Ciur Vibrator Unidirectional

Cuprins

Memoriu de prezentare…………………………………..pag. 6

Caiet de sarcini……………………………………………pag. 12

1. Destinatia si caracteristici tehnice………………pag. 12

2. Componenta utilajului………………………….pag. 14

3. Conditii de buna functionare……………………pag. 15

4. Conditii tehnice…………………………………pag. 16

4.1. Conditii generale………………………pag. 16

4.2. Conditii de executie……………………pag. 17

4.3. Conditii de montaj……………………..pag. 18

5. Probe, verificari, reglaje………………………….pag. 19

6. Reguli de intretineri……………………………pag. 20

7. Prescriptii privind protectia muncii……………pag. 21

Breviar de calcul…………………………………………..pag. 22

I. Dimensionarea tehnica a ciurului……………….pag. 22

I.1. Stabilirea debitelor de alimentare………pag. 22

I.2. Stabilirea parametrilor vibratiei……….pag. 29

I.3. Stabilirea masei ciurului si

calculul contragreutatilor…………… pag. 36

II. Calculul puterii necesare antrenarii

ciurului si alegerea motorului……………….pag. 50

III. Calculul transmisiilor prin curele……………..pag. 56

IV. Calculul arcurilor……………………………..pag. 61

V. Calculul angrenajului……………………………pag. 68

VI. Calcule de rezistenta pentru arborii

vibratorului…………………………………………….pag. 79

VI.1. Stabilirea schemei de incarcare

si calculul fortelor si a reactiunilor…..pag. 79

VI.2. Calculul penelor………………………pag. 85

VI.3. Verificarea la oboseala………………pag. 87

VII. Alegerea cuplajelor…………………………..pag. 96

Tehnica securitatii muncii si protectia muncii…………..pag. 97

Tehnologia de executie a unei piese…………………… pag. 98

Bibliografie………………………………………………..pag. 111

Bibliografie

1. Peicu, R.A., s.a – Ciururi – date pentru proiectare si atlas de desene, I.C.B., Bucuresti, 1991

2. Peicu, R.A., s.a – Masini din industria masinilor de constructii, Bucuresti, Editura Didactica si Pedagogica, 1996

3. Peicu, R.A. – Note de curs

4. Raicu, A. – Note de curs

5. Peicu, R.A., s.a – Indrumar de proiectare pentru masini de constructii si prefabricate, I.C.B., 1985.

6. Ene, I. – Angrenaje cilindrice cu axe paralele cu dantura exterioara, I.P.B., 1960

7. Crudu, I., s.a. – Atlas de reductoare cu roti dintate, Editura Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1985

8. Ungureanu, I. – Rezistenta materialelor, I.C.B., 1982

9. Colectia STAS Organe de masini, vol. I a-d.

=== 2_Memoriu de prezentare ===

Memoriu de prezentare DMC 5-0-MP

Ciurul vibrator unidirectional ce constituie obiectul acestui proiect este un utilaj folosit cu preponderenta in balastiere si cariere, avand ca scop obtinerea sorturilor de agregate necesare in industria materialelor de constructii.

Sortarea se realizeaza prin cernerea materialului, datorita deplasarii cu salt a acestuia pe sitele ciurului.

Constructiv, ciurul vibrator unidirectional e alcatuit din:

– cadrul mobil, compus dintr-o cutie cu pereti laterali si profile “L” si “I” pentru sustinerea sitelor;

– cadrul fix, realizat din profile “U”, avand rolul de sustinere a cadrului mobil prin intermediul elementelor elastice (arcuri), acesta fiind fixat la fundatie prin intermediul unor suruburi de fundatie;

– grupul de actionare; este compus din motorul electric trifazat cu rotor in scurt-circuit si transmisiuni prin curele trapezoidale ;

– vibratorul, care pentru obtinerea vibratiilor unidirectionale este alcatuit din doi arbori prevazuti cu contragreutati montate in opozitie,

acestea fiind dimensionate corespunzator parametrilor de vibratie necesari.

Utilajul a fost proiectat astfel incat sa poate lucra cu doua site cu dimensiuni ale ochiurilor diferite, existand posibilitatea inlocuirii sitelor montate initial cu alte site ce au alte dimensiuni ale ochiurilor sitelor.

Astfel, s-a prevazut ca ciurul sa poata lucra cu site ce au urmatoarele dimensiuni ale ochiurilor: Ø40, Ø30, Ø15, Ø7, si Ø3mm.

In scopul obtinerii unei cerneri de calitate, indiferemt de sitele care se utilizeaza, s-au adaptat parametrii vibratiei care sa satisfaca lucrul in cele mai bune conditii cu toate aceste site.

