Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Анализ исследований резонансных вибропловдадок .
1.1. Анализ достоинств и недостатков резонансных 9 12 виброустановкок
1.2. Способы настройки резонансных вибромашин 12 17
1.3. Выбор резонансных виброустановок 17 19
1.4. Особенности анализа параметров виброустановок резонансного типа 19 29
1.5. Цель и задачи исследований 29 30
1.6. Выводы 30 31
ГЛАВА 2. Теория работы резонансной двухмасснои вибросистемы с нерегулируемым приводом .
2.1. Определение момента нагрузки на валу вибровозбудителя двухмассной установки направленного действия 32 41
2.2. Конструктивные особенности резонансных виброплощадок . 41 47
2.3. Влияние переходных процессов в асинхронном приводе на режим работы резонансных виброплощадок 47 57
2.4.Исследование условий применяемости асинхронных
двигателей в приводе резонансных виброплощадок 57 67
2.5.Определение основных характеристик маятникового рычага.. 67 74
2.6.Выводы 74 75 80
ГЛАВА 3. Методики проведения исследований, характеристика экспериментальной установки
3.1. План экспериментальных исследований
3.1.1. Обработка результатов экспериментальных исследований..
3.1.2. Методики проведения исследований
3.1.3. Определение характеристик опор пассивной массы и момента сил трения опор дебалансных валов
3.1.4. Методика проведения исследований процесса формования бетона
3.2. Стендовая установка резонансной двухмассной виброплощадки 3.3
Выводы
ГЛАВА 4. Влияние конструктивно-технологических параметров работы двухмассной резонансной виброплощадки с нерегулируемым приводом на эффективность процесса уплотнения
4.1. Исследование характеристик стационарного режима двухмассной вибросистемы с маятниковым ычагом 92 102
4.2. Энергетические параметры работы двухмассной резонансной виброплощадки с нерегулируемым приводом 103 108
4.3. Влияние конструктивно-технологических параметров двухмассной резонансной виброплощадки с нерегулируемым приводом на технологические параметры 108 118
4.4. Взаимодействия резонансной вибросистемы с нерегулируемым асинхронным приводом 119 121
4.5. Исследование процесса формования бетона в резонансной 121 125
виброплощадке
4.6. Выводы 125 126
ГЛАВА 5. Методика выбора привода двумассных резонансных виброустановок .
5.1. Определение динамических параметров привода резонансных виброплощадок 127 133
5.2. Уточнение параметров резонансных установок по факту стабильности рабочей амплитуды 133 139
5.3. Методика выбора асинхронного привода и проверка
надежности выхода в резонанс 139 143
5.4. Внедрение результатов работы 143 144
5.5. Выводы 144 146
Общие выводы .:... 147 148
Список литературы 149 161
- Выбор резонансных виброустановок
- Конструктивные особенности резонансных виброплощадок
- Определение характеристик опор пассивной массы и момента сил трения опор дебалансных валов
- Влияние конструктивно-технологических параметров двухмассной резонансной виброплощадки с нерегулируемым приводом на технологические параметры
Выбор резонансных виброустановок
Наиболее широкое применение резонансный режим настройки нашел в виброплощадках горизонтально направленного действия, поэтому иногда смешивают достоинства резонансного режима с достоинствами горизонтального формования бетона, при котором.чаще всего применяют резонансную настройку [34]. Эффективность виброуплотнения определяется, как уже установлено [35,36,37], амплитудой и частотой вибровоздействия формующего элемента на бетонную смесь. Необходимое по технологии вибровоздействие может быть обеспечено как резонансной, так и зарезонансной вибромашиной. Следовательно, достоинства резонансного режима не в более эффективном воздействии на бетонную смесь, а в том, что требуемое вибровоздействие может быть обеспечено применением более экономичной, простой и надежной машины.
Существенным преимуществом резонансного режима является возможность резкого уменьшения возмущающей силы, требуемой для обеспечения заданной величины амплитуды. Это позволяет при использовании дебалансных вибровозбудителей существенно уменьшить статический момент массы деба-лансов, что ведет к уменьшению габаритов, металлоемкости вибровозбудителя и всей вибромашины в целом. Как правило, резонансные виброустановки выполняются по двухмассной схеме, так как необходимо обеспечить высокую собственную частоту вибросистемы, соответствующую требуемой по технологическим соображениям рабочей частоте вибровоздействия на бетон.
Кроме того, использование резонанса позволяет снизить мощность привода вибратора. Это обстоятельство имеет решающее значение при выборе режима работы для машин, формующих крупноразмерные изделия большой маесы. Так, например, для вибрирования кассетной установки с пассивной массой около 10 кг в направлении, перпендикулярном площади формующих стенок, с амплитудой 0,6...0,8 мм при частоте порядка 1500 мин"1 требуется мощность привода [38]: - с использованием резонанса — 80 кВт - по зарезонансной схеме — 340 кВт.
Указанные достоинства резонансных виброустановок способствовали их распространению на отечественных заводах железобетонных изделий.
Современные технологические линии для формования наружных стеновых панелей жилых домов комплектуются серийно выпускаемой виброплощадкой СМЖ-280 [39,40]. В течение многих лет с успехом эксплуатируются резонансные виброустановки СПТП «Энерготехпром», формующие элементы для энергетического строительства [41,42].
Хорошо зарекомендовали себя большегрузные виброрезонансные машины для формирования массивных бетонных блоков, установленные на Дубровском ЖБИ [18]. На многих заводах используется резонансная виброплощадка СМЖ-198 [43]. Накоплен опыт использования резонансных виброплощадок в транспортном строительстве [44]. Широкие перспективы имеет применение резонансных виброустановок для формования ячеистого бетона [45.46], а также а вибромашинах с ассиметричными колебаниями [49,50], все шире применяемых для уплотнения жестких бетонных смесей.
Целесообразно применение двухмассовых вибросистем резонансного ти-: па при формовании изделий из железобетона в кассетах. Кассетный способ производства является одним из наиболее распространенных в силу экономической целесообразности всей технологической схемы, позволяющей на небольшой площади одновременно изготавливать пакет изделий при совмещении формовочного и пропарочного постов, с возможностью быстрой смены номенклатуры. Наиболее реальный путь совершенствования кассетной технологи состоит в увеличении интенсивности вибровоздействия на бетон в процессе формования [51,52,53]. Недостаточная интенсивность вибрации, достигаемая при использовании навесных вибраторов, укрепляемых на разделительных щитах в серийных кассетных установках конструкции Гипростроймаша, заставляет применять подвижные бетонные смеси с осадкой конуса свыше 8 см, что приводит к перерасходу цемента, увеличению времени оборачиваемости кассет и снижение качества изделий.
Известны решения, позволяющие повысить интенсивность воздействия формующих стенок на бетон путем горизонтального вибрирования всего пакета отсеков обычно в направлении, перпендикулярном плоскости формующих стенок. Такая схема, наряду, с повышением интенсивности формования, позволяет применять двухсторонний прогрев изделий, что позволяет уменьшить время оборачиваемости кассет за счет снижения времени тепловлажност-ной обработки [54].
В последние годы появились и с успехом внедряются в производство ряд виброустановок кассетного типа, работающих в резонансном режиме [55,56,57]. Отличительной особенностью этих низкочастотных установок является применение кинематического возбуждения.
В 70-х - 80-х годах резко увеличен выпуск резонансных виброплощадок Челябинским заводом «Строймашина» с тем, чтобы заменить ими зарезонанс-ные виброплощадки с вертикальными колебаниями. Однако по мере накопления опыта эксплуатации резонансных вибромашин были выявлены недостатки, сдерживающие в настоящее время их более широкое применение.
Существенный недостаток, присущий машинам резонансного типа - нестабильность амплитуды колебаний формы с бетоном, которую в дальнейшем будем называть рабочей амплитудой Аг в отличие от амплитуды колебаний резонатора Aj. Объясняется нестабильность рабочей амплитуды тем, что последняя резко меняется даже при небольшом изменении соотношения частоты вынуждающей силы сов и собственной частоты вибросистемы о- Это соотношение называют обычно коэффициентом резонансной настройки X. Кроме того, величина рабочей амплитуды зависит от потерь энергии в вибросистеме. Все три указанные характеристики, во-первых, в большей или меньшей степени отличаются от расчетных при монтаже в наладке машины, во-вторых, меняются в процессе эксплуатации, вызывая необходимость в применении различных методов и устройств для регулирования рабочей амплитуды.
