авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ  БИБЛИОТЕКА

АВТОРЕФЕРАТЫ КАНДИДАТСКИХ, ДОКТОРСКИХ ДИССЕРТАЦИЙ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ

Совершенствование метода определения нагрузок и снижения металлоемкости цепных конвейеров

На правах рукописи

Никитин Сергей Васильевич СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ МЕТОДА ОПРЕДЕЛЕНИЯ НАГРУЗОК И СНИЖЕНИЯ МЕТАЛЛОЕМКОСТИ ЦЕПНЫХ КОНВЕЙЕРОВ Специальность: 05.05.04 «Дорожные, строительные машины и подъемно – транспортные машины»

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Санкт–Петербург 2011

Работа выполнена в федеральном государственном бюджетном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Санкт-Петербургский государственный политехнический университет»

Научный консультант: доктор технических наук, профессор Смирнов Валерий Николаевич

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор Пертен Юрий Александрович доктор технических наук, профессор Каразин Владимир Игоревич

Ведущая организация: ООО «Ижора - Механомонтаж», г. Санкт-Петербург, пр. Стачек,

Защита состоится «20» декабря 2011 г. в 16 часов на заседании диссертационного совета Д 212.229.24 при ФГБОУ ВПО «Санкт-Петербургский государственный политехнический университет» по адресу: 195251, Санкт Петербург, ул. Политехническая, 29, корп.1, ауд. 41.

С диссертацией можно ознакомиться в фундаментальной библиотеке ФГБОУ «Санкт-Петербургский государственный политехнический университет» Автореферат разослан « » 2011 г.

Ученый секретарь диссертационного совета:

кандидат технических наук, доцент Бортяков Д. Е.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы.

В машиностроении и многих других отраслях промышленности с массовым и крупносерийным производством широко применяются цепные конвейеры. От ветственность данного типа машин обуславливает высокие требования к надеж ности и экономичности при эксплуатации, которые напрямую связаны с кон структивными особенностями машин, методами прочностного и усталостного расчета, а главное, с достоверным определением действующих нагрузок.

Увеличение интенсивности грузопереработки на предприятиях требует по вышения производительности транспортирующих машин, что обеспечивается увеличением количества груза на единице длины трассы или скоростей транс портирования, что ведет к значительному увеличению металлоемкости машины.

Поэтому встает вопрос о достоверности определения нагрузок на узлы и механизмы конвейеров, что позволит исключить повышение запаса прочности конструкции и приведет к снижению металлоемкости.

Важнейшей проблемой теории цепных конвейеров является определение усилий, вызванных кинематикой зацепления привода с шарниром тяговой цепи.

Данной проблемой занимались многие известные ученые - Ганфштенгель Г.Г., Долголенко А.А., Штокман И.Г и целый ряд других ученых. Но использование созданных ими методик не позволяет достоверно определять нагрузки, которые могут отличаться от действительных в несколько раз.

В последнее время разработаны динамические модели, которые применены к расчету нагрузок, возникающих в первой полуволне упругих колебаний. В то же время изучению волновых процессов, таких как явление интерференции волн, до настоящего времени не было уделено должного внимания.

Необходимость более точного определения динамических усилий при учете влияния волновых процессов и создания более точного алгоритма их определе ния вызвали потребность в разработке новой обобщенной модели динамических явлений и ее реализации в виде программного продукта.

Цель диссертации – создание универсальной комплексной модели динами ческих процессов в цепных конвейерах, позволяющей достоверно определять дополнительную составляющую нагрузок в узлах и механизмах машин, тем са мым предотвращая завышения запаса их прочности, повышая надежность и эф фективность.

Задачи исследований сводятся к следующим положениям:

1. Проанализировать известные методы расчета динамических нагрузок в цепных конвейерах, определить возможность их использования и степень при ближения к реальным условиям.

2. Разработать комплексную динамическую и математическую модель с учетом основных факторов, влияющих на колебательный процесс всей совокуп ности цепных как одноприводных, так и многоприводных конвейеров.

3. Разработать алгоритм решения математических уравнений комплексной модели, позволяющий с большой степенью достоверности определять основные параметры динамического процесса и отвечающий современным возможностям вычислительных машин.

4. Оценить достоверность методик определения упруго-вязких характери стик элементов цепных конвейеров сравнением их с данными существующих экспериментальных исследований и создать алгоритм их теоретического опреде ления.

5. Оценить влияние конструктивных параметров машин на динамические нагрузки и ее собственные частоты.

6. Осуществить проверку степени приближения теоретических решений к действительным процессам в конвейерах с цепным тяговым органом.

На защиту выносятся следующие результаты исследований, полученные лично автором и обладающие научной новизной:

1. Обоснование необходимости совершенствования методики определения динамических нагрузок в цепных конвейерах, опирающейся на анализе извест ных работ и проблем проектирования машин данного класса.

2. Комплексный подход к созданию динамических и математических моде лей рабочих процессов конвейеров с цепным тяговым органом и алгоритма их реализации.



3. Результаты исследований по определению упругих параметров цепных тяговых органов конвейеров с использованием метода конечных элементов.

4. Результаты исследований по учету внутреннего трения в тяговом органе.

5. Результаты исследований волновых процессов в цепных конвейерах, включая явления интерференции.

Совокупность представленных к защите положений следует квалифициро вать как решение научной задачи, включающей в себя совершенствование мето дики определения динамических нагрузок с учетом сложных волновых процес сов в элементах машин, что позволит создавать более совершенные транспорт ные комплексы.

Методы исследования. Теоретические положения работы базируются на из вестных положениях теории колебаний, математической физики и динамики машин;

использовании надежных численных методов, программного обеспече ния и достоверных данных экспериментальных исследований, опыта проекти рования, и эксплуатации транспортирующих машин.

Практическая ценность работы заключается в том, что предложенный метод позволяет:

- получить достоверные данные о нагруженности узлов и механизмов цеп ных конвейеров и производить проектировочные расчеты с их использованием;

- определять пути снижения динамических нагрузок, оценить возможность возникновения резонансных явлений, и тем самым повысить эффективность и надежность машин, снизив их общую металлоемкость.

Реализация результатов работы. Основная часть исследований, представ ленных в настоящей диссертации, выполнена в рамках госбюджетных работ и творческом сотрудничестве с ООО «Ижора - Механомонтаж» г. Санкт Петербург.

Методические основы и программное обеспечение используются в курсах «Машины непрерывного транспорта», «Специальные машины в логистических системах», а также в дипломном проектировании выполнении магистерских ра бот.

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы докла дывались и обсуждались на межвузовских научных конференциях в СПбГПУ (2008 - 2011 г.г.) и научно-технических семинарах кафедры “Транспортные и технологические системы” СПбГПУ (2008 – 2011 г.г.).

Публикации. Основное содержание диссертации отражено в 7 печатных ра ботах, включая 1 работу в издании, рекомендованном ВАК РФ.

Структура и объем работы. Диссертация изложена на 262 страницах маши нописного текста, включает 108 рисунков и 31 таблицу, состоит из введения, че тырех глав, заключения, списка использованных источников 122 наименований и приложений.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении поставлены основные вопросы конструирования цепных кон вейеров отражающие актуальность темы диссертации, сформулированы цель ра боты и основные задачи исследования, выделены основные положения, выноси мые на защиту.

В первой главе сделан вывод о необходимости более точного определения динамических нагрузок в узлах и механизмах цепных конвейеров.

В направлении расчета динамической составляющей, вызванной кинемати кой зацепления ведущего шарнира тягового органа с приводным элементом, ши роко известны работы профессоров Ганфштенгеля Г.Г., Долголенко А.А., Шток мана И.Г. Однако, предложенные ими зависимости, применимы лишь к конвейе рам небольших длин, и непозволительно используются в реальных условиях проектирования.

Работы Глущенко И.П., Головнина Г.Я., Воробьева Н.В., Гончара М.П, Ро зенблюма Е.М., Дьячкова В.К., Жулина Н.М., Чевтаева А.Г., Ивашкова И.И., Ев графова В.А., Пертена Ю.А., Черненко В.Д., Чугреева Л.И., а также публикации зарубежных авторов представляют несомненный интерес, но затрагивают в большинстве своем либо частные вопросы, касающиеся определения параметров колебательного процесса конкретных типов цепных конвейеров, либо исследуют динамику цепных передач.





Обобщая опыт многих, в том числе и собственных исследований, институт ВНИИПТМАШ предложил на базе работ Ганфштенгеля Г.Г., Долголенко А.А., Штокмана И.Г. полуэмпирическую зависимость для определения максимального динамического усилия в цепи. Эта методика, как правило, дает значительное за вышение величин нагрузок и не учитывает многие факторы колебательного про цесса.

Школа, основанная профессором Смирновым В.Н., предложила методику создания динамических и математических моделей на базе дискретизации си стемы с распределенными параметрами. Однако, степень дискретизации и ин тервал моделируемого промежутка времени в представленных ими иссле дованиях был недостаточным для учета в полной мере процессов распро странения упругих волн, исследования резонанса и явления интерференции волн.

