Міністерство освіти і науки України

Національний університет “Львівська політехніка”

Гурський Володимир Миколайович

УДК 621.01:621-868

ОБҐРУНТУВАННЯ СТРУКТУРИ

І КОНСТРУКТИВНИХ ПАРАМЕТРІВ

ВІБРАЦІЙНИХ СИНФАЗНИХ МАШИН

З ЕЛЕКТРОМАГНІТНИМ ПРИВОДОМ

ТА СКЛАДНИМ РУХОМ РОБОЧОГО ОРГАНА

05.02.02 – машинознавство

Автореферат

дисертації на здобуття наукового ступеня

кандидата технічних наук

Львів – 2007

Дисертацією є рукопис.

Робота виконана в Національному університеті “Львівська політехніка” на кафедрі “Автоматизація та комплексна механізація машинобудівної промисловості”
Міністерства освіти і науки України

Науковий керівник

кандидат технічних наук, доцент Гаврильченко Олександр Віталійович,

Національний університет “Львівська політехніка”, завідувач кафедри “Автоматизація та комплексна механізація машинобудівної промисловості”.

Офіційні опоненти

доктор технічних наук, професор Кіндрацький Богдан Ілліч,

Національний університет “Львівська політехніка”, професор кафедри “Деталі машин”;

кандидат технічних наук, доцент Цуркан Олег Васильович,

Вінницький державний аграрний університет, доцент кафедри “Автоматизація та комплексна механізація технологічних процесів”.

Захист дисертації відбудеться 21 листопада 2007 р. о 1500 годині на засіданні
спеціалізованої вченої ради Д 35.052.06 у Національному університеті “Львівська політехніка” за адресою 79013, Львів, вул. С. Бандери, 12, гол. корп., ауд. 226.

З дисертацією можна ознайомитись у науково-технічній бібліотеці Національного
університету “Львівська політехніка” за адресою 79013, Львів, вул. Професорська, 1.

Автореферат розісланий 19 жовтня 2007 р.

Вчений секретар

спеціалізованої вченої ради, к.т.н., доцент Шоловій Ю. П.

ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Актуальність теми. Впровадження новітніх енергозберігаючих технологій у машинобудівній, гірничій, хімічній, переробній, харчовій, легкій галузях промисло-вості, а також у будівництві та сільському господарстві обумовлює необхідність створення високоефективного обладнання із підвищеними вимогами до енергоощад-ності приводу, надійності в роботі, простоти та дешевизни елементів їх конструкцій. Цим критеріям повністю задовольняють вібраційні машини.

Незамінними на операціях об’ємної обробки деталей, просіювання та сепару-вання, ущільнення та подрібнення, промивання та просушування, тощо є вібраційні машини із складним рухом робочого органа, широкому розповсюдженню яких у різ-номанітних галузях промисловості сприяли їх високі показники продуктивності та технологічної ефективності. Компактне виконання їх конструкцій забезпечує економію виробничих площ, матеріалів і технологічних затрат на їх виготовлення. Використання енергозберігаючого електромагнітного приводу, що характеризується відсутністю рухомих з’єднань, простотою схем живлення і регулювання, низькими шумовими характеристиками та безпечністю під час роботи є цілком обґрунтованим для створення високоефективних вібромашин із складним рухом робочого органа. Все це обумовлює актуальність, необхідність та перспективність подальших дослід-жень саме таких вібромашин, з метою підвищення їх продуктивності та зниження споживаної потужності приводу.

Отже, розроблення методик розрахунку та синтезу високоефективних вібро-машин з електромагнітним приводом та складним рухом робочого органа є актуаль-ною науково-прикладною задачею для машинознавства в цілому, розв’язання якої дасть можливість значно підвищити технологічні можливості вібраційного облад-нання, що сприятиме зростанню технічного рівня підприємств України.

Зв’язок роботи з науковими програмами, планами, темами. Робота вико-нувалася згідно з планом наукових досліджень кафедри “Автоматизація та комплек-сна механізація машинобудівної промисловості” Національного університету “Львівська політехніка” у рамках діючої держбюджетної науково-дослідної теми ДБ “Притир” “Розроблення та дослідження енергоощадних вібраційних машин фінішної обробки плоских деталей” (№ державної реєстрації 0105U000605) та госп-договірних тем “Розробка та виготовлення експериментального вібраційного стола для віброущільнення бетоносуміші з частотою коливань ” № 0037 і № 0134.

Мета і задачі дослідження. Метою роботи є удосконалення конструкцій і підвищення ефективності функціонування вібраційних машин з електромагнітним приводом та складним рухом робочого органа на основі обґрунтування їх структури і конструктивних параметрів.

Для досягнення мети були поставлені та розв’язані такі задачі:

1. Формування напрямків удосконалення і підвищення ефективності функціонування конструкцій вібраційних машин на основі аналізу їх конструкцій і методів розрахунку механічних коливальних систем (МКС).

2. Розроблення математичної моделі резонансної МКС з чотирма ступенями вільності та отримання на її основі виразу для розрахунку згинальної жорсткості пружної системи для забезпечення необхідної власної частоти коливань.

3. Обґрунтування конструктивних схем та інерційно-жорсткісних параметрів тримасових вібраційних машин із циркуляційним рухом середовища завантаження, забезпечення синфазних коливань для підвищення ефективності їх функціонування та малого співвідношення жорсткостей для удосконалення конструкцій (спрощення пружних систем, зменшення маси та полегшення налагодження) і отримання одного резонансного пружного елемента – стержня.

