CC BY
15
4. Cristopher D. Moen, Takeru Igusa, Schafer B. W. Prédiction of residual stresses and strains in cold-formed steel members // Thin-Walled Structures. 2008. Vol. 46, Issue 11. P. 1274-1289. DOI: 10.1016/j.tws.2008.02.002.
5. Jacques Rondal. Residual stresses in cold-rolled profiles // Construction and Building Materials. 1987. Vol. 1, Issue 3. P. 150-164. DOI: 10.1016/0950-0618(87)90016-X.
6. ТУ 1122-001-49529858-2005. Профили стальные гнутые арочные с трапециевидными гофрами. Технические условия. Введ. 2005-12-10. Новосибирск: Изд-во СибНИИстрой, 2005. 18 с.
7. Company Zeman Bauelemente. LEGATO - bending machine. URL : http://www.zebau.com/en/legato— bending-machine (дата обращения : 05.08.2019).
8. Company Zeman Bauelemente. LEGATO - TWIN TASK machine. URL : http://www.zebau.com/en/legato---twin-task (дата обращения : 05.08.2019).
9. Гришаев Н. А., Макеев С. А. К оценке остаточных напряжений в арочном прокате трапециевидного сечения // Материалы 63-й науч.-технич. конф. ГОУ «СибАДИ». Омск, 2009. Кн. 1. С. 23-27.
10. Гришаев Н. А. Экспериментальная оценка остаточных напряжений в арочном прокате трапециевидного сечения // Креативные походы в образовательной научной и производственной деятельности: материалы 64-й науч.-технич. конф., посвященной 80-летию академии, ГОУ «СибАДИ», Омск, 2010. Кн. 2. С. 210-213.
11. ГОСТ 9045-93. Прокат тонколистовой холоднокатаный из низкоуглеродистой качественной стали для холодной штамповки. Технические условия. Введ. 1997-01-01. Минск: Госстандарт России, 1996. 13 с.
12. Макеев С. А., Гришаев Н. А. Численный анализ прочности и местной устойчивости арочных профилей трапециевидного сечения с учетом остаточных напряжений продольного гиба // Строительная механика и расчет сооружений. 2010. № 2. С. 37-40.
13. СП 260.1325800.2016. Конструкции стальные тонкостенные из холодногнутых оцинкованных профилей и гофрированных листов. М.: Минстрой России, 2016. 116 с.
14. Макеев С. А. [и др.]. Методы расчета и испытаний легких ограждающих конструкций: монография / Минобрнауки России, ОмГТУ. Омск: Изд-во ОмГТУ, 2016. 124 с.
15. Рудак А. В. Системы автоматизации проектирования бескаркасных цилиндрических сводов из металлического профиля трапециевидного сечения: дис. ... канд. техн. наук. СибАДИ. Омск, 2010. 210 с.
16. Красотина Л. В. Выбор параметров сборных профилированных несущих оболочек по критериям прочности и жесткости: дис. ... канд. техн. наук. СибАДИ. Омск, 2014. 143 с.
17. Липленко М. А. Несущая способность бескаркасных арочных покрытий из стальных холодногнутых профилей с поперечно-гофрированными гранями: дис. ... канд. техн. наук. МГСУ. М., 2017. 215 с.
18. Пат. 2455622 Российская Федерация, МПК G 01 L 1/06. Способ определения остаточных напряжений / С. А. Макеев, Д. А. Кузьмин, Н. А. Гришаев № 2011105715/28; заявл. 15.02.2011; опубл. 10.07.2012, Бюл. № 19.
19. Винокуров В. А., Григорьянц А. Г. Теория сварочных деформаций и напряжений. М.: Машиностроение, 1984. 280 с.
20. Микрометр электронный цифровой МКЦ-200 0.001 КЛБ*. URL : http:// https://www.tdkalibron.ru/i7mikrometr_mkts_200_0001_klb (дата обращения : 19.08.2019).
УДК 621.86
МЕТОДИКА АНАЛИТИЧЕСКОГО ИССЛЕДОВАНИЯ ВЫНУЖДЕННЫХ КОЛЕБАНИЙ ВИБРОВАЛЬЦА ПРИ УПЛОТНЕНИИ ГРУНТОВ
ANALYTICAL STUDY OF VERTICAL VIBRATIONS OF THE ROLLER DURING COMPACTION
OF MATERIALS AND SOIL
В. Н. Тарасов1, И. В. Бояркина1, Г. Н. Бояркин2, В. С. Серебренников1
1 Сибирский государственный автомобильно-дорожный университет, г. Омск, Россия 2Омский государственный технический университет, г. Омск, Россия
V. N. Tarasov1, I. V. Boyarkina1, G. N. Boyarkin2, V.S. Serebrennikov1
lSiberian State Automobile and Highway University, Omsk, Russia 2Omsk State Technical University, Omsk, Russia
Аннотация. Основные положения теории колебаний как классической науки широко применяются для описания движений технических объектов и механических систем. Колебания реальных объектов усложняются нелинейными характеристиками жесткости уплотняемой среды и сил вязкого трения. Определены полезные вертикальные перемещения вибровальца, с помощью которых выполняется технологическая операция уплотнения материалов и грунтов. Разработана методика определения вертикальных перемещений вибровальца путем рассмотрения движения вальца вниз в течение полупериода одного оборота вращения дебаланса. Рабочий процесс вибровальца дорожного катка состоит из последовательных периодических переходных рабочих процессов уплотнения материалов и холостых циклов в каждом обороте вращения дебаланса. В процессе исследования рассматривается рабочий процесс пере-
мещения вальца вниз при уплотнении материала, состоящий из свободных затухающих и незатухающих вынужденных движений вальца вниз. Впервые время затухания переходных процессов при анализе вынужденных колебательных процессов регламентировано временем полупериода вращения дебаланса t = 0,5 Г.
Ключевые слова: вибровалец, вибровозбудитель, амплитуда вертикального перемещения, резонанс
DOI: 10.25206/2310-9793-7-1-153-161
I. Введение
Теория создаваемых конструкций и характеристик виброкатков отстает от уровня технического развития и не может аналитическим методом объяснить физические процессы взаимодействия вибровальца с уплотняемым материалом [1-6]. В пятидесятые годы прошлого столетия сформулированы основы проектирования параметров и режимов работы виброкатков, которые сохранили свою актуальность в настоящее время [7-15]. Актуальность этого вида техники подтверждается высокой стоимостью и востребованностью в строительном производстве. Многие проблемы динамических исследований и управления технологическими процессами уплотнения материалов и грунтов вибровальцами остаются недостаточно изученными. Это тормозит дальнейшее развитие вибрационной техники и ее совершенствование.
II. Постановка задачи
Методически уточнены проблемы исследования вертикальных перемещений вибровальца путем детального исследования движения вальца вниз в течение полупериода вращения дебаланса. Актуальность такого подхода объясняется тем, что при движении вниз валец совершает полезную работу - уплотнение материала, а при движении вверх совершается холостое сопутствующее действие вибровозбудителя.
Учитывается динамическая несимметричность рабочего движения вниз и холостого движения вверх. Движение вальца вниз и вверх совершается с разными значениями перемещений в течение времени одного оборота вращения дебаланса вибровозбудителя. Частота вертикальных колебаний современных виброкатков составляет f = 20^80 Гц. Длительность цикла уплотнения материала равна половине периода вращения дебаланса t=0,5T и для современных виброкатков составляет 0,57=0,0167^0,00625 с [9].
Рассматривается периодический динамический процесс с малым периодом повторения уплотняющих циклов. Процесс уплотнения в заданном режиме работы совершается с постоянной частотой f. В течение каждого полупериода вращения дебаланса возникают свободные колебания и происходят процессы диссипации энергии колеблющихся тел. При движении вальца вниз рассмотрен процесс диссипации, происходящий в течение полупериода движения 0,5 Г, разработана методика вычисления вертикальных перемещений вибровальца в устойчивом колебательном рабочем режиме работы вибровозбудителя при уплотнении материалов.
III. Теория
В современной классической теории колебаний рассматриваются свободные, затухающие и вынужденные колебания для простых одномассовых механических систем [7, 8, 9]. По умолчанию в современных работах рассматриваются симметричные колебательные процессы в целях гашения колебаний или стабилизации. Анализ вынужденных колебаний сводится к получению полного аналитического решения дифференциального уравнения движения колеблющегося тела, содержащего несколько составляющих, на которые накладываются условия их существования. Например, в работах [7, 8] указывается, что составляющие свободных колебаний затухают в течение более или менее продолжительного времени, после которого ими можно пренебречь. То есть длительность переходного процесса затухания в этих случаях не конкретизируется и не рассматривается.
В данной статье впервые время затухания переходного динамического процесса конкретизировано длительностью одного полуоборота вращения дебаланса t=0,5T, которое для современных виброкатков составляет очень малую величину и поэтому не востребовано для исследования быстропротекающих динамических процессов. Такой подход к исследованию колебательного процесса вибровальца обусловлен многими причинами.
Дифференциальные уравнения вынужденных движений вибровальца оказываются справедливыми только для процесса движения вальца вниз, а движения вальца вверх описывается другим дифференциальным уравнением.
Для исследования колебательного процесса вибровальца принято допущение о постоянной угловой скорости вращения дебаланса вибровозбудителя ^=const. При равномерном вращении дебаланса совершаются динамические процессы демпфирования в течение каждого полуперида 0,5 Т движения вальца вниз.
На рисунке 1 показан вибровалец, содержащий три основные массы: m1 - неуравновешенная масса дебаланса вибровозбудителя; m2 - масса вальца; m3 - дополнительная масса вертикального пригруза на ось вальца от рамы катка, которая связана с вальцом жесткими резинометаллическими амортизаторами.
I
У
777
777
Рис. 1. Вибровалец на грунтовой поверхности
В данной статье приято допущение о жесткой связи масс т2 и т3 (рис. 1). Масса т3 рассматривается как малая величина, по сравнению с массой т2, т. е. т3= (0,1^0,3)т2. Уплотняемая грунтовая среда обладает упругостью с коэффициентом жесткости С и коэффициентом вязкого трения д.
Дебаланс вращается с угловой скоростью р, радиальная вынуждающая сила инерции Рд вибровозбудителя определяется по формуле работы [7]
где г1 - эксцентриситет массы т1 дебаланса.
Дебаланс на рисунке 1 расположен в начальном горизонтальном положении, когда начинается формирование вертикальной вынуждающей силы Рх, направленной вниз, которая совершает рабочий процесс уплотнения материала
На механическую систему кроме вынуждающей силы вибровозбудителя Рд и сил тяжести т^, т^, т3д действует восстанавливающая сила, пропорциональная перемещению х и сила вязкого трения, пропорциональная скорости 2 .
Новизна расчетной схемы, в отличие от известных систем, заключается в рассмотрении дебаланса как элемента многомассовой механической системы, имеющей центр масс в точке С (рис. 1).
Представим уравнение движения вибровальца в традиционном виде теории вынужденных колебаний [7-10]
где Т - период одного оборота дебаланса.
Новизна записи уравнения (3) заключается в условии ограничения времени переходных процессов затухания движения вальца вниз временем полупериода колебаний /=0,5 Т.
Общее решение уравнения (3) рассматривается как сумма общего решения уравнения (3) без правой части и частного решения уравнения (3) с правой частью.
Общее решение уравнения (3) затухающих колебаний без правой части имеет вид [7, 8]
Рд =т1 г 1 р2,
(1)
Рдх = Рд втр/, 0 < / < 0,5 Т.
(2)
2 + 2п2 + ю2г = кбшрг , 0 < / < 0,5Т,
(3)
= е пп (С1 собю^ + С2 бш ю1г),
(4)
где ю1 - частота затухающих колебаний определяется по формуле работы [7]
Для вибровальца коэффициент затухания n в уравнении (3) имеет вид
п =- (6)
2(т1 + т2 +т3) '
где ц - коэффициент вязкого трения грунта.
Угловая частота собственных вертикальных колебаний вальца определяется по формуле работ [7-10]
ш =
V
С
(7)
m1 + m2 +т3
где С - коэффициент жесткости грунта.
Коэффициент жесткости С в формуле (7) при опускании вальца вниз увеличивается в процессе уплотнения материалов. При холостом холе дебаланса уплотнение прекращается, параметр С, как фактор взаимодействия вальца с грунтом, теряет физический смысл. По этой причине дополнительное условие в уравнении (3) является обоснованным.
Для тяжелого виброкатка SV 900T в данной работе примем д = 343985 Нс/м; Cmm = 25000 кН/м, Cmax =97222 кН/м.
В работах [7, 8] при определении постоянных интегрирования Cb C2 в уравнении (4) принимаются нулевые начальные условия, которые для вибровозбудителя (рис. 1) некорректны.
Впервые для механической системы с вибровозбудителем получено новое решение уравнения (4) затухающих колебаний. Расчетная схема механической системы позволяет определить постоянные интегрирования C1 и C2 для новых начальных условий дебалансного вибровозбудителя (рис. 1).
Для определения постоянных интегрирования C1 и C2 составим систему уравнений
z1 = e~nt (C1 cos ш1t + C2 sin ш1t);
> (8)
¿j= -ne ~nt (Cjcos ш1t + C2 sin ш1t) + e ~nt (-С1ш1 sin ш^ + C2ш1cos ш1t ).J
Начальные условия для системы уравнений (8) имеют вид: при t=0 z=z0 =0; Z = Z0 - начальная скорость вальца вниз определяется с помощью теоремы о движении центра масс (рис. 1)
z0 = rcP , (9)
где rc - радиус вращения центра масс вибровальца, rc =СС1 (см. рис. 1).
Из системы уравнений (8) после подстановки начальных условий, находим постоянные интегрирования
~ ^ p т p
Ci =0; С2 = rcp =-1-r p .
ш m1 + m2 +m3 ш
Амплитуда свободных колебанийÁ(z) определяется по формуле
л/ ч т1'1
А( ?) =-и-. (10)
т1 + т2 +т3
Решение уравнения (3) приобретает следующий вид
= е~п* А(2)$>т ю^. (11)
Частное решение уравнения (3) вынужденных колебаний представим в традиционной форме [7, 8]
¿2 =А^в) втр-е). (12)
В уравнении (12) А(хВ) - амплитуда вынужденных колебаний.
Подставляя уравнение (12) в уравнение (3), определим амплитуду вынужденных колебаний [7-10]
А(г в ) = . к . (13)
д/(ю2 -р2)2 + 4п2р2
В уравнении (13) величина к определяется по формуле [7, 10]
2
P д m1r1 p
h =-д-=-^-. (14)
m1 + m2 +m3 m1 + m2 + m3
Угол e сдвига фазы колебаний относительно фазы возмущающей силы определяется по формуле [7, 8]
2np
s = arctg—--. (15)
ш - p
В работе [7] предложено дополнительно к двум рассмотренным составляющим решения уравнения (3) добавить промежуточную составляющую, которая учитывает дополнительную информацию о дополнительных затухающих свободных колебаниях, обусловленных вынужденными колебаниями. Такое дополнение принято в данной работе.
Окончательное решение дифференциального уравнения (3) вынужденных колебаний с использованием дополнительной затухающей переходной составляющей имеет вид
z 0 = e~nt А(z) sin ш^ + A(zB )sin(pt -s) + А(zB)e~nt sin^t -s), 0 < t < 0,5Г , (16)
где z0 - перемещение вибровальца вниз.
Предложена новая концепция использования уравнения (16). Известная методика использования уравнения (16) состоит в том, что в течение более или менее продолжительного промежутка времени происходит затухание первой и второй составляющих уравнения. В результате остается третья составляющая, которая рассматривается как установившееся вынужденное колебание рассматриваемого объекта [7, 8]. Такой подход не позволяет получить полезную информацию о процессе уплотнения материалов и грунтов вибровальцом.
Предложено переходный процесс вынужденного движения вальца рассматривать по уравнению (16) только для движения вниз в течение времени t=0,5T полупериода вращения дебаланса.
Перемещение z0 вибровальца вниз по уравнению (16) является обобщенным перемещением, которое определяется как сумма рассмотренных перемещений
Zo = Z1+ Z2+ Z3, (17)
где z3 - дополнительная затухающая составляющая перемещения свободных колебаний, которая определяется по формуле
z3 = A(zB)e~nt sin(ш1í -s), 0 < t < 0,5T. (18)
Исследования показали, что составляющие уравнения (17) в определенной мере участвуют в формировании обобщенного перемещения z0 вибровальца. В каждом рабочем цикле последующих оборотов дебаланса совершается движение вниз и уплотнение материала вальцом. В течение времени t=0,5T совершаются переходные процессы диссипации энергии согласно уравнению (16). При этом установлено, что движения вверх и вниз не симметричные, т. е. перемещение вальца вниз и перемещение вальца вверх являются разными физическими процессами.
Введены новые понятия в теорию движения вибровальца. Наряду с амплитудой A(z) собственных затухающих колебаний и амплитудой вынужденных колебаний A(zB), которая не затухает, вводится новое понятие -обобщенное вертикальное перемещение вальца вниз z0 в течение времени переходного процесса, равного полупериоду вращения дебаланса t=0,5T.
IV. Результаты экспериментов
Рассмотренная теория позволила получить новые знания о вертикальных перемещениях вибровальца при уплотнении материалов.
Исследования выполнены для тяжелого виброкатка SV 900 T (Япония), имеющего следующие технические параметры: общая масса катка 19 700 кг, частота вибровозбудителя f = 28 Гц; вынуждающая сила дебалан-са Рд = 343 кН; эксцентриситет массы дебаланса г1 = 0,091 м; масса дебаланса m1=121,7 кг; масса вибровальца с дебалансом m1+ m2 =5000 кг; масса вертикального пригруза m3 =1850 кг.
На рисунке 2 показаны зависимости угла е рассогласования фазы вынуждающей силы Рд и вертикального перемещения вальца для грунта с коэффициентом жесткости C= 35 111 кН/м (рис. 2, а) и для грунта с коэффициентом жесткости С = 97 222 кН/м (рис. 2, б) по данным работы [11].
В дорезонансном режиме при p/ю < 1 значение фазы е положительное, которое монотонно возрастает до 90о. При резонансе происходит разрыв функции е, которая меняет знак плюс на (-90°), затем в рабочем режиме значение е монотонно увеличивается, сохраняя отрицательное значение. Такие результаты для вибровальца получены впервые.
Рис. 2. Зависимости угла е рассогласования фазы вынуждающей силы от относительной частоты р/ю
На рисунке 2 дополнительно показана зависимость коэффициента динамичности вибровальца Кд от р/ю. В данной работе коэффициент динамичности равен отношению вынуждающей силы дебаланса к весу вибровальца [10]
K д =
P,
(т + т +тз) g
Для виброкатка производителем декларирована номинальная частота /= 28 Гц. Этой частоте на рис. 2, а соответствует Кд =4,45.
При работе вибровальца на тяжелом грунте при С=97222 кН/м (рис. 2, б) коэффициент динамичности также равен Кд =4,45 при частоте /=28 Гц.
На рисунках 3-6 приведены частотные характеристики вибровальца для грунтов с разными коэффициентами жесткости: С=25 000 кН/м (рис. 3), С=35 111 кН/м (рис. 4); С=74 444 кН/м (рис. 5); С=97 222 кН/м (рис. 6). Диапазон коэффициентов жесткости С принят по данным работы [11].
На представленных рисунках (рис. 3-6) видно, что в резонансной зоне р/ю< 1 амплитуда вынужденных колебаний А(гВ) имеет максимум в диапазоне А(гВ)=2^3,5 мм.
Рис. 3. Частотные характеристики вибровальца на грунте (С=25 000 кН/м)
Рис. 4. Частотные характеристики вибровальца на грунте (С=35 111 кН/м)
Рис. 5. Частотные характеристики вибровальца на грунте (С=74 444 кН/м)
Рис. 6. Частотные характеристики вибровальца на грунте (С=97 222 кН/м)
При этом в зарезонансной зоне амплитуда вынужденных колебаний А^В) изменяется в диапазоне А(гВ)=1,5^1,7 мм. Для разных грунтов амплитуда вынужденных колебаний А^В) определяется по формулам (13), (14).
Вынуждающая сила вибровозбудителя Рд зависит от частоты вращения дебаланса р и является квадратичной функцией Рд = Др) согласно уравнению (1). Амплитуда свободных колебаний А(ё) является линейной функцией частоты р по уравнению (10).
Максимальное значение амплитуды свободных колебаний А(ё) для разных грунтов находится в диапазоне А^)=6,7^3,3 мм, т. е. уменьшается с увеличением прочности грунта.
Наиболее важными на приведенных графиках являются зависимости обобщенных перемещений вибровальца при уплотнении материалов от относительной частоты р/ю. Во всех случаях в зарезонансной зоне наблюдается устойчивая зона увеличения вертикальных перемещений хо вибровальца с увеличением относительной частоты р/ю.
В зарезонансной зоне при р/ю>(1,4^1,5) имеется рабочая устойчивая зона положительных перемещений вибровальца вниз, которые являются обобщенным перемещением хо. Положительные значения хо по уравнению (17) содержат отрицательное значение перемещения х2 от амплитуды вынужденных колебаний А^В). Это означает, что зарезонансной зоне вынужденные колебания х2 находятся в противофазе с вынуждающим воздействием Рд2 вибровозбудителя. Однако за счет других составляющих уравнение (17) формирует положительное перемещение хо вниз вибровальца, которое по фазе совпадает с вынужденным воздействием Рд2 и совершает полезное действие - уплотнение грунта.
Данные зависимости подтверждают возможность реализации значительной вынуждающей силы Рд для осуществления эффективного процесса уплотнения с амплитудой го=3,5 мм.
В диапазоне частот, указанных на рисунках 3-6, возможно устойчивое регулирование вертикальных перемещений 2о изменением частоты р вынуждающей силы.
V. Обсуждение результатов
Таким образом, установлено, что действительные вертикальные перемещения 2о формируются тремя колебательными функциями в уравнении (16), при этом две функции имеют время затухания переходных процессов равное полупериоду вращения дебаланса /=0,5 Т, а третья составляющая зависит от е и имеет отрицательный знак в зарезонансной зоне работы вибровальца.
Разработанная методика позволяет выбирать рациональные режимы работы и параметры виброкатка, обеспечивающие требуемую эффективность процесса уплотнения материалов и грунтов. Получены новые знания о характере изменения перемещений вибровальца при изменении частот колебаний.
Список литературы
1. Wang G. F., Hu Y. B., Zhu W. Q., Bao Z. Y., Chen Z. J., Huang Z. H., Wang W. The design of a compaction parameters management system for intelligent vibratory roller // IEEE 3rd Information Technology and Mechatronics Engineering Conference (ITOEC), Chongqing. 2017. P. 634-638.
2. Baode Jing, Dongbing Lin, Meiyu Liu, Xilin Zhu. Design of non-impact and independent exciting chamber of vibratory roller // International Conference on Intelligent Computation Technology and Automation, Changsha, China. 2010. Vol. 2. P. 44-46.
3. Tao-ping Yan. Vibration frequency vibratory roller stepless design and analysis of the hydraulic system // International Conference on Consumer Electronics, Communications and Networks (CECNet), XianNing, China, 2011. Р. 4621-4624.
4. Yi Zhang, Jun Zhang, Xing Zu Shu, Lei Guo, Yong Shi, XinBo Liu. Optimization of intelligent compactness control rule of vibratory roller based on genetic algorithm method // Fifth International Joint Conference on INC, IMS and IDC, Seoul, South Korea, 2009. Р. 1943-1947.
5. Heqing Li, Qing Tan. Recognition of reliability model of vibratory roller based on artificial neural network// International Conference on Intelligent Computation Technology and Automation (ICICTA), 2008. Vol. 1. Р. 231-234.
6. Syed Imran, Fares Beainy, Sesh Commuri, Musharraf Zaman. Transient response of a vibratory roller during compaction // 51st IEEE Conference on Decision and Control (CDC), Maui, HI, USA, 2012. Р. 4378-4383.
7. Бабаков И. М. Теория колебаний. М.: Дрофа, 2004. 591 с.
8. Пановко Я. Г. Введение в теорию механических колебаний. М.: Наука, 1971. 240 с.
9. Быховский И. И. Основы теории вибрационной техники. М.: Машиностроение, 1969. 363 с.
10. Тарасов В. Н., Бояркина И. В. [и др.]. Теория удара в строительстве и машиностроении: моногр. М.: Изд-во АСВ, 2006. 336 с.
11. Тарасов В. Н., Бояркина И. В., Серебренников В. С. Модуль деформации грунтов при уплотнении дорожным катком легкого типа // Строительные и дорожные машины. 2019. № 3. С. 25-30.
12. Tarasov V. N., Boyarkina I. V. Analytical determination of the soil strength parameters by the number of impacts of the dynamic instrument falling weight // Journal of Physics: Conference Series. 2019. Vol. 1210. Р. 012138. D0I:10.1088/1742-6596/1210/1/012138.
13. Тарасов В. Н., Бояркина И. В. Обоснование и исследование параметров центробежных вибровозбудителей для строительных технологий // Строительные и дорожные машины. 2017. № 4. С. 29-32.
14. Тарасов В. Н., Бояркин Г. Н. Совершенствование теории вибровозбудителей // Омский научный вестник. Сер. Приборы, машины и технологии. 2017. № 2(152). С. 16-19.
15. Tarasov V. N., Boyarkina I. V. Dynamics of the process boom machine working equipment under the real law of the hydraulic distributor electric spool control // Journal of Physics: Conference Series. 2017. Vol. 858, Is. 1. Р. 012036.
УДК 621.86
ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ ПРОЦЕССОВ ОТСКОКА ВИБРОВАЛЬЦА ОТ УПЛОТНЯЕМОЙ ПОВЕРХНОСТИ
INVESTIGATION OF DYNAMIC PROCESSES OF SEPARATION OF THE VIBRATION ROLLER
FROM THE COMPACTED SURFACE
В. Н. Тарасов1, И. В. Бояркина1, Г. Н. Бояркин2, В. С. Серебренников1
1 Сибирский государственный автомобильно-дорожный университет, г. Омск, Россия 2Омский государственный технический университет, г. Омск, Россия
V. N. Tarasov1, I. V. Boyarkina1, G. N. Boyarkin2, V. S. Serebrennikov1
1 Siberian State Automobile and Highway University, Omsk, Russia 2Omsk State Technical University, Omsk, Russia
Аннотация. Быстропротекающие динамические процессы уплотнения материалов вибрационными катками являются случайными динамическими процессами, в которых стохастически изменяются характеристики прочности уплотняемого материала, влажность, температура, виды материалов и их характеристики. Однако из общего набора этих процессов можно выделить такие, которые относятся к категории случайных вследствие их малой изученности, но являются детерминированными. К таким процессам можно отнести динамические вертикальные перемещения вибровальца при уплотнении материалов. В процесс исследования рассмотрены режимы перемещения вибровальца вниз и вверх под действием динамической вынуждающей силы, которая при проецировании на вертикальную ось превращается в гармоническую силу, действующую периодически вниз и вверх, и является детерминированным параметром. Другие массовые и кинематические характеристики вибровальца также являются
