Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Автореферат диссертации - Динамика технологических вибрационных машин с вращающимися дебалансами системы виброзащиты - файл 1.doc


Автореферат диссертации - Динамика технологических вибрационных машин с вращающимися дебалансами системы виброзащиты
скачать (1394.5 kb.)

Доступные файлы (1):

1.doc1395kb.22.11.2011 01:56скачать

содержание

1.doc

На правах рукописи

Смирнов Виталий Петрович
УДК531.3:681.5.01

Динамика технологических вибрационных машин с вращающимися дебалансами системы виброзащиты




01.02.06 – Динамика, прочность машин, приборов и аппаратуры

Автореферат диссертации на соискание ученой степени

кандидата технических наук


Орел  2007




Работа выполнена в Старооскольском технологическом институте (филиале) ГОУ ВПО «Московский государственный институт стали и сплавов (технологический университет)»

Научный руководитель – доктор технических наук, профессор

Рыбак Лариса Александровна

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Чернышев Владимир Иванович;
кандидат технических наук, доцент

Веретимус Диана Константиновна

Ведущая организация – ОАО «Белгородский завод горного

машиностроения» (ОАО «ГОРМАШ»)

Защита диссертации состоится «24» мая 2007 г. в 14.00 часов на заседании диссертационного совета Д212.182.03 при ГОУ ВПО «Орловский государственный технический университет» по адресу: 302020, г. Орел, Наугорское шоссе, 29.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке

ГОУ ВПО «Орловский государственный технический университет»

Автореферат разослан «23» апреля 2007 г.

Ученый секретарь

диссертационного совета Борзенков М.И.




^ ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ
Актуальность темы. Применение вибрационной техники позволяет коренным образом усовершенствовать традиционные технологические процессы. Ввиду возможности существенно интенсифицировать производство, вибрационные технологии очень широко применяются в металлургии и при добыче полезных ископаемых.

Современная тенденция роста скоростей движения исполнительных механизмов и мощности силовых установок приводит к увеличению колебаний и расширению вибрационного спектра, действующего на объект защиты. Это естественным образом обуславливает необходимость совершенствования виброзащитных систем и внедрение новых конструктивных решений.

Проведенные изыскания показали, что область виброзащиты объектов больших масс недостаточно исследована.

В металлургических и горноперерабатывающих машинах наиболее распространены пассивные системы виброзащиты на основе упругих элементов. Это обусловлено их невысокой стоимостью и простотой конструкции. Однако нередко встречаются технологические машины с колеблющейся массой порядка 10000…20000 кг, а в некоторых случаях и выше, рабочие частоты которых преимущественно определяются в диапазоне 15…25 Гц.

Как показала практика, применение пассивных средств виброзащиты недостаточно эффективно в условиях низкочастотных колебаний объектов больших масс.

Применение активных систем виброзащиты часто неоправданно, ввиду сложности настройки систем управления и высокой их стоимости.

До сих пор проблема изоляции низкочастотных колебаний, распространяемых от работы виброактивных машин больших масс, решалась за счет организации отдельных производственных площадок с усиленными фундаментами и несущими конструкциями. Такое решение приводит к дополнительным строительным затратам, и к увеличению расходов на транспортирование перерабатываемого материала.

Возникает задача поиска достаточно простой в конструктивном исполнении, высоконадежной системы виброзащиты с возможностью настройки параметров под условия протекания технологического процесса.

Для решения этой задачи целесообразно использовать систему виброзащиты с вращающимися дебалансами, с возможностью настройки по частоте и амплитуде силового воздействия, однако ее поведение в вибрационных машинах не изучено. Поэтому исследование динамики технологических вибрационных машин с вращающимися дебалансами системы виброзащиты является весьма актуальным.

Цель работы. Разработка системы защиты от низкочастотной вибрации в агрегатах с большими колеблющимися массами.

