Substantiation of use of the adjustable elastic linkage in a ripper of digging machine with energy accumulator



Cite item

Full Text

Abstract

The ripper is a working equipment for digging with active vibration isolation system; it allows the excavation with minimal power consumption. The article discusses the dynamic model of a ripper with energy accumulator. Influence of elastic linkage, geometric parameters and mass of links of ripper equipment on the oscillation frequency of working body is analysed. Analytical dependence is obtained, that establishes the interrelation between energy dissipated in soil, parameters of mechanical system and motion modes. Joint analysis of constraints and equations of vibrational motion of ripper working body allows to choose a large group of parameters that characterizes a complex system: basic machine - ripper with energy accumulator - soil. Graphical analysis of elastic and inertial properties of accumulator (the potential energy carrier) leads to the conclusion that adjustable elastic linkage is the main parameter, that provides the matching mode of oscillation frequency of ripper working body and frequency of soil cleavage. The optimal geometric and mass parameters of working equipment are laid down; they determine the mode of excavation with minimal energy consumption, complying with the requirements for protection of operator and elements of basic machine against critical vibratory loads. The obtained analytical dependence clearly shows the complexity of the processes involved in interaction between ripper equipment and soil; these processes require further comprehensive research. The design features of a ripper with energy accumulator, included in the class of digging machines, united by the principle of circuit of dynamic loads on working equipment and soil, are protected by copyright certificates and patents.

Full Text

Введение Причина вибраций, влияющих на работу оператора и базовую машину, - резонансные колебания на основной, первой, собственной частоте [1-3]. Возникающие при этом значительные амплитуды виброперемещений приводят к нежелательным воздействиям на оператора и базовую машину. Цель исследований Исследования проведены с целью снижения динамических нагрузок, передаваемых на оператора и базовую машину, а также повышения производительности землеройных процессов за счет перераспределения энергии колебаний и ударов в зону разрушения грунта. Материалы и методы Для анализа динамического состояния механической системы в данном случае достаточно рассмотреть поведение основного объекта и рабочего оборудования только в области первого резонанса [1-3], что позволяет представить реальную механическую систему в виде системы с двумя степенями свободы (рис. 1). Для анализа поведения механической системы составим уравнения вынужденных колебаний масс и при кинематическом возбуждении [1]. При этом полагаем, что корпус рыхлительного оборудования и корпус базовой машины представляют единую жесткую систему массой m1, перемещающуюся воль горизонтальной оси. (1) где x1 - перемещение основного объекта; x2 - перемещение исполнительного органа рабочего оборудования массой m2; c1 - приведенная жесткость трансмиссии и гусеничного движителя; c2, c3 - жесткости упругой связи рабочего органа; - силы вязкого сопротивления, возникающие в зоне контакта рабочего органа с грунтом. (2) Предположим, что источник колебаний совершает гармонические колебания по закону: , где - амплитуда виброперемещения источника колебаний. Полагая, что с течением времени из-за наличия сил вязкого сопротивления свободные колебания затухают, подставим в уравнения (1) частные решения в виде: (3) ; . Подставив выражения (2) и (3) и их производные в уравнения (1), приведем последние к алгебраическому виду: (4) (5) Проведя преобразования выражений (4) и (5), вычислим x1 и x2 : (6) Вычислим передаточные функции, используя выражения (6): (7) Коэффициенты передачи равны: (8) Для перехода к безразмерным величинам поделим числители и знаменатели подкоренных выражений уравнений (8) на . Полагая, что ; ; ; ; вычислим коэффициенты передачи в безразмерной форме: На основании полученных уравнений построим графические зависимости ; . Сопоставляя графические зависимости (рис. 2) коэффициентов передачи основного объекта и колеблющейся массы , можно сказать, что для различных угловых частот кинематического возбуждения на графике существуют зоны, соответствующие оптимальному значению . В этих зонах коэффициент стремится к минимальному значению, например при = 0,82, = 0,5 среднее значение составляет 0,043. С уменьшением коэффициента механических потерь значение коэффициента увеличивается, например = 0,098 в случае, когда = 0,182, =0,1. Величина коэффициента зависит от упруго-инерционных свойств колеблющейся массы, а также от сил вязкого сопротивления, возникающих в зоне контакта колеблющейся массы с грунтовым массивом. В рассматриваемом случае величина диссипативных сил была принята постоянной: = 20 кН·с/м. Угловая частота кинематического возбуждения связана со скоростным режимом движения основного объекта и физико-механическими свойствами среды в зоне взаимодействия с колеблющейся массой. Изменение указанных параметров влечет за собой рассогласование между коэффициентами передачи и в сторону ухудшения динамического состояния основного объекта. Адаптивное управление упруго-инерционными свойствами колеблющейся массы в ручном или автоматическом режиме позволит целенаправленно приводить механическую систему к рациональному состоянию. Оценим влияние конструкционных особенностей рычажного соединения рабочего органа рыхлительного оборудования [4, 5], а также диссипативных сил, возникающих в трансмиссии и гусеничном движителе базовой машины (рис. 3, 4), на передаточные функции и коэффициенты передачи колеблющегося рабочего органа. Для математического описания движения механической системы составим уравнения Лагранжа второго рода. В качестве обобщенных координат примем: - перемещение базовой машины относительно неподвижной системы отсчета, представленной координатой X; - перемещение зуба и подвижных концов штанг стойки. С учетом принятой расчетной схемы уравнения Лагранжа второго рода примут вид: (9) Используя полученные выше преобразования, приведем уравнения (9) к алгебраическому виду: (10) В качестве примера оценим возможность управления динамическим состоянием механической системы со следующими значениями параметров: = 15 000 кг; = 600 кг; = 60 кг; = 2000 кН/м; = 200…500 кН/м; = 50 000 Н·с/м; = 10 000…20 000 Н·с/м. Используя уравнения (10), вычислим коэффициенты передачи амплитуды колебаний, воспринимаемых базовой машиной и рабочим органом : ; На рис. 5 представлены графические зависимости параметров оптимизации и от контролируемых значений и . Сопоставляя области динамического состояния механической системы, можно отметить существенную зависимость критериев оптимизации от контролируемых параметров. Наиболее значимые из них - жесткость упругой связи , определяющая внутреннюю возможность управления динамическим состоянием механической системы, и параметр , который учитывает силы вязкого сопротивления, возникающие в зоне контакта колеблющейся массы с грунтовым массивом. Последний параметр определяет внешнее воздействие на динамическое состояние механической системы. С увеличением жесткости упругой связи наблюдается рост максимальных значений параметра оптимизации в области второго резонанса. Например, если при жесткости упругой связи = 200 кН/м (см. рис. 5, а) коэффициент передачи = 0,587, то в случае, когда = 500 кН/м (см. рис. 5, б), = 0,836. Коэффициент диссипативных потерь в обоих случаях был одинаков и составлял 15 кН·с/м. Повышение жесткости упругой связи приводит к смещению зоны второго резонанса, соответствующей максимальному значению коэффициента передачи , в область более высоких угловых частот кинематического возбуждения. Для рассматриваемого случая это изменение привело к смещению частотного режима от p = 18,8 до p = 37,8 рад/с. Коэффициент передачи амплитудных колебаний основного объекта после зоны первой резонансной частоты практически монотонно стремится к нулю. Поэтому в зонах второго резонанса отношение коэффициентов передачи будет принимать наименьшие значения. Закономерности изменения выходных параметров основного объекта и колеблющейся массы хорошо согласуются с технологическими возможностями разработки прочных и мерзлых грунтов в установившемся режиме. Увеличение скоростного режима движения основного объекта вызывает смещение периодического воздействия на колеблющуюся массу в область более высоких частот. Угловая частота периодического воздействия зависит и от состояния грунтового массива, определяемого физико-механическими свойствами грунта и атмосферными условиями. Результаты и их обсуждение Подбирая упруго-инерционные параметры колеблющейся массы, можно согласовывать частоту парциальных колебаний массы с частотой периодического воздействия, обеспечивая устойчивое вибрационное состояние механической системы в зонах второго резонанса. Алгоритм управления предлагаемых конструкций рабочего оборудования землеройных машин (рыхлитель: а.с. СССР №815169, 1016445; рыхлитель с пружинным аккумулятором энергии двухстороннего действия: пат. РФ №2455428; рыхлитель с жидкостным аккумулятором энергии двухстороннего действия: пат. РФ №2505647; рыхлитель с газовым аккумулятором энергии двухстороннего действия: пат. РФ №2537428) может быть построен таким образом, чтобы объект управления (аккумулятор энергии) осуществлял максимизацию амплитудных значений отклонения рабочего органа от положения равновесия при различных режимах движения базовой машины и физико-механических свойствах грунта. Схемы управления параметрами рабочего оборудования рыхлителей с различными аккумуляторами энергии [6, 7] представлены на рис. 6. Выводы Создание регулируемых устройств в кинематической цепи рабочего оборудования землеройных машин, обеспечивающих возможность поддержания антифазного колебания рабочего органа по отношению к объекту защиты, позволяет минимизировать вибрационную нагруженность базовой машины и снизить энергетические затраты при разработке прочных и мерзлых грунтов. Подбирая упруго-инерционные параметры колеблющейся массы, можно согласовывать частоту парциальных колебаний массы с частотой периодического воздействия, обеспечивая устойчивое вибрационное состояние механической системы в зонах второго резонанса.
×

