Содержание к диссертации
Введение
Глава I. Постановка цели и задач исследований . 13
1.1. Основные типы вибрационных конвейеров 13
1.2. Анализ исследований вибрационных приводов 25
1.3. Цель и задачи исследований . 29
Глава 2. Исследование динамжи рабочего процесса гидравлического вибропривода 32
2.1. Структурный синтез гидравлического вибропривода 32
2.2. Синтез структурной схемы органа управления 37
2.3. Объект исследования 44
2.4. Обоснование допущений и методика определения действующих сил 48
2.5. Расчетная схема и математическая модель работы гидравлического вибропривода 56
2.6. Определение технических показателей вибропривода 61
Выводы по главе 2 64
Глава 3. Исследование влияния параметров гидравли ческого вибропривода на технические пока затели виброконвейера 66
3.1. Влияющие факторы и диапазон их изменения 66
3.2. Циклограмма рабочего процесса 68
3.3. Зависимость технических показателей вибрококвейера от диаметра плунжера генератора импульсов 72
3.4. Зависимость технических показателей виброконвейера от давления рабочей жидкости гидропривода 75
3.5. Влияние массы транспортируемого груза 77
3.6. Влияние отношения площадей поршневой и штоковой полостей исполнительного гидроцилиндра 79
Выводы по главе 3 81
Глава 4. Методика экспериментальных исследований гидравлического привода виброконвейера 84
4.1. Условия испытаний 84
4.2. Измерительная и регистрирующая аппаратура 95
4.3. Определение точности экспериментальных исследований 100
4.4. Планирование проведения эксперимента 102
4.5. Обработка результатов измерений. 104
Выводы по главе 4 108
Глава 5. Экспериментальные исследования гидравличе ского привода 109
5.1. Анализ осциллограммы рабочего процесса 109
5.2. Зависимости технических показателей от диаметра плунжера генератора импульсов 118
5.3. Зависимость технических показателей от давления рабочей жидкости 123
5.4. Зависимость технических показателей от массы транспортируемого груза 126
5.5. Зависимости технических показателей от отношения площадей поршневой и штоковой полостей 129
Выводы по главе 5 132
Глава 6. Использование результатов исследований 134
6.1. Динамика движения транспортируемого груза 134
6.2. Методика инженерного расчета 138
6.3. Рекомендации по совершенствованию конструкции гидравлического вибропривода 141
6.4. Рекомендации по использованию результатов работы 147
Выводы по главе 6 149
Заключение 151
Список литературы 155
Приложение
- Обоснование допущений и методика определения действующих сил
- Зависимость технических показателей вибрококвейера от диаметра плунжера генератора импульсов
- Влияние отношения площадей поршневой и штоковой полостей исполнительного гидроцилиндра
- Определение точности экспериментальных исследований
Введение к работе
В настоящее время вибрационные машины и механизмы применяются практически во всех сферах человеческой деятельности: машиностроении, строительстве, транспорте, горном деле, металлургии и других. Направленные колебания осуществляемые вибрационными машинами в значительной мере ускоряют технологические процессы, связанные с обработкой и транспортированием деталей и самых различных материалов / 1 /.
В автоматизированном производстве штучных изделий применяют вибрационные питатели и ориентирующие устройства, осуществляющие межоперационное транспортирование и автоматическое питание рабочего оборудования полуфабрикатами и деталями. К таким машинам относятся вибрационные бункерные питатели, осуществляющие разделение и ориентирование поступающих навалом штучных изделий, а также вибрационные лотки-транспортеры и подъемники, перемещающие изделия в горизонтальном и вертикальном направлении. Кроме того, вибрационные машины используют для транспортирования насыпных грузов в различных отраслях промышленности к которым относят вибрационные конвейеры, вибрационные питатели и питатели-грохоты.
Вопросам вибротранспортирования посвящена обширная научная и патентная литература /I, 51, 60, 67, 73, 76 и др./. Этой проблеме посвящены исследования И.И.Блехмана, Б.И.Крюкова, Э.Э. Лавендела, Г.Ю..Джанелидзе, В.А.Повидайло, Я.Г.Пановко, А.А.Крюкова, А.А.Бекасова, А.О.Спиваковского, И.І.Гочаревича, Р.М.Бру-мберга, С.Бетчера, Г.Зайделя, К.Вемайера и др.
