Сравнение по энергетике самобалансного и инерционо–эксцентрикового приводов
Исследуются две оригинальные схемы вибровозбудителей: жесткий эксцентриковый привод с инерционным элементом и аналогичный с дополнительной упругой связью. Составлены дифференциальные уравнения движения, которые приведены к удобному для численного решения виду. Построены амплитудные и силовые характе...
Saved in:
| Published in: | Геотехнічна механіка |
|---|---|
| Date: | 2017 |
| Main Authors: | , |
| Format: | Article |
| Language: | Russian |
| Published: |
Інститут геотехнічної механіки імені М.С. Полякова НАН України
2017
|
| Online Access: | https://nasplib.isofts.kiev.ua/handle/123456789/158638 |
| Tags: |
Add Tag
No Tags, Be the first to tag this record!
|
| Journal Title: | Digital Library of Periodicals of National Academy of Sciences of Ukraine |
| Cite this: | Сравнение по энергетике самобалансного и инерционо–эксцентрикового приводов / В.П. Франчук, А.В. Анциферов // Геотехнічна механіка: Міжвід. зб. наук. праць. — Дніпро: ИГТМ НАНУ, 2017. — Вип. 137. — С. 65-72. — Бібліогр.: 4 назв. — рос. |
Institution
Digital Library of Periodicals of National Academy of Sciences of Ukraine| id |
nasplib_isofts_kiev_ua-123456789-158638 |
|---|---|
| record_format |
dspace |
| spelling |
Франчук, В.П. Анциферов, А.В. 2019-09-08T12:31:30Z 2019-09-08T12:31:30Z 2017 Сравнение по энергетике самобалансного и инерционо–эксцентрикового приводов / В.П. Франчук, А.В. Анциферов // Геотехнічна механіка: Міжвід. зб. наук. праць. — Дніпро: ИГТМ НАНУ, 2017. — Вип. 137. — С. 65-72. — Бібліогр.: 4 назв. — рос. 1607-4556 https://nasplib.isofts.kiev.ua/handle/123456789/158638 621.926.22.001:622.732 Исследуются две оригинальные схемы вибровозбудителей: жесткий эксцентриковый привод с инерционным элементом и аналогичный с дополнительной упругой связью. Составлены дифференциальные уравнения движения, которые приведены к удобному для численного решения виду. Построены амплитудные и силовые характеристики. Амплитудные значения колебаний исполнительного органа системы с жестким инерционно-эксцентриковым приводом без упругого элемента и с упругим элементом идентичны. Полученные данные сравнивались с эквивалентным инерционным самобалансным приводом. Показано снижение амплитудных значений усилий, действующих на подшипниковые узлы инерционно-эксцентриковых вибровозбудителей и на 30-40 % снижение потерь энергии на трение в подшипниковых узлах привода. В инерционно-эксцентриковых вибровозбудителях, кроме того, при работе в зарезонансной зоне, значительно облегчается переход через резонанс при пуске и остановке машины. Досліджуються дві оригінальні схеми віброзбудників: жорсткий ексцентриковий привід з інерційним елементом і аналогічний з додатковим пружним зв'язком. Складено диференціальні рівняння руху, які доведені до зручного для чисельного рішення виду. Побудовано амплітудні і силові характеристики. Амплітудні значення коливань виконавчого органу системи з жорстким інерційно-ексцентриковим приводом без пружного елемента і з пружним елементом ідентичні. Отримані дані порівнювалися з еквівалентним інерційним самобалансним приводом. Показано зниження амплітудних значень зусиль, що діють на підшипникові вузли інерційно-ексцентрикових віброзбудників і зниження на 30-40% втрат енергії на тертя в підшипникових вузлах приводу. В інерційно-ексцентрикових віброзбудниках, крім того, при роботі в зарезонансному режимі, значно полегшується перехід через резонанс під час пуску і зупинці машини. Two original schemes of vibrator are investigate: the hard eccentric drive with an ine-rtia element and analogical with additional resilient connection. Differential equations of motion are compute, which are reduce to a convenient form for numerical solution. The amplitude and power characteristics are plotted. The amplitude values of the oscillations of the executive body of the sys-tem with inertial loads and the inertial hard - eccentric actuator without the elastic element are iden-tical. The obtained data have been compare with the same for equivalent inertial drive. The decline of peak values of efforts operating on the bearing knots of inertia-eccentric vibrators. Also decline of losses of friction energy on a in the bearing knots of drive up to 30-40 % is shown. In inertia-ec-centric vibrators, in addition, during work in a super resonance zone, a transition is considerably facilitate through resonance at starting and stop of machine. ru Інститут геотехнічної механіки імені М.С. Полякова НАН України Геотехнічна механіка Сравнение по энергетике самобалансного и инерционо–эксцентрикового приводов Енергетичне порівняння самобалансного та інерційно–ексцентрикового приводів Energy comparison between self-balance and inertial–eccentric drives Article published earlier |
| institution |
Digital Library of Periodicals of National Academy of Sciences of Ukraine |
| collection |
DSpace DC |
| title |
Сравнение по энергетике самобалансного и инерционо–эксцентрикового приводов |
| spellingShingle |
Сравнение по энергетике самобалансного и инерционо–эксцентрикового приводов Франчук, В.П. Анциферов, А.В. |
| title_short |
Сравнение по энергетике самобалансного и инерционо–эксцентрикового приводов |
| title_full |
Сравнение по энергетике самобалансного и инерционо–эксцентрикового приводов |
| title_fullStr |
Сравнение по энергетике самобалансного и инерционо–эксцентрикового приводов |
| title_full_unstemmed |
Сравнение по энергетике самобалансного и инерционо–эксцентрикового приводов |
| title_sort |
сравнение по энергетике самобалансного и инерционо–эксцентрикового приводов |
| author |
Франчук, В.П. Анциферов, А.В. |
| author_facet |
Франчук, В.П. Анциферов, А.В. |
| publishDate |
2017 |
| language |
Russian |
| container_title |
Геотехнічна механіка |
| publisher |
Інститут геотехнічної механіки імені М.С. Полякова НАН України |
| format |
Article |
| title_alt |
Енергетичне порівняння самобалансного та інерційно–ексцентрикового приводів Energy comparison between self-balance and inertial–eccentric drives |
| description |
Исследуются две оригинальные схемы вибровозбудителей: жесткий эксцентриковый привод с инерционным элементом и аналогичный с дополнительной упругой связью. Составлены дифференциальные уравнения движения, которые приведены к удобному для численного решения виду. Построены амплитудные и силовые характеристики. Амплитудные значения колебаний исполнительного органа системы с жестким инерционно-эксцентриковым приводом без упругого элемента и с упругим элементом идентичны. Полученные данные сравнивались с эквивалентным инерционным самобалансным приводом. Показано снижение амплитудных значений усилий, действующих на подшипниковые узлы инерционно-эксцентриковых вибровозбудителей и на 30-40 % снижение потерь энергии на трение в подшипниковых узлах привода. В инерционно-эксцентриковых вибровозбудителях, кроме того, при работе в зарезонансной зоне, значительно облегчается переход через резонанс при пуске и остановке машины.
Досліджуються дві оригінальні схеми віброзбудників: жорсткий ексцентриковий привід з інерційним елементом і аналогічний з додатковим пружним зв'язком. Складено диференціальні рівняння руху, які доведені до зручного для чисельного рішення виду. Побудовано амплітудні і силові характеристики. Амплітудні значення коливань виконавчого органу системи з жорстким інерційно-ексцентриковим приводом без пружного елемента і з пружним елементом ідентичні. Отримані дані порівнювалися з еквівалентним інерційним самобалансним приводом. Показано зниження амплітудних значень зусиль, що діють на підшипникові вузли інерційно-ексцентрикових віброзбудників і зниження на 30-40% втрат енергії на тертя в підшипникових вузлах приводу. В інерційно-ексцентрикових віброзбудниках, крім того, при роботі в зарезонансному режимі, значно полегшується перехід через резонанс під час пуску і зупинці машини.