В соответствии с поставленной целью были сформулированы и решены следующие задачи:

- провести литературный обзор и исследование существующих научно-технических разработок в области вибрационных технологий и систем виброзащиты с целью выявления существующих схем защиты от вибрации технологических машин с большими колеблющимися массами и оценки их эффективности;

- разработать математическую модель вибрационной машины с дополнительными дебалансами в качестве системы виброзащиты, позволяющую производить выбор параметров для любых условий протекания технологического процесса обработки (транспортировки) насыпной среды;

- разработать научно обоснованную методику идентификации параметров математической модели вибрационной машины с дополнительными дебалансами в качестве системы виброзащиты;

- разработать систему виброзащиты для вибрационных машин с большими колеблющимися массами, эффективно работающую в области низких частот, позволяющую производить настройку по частоте и амплитуде силового воздействия;

- экспериментально проверить полученные теоретические результаты на лабораторной установке;

- провести исследования эффективности системы виброзащиты с вращающимися дебалансами с использованием известных в современной науке критериями.

Методы исследования. Теоретические изыскания в работе базировались на современной теории колебаний, методах теоретической механики, методах математического анализа и математической статистики, методах математического моделирования с применением пакета Matlab, и не противоречат их положениям.

Экспериментальные исследования проводились с применением современной измерительной цифровой аппаратуры, в частности платы АЦП-ЦАП L-Card L154 и акселерометров ADXL 210 JE обработки данных, и микропроцессорной техники. Исследования базировались на методах статистического анализа, и не противоречат их положениям.

Научная новизна работы:

- разработана уточненная математическая модель сложной двухкаскадной колебательной системы, позволяющая описывать поведение и производить выбор параметров вибрационных машин с дополнительными вращающимися дебалансами в качестве системы виброзащиты;

- разработана научно обоснованная методика идентификации параметров математической модели вибрационной машины с дополнительными дебалансами в качестве системы виброзащиты по экспериментальным данным с использованием метода спектральной оценки. Методика позволяет математически идентифицировать параметры насыпного груза, находящегося на вибронесущем органе машины;

- предложена и изготовлена система виброзащиты для вибрационных машин металлургического и горноперерабатывающего производств, эффективно работающая в зоне низких частот.

Достоверность полученных результатов, а так же обоснованность принятых при формировании моделей допущений, подтверждается использованием современных общепринятых теорий, многочисленными экспериментальными исследованиями на лабораторной установке и высокой сходимостью результатов теоретических расчетов и экспериментальных исследований.

Теоретическая значимость и практическая ценность результатов:

- предложенная схема динамической системы виброзащиты позволяет достаточно просто и эффективно предотвратить распространение негативной вибрации за зону протекания технологического процесса в виброактивных машинах с большими колеблющимися массами;

- предлагаемые методики позволяют математически идентифицировать материал, обрабатываемый вибрационной машиной с целью дальнейшего учета влияния на динамику системы виброзащиты с вращающимися дебалансами;

- создана экспериментальная установка, проведены многочисленные экспериментальные исследования, показывающие высокую достоверность полученных теоретических результатов.

Реализация результатов работы. Результаты работы внедрены на ЗАО «Теплохиммонтаж», ЗАО Производственно-коммерческая фирма «НК», а также внедрены в учебный процесс на кафедре ТОММ СТИ МИСиС при проведении лабораторных работ.

Апробация работы. Основные положения работы и отдельные результаты докладывались и обсуждались: на XIV симпозиуме «Динамика Виброударных (сильно нелинейных) систем (Москва – Звенигород, 2003), II – ой научной конференции «Проблемы динамики и прочности исполнительных механизмов и машин» (Астрахань, 2004), II – ом международном научном симпозиуме «Механизмы и машины ударного, периодического и вибрационного действия» (Орел, 2003).

Автор защищает:

- конструкцию системы виброзащиты с вращающимися дебалансами;

- математическую модель сложной двухкаскадной колебательной системы, позволяющую описывать поведение вибрационных машин с дополнительными вращающимися дебалансами в качестве системы виброзащиты;

- научно обоснованную методику идентификации параметров математической модели вибрационной машины с дополнительными дебалансами в качестве системы виброзащиты по экспериментальным данным с использованием метода спектральной оценки;

- результаты проведенных лабораторных исследований.

