Таблица 4. Техническая характеристика гидродинамических глубинных вибраторов югославского производства с приводом от сжатого воздуха

(По данным югославских проспектов)

Модель вибратора	Краткая техническая характеристика
	Наружный диаметр кор- пуса в мм	Рабочее дав- ление сжатого воздуха в кГ/см2	Частота колебаний в минуту	Расход воздуха в м3/мин	Длина рабочей части вибратора в мм	Длина шланга в мм	Вес вибратора в кг
HDV-100NF HDV-100SF HDV-100VF	100	5—7	61 500 55 500 56 000	1,4	550	4000	11
HDV-70NF HDV-70SF HDV-70VF	70	5-7	45 000 50 000 54 000	1,3	500	4000	8
HDV-46NF HDV-46SF HDV-46VF	46	5-7	45 000 52 000 43 000	0,8	600	4000	5
HDV-AG100NF HDV-AG100SF HDV-AG100VF	100	5-7	46 000 51 000 61 500	1,6	385	2000	10,7
HDV-AG70NF HDV-AG70SF HDV-AG70VF	70	5-7	33 000 36 000 42 000	1,0 1,0 1,1	340	2000	6,25
HDV-AG46NF HDV-AG46SF HDV-AG46VF	46	5-7	38 000 45 000 52 000	0,7	371,5	2000	5,75
HDV-Mi120NF HDV-Mi120SF HDV-Mi120VF	120	5-7	21 000 25 000 29 000	2,4	400	2000	10,9
HDV-Mi90NF HDV-Mi90SF HDV-Mi90VF	90	5-7	23 000 30 000 36 000	1,7	328	2000	6,0
HDV-Mi60NF HDV-Mi60SF HDV-Mi60VF	60	5-7	22 000 27 000 30 000	0,9	298	2000	3,25
Примечание. NF — низкочастотные вибраторы; SF— среднечастотные вибраторы; VF — высокочастотные вибраторы.

1.2. РАСЧЕТ ГЛУБИННЫХ ВИБРАТОРОВ

ОСНОВНЫЕ ФОРМУЛЫ

Важнейшей характеристикой глубинных вибраторов является частота их колебаний. Частота дебалансных вибраторов ν равна числу оборотов в минуту дебалансного вала. Частота колебаний планетарных вибраторов определяется формулами (1) и (2).

Амплитуда колебаний глубинного вибратора в точке приложения вынуждающей силы определяется следующими зависимо­стями:

при работе вибратора в воздухе

(3)

при работе вибратора в бетонной смеси

(4)

где т₀ — масса дебаланса бегунка;

r— эксцентриситет массы дебаланса (расстояние от центра тяжести дебаланса или отклонившегося бегунка до продольной оси корпуса вибратора);

m₀r — момент массы дебаланса;

т₁^пр — колеблющаяся масса корпуса вибратора, приведенная к плоскости приложения вынуждающей силы;

т₀^пр — масса бегунка-дебаланса, приведенная к этой же плоскости;

т_с ^пр — дополнительная присоединенная масса бетонной смеси, приведенная к амплитуде колебаний вибратора;

φ — угол сдвига фаз между перемещением корпуса вибра­тора и направлением его вынуждающей силы.

Величина т₁^пр определяется по формуле

(5)

где т₁ - колеблющаяся масса корпуса вибратора и всех жестко связанных с ним частей, расположенных до аморти­затора;

l₁ и l - расстояния до нулевой точки вибратора соответствен­но от центра тяжести его корпуса и от точки приложе­ния вынуждающей силы.

В дебалансных вибраторах (см. рис. 11), вибраторах с повод­ковым бегунком (см. рис. 3) и пневматических планетарных вибра­торах с обкаткой по цилиндрическим поверхностям (см. рис. 16) точка приложения вынуждающей силы совпадает с центром тя­жести дебаланса или цилиндрического бегунка. В этом случае m₀^пр = m₀.