Чаще всего для настройки на требуемую амплитуду используется сложный и дорогостоящий регулируемый привод, применение которого ведет к непостоянству рабочей амплитуды, перегрузкам и выходу из строя элементов вибросистемы.
Еще одним недостатком, формирующим отрицательное отношение эксплуатационников к резонансным машинам, является малая надежность их узлов и деталей, в особенности пружин практически повсеместно используемых в качестве упругих элементов. Процесс замены пружин довольно трудоемок. Предложенные в качестве упругих элементов торсионные валы [58], гидропневматические [59] и прорезные [60] пружины, пневмобаллоны [61] и резино-металлические амортизаторы [62] широкого применения не нашли
Конструктивные особенности резонансных виброплощадок
За четыре десятилетия, прошедшие со времени появления резонансных формующих установок, их исследованию посвящено большое число работ. Над вопросами теории резонансных вибромашин работали: Быховский И.И., Бор-щевский А. А, Вишневецкий Г.В., Давыдов Л.С., Долматский О.И., Журавлев Н.Ф., Коваленко В.Ф., Кононенко В.О., Крюков Ю.И., Лаваришек Э.В., Ляли-нов А.И., Новак СИ., Савинов О.А., Согалов И.Г., Радошевич СП., Розенбойн А.С, Чепелев Р.Н., Шмелев Ю.А. и др.
Из большого числа теоретических исследований можно выделить исследования динамики двухмассовой резонансной вибросистемы и исследование взаимодействия привода с вибросистемой.
Наиболее широко используемая расчетная модель резонансной вибромашины предполагает ее двухчастотной двухмассовой вибросистемой с сосредоточенными параметрами. Модель описывается уравнениями Здесь хь х2 - выбранные в качестве обобщенных координат линейные перемещения резонатора и пассивной массы; Сі - жесткость упругих элементов связи между массами; с2 - жесткость опор пассивной массы; Кі и к2- коэффициенты эквивалентного вязкого трения, характеризующие потери энергии при колебаниях; F - амплитудное значение вынуждающей силы, изменяющейся во времени t по синусоидному закону.
Исследования ряда ученых доказали, что рассмотрение резонансных двухмассных вибромашин как систем с распределенными параметрами - массой, жесткостью, потерями - аналитически гораздо более сложно. Влияние упругости формы на распределение амплитуды по ее длине изучалось на основании теории колебаний протяженных тел, разработанной Тимошенко СИ., Па-невко Л.Г., Быховским И.И. Доказано, что учет упругости формы целесообразен только при изучении вибромашин, формующих длинномерные изделия.
Важным и до конца не решенным является вопрос о методике учета диссипации энергии в колебательной системе. Дело в том, что суммарные потери энергии складываются из: - потерь на преодоление сил трения в опорах дебалансных валов центр-бежного вибраторам; гистерезисных потерь в упругих элементах; потерь энергии в бетоне; конструкционных потерь в узлах крепления и элементах металлоконструкции.
Раздельный учет всех видов потерь энергии - наиболее корректный путь в практике инженерных расчетов и вызывает серьезные затруднения, поскольку достаточный теоретический и экспериментальный материал накоплен только по определению первых двух составляющих потерь энергии. Например, вопрос рассеяния энергии в упругих элементах решался в работах Пановко Я.Г., Писаренко Г.С., Потураева В.Н., Сорокина Е.С.
Определение же потерь энергии в бетоне при проектировании машин затруднено, поскольку исследования этого вопроса не позволяют даже приближенно определить зависимость этих потерь от режима вибрации (амплитуды и частоты), от направленности колебаний, от характеристики бетонной смеси и геометрии формуемого изделия. Необходимо также учесть, что недостаточно сведений о конструкционных потерях, которые, по мнению некоторых исследователей [20,29], составляют иногда большую часть всех потерь.
Наиболее реальным путем учета потерь при колебаниях является, по нашему мнению, введение коэффициента эквивалентного вязкого трения (либо коэффициента поглощения), которые бы учитывали все виды потерь и определялись экспериментально одним из известных методов [80] для вибромашин со сходной конструкцией виброгрупп. Ученые предлагают учитывать затухание в системе введением коэффициента усиления колебаний в резонансе грез, который определяется отношением максимального значения рабочей амплитуды в резонансе к суммарный статический момент массы дебалансов. У зарезонансных вибромашин большая часть мощности тратится на преодоление трения в опорах дебалансных валов. Использование резонанса, позволяя уменьшить статический момент массы дебалансов и диаметр поверхности трения подшипниковых узлов, резко уменьшают потери трения. Однако конструкционные и гистерезисные потери в связи с существенным ростом перемещения, скоростей и ускорения увеличиваются. Практика показала, что выигрыш в мощности при применении резонансных вибромашин по сравнению с зарезонансными не всегда одинаков даже при сходной конструкции вибросистемы. В настоящее время по двухмассной резонансной схеме выполняются и вибропитатели с массой менее 10. кг, и мощные виброплощадки с массой около 106 кг. Широк также диапазон и амплитуд и частот вибрирования, различны варианты конструктивного решения виброгрупп. Ясно, что в одних случаях выигрыш от применения резонансной настройки больше, в других — меньше. Теоретических исследований в этом направлении явно недостаточно и вопрос об области рационального применения резонансных вибромашин требует дальнейшего изучения.
Зависимость энергетических показателей резонансной вибромашины от коэффициента резонансной настройки А, определялась в работах [30,73,74] в предположении, что коэффициент у, учитывающий трение в опорах дебалансных валов, не зависит от коэффициента резонансной настройки. В действительности, в «остром» резонансе требуемый статический момент массы дебалансов меньше, чем, например, при Х= 0,9, следовательно, меньше и диаметр подшип- ников, на которые опираются дебалансные валы. Учет этого обстоятельства позволит уточнить зависимость расхода мощности от коэффициента резонансной настройки и хотя бы косвенно оценить влияние X на габариты вибратора.
Основы теории взаимодействия резонансной вибросистемы с приводом ограниченной мощности заложены Кононенко B.C. [64]. Им впервые доказано, что правильное определение параметров стационарного режима резонансной виброустановки с центробежным возбуждением при расчете возможно только при условии совместного рассмотрения моментно-частотных характеристик вибросистемы и привода. Однако такой подход сопряжен с известными трудностями, вызванными прежде всего отсутствием удобного аналитического выражения для определения момента нагрузки на валу вибратора. Поэтому в практике проектирования часто считают характеристику привода абсолютно жесткой, не зависящей от момента нагрузки. Такой подход, вполне оправданный для машин, момент нагрузки которых мало зависит от скорости, неприемлем для резонансных установок со сложной куполообразной формой моментно-частотной характеристики. Уязвимость такого подхода иллюстрируется на рис. 1.3. (кривые построены на основании методики, изложенной в главе 2). Здесь кривая 1 - нагрузочная характеристика резонансной вибромашины, под которой мы в дальнейшем будем понимать зависимость момента сил сопротивления на входном валу вибратора от частоты вынуждающей силы, при достаточно медленном изменении этой частоты.
Определение характеристик опор пассивной массы и момента сил трения опор дебалансных валов
Входящие в формулу (2.33) величины рабочей амплитуды А2, массы формуемого изделия т2 и частоты со задаются по технологическим соображениям и при проектировании варьироваться не должны. Увеличение значений перечисленных величин приводит к увеличению среднего диаметра подшипников, причем частота влияет на dcp. в значительно большей степени, чем рабочая амплитуда и масса т2.
Влияние соотношения масс 8 на dcp ничтожно, если учесть, что в резонансных вибромашинах 5 =0,05... 0 15. Для выяснения влияния коэффициента резонансной настройки на средний диаметр подшипников вибратора подставки подставим в формуле (2.33) вместо D его значение X. зонанснои настройки при различных потерях энергии в системе, построенные с использованием формул (2.34, 2.36). Анализ графиков показывает, что при работе с А,=0,85...0,92 средний диаметр подшипников повышается по сравнению с минимально возможным при А,=1 в 1,5.. .3 раза, причем повышение тем больше, чем меньше потери энергии в системе. Следовательно, для уменьшения габаритов и металлоемкости виброустановок резонансного типа необходимо стремится к работе в «остром» резонансе.
Для решения задачи об оптимальном коэффициенте резонансной настройки преобразуем формулу (2.24), подставив вместо ц. его значение по формуле (2.29). - для-.реальных значений —=0,03...0,07 оптимальный по энергоемко 2л сти коэффициент резонансной настройки Я.ОПТ=0,98...0,995; - увеличение потерь в системе смещает оптимальную величину в доре зонанс. Необходимо, однако, отметить, что при изменении X в довольно широких пределах энергоемкость вибрирования изменяется мало. Таким образом, и с точки зрения минимизации энергоемкости необходимо стремиться к острорезонансной настройке.
Влияние переходных процессов в асинхронном приводе на режим работы резонансных виброплощадок
Для того, чтобы обеспечить требуемые характеристики рабочего режима вибросистемы - амплитуду и частоту, - можно использовать различные типы асинхронных двигателей, отличающихся своими статистическими характеристиками. На рис. 2.6 приведена нагрузочная характеристика вибросистемы - кривая 1, и статистические характеристики приводов - кривые 2 и 3. В настоящее время установлено [20], что привод, характеристика которого (кривая 2) пересекает нагрузочную характеристику вибросистемы в единственной точке при любой девиации параметров, обеспечит надежный выход в «острый» резонанс. Если же характеристика привода (кривая 3) имеет три точки пересечения с нагрузочной характеристикой, то, как уже отмечалось, вследствие электромагнитных переходных процессов в приводе расчетный режим В) может и не быть достигнут, так как момент в процессе разгона изменяется в соответствии с динамической характеристикой (кривая 4 рис.2.6). Применение привода со статической характеристикой типа кривой 3 для резонансной вибромашины возможно только после проверки его по условию надежного выхода в острорезонасный режим.
Аналитическая проверка при проектировочном расчете виброустановки базируется на совместном рассмотрении электромагнитных переходных процессов механической системы. Режим разгона привода резонансной виброустановки описывается системой уравнений приведенный к валу двигателя момент нагрузки центробежного вибратора двухмассной резонансной вибросистемы в процессе разгона, Нм; М - текущее значение электромагнитного момента двигателя, Нм; МдВ(со) - электромагнитный момент двигателя в соответствии со статической характеристикой, Нм; I - суммарный момент инерции вращающихся частей, приведенный к валу двигателя, кгм2; Т - электромагнитная постоянная времена обмоток двигателя, с.
Влияние конструктивно-технологических параметров двухмассной резонансной виброплощадки с нерегулируемым приводом на технологические параметры
На основе разработанной программы исследований проводились лабораторные и промышленные исследования резонансной двухмассной виброплощадки, в основу которых положены стандартные методики.
Измерение амплитуд проводилось с помощью тензолинеек, конструкция которых показана на рис.3.2. Упругая линейка 1 консольно закреплена на неподвижной опоре при помощи угольника 6. Свободный конец линейки опирается на текстолитовый нож 4, свободный конец линейки прижимается к 5 вибрирующему элементу 7 (коробу или резонатору) посредством упругой резиной тяги 2. В месте воздействия тяги на линейку установлена резиновая упругая прокладка 5. У основания с обеих сторон линейки наклеены тензодатчики типа 2ПКБ-20-200 ГВ с базой 20 мм и сопротивлением 200 Ом.
Изменение частоты вынуждающей силы при экспериментальных исследованиях проводились двумя способами. При выборе аппаратуры для измерения частоты вибромашины резонансного типа одним из важнейших требований является высокая точность измерений, так как обычная в технических измерениях погрешность в 5 % явно недостаточна, если учесть узость резонансной зоны (зона острого резонанса составляет менее 10 % частоты). Весьма высокой точностью обладает тахометр типа 9ЧП (по паспорту прибора погрешность менее 0,5 %), который использовался для определения частоты в стационарных режимах. Однако, во-первых, этот прибор позволяет определить среднюю за данный период времени частоту и, следовательно, для измерения скорости в процессе пуска не годится. Во-вторых, прибор не дает возможности записать значение скорости и, в-третьих, процесс измерения частоты колебаний занимает не менее одной минуты, что значительно увеличивает время эксперимента, учитывая их большой объем. Указанных недостатков лишен индукционный датчик измерения частоты вращения валов вибратора, схема которого представлена на рисунке 3.3.
Датчик имеет диск 1 с закрепленными на нем радиально штырями 2, количество которых может быть от 3 до 6. На основании 4 укреплен постоянно магнит 3 с катушкой. Сигнал от датчика подается на гальванометр осциллографа. При записи на бумагу за 1 оборот диска получаем от 3 до 6 всплесков, согласно количеству штырей. Для повышения точности обработки осциллограмм использован отметчик времени П-104, вибратор которого, генерирующий частоты 10, 100 или 1000 Гц, соединен с гальванометром осциллографа. В процессе эксперимента погрешность измерений частоты составило: в стационарных режимах менее 1 %, в процессе пуска не превысило 2 %.
Определение характеристик опор пассивной массы и момента сил трения опор дебалансных валов Амплитудно-частотные характеристики одномассной вибросистемы получены в результате обработки осциллограмм, записанных при различных час 84 тотах вынуждающей силы. Обработка осциллограмм осуществлялась по стандартной методике [107].
Здесь: п - количество наборных дебалансов на каждом из 4-х концов де-балансных валов; Км - коэффициент сопротивления, подлежащий экспериментальному исследованию.
Значение Км для двухвального вибратора горизонтально направленного действия определялось при установке вибратора на одномассную вибросистему. Токочастотные характеристики были сняты при числе дебалансов от 0 до 5 в диапазоне частот 75 ... 250 с"1. Повторность экспериментов для каждого набора дебалансов была принята 3...4. Для нейтрализации влияния различий в моменте холостого хода, зависящем от степени соосности валов, регулировки подшипников между вибратором и приводом установлены карданные валы.
Для оценки различия в динамических характеристиках двигателя ПВС -33 при разгонах на разную скорость определялись отношения максимальной частоты, достигаемой при разгоне, к частоте стационарного режима. Это соотношение к зоне рабочих частот 150...300 с"1 довольно стабильно и равно 1,2. Другими словами, при пусках практически вхолостую достигаются частоты, на 20% превышающие частоту стационарного режима. Различие в динамических и разгонных характеристиках будет определяться только величиной и характером роста момента нагрузки. Полученные экспериментальные данные позволяют отметить ряд особенностей разгонов резонансных вибросистем, наблюдаемых при малой жесткости статической характеристики их привода. Если установочная мощность двигателя более чем на 20% превышает мощность, потребляемую в стационарном режиме, который будет достигнут в резонансе с X 0,95, то максимальные амплитуды колебаний масс при разгоне намного (50% и более) превышают амплитуды стационарного режима. Это превышение тем больше, чем больше повышение мощности двигателя и чем ближе настройка к резонансной.
Если мощность двигателя меньше, чем потребляемая в стационарном режиме I X 0,95, на 20%о, то электромагнитная инерционность двигателя не приводит к заметному превышению амплитуды при разгоне над амплитудой стационарного режима.
Если мощность двигателя отличается от мощности, потребляемой в доре-зонансном стационарном режиме не более, чем на 10 %, то вибросистема, как правило «проваливается» в зарезонанс. Однако, в некоторых случаях провал в зарезонанс является кратковременным, а стационарный режим достигается в дорезонансе. При этом превышение амплитуды в процессе разгона над стационарными значениями ее невелики.
Еще одна интересная особенность разгонных амплитудно-частотных характеристик вибросистем заключается в том, что максимум амплитуды при разгоне достигается не на более близких к резонансным частотах, а с «запаздыванием», когда двигатель сбрасывает обороты.
Таким образом, весьма эффективным средством предохранения упругих элементов резонансных виброустановок от сверхрасчетных деформаций при запусках является занижение установочной мощности двигателя по сравнению с потребляемой. Такое занижение наиболее целесообразно при острорезонансной настройке и возможно благодаря тому, что формующие вибромашины на заводах ЖБИ, как правило, работают с низким ПВ 25%. Естественно, что в этом случае обязательна проверка двигателя на нагрев.