Публикации. По материалам диссертации опубликовано 8 печатных работ.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из веления, пяти глав, заключения, списка литературы из 98 наименований, четырех приложений и изложена на 164 страницах машинописного текста, включая 65 рисунков и четыре таблицы.
^ КРАТКОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ
Во введении обосновывается актуальность темы, рассматриваемой в диссертации. Отмечена научная новизна и практическая ценность работы. Отражены основные положения, выносимые на защи­ту.

В первой главе произведен обзор вибротехнологий. Выполнен анализ существующих средств виброзащиты, с обоснованием достоинств и недостатков наиболее применяемых в промышленности последних лет. Предложена схема динамической системы виброзащиты. Обоснованы цели и задачи исследования.

Вторая глава посвящена методике исследования поведения сыпучего материала на вибронесущем основании.

Нагруженная вибрационная машина является сложной структурой, в которой имеет место сложное переплетение механических движений, деформаций и разрушений (в том числе имеется в виду и потеря связи между элементами системы) структурных агрегатов. Эта структура обладает и элементами памяти, приводящими к тому, что после периодических распадов на подсистемы они вновь объединяются. Такое поведение системы обусловлено тем, что начальные условия следующего этапа движения и деформации элементов движения системы содержат в себе предпосылки для последующего объединения. В масштабах времени, превышающих продолжительность периода колебаний, система представляет собой устойчивую структуру, хотя и расчленяющуюся периодически на подсистемы.

При вибрационной обработке (транспортировании) массовых грузов на процесс большое влияние оказывают не только характер воздействия грузонесущего органа, но и особенности взаимодействия составляющих их монослоев и частиц друг с другом.

К
Рис. 1
ак уже было отмечено, в процессе обра­ботки (транспортирования) слой дисперсного материала распадается на неконтактирующие друг с другом отдельные монослои, поэтому наиболее целесообразным представляется мо­дель из конечного числа элементов с распределенными параметрами.

Если подходить строго, то модель груза (см. рис. 1) должна быть пространственной. Это диктуется тем, что любые деформации слоя груза в направлении вдоль грузонесущего органа или перпендикулярно к его поверхности, в силу взаимодействия напряжений в пространственной системе по главным слоям, вызовут деформации и в поперечном направлении. Возникающий при этом боковой распор, прижимающий груз к стенкам грузонесущего органа, вызывает при движении груза относительно грузонесущего органа силы трения. Существуют и специальные способы вибротранспортирования, в которых перемещаемый груз подвергается объемным деформациям.




Рис. 1 Модель насыпного груза на вибронесущей поверхности
Таким образом, правильной будет разработка обобщенной пространственной модели слоя массового груза. В тех случаях, когда это допустимо, трехкомпонентную модель можно свести к более простой двухкомпонентной.

Каждая компонента пространственной феноменологической модели груза воспроизводит упругие, вязкие и пластические (без упрочнения и с упрочнением) деформации слоя дисперсного груза в направлении осей xOy и yOz (рис. 1). Упруговязкопластичные свойства слоя моделируются упругими реологическими телами с коэффициентами жесткости kx, ky, kz, k1x, k1y, k1z, вязкими реологическими телами с коэффициентами вязкости сх, су, сz, пластичными реологическими телами с пределами пластического деформирования Fпx, Fпу, Fпz, и коэффициентами пластического упрочнения kпx, kпy, kпz. Инерционные свойства слоя груза моделируются массами m, m1x, m1y, m1z, m2x, m2y, m2z.

Центральный монослой груза моделируется массой m, которая соединена пластичным упрочняющим реологическим телом kп с массой m2, моделирующей второй монослой. В свою очередь, масса m2 соединена параллельными упругими k и вязкими c с реологическими телами с массой m1, моделирующей контактную область слоя груза во взаимодействие с транспортирующей поверхностью. Возникающие при этом взаимодействии усилия воспроизводятся соединенным с массой упругим реологическим телом k1. упругое реологическое тело k1 имеет скользящий контакт с транспортирующей поверхностью.

Инерционная упруговязкопластичная модель слоя массового груза воспроизводит следующие силовые взаимодействия процесса вибрационного транспортирования в направлении соответствующих осей.

