворонках (в том числе и виброворонке известной американской фирмы Вибра Скрю) удовлетворительная выгрузка наблюдалась только для сухого мела и песка небольшой влажности.

Амплитудно-частотные характеристики для наиболее теоретически интересного, часто встречающегося на практике случая, когда только одна из полуворонок оснащена вибровозбудителом, имеют вид

эсст V ;

^тЛ/г^фр-уп2 '

Анализ АЧХ показал, что наиболее целесообразно выполнять полуворонки одинаковыми (^ = I), а жесткость упругой связи между ними определять из условия зарезонансной работы (¡С= 3), при которых амплитуда колебаний полуворонок практически не зависит от степени заполнения бункера и обеспечиваются синхронно-вн-тифазные режимы работы полуворонок, аналитическое выражение дм которых получено в работе по методике МЕХАНОЕРа.

Теоретические исследования и разработка новых приводов вибромашин_

Динамический анализ виброприводов является частным случаем общего анализа вибромашин, имеет те же этапы теоретического и экспериментального исследования, однако по причине сложности и большого количества допущений имеет самостоятельнее значение.

Наиболее полно динамический анализ вибровозбудителей продемонстрирован на примере перспективных гидравлических вибровозбудителей планетарного и дебалансного типов, причем динамическому анализу предшествует анализ классификации конструкций . Классификация проведена последовательно по признакам: принципу действия, характеру движения рабочего элемента, характеру воздействия жидкости на рабочий элемент, - принципу создания вынуждающей силы, основному конструктивному признаку, типу приводов и четырем дополнительным конструктивным признакам.

Динамический анализ гидравлических вибровозбудителей имеет свои особенности, которые заключаются в использовании дополнительных уравнений связи, расходов, уравнений движения дополнительных элементов (золотников, клапанов), а также более сложном выражении действующих сил и моментов.

Самым целесообразным путем создания гидравлических вибровозбудителей является метод оптимизации основных конструктивных параметров, обеспечивающих максимальное приближение к оптимальной конструкции по намеченному признаку. Процесс оптимизации строится на общих принципах нахождения условного экстремума и проводится по энергетическому параметру, позволяющему получать минимум потребляемой мощности и удачно сочетающимся с показателем эффективности вибровоэбудателя, отражающим его степень энергетического совершенства.

Наиболее детальному исследованию подвергались новые планетарные гидродинамические вибровозбудители, которые не имеют подшипниковых опор, легко регулируется по частоте, не нуждаясь в смазке и охлаждении. В них рабочая жидкость подается в ротор, снабженный реактивными соплами и планетарно обкатывающийся по цапфвм внутри расточек корпуса. Для случая жесткого крепления корпуса уравнения динамики сводятся к одному уравнению

ЗрС(.=(Мдв-м,ж-мТс-мп»р)^—Гсе-т^е собоС ,

где Зр - момент инерции ротора; Мдв , Мтж. Мтс .Мпер -движущий момент , моменты трения ротора о жидкость, ротора о стенки, сопротивления перекатыванию; Рс - сила лобового сопротивления ротора; - радиус качения ротора.

Приведенное уравнение по структуре хотя и аналогично рассматриваемым ранее (Кузнецов О.В.), однако при его решении не делаат-

ся допущений, приводящих к упрощенным выводам. Для горизонтальной установке вибровозбудителя оно приводится к виду

^ + Ki Я2 + Ка^ = А, .

где К-) , Кй » Ai - константы , и разрешается относительно угловой скорости

.,_\/_цр*}лс*sен ""Fnplrp^rp _

Здесь рж - плотность рабочей жидкости; JAq - коэффициент расхода; S g - площадь сопел; £ - плечо действия струй; H -напор; ~ наружный радиус ротора; - радиус качения; £р -ширина ротора; Fnp- усилие прижатия ротора к стенкам; frp - коэффициент трения между ротором и корпусом; 7Тр - средний радиус поверхности контакта; ГГ^ - масса ротора; JArp - радиус трения качения; КП1<- коэффициент учета длины поясков качения; СЛ- коэффициент лобового сопротивления ротора.