В планетарных вибраторах с обкаткой по коническим поверх­ностям (см. рис. 5, 6)

(6)

где h₁ и h – расстояние до нулевой точки вибратора соответственно от центра тяжести бегунка и от точки приложения вынуждающей силы ;

Координата h точки приложения вынуждающей силы в плане­тарных вибраторах с коническими поверхностями обкатки опре­деляется по формуле

(7)

где J₀ — момент инерции массы бегунка-дебаланса относительно центра шарнира;

m₀h₁ = S₀ — статический момент массы бегунка-дебаланса относительно того же центра.

При проведении практических расчетов координаты точки при­ложения вынуждающей силы планетарных вибраторов с кониче­ской обкаткой бегунок разбивают на отдельные участки, после чего момент инерции бегунка J₀ и

статический момент S₀ его массы относительно центра шарнира определяются следующим образом:

(8)

где (m₀)_l — массы отдельных участков, на которые при расчете разбивается бегунок;

h_l — расстояния центров тяжести отдельных участков бе­гунка до центра шарнира;

(J₀)_l - собственные моменты инерции отдельных участков бегунка.

Положение нулевой точки глубинных вибраторов при работе в воздухе определяется как расстояние до нее от точки приложе­ния вынуждающей силы по формуле

(9)

где J и (m₁ + m₀) l₀ = S — соответственно момент инерции и статический момент вибратора от­носительно точки приложения вы­нуждающей силы;

l₀ — расстояние от центра тяжести ви­братора до этой же точки.

При проведении практических расчетов положения нулевой точки весь вибратор до амортизатора разбивают на отдельные участки, после чего соответствующие моменты инерции и стати­ческие моменты массы определяются следующим образом:

(10)

где m_i — массы отдельных участков, на которые при расчете разбивается вибратор;

l_i — расстояния центров тяжести отдельных участков до точки приложения вынуждающей силы;

J_i — собственный момент инерции отдельных участков.

Угол сдвига фаз φ определяется по формуле

(11)

где S_a = DL — активная площадь корпуса вибратора;

D и L — соответственно наружный диаметр и длина его рабочей части;

b_уд = (3÷5)10^-3[ ] —удельный коэффициент

сопротивления бетонной смеси колебаниям глу­бинного вибратора.

Величина дополнительной присоединенной массы бетонной смеси m_с^пр в первом приближении может быть принята равной 0,3 от приведенной массы вибратора m^пр = m^пр₁ + m^пр₀.

В дебалансных вибраторах величины амплитуды и частоты ко­лебаний конструктивно не зависят друг от друга. В планетарных же вибраторах эти

два важнейших параметра конструктивно свя­заны между собою через величину передаточного отношения i. В случае наружной обкатки передаточное отношение равно:

(12)

а при внутренней обкатке это отношение составляет

(13)

где ω₀ — угловая скорость вращения бегунка-дебаланса вокруг собственной оси;

ω — угловая скорость планетарного обкатывания бегунка

(угловая частота колебаний вибратора);

ρ₀ — радиус поверхности обкатки бегунка;

ρ — радиус беговой дорожки (конусной втулки или пальца), по которой обкатывается бегунок. Величина вынуждающей силы глубинных вибраторов опреде­ляется по формуле

(14)

При работе планетарных вибраторов недопустимо проскаль­зывание бегунка относительно беговой дорожки, так как оно при­водит к снижению частоты колебаний, увеличению потерь на об­катку, повышенному нагреву и быстрому износу рабочих поверхностей беговой дорожки и бегунка. Чтобы избежать вредного проскальзывания бегунка, параметры планетарных вибраторов должны удовлетворять соотношению

(15)

где r_F — эксцентриситет продольной оси бегунка относительно оси корпуса вибратора, измеренный в плоскости при­ложения вынуждающей силы;

μ— коэффициент сцепления (коэффициент трения покоя) для материалов пары бегунок—беговая дорожка.

Наибольшая опасность проскальзывания бегунка возникает при работе планетарного вибратора с углами сдвига фаз, близкими к значению φ_m = 45°, при котором вибратор развивает максималь­ную мощность.