Нормальное давление слоя груза на транспортирующую поверхность:

(1)

где x1,y1,z1 – перемещения масс m1x, m1y, m1z.

Сила трения о транспортирующую поверхность (первый индекс указывает, в направлении какой оси происходит скольжение, второй – направление действия нормальной реакции):

(2)

Упруговязкие напряжения в слое груза:

(3)

Пластические напряжения в слое груза:



(4)

Дифференциальные уравнения с постоянными и переменными коэффициентами, описывающую перемещения и деформации слоев груза и окружающей среды в направлении оси у во всех режимах:

(5)

где λ, λ2 – соотношения масс монослоев и присоединенной (участвующей в деформациях) окружающей среды, , ;

пу, п – приведенные коэффициенты демпфирования, обусловленные внутренними и внешними сопротивлениями деформации и перемещению слоя груза в направлении оси у;

, (6)

ру, р, р – частоты собственных колебаний слоя груза и внешней среды в направлении оси у:

, , (7)

Уравнения перемещений и деформаций слоя груза в направлении оси z:

(8)

где пz, n2z – приведенные коэффициенты демпфирования, обусловленные внутренними и внешними сопротивлениями деформации и перемещению слоя груза в направлении оси z;

, ; (9)

pz, р1z, р2z – частоты собственных колебаний слоя груза и внешней среды в направлении оси z;

, , (10)

fy – приведенная реакция слоя груза на боковую стенку грузонесущего органа.

. (11)

Система дифференциальных уравнений описывающих движение вдоль оси x:

(12)

где пx, п*2x – приведенные коэффициенты демпфирования слоя груза и внешней среды в направлении оси х:

, . (13)

px, р2x – частоты собственных колебаний слоя груза и внешней среды в направлении оси x:

, . (14)

где fy, fz – приведенные давления слоя груза на стенки и днище грузонесущего органа.

, . (15)
Третья глава посвящена разработке математической модели, описывающей поведение двухкаскадной системы с дополнительными дебалансами в качестве системы виброзащиты, нагруженной сыпучим грузом.

Рассмотрим модель активной системы виброзащиты агрегата, нагруженного сыпучим материалом как двухкаскадную колебательную систему
(рис. 2): M1, M2 – масса грузонесущего органа и масса промежуточной платформы соответственно; Y1, Y2 – перемещение грузонесущего органа и промежуточной платформы; – усилие возбуждения вибраций грузонесущего органа; – усилие генерируемое виброгасителем; K1, K2 – жесткость упругих элементов.

Система нелинейных дифференциальных уравнений второго порядка, полностью описывающих движение модели представленной на рис. 2 по оси Y:


(16)



Рис. 2 Двухкаскадная модель вибрационной машины,
нагруженная сыпучим материалом

Задачи решения системы уравнений (16):

  1. получение функции силового воздействия, необходимого для гашения вибрации промежуточной платформы, т.е. вычисление F2в при Y2 = 0;

  2. выявление в спектре частот найденной F2в опасной гармоники.

  3. реализация силового воздействия на промежуточную платформу на частоте опасной гармоники найденной F2в с соответствующей амплитудой и оценка эффективности работы динамической активной системы виброзащиты.

Получение аналитического решения поставленных задач достаточно проблематично ввиду нелинейности системы уравнений описывающих поведение модели, представленной на рис. 2. Для решения задач было реализовано численное моделирование с использованием компьютерной техники и прикладных программ.
В четвертой главе описаны лабораторные исследования экспериментальной установки, а так же проведена проверка адекватности математической модели разработанной в главе 3.

Для идентификации параметров математической модели использовалась физическая установка, представляющая собой вибрационный лоток, упруго опирающийся на основание через промежуточную платформу. Лоток загружен сыпучим материалом (песком) для моделирования взаимодействия с обрабатываемой средой. Силовое воздействие подается как на верхнюю платформу (лоток), так и на промежуточную платформу.


