close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Развитие научных основ повышения энерго- и ресурсоэффективности технологических агрегатов перерабатывающих комплексов горных предприятий

код для вставкиСкачать
ФИО соискателя: Картавый Андрей Николаевич Шифр научной специальности: 05.05.06 - горные машины Шифр диссертационного совета: Д 212.224.07 Название организации: Санкт-Петербургский государственный горный университет - ФГБОУВПО Адрес организации: 199
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
САНКТ-ПЕТЕРБУРГ
2012
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 диссертации состоится 13.11.2012 г. в 14 ч. 30 мин. на заседании диссертационного совета Д 212.224.07 при ФГБОУ ВПО
«Национальный минерально-сырьевой университет «Горный»
по адресу: 199106, Санкт-Петербург, В.О., 21-я линия, д. 2, ауд. 1166
С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГБОУ ВПО
«Национальный минерально-сырьевой университет «Горный».
Автореферат разослан 10.09.2012 г.
УЧЕНЫЙ СЕКРЕТАРЬ диссертационного совета
доктор технических наук,
профессор
ШКЛЯРСКИЙ Ярослав Элиевич
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 достиже3
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 предприятий, 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 комплексов.
Цель работы – повышение показателей энерго- и ресурсоэффективности с учетом закономерностей работы динамических систем технологических агрегатов для разработки научно-технических решений,
позволяющих создавать и эксплуатировать эффективные агрегаты перерабатывающих комплексов в условиях различных горных предприятий.
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
4
технологических агрегатов и провести их оценку по параметрам энергои 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 агрега5
тов в установившихся режимах их работы на энергетические параметры
агрегатов.
4. Создании обобщенной математической модели одномассных
дебалансных виброагрегатов на основе двухзвенной системы с упруговязким 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 колебаний.
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 ресурсоэффективности 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 матема6
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
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).
7
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
№ 02.442.11.7340 (№ госрегистрации 13243.0323050947.06.1.002.5) и
№ 02.442.11.7570 (№ госрегистрации 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
8
«Московский государственный горный университет» (методика
расчета основных энергетических параметров экспериментального
стенда для испытаний моделей рабочих органов горных машин);
– при эскизном проектировании транспортного агрегата КНК270/3500 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 MEP-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 цикличнопоточных 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»
9
«Плаксинские чтения – 2005», С.-Петербург (05-09.09.2005), Общероссийскую
инженерно-технологическую конференцию «Резервы экономического роста и
удвоение 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» «Технологическое оборудование для горной и
нефтегазовой промышленности», Екатеринбург (15-17.05.2006, 10-11.04.2008,
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 MIIF-2006
«Международная специализированная выставка конвейеров, транспортных
систем, и комплектующих (машины непрерывного транспорта) КОНВЕЙЕРЫ –
2006», Москва (24-27.10.2006), конференцию «Проблемы освоения недр в XXI
веке глазами 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 49
печатных работах, включая 23 – в изданиях, рекомендуемых ВАК Минобрнауки 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
членукорреспонденту 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.
10
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
11
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 напряженнодеформированное 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.
12
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. Лавендел, 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. Вайсбергом, 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 дебалансов 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 mвв и массы остальных колеблющихся частей M0) проводилось моделированием с помощью материальных точек. Принималось, что массы динамической системы виброагрегата сконцентрированы в их центрах масс (ЦМ), а
13
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 mвв и M0 (материальные точки) связаны между собой посредством невесомого жесткого стержня, одним концом присоединенного к
массе mвв, а другим концом шарнирно соединеного с массой M0. Было
разработано несколько моделей «одномассных» агрегатов с поэтапным
их усложнением.
На начальном этапе при общепринятом допущении, что
mвв
M0, изучалось движение массы виброагрегата M = mвв + M0 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 NΣ при различных видах связей и движении материальной точки по замкнутым круговым траекториям:
– абсолютно жесткая связь N 0 ;
(1)
– упруго-вязкая связь N – упругая связь N – вязкая связь N MA2 2
0 2 2h ;
2 MA2 2
0 2 ;
2
hMA2 2
;
(2)
(3)
(4)
MA2 3
,
(5)
2
где A – амплитуда колебаний рабочего органа, ω0 – собственная
частота колебаний, h – коэффициент диссипации в материалах упруговязкой 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 ( 0 ), упругость
и диссипация в упруго-вязких элементах практически не оказывают
влияния на мощность. Тогда может быть использовано выражение (5).
