Содержание к диссертации
Введение
Глава 1 Разработки, исследования и опыт применения вибротехники в перегрузочных системах горных предприятий 13
1.1 Применение вибрационных машин в циклично-поточных технологиях 13
1.2 Разработки и опыт применения машин с самосинхронизирующимися вибровозбудителями 21
1.3 Исследования в области теории синхронизации вибропривода 31
1.4 Исследования влияния ударных нагрузок на параметры вибротранспортирующих машин 40
Выводы и задачи исследования 43
Глава 2 Динамика вибротранспортных машин с самосинхронизирующимся виброприводом в условиях карьерных перегрузочных систем 46
2.1 Производительность вибротранспортирующей машины 46
2.2 Математическое моделирование работы вибромашины 48
2.2.1 Особенности графического представления численных результатов 58
2.2.2 Основные термины и понятия 59
2.3 Исследование длительности послеударных переходных процессов 63
2.3.1 Методика вычислительного эксперимента 63
2.3.2 Влияние положения центра масс машины на длительность послеударного переходного процесса 65
2.3.3 Влияние величины жесткости упругих опор на длительность послеударного переходного процесса 68
2.3.4 Влияние величины плеча удара на длительность послеударного переходного процесса 71
2.3.5 Влияние величины ударных нагрузок на длительность послеударного переходного процесса 74
Выводы 77
Глава 3 Скорость вибротранспортирования горной массы 79
3.1 Математическое моделирование перемещения горной массы 79
3.2 Скорость вибротранспортирования при ударной нагрузке, приложенной над центром масс машины 86
3.3 Скорость вибротранспортирования при ударной нагрузке приложенной над загрузочной опорой 88
Выводы 97
Глава 4 Экспериментальные исследования и практическая реализация полученных результатов 98
4.1 Экспериментальный стенд 98
4.2 Методика и результаты экспериментальных исследований 100
4.3 Методика расчета и выбора параметров вибротранспортирующих
машин с самосинхронизирующимся виброприводом НО
Выводы 125
Заключение 126
- Разработки и опыт применения машин с самосинхронизирующимися вибровозбудителями
- Математическое моделирование работы вибромашины
- Скорость вибротранспортирования при ударной нагрузке, приложенной над центром масс машины
- Методика и результаты экспериментальных исследований
Введение к работе
Актуальность темы. Диссертационная работа посвящена исследованию поведения вибротранспортных машин (ВТМ) с самосинхронизирующимся виброприводом (ССП) в условиях ударного нагружения.
Исследуемый класс вибромашин представляет собой установленные на одном рабочем органе (РО) неуравновешенные роторы, которые приводятся в движение электродвигателями. Такие машины при определенных условиях работают синхронно, несмотря на различия параметров электродвигателей и отсутствие кинематических или электрических связей между их роторами. Отличительной особенностью работы таких вибрационных машин является зависимость движения РО -его амплитуды и траектории от чисто динамических факторов - величины возмущающей силы привода, жесткости упругих элементов, масс движущихся частей, а также от условий внешнего воздействия горной массы (ГМ).
Рабочий процесс в ВТМ осуществляется в результате суммарного воздействия отдельных импульсов, следующих с большой частотой один за другим. Хотя за один производственный цикл выполняется небольшая работа, но, благодаря высокой частоте колебаний на ВТМ, достигается значительный производственный эффект.
ВТМ нашли широкое применение на обогатительных и агломерационных фабриках, цехах металлургических заводов, предприятиях строительных материалов, в различных технологических процессах. Наблюдается большой интерес к использованию ВТМ в комплексах циклично-поточной технологии (ЦПТ) в карьерах. Широкому применению ВТМ обязаны целому ряду их достоинств, и, прежде всего, высокой производительности, малой энергоемкости и металлоемкости процесса, простоте конструкции и обеспечению высокой эксплуатационной готовности. При тесном сотрудничестве научно-исследовательских и конструкторских организаций с машиностроительными заводами отработаны надежные схемы вибровозбудителей колебаний и методы их расчета, найдены рациональные технические решения и методы проектирования рабочих органов ВТМ, разнообразные по назначению и свойствам упругие связи, методики расчета параметров виброизоляции и снижения производственного шума. Освоенные промышленностью ВТМ имеют самое различное технологическое назначение.
Эксплуатация ВТМ в условиях карьерных перегрузочных пунктов показала, что механический перенос теории ВТМ общего назначения не дает положительных результатов без учета особенностей взаимодействия ВТМ со значительным по высоте слоем горной массы и наличием ударных нагрузок при их загрузке средствами карьерного транспорта. В последние годы раз-
работай новый класс ВТМ, предназначенных для применения в перегрузочных системах (ПС) карьеров и фабрик. Такие ВТМ получили название - ВТМ с совмещенными технологическими функциями благодаря тому, что выполняют одновременно функции питателей и грохотов, но при этом способны принимать ГМ из автосамосвалов или экскаваторов.
В данной работе рассматриваются вибропитатели-грохоты с совмещенными технологическими функциями, оснащенные ССП. Совмещенные технологические функции в данном случае означают, что машина осуществляет не только перемещение и разделение материала, но и обладает функцией приема материала от автосамосвалов, при выпуске его через загрузочный бункер. В этом случае ВТМ испытывает значительные динамические нагрузки.
Данная работа направлена на исследование поведения сверхтяжелых ВТМ в условиях сложного технологического и ударного нагружения, при их работе в составе перегрузочных систем (ПС) при комбинированном транспорте в карьерах. Актуальность работы определена отсутствием в конструкторских организациях отработанной методики расчета и выбора параметров ВТМ с совмещенными технологическими функциями, оснащенных ССП. В настоящее время не до конца изучен вопрос о влиянии технологических нагрузок на характер движения РО, скорость транспортирования ГМ и производительность ПС.
В основу исследования положена математическая
модель динамики вибромашины, разработанная Уральскими учеными [2 6, 27, 34]. В основе модели лежит численное решение системы дифференциальных уравнений движения ВТМ. Такой подход позволяет рассматривать не только установившиеся синхронные движения (чем ограничивается большинство исследователей данного вопроса), но и описывать переходные динамические процессы, связанные с пуском машины из состояния покоя до установления (или неустановления) синхронного движения, а также с последствиями удара, вызванного падением на РО машины крупнокусковой ГМ.
Объектом исследований являются сверхтяжелые ВТМ, оборудованные ССП и работающие в условиях ПС при комбинированном транспорте карьеров.
Предмет исследования - длительность послеударных переходных процессов и влияние адаптационных свойств ССП на скорость вибротранспортирования ГМ.
Идея работы заключается в том, что повышение эксплуатационных параметров сверхтяжелых вибропитателей-грохотов работающих в условиях карьерных перегрузочных пунктов, возможно за счет учета адаптивных свойств вибропривода и сокращения длительности послеударных переходных процессов.
Целью работы является выявление условий повышения производительности сверхтяжелых ВТМ.
9 Методы исследования: анализ и синтез, математическое моделирование, экспериментальные исследования на физической модели ВТМ, основанные на стандартных методах измерений с использованием измерительной аппаратуры, математическая статистика. Научные положения, выносимые на защиту:
Длительность послеударных переходных процессов у машин с самосинхронизирующимся приводом на 4 0 - 60 % меньше, чем у машин с самобалансным приводом.
Наибольшее влияние на скорость вибротранспортирования горной массы у машин с самосинхронизирующимся приводом оказывает величина изменения угла вибрации при воздействии технологической нагрузки, в отличие от самобалансных машин, где наибольшее влияние оказывают переходные процессы, вызванные угловыми колебаниями рабочего органа.
Расчет скорости вибротранспортирования горной массы необходимо проводить с учетом влияния величины технологической нагрузки, воздействующей на рабочий орган машины.
Научная ценность работы заключается в выявлении факторов, оказывающих наибольшее влияние на скорость вибротранспортирования ГМ у ВТМ с ССП.
Практическая ценность диссертации заключается в усовершенствовании методики проектирования и выбо-
pa параметров сверхтяжелых вибропитателей-грохотов, оборудованных ССП.
Достоверность научных положений, выводов и рекомендаций диссертации обусловлена использованием фундаментальных положений динамики машин, теории колебаний и удара, математическим моделированием вибропроцессов, использованием апробированных методов исследований и решений. Достоверность результатов подтверждается экспериментальными исследованиями, объемом измерений, обеспечивающим с вероятностью не менее 0,95 относительную погрешность не более б %, сходимостью теоретических и экспериментальных исследований с погрешностью не более 9-19 %.
Реализация работы. Полученные результаты использованы ЗАО «Уралмеханобр-инжиниринг» при выполнении рабочего проекта по сушке концентрата с производительностью 1 млн. тонн в год на Качканар-ском ГОКе.
Апробация работы. Основные положения диссертации обсуждены на V отчетной конференции молодых ученых УГТУ-УПИ (2003 г.) и VIII отчетной конференции молодых ученых УГТУ-УПИ (2005 г.).
Публикации. Основные положения и результаты работы опубликованы в четырех научных статьях, из них одна в ведущем рецензируемом журнале, рекомендованном ВАК России.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, трех приложений и списка литературы из 4 9 наименований, содержит 104 машинописные страницы, 25 рисунков и 9 таблиц.
Автор выражает глубокую признательность проф. А.В. Юдину за ценные советы и консультации, а также проф. Г. Г. Кожушко за помощь и поддержку при выполнении настоящей работы.
Аннотация. В первой главе приведены общие сведения о вибромашинах и их динамике, а также основные понятия и термины, принятые в литературе. Рассмотрены конструктивные особенности и связанные с ними особенности динамики различных типов машин. Дан краткий обзор исследований по динамике вибромашин, в частности машин с самосинхронизирующимся приводом. Обоснована необходимость изучения неустановившихся движений, характерных для пуска машины, и динамических процессов, связанных с ударом. Сформулированы основные задачи исследования.
Во второй главе изложены основы математической модели динамики вибромашины с ССП. Исследованы послеударные переходные процессы, их длительность и факторы, оказывающее наибольшее влияние на продолжительность послеударных переходных процессов. Даны рекомендации по определению величины жесткости пружин упругой подвески с учетом снижения продолжительности послеударных колебаний.
В третьей главе приведена математическая модель
перемещения частицы по РО ВТМ. Исследована скорость вибротранспортирования частицы по РО. Рассмотрено влияние технологических и ударных нагрузок на скорость вибротранспортирования ГМ.
Четвертая глава посвящена экспериментальному подтверждению и практической реализации результатов исследований. Приведено описание экспериментального вибрационного стенда и сравнение экспериментальных и теоретических данных. Уточнена методика расчета и выбора параметров сверхтяжелых вибропитателей-грохотов с ССП. Приведены дополнительные материалы, которые необходимо учитывать при проектирований ВТМ с ССП.
Разработки и опыт применения машин с самосинхронизирующимися вибровозбудителями
Основную часть теоретических и экспериментальных исследований в области синхронизации вибраторов осуществили И. И. Блехман и его многочисленные ученики и коллеги [1-12г 20-28] . Развитие теории синхронизации способствовало изобретательской и конструкторской деятельности в области создания новых вибрационных машин [8, 11, 12, 17]. Однако первый опыт применения ССП в ряде случаев приводил и к негативным результатам. В основном, они были вызваны использованием машин в условиях сравнительно больших нагрузок с материалом, неравномерно распределенным по всей длине рабочего органа. Вызванный технологической нагрузкой сдвиг фаз вращения вибраторов приводил к изменению положения равнодействующей вынуждающих сил по отношению к расчетному и в результате режим колебаний РО существенно искажался. В ряде случаев машина не только не обеспечивала необходимую производительность и эффективность грохочения, но и вообще не транспортировала материал или транспортировала его в обратном направлении [14] .
Отечественные конструкторы при проектировании мощных машин чаще используют ССП, но дополнительно подстраховываются, изготовляя дополнительно и редуктор с синхронизирующими шестернями (Рисунок 1.5, Рисунок 1.6). Опыт показывает, что обычно использование такого редуктора не требуется и после заводских испытаний, машину отправляют заказчикам уже без редуктора [15, 19].
Для мощных дробильно-сортировочных устройств используют самые тяжелые вибрационные питатели -грохоты больших типоразмеров. Один из таких питателей-грохотов фирмы ThyssenKrupp Fordertechnik, используемый на от крытом карьере по добыче нефтеносного песка (oil sand) в Северной Альберте (Канада), типа DU64 4,0x9,6 (10,5) фирмы ThyssenKrupp Fordertechnik имеет производительность 10 000 тонн в час (Рисунок 1.3) [48]. Размеры рабочей поверхности равны 4000x10500 мм. Максимальный размер куска замороженного песка, поступающий на рабочую поверхность может достигать 1200 мм. При первичном грохочении удаляется материал с размерами 0 - 600 мм. Колебания рабочему органу 1 питателя-грохота задают шесть самобалансных вибровозбудителей 2 (по три вряд), установленных на поперечную балку. Каждый вибровозбудитель (ВВ) имеет по два дебаланса, синхронное вращение которых обеспечивают две шестерни в корпусе вибровозбудителя. Вибровозбудители, расположенные в одном ряду, соединяются друг с другом посредством карданных валов. И далее, с помощью карданных валов 3 соединяется с редуктором 4 с передаточным отношением, равным единице. Двигатель 5 приводит в движение всю систему. Питатель - грохот обеспечивает прохождение равнодействующей вынуждающих сил ВВ через центр масс РО, траектория всех точек РО одинакова и прямолинейна с проектным углом вибрации 40. Большая площадь рассева (около 4 0 кв. м), интенсивные направленные колебания с ускорениями, достигающие бд, обеспечивают высокую производительность питателя-грохота.
Еще одной особенностью рассматриваемой машины является то, что между упругими элементами б рабочего органа и несущей конструкцией 9 перегрузочного комплекса введена промежуточная рама 7, установленная на пружинах 8. Таким образом, применена двух-массовая колебательная система. Такое решение принято с - целью уменьшения динамических нагрузок на несущую конструкцию перегрузочного комплекса.
Выявление адаптивного свойства ВТМ Уральскими учеными позволило разработать новое поколение вибрационных грохотов и питателей-грохотов больших типоразмеров. Первая экспериментальная проверка адаптивного свойства в промышленных условиях была осуществлена в 1985 году на опытно-промышленном участке ЦПТ Северного карьера Качканарского КОКа при работе питателя-грохота ГПТ (проект института Гипромашобо-гащение) [46], в составе грохотильно-дробильной установке при ЦПТ на Качканарском ГОКе. При проектировании питателя-грохота ГПТ с ССП была допущена неточность при определении расположения центра масс рабочего органа. Предполагалось, что при работе ГПТ «под завалом» давление ГМ обеспечит смещение центра масс РО в нужном направлении. Однако по ряду причин этого не произошло. Проявилось адаптивное свойство машины, и линия действия равнодействующей вынуждающих сил питателя-грохота оказалась расположенной практически горизонтально, т.е. угол вибрации получился равным нулю. Вибротранспортирования материала не происходило и питатель-грохот не мог выполнять свои функции - извлекать материал из загрузочного бункера. Работу питателя удалось наладить за счет возможности изменять относительную фазировку СС ВВ путем регулирования приводных двигателей. Изменение сдвига фаз вращения ВВ на 17 градусов обеспечило увеличение угла вибрации до 8,5 градусов и питатель-грохот начал транспортирование материала из бункера. Воздействие транспортируемого материала на РО обеспечило увеличение угла вибрации до 18,5 градусов в середине рабочей поверхности, а на загрузочном конце до 4 0 градусов. При этом увеличение нагрузки со стороны ГМ сопровождалось дальнейшим увеличением угла вибрации. Таким образом, машина автоматически подстраивалась под рабочую нагрузку. При этом осуществлялось саморегулирование машины - чем большая нагрузка действовала на РО, тем больше становился угол вибрации, способствующий более эффективному грохочению перемещаемой ГМ. Машина лег-ко запускалась «под завалом», когда масса технологической нагрузки достигала 24000 кг при массе рабочего органа 19400 кг. А также легко входила в синхронный режим работы, как на холостом ходу, так и «под завалом», а также сохраняла рабочие параметры движения при действии ударных нагрузок от кусков материала массой до 3000 кг, падающих с высоты около 7 000 мм при разгрузке материала с самосвала [24, 46].
Математическое моделирование работы вибромашины
Для проведения исследований использовалась математическая модель, описывающая поведение вибромашины, полученная профессором Блехманом И. И. и дополненная Мальцевым В. А. и Румянцевым С. А. [28, 34], имеющая ряд отличий от аналогичных систем, приведенных в работах [2] и [20]. Во-первых, в нее введены ударная сила Fyn и ее момент Муд относительно центра масс системы. Во-вторых, в ней учтены инерционные силы, связанные со скоростью и ускорением угловых колебаний РО (см. два слагаемых во второй квадратной скобке уравнений вращения ВВ). В-третьих - сами эти угловые колебания не считаются пренебрежимо малыми, т.е. угол поворота РО явно входит в уравнения системы (выражение (2.4)) . Кроме того, в ней более точно учтены силы вязкого трения в опорах. В модели принято, что РО совершает плоское движение. Существующие на практике отклонения РО от плоского движения очень незначительны и могут быть связаны с некоторыми различиями в жесткости пружин упругих опор, либо с некоторой неравномерностью загрузки ГМ по ширине РО, либо при нецентрированном приложении возмущающей силы относительно центра тяжести. При сделанном предположении РО имеет три степени свободы. Каждый ВВ совершает независимое вращательное движение, причем оси вращения ВВ параллельны друг другу и перпендикулярны плоскости движения РО. На рисунке 2.1 приведена расчетная схема вибромашины для случая п дебалансных ВВ (на рисунке показан один из них, обозначенный индексом i) . Движение рассматривается в абсолютной системе координат Оку, связанной с фундаментом машины.
Для описания плоского движения дополнительно введена система координат Puv, жестко связанная с рабочим органом машины. В качестве полюса выбрана точка Р, являющаяся центром масс системы «Р0-дебалансы».
Точками С и Сі обозначены положения центров масс рабочего органа и 1-го дебаланса соответственно. Положение оси вращения 1-го дебаланса обозначено точкой 0±. Координаты точек С и 0± в подвижной системе Puv - (a,Jb) и {иІ, Vi) соответственно.
Аналогично вязкость упругой подвески в горизонтальном и вертикальном направлениях представляет сумму вязкостей опор А и В: К -кАХ +квх к у = К-Ау + By (2.9) Kyi? kqiy к-Ву в КАу1А , (2.10) К = Ayh + кву в + АХ"А + Вх В где кАх/ кАу и кВх, кВу - осевая и поперечная вязкость опоры А и опоры В соответственно; Для удобства дальнейшего изложения введем два параметра, характеризующие уровень сил сопротивления в системе: Х = — V = r-, (2.11) где кпр - коэффициент осевой вязкости пружин; с0 - осевая жесткость пружин; Агвр - коэффициент вязкого сопротивления вращению дебалансов; Мтах - максимальный вращающий момент электродвигателя . Параметр А, представляет собой отношение коэффициента осевой вязкости пружины к коэффициенту ее же 55 сткости. Если упругие опоры снабжены демпферами, то их вязкое сопротивление условно считается составной частью вязкости пружин. Параметр ц определяется отношением коэффициента вязкого сопротивления вращению ВВ к максимальному вращающему моменту электродвигателя. Иными словами, этот параметр характеризует отношение абсолютных величин функций ,(ф;) и і?(ф;), входящих в последние два дифференциальных уравнения системы (2.5).
Скорость вибротранспортирования при ударной нагрузке, приложенной над центром масс машины
Воспользуемся математической моделью, описанной выше для моделирования скорости вибротранспортирования ГМ при ударе. Для сравнения машин с СС и с самобалансным приводом рассмотрим частный случай, когда удар приложен над центром масс машины.
Проанализируем зависимость снижения средней скорости вибротранспортирования в результате падения на РО одиночного куска (Рисунок 3.3). Кривая 1 построена с помощью математической модели приведенной выше, а кривая 2 построена по результатам работы [41], для машин самобалансным виброприводом.
Видно, что при центральном ударе с одинаковой силой и прочих равных параметрах снижение скорости вибротранспортирования после удара одинаково, как у машин с ССП, так и у самобалансных машин. Но при этом время затухания послеударных колебаний у машины с ССП гораздо меньше, чем у машины с самобалансным приводом. Время затухания послеударных колебаний составили 5 и 13 с соответственно.
Согласно рекомендациям по проектированию приемных бункеров [37] наиболее вероятная точка приложения ударных нагрузок смещается в загрузочную зону. Как следствие, при разгрузке автосамосвала происходит изменение положения центра масс системы, которое, в свою очередь, приведет к изменению направления вектора возмущающих сил вибропривода благодаря наличию адаптационных свойств. В то время как машины с самобалансным приводом сохраняют постоянное направление вектора возмущающих сил вибропривода, вследствие наличия механической связи между ВВ.
Следуя результатам, полученным в главе 2, отметим, что наибольшее влияние на длительность послеударного переходного процесса, а значит и скорость вибротранспортирования ГМ, оказывают величина ударной нагрузки и жесткость пружин упругих опор.
Попробуем оценить среднюю скорость вибротранспортирования ГМ для машины с ССП при падении на РО кусков ГМ массой 1000 и 1500 кг. По формуле (2.12) рассчитаны максимальные нагрузки, действующие на РО вибромашины при падении кусков массой 1000 и 1500 кг, они составили 37015 Н и 55522 Н соответственно. Рассмотрим пример результата моделирования процесса транспортирования ГМ при воздействии на РО ударных нагрузок (Рисунок 3.4) . Кривые в верхней части графика имеют тот же смысл, что и ранее (Рисунок 2.2). В средней части рисунка отображается положение куска ГМ относительно центра масс машины в координатах и (кривая 1) и v (кривая 2), а в нижней - мгновенная скорость куска ГМ относительно РО (кривая 3). Вычисление мгновенной скорости осуществлялось из выражения Уиш = Ли1 +v2) По горизонтальной оси откладывалось время, а по вертикальной - значения параметров. Здесь и далее, когда будем говорить о скорости, будем иметь в виду именно среднюю скорость частицы, т. к. вибрационное движение частицы складывается из фаз полета, скольжения назад, покоя, скольжения вперед и т.д. Чтобы избежать двойных индексов, обозначим среднюю скорость движения частицы «штрихом» (V). Скачок кривой 1 вызван прохождением куска ГМ всей длины РО (Рисунок 3.4) . В этом случае он автоматически заменялся новым куском той же массы, начинающей перемещение из исходного положения. Результаты моделирования показывают, что скорость виброперемещения ГМ (кривая 3) резко снижа 94 ется в момент удара и постепенно увеличивается по мере затухания вертикальных колебаний РО. Заметим, что скорость виброперемещения не достигает своего первоначального значения из-за изменения угла вибрации. В данной математической модели принято, что падающий кусок ГМ прилипает к РО и не перемещается по нему, но фактически скорость продолжает увеличиваться до своего первоначального значения по мере продвижения кусков ГМ по РО.
Исследование показывает, что чем больше значение ударной нагрузки, тем существенней снижение скорости вибротранспортирования и тем дольше весь переходный процесс (Рисунок 3.5). Длительность переходного процесса составляет 3,73; 4,51 с соответственно .
Таким образом, при расчете общей производительности машины с ССП необходимо вносить поправку на снижение скорости вибротранспортирования ГМ в зависимости от величины ударных нагрузок.
Методика и результаты экспериментальных исследований
Целью экспериментальных исследований являлась проверка адекватности и точности принятой математической модели.
В ходе экспериментов измерялись горизонтальные и вертикальные перемещения РО на загрузочной опоре, а также время затухания послеударных колебаний t3 и скорость вибротранспортирования как в номинальном (безударном режиме), так и в условиях ударных нагрузок.
Для измерения колебаний РО использовалась виброизмерительная аппаратура ВИ6-5МАД (погрешность ±3%). Регистрация результатов измерений производилась на цифровом запоминающем двухканальном осциллографе АСК-ЗЮб (погрешность ±2,5%) через магазин шунтов и добавочных сопротивлений Р157.
Вертикальные и горизонтальные амплитуды контролировались индукционными датчиками перемещения типа ДП 2, которые были установлены на загрузочной опоре во взаимно перпендикулярных плоскостях (Рисунок 4.1) . Для определения скорости вибротранспортирования, с помощью секундомера, замерялось время прохождения частицей пути равного 7 00 мм.
Угол вибрации р в центре тяжести вибрационного стенда измерялся контактно-графическим способом с последующим измерением угломером. В начале основной серии экспериментов были проведены установочные опыты, в ходе которых была произведена настройка измерительной аппаратуры и тарировка получаемых сигналов.
Для моделирования воздействия ударных нагрузок на РО использовался груз массой 16 кг (14,7 % от массы РО) , что соответствует реальным условиям, например, машине ГПТ-2 с массой РО 30000 кг при разгрузке автосамосвала грузоподъемностью 4 0000 кг (эквивалентная сосредоточенная масса 3600 кг или 12% от массы РО). Высота падения груза составляла 670 мм. Плечо удара составляло 100 мм.
Для сравнения полученных экспериментальных данных с теоретическими данными в мат. модель были заложены все параметры экспериментального вибростенда (см. Таблица 4.1, Приложение Б). С целью оценки точности математической модели сравнивались значения амплитуд вертикальных колебаний РО в установившемся (безударном) режиме, время затухания послеударных вертикальных колеба 105 ний РО, а также значения скоростей вибротранспортирования в номинальном и ударном режиме. В ходе первой серии опытов производилась запись вертикальных колебаний РО в ходе всего переходного процесса, далее измерялись вертикальные смещения РО и время затухания послеударных вертикальных колебаний (Рисунок 4.2). Результаты измерения приведены в таблицах 4.3, 4.4. Экспериментальное значение амплитуды вертикальных колебаний РО составило 0,984-1,07 мм, а теоретическое по системе дифференциальных уравнений (2.5) - 1,01 мм (Таблица 4.6) . Расхождение теоретических и экспериментальных данных составляет от 3 до 6%. Экспериментальное значение времени затухания послеударных вертикальных колебаний РО составило 3,374-3,44 с, а теоретическое - 3,8 с. Расхождение составило от 9 до 11% (Таблица 4.6).
В ходе второй серии опытов оценивалась средняя скорость вибротранспортирования в номинальном режиме (при отсутствии ударных нагрузок) и в условиях воздействия значительных ударных нагрузок. С этой целью замерялось время, за которое частица пройдет путь, равный 7 00 мм.
Теоретические значения скорости вибротранспортирования были получены с помощью математической модели, описанной выше. В ходе математического моделирования процесса виброперемещения частицы неизвестными остались значения коэффициента трения скольжения f и коэффициента вязкого сопротивления перемещению частицы к в горизонтальном направлении. В случае перемещения только одной частицы вязкое сопротивление со стороны других частиц отсутствует, а сопротивлением воздуха при массе частицы, равной 0,6 кг, можно пренебречь. Тогда коэффициент вязкого сопротивления перемещению частицы в горизонтальном направлении равен нулю.
Коэффициент трения скольжения f был найден из условия достижения скорости виброперемещения в номинальном режиме значения 0,173 м/с. Его значение составило 0,065. По результатам эксперимента значение скорости вибротранспортирования в номинальном режиме составило 0,171-0,185 с, теоретическое - 0,173 с. Расхождение теоретических и экспериментальных данных составляет 1-7%. Экспериментальное значение скорости вибротранспортирования в ударном режиме составило 0,142-0,154 с, теоретическое - 0,13 с (Таблица 4.6). Расхождение - 9-19%.
