Отчет по практике на строительстве дома

Если > 1,2  или  , необходимо повысить мощность приводного электродвигателя и, увеличив в соответствии с изложенным величину , произвести расчет заново.

Определяем амплитудное значение усилия, действующего в приводе:

.                              (26)

Производим проверку мощности приводного электродвигателя

,                              (27)

где – угол сдвига фаз между перемещением грузонесущих органов и кривошипом;

– угол сдвига фаз между положением кривошипа и усилием в шатуне

                                            (28)

                        (29)

Для обеспечения нормальной работы виброконвейера полученное значение мощности должно быть меньше или равно мощности, найденной по удельным показателям [1, 5].

6. Практическое задание 3.

Вибрационные площадки и установки для формования железобетонных изделий

При производстве железобетонных изделий широко используются виб­роплощадки. Номенклатура изделий очень велика, поэтому режимы вибра­ций в процессе их изготовления необходимо подбирать. Изделия изготавли­ваются с помощью виброплощадки и вибрационных формовочных устано­вок. Интенсивное вибрационное воздействие в достаточной степени увели­чивает подвижность смесей и обеспечивает быстрое и качественное формо­вание изделий. Разница между вибрационной площадкой и вибрационной формовочной установкой заключается в том, что первая имеет стол (площадку, раму) или несколько стоков, на которые ставят форму, воспринимающую от них вибрацию, а вторая таких стоков не имеет: форму ставят на виброизолирующие опоры и приводят в колебания непосредственно вибрационным приводом. Преимущество вибрационных площадок по сравнению с вибраци­онными формовочными установками заключается в их большей универсаль­ности, поскольку на столе можно установить формы различного вида [6, 7].

Вибрационные площадки и установки характеризуют их грузоподъемность, т.е. максимальной суммарной массой изделия и формы. Схема виброплощадки с одновальным дебалансным виброприводом, генерирующим круговую вынуждающую силу, приведена на рис. 1.6. К столу 1, на который устанавливают не показанную на схеме форму, снизу прикреплены корпуса со-осно расположенных вибровозбудителей 2, дебалансы 4 которых связаны соединительными валами 3, получающими вращение от электродвигателя 5 через клиноременную передачу 6. Стол при помощи мягких виброизоли­рующих пружин 7 связан с опорной рамой 8.

Рис. 3. Схема виброплощадки  с одновальным дебалансным виброприводом

Конструкция этих машин довольно проста, но имеет неравномерное распределение амплитуд вибрации по ширине стола, и некоторое расслоение смеси наблюдается из-за транспортного эффекта.

Наибольшее распространение получили виброплощадки с дебаланс­ным виброприводом вертикально направленного действия. Выпускаются виброплощадки с одним столом или блочного типа с несколькими унифицированными блоками, с одним двухвальным вибровозбудителем (рис.4). На вибростоле 1 при помощи карданных валов 2 и синхронизатора 3 устанавливаются вибровозбудители 5 и 6 , которые получают вращение от двигателя 4 [7].

Рис. 4. Схема виброплощадки с одним столом и блочного типа

с дебалансным виброприводом направленного действия

Таблица данных

Виброплощадка работает в далеко зарезонансном режиме. При этом амплитуда круговой вибрации определяется:

                                             (30)

а амплитуда угловой вибрации

,                                            (31)

где m0r – статический момент массы дебалансов; – масса и цен­тральный момент инерции колеблющейся системы, приведенные к столу; –

расстояние от оси дебалансов до центра приведенной массы вибрирующей системы.

Для расчета требуемых основных параметров виброплощадки задают массу формируемого изделия   , массу формы и требуемую амплитуду колебаний . Сначала определяют массу колеблющихся частей виброплощадки:

тв = k(ти + тф)                                                   (32)

Для блочных виброплощадок k = 0,2÷0,4, а для виброплощадок со сплошной вибрирующей рамой k = 0,6÷1,2. Суммарный статический момент массы дебалансов

т0r  =  та,                                                                   (33)

где а – задаваемая амплитуда вибрации; т – приведенная масса, определяемая равенством

т = тв + тф + ати.                                   (34)

Коэффициент присоединения массы изделия принимают обычно в пределах α = 0,25÷0,4. Статический момент массы дебалансов одного унифицированного блока лежит в пределах от 0,32 до 0,8 кг-м. Определив количество блоков, выбирают соответствующую машину.

Наиболее совершенными являются резонансные вибрационные установки с направленными вдоль формы горизонтальной вибрацией. Конструктивная схема такой установки приведена на рис. 5.

Рис. 5. Схема резонансной вибрационной виброплощадки с горизонтально направленной вибрацией

Двухвальный дебалансный вибровозбудитель 12, развивающий горизонтально направленную вынуждающую силу, прикреплен к плите 13. Его дебалансы приводятся во вращение от вынесенного электродвигателя через клиноременную передачу 9 и карданный вал 11. Плита 13 соединена со сварной рамой 1 группой пружин 10, установленных по углам рамы и скрепленных шпильками 14. Рама 1 и форма 4 с бетонной смесью опираются на резиновые амортизаторы (виброизоляторы) 5. Рама имеет две щеки 15, в которые входят кронштейны формы, зажимаемые клиньями 2 под действием силы тяжести грузов 6, расположенных на концах рычагов 7, верхние концы которых шарнирно соединены со щеками. При освобождении формы гидроцилиндры 3 приподнимают грузы, вследствие чего рычаги прекращают зажим кронштейнов формы клиньями. Резонансные формовочные установки с горизонтальной вибрацией выпускаются грузоподъемностью от 5 до 25 т.

При расчете параметров резонансной установки [5, 7] задают массу изделия , требуемые частоту ω и амплитуду абсолютных колебаний формы. Амплитуда относительных колебаний формы и вибровозбудителя:

                                     (35)

где – суммарный статический момент массы дебалансов вибровоз­будителя; с – суммарный коэффициент жесткости пружин; – коэффициент сопротивления относительному движению; т – приведенная масса, опреде­ляемая формулой

т = т1т2 /(т1+т2),                                              (36)

где – масса формы вместе с массой жестко соединенных с ней частей машины и присоединенной к форме массой соколеблющейся бе­тонной смеси , рассчитываемой по формулам (1.46)-(1.48); – суммарная масса вибровозбудителя, жестко связанных с его корпусом частей и приве­денной к его корпусу массой соколеблющихся пружин.

В зависимости (1.46) можно для первоначального расчета принять k = 0,1÷ 0,15,   а  величину      принять,   исходя   из   значения   отношения

Введя отношение собственной частоты к частоте вынужденных коле­баний в виде

                                                    (37)

и относительное демпфирование

                                                 (38)

перепишем зависимость (1.49) следующим образом

                                    (39)

Обычно принимаем. По значению опре­деляем с из равенства (39). При достаточной близости к резонансу и неболь­шом демпфировании можно считать, что массы и вибрируют в проти-вофазе. Тогда имеют место зависимости

а1 + а2 = а;   т1а1 = т2а2,                                      (40)

где а1 и а2 – амплитуды абсолютной вибрации масс и . Отсюда вытекает

та = т1а1,                                                  (41)

а, следовательно

                       (42)

Последней зависимостью пользуются для определения статического момента массы дебалансов. Эта зависимость отличается от равенства (4) корнем квадратным в правой части. Величину, обратную этому корню, назы­вают коэффициентом усиления. Чем больше коэффициент усиления

                                    (43)

тем больше амплитуда вибрации. Отсюда

                                                (44)

Мощность электродвигателя определяется по формуле

                                             (45)

Мощность, необходимая для преодоления трения в подшипниках деба­лансов

                                             (46)

причем, – условный коэффициент трения и – диаметр дебалансного вала. Мощность , необходимая для преодоления сопротивления в трансмиссии, определяется по общим правилам.

Использованная литература

1.     Бауман В.А., Быховский И.И., Гольдштейн Б.Г. Вибрационные машины в строительстве и производстве строительных материалов: Справочник. – М.: Машиностроение, 1970, 578 с.

2.     Быховский И.И. Методика инженерного расчета погружающей способности вибромолота / Труды. ВНИИстройдормаша. – Вып. 51. – М., 1971.

3.     Потураев В.Н., Франчук В.П., Червоненко А.Г. Вибрационные транспортирующие машины. – М.: Машиностроение, 1964. – 210 с.

4.     Потураев В.Н., Франчук В.П., Надутый В.П. Вибрационная техника и технологии в энергоемких производствах / Монография. – Национальная горная академия Украины. – Днепропетровск, 2002. – 180 с.

5.     Бауман В.А., Быховский И.И. Вибрационные машины и процессы в строительстве / Учебное пособие для студентов строительных и автомобильно-дорожных вузов. – М.: Высшая школа, 1977. – 250 с.

6.     Баркан Д.Д. Виброметод в строительстве. – М.: Госстройиздат, 1959. –      416 с.

7.     Быховский И.И. Некоторые направления в разработке вибромашин для станкового формования железобетонных и бетонных изделий. – М.: ЦНИИТЭстроймаш, 1972.

8.     Минеев С.П., Сахненко А.Л., Обухов С.А. Вибрационное и волновое рыхление агрегированной сыпучей горной массы.- Днепропетровск: Дніпро.- 212 с.

9.     Потураев В.Н., Надутый В.П. Проблемы вибрационного грохочения минерального сырья / Збірка праць Міжнародної конференції "Вібрації в техніці та технологіях". 8-12 вересня 1998, Євпаторія-Вінниця. – С.214-219.

10. Вайсберг Л.А., Рубисов Д.Г. Вибрационное грохочение сыпучих материалов: Моделирование процесса и технологический расчет грохотов. – Санкт-Петербург, 1994. – 47 с.

11. Блехман И.И., Дженелидзе Г.Ю. Вибрационное перемещение. – М.: Наука, 1964. – 240 с.

2