Эти же недостатки не позволяют достоверно оценить динамические процес сы, протекающие в тяговых органах многоприводных конвейеров.

Актуальность рассматриваемых проблем обусловила цель, задачи, содержа ние исследований и структуру работы в целом.

Во второй главе предложена методика комплексного подхода к построению моделей цепных конвейеров, которая позволяет собирать их из взаимодейству ющих друг с другом модулей, имеющих различное физическое и математическое наполнение.

Для выполнения трудоемких вычислений был разработан программный продукт. В его состав вошли следующие модули: «тяговый орган», «звездочный привод», «гусеничный привод», «отклоняющее устройство», «натяжное устрой ство», «грузовые единицы».

Модуль «тяговый орган» является связующим между всеми остальными, которые делятся на ведущие, способные создавать требуемое воздействие, и ве домые, являющиеся динамической нагрузкой.

Подвижные части конвейера могут быть представлены моделью эквива лентного упруго-вязкого стержня с распределенными параметрами, что наиболее актуально, либо дискретной системой с сосредоточенными массами, которая должным образом исследована в ранних работах по данной тематике.

Модель тягового органа строится в относительных координатах, выделяя только динамическую добавку. Поэтому из уравнений движения исключаются члены, связанные со статическим нагружением элементов.

Представляя тяговый орган моделью эквивалентного упруго-вязкого стерж ня, движение упругой волны будет определяться волновым уравнением вида:

2U F 3U 2U f (t, x ).

v 2 (1) 2 F x t F t x Скорость распространения упругой волны в тяговом органе определяется по формуле:

EЦ F EЦ F, F m где E Ц - модуль упругости цепи;

m 0 F - параметр, характеризующий загруз ку конвейера, кг / м. Коэффициенты, F соответственно имеют смысл плотно сти материала и площади сечения стержня.

Член f (t, x) определяет действие приложенных внешних нагрузок, коэффи циент определяет уровень поглощаемой системой энергии и имеет размер ность коэффициента динамической вязкости, кг м 1 с 1.

При f (t, x) 0 и 0 легко определить собственные частоты для стерж ней из одного или нескольких участков, моделирующих загрузку конвейера:

i (2) - при равномерной загрузке, L 2 cos L1 sin L2 1 cos L2 sin L1 1 2 2 1 - при неравномерной загрузке с двумя участками, 2 cos L1 3 cos L2 sin L3 2 sin L2 cos L3 1 2 3 2 3 1 sin L1 2 cos L2 cos L3 3 sin L2 sin L3 0.

1 2 3 2 3 - при неравномерной загрузке с тремя участками, В частотных уравнениях L, L1, L2, L3,, 1, 2, 3 – соответственно длины участков и скорости распространения упругой волны.

Задача о колебаниях в цепном конвейере более сложна и требует использо вания надежных численных методов и вычислительных ресурсов ЭВМ.

Рис. 1. Динамической модель тягового органа с сосредоточенными параметрами в со пряжении с приводом и натяжным устройством При решении уравнения (1) используют метод конечных разностей. При этом упруго-вязкий стержень разбивают на необходимое количество узлов с ша гом x по координате (рис. 1).

Используя неявно-явную схему Кранка-Николсона получаем систему алгеб раических уравнений:

2U m, j 2U m, j 1 F 3U m, j 1 2 0,5 v 2 U m, j 1 Fm U m, j 1 f m, j ;

0,5 vm m m Fm x 2 t Fm x 2 t Fm t 2 x 2 x..........................................................................

2U i, j 1 F 3U i, j 1 2 U i, j 0,5 v 2 U i, j 1 Fi U i, j 1 f i, j ;

v2 i (3) 0,5 i i Fi x 2 t Fi x 2 t Fi x 2 x t..........................................................................

2U 2U n, j 1 F 3U n, j 1 2U n, j 1 F 3U n, j 1 f n, j n, j v2 0,5 v 2 n n 0,5 n.

n x Fn x 2 t Fn x 2 t Fn t 2 x 2U i, j 2U i, j Производные вида, являются конечноразностными разложени 2 t x ями для каждого узла. Индекс i указывает на координату расположения узла вдоль стержня i = {m…n}, при этом узлы с номерами m и n являются граничны ми с другими объектами комплексной модели. Индекс j указывает на итерацию по времени.

Для определения перемещений узлов U i, j 1 на искомом временном уровне j+1 необходимо иметь начальные U i, j и U i, j 1, и граничные U 011, U 022 условия (рис. 1).