Рис. 3 Лабораторная установка
На рис. 3 представлена схема лабораторной установки, состоящей из двух платформ: верхней (поз. 1) и нижней (поз. 2), соединенных между собой пружинами (поз. 10). На верхней и нижней платформах, через подшипниковые опоры (поз.3), установлены валы (поз. 4) с дебалансами (поз. 5) на концах (по два вала на каждую платформу). Валы приводятся в движение двигателем (поз. 9) через ременные передачи (поз. 6, поз. 8). Вся конструкция опирается на основание (поз. 7). На каждой из платформ смонтированы датчики ускорения, сигнал с которых поступает на ЭВМ (поз. 11, поз. 12).

Вибрационное возмущение генерируется верхними и нижними валами с дебалансами. Сигнал с датчиков обрабатывался АЦП (аналого-цифровым преобразователем) и выводился на монитор в виде графиков. Входной сигнал (силовое возмущение от дебалансов) отслеживался при помощи видеокамеры по углам положения дебалансов в каждый момент времени. Синхронизация видеоизображения и сигнала с датчиков ускорения производилась по вспышке светового диода, отображаемой в виде импульса на графиках, выводимых на монитор компьютера.


Рис. 4 Схема акселерометра ADXL 210JE
Описание датчиков ускорения:

  1. Производитель: ANALOG DEVICES INCORPORATED (США).

  2. Тип датчика: ADXL210JE – двухосевой интегральный емкостной акселерометр.

  3. Диапазон измерения: 10g

  4. Чувствительность: 100 мВ/g

  5. Питающее напряжение: 3…5,25 В.

  6. Рабочий диапазон температур: 0…+70 С.

  7. Разрешение: 5mg.

  8. Ширина полосы частот: 5 кГц.

  9. Тип выходного сигнала: цифровой.

Характеристики электродвигателя:

  1. Тип: АИС71С4У3 ГОСТ 183-74

  2. Мощность N=450 Вт;

  3. Частота вращения вала, n=1350 об/мин

  4. Питающая сеть: U=380 В, =50Гц.

Эксперимент проводился в несколько этапов, с варьированием параметров: высота слоя сыпучего материала и частота вращения двигателя. Этапы проведения эксперимента со значением варьируемых параметров и разбивкой на блоки представлены в таблице 1. Диапазон регулирования параметров ограничивается техническими возможностями устройств использованных в эксперименте.

На рис. 5 приведены результаты замеров сигналов с датчиков ускорения (блок II) а) – ускорение верхней платформы, б) – ускорение промежуточной платформы. На рис. 6 те же сигналы, но в единицах ускорения м/с2.

Таблица 1 – План проведения эксперимента

№ п.п.

Высота слоя материала в лотке, мм

Частота вращения вала двигателя, об/мин (рад/сек)

№ блока

1

50

1080 (113,04)

II

945 (98,91)

III

2

60

1215 (127,17)

IV

1080 (113,04)

V

3

70

1215 (127,17)

VII

1080 (113,04)

VIII





Время, с

Время, с

а) б)
Рис.5 Результаты замеров сигналов с датчиков ускорений


Время, с

Время, с

а) б)
Рис.6 Результаты замеров сигналов с датчиков
в единицах ускорения

Камера для отслеживания силового воздействия на платформы была установлена напротив вращающихся дебалансов. Съемка велась со скорость 25 кадров в секунду. Отснятый материал был разложен на кадры, таким образом, положение дебалансов фиксировалось каждые 0,04 с. Замеры угла производились от горизонтального положения 15 часов 15 минут против хода стрелок часов с момента отображения сигнала светодиода на видеосъемке. Затем по замерам углов отклонения дебалансов с использованием метода наименьших квадратов была восстановлена функция входного силового воздействия.

Вид функции силового воздействия, генерируемой каждым дебалансом:

. (17)

Результаты замеров ускорений при помощи преобразования Фурье переведены в частотную область для удобства сравнения с ускорениями, полученными математическим моделированием.