4. Розрахунок зусиль та напруження за довжиною резонансного пружного стержня, аналіз його напружено-деформованого стану.

5. Розроблення динамічної схеми і математичної моделі вібраційної синфазної машини з метою дослідження її амплітудно-частотних характеристик (АЧХ) в умовах роботи без завантаження та із завантаженням, співрозмірним з масою робочого органа.

6. Розроблення експериментального зразка вібраційної синфазної машини, дослідження її АЧХ та перевірка результатів розрахунку згинальної жорсткості резонансної пружної системи і частоти власних коливань.

Об’єкт дослідження – вібраційні синфазні машини з електромагнітним
приводом та складним рухом робочого органа.

Предмет дослідження – структура, конструктивні, інерційно-жорсткісні
параметри та амплітудно-частотні характеристики вібраційних синфазних машин.

Методи досліджень. Математичні моделі руху МКС вібраційної синфазної машини отримано методом рівноваги з використанням принципу Д’Аламбера, а досліджено за допомогою програмного забезпечення Mathcad та Maple 10. Аналітичні вирази для розрахунку згинальної жорсткості стержня і власних частот коливань вібромашини виведені на основі методу скінченних елементів (МСЕ). Для оцінки впливу маси стержня на значення власних частот коливань використовувався метод початкових параметрів. Порівняльний частотний аналіз і визначення максимальних напружень у пружних елементах здійснено МСЕ на їх твердотільних моделях за допомогою додатку CosmosWorks до програми SolidWorks 2006. Обробка результатів експериментальних досліджень АЧХ вібраційної синфазної машини здійснена з використанням програмного забезпечення Mathcad .

Наукова новизна одержаних результатів полягає у подальшому розвитку методів розрахунку інерційно-жорсткісних і конструктивних параметрів тримасових вібраційних синфазних машин з електромагнітним приводом та складним рухом робочого органа. А саме:

– обґрунтовано дві конструктивні схеми вібраційних синфазних машин, їх інерційно-жорсткісні та конструктивні параметри;

– вперше запропоновано аналітичний вираз для розрахунку згинальної жорсткості резонансного пружного стержня, що забезпечує необхідну власну частоту коливань вібраційної машини з урахуванням інерційних параметрів двох коливальних мас на його кінцях за чотирма ступенями вільності;

– побудовано математичну модель МКС вібраційної синфазної машини з шістьма ступенями вільності, яка дозволила дослідити її АЧХ в умовах роботи без завантаження та із завантаженням.

Практичне значення одержаних результатів. Розроблено інженерну мето-дику створення та розрахунку тримасових вібраційних синфазних машин з електро-магнітним приводом та складним рухом робочого органа, що мають один резонанс-ний пружний елемент у вигляді вертикально встановленого центрального стержня, що дозволило значно спростити їх конструкції та полегшити налагодження. Реалізація синфазного руху коливальних мас у вібраційних машин дозволила значно покращити їх динамічні та енергетичні характеристики.

Результати дисертаційних досліджень впроваджено на підприємстві ТзОВ “ІнтерПЕТ” (м. Львів), де пройшов випробовування експериментальний зра-зок вібраційної синфазної машини з електромагнітним приводом та складним рухом робочого органа, яка призначена для відділення полімерної суміші від промивальної рідини. Технічною радою підприємства встановлено, що розроблена вібраційна синфазна машина із циркуляційним рухом середовища завантаження на частоті вимушених коливань успішно використовується на автоматичній ділянці виробництва із зменшенням енергозатрат на , а компактність її конструкції зменшила використання виробничих площ.

Особистий внесок здобувача. У спільних роботах автору належать: [1, 6, 9] – розроблення тримасових динамічних схем та складання математичних моделей віб-раційних машин із складним рухом робочого органа; [2] – аналітичні залежності для розрахунку жорсткості, навантажень та напружень у вертикальному пружному стер-жні; [3] – аналітичний вираз для визначення впливу довжини пружного стержня на його міцність; [4] – дослідження усталеного та перехідного режимів роботи вібра-ційної синфазної машини; [5] – аналітичні вирази для розрахунку згинальної жорст-кості пружного стержня з урахуванням інерційних параметрів двох коливальних мас на його вільних кінцях за чотирма ступенями вільності; аналітичні вирази для виз-начення власних частот коливань двомасової МКС із чотирма ступенями вільності; [7, 8] – запропоновано використання між робочою та реактивною масами у констру-кціях тримасових вібраційних синфазних машин із складним рухом робочого органа в якості пружних елементів двох гумових пружних кілець малої жорсткості.

Апробація результатів дисертації. Основні результати роботи доповідалися та обговорювалися на VІ-й – VІІІ-й міжнародних науково-технічних конференціях “Вібрації в техніці та технологіях” (3 – 7 жовтня 2005 року, Полтава, 11 – 13 жовтня 2006 року, Львів та 1 – 5 жовтня 2007 року, Дніпропетровськ), 8-му міжнародному симпозіумі українських інженерів-механіків у Львові (23 – 25 травня 2007 року, Львів), наукових семінарах кафедри “Автоматизація та комплексна механізація ма-шинобудівної промисловості”, на міжкафедральному семінарі кафедр “Деталі машин”, “Теоретична механіка”, “Електронне машинобудування” та “Автоматизація та комплексна механізація машинобудівної промисловості” Національного університету “Львівська політехніка” (26 квітня 2007 року, Львів).