Для решения системы (3) наиболее эффективным считается использование метода прогонки, являющегося частным случаем метода Гаусса.

После расчета функции перемещений U i, j на всем временном участке определение динамических усилий в цепи осуществляется по формуле:

E Ц Fi U i 1 U i Pд i x Динамические усилия, действующие на связанные с тяговым органом объ екты, с учетом неравномерности разбиения стержня на концах участков опреде ляем согласно соотношениям:

EF x PO11 m U m 1 U m U m 1 1 U О11, (4) x x EFn x U О 22 U n 1 U n U n 1 2.

PO 22 (5) x x В относительной системе координат движение шарнира цепи набегающего на приводную звездочку, подчиняется следующей зависимости:

R z V Ш (t ) V cos t / z З sin( / z ), (6) где V - скорость движения цепи, RЗ - радиус делительной окружности привод ной звездочки, - угловая частота вращения.

При нечетном числе зубьев z движения набегающего и сбегающего звеньев цепи происходят с разностью фазы / z.

Для набегающего шарнира при гусеничном приводе обобщенный закон движения имеет вид:

( R e) (tg ) V 1 при t t ;

V* (t ) ( R e) cos2 *(t ) l ПЗ (7) ( R e) (tg ) V (t ) V при t t t ПЗ.

* l ПЗ где t / - время контакта кулака приводной гусеницы и шарнира тяговой цепи;

t ПЗ l ПЗ / V - период перезацепления;

- начальный угол зацепления, принимается 5 15 ;

l ПЗ - шаг кулачков цепи гусеничного привода;

V /( R e) - угловая скорость вращения звездочек привода;

R - радиус дели тельной окружности приводной звездочки;

e - расстояние между плоскостью зацепления кулачков и осью гусеничной цепи привода.

Отклонения перемещений выходных узлов от законов (6) и (7) обусловлены влиянием динамических характеристик приводов, включенных в их модели со гласно схемам рис. 2.

Модель звездочного привода (рис. 2, а) описывается следующей системой уравнений:

M ПР X ПР C ПР X ПР bПР X ПР PПР1 PПР J ЗВ M Ц RЗ 1 P P2 RЗ C 1 b 1.

J ПР i C 1 b а) б) Рис. 2. Динамические модели а) звездочного и б) гусеничного приводов Для гусеничного привода (рис. 2, б) система уравнений примет вид:

M C x b x P ;

ПР ПР x ПР ПР ПР ПР 2 J ЗВ J К 1 P ( R e) C 1 b 1 ;

.

J ПРИВ i C 1 b 1.

Параметры, входящие в системы, имеют следующий физический смысл:

M ПР - масса привода;

M Ц - масса цепи, лежащей на приводной звездочке;

J ПРИВ - момент инерции привода, приведенный к выходному валу;

J ЗВ - момент инерции приводной звездочки;

J К - суммарный момент звездочек привода и приводной цепи;

С ПР и b ПР - параметры жесткости и демпфирования рамы при вода;

C и b - параметры жесткости и демпфирования элементов привода на кручение;

- параметр, характеризующий жесткость механической характери стики двигателя;

i - передаточное число механизма.

Усилия PПР1, PПР 2 и P1, определяемые по соотношениям (5) и (6), дей ствуют со стороны тяговой цепи на приводную звездочку и кулак гусеничного привода соответственно. P, P2 и P их составляющие, действующие касатель 1 но звездочкам.

Решение систем уравнений, описывающих сосредоточенные устройства, осуществляется методом Рунге-Кутта 4-го порядка.

Динамическая модель натяжного устройства (рис. 3, а) описывается систе мой:

J НУ M Ц R 2 P P2 R ;

M НУ НУ P P2 C Г x Г x НУ bПР x Г x НУ WТР ;

x (8) M C x x b x x, НУ Г Г xГ Г НУ Г ПР где - относительный угол поворота звездочки;

xНУ - перемещение рамы натяжного устройства;

x Г - перемещение груза натяжного устройства;

J НУ момент инерции вращающихся элементов натяжного устройства;

M Ц - масса тя гового органа. вращающаяся совместно с отклоняющей звездочкой;

M НУ - масса элементов натяжного устройства, совершающих продольные колебания;

M Г масса натяжного груза;

С Г и b Г - параметры жесткости и демпфирования рамы устройства, натяжной пружины либо элемента подвески груза в зависимости от в а) б) г) Рис. 3. Динамические модели а) натяжного и б) отклоняющего устройств, грузовых еди ниц в) с упругой подвеской г) с подвеской в виде маятника типа натяжного устройства;

W ТР - сила сухого трения, действующая на раму устройства.

Колебания отклоняющего устройства (рис. 3, б) могут быть представлены первым уравнением системы (8), учитывая момент инерции ее вращающихся ча стей J ОУ.

Усилия P1 и P 2 определяются соотношениями (4) и (5).

Выражения для определения координат выходных узлов примут вид:

t U НУ1 R xНУ ;

t U НУ 2 R xНУ.

При моделировании загруженности цепного конвейера пользуемся допуще нием, считая подвеску, толкатели, иные грузозахватные элементы абсолютно жесткими. В этом случае вся масса груза M Г и иного навесного оборудования M Т считаются распределенными по загруженному участку трассы:

q Г M Г M Т k Г / l П, где l П - шаг установки грузов на конвейере, k Г - коэффициент участия груза в динамическом процессе, часто принимаемый равным k Г 1.

Допущение об абсолютной жесткости крепления груза относительно цепи справедливо для пластинчатых, тележечных конвейеров, а также там, где жест кость грузонесущих органов достаточно велика.

Для уточнения динамической модели конвейера возможно введение в нее грузовых единиц как сосредоточенных объектов (рис. 3, в, г).

В этом случае модель с упругой подвеской, в общем случае, описывается системой:

mТ Т U ГЕ xТ cТ U ГЕ xТ bТ xГ xТ cГ xГ xТ bГ x a Г Г xП x Г c Г xП x Г bГ x, где U ГЕ - перемещение узла модели тягового элемента, связанного с грузовой единицей;

mТ M Т cos( ) - часть массы тележки и подвески, действующая перпендикулярно участку трассы;

cТ, bТ, c Г, bГ - упруго-вязкие параметры тол кателя и подвески груза;

a Г - инерциальный коэффициент, зависящий от пара метров подвески и наклона трассы.

Для модели с подвеской в виде физического маятника справедливы выра жения:

mТ mГ Т mГ l U ГЕ xТ cТ U ГЕ xТ bТ x, mГ l 2 J Г mГ l Т mГ g l M Т x где J Г - момент инерции груза относительно собственной оси;

M Т - момент от сил трения в шарнире подвески.

Каждое из сосредоточенных устройств в составе полной модели, построен ной по комплексной схеме, обменивается взаимодействиями с упруго-вязким стержнем, связывающим их в единую систему (рис. 4).

Рис. 4. Обобщенная схема комплексной модели Организация такой системы требует четкого определения входных и выход ных воздействий, и распределения ресурсов ЭВМ между модулями.

Программная реализация комплексной модели позволяет в кратчайшие сро ки создать модель проектируемого устройства и определить величины динами ческих усилий с достаточной степенью точности. Кроме этого существует воз можность исследовать модель на предмет уменьшения динамической добавки, либо недопущения резонансных явлений.

Третья глава посвящена оценке упруго-вязких параметров элементов цеп ных конвейеров.

В условиях дефицита времени и ресурсов натурное определение основных характеристик системы, содержащихся в моделях, неприемлемо. Поэтому акту альным становится вопрос их определения иными методами.

Для определения обобщенного модуля упругости H 0, т.е. жесткость одного метра тягового органа, предложены два метода: исследование конечно элементной модели цепи, или использование простейшей расчетной модели.

Сравнение результатов расчета для цепей типа Р2 по конечно-элементной модели с данными натурных экспериментов показало отклонения, не превыша ющие 15%.

Так, при растягивающих усилиях, находящихся в пределах рабочих для данного типа цепей, погонная жесткость составляет: 1,61 107 Н/м - для мо делей цепей Р2-100;

3,1 107 Н/м - для модели цепи Р2-160-290;

5,04 10 7 Н/м - для Р2-160-400.

Однако факт существования зоны с меньшей жесткостью (рис. 5) при низ ких усилиях растяжения, исследование конечно-элементных моделей не показа ло.

а) б) Рис. 5. Графики зависимости удлинения одного метра цепи ( l ) от натяжения (S) а) при натурном эксперименте, б) при расчете по конечно-элементной модели Аналитическое выражение для определения жесткости одного метра раз борной цепи имеет вид:

6 E l d 34 F1 F H0, 3 d 34 F2 l1 K1 12 d 34 F1 l2 K 2 8 l33 F1 F2 K где F1, F2, l1 и l2 площади поперечного сечения и длины наружной пластины и внутреннего звена соответственно;

d3 - диаметр оси;

l3 - длина оси цепи.

