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

全文:

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.

作者简介

Yu. Geller

Transbaikal State University

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

E. Palamodov

Transbaikal State University

PhD in Engineering Chita, Russia

参考

补充文件