– связь отсутствует N 14
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 mвв.
Рассмотрим двухмассную колебательную систему центрированного вибрационного агрегата с одиночным дебалансным вибровозбудителем и рабочим органом, размещенным на упруго-вязких опорах (рисунок 1). Допустим, что точка O является неподвижным статическим
центром, который примем за начало координат неподвижной декартовой системы XOY, ось OX которой горизонтальна и направлена вправо.
Подвижная система TOP с тем же началом координат в точке O жестко
связана с массой M0 и вращается с угловой скоростью против часовой
стрелки от оси OX.
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(–) = –cos, получим общее для нерезонансных
режимов колебаний условие равновесия сил по оси OP одномассной
системы с упруго-вязкими элементами амортизации:
Fин Fупр Fпер Fвв cos F ,
(6)
где Fин = MAω2 и Fвв = mввrω2 – силы инерции системы и делабансного вибровозбудителя, r – приведенный радиус ЦМ дебаланса
вибровозбудителя, Fупр = MAω02 – сила упругости, равная реакции
упругих опор системы на смещения относительно статического центра,
Fпер = mввAω2 – переносная сила инерции в относительном движении
массы mвв.
Сила Fвв, возникающая под действием привода, будет иметь две
проекции на оси подвижной системы координат TOP.
Из выражения (6) получено, что F = Fпер. Для уравновешивания
по оси OP силы F, как показали проведенные исследования, необходимо на плече r дебаланса создать тангенциальную силу Fпр = Fcos, для
чего требуется момент привода, равный Lпрcos = (Fcos)r = FввAcos.
Найдем момент привода, требуемый для преодоления диссипативных сил. При перемещении системы по дуге окружности радиуса A
на некоторый малый угол d масса M0 пройдет малый путь ds = Ad.
При бесконечно малых перемещениях sin d d. Тогда получим сле15
дующий
момент привода:
Lпрsin dWдисс
d
Fвв
ds
d
sin Fвв A sin ,
где
dWдисс – элементарная работа диссипативных сил.
Учет переносной силы Fпер дает момент привода, равный Lотн =
= Fперrsinφ.
По правилу суперпозиции сложение моментов дает суммарный
момент привода, необходимый для работы системы:
Lпр = Lпрcos + Lпрsin + Lотн = mввrAω2 (cosφ + 2sinφ).
(7)
Необходимая средняя мощность будет равна:
mвв rA3
MA2 2
N Lпр
0 2 4h . (8)
cos 2sin 2
2
2
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 Fпер массы mвв.
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 (A), которой
является длина первого звена, моделирующего систему амортизации,
его жесткость (с1) и демпфирование (b1, Нс/м), крутильную жесткость
16
вала вибровозбудителя (с2) и сопротивления в его подшипниках (b2,
Нс2м), силы тяжести Fт1 и Fт2 от масс M0 и mвв. Вал вибровозбудителя,
совершая переносное движение, вращает второе звено, моделирующее
дебалансный вибровозбудитель, приводя систему в движение. Обобщенная координата 1 определяет угловое положение первого звена, а
2 – второго (2 – 1 = ).
Влияние технологической нагрузки моделируется, во-первых,
присоединенной массой груза Mгр (MРО = M0 + Mгр), участвующего в
движении рабочего органа, и дополнительной инерционной силой Fгрин,
а во-вторых, силами сухого трения между слоями груза и рабочим органом (Fгрст), уменьшающими амплитуду колебаний, и вязким трением
в нагрузке (с помощью диссипативных коэффициентов bгр).