Пример виброускорения платформ в частотном изображении приведен на рис. 7 (блок II)

Частота, Гц

Частота, Гц


а) б)

Рис. 7 Виброускорения платформ лабораторной установки
в частотном изображении
В результате идентификации были выявлены диапазоны значений величин, при которых математическая модель дает схожий с экспериментом результат и является устойчивой:

1) коэффициенты демпфирования:

- в направлении оси «X», cx = 35…100 кг/с;

- в направлении оси «Y», cy = 75…120 кг/с;

- в направлении оси «Z», cz = 75…120 кг/с;

2) коэффициенты жесткости:

- в направлении оси «X», kx = (25…30)103 Н/м;

- в направлении оси «Y», ky = (25…50)103 Н/м;

- в направлении оси «Z», kz = (25…50)103 Н/м;

На рис. 8 представлены спектральные оценки виброускорения платформ математической (блок II).

Частота, Гц

Частота, Гц

а) б)
Рис. 8 Виброускорения платформ математической модели
в частотном изображении
Сравнение графиков на рисунках 7 и 8, проведено по несущим частотам. Отклонения по частоте и амплитуде находятся в допустимых пределах. Математическая модель адекватна проведенному эксперименту.

Пятая глава посвящена вычислению оптимальных параметров системы виброизоляции и оценке ее эффективности.

На рис. 9 представлено силовое воздействие на основание виброактивной машины без применения виброизоляции.

Для оценки эффективности работы системы виброизоляции использовался коэффициент снижения динамического воздействия на основание.

(18)

где – максимальная амплитуда силового воздействия на основание в зоне низких частот без применения системы виброизоляции, Н;

– максимальная амплитуда силового воздействия на основание в зоне низких частот с применением системы виброизоляции, Н.

Частота, Гц

Рис.9 Силовое воздействие на основание виброактивной машины
без применения виброзащиты


Частота, Гц

Рис. 10 Силовое воздействие на основание виброактивной машины
с применением системы виброзащиты
Проведя оптимизацию параметров системы виброизоляции, получили следующие значения:

–частота силового воздействия = 2,975 Гц;

– амплитуда силового воздействия AF = 12,5 Н;

– угол сдвига фазы = 3,103 рад.

В этом случае коэффициент снижения динамического воздействия на основание равен 1,796.

На рис. 10 представлено силовое воздействие на основание с применением системы виброизоляции.

Исследования показали, что для эффективного функционирования системы виброизоляции с упругоопертой промежуточной платформой необходима адаптивная система управления, что значительно усложняет конструкцию агрегата. Так же устойчивая работа может быть достигнута при реализации эффекта самосинхронизации упругоопертой промежуточной платформы с колебаниями грузонесущего органа, что требует дополнительных исследований.



Рис. 11 Модель вибрационной машины,
с жесткоопретой системой виброзащиты
Для упрощения конструкции системы виброизоляции предлагается остановиться на схеме приведенной на рис. 11. Данная схема проста в реализации и легче организуется в условиях реального производства.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В представленной диссертационной работе решена актуальная научно-техническая задача, состоящая в разработке системы защиты от низкочастотной вибрации в виброактивных машинах металлургического и горноперерабатывающего производств.

В процессе теоретических и экспериментальных исследований получены следующие основные результаты и сформулированы выводы:

  1. Разработанная математическая модель сложной двухкаскадной колебательной системы учитывает влияние сыпучего материала на динамику вибрационной машины, что позволяет выявить частоту и амплитуду доминирующей гармоники динамического воздействия, передающегося на основание и исходя из этого оптимально подобрать параметры системы виброзащиты.

  2. Проведенные экспериментальные исследования показали, что результаты математического моделирования имеют высокую степень сходимости с результатами многочисленных экспериментов. Отклонения результатов варьируются в пределах от 0,38% до16,38%, на основании чего математическая модель признана адекватной.

  3. Проведенные исследования эффективности системы виброзащиты по значению коэффициента снижения динамического воздействия на основание машины показали, что система позволяет почти вдвое снизить уровень доминирующей гармоники динамического воздействия на основание технологических вибрационных машин с большими колеблющимися массами в диапазоне низких частот.

  4. Наиболее доступной для технической реализации является схема системы виброзащиты приведенная на рисунке 11, не требующая организации дополнительной упругоопертой промежуточной платформы. Эта система является устойчивой и ее работа не влияет на параметры протекания технологического процесса, что очень важно.