Коэффициенты суммарного влияния изгибных и контактных деформаций элементов разборной цепи были определены по расчетам конечно-элементных моделей: K1 1,31 ;

K 2 2,93 ;

K3 2,35. При этом отклонение расчетного зна чения погонной жесткости по аналитической зависимости также не превышает 15%.

Для определения обобщенного коэффициента внутреннего трения F в тя говом органе, предложено использовать зависимость вида:

H F 0, позволяющую вводить в модель сопротивление, независящее от циклической ча стоты внешних возмущений при поглощении энергии на уровне заданного ко эффициентом значения, что было подтверждено рядом численных экспери ментов.

Сосредоточенные объекты, такие как привод, отклоняющее и натяжное устройства, способны кроме поглощения энергии системы вызывать эффекты ее перераспределения между ветвями тягового органа.

Проведенные численные эксперименты говорят об их сильном влиянии, что свидетельствует о сложности динамических процессов, протекающих в узлах цепных конвейеров.

Четвертая глава посвящена исследованию динамики одноприводных и мно гоприводных конвейеров и экспериментальной проверке расчетных данных.

Исследования показали, что результаты использования известных аналити ческих зависимостей, при определении максимальных динамических усилий в цепи конвейера, отличаются от полученных расчетом по полной динамической модели в среднем на 40-800%.

Исследования опровергают результаты расчета динамических усилий по со отношениям Ганфштенгеля или Долголенко и другим известным моделям цеп ных конвейеров. Возникающее максимальное динамическое усилие не пропор ционально массе движущихся частей. В некоторых случаях при одинаковой ско рости и длине трассы усилие в незагруженном конвейере может превосходить усилия при загруженной трассе.

Расчеты по динамической модели, кроме максимальной и минимальной ве личин динамических усилий в цепи, позволяют определять примерные коорди наты их возникновения, переменные составляющие нагрузок, передаваемых на раму привода, грузовую связь в натяжном устройстве, проследить изменение скорости вращения приводного вала при учете жесткости механической харак теристики.

z = 10 z= а) б) Рис. 6. Гистограммы максимальных динамических усилий цепных конвейеров со звездочным приводом рассчитанных по а) упрощенной и б) полной моделям при различном числе зубьев приводной звездочки Длина трассы L 242 м. НГ – ненагруженный, Г – нагруженный Наглядным является сравнение величин нагрузок определенных по упро щенной модели с полной (рис. 6). При малых скоростях транспортирования (V = 0,167 м/с) расчетные нагрузки близки. С увеличением скоростей в полных моде лях они уменьшаются, что говорит о возрастании влияния сосредоточенных устройств, однако в некоторых случаях волновые процессы настолько интенсив ны, что приводит к значительному увеличению искомых параметров (рис. 6, б (V = 1 м/с)).

Удобство использования гусеничного привода заключается в том, что его можно установить на любом прямолинейном участке трассы, а выбор наиболее оптимального места позволяет значительно уменьшить статические нагрузки.

Однако динамическая составляющая в значительной степени зависит от кинема тических параметров зацепления и может оказаться значительной.

Учет в модели отдельных грузовых единиц влияет на максимальные дина мические нагрузки при высоких скоростях. Так для модели с длиной трассы м, при 0,521 и 1 м/с, снижение составило 45 – 55%. При скорости 1 м/с в модели с длиной цепи 1100 м снижение составило около 6%. На малых скоростях ре зультаты неоднозначные, при этом результирующие нагрузки могут быть как меньше, так и больше определенных без учета отдельных грузов.

Данные выводы относятся лишь к ряду частных экспериментов. Результаты могут кардинально меняться в зависимости от параметров моделируемой систе мы.

Задача исследования динамики многоприводных конвейеров с цепным тя говым огранном не менее актуальна.

а) б) в) г) Рис. 7. Схемы загрузки трассы многоприводных конвейеров (а), (б), (в) и гистограммы макси мальных динамических усилий в тяговом органе при различных схемах загрузки (г) В этом направлении проводились исследования влияния на величину мак симальных усилий схемы загрузки трассы конвейера (рис. 7, а, б, в) и несин хронности зацепления приводов с шарниром тяговой цепи.

Гистограммы результатов расчетов показывают, что при высоких скоростях (1, 2 м/с) влияние схемы загрузки трассы значительно, и отличие величин усилий может достигать 75%. На низких скоростях отличия составляют менее 15% (рис.7, г).

Несинхронность зацепления приводами тяговой цепи обусловлена как упру гостью тягового органа, так и взаимным расположением приводов вдоль трассы.