Публікації. За темою дисертації опубліковано 9 наукових праць, з яких 6 ста-тей у фахових виданнях України, 2 деклараційні патенти України та 1 тези доповіді.

Структура та обсяг дисертації. Дисертація складається із вступу, чотирьох розділів, висновків, списку використаних джерел із 120 найменувань на 13 сторінках, 8 додатків на 29 сторінках. Основна частина дисертації займає 109 сторінок, з них 91 сторінка основного тексту, 57 рисунків та 3 таблиці. Загальний обсяг роботи – 152 сторінки.

ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ

У вступі обґрунтовано актуальність теми дисертації, сформульовано мету та задачі досліджень, окреслено наукову новизну та практичне значення отриманих результатів.

У першому розділі проаналізовано існуючі конструкції вібромашин з електро-магнітним приводом та складним рухом робочого органа. Встановлено, що збільшен-ня кількості пружних елементів від трьох до шести у конструкціях дво та тримасових вібраційних машин, підвищує їх собівартість та ускладнює налагодження. Виявлено, що для тримасових конструкцій наявні дві резонансні пружні системи, де функцію од-нієї із них може виконувати розміщений вздовж осі вібромашини пружний стержень. Аналізом методів розрахунку динамічних схем вібраційних машин встановлено, що тримасові МКС є найбільш технологічно ефективними з точки зору забезпечення зна-чних амплітуд коливань робочого органа і можуть працювати як в резонансних, так і в міжрезонансних режимах. Найбільшу зацікавленість становлять тримасові вібраційні машини із синфазним рухом коливальних мас, що характеризуються зниженим енергоспоживанням приводу. З метою спрощення конструкцій вібраційних синфазних машин запропоновано використовувати у силовому збуренні мас пружну ланку малої жорсткості, що дозволяє реалізувати тримасову динамічну схему на основі однієї ре-зонансної пружної системи. Встановлено, що для удосконалення конструкцій (спро-щення пружних систем, зменшення маси та полегшення налагодження) тримасових вібромашин з електромагнітним приводом та складним рухом робочого органа необ-хідним є використання одного резонансного пружного стержня, а для підвищення ефективності функціонування – забезпечення синфазних коливань. Для здійснення цього сформульовані відповідні задачі досліджень.

У другому розділі обґрунтовано дві тримасові конструктивні схеми та проведе-но параметричний синтез вібраційних синфазних машин з електромагнітним приводом та складним рухом робочого органа на основі резонансної МКС (рис. ). Пружний сте-ржень 3, що має довжину та жорсткість працює на згин (рис. 2) за відносними узагальненими координатами , , , , де і – миттєві переміщення вздовж осі центрів мас і маховика 1 та робочої коливальної маси 2, внаслідок силово-го збурення ; і – миттєві кути повороту маховика 1 та робочої маси 2 навколо власних центрів мас і під дією моменту .

Згідно МСЕ вирази внутрішніх вузлових поперечних сил та моментів у стержні можна подати у вигляді:

(1)

де – коефіцієнти жорсткості стержня в умовах згину (); , , , – функції деформацій стержня при одиничних переміщеннях його опор.

Система диференціальних рівнянь руху резонансної МКС з чотирма ступенями вільності без урахування сил загасання та із урахуванням жорсткості закріплення робочої маси 2 з умови рівноваги за принципом д’Аламбера має вигляд:

(2)

де , – маси маховика 1 та робочого тіла 2; , – моменти інерції маховика 1 та робочої маси 2 відносно горизонтальних осей, що проходять через їх центри мас і ; , – еквівалентні горизонтальна (у напрямку дії змушувальної сили та осі ) і кутова складові осьової жорсткості шести віброізоляційних пружин 4; – колова частота змушувальної сили.

Прогин стержня виражається через його вузлові переміщення як:

. (3)

Рис. 1. Динамічна схема резонансної МКС: 1, 2 – маховик та робоча

коливальна маса; 3 – пружний стержень;

4 – віброізолятори; 5 – основа | Рис. 2. Схема навантаження стержня в силовій площині, де позначені силові фактори: змушувальні (), попереч-ні в стержні (), інерційні ()

Частотне рівняння системи (2) без урахування еквівалентних жорсткостей віброізоляторів та запишеться наступним чином:

(4)

Із рівняння (4) визначаються два додатні значення власних частот коливань та резонансної системи з чотирма ступенями вільності:

, (5)

де .

Значення згинальної жорсткості стержня, що забезпечує необхідну власну час-тоту коливань резонансної системи із урахуванням інерційних параметрів для ліній-них та кутових переміщень коливальних мас, визначається із частотного рівняння (4):

. (6)

За виразом (6) здійснюється підбір діаметра стержня, що забезпечує необхідну власну частоту коливань системи для резонансного налагодження .

Розрахунок власних частот коливань системи із урахуванням маси стержня проводиться на основі методу початкових параметрів, за яким частотне рівняння набуде вигляду:

, (7)

– характеристичні числа, які пов’язані із власними частотами коливань за формулою , – густина матеріалу стержня; – площа поперечного перерізу стержня; , , , – функції Крилова, що є комбінаціями частинних розв’язків , ; .

Рівняння (7) розв’язується графічним методом. Отримані значення підставляють у вираз для знаходження двох власних частот коливань резонансної МКС із врахуванням маси стержня:

. (8)

Запропоновані дві конст-руктивні схеми (рис. 3) вібра-ційних синфазних машин, які містять вертикальний пружний стержень 4, що жорстко защем-лений у маховику 1 та робочій коливальній масі 2, на якій жор-стко прикріплений контейнер. Збурення коливань забезпечу-ється коловим електромагніт-ним віброзбудником між робо-чою 2 та реактивною 3 колива-ль-ними масами (інерційні пара-метри останньої та ), які з’єднані двома пружними кіль-цями 5 із жорсткостями за лінійною і за кутовою ко-ординатою, що виготовлені із еластичних матеріалів (напри-клад із мікропористої гуми). Значення згинальної жорсткості стержня за виразом (6) забезпе-чує необхідне резонансне налагодження тримасової МКС, оскільки співвідношення між жорсткостями двох пружних елементів ( – лінійна жорсткість стержня із одним защемленим кінцем) становить . Осердя з ко-тушкою 6 та якоря 7 колового електромагнітного віброзбудни-ка розміщуються відповідно на реактивній 3 та робочій 2 коли-вальних масах (рис. , а) [7], або навпаки (рис. 3, б) [8]. Вібра-ційні машини встановлені на основу 9 на шістьох витих циліндричних пружинах 8, які розташовані за перимет-ром реактивної 3 (рис. 3, а) або робочої 2 (рис. 3, б) коливальних мас за колом радіу-са . Маса робочого органа 2, положення його центра мас та момент інерції відносно горизонтальної осі, що проходить через цей центр мас, визначені під час проектного розрахунку за конструктивними розмірами контейнера (, , , , ), враховуючи фізичні і геометричні характеристики середовища завантаження. Маса маховика 1 прийнята із співвідношення . Значення реактивної маси 3 визначено з умови , що дозволяє забезпечити синфазний рух між робочим органом 2 та реактивною коливальною масою 3. За значеннями мас маховика 1 та реактивної маси 3 визначено їх моменти інерції та відносно горизонтальної осі, що проходить через їх центри мас та . Конструктивна схема із віброізольованою реактивною коливальною масою 3 (рис. 3, а) є придатною для малогабаритних вібраційних синфазних машин із малими масами завантаження. Якщо віброізольованою є робоча коливальна маса 2 із контейнером (рис. , б), що виключає вплив маси завантаження на жорсткість гумових кілець 5, то масу завантаження робочого органа безпосередньо будуть сприймати віброізолятори 8. Така конструкція найбільш придатна для великогабаритних вібромашин із значними масами завантаження.

Рис. 4. Конструктивні елементи

вібраційної синфазної машини

Запропонована конструкція вібрацій-ної синфазної машини із складним рухом робочого органа (рис. ), яка виконана за відповідною до рис. 3, б конструктивною схемою, призначена для відділення (сепара-ції) сипких та дрібнокускових матеріалів за гранульованим складом на частоті вимуше-них коливань . Середовище заванта-ження розділяється у процесі його вібрацій-ного переміщення по ситі від зони заванта-ження до розвантаження. На основі вище наведеної методики розраховано інерційні параметри коливальних мас: робочої маси 2 (, ), маховика 1 (, ), реактивної маси 3 (, ) та прийнята довжина стержня 4 (). Для забезпечення необхідного резонансного налагодження системи згинальна жорсткість та діаметр стержня, виготовленого із сталі 60С2ХФА, визначені із виразу (6): та . Жорсткості гумових кілець 5 становлять , . Еквівалентні горизонтальна і кутова жорсткості шести віброізоляційних пружин 8 становлять , . Конструктивні параметри контейнера: , , , , , ; коливальної системи: , , , , , , .

У третьому розділі отримано графічні залежності для знаходження розв’язків частотного рівняння (7) із урахуванням маси одиниці довжини стержня за вихідними параметрами запропонованої вібраційної синфазної машини з електромагнітним приводом та складним рухом робочого органа. Отрима-ні значення характеристичних чисел і (рис. 5) після підстановки у вираз (8) дозволили визначити значення двох власних частот коли-вань вібраційної машини (), ().

а) |

б)

Рис. 5. Залежності складових частотного рівняння (7)

від характеристичних чисел

Врахування маси стержня під час розрахунку власних частот коливань резонансної МКС з чотирма ступенями вільності (для наведених вище значень її параметрів) порівняно із значеннями частот, які не враховують його маси (5), дає зменшення першої власної частоти коливань на та другої на , що у відсотковому співвідношенні становить різницю, відповідно, у і .

Значення амплітуд коливань мас , , , отримано з системи рівнянь (1) для і . Компоненти напружено-деформованого стану стержня отримано з виразу (2) (рис. 6, б-е): форма прогину стержня , кут повороту , епюри згинальних моментів , поперечних сил та напружень за довжиною стержня . Вузлові поперечні сили та моменти, що розраховані із системи рівнянь (1) станов-лять , , і визначають компо-ненти напруженого стану стержня у довільному його перерізі за розрахунковою схе-мою з рис. , а: поперечна сила визначається як ; згиналь-ний момент – ; напруження – .

Рис. 6 Напружено-деформований стан стержня: розрахункова схема стержня (а) та епюри проги-ну (б), кута повороту (в), поперечних сил (г), згинальних моментів (д) і напружень (е) за

довжиною стержня

Максимальне значення на-пружень дося-гається, коли , в місці защемлення стержня у робочій коливальній масі 2. Для вибра-ного матеріалу стержня межа витривалості при циклічних на-вантаженнях на згин складає . Умова міцнос-ті стержня на згин за чотирма узагальненими коор-динатами виконується. Мініма-льно допустиме значення коефі-цієнта запасу міцності становить .

Дійсне значення коефіцієн-та запасу міцності

є критерієм оцінки його працездатності, оскільки у рази.

Розроблена динамічна схема (рис. ) запропонованої вібраційної синфазної машини, для якої умова рівноваги за принципом Д’Аламбера записана у вигляді:

де , , ,, , – інерційні сили та моменти; , , , –

Рис. 7. Динамічна схема вібраційної
машини: 1 – маховик; 2, 3 – робоча

та реактивна коливальні маси;

4 – пружний стержень; 5 – гумові кільця;

6 – віброізолятори |

відповідно, сили та моменти пруж-ності верхнього та нижнього гумо-вого кільця; та – сила та момент пружності віброізоляційних пружин; – закон зміни змушувальної сили
електромагнітного віброзбудника, – амплітудне значення сили.

Система сил загасання для стержня записується згідно МСЕ через матрицю коефіцієнтів зага-сання , де характеризує в’язке загасання в стержні та визначається на основі експериментальних досліджень. Прийняті коефіцієнти дисипації у гумових кільцях , ; у віброізоляторах , ; робочого середовища , .

Система диференціальних рівнянь руху МКС вібраційної синфазної машини за шістьма ступенями вільності, враховуючи відповідні коефіцієнти дисипації має вигляд:

На основі методу комплексних амплітуд проведено дослідження АЧХ коливальних мас в діапазоні частоти (рис. 8). Встановлено, що перша власна частота системи дорівнює та визначається впливом пружної системи 5 у силовому збуренні мас і віброізоляторів 8. Вона значно віддалена від основної (робочої) власної частоти коливань системи, яка становить (рис. 8), а це підтверджує, що МКС даної вібромашини, за умови використання малої жорсткості пружної системи 5 силового збурення коливальних мас, має один основний (резонансний) пружний елемент – вертикально розташований стержень.

а) |

б)

Рис. 8. АЧХ тримасової МКС вібромашини за лінійними (а)

та кутовими (б) координатами в діапазоні частоти

Використовуючи метод Розенброка для числового розв’язку системи диферен-ціальних рівнянь руху (11), за амплітудним значенням змушувальної сили електромагнітного віброзбудника отримано амплітудні значення переміщень: , , , , . Підтверджено наявність усталеного синфазного руху робочої 2 та реактивної 3 коливальних мас за лінійними (рис. 9, а) та кутовими (рис. 9, б) координатами. Амплітуда вертикальних переміщень робочого органа на середньому радіусі становить .

а) |

б)

Рис. 9. Часові залежності усталеного руху коливальних мас за лінійними (а)

та кутовими (б) координатами без завантаження робочого органа

Досліджено вплив маси завантаження на характер руху коливальних мас за допомогою математичної моделі (10) із урахуванням зміни маси робочого органа та збільшення дисипації. Встановлено, що вібраційна синфазна машина стійка до зміни маси завантаження робочого органа, яка може бути співрозмірна з робочою масою у дорезонансному режимі із налагодженням (рис. 10, а, б). Результатом впливу завантаження є порушення принципу синфазного руху робочої 2 і реактивної 3 коливальних мас за лінійними (рис. 10, в) та його стабільність за кутовими координатами (рис. 10, г).

а) |

б)

в) |

г)

Рис. 10. АЧХ без дисипації (а, б) та часові залежності (в, г) усталеного руху
коливальних мас вібраційної машини в умовах технологічного завантаження
за лінійними та кутовими координатами

Рис. 11. Залежність потужності

інерційних сил від величини

резонансного налагодження | Визначено корисну потужність віб-ромашини та підтверджено ефективність її роботи за резонансним налагодженням . Якщо значення резонансного налагодження , то потужність інерційних сил перевищуватиме потужність колового електромагнітного віброзбудника . Зокрема, для налагодження потужність сил інерції перевищує потужність колового електромагнітного приводу більш, ніж у 3 рази (рис. 11).

Рис. 12. Експериментальний зразок

вібросепаратора

а)

б)

Рис. 13. Віброграми швидкості та пере-міщення робочого органа у вертикальному напрямі на відстані від осі (а) та їх спектральний (частотний) аналіз (б)

У четвертому розділі наведено конструкцію та результати експериме-нтальних досліджень АЧХ виготовле-ного вібраційного синфазного сепара-тора (рис. ), які дозволили перевіри-ти та підтвердити основні теоретичні положення дисертації.

Отримано віброграми швидкості руху та переміщення робочого органа вібромашини у вертикальному напрямі на відстані від осі (рис. , а). Значення амплітуди вертикальних коливань робочого органа на цьому радіусі становить , що вказує на високу технологічну ефективність даної вібромашини. За її значенням похибка проведеного математичного моделювання складає не більше .

