动力学建模破碎机转子系统的影响

1、动力学建模破碎机转子系统的影响Lachezar NENKOV LAZOVSofi科技大学摘要:这篇论文是关于冲击式破碎机大型转子3 D受迫振动的执行动力分析。创立了拥有三个模块和八个自由度的动态模型。它的应用负荷是短暂的脉冲负荷。Di fferential运动方程可以解释质量、弹性、阻尼和几何性能。运动微分方程的数值解得到的MATLAB程序，数值实验结果得出了影响破碎机的动力学特征。关键词：非线性振动，旋转轴的振动，冲击载荷，冲击式破碎机1 前 言这项工作的目的是建立冲击式破碎机的转子系统动力学模型，所述的强迫振动来源于负载冲击。弹性耦合刚体建模是多体动力学的一个重要问题。许多来源都在讨论刚体

2、的空间振动与弹性支撑的问题例如2和7。确定问题3中描述的冲动力量。来源4、5讨论了应变仪器测量冲击力和有关的变形的问题，其他科学家创立了一些有噪音工作流程的固定字符。2、理论根底对冲击式破碎机转子的空间振动的研究进行一些简化，我们认为转子结构和轴是离散的。我们假设转子的质量大一些，轴的质量小一些。这种假设允许把整个系统的质量集中在转子的重心上，弹簧的刚度轴的刚度等效，弹性悬挂点，可以被转子的宽度接受。电动机的转和冲击式破碎机的转子可以弹性耦合成一个自由度自由旋转。冲击式破碎机的工作过程的性质是固定的突然施加冲击力。一个局部能量因破损消耗以及转化为外表能量; 另一局部的能量用于增加转子的动能来粉

3、碎材料。冲击是半弹性,并且冲击负荷是由方程决定：S p = k p ×mr × v p × (1 + k ) N× s 1其中： mr = 0.0353 kg 是碎石的质量，vp = 31 m/s 转子上的锤子的圆周速度, k 弹性恢复系数根据3 K =0.45为材料中等硬度。图1.冲击式破碎机的转子系统动力学模型系数Kp与工作空间中的碎石的普及率有关，定义公式： 2其中：kd = (2·hh)/D = 2´0.035/0.03 = 2.33,hh = 0.035 m 高冲击锤，D = 0.03 m 碎石的平均直径。加在转子上的攻击力

4、是由脉冲值决定(dSp = Fim·dtim)。假设脉冲的形式是三角形。例如，可以确定为：， 3， 4其中： ，和变量取决于材料的性能：kim = 0.005, nd n = 0.5。S p = 0.91×0.0353× 36× (1 + 0.45) = 1.6768N× s，Fim = 400 × Sp × = 400 ×1.677 ×= 4024.34 N，根据冲击力的计算值，冲击脉冲和冲击时间给出表1。表格1表现出了外围设备速度四个级别的完成值。对于这全部四个级的外围设备的速度来说，冲击式破碎机转子

5、的动力学模型必须得解决。表1.冲击载荷值转子的动力学模型显示如图1动力学模型的参数是：M = 47.87 kg; C = 0.35635 kg·m2; A = B = 0.28675 kg·m2; L = 0.11 m; k = 2.91545´108 N/m;kx = k/4; kZ = 3´109 N/m; ks = 2.3311´105 N/rad;kb = 1.6´105 N·m/rad。在动力学模型中，自由度向量被描述为：q = x h z q y j jn j 2 一般情况下刚体的振动是分开的两个绝对运动：绝对帧

6、是，换算帧是O1'1'1'1，帧运动的自由度为n，n，n，轴线上换算为O，O，O。帧1111 围绕O1中心旋转，即做帧的运动换算成n，n，n介于中心O1和中心O之间。并且旋转中心O1有自由度n，N，n，在这里n，n，N是欧拉角。相对运动可以派生出帧的运动。帧O2xyz被定义与转子体固定。在这个转动惯量中轴O2x，O2y，O2z是主要轴，并且中心O2是一个大规模的中心。帧O2xyz的运动可表示为有六个自由程度的帧O1111。，确定轴O2准确的的换算是随着轴O11, O11 和 O11还有, , 的变化而变化 。用欧拉角确定旋转体的重心。用这种方法定义帧1111来描述帧运动

7、和帧O2xyz，固定体，相对运动体的定义和帧1111有关。在帧中，自由度n，n，n，n，n，N，充分确定固定体的位置。所审查的动力学模型自由程度减少是因为一些系统受到了约束。这个约束是：n = 0, n = 0, n = 0, n = 0, n = 0 。质心的运动规律是：M ×vC = H + (-M ×W) 5其中，VC是帧1111加速的重心，M是这个固定体的质量，W - 帧的加速度和H - 外力的主要载体。经过投影方程511，11和11得到系统误差方程，对固定体的解释：vcx, vch, 和 vcz是速度矢量vc关于轴矢量11, 11 和 11的投影, p1, q1和

8、 r1，是帧的角速度关于同一轴线的投影。他们从欧拉运动学方程得到了：其中：1 = p1 q1 r1T; p1 = 0; q1 = 0; r1 = n;vcx = ; vch = ; vcz = 。简化后，固定体解的方程描述如下：方程组表示转子关于中心O1的角动量,公式：残差规那么是绝对导数得载体和获取：当推算的方程10超过了轴11，11和11就得到系统误差方程，来描述转子围绕中心O1旋转：其中K，KH和K是KO1推算值，轴11，11和11和M，MH和M是主要载体的瞬间外力ME的计算值，关于中心O1与同一轴线上k，KH和K值来自下一个方程： 经过矢量产生的投影，得到主轴：其中Kc，KCH和Kc角

9、的推算超过轴O2"1, O2h"1和O2z"1的动量，Alpha，平行于轴O21，O2h1和O2z1，并通过中心O2。Kc，KCH和Kc得确定都是用旋转矩阵中方向余弦Kc = a·K0,，在此：式中，K0X, K0Y, K0Z是角动量K0是关于惯性主轴O2x、o2y、 O2z的投影，由以下表达式确定：A，B和C是主要的惯性力矩。假设，和范围小于5°。用有关，和的旋转矩阵a中的方向余弦获取线性表达式，并得到下面的描述： 从以下得到：计算的绝对角速度超过主轴惯性获得下一个表达方程：相对角速度的预测值超过惯性主轴：对于小的震动：预测的绝对角速度超过主

10、轴的转动惯量得到以下方程：角动量超过预测主轴的转动惯量，得到以下方程：在方程14中代入的角动量的计算值，并得到方程22：从这里的代如13并导出公式23：系统的动力微分方程24描述了冲击式破碎机转子的动力学模型具有以下描述：外力得主要载体与瞬间外力主要包括以下情况：他们被定义为：和其中弹力u得工作方式可以表示为方程29，其中是一个潜在的能量系统：支撑点的位移，小的震动，得：动力模型的具体坐标为：从支撑点的位移产生下一个说明：刚度是：位能表达式产生下一个方程32：从上可以得到弹力公式：对于小型震动替代方程，可以从方程34、28得到瞬间弹性力方程35：由于替代和简化，我们获得方程36： 阻尼力和瞬间

11、阻尼得判定，如弹性力和瞬间弹性确定方程37：从上得到系统运动微分方程的另一个方程38：解运动系统微分方程的目的是创立一个计算机程序，在MATLAB环境，得到的结果以图表的形式给出。获得的结果为阻尼常数b与阻尼比。这种关系是：阻尼比自然阻尼值系统的范围是： = 0.2%÷ 20%。在此范围内，遵循方程6和9，=0.5和阻尼常数：4bx = 4by = b = 1180 N·s/m; bz = 3800 N·s/m。表2给出了不同比例的电动机性能曲线的不同方程，还给出了不同比例的减少惯性矩。表2，电动机的性能曲线方程：3 结果1 系统微分方程的解提供图形化的形式，通过

12、频率域特性。频域图形表示幅值谱获得快速傅立叶变换/FFT/方法。2 图2给出了冲击式破碎机转子和电动马达转子角速度变化的系统微分方程的解决方案3 从数据3到8提出了转子锤外围不同速度幅值谱广义坐标，和。4 结论4.1三个模块与八个自由度动力学模型被创立。被迫影响了转子系统的转动。图2。冲击式破碎机的转子和电动马达的转子VP外围速度变化= 36米/秒图3。振幅谱的广义坐标为VP=36米/秒图4。振幅谱为广义坐标为VP=36米/秒图5。振幅频谱为VP的广义坐标=36米/秒图6。振幅谱的广义坐标为VP=36米/秒图7。振幅谱为广义坐标为VP=24米/秒图8。振幅频谱为VP的广义坐标=24米/秒4.2

13、 用MATLAB获得系统运动微分方程的数值解。为高幅值谱在振动过程中应用FFT。4.3 锤外围速度的影响数值试验是在广义坐标上开展的。5 致谢这项工作可能得到教授.Emil Asenov保加利亚索非亚技术大学机械工程学院教员的援助。参考文献1 鲍曼，W.A.：破碎机回转窑。mashinostroenie出版社，1973年，俄罗斯莫斯科俄罗斯2 加尼耶夫，R.F. kononenko，W.O.：实体振动。nauka出版社，UDK的539.30/32，俄罗斯，1976年，莫斯科俄罗斯3 jantoven：建材机械。TEHNIKA出版社，69.002.5:621 UDK中，索非亚，保加利亚，1980年保加利亚4 tsutsekov，大肠杆菌和所有关于回转冲击式破碎机碰撞过程的统计研究。索非亚技术大学的硕士学位。三十四，图书5，P117-122，1975年，索非亚，保加利亚保加利亚5 tsutsekov，大肠杆菌和所有的碰撞对冲击式破碎机。硕士学位，TU-索非亚科学会议。P39-40，1978年，保加利亚，索非亚保加利亚6 伊万诺夫重新印发：建筑物的结构动力学。 infogarg出版社，UDK的531+624，保加利亚，索非亚，2004年保加利亚7 minchev，N.D.：海军机动力。 voenno出版社，1983年，保加利亚索非亚保加利亚8 tz