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 MРО вдоль оси OP подвижной системы координат TOP со скоростью vнорм в связи с возможной переменной длиной
первого звена (кривая 1) при движении по замкнутой траектории осуществляется относительно некоторой средней траектории 2 с амплитудой
A
и
могут
быть
отдельно
описаны
уравнением
M b1 c1 F t , где F(t) – сила, возмущающая колебания относительно средней траектории 2.
Применительно к дебалансным виброагрегатам vнорм = f(c1). Если
cx1 ≠ cy1, vнорм изменяется с угловой частотой 2ω и траекторию движения
можно представить в виде эллипса. При cx1 = cy1 = c1 движение системы
должно осуществляться по траектории, близкой к окружности радиусом
A (кривая 2), и тогда vнорм → 0.
В работе получены уравнения движения масс MРО и mвв с помощью энергетического метода и уравнений Лагранжа вида:
d Wк Wк WР d Wп Wп
(9)
Q j (j = 1, 2),
dt q j
q j
q j dt q j
q j
где Wк и Wп – кинетическая и потенциальная энергии; WР – диссипативная функция Рэлея; Qj – обобщенные силы от действия внешних
непотенциальных сил; qj и q j – обобщенные координаты и скорости;
j = 1 или j = 2 – порядковый номер звена; t – время.
17
После подстановки в (9) значений Wк, Wп, WР и обобщенных сил
Q1 и Q2 получена следующая система уравнений моментов сил, учитывающая параметры некоторых рабочих процессов агрегатов (вибротранспортирование, виброгрохочение и др.):
MA2 1 mвв Ar cos 2 mвв Ar sin 22 bв A2 1 kтр A MgA sin 1 Fпр A cos ,
(10)
2
2
mвв r 2 mвв Ar cos 1 mвв Ar sin 1 b2 22 mвв gr sin 2 Fпр r
где M = MРО + mвв – масса колеблющихся частей системы с учетом присоединенной массы, bв = b1 + bгрkv2 – составной коэффициент
диссипации по элементам вязкости системы; bгр = ηгрSсл/δгр, Н∙с/м; ηгр –
коэффициент вязкости груза, Пас; Sсл – площадь слоя груза, на которой
возникает сила сопротивления перемещению, м2; δгр – толщина груза, м;
kтр = kгрkv – коэффициент диссипации по элементам трения системы,
kгр = fгрFн, Н; Fн = f(δсл, ρгр, anгр) – сила давления технологической
нагрузки на взаимодействующие слои груза или груза и поверхности
рабочего органа, зависящая от толщины вышерасположенных слоев δ сл,
плотности груза ρгр и его нормального ускорения anгр при колебаниях,
Н; fгр – коэффициент трения между слоями груза и рабочим органом;
kv – поправочный коэффициент скорости груза, характерный для каждого технологического процесса.
Слагаемые, содержащие скорости 1 и 2 , являются моментами
нормальных сил инерции, а слагаемые, содержащие ускорения 1 и 2 ,
– 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 TOP была получена следующая система уравнений движения
масс M и mвв виброагрегата:
M 1 b1 c1 mвв2 Fпр
,
(11)
M 1 b 1 c 1 mвв 2 Fпр Fгрст
18
где 1 , 1 , 1 , 1 , 1 , 1 – проекции ускорения, скорости и перемещения массы М на оси системы координат TOP, bρ, bτ, cρ, cτ – коэффициенты демпфирования и жесткости упруго-вязкой системы амортизации относительно оси системы координат TOP, 2 и 2 – проекции
ускорения массы mвв на оси системы координат TOP, Fпрρ и Fпрτ – проекции усилия привода на оси системы координат TOP, Fгрст = kvfгрFн –
сила сухого трения между слоями груза и рабочим органом.
В результате решения системы (11) получены равенства ( 1 0 и
τ1 = 0):
MA1 bв A1 mвв A1 r 22 sin 2 1 r2 cos 2 1 F
cos
F
2 1 грст
пр
.(12)
2
2
2
MA1 c1 A mвв A1 r 2 cos 2 1 r2 sin 2 1 Fпр sin 2 1 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:
Fпр A cos Fдисс A Fгрст A Fвв A sin ,
(13)
Fпр r Fпер r sin Fподш d в 2
Fпр sin Fпер Fуин Fвв cos где Fподш = 2b2ω2/dв – усилие сопротивления в подшипниковых опорах вибровозбудителя, dв – диаметр вала вибровозбудителя, Fуин =
= MA(02 – 2) – 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 Fподш.