Решение показало, что угловая скорость ротора постоянна и определяется его параметрами, действующими силами и сопротивлениями. Уравнение движения ротора в вертикальной плоскости представлено в виде

¿■+КД2+ K2d =Аi-A2 SinoC

•и решения в квадратурах не имеет. Однако для достаточно пологой моментной характеристики после подстановки оно вводится к уравнению Вернули, решением которого получено среднее значение угловой скорости, которое совпало со значением скорости при горизонтальной установка, а также её неравномерность, которая составила 1,5-3,0 % для диапазона частот 100-200 1/с. Разработанные планетарные вибровозбудители относятся к конструкциям специального назначения, работающих при высоких температурах, в условиях опасных по газу и пыли, в коррозионных средах и т.д. Величина вынуждающей силы при горизонтальной установке практически не ограничена, надежность и ресурс работы во много раз выше существующего оборудования. Они могут применяться для секционированных вибромашин, вибропитателей для выпуска руды, различных спецмашин, напри-

25

мер, для подводной добычи полезши ископаемых.

В новых планетарных вибровозбудителях о воздушной камерой лобовое сопротивление удалось практически исключить за счет движения ротора в воздухе, разместив последний в специальном расширяющимся книзу корпусе. Сравнительный анализ уравнений динамики и эксперименты показали, что при горизонтальной установке и одинаковых -гидравлически х и геометрических параметрах эти вибровозбудители имеют гораздо большую частоту и в два раза больший коэффициент эффективности. Таким образом, в этих вибровозбудителях удалось преодолеть два серьёзных недостатка планетарных гидравлических виброприводов: низкочастотность и низкую эффективность. Их применение может быть особенно эффективно в вибромашинах с дуговой траекторией движения в горизонтальной плоскости и необходимостью охлаждения рабочей камеры, например, в роликовых вибромельницах для микропомола горнохимического сырья, где они могут обеспечивать надежную работу, большие значения вынуждающей силы и интенсивное охлаждение помольной камеры струями отработанной воды.

Процесс оптимизации конструктивных параметров, проведенный для этих вибровозбудителей, позволил рассчитать наивыгодные размеры радиуса ротора, эксцентриситета и радиуса качения

где ^ и Ш - заданные вынуждающие усилия и угловая частота вибровоэбудителя.

Методика расчета вибровозбудителей с оптимальными параметрами включает определение ширины и массы ротора, площади рабочих сопел, диаметра подводящего и отводящего шлангов, размеров корпуса, расхода жидкости и мощности, потребляемой вибровозбудителем.

Лия дебалансных гидравлических вибровозбудителей с динамическим приводом, представляющих собой совмещенный узел - дебаланс -гидравлическая турбина, размещенный в корпусе на подшипниках, установлена сильная зависимость движущего момента от скорости вращения дйбаланса, а также большое влияние на эффективность виб-

0,477 ПТЬ^к^3

рТё^

ровозбудителя форлы и размеры дебаланса, определяющих внутренние потери в вибровозбудителе. Угловая скорость ротора равна

-- _

Здесь Тп - радиус вала; - коэффициент трения в подшипнике;

Т'д - радиус дебаланса; - длина дебаланса.

Рг--------

Анализ уравнений динамики таких вибровозбудителей показал, что несмотря на сходство принципов создания вынуждающего усилия, общность приводных установок и дата аналогию уравнений движения и их решений с уравнениями планетарных вибровоэбудителей, их качественные характеристики совсем другие..Поэтому в соответствии с общими принципами оптимизации установлены ограничения на длину и радиус ротора и определены соотношения между плечом действия струй и площадью выходных сечений сопел, из которых найдены их оптимальные размеры. --,

0 _ I / 2.27т,егп?п + -§- Стрж ?д

0ЛТ=У Стрж(2 + 5КР) '

где 0,95 + I - коэффициент полноты дебаланса, 7 _

С р — ^

Кр= 0,5 * 0,6 - коэффициент ширшш ротора вс рпт=^ У (т,еТп+ СщЯк7д4 )* [ст(2+5Кр)]" •

Установлено, что радиус дебаланса следует выбирать равным радиусу подшипника, размеры которого определяются заданными параметрами вибровозбудителя. Длина добаланса также определяется из этих параметров и характеристик рабочей жидкости

Из расчетов елодует, что варьируя величиной радиуса подшипника, можно спроектировать вибровозбудитель требуемой конфигурации. В таких вибровоэбудителях достигаются отношения длины дебаланса к его радиусу порядка 5-20, т.е. близкие к существующим погружным вибровозбудагелям.

