4.2. Теоретические основы процессов взаимодействия рабочих органов строительных и дорожных машин с перерабатываемыми материалами.

Рассматриваемые в курсовой работе варианты индивидуального задания являются машинами — орудиями, осуществляющими технологические операции, связанные с изменением состояния перерабатываемых мате­риалов и в некоторых случаях их физико-механических свойств. В соответствии с осуществляемой технологией переработки материалов можно выделить следующие основные группы рабочих процессов машин: измельчение материалов, сортирование, смешение, перемещение по материаловодам, уплотнение, отделение от массива (резание, скалывание и др.). Каждую группу можно разделить на несколько разновидностей в зависимости от свойств материалов и соответствующей им специфики технологической процесса.

Например, измельчение материалов может осуществляться сжатием (в результате которого может проявляться скалывание), ударным воздействием, истиранием и различными сочетаниями этих элементарных процессов; перемещение сыпучих материалов разреженным потоком — механическим способом — вибрированием, в потоках газа или жидкости; уплотнение — вибрированием, прессованием, центрифугированием или различ­ными комбинациями этих элементарных процессов.

Погружение в грунт свай, шпунтов, труб может производиться вибрированием, ударным воздействием, вдавливанием; обработка материалов или разрушение их в массиве — резанием (сверление, шлифование, пиление и др.), скалыванием (бурение, долбление) и другими способами.

В большинстве рассмотренных процессов рабочие органы машин осуществляют необратимое деформирование, приводящее к разрушению или изменению состояния обрабатываемых мате­риалов.

4.2.1. Основы расчета вибрационного привода строительных и дорожных машин

Особое место среди перечисленных видов взаимодействий рабочих органов машин с перерабатываемой средой занимают вибра­ционные процессы, широко используемые при измельчении, сепарации, уплотнении и транспортировании материалов, бурении грунтов, погружении свай и других операциях. При вибрацион­ных воздействиях на обрабатываемую среду облегчается выполне­ние машинами их технологических функций вследствие сниже­ния сопротивлений действию сравнительно малых постоянных сил.

Вибрационные воздействия осуществляются в результате цир­куляционного движения и частых соударений твердых частиц вибрируемой среды. Ударно-вибрационные процессы трамбования, дробления, погружения свай сопровождаются пластической деформацией, образованием трещин и хрупким разрушением ма­териала под действием частых ударов.

Рис. 4. Схемы, поясняющие снижение коэффициента тренияпри действии:

а — импульсав плоскости скольжения;

б — колеблющейся силы, нормальнойк плоскости скольжения

При действии вибрации возникает эффект снижения коэффи­циента трения без смазочного материала, механизм которого по И. И. Быховскому иллюстрируется следующей схемой (рис. 4, а). Эффект снижения коэффициента трения приводит к явлению вибрационного псевдоcжижения сыпучих сред, и они приобретают свойства, подобные свойствам вязкой жидкости. Когда вибрация вызывает проскальзывание одних твердых частниц относительно других, частицы смеси, сжимаемые соседними частицами, оказы­ваются в состоянии перемещаться под действием силы тяжести, в результате чего достигается более плотная их укладка и уплот­нение смеси.

В некоторых телах под действием вибрации изменяется не только видимый, но и действительный коэффициент трения, вслед­ствие происходящих физико-механических процессов, например из-за выделения жидкой фазы на трущихся поверхностях.

Такие среды, как бетонные смеси, при малых скоростях де­формаций сдвига обладают пластическими или упруго-пластическими свойствами. При повышении скорости сдвига в них прояв­ляются вязкие свойства, т. е. под действием динамического сдвига пластическое сопротивление превращается в нелинейно-вязкое сопротивление, зависящее от скорости сдвига и называемое структурной вязкостью.

Запаздывание изменения вязкости по отношению к изменению скорости деформации называют тикстропией.

С помощью вибрации можно осуществлять направленное (в среднем) передвижение массива тел без отрыва от направляющей поверхности и с подбрасыванием тел.

В зависимости от места приложения колеблющейся силы раз­личают вибрирование направляющей поверхности, по которой движутся тела (питатели, грохоты), и вибрирование перемещаю­щегося тела (погружение свай). В этих процессах действуют внеш­ние, не зависящие от вибрации силы (например, составляющая силы тяжести при движении на наклонной плоскости) и силы, возникающие при вибрации и снижающие диссипативные силы сопротивления.

Ударно-вибрационные процессы могут вызывать разные явле­ния в средах. Так, при помощи вибрации можно производить раз­деление и классификацию материалов или осуществлять их пере­мешивание; уплотнять среду или разрыхлять ее; придавать сыпу­чим материалам свойства текучести и, наоборот, из полусухих смесей формовать плотные изделия. Таким образом, от выбора параметров вибрационных машин, форм их рабочих органов и видов воздействий на среду в решающей мере зависит технологи­ческий эффект процесса. В настоящее время ведутся исследова­ния, направленные на интенсификацию рабочих процессов, об­легчающих разрушение тел путем использования традиционных методов с наложением на них воздействий физической активации. Например, при облучении горных пород электромагнитными волнами сверхвысокой (до 3000 МГц) частоты отдельные слои во времени нагреваются неравномерно, что вызывает термические напряжения, приводящие к появлению трещин и отколу частиц.

В общем случае расчет вибропривода проводят по следующей методике:

- определение уравнений для расчета рабочих амплитуд;

- определение момента дебаланса;

- определение работы (мощности) расходуемой на работу вибро-привода.

Рассмотрим примеры определения параметров вибропривода в зависимости от типа машины.