  5. Система с промежуточной упругоопретой платформой сложна для технической реализации в реальных производственных условиях, так же в условиях квазистационарного технологического процесса возможно возникновение увода с режима настройки. Для исключения названного эффекта требуется введение обратной связи для отслеживания режима движения платформ и система управления двигателем.

  6. Система виброизоляции с вращающимися дебалансами позволяет производить настройку по частоте и амплитуде силового воздействия, тем самым учитывать изменения в технологическом режиме. Настройка проводится в неработающем состоянии, однако это не является существенным недостатком, поскольку рассматриваемые технологические машины работают в постоянных режимах длительное время (межремонтный период). Для настройки в рабочем режиме по частоте, необходимо введение обратной связи для отслеживания параметров динамического воздействия и организация системы управления двигателем, что влечет дополнительные затраты.


^ Основные положения диссертации изложены в следующих работах:


  1. Смирнов, В.П. Альтернативные системы виброизоляции тяжелонагруженного металлургического оборудования [Текст] / Л.А. Рыбак, В.П. Смирнов // Восточно-Европейский журнал передовых технологий. – 2003. – № 1 (1). – С. 50-54.

  2. Смирнов, В.П. Активная виброзащитная система для технологических машин с электромеханическим вибратором [Текст] / Л.А. Рыбак, А.В. Синев, В.П. Смирнов // XIV симпозиум РАН «Динамика виброударных (сильно нелинейных) систем»: Сборник трудов. – Москва – Звенигород, 2003. – С. 116-118.

  3. Смирнов, В.П. Исследование надежности привода вибрационного грохота [Текст] / Л.А. Рыбак, В.П. Смирнов // II международный научный симпозиум «Механизмы и машины ударного, периодического и вибрационного принципа действия» – Орел: ОрелГТУ, 2003. – С. 235-237.

  4. Смирнов, В.П. Исследование надежности системы виброизоляции на основе гидравлических демпфирующих устройств [Текст] / А.А. Анохин, О.Н. Бахмутская, В.П. Смирнов // X Международная научно-техническая конференция «Машиностроение и техносфера XXI в.»: Сборник трудов Т.1 – Донецк: ДонГТУ, 2003. – С. 30-33.

  5. Смирнов, В.П. Исследование напряженно-деформированного состояния элементов самобалансного привода вибрационного конвейера и вопросы его надежности [Текст] / Л.А. Рыбак, В.Б. Крахт, В.П. Смирнов // II научная конференция «Проблемы динамики и прочности исполнительных механизмов и машин»: Тезисы докладов. – Астрахань: АГТУ, 2004. – С. 80-81.

  6. Смирнов, В.П. Сравнительный анализ проектной надежности альтернативных конструкций вибрационного грохота [Текст] / Л.А. Рыбак, В.П. Смирнов, А.А. Попиков // Всероссийская научно-практическая конференция «Современные проблемы технического, естественно-научного и гуманитарного знания»: Сборник докладов. – Губкин: БГТУ им. Шухова, 2004. – С.68-73.

  7. Смирнов, В.П. Моделирование динамической активной системы виброизоляции для технологических машин с электромеханическим вибратором [Текст] / Л.А. Рыбак, В.П. Смирнов // Приводная техника. – 2006. – № 5 (63). – С. 7-12.

  8. Смирнов, В.П. Выбор параметров и оценка эффективности динамической активной системы виброизоляции [Текст] / Л.А. Рыбак В.П. Смирнов // международная научно-практическая конференция «Образование, наука, производство и управление»: Сборник трудов Т4. – Старый Оскол: СТИ МИСиС, 2006. – С. 478-483.

Подписано к печати 20.04.2007 г. Формат 60х84 1/16. Печать офсетная.

Объем 1,0 усл. п.л. Тираж 100 экз. Заказ № 1044

--------------------------------------------------------------------------------------------------------------

Отпечатано с готового оригинал-макета на полиграфической базе

Орловского государственного технического университета

302020, г. Орел, Наугорское шоссе, 29.


Скачать файл (1394.5 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации