Отчет по практике на строительстве дома

                            (2)

где Q – производительность, кг/с; L – длина грохота, м; – содержание подрешетного в исходном продукте; η – эффективность грохочения;  – средняя скорость вибротранспортирования, м/с.

Присоединенная масса материала определяется как

,                                             (3)

где – коэффициент присоединения; зависит от режима виброперемещения и определяется из эмпирической зависимости

= 0,73/Г– 0,18                                        (4)

(для многоситных грохотов полная масса материала равна сумме масс материала на каждом сите). Аналогично определяется присоединенная масса материала и на вибротранспортной машине, но только масса находящегося в исполнительном органе материала найдется из выражения

                                             (5)

В дальнейшем динамическом расчете приведенная масса исполнительного органа принимается как

На эту величину и ориентируются при выборе параметров вибровозбудителя и упругой системы машины.

Этот расчет производится в два этапа: предварительный расчет и выбор параметров вибровозбудителя, ориентируясь на найденные величины амплитуды а и частоты ω, проверочный расчет и корректировка частоты вынужденных колебаний.

В дальнейшем излагается расчет и выбор параметров вибромашин технологического назначения в зависимости от типа вибровозбудителя.

3. Динамический расчет машин с инерционным вибровозбудителем

Одномассные вибрационные машины с инерционным вибровозбудителем работают, как правило, в зарезонансном режиме [3, 4]. Конструктивно-расчетные схемы машин представлены на рис. 1. Машина состоит из исполнительного органа, установленного на упругих амортизаторах. Исполнительный орган приводится  в  колебательное движение одновальным (рис 1,а) или двухвальным  инерционным (рис. 1,б) вибровозбудителем.

     а)

     б)

Рис. 1. Расчетные схемы одномассных машин с одновальным (а)

и двухвальным инерционным (б) вибровозбудителем

С точки зрения снижения динамических нагрузок, передаваемых на основание, жесткость упругих подвесок принимается как можно меньшей

                                            (6)

В этом случае жесткость амортизаторов не оказывает существенного влияния на параметры установившегося движения исполнительного органа и кинетостатический момент привода может быть определен по упрощен­ной формуле

Соотношение массы неуравновешенной части дебалансов и радиуса r центра их тяжести выбираются по конструктивным соображениям. Здесь принимается с учетом массы корпуса вибровозбудителя. После выполне­ния конструкторских работ производится проверочный динамический расчет машины, строится ее амплитудно-частотная характеристика согласно выра­жениям:

– для машин с одновальным инерционным вибровозбудителем:

                    (7)

– для машин с двухвальным инерционным вибровозбудителем самобалансного типа:

                    (8)

где

                    ;                  ,

и в свою очередь: – соответственно жесткости упругих амортизаторов в горизонтальном, вертикальном направлениях и направлении колебаний исполнительного органа, μ – коэффициент неупругих сопротивлений материала упругих связей. По выражениям (7), (8) уточняется частота ω вынужденных колебаний, и определяются амплитуды ах и αу колебаний грохота с одновальным инерционным вибровозбудителем.

4. Динамический расчет двухмассных резонансных машин с линейными упругими связями (машин с тяжелой рамой)

Принципиальная схема машины представлена на рис. 2. На основании предварительных технологических расчетов и конструктивных проработок известны размеры и масса исполнительного органа, требуемая амплитуда , частота его колебаний, угол направления колебаний короба (колебания направленные, исполнительный орган установлен горизонтально). Направляющие стойки 4 должны быть установлены под углом β  к вертикальной оси.

Рис. 2. Схема двухмассной резонансной технологической машины

В результате динамического расчета определяют массу рамы 2, радиус эксцентриситета приводного вала 6, жесткости опорных амортизаторов 5, основных 3 и приводных 7 упругих связей [4].

1. Из условия эффективного гашения сил инерции короба определяют массу рамы как

где – отношение масс исполнительного органа и рамы, принимается в пределах

2. Определяют рабочую амплитуду колебаний исполнительного органа относительно рамы

                                         (9)

3. Находят рабочую амплитуду колебаний рамы

                                       (10)

4. Величину жесткости опорных амортизаторов выбирают по величине допустимых нагрузок на перекрытие здания

Допустимые динамические нагрузки на перекрытие определяют как

                                           (11)

где – допустимые удельные динамические нагрузки в вертикальном направлении, в зависимости от типа перекрытия принимаются в пределах ; – эффективная площадь, занимаемая машиной.

5.                 Жесткость основных упругих связей определяют из условия работы системы в режиме осцилляторного резонанса при второй форме колебаний

                   (12)

6.                 Амплитуда относительных колебаний исполнительного органа и рамы в режиме осцилляторного резонанса примерно равна радиусу эксцентриситета приводного вала, т.е. принимаем

7.                 Жесткость приводных упругих связей определяют после расчета и выбора приводного двигателя (см. далее) из условия обеспечения нормального пуска машины [4, 10] согласно выражению

                    (13)

Здесь – номинальная мощность двигателя; – отношение пускового момента двигателя к номинальному; η – к.п.д. клиноременной передачи (η  = 0,9÷0,95); rп – радиус внутреннего кольца подшипника; f – приведенный коэффициент трения подшипников (f  = 0,001÷0,005).

После расчета и выбора параметров машины строится амплитудно-частотная характеристика (АЧХ) для второй формы колебаний, по которой уточняется рабочая частота ее колебаний.

В инженерном варианте для второй формы колебаний системы АЧХ может быть построена по следующим упрощенным зависимостям:

квадрат частоты собственных колебаний системы по второй форме (ко­роб и рама колеблются в противофазе):

                 (14)

коэффициент величины и формы колебаний системы:

Здесь – суммарная жесткость основных и приводит упругих связей.

Задаваясь   значением   , величину а12  относительных колебаний короба и рамы, сдвиг фаз φ функции частоты вынужденных колебаний ω найдем из зависимостей:

        (15)

                                 (16)

В дополнение, здесь μ – коэффициент неупругих сопротивлений материала упругих связей ( в зависимости от материала упругих элементов).

Амплитуда колебаний исполнительного органа и рамы найдется как:

5. Расчет двухмассных резонансных виброконвейров с линейным упругим элементом в приводе

Для расчета виброконвейера задается длина транспортирования и требуемая производительность . При этом принимаем [5] следующую последовательность расчета.

Принимаем величину динамического коэффициента , угловую частоту и угол между направлением колебаний и осью грузонесущего органа .

Находим амплитуду колебаний грузонесущего органа

.                                                  (17)

Определяем площадь сечения потока материала

,                                               (18)

где – скорость движения материала, см/сек.

                               ,

где – коэффициент передачи скорости, = 0,7÷0,9; – коэффициент, учитывающий толщину слоя транспортируемого материала. Для толщины слоя 50-200 мм = 1,0÷0,85; – коэффициент, учитывающий наклон грузонесущего органа к горизонту. При углах от 5° до 8°= 0,85÷0,75.

По найденной площади сечения потока материала, с учетом рекомендаций по толщине слоя транспортируемого материала, выбираем конфигурацию грузонесущего органа. При этом рекомендуется высоту борта желоба брать на 30-50 мм больше максимальной толщины слоя материала. Для трубчатых грузонесущих органов диаметр трубы

                                               (19)

По эскизной проработке определяем веса обеих колеблющихся частей и виброконвейера без учета транспортируемого материала. С учетом отстройки виброконвейера от собственной частоты колебаний жесткость основной упругой системы

                                                ,

где т – приведенная масса.

.                                             (20)

Для виброконвейеров с двумя одинаковыми по весу грузонесущими органами .

Для двухмассных виброконвейеров с одним грузонесущим органом и реактивной массой (опорной частью) вес последней обычно принимается равным 2÷3 (– вес грузонесущего органа).

Мощность привода находим по удельной энергоемкости (отношению мощности привода к произведению производительности на длину транспортирования) в установившемся режиме .

,                                            (21)

где – производительность, т/ч;

– длина транспортирования, м.

Жесткость пружин шатуна виброконвейера определяем по формуле

,                                   (22)

где – коэффициент, учитывающий потери мощности в системе; при запуске = 0,65÷0,75;

r – эксцентриситет кривошипного вала, см.

Для виброконвейеров с двумя грузонесущими органами принимается       r ≈ 2а; для виброконвейеров с одним грузонесущим органом принимается          r ≈ а1  + а2, где а1  и  а2 – амплитуды колебаний соответственно и .

Если , необходимо выбрать другой электродвигатель с большим и получить ; если , то принимаем .

Определяем приведенную массу виброконвейера при максимальной его загрузке

.                                             (23)

Для виброконвейеров с одним грузонесущим органом

,                                    (24)

где – вес материала, находящегося на одном грузонесущем органе;    – коэффициент приведения, = 0,1÷0,2.

Находим амплитудное значение относительного перемещения грузонесущих органов

,                            (25)

где  ;   ;  – относительное затухание.

Для виброконвейеров с плоскими рессорами = 0,15÷0,25.

В результате расчета должны быть обеспечены следующие два условия: