Принимаем величину равной:

2. Жесткость постоянных упругих связей:

где в соответствии с [11].

3. Жесткость упругих ограничителей:

4. Статический момент массы дебалансов:



5. Значения коэффициентов сопротивлений принимаем по рекомендациям в работах [15], [17].

Суммарные значения коэффициента сопротивления упругих элементов постоянной подвески массы и обрабатываемой среды принимаем равным .

Имеем

.

Значения жесткостей опорных упругих элементов принимается по условию их прочности,

Будем проводить расчет машины с нулевым ударным зазором. При не деформированных пружинах с коэффициентом жесткости

Используя программу, задавшись шагом получаем данные для построения зависимостей

Эти зависимости показаны на (рис. 9, кривые 1,1е). Из графика видно, что резонанс достигается при частоте вынуждающей силы

, то есть отклонение от предварительной заданной резонансной частоты составляет:

Фазовый угол

Решение нелинейных дифференциальных уравнений, описывающих динамику машины с эксцентриково - шатунным приводом с упругими элементами в шатуне, осложняются тем, что они не интегрируемы в квадратурах. Поэтому приходится идти по пути широкого применения приближенных методов.

В данном методе при нахождении первого приближения осуществляется эквивалентная линеаризация. Причем частота собственных колебаний и декремент затухания линеаризованной системы являются функциями амплитуды периодической составляющей деформации основных упругих связей и амплитуды деформации приводов элементов.

Динамика резонансной ассиметричной вибрационной площадки, соответствующей расчетной схеме на (рис. 8), хорошо изучена[18]. Там же приведены методика расчета резонансных асимметричных вибрационных площадок, которая дает возможность выбрать параметры системы. Исходные данные для расчета таких машин являются:

а) предела изменения минимального ускорения рабочего органа;

б) асимметрия закона движения рабочего органа

где , - максимальные и минимальные ускорения рабочего органа; - выбирается из технологических соображений ;

в) диапазон рабочих частот вынуждающей силы;

г) масса рабочего органа ;

Далее, руководствуясь [18], определим основные параметры вибрационной площадки:

1) масса уравновешивающей рамы равно: ;

2) коэффициенты формы колебаний: ;

3) амплитуда периодической составляющей деформации основных упругих связей связана с амплитудой колебаний рабочего органа соотношением:

;

4) смещение центра колебаний относительного положения статического равновесия при нулевом зазоре в буферах:

,

где ;

5) величина жесткости линейных основных упругих связей:

,

где, - приведенная масса системы;

6) жесткость упругого ограничителя определяется выражением:

;

7) эксцентриситет приведенного вала следует принимать:



;

8) частота вынуждающей силы определяется как:

,

для следующего случая нулевого зазора в буферах:

при , , [18];

9) жесткость опорных упругих элементов выбирается минимально возможной по условиям их прочности;

10) жесткость приводных упругих связей выбирается как:

где,

Рассмотрим численный пример предварительного определения основных параметров двух массной вибрационной площадки.

Пусть нам известно: ; ; ; ; .

1) примем значение

;.

2) коэффициент формы колебания определим по формуле:

;



;

3) приведены масса системы определения как:

;

;

4) амплитуда периодической составляющей деформации основных упругих связей определяется соотношением:

;

;

5) смещение центра колебаний относительно положения статического равновесия для зазора в буферах найдем как:

,

; ;

;

6) жесткость линейных основных упругих связей будет равна:

;



;

7) жесткость ограничителя должна удовлетворять соотношению:

;

;

8) эксцентриситет приводного вала примем равным:

9) частота вынуждающей силы:

;

;

где - для нулевого зазора в буфере приравно:

,[18].

10) жесткость приводных упругих связей выбирается как:

11)

,

где ,

12) -максимальная масса рабочего органа,

;

По рекомендациям [15] принимаем ;

13) значение в коэффициентах сопротивлений принимаются на основании данных [15],[18]:

;

Коэффициенты сопротивления опорных элементов :

Коэффициенты сопротивления ограничителя ;

Результаты расчета вибрационной площадки с эксцентриково -шатунным приводом с помощью компьютерного моделирования позволяют построить графики зависимости и .

Из (рис. 11) видно, что максимальное ускорение достигаются при частоте вынуждающей силы , то есть отклонение от предварительно определяемой частоты составляет: и максимальное ускорение рабочего органа соответствует отклонению: от первоначально принятого.

3.2 Выводы по разделу

1. Для определения исходных данных для расчета вибрационной площадки с центробежным и с эксцентриково-шатунным приводами целесообразно применить методику, предложенную в [15] и [18] соответственно.

2. Методика, указанная для вибрационных площадок с центробежным приводом, может быть использована лишь для предварительного расчета, поскольку дает отклонения ускорений колебаний рабочего органа машины на по отношению к уточненному расчету с использованием разработанной программы.

3. Методика, указанная для вибрационных площадок с эксцентриково-шатунным приводом, может быть использована лишь для предварительного расчета, так как отклонения ускорений колебаний рабочего органа машины составляют по отношению к уточненному расчету, проведенного с помощью компьютерного моделирования.



ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Теоретически выявлена закономерность для всех ударно-вибрационных машин с двумя степенями свободы, которая заключается в том, что угол сдвига фаз между вынуждающей силой и моментом перехода скорости через нуль при резонансе зависит в основном от соотношения коэффициентов жесткости упругого ограничителя и постоянных упругих связей .

Он постоянен с точностью для каждой конкретной машины при поддержаниии не зависит от других параметров, связанных с переменными внешними воздействиями на систему.

2. Постоянство фазового угла дает возможность использовать для регулирования двух массных ударно-вибрационных резонансных машин, разработанные ранее системы автоматического фазового регулирования одно массных ударно-вибрационных резонансных машин.

3. Для определения конкретных значений фазовых углов при автоматизации двух массных резонансных ударно-вибрационных машин на основе фазового регулирования найдена зависимость фазового угла от отношения .



СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Айзерман М.Д., Лурье А.И. «Методы определения периодических и движений». Т. 1.-Киев 1961.

2. Алимжанов М.Д. «Теоретическая механика». - Экибастуз.2007 -

180с.

3. Алимжанов М.Д. «Использование уравнений Лагранжа второго рода в задачах динамики механизмов сельскохозяйственной техники».- Астана, 2005г.- 178с

4. Алимжанов М.Д., Оспанов Д.М. «К динамике виброгрохота». - Астана, 2012г.

5. Бабаков А.А. «Теория колебаний». -М.: Гос. тех издание 1958

6. Бабицкий В.И., Кружнин В.Л. «Колебания в сильно нелинейных системах». -М: Наука, 1985.

7. Бабицкий В.И., Кружнин В.Л «К исследованию резонансных режимов в вибрационных системах» Изд. АН СССР. Механика твердого тела, 1976-№4-С.88-91.

8. Бабицкий В.И. «Теория виброударных систем». -М 1978

9. Баркан Д.Д., Шехтер О.Я. «О расчете вибрационных механизмов» В сб.: Динамика грунтов, № 28 - М.: 1986г. - с 50-61.

10. Баркан В.А. Быховский И.И., «Вибрационные машины и процессы в строительстве». - М.: Высшая школа, 1977 - 253с.

11. Беспалова Л.В., МетрикинB.C. «Об устойчивости двухмассной модели виброударника» АН СССР.: Механика машин . - М.: Наука, 1998г. вып. - 18. - с 44-47.

12. Батушев Г.С, Голубков Ю.В. и др. «Инженерные методы исследования ударных процессов» - М.: Машиностроение 1969-247с.

13. Бать М.И., Джанелидзе Г.Ю. Кельзон А.С. «Теоретическая механика в примерах и задачах» Том 3.- М.: Наука»,1973.-488с.

14. Борщевский А.А. «Повышение эффективности резонансных машин за счет автоматизации режима их работы» Сб.: Строительные машины и оборудование . Тр. МИСИ им. Куйбышева В.В., 1978.-№166-с.105-122.

15. Борщевский А.А., Ильин А.С. «Механика оборудования для производства строительных материалов и изделий». -М.: Высшая школа 1987-367с.

16. Бутенин Н.В., Неймарк Ю.В., Фуфаев Н.А. «Введение в теорию нелинейных колебаний». -М.: Наука 1987

17. Быховский И.И. «Основы теории вибрационной техники». - М.: Машиностроение, 1967--363с.

18. Гусев Б.В., Деминов А.Д.; Крюков Б.И., Литвин Л.М., Логвиненко Е.А. «Ударно - вибрационная технология уплотнения бетонных смесей». - М.: Стройиздат. 1982-149ст

19. Зарецкий Л.Б. «Задачи динамики ударно-вибрационных машин» в сб. механика машин, вып. 17-18.- М.: Наука 1966-с.70-78.

20. Иносов С.В. «Резонансная машина как объект регулирования» -Киев : ЦНИИ Э уголь, 1969 - с 48.

21. Кобринский А.Е; Кобринский А.А. «Вибрационные системы» - М.: Наука 1973.

22. Крюков Б.И. «Вынужденные колебания существенно-нелинейных систем» - М.: Машиностроение 1984г.

23. Крюков Б.И. «Динамик вибрационных машин резонансного типа». - Киев: Наукова думка, 1967.-208с.

24. Кононенко В.О. «Колебательные системы с ограниченным возбуждением» - Киев: Наук 1964 - 254с.

25. Левитский Н.И. «Колебания в механизмах» - М: Наука 1988.-335с.

26. Лукомский СИ. «Исследование режимов работы вибромолотов» В сб.: «Исследования вибромеханизмов и машин ударного действия» Вып. 24. -М.: ЦИНТИМАШ, 1979 - с.21-28.

27. Оспанов Д. М. «К анализу моделей приводов вибрационных машин», Курган, 2013г.

28. Пановко Г.Я. «Введение в теорию механических колебаний». -М.: Наука ,1971

29. «Справочник вибрационных машин в строительстве и производстве строительных материалов». Под общ.ред. Баумана В.А. и др. - М.: Машиностроение, 1970. 547с.

30. Справочник вибрации в технике. Том 4 под общ ред. Лавендела Э.Э. - М.: Машиностроение 1981- 239с.

31. Справочник «Динамика машин и управление машинами» под общ.ред. КрейнинаГ.В. - М.: «Машиностроение» 1988. - 239с.

Размещено на Allbest.ru