Вибрационные мельницы: Колебания корпуса мельницы описываются системой дифференциальных уравнений:

	(4.12)

где m_o – масса колеблющейся системы, включающая массу корпуса, загрузки и вибратора; x и y – координаты перемещения центра масс; c_x и c_y – жёсткости опор по соответствующим осям; b_x и b_y – коэффициенты сопротивления диссипативных сил по осям; m_Д – масса дебаланса вибратора; w – угловая скорость вала вибратора; R – радиус центра масс дебаланса; t – время.

Установившиеся вынужденные колебания системы описыва­ются частными интегралами исходных уравнений:

;	(4.13)
.

где x_а и y_а – амплитудные значения перемещений; - угол сдвига фаз между вынужденными колебаниями и вынуждающей силой.

Продифференцировав дважды выражения по времени и подставив полученные значения в уравнения, найдем

. (4.14)

Для лучшей виброизоляции несущих конструкций жесткость опорных пружин принимают такой, при которой /= 1/4 ... 1/5, т. е. мельница работает в зарезонансном режиме.

Амплитуда колебаний, соответствующая минимальным затратам на помол материал определяется:

(4.15)

где x_a и y_a амплитудные значения перемещения корпуса, m_Д – масса дебалансного вала, ω – частота колебаний корпуса, ω₀ – вынужденная частота колебаний упругих элементов, R – радиус центра масс дебаланса.

Дебалансный момент редуктора:

M_Д=m_ДR=m₀x_a (4.16)

Средняя мощность для поддержания колебаний:

(4.17)

где φ – угол сдвига фаз между вынужденными колебаниями и вынуждающей силой, h – коэффициент затухания колебаний: h=b/2ma; b – коэффициент сопротивления.

Вибрационные грохоты:Вибрационное воздействие привода инерционных и гирационных грохотов оценивается динамическим коэффициентом:

К_Д = Pи /G = хаω2sin β /(g cos α) (4.18)

где x_а — амплитуда колебаний грохота; β— угол между плоскостью сит и направлением действия инерционной силы (β = ωt); ω— угловая частота колебаний, рад/с; α — угол наклона сит к горизонтали.

Для обеспечения приемлемых режимов работы грохота и нагруженности его конструкции, а также долговечности грохота динамический коэффициент должен быть не более 8.

Мощность (Вт), необходимую для поддержания колебаний системы, можно рассчитать по формуле:

(4.19)

где S = m_Д R—статический момент массы дебалансов, ω — угловая скорость дебалансов, x_a – амплитуда колебаний. По экспериментальным данным, = 145 .. 155 °.

Мощность, необходимая для преодоления трения в подшипниках вибровала:

N_п=Sω3μdB /2 (4.20)

где ρ — приведенный к валу коэффициент трения подшипника качения

(ρ= 0,005 ... 0,007); d_B — диаметр вала под подшипником, μ – коэффициент трения качения.

Мощность двигателя грохотов с направленными колебаниями:

N_П = (N_cp + NВ)/η (4.21)

наклонных с круговыми колебаниями

. (4.26)

Для виброизоляции несущих конструкций и рабочих мест операторов жесткость опорных устройств виброгрохотов назначают достаточно низкой, чтобы соотношение частот собственных и вынужденных колебаний системы было в пределах

(4.22)

Суммарная жесткость опорных упругих элементов определяется по формуле:

с = ω²m_с/δ² (4.23)

где т_с — масса колеблющейся системы, δ – соотношение собственных и вынужденных колебаний.

Задавшись числом опор-амортизаторов, определяют жесткость единичного элемента. Жесткость (Н/м) цилиндрической пружины в продольном направлении:

С_у = E^’d4/(8D³i), (4.24)

где Е' — модуль упругости материала пружины при сдвиге, Па; d и D — диаметр проволоки и средний диаметр пружины, м; i— число рабочих витков пружины.

Жесткость пружины в поперечном направлении:

(4.25)

где α — коэффициент Рауша, значения которого при с_х/с_у = 1 можно принимать в интервале α— 1,2 ... 1,3; h — рабочая высота пружины, м.

Вибрационные уплотнители бетонных и асфальтобетонных смесей(вибраторы, виброплощадки, виброрейки): Для определения параметров вибрационных уплотнителей бетонных смесей используются следующие зависимости:

Статический момент (кг*м) масса дебаланса:

(4.26)

m₁ и m₂ – масса корпуса и дебаланса, m_б – масса бетонной смеси, колеблющейся вместе с вибровозбудителем; = 135^о - угол сдвига фаз.

Вместе с тем масса колеблющейся с вибровозбудителем смеси

, (4. 72)

где D_к и L – диаметр корпуса и длина вибровозбудителя соответственно, м; - плотность бетонной смеси, кг/м³; h – толщина слоя смеси, колеблющейся с вибровозбудителем (h = 0,04…0,05 м).

Мощность (Вт), необходимая для поддержания колебаний

(4.28)

Мощность, затрачиваемая на трение в подшипниках дебалансов вибровозбудителей:

, (4.29)

где d_В – диаметр вала под подшипником, м.;

Мощность, расходуемая на преодоление трения качения бегунка

, (4.30)

w_Б – угловая скорость бегунка при вращении вокруг собственной оси;

f_К – коэффициент трения качения;

м.

Общая мощность вибронасадка

(4.31)

Вибрируемая масса виброплощадки: ,

m_В - суммарная масса виброблоков; m_Ф – масса формы; m_Б – масса бетонной смеси; k₁ – коэффициент присоединения бетонной смеси к колебаниям, k₁ = 0,25…0,3; k₂ – коэффициент присоединения пригруза к колебаниям ;m_П – масса пригруза.

Статический момент массы дебалансов:

. (4.32)

Вибромолоты и вибропогружатели:Энергия в (Дж) удара вибрационного молота:

(4.33)

Приведенный коэффициент восстановления скорости:

(4.34)

Приведенная мощность двигателя вибропогружателя:

(4.35)