Величина коэффициента трения μ для находящихся в нормаль­ном состоянии стальных поверхностей принимается равной 0,16— 0,23 при отсутствии смазки и 0,08—0,10 при наличии смазки.

Одной из наиболее важных и сложных задач при проектирова­нии электромеханических вибраторов является выбор мощности их электродвигателя.

Общая мощность Р₂, потребляемая глубинным вибратором, складывается из мощности N, расходуемой на преодоление внеш­них сопротивлений смеси, и мощности ω_мх, идущей на покрытие внутренних механических потерь энергии в самом виб­раторе и в элементах его трансмиссии:

(16)

Мощность идущая на поддержание колебаний вибратора в смеси, равна

(17)

где

(18)

Величина определяется стандартными методами и может быть, в частности, учтена соответствующими коэффициентами по­лезного действия

(19)

где η_вб — к. п. д. вибратора;

η_тр — к. п. д. его трансмиссии (гибкого вала).

К.п.д планетарных вибраторов определяется по формуле

где

(20)

k = 0,005 см — условный коэффициент трения качения при планетарной обкатке.

Важнейшим внутренним потребителем мощности в дебалансных вибраторах является трение в подшипниковых опорах дебалансного вала. Мощность, расходуемая на преодоление трения в под­шипниках дебалансного вала, может быть определена по формуле

(21)

где f_n = 0,003 — условный коэффициент трения в подшипниках качения;

d — диаметр шейки дебалансного вала в месте соп­ряжения с внутренним кольцом подшипника.

Расчет величины потерь в гибком вале производится с помощью расчетных формул или значений к. п. д. гибкого вала, которые приводятся в каталогах на гибкие валы.

По общей потребляемой глубинным вибратором мощности Р₂, являющейся номинальной расчетной нагрузкой на его электродви­гатель, по каталогу выбирается или специально проектируется асинхронный короткозамкнутый электродвигатель, номинальная мощность которого равна или близка к расчетной нагрузке Р₂.

Техническая производительность глубинных вибраторов может быть подсчитана по формуле

(22)

где k — коэффициент использования вибратора, зависящий от схемы бетонирования. При расчетах производительности глубинных вибраторов обычно принимается равным 0,85; R — радиус действия вибратора [м];

Н — толщина прорабатываемого слоя бетонной смеси [м]. При расчетах производительности определяется из выраже­ния: H = L — (0,05÷0,15), где L — длина рабочей части вибратора [м]; (0,05÷0,15) м — глубина проник­новения вибратора в предыдущий слой при проработке очередного слоя бетонной смеси;

t₀ = 15÷30 сек — оптимальная продолжительность вибри­рования бетонной смеси в каждом месте погружения виб­ратора;

t₁ = 5÷10 сек — время перемещения вибратора с одной по­зиции на другую.

Радиус действия R глубинных вибраторов находится из выражения

(23)

где

r₀ — радиус корпуса вибратора;

a₀ — амплитуда колебаний слоя бетонной смеси, соприка­сающегося с корпусом вибратора;

a_min — минимальная амплитуда колебаний бетонной смеси, при которой еще происходит ее уплотнение;

γ — коэффициент затухания колебаний в смеси.

2.ПАТЕНТНЫЙ ОБЗОР

2.1.ПАТЕНТНЫЙ ОБЗОР ГЛУБИННЫХ ВИБРАТОРОВ

Рассмотрим представленные патенты на основе узучаемой темы.

№2076189. Реферат

Использование: в области строительства для уплотнения бетонных смесей на строительных площадках и при изготовлении сборных железобетонных изделий на заводах. Сущность изобретения: глубинный вибратор содержит полый металлический корпус, заполненный жидкостью и выполненный из двух сообщающихся между собой и разъемно соединенных частей, и возбудитель колебаний. При этом на одной из частей закреплена гибкая пластина, на которой смонтирован возбудитель колебаний. 2 ил.

№2107790. Реферат

Глубинный вибратор предназначен для глубинного уплотнения бетонной смеси, песчаного грунта и т.п. Устройство включает рабочий орган в виде заполненной жидкостью и соединенный с пульсатором эластичной цилиндрической оболочки, внутри которой расположен сердечник в виде пластины, ширина которой превышает внутренний диаметр оболочки в недеформированной состоянии, но меньше половины длины окружности этого диаметра, пластина может быть выполнена из жесткого материала с эластичным покрытием в зоне контакта с оболочкой. 1 з.п.ф-лы, 3 ил.

№96111938. Реферат

1. Глубинный вибратор, включающий эластичный корпус, заполненный жидкостью и соединенный с пульсатором, отличающийся тем, что пульсатор выполнен в виде емкости переменного объема с установленным на ней наружным вибратором.

2. Вибратор по п. 1, отличающийся тем, что емкость переменного объема выполнена в виде сильфона.

3. Вибратор по п. 1, отличающийся тем, что емкость переменного объема выполнена в виде жесткого корпуса с мембраной, на которой установлен наружный вибратор.

4. Вибратор по п.1, отличающийся тем, что емкость переменного объема выполнена в виде эластичной (например, резиновой или композитной) оболочки.

3.РАСЧЁТ ЭЛЕМЕНТОВ СТЕНДА ГЛУБИННОГО ВИБРАТОРА.

3.1. РАСЧЁТ И ПОДБОР КАНАТА.

В подъемниках применяются только канаты двойной свивки, которые свиваются из прядей проволок относительно центрального сердечника, в виде пенькового каната, пропитанного канатной смазкой.

Обычно стальной канат состоит из 6 прядей и сердечника.

Условия работы канатов отличаются наличием изгибающих, растягивающих, скручивающих и сдвигающих нагрузок, поэтому очень важно иметь большую поверхность касания проволочек в отдельных слоях. Этому требованию в наибольшей степени отвечают канаты типа ЛК с линейчатым касанием между проволоками.

В зависимости от структуры поперечного сечения прядей различают канаты ЛК-О – при одинаковых диаметрах проволок по слоям навивки, ЛК-Р с различным диаметром проволок.

Канаты с точечным касанием проволок имеют обозначение ТК.

В обозначении конструкции каната учитывается характер касания проволок, количество прядей и число проволок в каждой пряди: ЛК-О 6x19 или ТК 6x37.

При использовании канатов важно обеспечить не только достаточную их прочность, но и надежное соединение с элементами конструкции подъемника.

Стальные канаты должны рассчитываться на статическое разрывное усилие

Р=>,

где Р – разрывное усилие каната, принимаемое по таблицам ГОСТ или результатам испытания каната на разрыв, кН; К – коэффициент запаса принимаемый по таблице ПУБЭЛ в зависимости от типа канатоведущего органа, назначения и скорости кабины ; S – расчетное статическое натяжение ветви каната, кН.

Величина расчетного натяжения ветви канатной подвески должна определяться по следующим зависимостям: для канатов подвески кабины.

Масса тяговых канатов определяется по формуле

где – приближенное значение массы 1 метра тягового каната, кг/м (принимается 0,4-0,5 кг/м),

м.

Минимальное число канатов регламентируется данными таблицы ПУБЭЛ в зависимости от типа подъемника и вида канатоведущего органа лебедки .

Р = 8,88 х 12 = 106,6 кН.

По полученному статическому разрывному усилию выбираем типоразмер каната. ЛК-Р 1764 ГОСТ 2688-80:

S_раз = 108кН; d_К = 14мм; q_ТК = 0,728кг/м.

,

где Р^Т – табличное значение разрывной нагрузки выбранного каната, кН, Q_тк = m _* q_тк^ф _* (3-4м) – фактическое значение массы.кг; – фактическое значение массы 1 метра тягового каната выбранного каната, кг/м.

Правильному выбору каната должно соответствовать условие

12,15 ≥ 12.

Если условие прочности не выполняется, следует выбрать канат с большим значением удельной прочности или увеличить число параллельных ветвей.