About the authors

Yu. A Geller

Transbaikal State University

Email: gelleryua@gmail.com
PhD in Engineering Chita, Russia

E. O Palamodov

Transbaikal State University

PhD in Engineering Chita, Russia

References

  1. Лойцянский Л.Г., Лурье А.И. Курс теоретической механики. Т. 2. Динамика. М.: Наука, 1983. 640 с.
  2. Коренев Б.Г., Резников П.М. Динамические гасители колебаний. Теория и технические приложения. М.: Наука, 1963. 535 с.
  3. Вибрации в технике. Справочник в 6 т. Т. 6. Защита от вибраций и ударов / Под ред. К.В. Фролова. М.: Машиностроение, 1981. 456 с.
  4. Геллер Ю.А. Создание эффективной техники на примере машин для специальных земляных работ, действующих по принципу замыкания динамических нагрузок на рыхлительном оборудовании и грунте: Монография. Чита: ЗабГУ, 2011. 217 с.
  5. Geller U.A. Energy-saving class of the machines, which work according to the principle of closing dynamic loads on the loosening equipment // China science and technology review. 2011, vol. 10, p. 29.
  6. Геллер Ю.А. Динамическая модель рыхлителя с аккумулятором энергии // Системы. Методы. Технологии. 2012, №1(13). С. 28-32.
  7. Геллер Ю.А. Активные средства виброзащиты землеройных машин на примере рыхлителя с аккумулятором энергии // Вiбрацiї в технiцi та технологiях. 2012, №2(66). С. 105-111.

Copyright (c) 2016 Geller Y.A., Palamodov E.O.

Creative Commons License
This work is licensed under a Creative Commons Attribution-NonCommercial-NoDerivatives 4.0 International License.

 СМИ зарегистрировано Федеральной службой по надзору в сфере связи, информационных технологий и массовых коммуникаций (Роскомнадзор).
Регистрационный номер и дата принятия решения о регистрации СМИ: ПИ № ФС 77 - 81900 выдано 05.10.2021.


This website uses cookies

You consent to our cookies if you continue to use our website.

About Cookies