7. Рассчитывают массу фундамента mфун. Согласно расчетной схеме динамическая сила, передаваемая виброплощадкой на фундамент (н),

Кроме того, динамическое воздействие на фундамент со стороны виброплощадок должно быть таким, чтобы не вызывать его вибраций, превышающих по уровню значений, допускаемых санитарными нормами.

Согласно санитарным нормам, при ω = 300 с^—1 допускаемое значение амплитуды колебаний фундамента составляет хсан = 9·10^-6 м. Так как восстанавливающие (упругие) силы грунта, на который опирается фундамент, обычно бывают меньше диссипативных сил, возникающих при его деформации, резонансные колебания фундамента практически исключаются. Это дает возможность при определении массы фундамента не учитывать реакций на него со стороны инерции, при которой фундамент имеет допустимые вибрации,

Рис. . Расчетная схема для определения усилия закрепления формы и массы

Фундамента

Найдем массу фундамента (кг), при которой выдерживаются допустимые санитарными нормами уровни его вибраций:

8. Для расчета долговечности подшипниковых узлов определяют радиальные усилия (Н), действующие на подшипники качения: Fд=Sдω². По этому значению радиальных усилий рассчитывают подшипники по методике, излагаемой в курсе «детали м а шин».

Основными недостатками машин такого типа является низкая надежность и долговечность карданных валов, подшипниковых и некоторых других узлов, повышенные против санитарных норм уровни шумов при работе и высокая энергоемкость. Последнее обстоятельство объясняется большими потерями мощности в подшипниковых узлах.

Примем d_в =7·10^-2 м, что соответствует диаметру вала под подшипником серийно выпускаемых виброплощадок, φ =150°, а х_а = 7·10^-4 м. При этих значениях отношение N_тр/ N_ср = 1. Это говорит о том, что по крайней мере 50% мощности в зарезонансных виброплощадках расходуется на преодоление трения в подшипниковых узлах.

Достоинством этих машин является их относительно низкая чувствительность к изменениям m_в, т. е. к изменениям m_ф и m_бс, которые неизбежны в процессе эксплуатации машин.

Резонансные виброплощадки с гармоническими горизонтально направленными колебаниями

Конструктивная схема резонансной виброплощадки с горизонтально направленными колебаниями показана на рис. . Как следует из схемы, такая виброплощадка состоит из двух колеблющихся масс, связанных между собой витыми цилиндрическимк пружинами сжатия. Первая - реактивная масса, состоит из резонаторной плиты 5 с установленным на ней двухвальным центробежным вибровозбудителем. Вторая масса состоит из корпусной части 4, снабженной клиновым замком, и формы с бетонной смесью. Клиновой замок служит для жесткого соединения корпусной части с формой. Открытие клинового замка осуществляется от пневмоцилиндра 3 через систему рычагов, а запирание - с помощью груза 2. Корпусная часть 4 с резонаторными плитами и вибровозбудителями опирается на фундамент через мягкие виброизолирующие упругие элементы 6. На опоры 9 опирается форма. Для привода таких виброплощадок используют двухвальные вибровозбудители общего назначения. В некоторых конструкциях виброплощадок применяют вибровозбудители от виброплощадок с вертикально направленными колебаниями. При этом привод вибровозбудителя осуществляется от электродвигателя 6 через синхронизатор и карданные валы 7, закрываемые щитами 8. Упругие виброизолирующие опоры обычно выполняются из резины, работающей на сдвиг. По схеме на рис. 17.26 выполняются виброплощадки грузоподъемностью до 20 т.

При меньшей грузоподъемности применяют виброплощадки с одной резонаторной плитой и одним двухвальным вибровозбудителем.

В отличие от зарезонансных виброплощадок, расчетная схема которых полностью соответствует модели с одной степенью свободы в резонансных виброплощадках имеется две массы, т. е. это система с двумя степенями свободы. Расчетная схема ее представлена на рис. 17.27. Необходимость усложнения схемы резонансных машин вызвана тем, что коэффициент жесткости упругих элементов, при котором обеспечивается околорезонансный режим работы машины, весьма значителен. В схеме на рис. 1.6 большая по значению упругая сила, возникающая при деформации упругих элементов с в процессе движения массы m, воспринимается неподвижной стойкой, т. е. фундаментом, несущими конструкциями и т. д. При этом оказывается невозможным обеспечить допустимые санитарными нормами вибрации фундамента при приемлемых его габаритах и массе. В двухмассной схеме большая по значению упругая сила пружин полностью уравновешивается инерционными силами колеблющихся масс m₁ и m₂. На фундамент же передается малая по значению упругая сила мягких виброизолирующих опорных упругих элементов с_оп, опираются корпусная часть виброплощадки и форма.

Рис. . Конструктивная схема резонансной виброплощадки с горизонтальными колебаниями грузоподъемностью свыше 10 т: 1 - виброизолирующая упругая опора; 2 - груз зажима клинового замка; 3 - пневмоцилнндр открывания клинового замка; 4 - корпусная часть; 5 - резонаторная плита с вибровозбудителем; 6 - привод вибровозбудителей; 7 - карданный вал; 8 - предохранительный щит; 9 - виброизолирующая упругая опора формы.

Динамика системы с двумя степенями свободы следующей системой дифференциальных уравнений:

где m₁ и m₂ - масса первого и второго тел; у₁; у₁’; у₁’’ - перемещение, скорость и ускорение первого тела; у₂; у₂’; у₂’’ - то же, второго тела; b -коэффициент сопротивления, с - коэффициент жесткости упругих элементов; В уравнениях влияние на динамику системы - опорных упругих элементов не учтено из-за малости коэффициента их жесткости.

Если первое из уравнений поделить на m₁, а второе - на m₂ и из первого вычесть второе, то получим

где

Расчет резонансных виброплощадок производится по заданной грузоподъемности m_гр= m_ф + m_бс, амплитуде вибросмещений формы у_2а и частоте ее колебаний ω.

Расчет осуществляется в следующем порядке.

1. Определяют суммарную массу (кг):

Где m_кор – масса корпусной части. Для виброплощадок грузолодъемностыо до 10 т можно принять m_кор = 0,15 m_гр, а свыше 10т

m_кор = 0,1…0,12 m_гр

2. Находят значения у_1а; х_а и m₁ (м):

где ξ - отношение масс системы ( ξ = m₁/ m₂) принимается ξ = 0,15.

При Меньших значениях ξ, против указанных, происходит существенно возрастание металлоемкости дорогостоящих упругих элементов и, кроме того, их масса начинает оказывать большое влияние на частоту собственных колебаний системы. При больших значениях Происходит рост общей металлоемкости машин за счет увеличения реактивной массы m₁.

Значение реактивной массы m₁ = ξm₁

3. Определяют суммарную жесткость упругой системы, для этого задаются коэффициенты настройки γ = ω/ω₀; (γ = 0,94…0,96). Рекомендуемые значения γ обеспечивают близкую к резонансу дорезонансную настройку машины, необходимую для ее стабильной работы. С учетом этого коэффициент жесткости (Н/м)

где γ_с - поправка к коэффициенту жесткости упругой системы, обусловленная влиянием массы упругой системы на собственную частоту колебаний системы. При ξ = 0,1значение γ_с =0,89, а при =0,15 γ_с = 0,93.

Задавшись числом пружин, по полученному коэффициенту жесткости находят коэффициент жесткости одной пружины. Наиболее целесообразны пружины с коэффициентом жесткости с_пр = 10…1,5·10⁶ Н/м. Кроме того, при выборе числа пружин необходимо, чтобы число их пар обеспечивало совпадение главной оси жесткости упругой системы с осью действия вибровозбудителя, т. е. число пружин должно быть четным, а число пар пружин таким, чтобы они располагались симметрично относительно оси действия вибровозбудителя. Максимальная деформация пружни при работе составляет f_mах = 2,1x_а. Далее по полученному коэффициенту жесткости одной пружины С_пр и f_mах производится расчет пружин по методике, излагаемой в курсах деталей машин.