ПНЕВМАТИЧЕСКИЕ ГЛУБИННЫЕ ВИБРАТОРЫ

Пневматические глубинные вибраторы (рис. 14—16) предна­значены для уплотнения бетонных смесей при укладке их в моно­литные бетонные и железобетонные конструкции с различной степенью армирования, а также при изготовлении изделий сборного железобетона.

Одесский завод строительно-отделочных машин се­рийно выпускает пневматические глубинные вибраторы плане­тарного действия моделей С-697, С-698, С-699, С-700 и С-923 диа­метром корпуса соответственно 34, 50, 75, ПО и 133 мм.

1

1 – корпус вибратора; 2 — гайка; 3 — наружный шланг для отвода отработанного воздуха; 4 — внутренний шланг для подвода сжатого воздуха к пневмодвигателю вибратора; 5 - бегунок (ротор пневмодвигателя); 6 — полая ось (статор пневмодвигателя); 7 — ло­патка; 8 — торцевые щиты с выхлопными отверстиями; 9 — кран для пуска и остановки вибратора; 10 — накидная гайка; 11 — ниппель; 12 — рабочая камера; 13 — выхлопная камера

Планетарные пневмовибраторы всех пяти типоразмеров анало­гичны по конструкции (рис. 15) и представляют собою гермети­чески закрытый цилиндрический корпус, внутри которого заклю­чен планетарный вибровозбудитель, составляющий одно целое с пневмодвигателем вибратора.

По принципу действия двигатель вибратора является ротор­ным пневмодвигателем обращенного типа, где статор в виде полой оси с одной лопаткой стоит неподвижно, а ротор планетарно обка­тывается вокруг статора и выполняет при этом роль бегунка-дебаланса. Текстолитовая лопатка делит

1- вибронаконечник (рабочая часть вибратора); 2—штанга; 3 — нижняя рукоятка;

4 — амортизатор; 5 — верхняя рукоятка

Рисунок 16. Глубинный пневматический вибратор С-923.

заключенную между бе­гунком и осью полость на две камеры: рабочую и выхлопную. Бегунок приводится в движение сжатым воздухом, поступающим в рабочую камеру пневмодвигателя по внутреннему гибкому шлангу через центральный канал, высверленный в оси. Прижимаясь под воздействием центробежной силы к оси, бегунок совершает пла­нетарное обкатывание вокруг нее с частотой, зависящей от давле­ния воздуха в сети. Отработанный воздух попадает в выхлопную камеру и оттуда через боковые отверстия в щитах поступает по наружному резино-тканевому шлангу на выхлоп.

С целью обеспечения высокой долговечности ось, бегунок и щиты изготовляются из легированных сталей и подвергаются специальной термообработке, обеспечивающей высокую прочность и износоустойчивость указанных деталей. Нижняя часть корпусов вибраторов также термически упрочняется.

На вибраторе С-700 диаметром 110 мм для восприятия реактив­ного момента и создания большего удобства в работе предусмо­трены рукоятки. Вибраторы меньших размеров удерживаются непосредственно за амортизирующий колебания наружный гиб­кий шланг. Вибратор С-923 диаметром 133 мм, предназначенный преимущественно для крупного гидротехнического и промышлен­ного строительства, для обеспечения удобства управления им снабжен вместо наружного резино-тканевого шланга жесткой штангой с двумя рукоятками: верхней и нижней (см. рис. 16). Штанга состоит из двух частей, соединенных между собой резино­вым амортизатором.

Пуск и остановка вибраторов осуществляется краном или спе­циальным пусковым устройством. Питаются вибраторы сжатым воздухом давлением 4—6 кГ/см².

Пневматические планетарные вибраторы впервые были разра­ботаны фирмой «СТВ» (Синекс Турбо Вибратор) во Франции. Помимо этой фирмы пневматические планетарные вибраторы ана­логичного типа производятся фирмами «Неттер» в ФРГ, «Синекс Инжениринг К⁰» в Англии, «Вибролатор» в США, «Венанцетти» в Италии и др.

Выпускаемые в России пневматические планетарные вибра­торы работают по тому же принципу, что и вибраторы фирмы «СТВ», но отличаются от последних специальной конструкцией текстолитовой лопатки с отсекающей кромкой, позволяющей пол­нее использовать энергию сжатого воздуха и одновременно упро­стить конструкцию полой оси, по которой планетарно обкаты­вается бегунок, а также наличием сложных двухчастотных коле­баний.

Некоторые зарубежные фирмы продолжают выпускать пневма­тические вибраторы дебалансного типа. Они приводятся от пневмодвигателя, встроенного в корпус вибронаконечника. Такие виб­раторы сложнее по конструкции, менее долговечны и требуют более тщательного ухода.

Основные технические данные пневматических глубинных виб­раторов отечественного производства приведены соответственно в табл. 3.

1 — корпус вибратора; 2 — беговая дорожка; 3 — бегунок; 4 — торцевые щиты; 5 — ме­таллическая трубка для подвода сжатого воздуха; 6 — кольцо с отверстиями для выхода отработанного воздуха; 7 — наружный резино-тканевый шланг; 8 — внутренний резино­тканевый шланг; 9, 11 — продольные каналы в корпусе вибратора для отвода отработан­ного воздуха; 10, 12 — выхлопные отверстия; 13 — глухой продольный канал для под­вода сжатого воздуха к рабочей камере вибратора; 14 — впускные отверстия; 15 — метал­лическая сетка; 16 — пусковое устройство (кран)

Рисунок 17. Глубинный гидродинамический вибратор ГШУ-ЮОУР с приводом от сжатого воздуха (Югославия, комбинат «Вишевица» в г. Брибир).

Югославский комбинат «Вишевица» в г. Брибир выпускает так называемые гидродинамические глубинные вибраторы с приводом от сжатого воздуха. В табл. 4 представлена их техническая ха­рактеристика, приводимая в проспектах югославских внешнетор­говых организаций «Интерэкспорт» и «Технометалл».

На рис. 17 показана конструкция глубинного гидродинамиче­ского вибратора модели HDV-100VF. Вибронаконечник выполнен в виде неразборного элемента. Колебания создаются бегунком 3, который приводится в движение сжатым воздухом, подающимся под определенным углом в рабочую камеру вибратора, образо­ванную бегунком, беговой дорожкой 2 и двумя торцевыми щитами 4. Под действием струи сжатого воздуха бегунок начинает переме­щаться по беговой дорожке, составляющей часть корпуса вибра­тора

Сжатый воздух подводится к вибронаконечнику по внутреннему резино-тканевому шлангу 8 и далее по приваренной изнутри к корпусу вибронаконечника металлической трубке 5 поступает в глухой продольный канал 13. Отсюда сжатый воздух через входные отверстия 14 подается уже непосредственно в рабочую камеру. Входные отверстия для впуска сжатого воздуха расположены та­ким образом, что их оси образуют с- касательной к периметру ра­бочей камеры (в точке пересения этих осей с линией периметра камеры) угол, находящийся в пределах от 20 до 70°.

Из рабочей полости отработанный воздух выходит через отвер­стия 10 и 12 в два продольных канала 9 и 11, проходящие внутри беговой дорожки 2 по всей ее длине. Далее отработанный воздух выводится наружу через отверстия в кольце 6 по наружному резино-тканевому шлангу 7. Во избежание попадания в вибронако­нечник вместе с сжатым воздухом грубых примесей в пусковое устройство 16 вибратора встроена металлическая сетка 15.

Следует отметить простоту конструкции гидродинамических вибраторов, в которых отсутствуют быстроизнашивающиеся и склонные к поломкам детали.

Роль и место гидродинамических глубинных вибраторов типа HDV среди пневматических глубинных вибраторов других типов окончательно определятся после накопления достаточного опыта эксплуатации этих вибраторов.

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 ;

(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.

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.

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.

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; – фактическоезначение 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.

ПОДБОР ДВИГАТЕЛЯ

Расчет необходимой мощности привода лебедки

где P_макс~ максимальное значение величины окружной нагрузки КВШ в режиме подъема неуравновешенного груза (режимы с 1 по 4); η_м=0,7ч-0,75 - КПД механизма лебедки.

По каталогу выбираем электродвигатель МТВ 412-6, со следующими параметрами :

N = 1,7кВт; n = 970 об/мин; М_max = 850 Нм; J = 0,7 Нм^2; ПВ 25%.

4.ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В процессе разработки стенда глубинного вибратора были приобретены навыки по расчету таких элементов стенда как канат, двигатель.

5.СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ.

1.Правила устройства и безопасной эксплуатации строительных подъемников ПБ 10 – 518 – 02. Сер. 10. Вып. 23 / Коллектив. авт. – М.: Государственное унитарное предприятие «Научно–технический центр по безопасности в промышленности Госгорнтехнадзора России», 2003. – 104 с.

2.Галиченко А.Н., Гехт А.Х. Строительные грузовые и грузопассажирские подъемники.- М.: - Высшая школа. 1989. - 255 с.

3.Р.Л Зенков, И.И. Ивашков, Л.Н. Колобов «Машины непрерывного транспорта»

4.Добронравов С.С. «Строительные машины» справочник

5.http://www.vibrators.ru/data/Unsorted/Glubinnye_vibratory_so_vstroennym_dvigatelem-18970.pdf

• ⇐ Назад
1
23