Підтверджено на основі спект-рального аналізу (рис.13, б) коливаль-ного руху робочого органа наявність у тримасовій МКС вібромашини основ-ної гармоніки із частотою , яка співпадає із частотою вимушених ко-ливань, що вказує на правильність розрахунку згинальної жорсткості
стержня та налагодження вібраційного сепаратора на необхідний резонансний режим роботи. Друга за величиною
гармоніка обґрунтовує малу жо-рсткість пружної системи у силовому збуренні робочого органа та реактивної маси.

Дослідженням процесу загасан-ня МКС при вимкненні приводу віб-ромашини отримано значення коефіці-єнта загасання в МКС , яке враховується в математичній моделі (10) через коефіцієнти опору . Встановлено, що частка коефіцієнта в’язкого опору складає від величини критичного значення параметра загасання цієї системи. Як практичний вихід, для вібраційної синфазної машини на основі обґрунтованого підбору її інерційно-жорсткісних параметрів, досягнуто низьке енергоспоживання приводу вібромашини, яке складає .

ВИСНОВКИ

У дисертації вирішена актуальна науково-практична задача, яка полягає в удосконаленні конструкцій і підвищенні ефективності функціонування вібраційних машин з електромагнітним приводом та складним рухом робочого органа на основі обґрунтування їх структури та конструктивних параметрів.

1. На основі аналізу існуючих конструкцій дво- і тримасових вібраційних ма-шин з електромагнітним приводом та складним рухом робочого органа сформова-ний напрямок удосконалення їх конструкцій, який покликаний на спрощення нала-годження та зниження собівартості вібромашин шляхом зменшення кількості пружних елементів у пружних системах. Аналізом методів розрахунку динамічних схем вібраційних машин встановлено, що саме тримасові вібраційні машини є найбільш технологічно ефективними з точки зору забезпечення значних амплітуд коливань робочого органа, а синфазний рух коливальних мас, що знаходяться в силовому збуренні, забезпечує зниження енергоспоживання приводу та підвищення ефективності їх функціонування. Встановлено, що для удосконалення конструкцій тримасових синфазних вібромашин використання пружної ланки малої жорсткості між масами, що знаходяться у силовому збуренні, дозволяє реалізувати тримасову динамічну схему на основі однієї резонансної пружної системи.

2. Запропонований аналітичний вираз для розрахунку згинальної жорсткості пружного стержня із урахуванням інерційних параметрів двох коливальних мас за чотирма ступенями вільності на основі математичної моделі резонансної механічної коливальної системи дозволяє забезпечити необхідну власну частоту коливань вібраційної синфазної машини.

3. Запропоновані дві конструктивні схеми тримасових вібраційних синфазних машин з електромагнітним приводом та складним рухом робочого органа, у яких використання між масами, що знаходяться в силовому збуренні, гумових пружних кілець із малою жорсткістю та резонансного пружного стержня дозволило удоско-налити існуючі конструкцій резонансних вібромашин та полегшити їх налагоджен-ня. Запропонована інженерна методика створення та розрахунку вібраційних синфа-зних машин дозволила розробити експериментальний зразок тримасової вібраційної машини та отримати раціональне співвідношення інерційно-жорсткісних параметрів, а у силовому збуренні коливальних мас реалізувати синфазний рух.

4. Розроблена інженерна методика розрахунку навантажень, напружень та аналізу пружно-деформованого стану стержня, що дозволяє розраховувати дійсний коефіцієнт запасу міцності, який визначається умовами роботи вібраційної машини. Для розробленої тримасової вібраційної синфазної машини отримане значення коефіцієнта запасу міцності перевищує мінімально допустиму величину в рази гарантує безвідмовну роботу пружного елемента.

5. Розроблена математична модель запропонованої тримасової вібраційної си-нфазної машини з шістьма ступенями вільності, на основі аналізу АЧХ якої підтвер-джені наявність синфазного руху мас за їх лінійними та кутовими переміщеннями, стабільність роботи вібромашини, коли маса завантаження співрозмірна до маси ро-бочого органа () та встановлений вплив технологічного заванта-ження на фази коливань мас. Підтверджена ефективність роботи вібраційної маши-ни за величини резонансного налагодження на основі відношення корисної потужності інерційних сил до споживаної потужності колового електромагнітного віброзбудника. Встановлення величини резонансного налагодження дозволяє підвищити ефективність роботи вібромашини більш, ніж у рази в порівнянні з налагодженням , проте знижує стабільність вібраційної машини до завантаження ().

6. Проведені експериментальні дослідження АЧХ розробленої тримасової віб-раційної синфазної машини, для якої: коефіцієнт питомих витрат потужності приво-ду на одиницю маси вібромашини складає , що вказує на її високу ене-ргоощадність, яка порівняно із поширеними двомасовими вища на ; значення амплітуди вертикальних коливань робочого органа на радіусі від осі становить визначає відносну похибку в порівнянні з теоретичним значенням не більше і вказує на адекватність теоретичних результатів розрахунку реальній машині; характерними на частоті живлення є простота схеми та низькі шумові характеристики під час роботи.

СПИСОК ОПУБЛІКОВАНИХ ПРАЦЬ

1. Гаврильченко О. В., Ланець О. С., Гурський В. М. Дослідження синфазного руху коливальних мас в резонансній торовій вібраційній машині об’ємної обробки // Автоматизація виробничих процесів у машинобудуванні та приладобудуванні. Український міжвід. наук.-техн. зб. – Львів: НУ “Львівська політехніка”, 2005. – Вип. 39. – С.59-67.

2. Гаврильченко О. В., Ланець О. С., Гурський В. М., Шпак Я. В. Методика розрахунку вертикальної пружної системи вібраційної машини об'ємної обробки з електромагнітним приводом та синфазним рухом коливальних мас // Автоматизація виробничих процесів у машинобудуванні та приладобудуванні. Український міжвід. наук.-техн. зб. – Львів: НУ “Львівська політехніка”, 2006. – Вип. 40. – С.56-63.

3. Гаврильченко О. В., Ланець О. С., Гурський В. М., Шпак Я. В. Оптимізація конструктивних параметрів вертикальної пружної системи вібраційної машин з про-сторовим рухом робочого органу // Вісник Національного університету “Львівська політехніка“ “Оптимізація виробничих процесів і технічний контроль у машинобудуванні”. – Львів, 2006. – № 560. – С. 47-53.

4. Гаврильченко О. В., Ланець О. С., Гурський В. М., Шпак Я. В. Дослідження перехідного режиму роботи вібраційної машини з просторовим рухом робочого ор-гану, створеної на основі теорії синфазних коливань // Вісник Національного універ-ситету “Львівська політехніка” “Динаміка, міцність та проектування машин і приладів”. – Львів, 2006. – № 556. – С. 23-31.

5. Гурський В. М. Визначення власних частот коливань двомасової вібраційної машини з електромагнітним приводом та просторовим рухом робочого органу // Авто-матизація виробничих процесів у машинобудуванні та приладобудуванні. Український міжвід. наук.-техн. зб. – Львів: НУ “Львівська політехніка”, 2007. – Вип. 41. – С. .

6. Гаврильченко О. В., Ланець О. С., Гурський В. М. Динаміка тримасної вібраційної синфазної машини з електромагнітним приводом та складним рухом робочого органа // Машинознавство. – 2007. – № 5 (119). – С. 30-36.

7. Деклар. пат. 15212 Україна, МПК(2006) B06В 1/02. Торова вібраційна машина об’ємної обробки з електромагнітним приводом. /О. В. Гаврильченко, О. С. Ланець, В. М. Гурський (Україна). – № u  ; Заявл. 27.12.2005; Опубл. 15.06.2006, Бюл. № 6. – 3 с.

8. Деклар. пат. 19217 Україна, МПК(2006) B06В 1/02. Вібраційна машина об’ємної обробки з електромагнітним приводом. /О. В. Гаврильченко, О. С. Ланець, В. М. Гурський (Україна). – № u  ; Заявл. 11.05.2006; Опубл. 15.12.2006, Бюл. № 12. – 4 с.

9. Гаврильченко Олександр, Ланець Олексій, Гурський Володимир. Математичне моделювання тримасної вібраційної синфазної машини з електромагнітним приводом та просторовим рухом робочого органу // Проблеми енергоощадності при проектуванні, виготовленні та експлуатації машинобудівних конструкцій: Тези доповідей 8-го міжнародного симпозіуму українських інженерів-механіків у Львові: (23 – 25 травня 2007 р.). – Львів: КІНПАТРІ ЛТД, 2007. – С. 81.

АНОТАЦІЯ

Гурський В. М. Обґрунтування структури і конструктивних параметрів вібраційних синфазних машин з електромагнітним приводом та складним рухом робочого органа. – Рукопис.

Дисертація на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук. Спеціальність 05.02.02 – машинознавство. Національний університет “Львівська політехніка”. – Львів, 2007.

Запропоновано механічну коливальну систему із резонансним пружним
стержнем. Отримано аналітичний вираз розрахунку згинальної жорсткості пружного стержня із урахуванням інерційних параметрів коливальних мас за чотирма ступенями вільності. Обґрунтовано конструктивні схеми та інерційно-жорсткісні параметри тримасових вібраційних синфазних машини з електромагнітним приводом та складним рухом робочого органа. Визначено навантаження та максимальні напруження у пружному стержні. Розроблено динамічну схему та лінійну математичну модель тримасової вібраційної синфазної машини з шістьма ступенями вільності. Побудовано АЧХ вібраційної машини та досліджено вплив завантаження на її динамічні характеристики. Проведено експериментальні дослідження АЧХ вібраційної машини із електромагнітним приводом.

Ключові слова: вібраційна машина, складний рух робочого органа, електромагнітний привод, стержень, динамічна схема, математична модель.

АННОТАЦИЯ

Гурский В. Н. Обоснование структуры и конструктивных параметров вибрационных синфазных машин с электромагнитным приводом и сложным движением рабочего органа. – Рукопись.

Диссертация на соискание научной степени кандидата технических наук. Специальность 05.02.02 – машиноведение. Национальный университет “Львовская политехника”. – Львов, 2007.

Диссертация посвящена обоснованию структурной схемы и конструктивных параметров вибрационных синфазных машин с электромагнитным приводом и сложным движением рабочего органа.

В первом разделе, на основании проведенного анализа существующих конструкций вибромашин, установлено, что двух- и трехмассные вибрационные машины с электромагнитным приводом и сложным движением рабочего органа содержат упругие системы, состоящие из трех и более упругих элементов, что повышает их себестоимость и усложняет настройку. В трехмассных конструкциях присутствуют две резонансные упругие системы, в которых функцию одной из них может выполнять размещенный вдоль оси вибромашини упругий стержень. На основании анализа методов расчета динамических схем вибрационных машин установлено, что трехмассные МКС наиболее технологически эффективные с точки зрения обеспечения значительных амплитуд колебаний рабочего органа и могут работать как в резонансных, так и межрезонансных режимах. Высокая стабильность достигается в межрезонансных системах, имеющих две основные упругие системы. Наибольший интерес представляют вибрационные машины с синфазным движением колебательных масс, которые владеют пониженным энергопотреблением привода. С целью упрощения расчета трехмассных синфазных машин, использование упругой системы малой жесткости в силовом возмущении масс позволяет реализовать динамическую схему на базе одной резонансной упругой системы. На основании проведенного анализа существующих конструкций и методов расчета вибрационных машин с электромагнитным приводом, для достижения поставленной в работе цели, сформулированы соответствующие задачи исследования.

Во втором разделе предложена МКС, где в качестве резонансной упругой сис-темы используется установленный вертикально вдоль оси упругий стержень. На ос-новании математической модели резонансной колебательной системе получено ана-литическое выражение расчета изгибающей жесткости упругого стержня для обес-печения необходимой собственной частоты колебаний с учетом инерционных пара-метров колебательных масс с четырьмя степенями свободы. Обоснованы две струк-турные схемы трехмассных вибрационных синфазных машин с электромагнитным приводом и сложным движением рабочего органа, с использованием резиновых уп-ругих элементов малой жесткости и резонансного упругого стержня, что позволило усовершенствовать конструкции, снизить массу и облегчить настройку вибрацион-ных машин. Осуществлен расчет инерционно-жесткостных параметров трехмассной вибрационной машины, обеспечивающий в силовом возмущении масс синфазные колебания, что повышает КПД электромагнитного привода. Приведена конструкция и принцип работы экспериментально-опытного образца вибрационной синфазной машины с электромагнитным приводом и сложным движением рабочего органа.

В третьем разделе подтверждено аналитическое выражение расчета изгибаю-щей жесткости стержня и собственных частот колебаний резонансной системы ее частотным анализом с использованием метода конечных элементов (МКЭ) в про-граммном продукте CosmosWorks. Рассчитана нагрузка и максимальное напряжение в стержне и проведен анализ его напряженно-дефор-мированного состояния МКЭ на основе дифференцирования уравнения прогиба оси стержня. Действительный коэф-фициент запаса прочности является критерием работоспособности работы упругого стержня. Разработана динамическая схема и линейная математическая модель виб-рационной синфазной машины с шестью степенями свободы. Исследованы АЧХ вибрационной синфазной машины, которые подтверждают наличие синфазного движения колебательных масс по их линейным и угловым перемещениям. Исследо-вано влияние технологической загрузки на условия работы вибрационной синфаз-ной машины, на основании чего установлено: изменение массы загрузки нарушает условия синфазных колебаний и приводит к возникновению сдвигов фаз между колебаниями; стабильность работы вибромашины по ее резонансной настройке, когда масса загрузки соизмерима с массой рабочего органа.

В четвертом разделе проведены экспериментальные исследования АЧХ вибра-ционной синфазной машины с электромагнитным приводом, позволившие прове-рить и подтвердить основные теоретические положения диссертации. В частности, подтверждено наличие одного резонансного упругого элемента в виде стержня и правильность расчета его изгибающей жесткости на основании спектрального ана-лиза амплитуды вертикальных колебаний рабочего органа. Значение амплитуды вертикальных колебаний рабочего органа подтверждает достоверность проведен-ного математического моделирования и совпадение результатов в пределах допусти-мой погрешности . На основании исследования процесса затухания при вы-ключении вибромашини получено значение коэффициента затухания в МКС, кото-рое учитывается в ее математической модели. На основании обоснованного подбора инерционно-жесткостных параметров вибрационной синфазной машины, достигну-то низкое энергопотребление привода.

Ключевые слова: вибрационная машина, сложное движение рабочего органа, электромагнитный привод, стержень, динамическая схема, математическая модель.

ANNOTATION

Gurskiy V.Substantiation of structure and design parameters of vibratory cophased machines with an electromagnetic drive and compound motion of working mechanism. – Manuscript.

Dissertation for gaining a scientific degree of candidate of engineering sciences. Speciality 05.02.02 – engineering science. Lviv Polytehnic National University. – Lviv, 2007.

The mechanical oscillatory system with a resonance elastic rod is suggested. The analytical form of calculation of bending stiffness of an elastic rod is obtained taking into account slugged parameters of oscillatory masses according to four degrees of a freedom. There is grounding of block diagrams and inertia-stiffness parameters of three-mass vibra-tory cophased machines with an electromagnetic drive and a compound motion of working mechanism. A loading and maximum stresses in an elastic rod are determined. The dyna-mic and linear mathematical model of the three-mass vibratory cophased machine with six degrees of a freedom is designed. The amplitude-frequency characteristics of vibratory machine are constructed and influence of loading on its dynamic responses is investigated. Experimental researches of amplitude-frequency characteristics of the vibratory machine with the electromagnetic drive are carried out.

Keywords: the vibratory machine, a compound motion of working mechanism, the electromagnetic drive, a rod, the dynamic scheme, mathematical model.