Содержание к диссертации
Введение
1. Анализ современных методов и средств дезинтеграции особо прочных материалов 11
1.1. Теоретические принципы рационального разрушения прочных материалов 11
1.2. Сравнительный анализ схем действия дробильных машин 15
1.3. Конусные дробилки для разрушения прочных материалов и их техническая эволюция 20
1.4. Цель и задачи исследования 34
2. Общее исследование динамики ударно-вибрационной конусной дробилки с двумя самосинхронизирующимися возбудителями колебаний 36
2.1. Динамика дробилки с плоскими движениями рабочих органов 36
2.1.1. Динамическая схема,
кинетическая и потенциальная энергии системы 36
2.1.2. Определение условия устойчивости самосинхронизации двух вибровозбудителей 43
2.1.3. Сравнение модулей вибрационного момента одномассной и двухмассной систем 46
2.2. Динамика дробилки с пространственными продольно-винтовыми колебаниями рабочих органов 47
2.2.1. Динамическая схема, кинетическая и потенциальная энергии системы 47
2.2.2. Уравнения пространственных колебаний корпуса и дробящего конуса
2.3. Влияние электродвигателей на стабильность фазировки вращения роторов вибровозбудителей 53
2.3 1. Определение коэффициента стабильности 53
2.3.2. Определение областей стабильной фазировки вращения дебалансных вибровозбудителей 58
2.4. Выводы 61
3. Конструкция ударно-вибрационной конусной дробилки ВКД-100 62
3.1. Принципиальные положения конструирования и расчета дробилки 62
3.2. Описание конструкции 64
3.3. Основные показатели ВКД-100 68
3.4. Принцип действия и отличительные особенности ударно-вибрационной конусной дробилки 69
3.5. Выводы 72
4. Экспериментальные исследования ударно вибрационной конусной дробилки 73
4.1. Актуальность и задачи эксперимента 73
4.2. Исследование механических параметров
4.2.1. Нахождение частот собственных и вынужденных колебаний 74
4.2.2. Исследование амплитудно - и фазочастотных характеристик 76
4.2.3. Определение траектории колебаний рабочих органов
при их пространственном движении 80
4.2.4. Определение инерционных нагрузок машины 85
4.2.5. Выводы по экспериментальным исследованиям механических параметров 88
4.3. Исследование технологических параметров машины 89
4.3.1. Планирование эксперимента 90
4.3.2. Обоснование выбора исходного материала и его свойства... 92
4.3.3. Технологические показатели работы дробилки 93
4.3.4. Выводы по технологическим исследованиям дробилки 100
5. Исследование влияния конструктивных и режимных параметров на технологические показатели машины 102
5.1. Основные задачи механико-технологического расчета 102
5.2. Механико-математическая модель для расчета производительности дробилки
5.2.1. Оценка дисперсии погрешности опыта 116
5.2.2. Оценка адекватности 117
5.2.3. Оценка значимости коэффициентов регрессии
5.3. Механико-математическая модель для расчета степени дробления120
5.4. Объемная пропускная способность ударно-вибрационной конусной дробилки 127
5.5. Выводы 132
6. Перспективы использования принципа многомассной системы и новые конструктивные разработки 134
6.1. Промышленный образец ударно-вибрационной конусной дробилки ВКД-3 00 134
6.1.1. Конструкция машины 135
6.1.2. Техническая характеристика дробилки
6.2. Ударно-вибрационное устройство для разрушения льда 138
6.3. Устройство для разрушения аэродромного покрытия 140
6.4. Динамика дробилки, как трехмассной системы с двумя самосинхронизирующимися вибровозбудителями колебаний 142
6.5. Выводы 149
Заключение 151
Литература
- Сравнительный анализ схем действия дробильных машин
- Динамика дробилки с пространственными продольно-винтовыми колебаниями рабочих органов
- Основные показатели ВКД-100
- Нахождение частот собственных и вынужденных колебаний
Сравнительный анализ схем действия дробильных машин
В результате особенностей данной схемы оказывается возможным осуществить на ее основе селективное разрушение особо прочных материалов с малым содержанием лещадных кусков.
Вследствие отмеченных выше особенностей виброинерционных машин их создание потребовало решения следующих научно-технических задач: - исследования динамики нелинейной системы со многими степенями свободы, состоящей из нескольких взаимосвязанных твердых тел, с целью установления условий существования и устойчивости требуемого характера ее движения, в частности, условий самосинхронизации роторов вибровозбудителей и дробящих тел; - исследования процесса движения и разрушения сыпучего материала в пространстве между двумя вибрирующими поверхностями дробящих тел с целью разработки новых принципов и методики профилирования камер дробления, обеспечивающих эффективное разрушение материала в слое; - определение законов движения рабочих органов дробилки с оценкой влияния конструктивных и режимных параметров машины на ее технологические характеристики; - решения проблемы динамического самоуравновешивания и надежной виброизоляции конструкции машины. Решение первых двух задач оказалось возможным на основе созданных в институте «Механобр» теории самосинхронизации вращающихся тел и общей теории действия вибрации на нелинейные механические системы, в особенности теории вибрационного перемещения [7; 9; 17; 18; 69; 70; 102].
При решении третьей задачи были использованы методы теории нелинейных колебаний и динамики твердого тела [28; 52]. Результаты соответствующего исследования приводятся в разделах настоящей работы.
Четвертая, не менее важная и трудная задача, решалась путем сочетания аналитических и экспериментальных методов с поисками рациональных конструктивных решений.
Чтобы избежать передачи вибраций на строительные конструкции, обычные дробилки устанавливают на массивные фундаменты. Подобное решение, являющееся устаревшим даже для указанных машин, совершенно неприемлемо для машин виброинерционного типа, характеризующихся значительно большими частотой и действующими на корпус усилиями, которые к тому же резко изменяются в процессе работы машины [31].
Поэтому для виброизоляции виброинерционных машин был предложен, теоретически обоснован и практически реализован принцип динамического самоуравновешивания, предполагающего установку корпуса на мягкие виброизоляторы. Под мягкими виброизоляторами понимаются упругие элементы столь малой жесткости, что частоты свободных колебаний машины на них в несколько раз (практически не менее чем в 2,5 - 3 раза) ниже рабочей частоты со [44; 80; 82].
Однако указанное решение поставило вопрос о правильном выборе и распределении массы корпуса. Если принять массу корпуса слишком малой, то, во-первых, будет теряться значительная часть дробящей, развиваемой дробящим конусом и де-балансом, во-вторых, будет значительной амплитуда колебаний корпуса, что вызовет неудобства в эксплуатации машины и трудности в выборе виброизоляторов.
Вопрос об оптимальном распределении массы корпуса и дробящего конуса имеют еще и другой немаловажный аспект. Дело в том, что колебания корпуса вносят изменения в характер продвижения материала по рабочей полости дробилки. Выбор распределения масс корпуса должен быть поэтому подчинен также условию, чтобы указанные влияния были положительными, т.е. чтобы колебания способствовали росту пропускной способности дробилки.
Наиболее универсальными из существующих дробильных агрегатов, способных разрушать материалы с прочностью до 20 по шкале М.М. Протодъяконова, являются конусные эксцентриковые дробилки, созданные для процесса мелкого дробления в 1878 году и до сих пор не претерпевшие принципиальных конструктивных изменений[21; 68].
Эксцентриковые конусные дробилки по сравнению с любыми другими дро-бильно-измельчительными аппаратами занимают меньше площади, проще в эксплуатации, имеют пониженный расход электроэнергии и высокий коэффициент движения (до 85 %.). Именно по этим причинам такие машины нашли наибольшее распространение в промышленности [3; 74].
Корпус 10 конусной эксцентриковой дробилки (рис. 1.5) представляет собой цилиндрическую отливку, устанавливаемую нижним фланцем на фундамент; к верхнему фланцу посредством болтов с пружинами прикрепляется установочное кольцо 4. Верхняя неподвижная чаша 3 посредством винтовой нарезки на внешней поверхности ввинчивается в нарезку на внутренней поверхности установочного кольца. Внутренняя поверхность чаши имеет форму конуса, повернутого основанием вниз, и футерована оболочкой из марганцовистой стали. На кольцевом кожухе укреплена футерованная приемная воронка. В нижней части корпуса имеется цилиндрическая втулка 9, в которую вставляется эксцентриковый стакан 5. Между втулкой и эксцентриковым стаканом размещается бронзовая втулка, являющаяся подшипником эксцентрикового стакана. Внизу эксцентриковый стакан опирается на подпятник 8
Динамика дробилки с пространственными продольно-винтовыми колебаниями рабочих органов
Рабочий режим дробилки характеризуется синхронно-противофазными колебаниями корпуса и дробящего конуса. Данный режим должен удовлетворять требованию устойчивости работы дробилки. В ранее проведенных исследованиях [72] был определен безразмерный коэффициент устойчивости х, исходя из условий работы машины и соотношений фазировки вращения роторов вибровозбудителей в режиме самосинхронизации. Величина % должна быть строго положительна.
Практика использования машин вибрационного типа показала, что удовлетворение одной лишь устойчивости режима работы еще недостаточно для возможности практического использования явления самосинхронизации. Часто необходимо, чтобы указанная фазировка была не слишком чувствительна к разного рода несовершенствам - к случайному разбросу параметров вибровозбудителей (вызванному неточностями изготовления и монтажа), различной асинхронной частоты вращения роторов приводных двигателей, влиянию колебаний технологической нагрузки, а также отклонения питающего напряжения. Если эти отклонения приводят к значительному изменению фазировки, то заметно изменяется и характер колебаний рабочих органов дробилки, что, в свою очередь, вызывает нарушение технологического процесса [66].
Для учета влияния приведенных выше факторов на синхронно-синфазный режим воспользуемся приемом оценки стабильности, предложенным Б.П. Лавровым [7, 8]. Этот прием, основанный на физическом соображении в духе вибрационной механики, состоит в том, что стабильность фазировки определяется противоборством двух факторов. Стабилизирующим фактором является вибрационная связь между роторами, мерой которой может служить наибольшее значение (модуль) вибра ционного момента Жтах. Дестабилизирующим фактором являются упомянутые выше, как правило, нерегулируемые погрешности изготовления и отклонения технологической нагрузки от номинальной.
Указанные дестабилизирующие факторы в первом приближении можно считать пропорциональными моменту электродвигателя Мр, приведенного к ротору вибровозбудителя (при условии, что двигатель имеет достаточную, но не чрезмерную мощность). Оценкой стабильности фазировки самосинхронизирующихся вибровозбудителей может служить величина: где КаХХ - коэффициент вибрационной связи холостого хода машины (без материала); КаРХ коэффициент вибрационной связи рабочего хода машины (с материалом в камере дробления); К"а - минимально допустимое значение коэффициента вибрационной связи; Wmx - максимальный вибрационный момент; Мн - номинальный момент электродвигателя (выбирается по каталожным данным); Мр - рабочий момент электродвигателя.
Рабочий момент электродвигателя определяется уравнением [58]: М„ = -г =г , (2.40) ( М ( \2 ГД+СД + [Х1Д+СДХ2д) где Сд,мд,гд,$д, Яд,х1Д,х2д - постоянные величины (каталожные данные), U ip со - напряжение питающей сети, ю - частота вращения двигателя. Для определения максимального вибрационного момента возьмем за основу уравнение частных вибрационных моментов в проведенных ранее исследованиях [72]: 2{М(М + т)А
Отметим, что усреднённая мощность coW характеризует полезные энергетические затраты, которые расходуются на разрушение материала в камере дробления. coL - средняя мощность двигателей, a coR мощность, характеризующая энергетические потери в подшипниках. ш- 1егтПуС0 т2ве2тпуа)5 ( ,2\ М(М+т)Аг М(М + т)(к2-й)2)2 + 4пу2со где величина W равна среднему за период вибрационному моменту, тормозящему вращение роторов возбудителей в синхронно-синфазном режиме. Тогда: т D т2е2то) Пу „ с . 0)L-(oR= в- у-. . (2.53) М(М+т)(к2-б)2) +4Шу2 Введем коэффициенты: A = m2ee2m(os, В = М(М+т)(к2-со2\2, С = 4о). После подстановки коэффициентов получим: в у При значении пу «1, можно воспользоваться формулой: = \-Х (2.55) Уравнение (2.53) примет вид: An ( С \ В В 6)L-c)R = - \ п2 . (2.56) С В первом приближении при значении параметра — п2 «1 им можно пренеб В речь. Тогда удельный коэффициент вязкого демпфирования будет равен: n L- oR\B (257) Формула справедлива при условии не совпадения вынужденной частоты колебаний с собственной частотой системы. 2.3.2. Определение областей стабильной фазировки вращения дебалансных вибровозбудителей Важным является вопрос о нормировании стабильности, то есть о назначении максимально допустимых значений углов рассогласования фаз \Аа\ % или минимально допустимых значений коэффициента вибрационной связи К а. Этот вопрос, который рассматривается не только на основе расчетов, но и с учетом опыта испытаний и эксплуатации машин, еще не может считаться в достаточной мере решенным. Согласно рекомендациям Б.П. Лаврова [62] (в зависимости от назначения машины) следует принимать К ш 0,3. В первом приближении можно предложить градацию относительной силы вибрационной связи между вибровозбудителями в зависимости от значений коэффициента К т (табл. 2.1). Во второй строке таблицы приведены интервалы значений вероятности наступления самосинхронизации, подсчитанные при соответствующих значениях Кш согласно [10].
Основные показатели ВКД-100
На основании проведенных теоретических исследований при разработке машины были поставлены следующие задачи: 1. Реализация в конструкции дробилки максимально возможного эффекта «жесткого» удара рабочих органов с целью эффективного дробления высокопрочных руд и материалов [21; 100]. 2. Осуществить ускоренное прохождение материала в камере дробления машины с целью повышения её производительности. 3. Обеспечить пространственные продольно-винтовые колебания рабочих органов с возможностью изменения траектории движения материала в камере дробления для регулировки харктера воздействия на дробимый материал. 4. Замкнуть развиваемое дебалансными вибраторами усилие в дробящем механизме с целью исключения передачи реактивных ударных импульсов на фундамент. 5. Выполнить условие (2.18) при котором обеспечиваются устойчивые противофазные движения рабочих органов. 6. Учесть в конструкции машины возможность регулирования и измерения основных параметров в широком диапазоне.
Рассмотрим решения поставленных задач в отдельности. 1. Ударное воздействие на дробимый материал предопределяется прочностью этого материала - сила давления тем больше, чем прочнее материал. Например, дробящий конус дробилки массой 100 кг имеет непосредственно перед ударом скорость Юм/с, останавливается, дробя материал, за 0,0\сек. Среднее отрицательное уско 63 рение (торможение) имеет величину аТОРМ = — = = 1000м/с2, при этом стокило граммовый дробящий конус развивает силу давления F = m-aT0PM =100-1000 = 100000Я или Ютн силы. Если материал тверже и торможение происходит за более короткое время, например, за 0,004сек, то сила увеличивается соответственно до 250000Я или 25тн силы. Работа дробилки будет наиболее эффективной, если материал в камере дробления подвержен высокочастотным встречным ударам. Наилучший результат будет достигнут при ударах конусов, центр тяжести которых расположен вблизи зоны удара. При ударе кинетическая энергия конусов расходуется на разрушение материала и частично переходит в энергию упругой деформации соударяющихся тел, причем, чем «жестче» удар, тем большая доля энергии идет на разрушение материала, а меньшая - на упругую деформацию соударяющихся элементов. Поэтому в машине отсутствуют амортизаторы, смягчающие удар [99].
2. Ускоренное прохождение материалом дробящего пространства будет достигаться за счет использования принудительной разгрузки. Так, в момент сближения конусов они движутся вниз, увлекая за собой зажатый материал, с одновременным приданием ему начальной скорости в направлении разгрузки. При расхождении конусов они движутся вверх, обеспечивая тем самым относительное перемещение дробилки и материала при разгрузке.
3. Пространственные продольно-винтовые колебания рабочих органов дробилки будут реализованы с помощью ориентации осей вращения роторов дебаланс-ных вибраторов относительно рабочего стола стенда.
4. Для снижения воздействия ударных нагрузок на дебалансные вибраторы, они вынесены от камеры дробления на максимально допустимое расстояние. С увеличением расстояния между вибраторами, также увеличивается и запас устойчиво 64 сти синхронно-синфазного рабочего режима дробилки [46; 72]. Вибровозбудитеи соединены с электродвигателями посредством лепестковых муфт, что обеспечивает полную изоляцию последних от передачи ударных и вибрационных нагрузок.
Дробящий механизм установлен на опорной раме через мягкие пружины, т.е. жесткость пружин удовлетворяет условию Ха —со . При соблюдении данного условия машина становится динамически уравновешенной, а значит, ударные нагрузки не передаются на фундамент.
5. Выполнение условия синхронно-синфазной работы дебалансных вибраторов осуществляется путем конструктивного выбора параметров дробилки, отвечающих неравенству (2.18).
6. Учитывая, что машина является экспериментальной, в ней предусматриваются широкие возможности для проведения экспериментов: плавная регулировка частоты вращения вибраторов п от 0 до 3000 об/мин; изменение угла наклона осей вращения роторов вибровозбудителей (3 в диапазоне от 0 до 180 градусов; выбор соотношения масс рабочих органов, дробящего конуса к корпусу, т/м как %, /ю, ]/и; установка разгрузочной щели 5 в пределах 0-5 мм. Для изменения собственной частоты колебаний дробящего конуса А предусматривается два комплекта пружин жесткостью С равной 30-Ю3 н/м и 120-103 н/м.
Нахождение частот собственных и вынужденных колебаний
Планирование эксперимента состоит в выборе числа и условий проведения опытов, позволяющих получить необходимые знания об объекте исследования с требуемой точностью [25; 73]. Важнейшим условием научно поставленного эксперимента является минимизация общего числа опытов и затрат на их проведение без ухудшения качества получаемой информации. Количество необходимых измерений в эксперименте определялось из расчета необходимой величины доверительной надежности а = 0,95, рекомендуемой в горном деле [25].
Входными переменными, т.е. факторы которые существенным образом влияют на технологические показатели, были приняты: угол наклона вибровозбудителей - Р, ширина разгрузочной щели - 5 , частота вращения дебалансных вибровозбудителей - о . Интервалы их варьирования представлены в табл. 5.1.
Выходной переменной или функцией отклика, явилось значение производительности Q и степени сокращения материала /. Кроме того, работа дробилки оценивалась по следующим показателям: dCP 91 средневзвешенному диаметру продукта дробления; N - потребляемой мощности и N мощности холостого хода; W = Q-i - тонно-сокращению (эффективности); рас W ходу электроэнергии на тонно-сокращение; дБ - уровню звука на холостом и рабочем ходу дробилки. Степень дробления оценивалась по методу средневзвешенных диаметров [3]: dcp.B3. bdiYi где DCPB3 - средневзвешенный диаметр исходного продукта, dCPB3 - средневзвешенный диаметр дробленого продукта, Di и di - среднеарифметические диаметры узких классов исходного и дробленого продуктов; yf - выход классов.
Дробление производилось как на классифицированном, так и на неклассифицированном материале. Зерновой состав готового продукта определялся в соответствии с ГОСТ 36647-80 «Материалы шлифовальные. Классификация. Зернистость и зерновой состав. Методы контроля».
Перед дроблением было подготовлено необходимое количество навесок и проведен их ситовой анализ, то есть рассев сыпучего материала с целью определения его гранулометрического состава.
Пробы анализировались по следующим классам: а) неклассифицированный материал -25,5+21; -21+16; -16+10; б) классифицированный материал -10+5; -5 +2; -2 +1,25; -1,25+0,63; -0,63+0,315; -0,315+0,125; -0,125+0. Для неклассифицированного материала ситовой анализ проводился набором проволочных сит с квадратными отверстиями вручную, а классифицированного материала с помощью ситового анализатора АСВ-200. Вес проб измерялся электронными весами ЭЦВ-10 и весами ВЛКТ-500г-М. Электрические показатели дробилки замерялись приборами: вольтамперметром М2044 и амперметром Ml04, включенными в электрическую цепь привода машины. Уровень звукового давления на холостом и рабочем ходу дробилки фиксировался измерителем уровня звука АТТ-9000.
Разработка физической модели дробилки велась в предположении, что в камере дробления будет происходить процесс селективного раскрытия перерабатываемого материала.
Для избирательности дробления необходимо, чтобы частицы минералов испытывали не одноосные, а объемные напряженные состояния. Последнее оказывается возможным, когда на частицу воздействуют не только рабочие поверхности дробящих тел, но и соседние частицы, то есть происходит уплотнение слоя в рабочей зоне. Степень допустимого уплотнения слоя, очевидно, должна определяться формой и размером кристаллов, так как кристаллы кубической или тарельчатой формы менее склонны к разрушению, чем кристаллы вытянутой формы.
Важным условием, вытекающим из теории селективного раскрытия, является создание на межзерновых границах растягивающих и сдвиговых напряжений определенного дозированного уровня, достаточных для развития зародышевых микротрещин, но ниже разрушающих значений нагрузок, характерных для данного материала [90].
Одним из материалов, при дроблении которого особенно важен принцип селективного раскрытия, является электрокорунд. Объясняется это тем, что абразивные изделия и шлифующие материалы из электрокорунда весьма чувствительны к грансоставу и форме абразивных зерен. Так зерно с острыми углами значительно легче проникает в обрабатываемый материал. Зерна - сростки, неплотные по структуре, выдерживают меньшие усилия и быстрее разрушаются.