Two original schemes of vibrator are investigate: the hard eccentric drive with an ine-rtia element and analogical with additional resilient connection. Differential equations of motion are compute, which are reduce to a convenient form for numerical solution. The amplitude and power characteristics are plotted. The amplitude values of the oscillations of the executive body of the sys-tem with inertial loads and the inertial hard - eccentric actuator without the elastic element are iden-tical. The obtained data have been compare with the same for equivalent inertial drive. The decline of peak values of efforts operating on the bearing knots of inertia-eccentric vibrators. Also decline of losses of friction energy on a in the bearing knots of drive up to 30-40 % is shown. In inertia-ec-centric vibrators, in addition, during work in a super resonance zone, a transition is considerably facilitate through resonance at starting and stop of machine.
|
| issn |
1607-4556 |
| url |
https://nasplib.isofts.kiev.ua/handle/123456789/158638 |
| citation_txt |
Сравнение по энергетике самобалансного и инерционо–эксцентрикового приводов / В.П. Франчук, А.В. Анциферов // Геотехнічна механіка: Міжвід. зб. наук. праць. — Дніпро: ИГТМ НАНУ, 2017. — Вип. 137. — С. 65-72. — Бібліогр.: 4 назв. — рос. |
| work_keys_str_mv |
AT frančukvp sravneniepoénergetikesamobalansnogoiinercionoékscentrikovogoprivodov AT anciferovav sravneniepoénergetikesamobalansnogoiinercionoékscentrikovogoprivodov AT frančukvp energetičneporívnânnâsamobalansnogotaínercíinoekscentrikovogoprivodív AT anciferovav energetičneporívnânnâsamobalansnogotaínercíinoekscentrikovogoprivodív AT frančukvp energycomparisonbetweenselfbalanceandinertialeccentricdrives AT anciferovav energycomparisonbetweenselfbalanceandinertialeccentricdrives |
| first_indexed |
2025-11-25T23:55:29Z |
| last_indexed |
2025-11-25T23:55:29Z |
| _version_ |
1850590183885373440 |
| fulltext |
ISSN 1607-4556 (Print), ISSN 2309-6004 (Online) Геотехнічна механіка. 2017. № 137
65
УДК 621.926.22.001:622.732
Франчук В.П., д-р техн. наук, профессор,
Анциферов А.В., канд. техн. наук, доцент
(ГВУЗ «НГУ»
СРАВНЕНИЕ ПО ЭНЕРГЕТИКЕ САМОБАЛАНСНОГО И
ИНЕРЦИОННО-ЭКСЦЕНТРИКОВОГО ПРИВОДОВ
Франчук В.П., д-р техн. наук, професор,
Анциферов О.В., канд. техн. наук, доцент
(ДВНЗ «НГУ»
ЕНЕРГЕТИЧНЕ ПОРІВНЯННЯ САМОБАЛАНСНОГО ТА
ІНЕРЦІЙНО–ЕКСЦЕНТРИКОВОГО ПРИВОДІВ
Franchuk V.P., D. Sc. (Tech.), Professor,
Antsyferov O.V., Ph.D. (Tech.), Associate Professor
(SHEI«NMU»)
ENERGY COMPARISON BETWEEN SELF-BALANCE AND
INERTIAL–ECCENTRIC DRIVES
Аннотация. Исследуются две оригинальные схемы вибровозбудителей: жесткий
эксцентриковый привод с инерционным элементом и аналогичный с дополнительной
упругой связью. Составлены дифференциальные уравнения движения, которые приведены к
удобному для численного решения виду. Построены амплитудные и силовые
характеристики. Амплитудные значения колебаний исполнительного органа системы с
жестким инерционно-эксцентриковым приводом без упругого элемента и с упругим
элементом идентичны. Полученные данные сравнивались с эквивалентным инерционным
самобалансным приводом. Показано снижение амплитудных значений усилий, действующих
на подшипниковые узлы инерцион-но-эксцентриковых вибровозбудителей и на 30-40 %
снижение потерь энергии на трение в подшипниковых узлах привода. В инерционно-
эксцентриковых вибровозбудителях, кроме того, при работе в зарезонансной зоне,
значительно облегчается переход через резонанс при пуске и остановке машины.
Ключевые слова: вибровозбудители, самобалансный, инерционно-эксцентриковые,
расчет, амплитуда, усилие в приводе, сравнение.
Введение. В вибрационных технологических машинах, таких как
вибрационные мельницы, грохоты, питатели, вибровыбивные решетки,
вибростолы для формирования железобетонных изделий и т.п., одним из
основных узлов наряду с исполнительным органом является привод или
вибровозбудитель. Причем для машин тяжелого типа, работающих в
зарезонансном режиме, используются, как правило, двухвальные инерционные
вибраторы самобалансного типа или самосинхронизирующиеся,
обеспечивающие направленное возмущающее усилие [1]. При всей их
простоте, они имеют ряд существенных недостатков по сравнению с жестким
инерционно-эксцентриковым приводом. Принятым режимом работы
вибромашины с данным типом вибровозбудителя является за-резонансный, чем
и определяется стабильность амплитуды колебаний исполнительного органа и
© В.П. Франчук, А.В. Анциферов, 2017
ISSN 1607-4556 (Print), ISSN 2309-6004 (Online) Геотехнічна механіка. 2017. № 137
66
ее способность достаточно надежно обеспечивать заданные технологические
показатели. В то же время, сила инерции исполнительного органа в
зарезонансном режиме компенсируется, в основном, усилиями, действующими
в приводе, и только небольшая часть компенсируется с помощью упругих
амортизаторов [2]. При использовании жесткого инерционно эксцентрикового
привода значительно снижаются усилия в приводе, особенно при
использовании компенсирующих упругих элементов [3], а также, снижаются
потери энергии на сопротивления в приводе.
Существенным недостатком вибрационных технологических машин с
инерционным вибровозбудителем является то, что при необходимости
увеличения амплитуды колебаний исполнительного органа существенно
возрастает кинето-статический момент (m0r) дебалансных масс и масса
вибровозбудителя в целом. Для тяжелых машин масса вибровозбудителя
становится соизмеримой или даже равной массе исполнительного органа. Тем
не менее, эти привода используют вследствие простоты конструкции и
удобства обслуживания.
Отдавая предпочтение приводам данных типов, рассмотрим возможность
применения жесткого эксцентрикового вибровозбудителя с инерционным
элементом. По своим конструктивным и динамическим характеристикам
данный тип вибровозбудителя может найти применение в вибрационных
транспортирующих и технологических машинах.
Целью исследования является получение и сравнительный анализ силовых
зависимостей в элементах изучаемых приводов применительно к вертикальной
вибрационной мельнице.
Теоретические исследования. Рассмотрим системы с инерционным и
жестким эксцентриковым вибровозбудителем, не связанным с основанием и
возбуждающим колебания за счет
инерции контргруза (корпуса виб-
ратора) [4]. Расчетные схемы сра-
вниваемых систем приведены на
рис. 1.
Критериями сравнения примем
стабильность амплитуды колебаний.
Массы исполнительных органов,
амплитуды, частоты вынужденных
колебаний (перемещения) и
нагрузки на перекрытие принимаем одинаковыми. Поскольку при
идентичности динамических параметров влияние технологической нагрузки
будет примерно одинаковым, без существенного ущерба для качества
проводимого анализа, ее можно не учитывать.
Движение системы с инерционным вибровозбудителем (рис. 1, а)
описывается дифференциальным уравнением вида
Рисунок 1 – Расчетные схемы
вибровозбудителей
ISSN 1607-4556 (Print), ISSN 2309-6004 (Online) Геотехнічна механіка. 2017. № 137
67
1
2
1011101 sin xtrmxcxxmmM , (1)
а для системы с жестким инерционно-эксцентриковым вибровозбудителем
(рис. 1, б) будем иметь
trctrcxtrmxcxxM cossinsin 21212
2
22222 , (2)
где x1 и x2 – перемещения исполнительных органов; М – приведенная масса ис-
полнительного органа системы; m1, m2 – полные массы вибровозбудителей (с
учетом их корпусов); m0 – неуравновешенная масса дебалансных грузов инер-
ционного вибровозбудителя; r1 – расстояние от оси вращения до центра тяжес-
ти неуравновешенной части дебалансных грузов; r2 – радиус эксцентриситета
вала жесткого инерционно-эксцентрикового вибровозбудителя; c – приведенная
жесткость упругих амортизаторов; α' – приведенный коэффициент неупругих
сопротивлений, принятый пропорциональными первой степени скорости; с1 –
приведенная жесткость упругих связей привода; µ – коэффициент неупругих со
противлений материала упругих связей привода.
Правая часть уравнения, по сути, и определяет величину усилия в приводе.
Для определения перемещений исполнительных органов уравнения (1) и (2)
преобразуем к виду
,sin2
1011111 trmxcxxmM
(3)
.sin2
2222222 trmxcxxmM
(4)
Принимаем решения этих уравнений в виде
,sin 111 tax (5)
222 sin tax . (6)
После подстановки их в (3) и (4) получим выражения для амплитуд
вынужденных колебаний
,,
22
2
222
22
2
22
2
22
1
222
11
2
10
1
pmM
rm
a
pmM
rm
a (7)
где
2
22
0
222
0 pp
– коэффициент, учитывающий упругие
элементы в эксцентриковом приводе;
2
12
0
2
2
2
1
2
1 ,,
m
c
p
mM
c
p
mM
c
p –
ISSN 1607-4556 (Print), ISSN 2309-6004 (Online) Геотехнічна механіка. 2017. № 137
68
квадраты частот собственных колебаний систем;
2
2
1
1
'
,
'
mMmM
–
приведенные коэффициенты эквивалентных вязких сопротивлений.
Выражения для углов сдвига фаз имеют вид
.,
22
2
2
222
1
1
1
p
arctg
p
arctg (8)
Усилия, действующие на подши-
пниковые узлы вибровозбудителей
(рис. 2), будут определяться правы-
ми частями уравнений (1) и (2). С
учетом (5) и (6) после сложения
колебаний получим
1011 sin tPP , (9)
2022 sin tPP . (10)
Здесь
,cos2 111
2
1
2
1
2
001 raarmP (11)
22
022
2
2
22
022
2
2
2
2202 sincos praprarmP (12)
– амплитудные значения усилий, действующих на подшипниковые узлы
вибровозбудителей;
2
2
0
2
2
2
2
2
0
2
2
2
2
111
11
1
cos1
sin
,
cos
sin
p
r
a
p
r
a
arctg
ar
a
arctg (13)
– углы сдвига фаз между радиусами дебалансов, эксцентриситетом
приводного вала и векторами усилий вибровозбудителей.
В поперечном направлении (в плоскости расположения валов дебалансных
грузов или эксцентриковых валов) силы инерции дебалансных грузов или
корпусов подшипников эксцентриков взаимно уравновешиваются, но на
подшипниковые узлы будут действовать силы
trmPt
rm
P nyy cos,cos
2
2
22
210
1 (14)
где тп – масса подшипникового узла эксцентрика.
Рисунок 2 – Распределение усилий в приводах
ISSN 1607-4556 (Print), ISSN 2309-6004 (Online) Геотехнічна механіка. 2017. № 137
69
Проведем сравнительный
анализ рассматриваемых трех
систем при эквивалентных
параметрах: массы исполните-
льных органов M и амплитуды
колебаний a1 = a2, p1 = p2 = p,
m1 = m2 = m, т1 = λ т0. Ампли-
тудные значения усилий, дей-
ствующих на подшипниковые
узлы инерционного и жесткого
эксцентрикового вибровозбуди-
телей показаны на рис. 3.
В расчетах было принято:
масса исполнительного органа
M = 1000 кг, частота вынужден-
ных колебаний ω = 100 рад/с,
амплитуда колебаний a = 5 мм,
p = 100 рад/с, p0 = 40 рад/с.
Из рисунка следует, что усилие в жестком эксцентриковом приводе с допол-
нительной упругой связью несколько ниже, чем в инерционном и жестком экс-
центриковом без упругой связи. Это, так называемая, активная составляющая
нагрузок на привод, которая участвует в технологическом процессе.
Из сравнения выражений (7) следует, что с точки зрения стабильности амп-
литуд колебаний системы с инерционным и жестким эксцентриковым вибро-
возбудителем рассматриваемого вида являются идентичными. Поэтому граница
применимости того или иного вибровозбудителя должна выбираться, кроме со-
ображений снижения усилий, также из соображений энергетических, экономи-
ческих и конструктивных. С этой точки зрения определенный интерес предста-
вляет определение потерь энергии в вибровозбудителе машины. Параметры
исполнительного органа, технологической нагрузки и режимы колебаний обоих
типов вибрационных машин будут одинаковыми, поэтому будут одинаковыми
и потери энергии, связанной с деформацией
упругих связей, виброперемещением
материала и т.п. Потери же энергии в самих
вибровозбудителях будут различными.
Существенное различие имеет место в
усилиях на подшипниковые узлы в
поперечном направлении (рис. 4), которые
в уравновешенных приводах компенсируют
друг друга, но на подшипники действует, и
энергия на трение в подшипниковых узлах
теряется.
Рисунок 3 – Усилия в приводах:
1 – инерционный привод;
2 – жесткий эксцентриковый без упругой связи;
3 – жесткий эксцентриковый с упругой связью
Рисунок 4 – Распределение нагрузок
на подшипниковые узлы приводов:
1–инерционный; 2 – эксцентриковый
ISSN 1607-4556 (Print), ISSN 2309-6004 (Online) Геотехнічна механіка. 2017. № 137
70
Принимаем момент трения в подшипниковых узлах пропорциональным
радиальному усилию, действующему на вал вибровозбудителя и радиусу
самого подшипника. Тогда полный момент трения в подшипниковых узлах
самобалансного привода
1
1
1
2
2 ynn P
P
frM (15)
В эксцентриковом вибровозбудителе вдвое большее количество подшипни-
ков, тогда
2
2
1
2
4 ynn P
P
frM (16)
Здесь f – коэффициент трения в подшипнике, rn – радиус подшипника.
Средние моменты за период движения исполнительного органа
2
2
02
2
2
10
01
1
2
8
,
2
4
rm
P
frMrm
P
frM пncnc (17)
и энергия, теряемая в подшипниках в единицу времени
2
2
02
2
2
10
01
1
2
8
,
2
4
rm
P
frNrm
P
frN пnn (18)
Принимая параметры машины
как и ранее, отношение расходов
энергии получим в виде
2
202
2
1001
2
1
5,02
5,0
rmP
rmP
N
N
n
Результаты и их обсуждение.
На рис. 5 представлена зависимость
отношения потерь энергий инерци-
онного привода к эксцентриковому.
Как следует из этих графиков, во
всем диапазоне частот наблюдается
превышение расхода энергии в инерционном приводе по сравнению с жестким
эксцентриковым при отсутствии упругого элемента. При наличии упругой свя-
зи в жестком эксцентриковом приводе в дорезонансном режиме работы имеет
место превышение потерь энергии над инерционным приводом. В рабочем ре-
жиме (порядка 100 1/с) расход энергии в эксцентриковом приводе снижается по
сравнению с инерционным на 30-40 %.
Рисунок 5 – Сравнение приводов по
мощности
1 – эксцентриковый привод с упругостью;
2 – эксцентриковый привод без упругости
ISSN 1607-4556 (Print), ISSN 2309-6004 (Online) Геотехнічна механіка. 2017. № 137
71
Еще одним преимуществом приме-
нения инерционно-эксцентрикового
привода с упругой связью является то,
что при равенстве частоты собственных
колебаний системы частоте осциллято-
рного резонанса привода (p = p0) при
переходе через резонанс не наблюдает-
ся всплеска амплитуды колебаний (кри-
вая 3, рис. 6). Следовательно, при испо-
льзовании жесткого инерционно-эксце-
нтрикового привода с упругой связью
не нужно опасаться резкого увеличения
амплитуды колебаний при остановке
устройства и разрабатывать мероприя-
тия по снижению их негативного влия-
ния. При использовании инерционного
или жесткого инерционно-эксцентри-
кового привода, в зависимости от скорости остановки привода, амплитуда ко-
лебаний может увеличиваться в 4…10 раз (кривые 1, 2, рис. 6).
Выводы. Предложенная конструкция жесткого инерционно-эксцентриково-
го вибровозбудителя вибрационных машин по сравнению с широко применяю-
щимся инерционным самобалансным имеет меньшее значение усилия в приво-
де и на 30–40% меньший расход энергии на трение в подшипниковых узлах
привода. Кроме того, в жестком инерционно-эксцентриковом приводе с
упругой связью при работе в зарезонансном режиме значительно облегчается
переход системы через резонанс при пуске и остановке системы.
–––––––––––––––––––––––––––––––
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Назаренко, І.І. Машини для виробництва будівельних матеріалів / І.І. Назаренко. – Київ:
КНУБА,1999. – 488 с.
2. Шатохін, В.М. Про визначення параметрів дебалансних вібраційних апаратів з ексцентриковим
ротором і асинхронним електроприводом / В.М. Шатохін, Б.Ф. Гринько, Н.В. Шатохіна // Автомати-
зація виробничих процесів у машинобудуванні та приладобудуванні: укр. Міжвід. Наук.-техн. зб. –
Львів: НУ «Львівська політехніка»,2013. – Вип. 47. – С. 36-44.
3. Надутый, В.П. Основные направления развития вибрационной техники в горнометаллургичес-
ком производстве / В.П. Надутый // Вибрации в технике и технологиях. – 2002. – № 1(22). – С. 1-5.
4. Франчук, В.П. Динамика грохота с двухприводным инерционным вибровозбудителем
/ В.П. Франчук, В.З. Дятчин // Обогащение полезных ископаемых. Респ. межвед. науч.–техн. сб. –
2003. – Вып.17(58). – С. 51–58.
REFERENCES
1. Nazarenko, I.I. (1999), Mashyny dlya vyrobnytsva budivelnykh materialiv [Machines for production
of build materials], KNUBA, Kyiv, UA.
2. Shatokhin, V.M., Granko, B.F. and Shatokhina, N.V. (2013), «About the determination parameters of
debalanced vibration vehicles with an eccentric person rotor and asynchronous electric drive», Avtomatizat-
siya virobnichykh protsesiv u mashinobuduvanni ta pryladobuduvanni: ukr. mezhved. nauch.–tehn. sb,
Vip. 47, pp. 36-44.
3. Nadutyi, V.P. (2002), «Basic directions of development of vibration technique in a mine-metallurgical
production», Vibratsii v tehnike i tehnologiyakh, no. 1(22), pp. 1-5.
1 – с инерционным приводом; 2 – с
жестким инерционно-эксцентриковым
приводом; 3 – с жестким инерционно-
эксцентриковым приводом и упругой
связью
Рисунок 6 – Амплитудно-частотные
характеристики систем
ISSN 1607-4556 (Print), ISSN 2309-6004 (Online) Геотехнічна механіка. 2017. № 137
72
4. Franchuk, V.P. and Dyatchin, V.Z. (2003), «Dynamics of crash with two-drive inertia vibro-excitabi-
liter», Obogashcheniye poleznykh iskopaemykh. Resp. mezhved. nauch.–tekhn. sb, Vip. 17(58), pp. 51–58.
–––––––––––––––––––––––––––––––
Об авторах
Франчук Всеволод Петрович, доктор технических наук, профессор, профессор кафедры горных
машин и инжиниринга, Государственное высшее учебное заведение «Национальный горный
университет» (ГВУЗ «НГУ»), Днепр, Украина, franchuk@nmu.org.ua
Анциферов Александр Владимирович, кандидат технических наук, доцент, доцент кафедры
горных машин и инжиниринга, Государственное высшее учебное заведение «Национальный горный
университет» (ГВУЗ «НГУ»), Днепр, Украина, antsiferovo@nmu.org.ua
About the authors
Franchuk Vsevolod Petrovich, Doctor of Technical Sciences (D. Sc), Professor, Professor in the
Department of Mining Machines and Engineering, The State Higher Educational Institution «National
Mining University» (SHEI «NMU»), Dnepr, Ukraine, franchuk@nmu.org.ua
Antsyferov Aleksandr Vladimirovich, Candidate of Technical Sciences (Ph.D), Associate Professor,
Associate Professor in the Department of Mining Machines and Engineering, The State Higher Educational
Institution «National Mining University» (SHEI «NMU»), Dnepr, Ukraine, antsiferovo@nmu.org.ua
–––––––––––––––––––––––––––––––
Анотація. Досліджуються дві оригінальні схеми віброзбудників: жорсткий ексцентрико-
вий привід з інерційним елементом і аналогічний з додатковим пружним зв'язком. Складено
диференціальні рівняння руху, які доведені до зручного для чисельного рішення виду. Побу-
довано амплітудні і силові характеристики. Амплітудні значення коливань виконавчого ор-
гану системи з жорстким інерційно-ексцентриковим приводом без пружного елемента і з
пружним елементом ідентичні. Отримані дані порівнювалися з еквівалентним інерційним
самобалансним приводом. Показано зниження амплітудних значень зусиль, що діють на
підшипникові вузли інерційно-ексцентрикових віброзбудників і зниження на 30-40% втрат
енергії на тертя в підшипникових вузлах приводу. В інерційно-ексцентрикових віброзбуд-
никах, крім того, при роботі в зарезонансному режимі, значно полегшується перехід через
резонанс під час пуску і зупинці машини.
Ключові слова: віброзбудники, самобалансний, інерційно-ексцентрикові, розрахунок,
амплітуда, зусилля в приводі, порівняння.
Annotation. Two original schemes of vibrator are investigate: the hard eccentric drive with an
ine-rtia element and analogical with additional resilient connection. Differential equations of motion
are compute, which are reduce to a convenient form for numerical solution. The amplitude and
power characteristics are plotted. The amplitude values of the oscillations of the executive body of
the sys-tem with inertial loads and the inertial hard - eccentric actuator without the elastic element
are iden-tical. The obtained data have been compare with the same for equivalent inertial drive. The
decline of peak values of efforts operating on the bearing knots of inertia-eccentric vibrators. Also
decline of losses of friction energy on a in the bearing knots of drive up to 30-40 % is shown. In
inertia-ec-centric vibrators, in addition, during work in a super resonance zone, a transition is
considerably facilitate through resonance at starting and stop of machine.
Keywords: vibrators, inertia-eccentric, imbalance, calculation, amplitude, effort in a drive,
comparison.
Статья поступила в редакцию 25.11.2017
Рекомендовано к печати д-ром техн. наук Б.А. Блюссом
|