По результатам исследования на моделях с равномерной загрузкой (рис. 7, а) не синхронность зацепления привода №2, относительно двух остальных, может привести к увеличению максимальных динамических усилий на величину со ставляющую до 50% (рис. 8).

При проектировании новых машин следует учитывать все возможности не синхронной работы приводов, проводя соответствующие расчеты.

L 450 м z 10 L 450 м z Рис. 8. Графики зависимости максимальных динамических усилий в трехприводном конвейе ре от несинхронности зацепления приводов Возникновение резонансных явлений в реальных машинах ведет к значи тельному повышению действующей динамической нагрузки, изменению нор мального режима работы ее узлов, а, следовательно, к более быстрому их изна шиванию и поломке. Расчет по динамическим моделям так же позволяет вы явить возможность возникновения подобных явлений.

Процесс резонанса в тяговом органе возникает при совпадении частоты возмущений, вызываемых кинематикой зацепления привода, с собственными ча стотами, которые обычно определяются по соотношению (2).

Кинематическому возмущению подвергаются звенья цепи как сбегающей, так и набегающей на приводное устройство. При этом образуются две движущи еся навстречу друг другу волны деформации.

В звездочном приводе с четным числом зубьев звенья набегающей и сбега ющей цепей движутся в одной фазе, а образующиеся волны деформаций имеют разный знак. Это приводит к тому, что резонанс в тяговом органе возникает только при совпадении частоты возмущений с собственными с нечетными номе рами i (по формуле 2). В приводах со звездочкой с нечетным числом зубьев об ратная ситуация. Данный факт упускается в литературе, посвященной данной тематике.

В моделях с гусеничным приводом, из-за допущения, что шарнир цепи вза имодействует только с одним кулаком, должны реализовываться нечетные соб ственные частоты.

Резонанс в тяговом органе – волновой процесс, а реальные машины пред ставляют собой сложные системы, состоящие не только из тягового органа. Дей ствие других элементов может оказывать сильное влияние на перераспределение волн деформации, изменяя значения собственных частот обычно в меньшую сторону, снижая при этом скорость роста динамических нагрузок. Аналитически рассчитать собственные частоты для такой системы невозможно, что говорит о необходимости использования комплексной модели.

Проведение экспериментальных исследований цепного конвейера в услови ях производства связано с целым рядом трудностей. На кафедре транспортных и технологических систем СПбГПУ был создан специальный исследовательский комплекс.

Он включал в себя промышленный двухприводной грузонесущий конвейер (ГНК) длиной 48,6 м с тяговой двухшарнирной цепью.

Замер напряжений, а, следовательно, и натяжений в тяговой цепи осуществ ляется методом электротензометрирования.

По данным записанных осциллограмм, можно определить максимальный размах динамических усилий в тяговой цепи. Для стендового конвейера, при ра боте от одного привода, он составил - 730 Н, от двух приводов - 530 Н.

Расчет по динамической модели показал максимальный размах динамиче ских нагрузок в 768 Н и 542 Н соответственно. Таким образом, отклонение рас считанных величин не превышает 10% от данных натурного эксперимента, что свидетельствует о достоверности получаемых результатов.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ И

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ ПО РАБОТЕ Главным итогом диссертационного исследования является более совер шенный метод определения динамических нагрузок в тяговом органе цепных конвейеров, построенный на принципе совмещения моделей различных узлов в единую систему. Это позволяет решать проблемы, связанные с определением нагрузок при расчете и конструировании элементов конвейера. Также возможно обосновать повышение скорости транспортирования и производительности при снижении динамической составляющей, тем самым расширив вклад в совер шенствование транспортно-технологического оборудования, используемого в условиях массового и крупносерийного производства.

Цель работы была достигнута выполнением комплекса задач, включающих в себя:

1) анализ известных методов расчета динамических нагрузок в цепных кон вейерах, определение возможности их использования и степени приближения к реальным условиям;

2) разработку комплексной динамической и математической модели с уче том основных факторов, влияющих на колебательный процесс всей совокупно сти цепных как одноприводных, так и многоприводных конвейеров;

3) разработку алгоритма решения математических уравнений комплексной модели, отвечающего современным возможностям вычислительных машин;

4) оценку достоверности методик определения упруго-вязких характеристик элементов цепных конвейеров;

5) оценку динамических нагрузок возникающих при рабочих процессах цепных конвейеров, а также в резонансных режимах;

6) проверку степени приближения теоретических решений к действитель ным процессам в конвейерах с цепным тяговым органом.

Исследования могут быть использованы для всей гаммы машин непрерыв ного транспорта с цепным тяговым органом.

Полученные результаты позволяют достоверно определять усилия в тяго вом органе цепного конвейера, а следовательно, повышать надежность машин и сокращать приведенные затраты на транспортирование груза.

Совокупность основных результатов работы может быть представлена в форме следующих кратких выводов:

1. Анализ существующего состояния исследований по данной проблеме позволил сделать вывод о необходимости совершенствования метода расчета динамических нагрузок в цепных конвейерах.

2. Разработаны принципы создания комплексной модели цепных конвейе ров, состоящей из системы объединенных кинематико-силовым взаимодействи ем друг с другом моделей отдельных устройств. Модель тягового органа принята системой с распределенными параметрами и описывается уравнением в частных производных. Звездочный и гусеничный привода, отклоняющее, натяжное устройства, грузовые единицы представляются сосредоточенными моделями и описываются системами дифференциальных уравнений.

3. Разработана универсальная программа, позволяющая создавать модели цепных конвейеров по комплексному методу. При решении уравнения тягового органа используется конечноразностный метод построенный по неявно-явной схеме Кранка-Николсона. Уравнения описывающие сосредоточенные устройства решаются методом Рунге-Кутта 4-го порядка.

4. Усовершенствованы методы определения упруго-вязких параметров эле ментов цепных конвейеров. Это позволило учесть нелинейную зависимость между нагрузкой и деформацией тяговой цепи, рассеивание энергии упругих ко лебаний и тем самым более точно определить динамические нагрузки и другие параметры рабочих процессов конвейера.

5. Совокупность результатов исследований динамических моделей конвейе ров привела к выводу о том, что полную картину динамических процессов воз можно определить только путем расчета по предложенной полной динамической модели.

Влияние неравномерности загрузки трассы конвейера, несинхронности за цепления приводов, числа зубьев приводной звездочки на динамические нагруз ки неоднозначно.

6. Существующие экспериментальные исследования подтвердили достовер ность результатов, получаемых при использовании полных динамических моде лей.

В целом результаты исследований позволяют осуществлять расчет цепных конвейеров с учетом их реального нагружения, определять пути снижения нагрузок и повышения эффективности транспортирующих машин.

В работе доказана перспективность данного направления научных исследо ваний, что позволяет прогнозировать дальнейшее расширение сферы его приме нения.

ПУБЛИКАЦИИ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИОННОЙ РАБОТЫ В рецензируемых журналах, входящих в реестр ВАК РФ:

1. Смирнов В.Н., Никитин С.В. Логистическая модель для исследования волновых процессов // Научно технические ведомости СПбГПУ. – 2010.

№ 3: Наука и образование. – Санкт-Петербург: издательство СПбГПУ. – 2010. С. 78- в других изданиях:

2. Никитин С.В., Смирнов В.Н. Исследование волновых процессов в лест ничном полотне эскалатора // Материалы Всероссийской межвузовской научно технической конференции студентов и аспирантов. – Санкт Петербург: издательство СПбГПУ. – 2007. С. 56- 3. Никитин С.В., Смирнов В.Н. Комплексная модель динамических процес сов в цепном конвейере // Материалы Всероссийской межвузовской науч но технической конференции студентов и аспирантов. – Санкт-Петербург:

издательство СПбГПУ. – 2008. С.86- 4. Никитин С.В. Особенности динамических моделей конвейеров с цепным тяговым органом // Материалы Всероссийской межвузовской научно тех нической конференции студентов и аспирантов. – Санкт-Петербург: изда тельство СПбГПУ. – 2008. С.148- 5. Никитин С.В., Смирнов В.Н. Пути снижения нагрузок и металлоемкости конвейеров // Материалы Всероссийской межвузовской научно техниче ской конференции студентов и аспирантов 24-29 ноября. – Санкт Петербург: издательство СПбГПУ. – 2008. С.163- 6. Никитин С.В. Особенности динамических моделей конвейеров с цепным тяговым органом // Всероссийская межвузовская научная конференция студентов и аспирантов 24-29 ноября 2008. Материалы лучших докладов. – Санкт-Петербург: издательство СПбГПУ. – 2008. С. 89- 7. Смирнов В.Н., Никитин С.В. Методические проблемы изучения динами ки конвейеров в курсе “Машины непрерывного транспорта” // Машино строение в условиях инновационного развития экономики. Сборник тези сов и докладов научно-методической конференции. – Санкт-Петербург:

издательство СПбГПУ. – 2009. С.76-

 

Похожие работы:





 
2013 www.netess.ru - «Бесплатная библиотека авторефератов кандидатских и докторских диссертаций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.