Как показывают вышеприведенные исследования основным узлом вибрационной машины (ВМ), определяющим степень ее совершенства,
-6 надежность, функциональные возможности, а зачастую и стоимость, является вибратор, назначение которого состоит в преобразовании подводимой энергии в энергию механических колебаний.
Современные вибротранспортирующие машины оснащены в основном электромеханическими, электромагнитными и реже пневматическими и гидравлическими приводами.
Чаще всего применяются вибраторы, основанные на силовом принципе возбуждения колебаний - инерционные. Приводы с кинематическим принципом возбуждения применяются преимущественно для резонансных виброконвейеров. Из кинематических основное применение получили эксцентриковые электромеханические.
Инерционные вибровозбудители по характеру движения неуравновешенной массы разделяются на циркуляционные (дебаланеные, планетарные) и возвратно-поступательные (электромагнитные, поршневые, пневматические и гидравлические).
Циркуляционные вибровозбудители обычно выполняются дебалан-сными и обеспечивают амплитуду колебаний (4...10)- 10 3м при частоте (16,6...25) с" , и скорости вибротранспортирования (0,1...0,4) м/с. При частоте колебаний ниже 16,6 с значительно увеличивается масса дебалансов и пусковые нагрузки на электродвигатель, а при частоте выше 50 с быстро выходят из строя подшипники. Следовательно, циркуляционные вибропитатели не допускают регулировку в широком диапазоне скоростей / 15/.
Виброконвейеры с дебалансным приводом позволяют получить стабильную производительность, но из-за больших амплитуд колебаний грузонесущего органа увеличивается динамическая нагрузка на опоры виброконвейера и узлы машины.
Электромагнитные возбудители имеют частоту 50 Гц, при амплитуде колебаний (1...1,5) «Ю-3 м, что позволяет достигать ско -7 ростей вибротранспортирования до 0,lb м/с, однако длина конвейера ограничивается до 3...5 м /15, 79/.
Вибротранспортирующие машины работают в жестком режиме вибрационных перегрузок. Применяющиеся подшипники должны быть специального исполнения. Обмотки электродвигателей и электромагнитов должны быть изготовлены с применением специальных вибростойких составов. Кроме того, большие трудности инерционного привода предполагает процесс запуска электродвигателя, установочная мощность которого может в значительной степени превышать потребляемую в установившемся режиме. Большинство вибропитателей должны регулироваться по производительности, что весьма затруднено и требует специальных устройств.
Более предпочтительно перед вышеописанными вибрационными машинами выглядят пневматические и гидравлические вибраторы, позволяющие плавно регулировать частоту и амплитуду колебаний.
Пневмовибраторы выполняются двух типов: реактивного и активного. В реактивном возмущающая сила передается машине под действием сил инерции, возникающих при перемещении массы поршня, а в активных - поршень связан штоком с вибрационной машиной. Величина возмущающей силы зависит от давления газа и площади поршня и регулируется вентилями по расходу и давлению.
Однако, к.п.д. пневматических приводов не превышают 0,3 --0,4. Кроме того, они обладают значительными габаритами и металлоемкостью.
Требования современной техники к габаритам, массе, регулированию параметров вибраторов, а также стремление использовать вибрации во все более широком диапазоне машин и процессов, с наибольшей эффективностью, заставляют искать другие типы вибро _8 приводов.
Благодаря общеизвестным преимуществам гидропривода и его широкому использованию в современных машинах, применение гидросистемы как источника энергии во многих случаях оказывается и технически и экономически наиболее оправданным. От других типов вибраторов гидравлические выгодно отличаются повышенной удельной мощностью, герметичностью, пониженным уровнем шума, возможностью в широком диапазоне варьировать амплитуду и частоту вибраций/2/. Причем к.п.д. гидравлических виброприводов достигает 0,9, а металлоемкость и габаритные размеры в 2...3 раза меньше.
Недостатком известных и применяющихся в промышленности приводов вибраторов, независимо от их типа, является то, что все они имеют симметричный цикл работы, аналогичный широкоизвестным дебалансным механическим и электромагнитным вибраторам. Иными словами, грузонесущий орган движется в прямом и обратном направлении по идентичному закону, причем цикличность работы не увязывается с циклограммой движения транспортируемого груза. Это приводит к тому, что за один цикл перемещения груза он подвергается неоднократному воздействию грузонесущего органа, что приводит к снижению скорости транспортирования, измельчению и повышению энергозатрат.