Методика расчета таких дебалансных вибровозбудителей позволяет по характеристикам материала ротора и рабочей жидкости, коэффициенту трения в подшипнике и ориентировочному радиусу подшипника (впослэдствие уточняется) определить размеры дебаланса,плечо действия струй, площадь и число сопел, а также как и душ планетарного вибровозбудителя, все остальные гидравлические характеристики.

Учитывая низкую стойкость подшипниковых узлов дебалансных вибровозбудителей, созданы новые подшипники скольжения, несущая способность которых по сравнению с существующими значительно увеличена (до 4-х раз) за счет применения упругодеформируемых элементов, расположенных на валу.

Дебалансные вибровозбудители с объемным гидроприводом, выполняемые на основа шестеренчатых или других гидродвигателей, на валу которых закреплены дзбалансы, при питании гидромотора непосредственно от сети имеют жесткую частотную характеристику, в результате чего изменения нагрузки на рабочем органе сказываются только на давлении в гидросистеме и потребляемой мощности. Структура уравнений динамики, выражения для действующих сил и сопротивлений' для этих вибровозбудителей будут полностью соответствовать вибровозбудителям с динамическим приводом, за исключением движущего момонта гидромотора. Найденные из уравнений динашки средние значения мощности соответствуют резонансным режимам работы и существенно зависят от частоты

Ид* = £(гп,е^т,еи)6 [(с^ы^Кх* + + (су-т2ыТ+соеку2] '

Максимальная мощность, но которой производится проектирований гидросистемы из-за сложности анализа и громоздкости записи опрелплана в общем виде только для случал равенства коэффициентов жесткости и сопротивлений ( С* = = С ; К^ Ку = К )

я имеет структуру .аналогичную средней мощности. При условии колебаний в горизонтальной плоскости мощность на гидромоторе постоянна за период, попрежнему достигает своего максимального значения на резонансных режимах и превышает среднее значение в 2 раза, в то время как для дорезонансных режимов это превышение составляет около 3 %, а для зарезокачскых - 15

При определении перепада давлений на гидромоторе сохраняются те же трудности анализа и записи, что и для моментов и мощностей. Для случая малости утечек через насос и гидромотор, их независимости от давления и постоянства к.п.д. насоса и гидромотора, конечные выражения получены только для вышеуказанного случая равенства коэффициентов жесткости и сопротивлений

При тех же допущениях с учетом перепада давления, необходимого для преодоления пспэрь в элементах системы, получены выражения для давла!шя, развиваомого насосом, а также момента и мощности на его валу.

Анализ влияния предохранительного клапана на скорость вращения дебаланса для случая, когда давление срабатывания меньше максимального давления, возникающего в системе, показал, что в этом случае скорость вращения дебаланса становится меньше расчетной и не остаётся постоянной за период, что приводит н снижению установочной мощности привода. Поэтому настройка клапана на давление ниже критического на рекомендуется, т.к. в этом случае скорость дебаланса не достигает номинальной.

При динамическом анализе поршневых гидравлическтх вибровозбудителей с объёмным приводом для большинства практических случаев, когда длина соединительной магистрали и объём гидросистемы незначительны, трубопроводы выполнены из стали, сжимаемостью жидкости и податливостью стенок трубопроводов можно пренебречь и вести расчет параметров вибрации из кинематического принципа возбуждения колебаний. Оценка правомерности такого допущения установлена на основе совместного рассмотрения уравнения движения поршня гидропульсатора и уравнения неразрывности при дополнительном условии отсутствия утечек и потерь на гидравлических сопротивлениях. По

2т/(Оа е*к

2/. ,5 Л2

гт^оиТ+а^к

Щ7? •

полученным для этого расчетного случая на основе уравнения одноразмерного неустановившегося движения жидкости в замкнутом объеме выражения давления жидкости на поршень одностороннего и двухстороннего пульсаторов найдена область оптимальных околорезонансных режимов, установлены требования к параметрам подпиточного насоса и получено выражение для определения мощности приводного двигателя. Инженерная методика, устанавливающая взаимосвязь между конструктивными параметрами гидропульсатора, использовалась при проектирования гидропривода опытного образца разгллнизатора водяных скважин, разработанного совместно с ВШ'ЯГС.

В уравнения динамики поршневых пневматических вибровозбудите-лой, используемых дня вибрирования небольших объектов (бункеров, течек, кузовов самосвалов) помимо общих уравнений движения корпуса поршня, должны быть добавлены уравнения, характеризующие процессы изменения давления воздуха в поршневых полостях, а- именно, теплового баланса и состояния воздуха. Они обычно решаются на ЭШ. В работе эти уравнения решены применительно к вибровозбудителю с массой поршня I кг и допущениях, что его корпус жестко закреплен и расположен горизонтально, процессы истечения воздуха из пневмосати и из ¡шх в атмосферу адиабатические и происходят при постоянной температуре, равной температуре окружающей среды, па-_ раэитные утечки воздуха из полостей в атмосферу и между полостями отсутствуют.

На современном этапе развития влброгехшки создать единую модель поведения горной массы в многочисленных типах вибромашин практически невозможно. Поэтому для каждого типа вибромашин разрабатывается своя модель рабочего процесса, которая учитывает характерные особенности поведения горной массы в рабочей камере и днот возможность получить приемлемые для практического использования результаты.

При создании модели истечения легко- и сроднесыпучей горной мисси из вибрационного бункера принято, что вибрационное воздействии обеспечивает гидравлическое истечение по всему объему бункера, в результате чего горная масса опускается в воронко без значительного нарушения параллельности слойв и её можно рассматривать как совокупность тонких слоев, движущихся с постоянным расходом в каждсм сечении. При опускании слой сжимается и его частицы под действием сжимающих сил псрсыоцаются в слое относительно других Чйсп'М, находящихся в этой слое, испытывая сопротивление, которое

принято пропорциональным горизонтальной скорости деформации слоя и давления вышележащих слоев горной массы. Модель построеная на основе баланса движущих сил, к которым отнесены силы тяжести, силы давления вышележащих слоев горной массы, инерционные силы от вибрации и сил сопротивления, к которым отнесены силы трения горной массы о стенки воронки и на поверхности внделонного слоя,а также силы сопротивления перемешиванию частиц. Определение составляющих баланса мощности ведется с учетом постоянства объемного расхода горной массы в каждом горизонтальном сечении воронки. При определении мощности, затрачиваемой на перемешивание, вводится удельный коэффициент сопротивления сдавливанию, равный усилию, с которым сопротивляется сжатию единичный объем горной массы при деформировании его с единичной скоростью. Давление горной массы на стенку ограничивается его статической составляющей, определяемой по формуле Зенкова Р.Ж. Возможности модели иллюстрируются на примере определения основных характеристик процесса поведения горной массы в бункере - скорости истечения и расхода горной массы из выпускного отверстия.

2±НМ_р„н]}-

где - радиус выпускного отверстия; Н- высота виброворонки;

о(. - угол наклона стенки воронки к вертикали; р - плотность сыпучого материала; Кед" /ДелЬ!Ш^ коэффициент сопротивления сдавливанию; Кд- коэффициент динамичности; Кб- коэффициент бокового давления; ¿а~ вертикальное давление верхних слоев горной массы в загрузочном отверстии виброворонки.

Анализ полученного выражения для скорости истечения позволил доказать, что инерционный напор от вибрации влияет на среднюю скорость истечения горной массы из выпускного отверстия вибробункера. Поэтому скорость истечения после достижения состояния псевдоожижения и установления число гидравлического истечения в виброворонке практически не зависит от параметров вибрации, а определяется, как и при статическом истечении хорошосыпучих материалов, лишь геометрическими размерами бункера и физшсо- механическими свойствами горной массы. Ранее подобные зависимости уста-

нашгавались лишь экспериментально. Модель позволяет определить также другие важные параметры процесса - условие сводообраэова-ния, размеры минимального выпускного отверстия и уровня вибрации, необходимого для непрерывного истечения и может быть использована для исследования других процессов, в которых движение горной массы'происходит в основном под действием силы тяжести.