Воспользовавшись методом Пуансо приведения силы к заданной
точке, перенесем силу привода Fпр параллельно самой себе в ЦМ массы
MРО, добавив при этом пару сил (Fпр и Fпр), векторный момент кото19
рой равен векторному моменту переносимой силы относительно новой
точки приложения силы, т. е. вращающий момент привода относительно оси вибровозбудителя будет равен: Lпр1 = Fпрr = Fпрr. При этом сила
Fпр, действуя на массу MРО, 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 TOP, включая центральные.
«Косинусная» составляющая Fпрcos силы привода приложена на
плече A и оказывает влияние на массу MРО и наряду с «синусной» составляющей Fввsin дебалансной силы преодолевает силы Fдисс и Fгрст.
При рассмотрении системы (13) видно, что сила привода Fпр 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 mвв и вращения системы на амплитуде A, т. е. создания переносной силы Fпер.
Используя (13), было установлено равенство квадратов сил при2
вода и вибровозбудителя: Fпр
Fвв2 . На основе первого уравнения системы (13) и при Fпр = Fвв получен момент привода вибровозбудителя,
требуемый для преодоления диссипативных составляющих и сопротивлений в технологической нагрузке: Lпр2 = FдиссA + FгрстA = FввA (cosφ +
+ sinφ).
«Косинусная» составляющая Fперcos, действуя через связь, образует реактивную силу F'перcos, которая может быть спроектирована
на оси OP и OT (рисунок 4). Проекция F'перcos2 не создает крутящий
момент, т. к. проходит через центр вращения системы (точку O), но
уменьшает амплитуду колебаний (при F'перcos2
Fин этим уменьшением можно пренебречь). Проекция F'перcossin, действующая на массу M0 по касательной к траектории ее движения, будет равна F'прcos.
Это в свою очередь приводит к уравнению F'перsin = F'пр или ко второму уравнению системы (13) при условии равенства Fпер = Fпер.
Таким образом, привод будет преодолевать следующие сопротивления:
– момент, возникающий при относительном движении массы mвв,
равный Lпр1 = Fпрr;
20
– момент от действия диссипативной силы Fдисс, приложенной к
массе MРО, равный Lпр2 = FдиссA + FгрстA;
– момент, необходимый для преодоления проекции реактивной
силы F'перcossin от действия «косинусной» составляющей переносной силы Fперcos, связанной с переносным движением массы mвв, и
равный Lпр3 = Fпрrcosφ.
Момент, необходимый для преодоления силы, связанной с переносным движением массы M0, и равный FпрAcosφ, входит в Lпр2. Тогда
получим следующее выражение: Lпр = Fпрr + FдиссA + FгрстA + Fпрrcosφ.
Преобразуем его, используя первое и второе уравнения системы (13) и
учитывая, что Fперr = FввA, найдем:
Lпр Fвв A cos sin sin 1 cos 12 Fподш dв 1 cos (14)
Первые два слагаемых, входящие в (14) и содержащие функции
cos φ и sinφ, уже неоднократно были выведены нами ранее, а слагаемое
sinφ (1 + cosφ) получено дополнительно на основе обобщенной двухзвенной модели и учитывает сложное движение массы mвв.
Суммарная необходимая мощность будет:
02 2 N 21 MA2 02 2 2hв 2hв 1 ин 2 , (15)
2
2
0
41 Fподш dв 1 ин 2 где λин – коэффициент динамичности при инерционном возбуждении, hв = bв / 2M.
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 XOY с использованием принципа Даламбера была получена следующая система уравнений:
21
Mx bx x cx x Fвв cos t x ,
(16)
My by y c y y Fвв sin t y
где φx и φy – фазы колебаний по осям OX и OY (при движении ЦМ
колеблющейся массы M по круговой траектории φx = φy = φ).
Эти уравнения отличаются от классических наличием в возмущающей силе вибровозбудителя Fвв(t) фазы φ, которая отсчитывается
против часовой стрелки от линии радиального смещения массы M0, а не
от линии действия вектора возмущающей силы вибровозбудителя, и,
таким образом, фаза φ является углом опережения возмущающей силой
вибровозбудителя радиальных смещений массы M0. Тогда решения
уравнений системы (16) в установившемся режиме не будут содержать
фазы φ и, например, для первого уравнения будут иметь вид:
x = Axcosωt; x Ax sin t ; x Ax 2 cos t . 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 OX). Подставляя в первое уравнение системы (16) выражения
для x, x, x и используя метод гармонического анализа, получим два
уравнения мгновенных значений усилий (при cx = M0x2) в виде:
MA 2 2 cos t F cos cos t
x
0x
вв
x
.
(17)
bx Ax sin t Fвв sin x sin t
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 Fуинx = Fупрx – Fинx =
= MAx(ω20x – ω2), а из второго – диссипативную силу Fдиссx = bxAxω
Определение энергии Wинx, затрачиваемой на разность упругих и
инерционных сил, и мощности Nдиссx, необходимой для преодоления
диссипативных сопротивлений, производилось методом скалярного
умножения уравнений (17) соответственно на проекции перемещения x
(x Ax) и скорости x массы M:
22
MA2 2 2 cos2 t F A cos cos2 t
вв x
x
Wуин x Fуин x x
x 0x
. (18)
2 2
2
2
N
F
x
дисс
дисс
x
x
bx Ax sin t Fвв Ax sin x sin t
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 Ax по оси
координат OX. Оба уравнения системы (18) связывают между собой
режимные и другие параметры вибровозбудителя и вибрирующей подвижной части виброагрегата.
Определение энергетических параметров по оси OY аналогично.
Значения энергетических параметров одномассных виброагрегатов
определяются суммированием полученных значений по осям координат
OX и OY.
Определение энергии (работы) путем скалярного умножения силы Fуинx на перемещение x (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 F и перемещения u или суммы произведений их проекций на оси координат.
Приведя уравнения (18) к равенствам с одинаковыми энергетическими параметрами и сложив их средние значения (при t 4 2k , где
k ) по осям координат OX и OY, для центрированных агрегатов
получим:
m Ar3
MA2 2
N 0 2 2h вв
cos sin . (19)
2
2
23
Необходимо отметить, что выражение (19), как и приведенные
выше (2), (8) и (15), отличается от известных наличием слагаемого
MA2 2
02 2 , 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 Fпер в относительном движении массы mвв 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):
2
MA2 02 2 M вв
02 2 ,
(20)
N дб 1
4
4 I 02 2 2
2
2 2
2
2 MA 0 0
1 M
,
(21)
Nсб 4
I 02 2 где Aρ′ – амплитуда поступательных колебаний агрегатов, ω0ψ и
ω0ρ′ – собственные частоты угловых и поступательных колебаний, I –
момент инерции относительно ЦМ колеблющейся части виброагрегата, ρвв
и ℓ – расстояния, приведенные на рисунке 5.
В работе получены зависимости мощности центрированных
виброагрегатов от отношения μ вынужденной ω и собственной ω0 частот колебаний (μ = ω / ω0) при различных добротностях колебательной
системы Q = ω0 / 2h (рисунок 6). При Q ≥ 2,0 графики имеют минимумы
мощности. Работа агрегатов в диапазоне μ = 1,2…1,8 будет осуществ24
ляться с минимальными энергозатратами.
Зависимости средней мощности по выражениям (20) и (21) для
нецентрированных виброагрегатов будут иметь качественно одинаковый
характер. При заданных технологических параметрах (A = const) кривая
мощности 1 (рисунок 7) имеет максимум в дорезонансном режиме и минимум в диапазоне μ = 1,6…2,0. Для самобалансного агрегата (см. рисунок 7)
резонанс при μ = ς = 1,5 связан с наличием угловых колебаний.
При практическом применении выражений для расчета мощности
NΣ 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 одномассных 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).
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
25
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 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).
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 M0 и mвв и амплитуд их колебаний A и r – A. Такой эффект возникает при уравновешивании инерционных, упругих, диссипативных и
возмущающих сил. Для материальной точки массой M, находящейся в
равновесии, силы системы взаимно компенсируются (уравновешиваются), подчиняясь векторному уравнению:
Fупр Fин Fдисс Fвв .
(22)
При работе в дорезонансном режиме масса mвв будет опережать
массу M0 на угол φ < π/2, а в зарезонансном – 2 ; . В случае малости диссипативных потерь (в дорезонансном режиме фаза φ 0, а в
зарезонансном φ ) массы M0 и mвв практически будут располагаться
на одной прямой, проходящей через точку O (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 A r 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 OP выражение (6), а по оси OT выражение:
Fдисс Fвв sin ,
(23)
При переходе через резонанс «косинусная» составляющая Fввcosφ
силы вибровозбудителя меняет знак на противоположный (рисунок 9),
что связано с фазой φ. В зарезонансном режиме сила Fвв необходима
для уравновешивания инерционной силы Fин. Величина диссипативных
потерь значительна в резонансной области, что снижает амплитуды сил
и сглаживает кривые в этой области.
а)
б)
Рисунок 9 – Зависимости амплитуд сил колебательной системы
по оси OP без диссипативной составляющей (а) и с ее учетом (б)
При ≠ 0 диссипативная сила Fдисс компенсируется «синусной»
составляющей Fввsinφ силы Fвв, а в резонансном режиме, когда = /2,
Fдисс = Fвв. При этом в дорезонансном режиме «косинусная» составляющая Fввcosφ помогает силе Fин преодолевать сопротивления упругих
опор Fупр, а в зарезонансном – наоборот силы Fввcos и Fупр преодолевают силу инерции виброагрегата Fин. Это согласуется с представлениями известных авторов (Тимошенко С. П., Хайкина С. Э., Чувиковского
В. С. и др.).
Важным для работы динамической системы является уравновешивание масс M и mвв и их инерционных сил Fин и Fвв. Последние связаны через коэффициент динамичности при инерционном возбуждении:
Fин = λинFвв или MA = λинmввr. В зарезонансном режиме при коэффициенте отстройки от резонанса μ ≥ 3,0 с ошибкой 2,8 % можно принимать
MA ≈ mввr.
В результате исследований установлено, что проявление эффекта
27
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., Курятникова А. В., Кутлунина В. А., Логинова И. Г., Неменмана Л. М., Пертена Ю. А., Прыгова Н. 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 B. 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 рацио28
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 м 3/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).
А
5
8
6
4
Рисунок 10 – Схема КНК-270:
1 – загрузочная часть; 2 – крутонаклонная часть; 3 – разгрузочная часть;
4 – грузонесущая лента; 5 – прижимная лента; 6 – 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 S в характерных точках, погонные
силы тяжести груза q, прижимной qл.пр и грузонесущей qл.гр лент, погонные прижимные силы qпрпр, прижимающие грузонесущую ленту к
верхней прижимной на нижнем участке, и qпр, прижимающие систему
ЛГЛ к роликоопорам), а также параметры напряженнодеформированного 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 (q, qл.гр, qл.пр) и прижимные
29
силы (qпр) 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 Eл (Н/м2) и изгибной жесткостью EлIX, а поперечное
сечение принималось корытообразным и трапециевидным.
На переходных участках имеет место плоский продольнопоперечный изгиб ЛГЛ. Действующие на элемент dL системы лент
нижнего переходного участка усилия показаны на рисунке 11. Изгиб
лент на участке происходит под действием продольного натяжения лент
S при наличии погонных сил тяжести q, qл.гр, qл.пр и прижимной силы
qпр. Все эти силы зависят от угла φ и являются переменными по длине
переходного участка L.
С достаточной для инженерного расчета достоверностью можно
ограничиться предлагаемой моделью изгиба ЛГЛ, приняв среднее значение натяжения лент и равномерное распределение поперечного усилия qпр (Н/м) по длине переходного участка (рисунок 11, а).
В результате компьютерных исследований получены многочисленные зависимости погонных сил q, qл.гр, qл.пр, прижимного qпр и других усилий от радиусов нижнего Rпн и верхнего Rпв переходных участков агрегата при изменении их основных параметров. Как показали ис30
следования, необходимое среднее погонное усилие прижатия qпр для
изгиба системы ЛГЛ с радиусом Rпн на нижнем переходном участке
можно определить по следующему выражению:
1 cos 2 Rпн k 4 Eл I X ,
(24)
qпр 2
k 2 Rпн 1
1
8
ch k R2пн
где k S Eл I X
б)
Z'
Z
О
а)
Rпн
Sк
Rпн
Z
d
ymax
qупрdL
qпр
Y
Lпн
W'рdL
S
Lдн
Sн
О
Y
Lдн/2
qsindL
dS
S
dL
qcosdL
qцdL
dNр
Y'
Рисунок 11 – Геометрическая модель (а) и схема усилий, действующих
на элемент системы ЛГЛ (б), на нижнем переходном участке:
Rпн – радиус переходного участка; Sн и Sк – суммарные натяжения лент
в начале и в конце переходного участка; ymax – максимальный прогиб
лент; Lпн и Lдн – длины пролета и дуги переходного участка
Минимальный радиус изгиба системы ЛГЛ без учета ее напряженно-деформированного состояния определяется абсциссой точки пересечения графиков зависимостей qG = f(Rпн) и qпр = f(Rпн). Погонная
нагрузка qG на роликоопоры нижнего переходного участка от его радиуса Rпн рассчитывается по формуле:
S
(25)
qG н q cos н 2cos qупр qц ,
Rпн
где qΣ = q + qл.пр + qл.гр; qупр и qц – погонные силы, возникающие
от изгибной упругости системы лент и действия центробежных сил (по
31
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 Rпн ≥ 100 м обеспечивается прижатие грузонесущей ленты к ее роликоопорам (qG > qпр) без дополнительного прижатия специальными прижимными устройствами. Следует отметить,
что для различных вариантов расчетов сечений системы лент результаты определения минимального значения Rпн мало отличаются.
Применительно к КНК-270 qG направлена вниз и имеет достаточно большое значение, чтобы обеспечивалось надежное прижатие грузонесущей 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 β 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 резинотросовых лент и сравнительно небольшие их натяжения на нижнем переходном участке, полученные большие значения радиусов Rпн ≥ 150 м
вполне логичны, т. к. напряжения σизг значительно превосходят напряжения σн ( изг н ), равные максимально допустимым сжимающим
напряжениям в бортах лент. При меньших радиусах на грузонесущей
ленте будет происходить перераспределение напряжений от изгиба σизг
и суммарных напряжений изг н и некоторое увеличение σΣ 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 мо32
жет стать невозможным из-за больших радиальных нагрузок на роликоопоры 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: Rпв ≥ 225 м для лент РТЛ-5000 и Rпв ≥ 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 ресурсоэффективности технологических агрегатов перерабатывающих комплексов
горных предприятий на базе выявления наиболее эффективных принципов действия и конструирования агрегатов, исследований их динамических систем и совершенствования схем комплексов.
33
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 дебалансов 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 ис34
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 «μ» вынужденной «ω» и собственной «ω0» частот колебаний μ ~ 1,3…2,5.
6. При создании мощных и протяженных крутонаклонных двухленточных 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 КНК270 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 Мурунтау 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.
35
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, диссипативных 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 научнотехнических 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., Селинов 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.
36
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 погрузочноразгрузочных 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. Дробильноизмельчительное 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 щековых 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.
37
15. Вайсберг Л. 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. И., Картавый А. Н. Крутонаклонный конвейер КНК-270 для Навоийского ГМК. Новый этап развития цикличнопоточной 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 дебалансного вибрационного агрегата. // Горный информационноаналитический 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 информационноаналитический 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 стрiчковий конвеєр. Патент UA № 62569 от
12.09.2011 / Волошин О. I., Кириченко А. I., Костюкова Т. I., Лавренко
38
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. – Beograd, Jugoslavija, 2001. P. 175-180.
29. Картавый А. Н. 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
39
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 одномассной системы и особенности определения мощности вибрационных
машин / Труды пятой всероссийской конференции Необратимые процессы в природе и технике. Москва, 26-28.01.2009.Часть II. – 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 (МИКМУС2009). Москва, 16-18.11.2009. – М.: Институт машиноведения им. А. А.
Благонравова РАН, 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 одномассного центрированного дебалансного вибрационного агрегата и определение его мощности. / Сб. докладов на IX Международной научнотехнической 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.
40
c
а)
а)
b
a
T
Oвв
Y
r
Fвв sin Fпер
mвв
2
t
A
F cos cy
б)
X
Lпр
1
2
Y F cos Fвв sin Fвв
d
T
Fпер
b
Oвв
a
r
mвв
–
4
Fин
P
O
Fупр
M0 t
c
A
Fдисс
X
Lпр
vm
cy
by
3
Fпр
X
2
2 – 1
vотн
vm
mвв vпер
P
Fуин
4
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
Fпер
vm
mвв
Fпер cos
mвв
Fпер
Fпер sin Y
P
r
Fд sin T
Fпр
Fвв cos mвв
Y
Fпр cos F
cx, bx
vнорм
O
Fт2 mд g
1
O1
O2
1
2
1
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
by
3
2 r
vпер
Lпр
Fгрин Fпр
2A
MРО
MРО
M 0g
Fдисс Fвв cos X
c2 , b 2
Y
Amax
Amin
c1 , b 1
3
Fт1 cx, bx
Fупр
A 1, 2 c2 , b 2
Fгрст
1
Fвв
O
O
c1 , b 1
O1
F O2
Fин
M0
d
T
O
P
б)
Y
r
P
Fд φ
Fд cos Fгрст
T
MРО
MРО Fпр
O
A
Fдисс X
Fпр sin Рисунок 3 – Схема действия сил двухзвенной
системы центрированных одномассных
виброагрегатов
O
A
cos sin Fпер
X
cos Fпер
cos2 Fпер
Рисунок 4 – Схема действия
переносной силы и ее проекций
а)
Τ'
–Aρ'
Ρ'
Y
Y
Aρ'
X
ωt
Fвв
ωt
O
ξвв
Oвв
Oд
Fвв
Ц
Fвв
ℓy1
Rx'
X
М
ξ1
R1
ℓ
ℓ1
–Aψ
cx1 R y1
С1
ℓy2
Aψ
R2
cx2 Ry 2
ℓ2
Rx1
С2 R
x2
ξ2
cy1
ℓx1
cy2
ℓx2
Рисунок 6 – Зависимости мощности виброагрегата от отношения частот
вынужденных и собственных колебаний с учетом упругих и инерционных сил
Ρ'
б)
Τ
Τ'
–Aρ'
Y
Aρ'
Oд1
γсб
Oвв
Fвв
Fвв ρвв
Ρ
Fвв
ξвв
Fвв
Fвв
ℓy1 ℓy
Ry
Rx'
Ry1
R1
Rx1
cx1
ℓ
R
Oд2
O
–Aψ
X
ℓy2
Aψ
С R
x
Ry 2
ℓx
cx2
cy1
R2
Rx 2
cy2
ℓx1
ℓx2
Рисунок 5 – Силовые схемы создания угловых и поступательных колебаний
в нецентрированных дебалансном (а) и самобалансном (б) виброагрегатах
Рисунок 7 – Качественные зависимости мощности нецентрированного самобалансного виброагрегата с упругой колебательной системой от отношения частот μ
при ς = 1,5: 1 – при постоянной амплитуде колебаний, 2 – при заданных конструктивных параметрах, 0,5 x1
x2
M
I
Документ
Категория
Технические науки
Просмотров
81
Размер файла
1 002 Кб
Теги
Докторская
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа