книги из ГПНТБ / Вибрационные машины в рыбной промышленности

по спирали прикреплен открытый желоб. В нижней или верхней части каркаса устанавливается привод-вибратор, сообщающий каркасу направленные колебания вдоль и вокруг вертикальной оси, которые обеспечивают движение частиц транспортируемого груза вверх по спирали.

Наибольшее распространение получили одномассные верти­ кальные вибрационные конвейеры с дебалансным приводом.

В Советском Союзе ряд таких машин разработан во Всесоюз­ ном научно-исследовательском институте строительного и дорож­ ного машиностроения (табл. 11).

Т а б л и ц а 11

Высота подъема материала в виброконвейерах с дебалансным приводом обычно не превышает Н = 6-^8 м, а производительность

Q== 15 м3/ч.

Вертикальные конвейеры с центробежным приводом имеют частоту колебаний 1000—1500 в минуту и амплитуду 0,5—5 мм.

На жестянобаночных и консервных заводах, в поточно-меха­ низированных линиях внедрены вертикальные вибрационные кон­ вейеры для перемещения цилиндрических, фигурных жестяных банок, а также банок из пластмасс и стекла.

В верхней части лист связан с амортизатором 4, а в нижней — с электромагнитным вибратором 5. Кроме того, к листу прикре­ плена прорезиненная лента 6. С рамой соединены кронштейны 7, к которым прикреплен неподвижный лист 8, устанавливаемый против листа 3. К неподвижному листу прикреплена ткань 9, не­ сущая капроновые нити ворса, направленные наклонно вверх.

Консервные банки конвейером 10 подаются во внутреннее пространство виброконвейера, где располагаются между лентой б и капроновыми нитями ворса ленты.

Вибратор 5 сообщает листу 3 с лентой 6 возвратно-поступа­ тельное движение. Лента 6 при движении вверх перемещает бан­ ки вверх, а при движении ее вниз банки удерживаются направ­ ленными вверх капроновыми нитями ворса.

80

При проектировании вибрационных транспортирующих машин перед конструктором стоит задача обеспечения необходимой про­ изводительности [54].

Средняя эксплуатационная производительность конвейера (в т/ч) при длительной работе определяется по формуле

Рис. 32. Вертикальный вибрационный конвейер.

81

Отсюда при заданной Q необходимая площадь поперечного сечения грузонесущего органа (в м2) составит

и— средняя скорость виброперемещения груза, определяемая по рассмот­ ренной в гл. II методике, м/с.

У закрытых (герметичных) труб любого сечения максимально возможная величина Т- всегда должна быть меньше единицы, так как при полном заполнении желоба, особенно влажным грузом,,

Одно и то же значение Г можно получить различным сочета­ нием величин А и со. При одной и той же величине Г увеличение амплитуды А дает большее увеличение скорости транспортирова­ ния, чем увеличение частоты колебаний со. Поэтому с целью уменьшения динамических нагрузок на элементы конвейера (осо­ бенно элементы привода) и расхода мощности целесообразно при­ нимать по возможности большие величины А.

Однако величина амплитуды ограничивается как конструкцией конвейера, так и характеристикой груза. Кроме того, при боль­ ших значениях А возникают значительные напряжения в опорах. В связи с этим у конвейеров с резиновыми амортизаторами при­ нимаются большие амплитуды, чем у конвейеров со стальными рессорами.

У машин с центробежным приводом как подвесной, так и опорной конструкции для получения больших амплитуд необхо­ димы значительные массы дебалансов. Наибольшие (сравнитель­ но) амплитуды можно принимать для конвейеров с эксцентрико­ вым приводом и резинометаллической упругой системой.

82

Пылевидным и порошкообразным грузам (мука, мелкая соль) при малой амплитуде колебаний присущи низкие скорости транс­ портирования, поэтому для них необходимы максимально возмож­ ные амплитуды колебаний. При транспортировании кусковых гру­ зов (лед) с повышенными амплитудами создается значительный шум и возникает реальная опасность износа желоба и крошения грузов, поэтому такие грузы целесообразно транспортировать с меньшими амплитудами.

При проектировании вибрационных конвейеров и питателей при принятой частоте колебаний для получения необходимой ско­ рости транспортирования и обеспечения заданной производитель­

ности величиной А обычно задаются, исходя из приведенных выше рекомендаций. Лишь после этого производят динамический рас­ чет колебательной системы и расчет скорости виброперемещения груза.

Динамические нагрузки, а следовательно, и износ деталей, прямо пропорциональны квадрату частоты е>, поэтому для легких конструкций конвейеров целесообразно выбирать большую, а для тяжелых конструкций — меньшую частоту.

Угол направления колебаний р может изменяться от 0 до 90°. Очевидно, что крайние значения величины р не приемлемы для условий транспортирования. Задача заключается в выявлении оптимальных величин угла с целью получения наибольшей скоро­ сти v. Важным является также выявление влияния свойств транс­ портируемых грузов на выбор р.

На основании теоретических и экспериментальных исследова­ ний [54] можно рекомендовать для практического применения угол р= 25-^353. Меньшая величина угла относится к наибольшим (100 с-1 и более), а большая к наименьшим (w<70 с-1) частотам.

Основные параметры грузонесущего органа (ширина В жело­ ба или диаметр трубы в мм) должны быть проверены но макси­ мальным размерам I характерных кусков транспортируемого груза согласно формулам:

Размеры загрузочных и разгрузочных отверстий труб выбира­ ются по пропускной способности сечения по общеизвестным фор­ мулам. Во всяком случае, ширина загрузочного отверстия должна

где k3— коэффициент длины загрузочного отверстия (при В и D<200 мм при­ нимают А3 = 1,2-г5; для В и D^>200 мм £3=1ч-1,2).

83

Приведем некоторые оптимальные параметры режима вибротранспортирования при различных законах движения рабочего

органа.

Гармонические колебания рабочего органа, допускающие наи­ более -простую конструкцию привода, обеспечивают надежную транспортировку различных насыпных и штучных грузов, за ис­ ключением очень липких [48].

А=3мм

Рис. 33. Оптимальные параметры режима вибр'отран-спортирования п-ри гармо­ нических колебаниях грузонесущего органа (сплошная линия — частота колеба­ ний, штр-их!пун'ктирная — угол вйбрааци-и).

На -рис. 33 показаны зависимости оптимальных значений пара­ метров режима А, со, (3 от скорости v, обеспечивающих максималь­ ную эффективность процесса вибротранспортирования при гармо­ нических колебаниях грузонесущего органа.

Бигармонические колебания относятся к числу сравнительно новых и эффективных режимов вибротранспортирования. Резуль­ тирующая амплитуда этих колебаний

1

где A q— амплитуда первой гармоники, мм;

щ — соотношение амплитуд первой и второй гармоник; е — угол сдвига фазы второй гармоники, град.

Как видно из выражения (74), бигармонические режимы могут быть более многообразны, чем гармонические, и различаться не только амплитудой и частотой колебаний, но и соотношением ам­ плитуд и углом е.

84

На рис. 34 представлены зависимости оптимальных парамет­ ров колебаний грузонесущего органа v, со, р от угла сдвига фаз е. Экспериментально установлено, что максимальная скорость вибротранспортирования имеет место при сдвиге фаз второй гармо­ ники 90° и отношении амплитуд и частот гармоник, равном 2.

Эллиптические колебания рабочего органа перспективны для транспортирования крупнокусковых грузов. В машинах с эллип­ тическими колебаниями траектория движения рабочего органа яв­ ляется результатом сложения двух простых гармонических коле­ баний с одинаковой частотой при наличии определенного угла е сдвига фзгво взаимно-перпендикулярных направлениях.

Траектория движения рабочего органа определяется уравне­ нием

т ) + Ы ~ 2Д; -Тсо’ , - м"г-'

где А', В — амплитуды соответствующих составляющих колебаний, мм.

Из этого уравнения следует, что форма эллипса существенно зависит от угла е и изменяется от прямолинейной до круговой.

Исследования показали, что эллиптические колебания обес­ печивают относительно большие скорости транспортирования, так что коэффициент передачи скорости достигает 0,8—0,85.

85

Если транспортирование осуществляется вправо, то для дости­ жения максимальной скорости эллипс должен обегаться против часовой стрелки. При расположении большой оси эллипса вдоль грузонесущего органа направление виброперемещения груза мож­ но изменить на противоположное путем изменения угла или на­ правления вращения вибратора.

На рис. 35 представлена номограмма для определения пара­ метров эллиптических колебаний рабочего органа по известной величине v.

Для вибрационных конвейеров весьма характерны большие пусковые нагрузки. Потребление мощности при пуске в 5 раз и более превышает нагрузку при установившемся движении, осо­ бенно при резонансной настройке упругой системы. Это соотноше­ ние увеличивается с ростом частоты колебаний, поэтому для при­ вода вибрационных конвейеров применяют электродвигатели с повышенным пусковым моментом.

При создании вибрационных машин практический интерес представляет определение затрат энергии, связанных с процессом перемещения транспортируемого груза.

Затраты энергии, связанные с транспортированием, обуслов­ лены теми сопротивлениями, которые оказывает транспортируе­ мый груз перемещению грузонесущего органа. Особенностью энергетического баланса вибрационных машин является периоди­ чески меняющийся на протяжении цикла расход энергии. Это объ­ ясняется существенным уменьшением сопротивлений на участке полета груза.

Энергозатраты (в кВт) при наличии сопротивлений перемеще­ нию грузонесущего органа от транспортируемого груза в направ­ лении оси у [48]:

(75)

Энергозатраты в направлении оси х на участке без относи­ тельного скольжения

(76)

К ±

на участке скольжения

к

(77)

Н'±.

86

Теоретическое определение мощности приводного двигателя вибрационных транспортирующих машин связано со значитель­ ными трудностями. Приближенно для проектировочных расчетов эту мощность можно определить по следующим эмпирическим за­ висимостям [54]:

для коротких конвейеров при L s£llO м

88