При создании модели вибрационного обезвоживания в вертикальных бункерных аппаратах принята стержневая модель истечения, при которой истечение происходит лишь из области, находящейся над выпускным отверстием и которая тесно примыкает к модели трубооб-разного истечения трудносыпучих материалов из бункеров, упрощенные варианты которых попользовались другими исследователями, например, Суэухи и Танака (Япония). Характер стержневого истечения из вибрационных бункерных обезвоживателей неоднократно подтверждался экспериментально в процессе лабораторных и опытно-про!ящлен-ных условий и хорошо наблюдался на границе движущего потока горной массы и пассивной зоны. В модели принято, что касательные напряжения на границе движущегося потока зависят от расстояния до вибрирующей стенки, причем затухание колебаний вглубь массива подчинено выведанному ранее экспоненциальному закону. В традиционную зависимость от статики сыпучих сред, связывающую касательные и нормальные напряжения, введен дополнительный член, характеризующий вязкое сопротивление движущегося стержня о стенки канала и пропорциональный скорости его движешш. В работе в рамках созданной модели при условии установившегося движения обезвоженной горной массы, отсутствия реакции затвора и постоянства давления по висото воронки определена средняя скорость истечения.

Модель вибрационного перемешивания в турбулентном противоточ-ном смесителе, построоная в виде двух полых цилиндров, вращающихся в противоположные стороны, на внутренние в внешние поверхности которых действуют силы сухого и вязкого трения. Основным параметром, определяющим степень перемешивания и качество смеси, является относительная скорость противоположных потоков, формирующихся под воздействием корпуса и внутреннего маятника. Аналитические исследования модели представлены в работе определением длины смесительной камеры и необходимого времени перемешивания, вычисленных для наиболее часто встречающихся на практике случаев, когда корпус и маятник колеблются с одинаковой частотой.

Все созданные модели предполагаеют экспериментальное определение целого ряда коэфф1щиентов:коэффициента сопротивления сдавливания (для модели послойного истечения), коэффициентов влияния вибрации и вязкого трения (для модели стержневого истечения), коэффициента относительного вращения слоев и соударения частиц (для модели вибрационного перемощивашя).

Определение экономической эффективности вибромашин

При определении народнохозяйственной экономической эффективности вибромашин приходится учитывать ряд специфических особенностей их использования на горных предприятиях. Например, в случае использования нескольких однотипных установок в одном технологическом агрегате (нескольких установок для выпуска руды, нескольких вибропитателей для погрузки руды из бункеров на ленточный конвейер и т.д.), а также в случае, когда срок службы последнего гораздо больше, нежели этих установок (интенсификаторы истечения из бункеров, виброрешеток и т.д.) существующая методика опроделе- . ния экономической эффективности не позволяет рассчитать её истиное значение, т.к. учитывает только годовые издержки потребителя, связанные с эксплуатацией только этих устройств. В связи с тем, что повышение производительности, совершенствование новой техники приводит к качественному росту параметров агрегатов, в которых она применяется, определение эффективности вибромашин должно производиться с учетом множественности их применения в одном агрегате и различных сроков службы

в, (РЬ+Ен) Р2 + Ен 1

А ps

где J3 - количество вибромашин в одном агрегате; б - коэффициент, показывавший число замен вибромашины в течение срока службы агрегата; 3i и Зг - приведенные затраты на производство базовой и новой вибромашины; Bin В^- производительность базового и нового оборудования; Bj и Вг - производительность агрегата до и после применения новой вибромашины; Р| и ptj- срок службы базовой и новой вибромашины; UiH годовые издержки

производства, связанные с эксплуатацией агрегата до и поме применения новой вибромашины; ftj и Kj- сопутствующие капитальные вложения при использовании агрегата до и после применения новой

вифомашшш.

Другой особенностью эксплуатации вибромашин является увеличение срока службы агрогата, в котором он применяется, например, использование вибропитатэлей с предварительным подсевом мелочи на ленту увеличивает срок её службы и ленточного конвейера в целом. Этот фактор учитывается введением в уточненную формулу соответствующих членов, содержащих приведенные затраты на изготовление и доли отчислений от балансовой стоимости на реновацию до и после примонеиия вибромашины.

В- третьих, когда использование средств вибротехники приводит к повышению качества получаемого продукта (например, способность к проведению флотации после обработки в вибромельницах), экономическая эффективность должна отражать разницу в оптовых ценах готового продукта до и после применения новых вибромашин с учетом годового выпуска продукции. Величина эффективности за счет повышения качества также вводится дополнительным членом в уточненную формулу.

В случаях, когда эксплуатация вибротехники приводит к уменьшению или ликвидации вредных последствий для окружающей среда (уменьшение площади хвостохршшлящ, ликвидация заболачивания и засолэности почвы), экономия на охрану окружающей среды учитывается через приведенные затраты до и после применения вибромашин. Улучшение (уменьшение запыленности) или ухудшение условий труда (увеличение шума, вибрации) в результате использования вибромашин выражается в первом случао экономией на расходах по социальному страхованию, а во втором - снижением производительности труда рабочего.

Применение вибротехники в большом числе случаев является эффективным средством механизации трудоёмких и тяжелых ручные работ. Поэтому в соответствии с отраслевыми инструкциями при расчете годового эффекта средств механизации необходимо иметь в виду долю общественных фондов потребления, идущих на воспроизведен«« трудовых ресурсов и учитывать её через фонд заработной платы.

В работе излагаются также основы определения хозрасчетной экономической эффективности, получаемой определенным предприятием в результате использования вибромашин и которая проявляется в снижении себестоимости продукции, экономии материальных ресурсов и повышении производительности труда.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В работа дано теоретическое обобщение и новое решение крупной научной проблемы, заключающейся в разработке теории и создании новых высокоэффективных вибромашин для транспорта и переработки горной массы, тлеющей важное народнохозяйственное значение и обеспечивающей возможность повышения производительности транспортных и технологических вибромашин, улучшения качества выпускаемой продукции, ликвидации тяжелого физического труда.

Проведенные исследования позволяют сделать следующие выводы:

1. Разработана динамическая модель вибромашины, характеризующаяся величиной динамического давления на её рабочий орган, зависящего от глубины и характера распространения колебаний, определяемых с использованием квазигемпературы. Установлена зависимость динамического давления от коэффициента затухания вибрации в горной массе, удельной присоединенной массы, удельного коэффициента сопротивления и эффективного коэффициента'трения при вибрации. Получена зависимость коэффициента затухания вибрации от комплексного критерия и частоты вибрации. Величина комплексного критерия для угля, фосфоритной руды и железнорудного котгцентрата равна о,04 , 0,0182, 0,029 м-"" с . Получена зависимость удельной присоединенной массы от объемной плотности горной массы и коэффициента затухания вибрации. Определена величина критической присоединенной массы, равная для вышеуказанных материалов 510; 1710 и 2750 кг/м". Определены величины удельных сопротивлений для этих материалов, равные 1,6 Ю4; 1,8 104 и 3,3 Пг Н С/м4. Экспериментально установлена зависимость коэффициента трения от ускорения вибрации (для песка - резкое снижение в зоне критического ускорения от 0,4 до 0,1 и плавное по мере дальнейшего его увеличения).

2. Введено понятие показатель эффективности привода вибромашины, который определяется отноиением кинетической энергии неуравновешенной массы привода к потребляемой мощности. Новый показатель обобщенно характеризует энергопотребление привода и функционально связывает размеры рабочих элементов привода , действующие движущие моменты и силы и силы и моменты сопротивления, плотность

и вязкость рабочего тола. Наибольшие значения показателей эффективности тлеют дебалансные вибровозбудители на основе электропривода (около 0,5, продельное значение при диаметре подшипника, рав-

ном двойному эксцентриситету дебаланса и коэффициенте трения в подшипнике 0,0025 равно 0,7 ), затем гидропривода (около 0,15), наименьшие - пневматические шариковые (около 0,015 с). Показатель эффективности позволяет оптимизировать конструктивные параметры привода вибромашины по минимуму потребляемой мощности.

3. Разработан обобщенный метод расчета вибромашин: вибрационных интенсификаторов истечения, обезвоживателей и смесителей, основанный на определении коэффициента затухания колебаний в горной массе, использовании показателя эффективности привода вибромашины и физических моделей состояния горной массы при опорожнении бункера, обезвоживания пульпы и перемешивания закладочной смеси.

4. Для планетарных и добалансных гидравлических вибровозбуда-телей найдена зависимость угловой скорости обкатки ротора и вращения дебаланса от геометрических размеров вибровозбудителя, свойств рабочей жидкости, гидравлических характеристик и режима работы вибромашины. Установлено, что для планетарных вибровозбудителей при вертикальной установке среднее значение угловой скорости совпало с её значением при горизонтальной установке, а неравномерность составила 1,5- 3,0 % для диапазона частот 100-200 I/G . Для доба-лансных вибровозбудителей найдены оптимальные отноиения длины дебаланса к его радиусу, равные 5 - 20. Установлено, что применение свободнопосаженных дебалансов позволяет на 20-30 % снизить установочную мощность привода и уменьшить резонансные раскачки

при пуске и выбоге.

5. На основа выполненных исследований разработаны:

новые конструкции вибрационных интенсификаторов истечения, обеспечивающие повышение производительности в 3-10 раз, увеличение точности дозирования, снижение простоя транспортных средств и ликвидацию тяжелого физического труда;

новые вибрационные обезвоживатели пульп, обеспечивающие влажность обезвоженных руд, концентратов и хвостов порядка 16-18 %, что позволяет транспортировать их ленточными конвейерами, значительно сократить площадь хвостохранилищ и обеспечить экономию пресной воды;

новые вибрационные измельчители, обеспечивающие увеличение производительности получения тонких фракций в 1,5 - 3,0 раза при одновременном уволичешш свойств измельченного продукта, что дает возможность получить значительную экономию ресурсов (угля, реа-

гентов и пр.) и повысить качество продукции (удобрений и др.);

новые планетарные гидравлические вибровозбудители, имеющие повышенный ресурс работы, бесступенчатое регулирование частоты вибрации и возможность работы в высокотемпературных, агрессивных и взрывоопасных средах;

стенд маятникового типа для определения коэффициентов трения при вибрации;

стенд двухкамерного типа для определения коэффициентов сопротивления вибрациям;

методики выбора оптимальных параметров вибрационных воронок и подвосных интенскфикаторов;

методики расчета оптимальных размеров планетарных и дебалан-сных гидравлических вибровозбудителей.

Создание новых вибромашин внесло вклад в решение вшшых народнохозяйственных задач, а-именно, ликвидации тяжелого физического труда, охра!ш окружающей среды, сбережения энергоресурсов.

Ряд результатов работы может быть успешно использован в других отраслях промышленности, занимающейся обработкой сыпучих материалов. Экономический эффект от внедрения вибромашин составил 0,839 млн.рублей.

Основное содержание диссертации изложено в следующих работах:

1. Варсанофьев В.Д. Вибрационные бункерные устройства на горных предприятиях.-М.: Недра,1984,- 182с. (положительная рецензия члена-корреспондента ЛИ СССР Докукина A.B. в журнале "Промышленный транспорт", № 2, 1985 г.).

2. Варсанофьев В.Д, .Кузнецов О.В.' Гидравлические вибраторы.-Л.: Машиностроение, 1979.- 144 с.

3. Варсанофьев В.Д., Кольмац-Иванов Э.Э. Вибрационная техника в химической промышленности,- М.: Химия , 1985.- 240 с.

4. Применение вибрационных бункеров на Маардуском химическом комбинате. / В.Д.Варсанофьев, О.В.Кузнецов, Л.Я.Гамбург и др.-М.: НИИТЭХШ, Фосфорная промышленность, & 2, 1979.- с. 36-39.

5. Варсанофьев В.Д..Кузнецов О.В. Опроделоние расчотных характеристик планетарного гидровибратора для вибротранспортирующих машин. Науч1шо труды Ю.Ш, т. 14, Транспортирующие вибромашины, 1974.- с. 3-14.

6. Варсанофьев В.Д..Кузнецов О.В. Планетарный гидравлический вибратор .-}.!.: ШЦЕПКОРиТЯЬ'ЬШ, Подъемно-транспортное оборудование, ü 35, 197.:.- с. 48-5Ü.

7. Варсанофьев В.Д., Зернов Е.В. Инерционный гидравлический вибратор для вибрационных машин в горной промышленности. Новосибирск: Физико-технические проблемы разработки полезных ископаемых, № 6, 1969.- о. 126-128.

8. Варсанофьев В.Д. Вибрационное бункерное устройство - эффективное сродство механизации транспортно-технологических процессов. Труды ВЗМИ, вып.З, Бункерные вибраторы, 1979.- с. 3-12.

9. Варсанофьв В.Д..Афанасова И.И.,Зотов М.И. Применение двух-массного вибрационного бункера для фосфогипса на Воскресенском химическом комбинате.- М.: НЖГЭХШ, Фосфорная промышленность, вып. 3, 1974.-с.16-19.

10. Варсанофьев В.Д. Динамика вибрационных бункеров. Научные труды ВОШ, т.14, Транспортирующие вибромашины, 1974.- с. 15-31.

II_j_ Варсанофьев В.Д. .Кузнецов О.В. Новый критерий оценки эффективности вибраторов. Научные труды ВЗШ, т. 14, Транспортирующие вибромашины, 1974.- с. 38-43.

12. Кузнецов О.В..Лейбенко В.Г,.Варсанофьев В.Д. Исследование планетарного гидравлического вибратора типа ВПГВ. Труды ШЛИ, вып. 3, Ьункершо вибраторы, 1979.- с. 31-43.

13. Варсанофьов В.Д.,Петров Ю.К.Даладжан Г.Л. Приводы современных вибрационных транспортирующих машин. - М.: ШПШШРШЖМАШ, Подъемно-транспортное оборудование, Л 38,- 40 с.

14. Варсанофьов В.Д..Богданов O.E..Серегин В.П. Обезвоживание

и сухоо складирование хвостов обогащения с использованием вибрационных бункерных обезвоживателей.- Ы.: Химическая промышленность, JS I, 1981,- с. 11-12,

15. Варсанофьов В.Д. Новые конструкции вибрационных транспортно-технологических машин, созданные в ВЗШ в X пятилетке.Межвузов. сборн. науч.трудов "Исследования,конструкции и расчет вибрационных машин, 1904.- с. 3-II.

16. Любчонко А.Л.,Зернов К.В..Варсанофьв В.Д. К вопросу определения производительности вибрационных воронок для трудносыпучих материалов. Можвузов.сборн. науч.трудов "Динамика узлов и агрегатов с/х машин.- Ростов-на-Дону, 1986.-с.127-134.

17. Л.с. й 84Г>315(СССР) МХИ В 65Д 88/66. Вибрационный бункер

/ Варсанофьов В.Д. (СССР) - Ü 2764580; Заявлено 04.05.1979. Опубл. Iü.07.1901, Гил. ü 26.

IB. A.c.J» №97374 (СССР) МЮ! В 02С 19/16. Вибрационная мельни-

ца / Варсанофьв В.Д. (СССР) - Л 3557226; Заявлено 28.02.1983. Опубл. 07.07.1985, Бвд. И 22.

19. А.о. № 1165464 (СССР) МКИ В 02С 19/Г6. Вибрационная мельница / Варсанофьев В.Д. (СССР) - Л 3695809; Заявлено 30.01.84. Опубл. 07.07.1985 , Вил, Л 25.

Новизна технических решений в работе защищена также авторскими свидетельствами (в соавторстве):1773Г7, 195941, 227892, 231372, 255Г22, 256578, 276781, 280289, 299271, 318520, 337312, 354884, 357122, 369937, 375100, 381416, 400378, 444555, 480444, 501162 , 514753, 535196, 585957, 614250, 614251, 617247, 628042, 659475, 660702, 716793, 735510, 737198, 742115, 827165, 829486, 850360, 858946, 878518, 903088, 906612, 914280, 933558, 935385, 950618, 959988, 967909, 975544, 980770, 1033194, 1039820, 1052258, 1072901, 1072902, 11040827