Суммируя вышесказанное можно сделать вывод, что гидравлические поршневые виброприводы выгодно отличаются от всех перечисленных тем, что за счет конструктивных особенностей позволяют добиться ассимметричности цикла по заданному закону и обладают следующими преимуществами: повышенная удельная мощность; малые размеры; герметичность; пониженный уровень шума; возможность регулирования технологического процесса в широком диапазоне; повышение ресурса; энергосбережения по сравнению с другими типами
-9 приводов.
Однако, пока еще нет хорошо освоенных и серийно выпускаемых гидравлических вибрационных приводов, которые могли бы быть унифицированными и предлагаться для широкого использования при решении различных технологических задач во всех областях техники.
Поэтому, проблема создания гидравлического виброконвейера, отвечающего современным технологическим требованиям производства, позволяющего регулировать амплитуду и частоту колебаний, обладающего повышенной удельной мощностью и надежностью, является актуальной.
Целью работы является обоснование параметров и разработка гидравлического привода, позволяющего повысить уровень надежности, эксплуатационные показатели и способность регулировать технологические параметры виброконвейера.
Автор защищает:
- структурную схему гидравлического привода, обеспечивающую выполнение функционального назначения ее элементов;
- математическую модель работы гидравлического привода виброконвейера;
- результаты теоретических и экспериментальных исследований динамики работы виброконвейера;
- новую конструкцию гидравлического вибропривода, обеспечивающую высокую надежность и эксплуатационные показатели, а также способную регулировать технологические параметры виброконвейера;
- методику инженерного расчета параметров гидравлического привода.
В первой главе рассматриваются различные типы существующих
-10-приводов вибрационных конвейеров, особенности их работы и эксплуатации. Обозначаются требования, предъявляемые к современным конструкциям вибраиионных приводов. Проводится обзор теоретических исследований динамики их работы. В этой же главе формулируется цель и ставится задача исследований.
Во второй главе проводится синтез оптимальных структурных схем гидравлических вибрационных механизмов на основе важнейших положений теории конечных автоматов и авторских свидетельств /86-89/. Разрабатывается принципиально новая конструкция вибропривода и математическая модель, описывающая динамику ее работы. Установлены зависимости технических показателей работы виброконвейера от его конструктивных, силовых и энергетических параметров.
В третьей главе для вычисления функций разрабатывается блок-схема и программа расчета на ЭВМ, исследована циклограмма и динамика рабочего процесса вибропривода. Получены функциональные зависимости технических показателей виброконвейера от диаметра плунжера генератора импульсов, от давления рабочей жидкости аккумуляторного привода, от массы транспортируемого груза и от соотношения площадей поршневой и штоковой полостей исполнительного гидроцилиндра. Это позволило определить критерии оптимизации параметров гидравлического вибропривода.
Четвертая глава посвящена описанию разработанного и изготовленного полноразмерного стенда гидравлического виброконвейера, на котором проводились экспериментальные исследования, а также описаны условия эксперимента в промышленных условиях. Описывается выбор изменяемых параметров, диапазон и шаг их изменения. Обосновываются параметры точности и выбор измерительно-регистрирующей аппаратуры. Описывается методика планирования
-II и постановки экспериментов, а также методика статистической обработки результатов исследований.
В пятой главе приводятся результаты экспериментальных исследований. Проведен анализ осциллограммы рабочего процесса гидравлического привода. Установлена качественная и колличествен-ная сходимость результатов аналитических и экспериментальных исследований. Экспериментально подтверждены выводы, полученные при аналитических исследованиях.
В шестой главе приведена математическая модель описывающая характер движения транспортируемого груза и проведено его согласование с движением грузонесущего органа, при этом определен критерий оптимальности, используемый в методике инженерного расчета. Разработана методика инженерного расчета, выполненная в виде блок-схемы и программы для ЭВМ, позволяющая определить рациональные значения необходимых для проектирования конструктивных, силовых и энергетических параметров гидравлического вибропривода, обеспечивающих эффективную работу виброконвейера. Кроме того, на основе использования законов общей теории структурного синтеза гидравлических импульсных систем, разработана перспективная конструкция гидравлического генератора импульсов, имеющего раздельную, кинематически не связанную, систему управления.
Диссертационная работа выполнена в соответствии с Межрегиональной госбюджетной научно-исследовательской секцией 07 "Разработка и внедрение средств механизации и автоматизации в машиностроении и в черной металлургии" по теме "Разработка и создание гидравлических виброконвейеров" (номер госрегистрации 0194 РК 01200). Полученные в работе результаты могут быть использованы в выполнении расчетов и разработке технической документа -12-ции виброприводов гидравлических виброконвейеров, а методика инженерного расчета может быть положена в основу технического задания на их изготовление и промышленное освоение.
Обоснование допущений и методика определения действующих сил
Поршень и шток гидроцилиндра вместе с грузонесущим органом представляет собой единое целое. Изменяя расстояния до сливных окон клапана-золотника, давление напора и слива и расход рабочей жидкости можно регулировать величину амплитуды, частоту колебаний грузонесущего органа и величину ускорения транспортируемого материала, а следовательно и производительность виброконвейера.
Таким образом, описанная конструкция привода дает возможность реализации гибкоуправляемой автоматической системы виброконвейера, изменяющего амплитудно-частотные, силовые и энергетические характеристики на ходу в процессе вибротранспортирования сыпучих материалов по программе или по команде оператора.
Реализация описанного механизма может быть рациональной только после выявления взаимосвязей между силовыми, конструктивными и энергетическими характеристиками гидропривода и техническими показателями процесса вибротранспортирования. Это может быть установлено с помощью теоретических и экспериментальных исследований. Теоретические исследования проводятся на основе разработки математической модели, составленной с учетом реальной конструктивной схемы рассматриваемой машины и принятых допущений.
Как было показано выше, гидравлический вибропривод содержит в общем случае генератор импульсов, состоящий из корпуса, плунжера, седла, клапана-золотника и исполнительного механизма, выполненного в виде гидроиилиндра.
Для определения производительности виброконвейера, амплитуды и частоты его колебаний, необходимо знать величины перемещений, скоростей, ускорений и времени перемещения плунжера генератора импульсов. Определение вышеперечисленных величин и является главной задачей исследования динамики рабочего процесса гидравлического вибропривода.
Поставленную задачу наиболее рационально осуществить теоретически на основе разработки и анализа математической модели работы гидравлического вибропривода. Для этого необходимо ввести некоторые допущения.
Обычно при теоретических исследованиях гидравлических систем при давлениях Р = 4 30 МПа принимают, что рабочая жидкость, заполняющая систему, неупруга /80, 83/; утечки через уплотнения отсутствуют; силы трения в подвижных сочленениях в течение цикла постоянны; производительность насоса, давление на сливе, коэффициенты гидравлических сопротивлений постоянны и кинематические связи абсолютно жесткие /43, 44, 45, 50, 62, 81, 85/.
Так как рассматриваемая машина предполагает работу с малыми амплитудами перемещений и со скоростями перемещений грузоне-сущего органа виброконвейера до 0,10 м/с, то силами сопротивления окружающей среды можно пренебречь /33, 72/.
Приведенная сила сопротивления перемещения грузонесущего органа виброконвейера определяется по формуле /58/ где і- номер звена гидропривода; Vi - скорость t -того звена; kl - сила сопротивления і -того звена;Мі- моент сопротивления і-того звена; Ус- скорость перемещения поршня; - угол наклона вектора скорости і-того звена по отношению к вектору скорости поршня гидроцилиндра;и і- угловая скорость /-того звена; V - скорость поршня гидроцилиндра. Приведенная к поршню масса всех звеньев привода определяется по формуле /58/ где/7?4- масса с -того звена гидропривода; С - момент инерции I-того звена. Зная, что грузонесущий орган перемещается на величины до 0,008 м и подвешен на тяжах, имеющих длину до 3,0 м и других вращающихся элементов не имеет, то вторым слагаемым выражения (2.4) можно пренебречь. Тогда формула примет вид На рисунке 2.2 показана схема сил действующих на грузонесущий орган и в гидроприводе работающего виброконвейера. Давление в штоковой полости гидроцилиндра исполнительного механизма определяется по формуле где/?1 - давление в жидкостной полости аккумулятора; дР-і - потери давления в напорной магистрали /10, 13, 53/. Потери давления определяются из выражения
Зависимость технических показателей вибрококвейера от диаметра плунжера генератора импульсов
На границе П-П происходит закрывание сливных окон. Поэтому давление рабочей жидкости в полости клапана-золотника скачкообразно возрастает до величины, соответствующей обеспечению усилия, достаточного для начала открывания клапана-золотника. После его открывания давление внутри полости клапана-золотника становится равным давлению рабочей жидкости, развиваемому гидравлическим приводом. Под действием усилия этого давления на торцевую поверхность плунжера генератора импульсов, происходит его остановка на участке от линии П-П до линии Ш-Ш. Соответствующий характер изменения движения грузонесущего органа представлен на циклограмме.
На линии Ш-Ш скорость движения грузонесущего органа становится равной нулю, соответственно величина перемещения характеризуется максимальным значением, соответствующим амплитуде его колебания. Величина перемещения грузонесущего органа на рассматриваемом участке равна Л » а продолжительность рассматриваемого участка - Tz .
От линии Ш-Ш до линии ІУ-ІУ осуществляется разгон грузонесущего органа давлением рабочей жидкости, поступающей от гидравлического пульсатора в поршневую полость исполнительного гидроцилиндра. При этом он, за промежуток времени /j , перемещается на величину /% . На линии ІУ-ІУ происходит открывание сливных окон клапана-золотника и, его внутренняя полость вновь соединяется со сливной магистралью. Поэтому, давление жидкости во внутренней полости клапана-золотника скачкообразно пада ет до значения, определяемого интенсивностью сопротивления сливной магистрали, всасыванию жидкости из полости маслобака во внутреннюю полость клапана-золотника, вследствии движения плунжера генератора импульсов в направлении от сливных окон. При этом величина разряжения, по мере уменьшения скорости движения плунжера, останавливаемого давлением жидкости в штоко-вой полости исполнительного гидроцилиндра, постепенно уменьшается.
На линии У-У величина давления рабочей жидкости во внутренней полости клапана-золотника и скорость движения грузонесущего органа равны нулю, что характеризует окончание цикла.
Из циклограммы следует, что величина хода плунжера на участке его торможения / , после его разгона,оказывается меньше величины Н$ , на участке его разгона в обратную сторону. Такой характер перемещения грузонесущего органа может быть обеспечен только при явно несимметричном режиме управления открыванием-закрыванием сливных окон клапана-золотника. Разница перемещений, характеризуемая разностью л = И -И , может быть обеспечена только в том случае, если именно на эту величину осуществить перемещение клапана-золотника в процессе его открывания, вместе со сливными окнами.
Выявленная особенность характера перемещения элементов генератора импульсов была учтена при разработке экспериментального образца.
В гидравлическом приводе виброконвейера генератор импульсов является главным элементом конструкции (рис.2,2), а диаметр его плунжера влияет на основные технические показатели, та -кие как амплитуда и частота. Кроме того, от размеров плунжера зависят размеры остальных деталей, такие как, например, диаметр клапана-золотника, диаметр гильзы и других элементов. От диаметра плунжера также зависит объем вытесняемой жидкости в гидроцилиндр исполнительного механизма за один импульс.
Графики зависимостей технических показателей виброконвейера от диаметра плунжера построены при следующих значениях остальных параметров: Ра = 12,5 МПа;/7? = 1,5«Ю3 кг; J-f/Sg,= = 1,8.
Вид зависимостей показанных на рисунке 3.3 имеет ярко выраженный криволинейный характер. Наиболее примечательной из них является зависимость амплитуды колебаний, которая имеет экстремум. При значении диаметра плунжера 8«10 м амплитуда достигает максимальное значение - 5,5-ІСГ3 м. После чего наблюдается ее резкий спад. Например, при диаметре плунжера
На этом же участке изменение частоты имеет характер близкий к параболическому, где функция монотонно возрастает.
Функции мощности и производительности виброконвейера имеют более спокойный характер - они плавно нарастают с ростом диаметра плунжера и при 2)у = ІІ І0 м выполаживаются, показывая тенденцию уменьшения интенсивности их роста.
Из анализа зависимостей технических показателей виброконвейера от диаметра плунжера пульсатора можно сделать вывод,что при данном сочетании параметров наиболее эффективно вибропривод будет работать в интервале 5-Ю-3 4 Z?/ 4 II Ю-3. Следовательно, рациональным значением этого параметра принимается такое, когда величина амплитуды колебания грузонесущего органа виброконвейера становится максимальной, то есть
Для определения рационального значения давления жидкости в гидроприводе рассмотрим графики зависимостей технических показателей виброконвейера от этого параметра (см.рис.3.4). Графические зависимости построены по формулам (2.45)...(2.51) при следующих значениях параметров: А1 = 8.10" м;/7?гр = 1,5 103 в гидроприводе наблюдается рост всех функций. Графики функций Л ( Рэ ) и А ( Ра ) имеют вид выпуклых парабол, а функция А/ ( Ра ) имеет вид вогнутой параболы. Функция W ( га ) также имеет вид выпуклой параболы, но близка к линейной функции. Так в интервале 8,2 Ра 12 объемная производительность виброконвейера возрастает на величину 0,22 м3/с, а в интервале 13,3 Ра 4 16,9 производительность возрастает на величину 0,18 м3/с. Таким образом, рост производительности близок к линейной функции с тенденцией снижения интенсивности. Описанный характер кривых обусловлен тем, что с увеличением давления жидкости в гидроприводе увеличивается значение ускорений и скоростей на участках разгона в обе стороны, вычисляемых по формулам (2.26) и (2.36), что увеличивает производительность. Кроме этого увеличиваются участки торможения П2 и Нц , что увеличит величину амплитуды.
Влияние отношения площадей поршневой и штоковой полостей исполнительного гидроцилиндра
Таким образом, при сочетании параметров Ра = 12,5 МПа; Sj/ Sg = 1,8; У = 8-Ю м. оптимальное значение массы транспортируемого груза составляет 1,5 103 кг. При этом производительность конвейера составляет 0,95 м3/с, мощность составляет 7 кВт, амплитуда колебаний 5,8«Ю-3 м. При разработке алгоритма оптимизации параметров вибропривода можно принять в качестве критерия оптимальности величины массы транспортируемого груза условие По формулам 2.45...2. 51, приведенным в разделе 2.6, при сочетании параметров / --= 12,5 МПа; 7).f = 8»10 и и/7? = 1,5 I03 кг были расчитаны и построены графики зависимостей производительности виброконвейера, мощности вибропривода, частоты колебания грузонесущего органа и амплитуды этих колебаний от коэффициента /Г , равного отношению поршневой полости исполнительного гидроцилиндра к его штоковой полости. Указанные графики приведены на рисунке 3.6. Все они имеют ярко выраженный криволинейный характер. При этом наблюдается во всем рассматриваемом диапазоне увеличение мощности вибропривода и производительности виброконвейера. Возрастание /с от 1,0 до опровождается существенным ростом указанных показателей. При дальнейшем увеличении к мощность нарастает менее интенсивно, а производительность практически не изменяется. Амплитудно-частотные характеристики привода имеют опти-мумы своих значений при А =1,7. При этом А - 5,5-Ю-3 м, а П. = 13-Ю"2 с"1. При увеличении /г более 1,7 наблюдается снижение частоты и увеличение амплитуды колебания.
Анализ представленных зависимостей показывает, что их характер позволяет в процессе управления гидравлическим виброприводом, создания систем его автоматического управления, а также оптимизации конструктивных параметров на стадии проектирования, использовать в качестве критерия условия I. С учетом технических возможностей современного машиностроительного производства и реальных условий использования работы серийно выпускаемого гидрооборудования, а также с учетом особенности эксплуатации вибрационных машин в промышленных условиях, были приняты средние значения и диапазон изменения варьируемых в процессе исследования значений параметров гидропривода. Например, величина давления рабочей жидкости была принята 12,5 МПа, с максимальным ее изменением в диапазоне (5...20) МПа; диаметр плунжера генератора импульсов соответственно 8«Ю м и (2 10 ...2 10 )м; масса транспор тируемого груза 1,5«10 кг и диапазон (Ю...4«103) кг; отношение площадей поршневой и штоковой полости исполнительного 2. Циклограмма рабочего процесса показала, что изменение давления жидкости в рабочей полости пульсатора согласуется с характером движения его плунжера и описанием работы вибропривода, принятым при проектировании.
Вместе с этим выявлена необходимость обеспечения ассиметричного характера открывания-закрывания сливных окон клапана-золотника генератора импульсов и установлено, что такой характер управления может быть обеспечен в том случае, когда величина хода открывания клапана-золотника будет соответствовать разности перемещений плунжера генератора импульсов на участках его торможения и разгона. 3. Диаметр плунжера оказывает существенное влияние на технические показатели работы виброконвейера и его выбор может быть произведен методом оптимизации путем принятия условия ?// #),= 0. 4. Величина давления рабочей жидкости при работе гидравлического привода влияет на всэ эксплуатационные показатели виброконвейера и его целесообразно принимать по возможности максимальным. Для принятой в процессе исследования маслостан-ции оптимальное значение величины рабочего давления составило 12,5 МПа. 5. При каждом сочетании конструктивных, силовых и энергетических параметров рассматриваемому виброконвейеру соответствует оптимальное значение массы транспортируемого груза, при котором работа конвейера наиболее эффективна. Условия оптимизации величины массы транспортируемого груза имеет вид дп /drrhp= 0.
Определение точности экспериментальных исследований
Датчики давления подключались к осциллографу через усилитель "Топаз З". В качестве регистрирующей аппаратуры использовался электронно-лучевой осциллограф H-I07. Питание осуществлялось от сети переменного тока через блок питания усилителя "Гранат". Замеряемые параметры записывались на светочувствительную бумагу при скорости движения до 4 м/с. 0т-счетчик времени работал с частотой 0,001-0,002 с. Для записи использовались шлейфы M00I-3, чувствительностью 12 МА, с собственной частотой 1200 Гц. Измерение давления газа при зарядке аккумулятора и контроль за давлением жидкости в аккумуляторе осуществлялись с помощью манометров класса 0,5 с пределами о измерений 250 кГс/см .
Вся измерительно-регистрирующая аппаратура применяемая в экспериментальных исследованиях прошла контроль и регистрацию в Областном управлении Государственного технического надзора в городе Караганда.
Параметры гидравлического вибропривода определялись в результате как прямых, так и косвенных измерений. Прямыми измерениями определялись размеры элементов и деталей гидравлического вибропривода, путем их непосредственного измерения. Величина амплитуды перемещений грузонесущего органа, давление жидкости в рабочей полости генератора импульсов определялись по осциллограмме.
Давление зарядки аккумуляторов газом изменялось и определялось с помощью манометра и газового балона с вентилем.
Расход жидкости на сливе измерялся с помощью дросселя, установленного на плите с фильтрами (см.рис.4.4), включением сливного трубопровода в специальный измерительный бак. Время определялось по секундомеру.
По теории ошибок косвенных измерений погрешность результирующего измерения зависит от ошибок элементов, определяющих конечный результат. Так как амплитуда перемещения грузонесущего органа определялась по осциллограмме, то относительная погрешность определения этого параметра будет складываться из погрешности измерительных приборов и из ошибок снятия результата с осциллограммы. Суммарную погрешность определения этого параметра можно определить из следующего выражения /19,52/ где Сн - относительная погрешность определения амплитуды колебания1; Сап - относительная погрешность датчика амплитуды вместе со вторичным прибором; 0 относительная погрешность снятия результатов с осциллограммы.
Аналогичную суммарную погрешность будут иметь измеренные величины частоты колебаний, перемещений грузонесущего органа, так как замер осуществляется той же системой.
Ошибка измерения пьезоэлектрических датчиков (вместе со вторичным прибором) на основании паспортных данных составляет до ZOfo. Ошибка при снятии результатов измерений с осциллограммы составляет 1-1,5%, при абсолютной погрешности снятия результата с точностью 0,5 мм. Значит предельная относительная погрешность определения амплитуды, частоты, перемещения грузонесущего органа составляет 15,1.
Давление рабочей жидкости измерялось датчиками FEST0 ДІДАСТІС № 092996 Австрийского производства, погрешность которых вместе со вторичными приборами не превышает 4% при доверительной вероятности 0,95 } 4 /. Ошибка при снятии измерений с осциллограммы как было указано выше, составляет 2%. Тогда предельная относительная погрешность определения величины рабочего давления составит (4...5)%.
Перед проведением эксперимента выбиралось оптимальное число измерений. При этом использовалось доказательство подобия при сравнении ряда последовательных измерений. Таким образом, задача определения оптимального числа измерений п. из некоторого множества ,..., сеп , определялась по значениям статистических характеристик: среднего арифметического где - среднее арифметическое выборки; АЭС- - его доверительный интервал и среднее квадратическое выборкиSnх с = . Доверительный интервал на величину которого может отличаться истинное значение X от выборочного Я7/7, определялся по формуле