Ciurul are posibilitatea de a lucra cu doua variante de parametrii de vibratie.

Prima varianta este cea cu turatia vibratorului u1 =660 rot/min, coeficientul de aruncare C1 =3,5, amplitudinea vibratiei b1 =7,2mm.

A doua varianta este cea cu turatia vibratorului

u2 =1000 rot/min, coeficientul de aruncare C2 =3,29 si amplitudinea vibratiei b2 =2,94mm.

Pentru obtinerea celor doua turatii diferite, transmiterea miscarii de la motorul electric de actionare la ciur se face prin intermediul a

doua transmisiuni prin curele care se utilizeaza pe rand, la schimbarea sitelor schimband si curelele de pe o grupa de roti pe cealalta grupa de roti de curea.

Ciurul fiind de tip inertial, vibrarea se obtine cu ajutorul contragreutatilor montate pe doi arbori care se rotesc in sensuri opuse.

Acesti arbori sunt amplasati la un unghi de 450 fata de orizontala, astfel incat componentele fortelor de inertie date de contragreutati sa dea o inclinare a vibratiilor ciurului cu unghiul de 450 fata de orizontala.

Unghiul de inclinare al vibratiilor facut cu axa ce trece prin axele celor doi arbori este de 900.

Contragreutatile au forma de sector de cerc si sunt prevazute cu trei pastile (bolturi) care pot fi adaugate sau scoase functie de amplitudinea ce trebuie asigurata si implicit a parametrilor de vibratie doriti.

Avand in vedere posibilitatea de schimbare a sitelor cu diverse dimensiuni ale ochiurilor, deci realizarea mai multor parametrii de vibrare, aceasta duce la o adaptabilitate mai buna a ciurului la conditiile de exploatare functie de granulometria materialului ce trebuie sortat si a necesitatilor de obtinere a diverselor sorturi de agregate.

Caracteristicile tehnice principale ale ciurului sunt:

a). productivitatea

– pentru variante cu sita Ø40 si sita Ø25 :

Q1= 80,68 t/h

– pentru varianta cu sita Ø30 si sita Ø15:

Q2= 58,6 t/h

– pentru varianta cu sita Ø7 si sita Ø3:

Q3=10,34 t/h

b). motorul de antrenare este un motor electric trifazat cu rotor in scurt-circuit

– tipul motorului: ASIT 225S60

– putere nominala: Pu= 37 KW

– turatie nominala: uu= 1460 rot/min

c). suprafata sitelor: S= 1,55 m2

Sitele sunt executate din sarma impletita cu grosimi conform STAS 1077-67.

d). sistemul de rezemare elastica

– numarul de arcuri: zarc= 8 buc

– diametrul sarmei arcului: d=8mm

e). inclinarea ciurului este de 00, adica suprafata sitelor este orizontala

f). inclinarea directiei de vibrare:

– 450 fata de orizontala

g). dimensiunile de gabarit:

– lungime L= 5000 mm

– latime l= 1500 mm

– inaltimea cutiei mobile H=450 mm

Ciurul fiind proiectat pentru sortarea materialelor din cariera poate fi incadrat in urmatoarea schema de mecanizare:

– extractie material din cariera

– transport la statie de concasare-sortare cu benzi transportoare sau auto

– concasare

– sortare cu ciur vibrator unidirectional

– transport material sortat cu benzi transportoare

=== 3_Caiet de sarcini ===

Caiet de sarcini DMC 5-0-C.S.

1. Destinatia si caracteristici tehnice

Utilajul ce constituie obiectul proiectului este un ciur vibrator unidirectional cu inclinarea vibratiilor la 450 fata de orizontala si se incadreaza in categoria ciururilor vibratoare inertiale.

Este utilizat la sortarea materialelor, in special a agregatelor minerale, in cazul ciurului de fata se sorteaza piatra sparta.

Un astfel de ciur echipeaza statiile de prelucrare a agregatelor.

Cu ajutorul acestui ciur se pot obtine urmatoarele categorii de sorturi:

– pentru varianta cu site Ø40 si Ø25 mm se impune ca dimensiunea maxima de alimentare sa fie dmax= 66 mm si se obtin sorturile : 0 25 mm, 25 40 mm si 40 60 mm.

– pentru varianta cu site Ø30 si Ø15 mm se impune ca dimensiunea maxima de alimentare sa fie dmax= 50 mm si se obtin sorturile: 0 15 mm, 15 30 mm, 30 50 mm.

– pentru varianta cu site Ø7 si Ø3 mm se impune ca dimensiunea maxima de alimentare sa fie dmax =12 mm si se obtin sorturile: 0 3 mm, 3 7 mm, 7 12 mm.

Caracteristicile tehnice principale sunt:

– productivitatea:

– pentru prima varianta Q1 = 80,68 t/h

– pentru a doua varianta Q2 = 58,60 t/h

– pentru a treia varianta Q3 = 10,34 t/h

– puterea motorului de antrenare:

Pu = 37 [KW]

– turatia motorului de antrenare:

uu = 1460 [rot/min]

– suprafata sitelor:

S = 1,55 [m2]

2. Componenta utilajului

Ciurul vibrator unidirectional se compune din:

– cadru fix

– cadru mobil pe care sunt montate sitele

– mecanism de vibrare alcatuit din arbori si contragreutati

– motor electric de actionare ASIT 225S60

– doua transmisiuni prin curele SPA

– carcasa pentru transmisiuni care se livreaza obligatoriu.

Odata cu livrarea utilajului se mai livreaza obligatoriu site de schimb, din fiecare dimensiune cate o bucata.

Mecanismul de vibrare contine lagare pe rulmenti radiali cu bile pe un rand tip 6222. Se prescrie ca acestia sa se unga cu unsoare consistenata tip U85.

3. Conditii de buna functionare

Pentru buna functionare a ciurului si obtinerea parametrilor de vibrare necesari, trebuie ca acesta sa fie alimentat cu debit constant si trebuie ca materialul de sortat sa aibe o repartizare uniforma pe suprafata sitelor.

Materialul ce este alimentat pe ciur se realizeaza cu ajutorul unor dozatoare cu debit variabil functie de capacitatea ciurului

4. Conditii tehnice

4.1 Conditii generale

Utilajul se va executa, monta si incerca in regim de unicat.

Inainte de lansarea in executie a utilajului, uzina constructoare va efectua verificarea proiectului din punct de vedere dimensional si al calitatii materialelor prevazute in documentatia tehnica reclamand proiectantului orice nepotrivire sau omisiune in vederea clarificarii.

Nu sunt admise modificari de principiu constructive sau de materiale fara avizul proiectantului.

Executia si montarea tuturor reperelor subansamblelor si ansamblurilor se va face cu respectarea datelor cuprinse in documentatia de proiectare (dimensiuni, tolerante si conditii tehnice prescrise in desene sau standarde) .

Executantul va consemna toate modificarile intr-un caiet pe care, la darea in functiune a utilajului, il va preda proiectantului.

Uzina executanta e obligata sa asigure asistenta tehnica la montajul si punerea in functiune a utilajului.

4.2 Conditii de executie

Cotele netolerate se vor realiza in conformitate cu

ISO 2768:1995

Subansamblele sudate vor respecta prescriptiile din

SRENISO 13920:1998, SREN 25817:1993.

Calitatea imbinarilor sudate se va controla inainte de grunduire si vopsire.

Piesele forjate liber vor respecta prescriptiile din STAS 1097/91 si STAS 1299/86.

Piesele turnate vor respecta prescriptiile din SRISO 8062:1995, SREN 1592:1999, SRISO 9477:1994.

Toate piesele componente trebuiesc executate cu respectarea riguroasa a dimensiunilor, tolerantelor, rugozitatilor, tratamentelor tehnice si a conditiilor tehnice inscrise in desene.

La ansamblare nu se admit nici un fel de ajustari sau retusari in afara de cele prevazute in proiect.

Cadrul ciurului se va acoperi cu un strat de grund. Pentru ca vopseaua sa adere cat mai bine la suprafata metalica , aceasta trebuie in prealabil curatata, astfel incat sa nu prezinte nici un fel de pata de rugina sau de crusta de oxizi metalici.

4.3 Conditii de montaj

La montarea vibratorului se va verifica coaxialitatea gaurilor din peretele cadrului mobil si se va tine cont ca acesta sa fie montat corect (cu axele arborilor inclinate la 450, perpendiculare pe directia de vibrare).

Se va verifica pozitia suportului motorului fata de axa vibratorului pentru respectarea distantei dintre axele rotilor de transmisii.

La montarea arborilor in carcasa vibratorului se va tine cont de pozitia contragreutatilor perechi astfel incat acestea sa fie in opozitie.

5. Probe, verificari, reglaje

Inainte de punerea in functiune se verifica intinderea curelelor trapezoidale .

Dupa verificarea de punere in functiune se efectueaza radajul mecanic al mecanismului de vibrare cu functionarea in gol a ciurului pe o perioada de 50 de ore de functionare.

Incercarea finala a utilajului se va face in prezenta reprezentantilor uzinei constructoare, a beneficiarului si a proiectantului.

Rezulatele verificarilor se vor trece in procesul verbal de receptie al utilajului si semnat de reprezentantii partilor interesate.

Verificarea in sarcina a ciurului se va face plecand de la un debit de alimentare cu piatra cat mai mic, acesta crescand treptat pana la valoarea nominala.

Se vor executa probe de sortare cu verificarea curbelor granulometrice a materialului sortat precum si verificarea productivitatii ciurului.

6. Reguli de intretinere

In cadrul lucrarilor de intretinere zilnica si revizii periodice se verifica intinderea transversala a sitelor, sistemul elastic de sustinere a cadrului mobil, intinderea curelelor trapezoidale si starea lor tehnica.

Va trebui verificata zilnic starea imbinarilor.

In timpul exploatarii utilajului, beneficiarul va stabili un grafic de verificare si intretinere.

Daca se observa asamblari slabite, se strang.

Suruburile defecte se inlocuiesc.

Nu este admis ca ciurul sa functioneze fara toate suruburile prevazute in proiect.

Nivelul de ulei din carcasa vibratorului se verifica.

Se verifica sa nu apara zgomote suspecte in transmisiuni si sa nu apara scurgeri de ulei.

7. Prescriptii privind protectia muncii

La intocmirea proiectului se are in vedere respectarea actelor normative de protectie a muncii in vigoare pentru aceasta activitate.

Odata cu inceperea probelor mecanice vor fi afisate la locul de munca instructiuni de protectia muncii intocmite de beneficiar pe baza prevederilor proiectantului si a constructorului utilajului.

Pe timpul functionarii utilajului va avea montate aparatorile de protectie.

Instalatia electrica va fi legata la priza de impamantare.

Orice interventie va fi facuta de personal muncitor calificat si dupa decuplarea instalatiei electrice.

Personalul de deservire va fi instruit asupra functionarii si deservirii utilajului si asupra regulilor de tehnica securitatii muncii.

=== 4_Breviar de calcul ===

Breviar de calcul

DMC 5-0-B.C.

I. Dimensionarea a a ciurului

I.1. Stabilirea debitelor de alimentare a ciurului cu agregate pentru urmatoarele variante de functionare:

a). Varianta in care ciurul lucreaza cu sita superioara Ø40 mm si sita inferioara de Ø25 mm.

b). Varianta in care ciurul lucreaza cu sita superioara Ø30 mm si sita inferioara de Ø15 mm.

c). Varianta in care ciurul lucreaza cu sita superioara Ø7 mm si sita inferioara de Ø3 mm.

Varianta a).

Conform relatiei lui Bauman, debitul de alimentare a ciurului este:

Q = KqSK1K2 [t /h]

relatie in care:

– K = coeficient ce depinde de tipul pietrei care se cerne (pentru piatra sparta K = 0,8)

– q = productivitatea specifica [t/m2h]

Pentru o dimensiune de separatie ds = 40 mm din diagrama din fig. 3 (punctul 1 din bibliografie) se extrage valoarea:

q = 15 t/m2h

– S = suprafata sitelor [m2]

S = 0,85Ll = 0,851,55 = 6,4 m2

S-a considerat suprafata activa 85 % din Stema.

– K1 = coeficient ce depinde de continutul de granule sub dimensiunea "ds" in materialul de cernut. Se determina functie de trecerea T1.

– K2 = coeficientul ce depinde de coeficientul de granule sub dimensiunea "" in materialul de cernut. Se determina functie de raportul T2/T1, unde T2 este trecerea teoretica pentru dimensiunea .

Conform relatiei lui Gaudin:

T1= 100, relatie in care:

ds1 = dimensiunea de separatie pentru sita cu ochiurile cele mai mari

dmax = dimensiunea maxima a materialului care alimenteaza ciurul

n = coeficientul lui Gaudin

n = 0,9

Considerand in mod simplificat (conform fig. 1) ca dimensiunea de separatie ds reprezinta 60 % din valoarea dimensiunii maxime, dmax, rezulta:

dmax = 1,6640 = 66,4 65 mm

Fig. 1

Deci :

Conform fig. 4 (punctul 1 din bibliografie) , rezulta:

K1 = 1,02

Deci:

Conform fig. 5 (punctul 1 din bibliografie) , rezulta:

K2 = 1,03

Deci productivitatea pentru varianta a). va fi:

Qa = 0,8156,41,021,03 = 80,68 t/h, pentru:

ds1 = 40 mm si = 00

Varianta b).

Procedand in mod analog variantei a). , se obtine

(pentru ds1 = 30 mm si = 00 ):

q = 11 t/m2h

dmax = 1,6630 = 49,8 50 mm

%

%

%

La fel ca in cazul a). din fig. 5 se obtin:

K1 = 1,01 si K2 = 1,03

Deci productivitatea pentru varianta b). va fi:

Qb = 0,8116,41,011,03 = 68,6 t/h

Varianta c).

Se determina Qc pentru ds1 = 7 mm si = 00

q = 2t/m2h

dmax = 1,667 = 11,62 12 mm

%

%

Deci : K1 = 1 si K2 = 1,01

Se obtine : Qc = 0,826,411,01 = 10,34 t/h

I.2. Stabilirea parametrilor vibratiei

Varianta a).

Etapele parcurse sunt:

1) Determinarea inaltimii necesare a saltului:

hmin =, relatie in care:

hmin = inaltimea minima necesara a saltului (fig. 2)

= grosimea sarmei sitei

Pentru sita cu ds = 40 mm, grosimea sarmei este = 6 mm.

Deci:

hmin = = 23 mm

2) Determinarea lungimii necesare saltului:

Smin = 0,6 (ds +) = 0,6 (40 + 6) = 27,6 mm

3) Alegerea amplitudinii vibratiei

Alegerea amplitudinii vibratiei se face cu ajutorul nomogramei din fig. 12 (punctul 1 din bibliografie) , pentru = 00 .

Corespunzator lui hmin = 23 mm si unui coeficient de aruncare (ales) c = 3,29 , rezulta amplitudinea vibratiei b = 8,5 mm.

Tinand seama de coeficientul de aruncare:

, relatie in care:

= pulsatia [1/s]

g = acceleratia gravitationala [m/s2]

= unghiul de inclinare al ciurului, se poate determina:

s-1

Acum putem afla turatia arborelui principal al ciurului:

rot/min

Varianta b).

In mod similar variantei a). , se determina conform

STAS 1077-67, pentru ds = 30 mm, grosimea sarmei sitei = 5 mm.

Deci:

hmin = = 17,5 mm

Smin = 0,6(ds +) = 0,635 = 21 mm

C = 3,29

b = 6,6 mm

s-1

rot/min

Varianta c).

Pentru ds = 7 mm = 5 mm.

Deci:

hmin = = 5,25 mm

Smin = 0,610,15 = 6,3 mm

C = 3,29

b = 3 mm

s-1

rot/min

Dintre toate turatiile calculate aleg doua:

u1 = 660 rot/min

u2 = 1000 rot/min

Acum recalculam parametri vibratiei care satisfac aceste turatii:

Pentru turatia u1 :

s-1

m

b1 = 6,75 mm

Dar b1 nu satisface hmin = 23 mm, atunci se adopta b1 = 7,2 mm si rezulta:

Pentru turatia u2:

s-1

m

b2 = 2,94 mm

I.3. Stabilirea masei ciurului si calculul contragreutatilor

Masa cutiei mobile a ciurului se calculeaza cu relatia:

, unde

m1 = masa peretilor laterali ai cutiei

m2 = masa peretelui din spate

m3 = masa profilelor "L" de rezemare laterala a sitelor

m4 = masa profilelor "I" de sustinere a sitelor

m5 = masa platbandelor

m6 = masa sitelor

m7 = masa materialului de pe site

m8 = masa vibratorului

m9 = masa peretilor laterali in care este montat vibratorul

Inaltimea cutiei ciurului se stabileste cu relatia:

,unde:

h1 = inaltimea de la prima sita pana la marginea de sus a cutiei

Se calculeaza cu relatia:

h1 = 2dmax + (1020) mm = 265 + 20 = 150 mm

h2 = inaltimea profilelor "L" pe care se face rezemarea laterala a sitelor

Profilul "L" ales este L 80 65 6 cu ml = 6,6 kg/m

(ml = masa lineara).

Deci h2 = 80 mm

h3 = distanta dintre a doua sita a ciurului si marginea inferioara a profilelor "L". Se calculeaza dupa relatia:

h3 = 2ds1 + b1 + 20 mm = 240 + 7,2 + 20 = 107,2 mm

h4 = inaltimea profilelor "L" pe care se face rezemarea laterala a celei de-a doua site.

S-au ales tot profile L 80 65 6

Deci:

h4 = 80 mm

h5 = grosimea primei site

h5 = 21 = 26 = 12 mm

h6 = grosimea celei de-a doua sita

h6 = 22 = 25 = 10 mm

Deci inaltimea cutiei (fara pereti laterali in care se monteaza vibratorul) este:

h = 150 + 80 + 108 + 80 + 12 + 10 = 440 mm

Adopt inaltimea cutiei H = 450 mm

Profilele "I" si profilele "L" sunt reprezentate in fig. 3.

Profilele "I" au ml = 5,95 kg/m.

Acum se pot calcula masele mi:

m1 = 2LHg , unde :HHH

L = lungimea peretelui lateral [m]

H = inaltimea peretelui lateral [m]

g = grosimea peretelui lateral [m]

= densitatea materialului (otel = 7,85 kg/dm3)

Deci :

m1 = 250,450,0127850 = 211 kg.

m2 = lHg, unde:

l = latimea peretelui din spate [m]

H = inaltimea peretelui din spate [m]

g = grosimea peretelui din spate [m]

Deci:

m2 = 1,50,450,0127850 = 32 kg

m3 = nmlL, unde:

n = numarul profilelor "L"

Deci :

m3 = 46,65 = 132 kg

m4 = n'mll, unde:

n' = numarul profilelor "I"

Deci:

m4 = 125,951,5 = 107 kg

m5 = n"Ll1g1, unde:

n" = numarul platbandelor

l1 = latimea platbandelor [m]

g1 = grosimea platbandelor [m]

Deci:

m5 = 6,50,040,0067850 = 62,8 kg

m6 = m6'+m6", unde:

m6' = masa primei site si se calculeaza cu relatia:

m6' = =

=

= =

= 83 kg

m6" = masa cei de-a doua site

m6" = =

= =

= 58 kg

Deci m6 = m6'+m6" = 83+58 = 141 kg

Forma peretilor laterali in care se monteaza vibratorul este prezentata in figura 3.

Aproximand aria acestor pereti cu:

A = = 3 m2 , rezulta masa acestor pereti:

mg = 2Ag = 230,0067850 = 94,2 kg

Se poate calcula masa cutiei:

mc = m1+m2+m3+m4+m5+m6+m9 =

= 211+32+132+107+62,8+58+83+94,2 = 780 kg

Acum putem calcula masa materialului de pe site m7 cu relatia:

m7 = 0,1mc = 0,1780 = 78 kg

Masa vibratorului m8 se calculeaza cu relatia:

m8 = 0,2mc = 0,2780 = 156 kg

Deci masa totala a cutiei mobile a ciurului este:

M = mc+m7+m8 = 780+78+156 = 1014 kg

a). Calcucul contragreutatilor in varianta cu turatia

u1 = 660 rot/min.

Se modifica masa sitelor astfel:

msI = masa sitei Ø40 mm

=

=

= 84 kg

msII = masa sitei Ø25 mm

=

= 60 kg

mc = 211+32+132+107+62,8+84+60+94,2 = 783 kg

m8 = 0,1783 = 78,3 kg

m9 = 0,2783 = 156,6 kg

Deci M = 783+78,3+156,6 = 1017,9 kg

Aproximam masa totala a ciurului :

M = 1000 kg

La vibratii unidirectionale , inclinate la 450, amplitudinea vibratiilor dupa directia de 450 difera de amplitudinea b dupa directia normala la sita, corelatia intre cele doua dimensiuni fiind:

A1 = b1/cos450 = 1,414b1 = 1,4147,2 10

Masa contragreutatilor va fi:

mcg1 = (MA1)/( -A1), relatie in care:

M = masa cutiei mobile a ciurului, incarcata cu material

A1 = amplitudinea vibratiilor

= raza la care este amplasat centrul de masa al contragreutatii in raport cu centrul lagarului

Forma contragreutatilor este prezentata in figura 4.

Aleg = 600 si r = 150 mm.

Introducand aceste valori in formula lui

83 mm

Deci :

mcg1' = mcg1/ncg, unde ncg = numarul de contragreutati

mcg1' = 132/8 = 16,5 kg

Grosimea contragreutatii este :

t = mcg'/(Scg), unde :

S = suprafata contragreutatilor

mm2 = 0,0235 m2

cg = densitatea materialului contragreutatii

t = 16,5/(0,02357850) = 0,089 m 90 mm

b). Calculul contragreutatilor pentru u2 = 1000 rot/min

Masa contragreutatilor va fi:

mcg2 = (MA2)/( -A2), unde:

A2 = b2/cos450 = 1,414b2 = 1,4140,003 = 0,0042

Si pentru aceste contragreutati se adopta:

= 600 si r = 150 mm

mm

m2

Deci masa contragreutatilor este:

mcg2 = (9804,2)/(83-4,2) = 53 kg

Masa unei contragreutati este:

mcg2' = mcg2/8 = 53/8 = 6,625 kg

Aceasta masa se obtine prin scoaterea celor trei bolturi din contragreutate(vezi desen vibrator).

Dimensiunile unui bolt se obtin astfel:

– masa unui bolt:

mb = (mcg1'-mcg2)/3 = (16,5 -6,625)/3 = 3,3 kg

– volumul unui bolt :

Vb = mb/ = 3,3/7850 = 4,210-4 m3

Volumul boltului se mai poate exprima si astfel:

Vb = R2t = 4,210-4 m3

Avand in vedere ca inaltimea boltului este aceeasi cu grosimea

contragreutatii:

mm

II. Calculul puterii necesare antrenarii ciurului si alegerea motorului

Puterea necesara antrenarii ciurului se determina cu relatia:

Pnec = (1,151,2)(Pv+Pf)/ tr , unde:

Pv = puterea necesara pentru vibrare

Pf = puterea necesara pentru invingerea frecarilor in lagare

tr = randamentul transminsiei

Puterea necesara pentru vibrare se determina cu relatia:

Pv = mcgA3sin = Fcr

Puterea necesara invingeri frecarilor in lagare se determina cu relatia:

Pf = fFcr = fMA2r = fMAr3, relatii in care:

mcg = masa contragreutatilor

= raza la care este amplasat centrul de masa al contragreutatii in raport cu centrul lagarului

A = amplitudinea vibratiilor

f = coeficientul de frecare la rostogolire

= pulsatia

Pentru calculul puterii este necesara o adaptare preliminara a rulmentilor.

Se considera neglijabile fata de transmitere prin curele si fortele din angrenarea rotilor dintate

Forta centrifuga data de o contragreutate este:

Fc = mcg2 = 16,50,08369,082 = 6,53 kN

Schema de principiu a vibratorului este prezentata in figura urmatoare:

Daca se noteaza Gcg si Gax greutatile unei contragreutati respectiv greutatea axului pe care este

Gcg = mcgg = 16,59,81 = 165 N = 0,165 kN

Gax = maxg = 309,81 = 300 N = 0,3 kN

Se poate calcula forta centrifuga totala:

Fct = Fc+Gcg+Gax = 6,53+0,165+0,3 7 kN 700 daN

Adaptarea preliminara a rulmentilor:

– turatia maxima: u2 = 1000 rot/min

– durabilitatea: 20000h

– raportul: C/P = 10,7

– incarcarea: P = 700 daN

Capacitatea dinamica a subrulmentilor este:

C = PC/P = 70010,7 = 7490 daN

Se adopta preliminar rulmenti radiali cu bile pe un rand, cu capacitatea dinamica:

C = 11400 daN si cu urmatoarele dimensiuni:

D = 200 mm diametru exterior

d = 110 mm diametru interior

B = 38 mm latimea rulmentului

Seria rulmentului este 6222.

Raza medie a rulmentului este:

r = (D+d)/4 = (200+110)/4 = 77,5 mm

Coeficientul de frecare la rostogolire este:

f = 0,004

Se poate calcula puterea necesara pentru infrangerea frecarilor:

Pf = 0,00410000,010,077104,663 = 3530 W = 3,53 kW

Puterea necesara pentru vibrare este:

Pv = 1320,0830,01104,663 sin120 = 26,113 kW

Puterea necesara totala este:

Se adopta motorul: ASIT 225S60 cu urmatoarele caracteristici:

Pu = 37 kW

uu = 1460 rot/min

III. Calculul transmisiilor prin curele

a). Calculul transmisiei prin curele pentru varianta cu turatia

u = 1000 rot/min

Deci pentru transmisia prin curele pentru varianta cu turatia

u = 1000 rot/min s-au determinat:

– distanta intre axe:

A = 630 mm

– lungimea curelei

L = 2240 mm

– numarul de curele

nc = 5

b). Calculul transmisiei prin curele pentru varianta cu turatia

u = 660 rot/min

Deci pentru transmisia prin curele pentru varianta cu turatia

660 rot/min s-au determinat:

– distanta intre axe:

A = 605,22 mm

– lungimea curelei

L = 2291,7 mm

– numarul de curele

nc = 5

IV. Calculul arcurilor

Pentru a asigura stabilitatea ciurului in functionare este necesar ca pulsatia sistemului elastic sa fie de (6…10) ori mai mica decat pulsatia sistemului vibrator.

Deoarece pulsatia sistemului vibrator este:

= (u)/30, rezulta ca pulsatia sistemului elastic este:

0 = /(610) 0 = 104,66/8 = 13,1 s-1

Rigiditatea sistemului de arcuri se poate exprima cu relatia:

C = M02 = 100013,12 = 171,61103 kg/s2

Considerand ca alegem un numar de opt arcuri (zarc = 8), rezulta rigiditatea unui singur arc:

Carc = C/Zarc = 171610/8 = 21451 kg/s2

Deformatia statica a arcurilor sub greutatea ciurului este:

fst = (Mg)/C = (10009,81)/171610 = 0,057 m = 57 mm

In raport cu deformatia statica, ciurul va efectua vibratii cu amplitudinea:

bv = Acos450 = 0,01 cos450 = 0,710,01 = 0,0071 m

bv = 7,1 mm

In timpul vibrarii, arcurile vor oscila intre doua pozitii, una corespunzatoare comprimarii maxime de lucru:

fmax = fst+bv = 57+7,1 64 mm, si altor comprimari minime de lucru:

fmin = fst-bv = 57 – 7,1 50 mm

Corespunzator sagetilor maxima si minima, fortele de comprimare din arc vor fi:

Pmax = Carcfmax = 214510,064 = 1372,86 N

Pmin = Carcfmin = 214510,050 = 1072,55 N

Conform STAS 7067 – 76, se calculeaza pentru arcuri urmatoarele elemente:

– coeficientul de forma al arcului

K = 1+1,6/i , unde:

i = indicele arcului si are valori 4i16.

Se adopta i=8

K = 1+1,6/8 = 1,2

– diametrul sarmei arcului:

, unde:

a = tensiunea tangentiala admisibila

Pentru otel de arc, ARC 1 (STAS 795-71), se adopta preliminar pentru diametrul d < 8mm:

a = 650 N/mm2

Deci:

Se adopta d = 8 mm

– diametrul mediu al arcului:

Dm = di = 88 = 64 mm

– diametrul exterior al arcului:

D = Dm+d = 64+8 = 72 mm

– diametrul interior al arcului:

D1 = Dm-d = 64-8 = 56 mm

– pasul spirelor active in stare libera:

Trebuie indeplinite conditiile:

Dm/4 +0,2 t (2/3) Dm si t 1,5d

Inlocuind valoric, rezulta:

64/4 +0,2 t (2/3) 64 16,2 t 42,66

t 1,58 = 12 mm

Se adopta t = 40 mm

– numarul spirelor active:

, unde:

G = modulul de elasticitate transversala

G = 80.000 N/mm2 pentru sarma din otel pentru arcuri, conform STAS 795-76.

Se adopta numarul spirelor active n = 4.

– numarul de spire de reazeme:

Se adopta nr = 2

– numarul total de spire:

n1 = n+nr = 4+2 = 6 spire

– inaltimea arcului in stare libera:

H0 = tn+(nr+1) d = 404+(2+1) 8 = 184 mm

– inaltimea arcului sub sarcina maxima:

Hn = 149 mm

– inaltimea de blocare:

Hb = n1d = 68 = 48 mm

Trebuie respectata conditia:

Hn Hb + (ind)/50 = 40+(848)/50 = 45 mm

Este necesar ca inaltimea arcurilor sa poata asigura sageata maxima:

H0 – Hb fmax

184 – 48 64 136 64, deci relatia este verificata.

– coeficientul de zveltete:

– coeficientul de arcuire:

Pentru punctul determinant de "coordonatele" a si, care se afla sub curba 2 din fig. 3 (STAS 7067-76) arcurile sunt verificate la flambaj.

V.Calculul angrenajului

Date initiale:

– tipul angrenajului: cilindric cu dinti drepti

– turatiile celor doua roti care angreneaza:

u1 = u2 = 1000 rot/min

– momentul M1, transmis in functionarea normala la axa rotii 1

M1 = moment de torsiune si se determina cu relatia:

M1 = 9550(Pn/n), unde:

Pn = puterea nominala a motorului

n = turatia la arborele motor

M1 = 9550(37/1000) = 353,35 Nm

– durabilitatea T (ore) necesara pentru functionarea normala:

T = 100.000 ore.

Date prelucrate:

– raportul de transmitere necesar:

i = n1/n2 = 1000/1000 = 1

– momentul de calcul:

Mc = 353,35 Nm

Etape de calcul:

Premiza de calcul este aceea ca solicitarea predominanta este presiunea de contact si ea determina dimensiunile principale ale angrenajului: distanta intre axe A, si latimea danturii B.

1). Distanta dintre axe A este impusa constructiv: A = 225 mm. Aceasta valoare respecta prevederile standardelor in vigoare.

2). Latimea danturii B rezulta din pozitia constructiva care leaga cele doua marimi (A si B):

B = A , unde:

= coeficient cu urmatoarele valori uzuale

= 0,2; 0,25; 0,32; 0,4; 0,5; 0,64; 0,8; 1

Pentru = 0,2 B = 0,2225 43 mm

Din conditii de rezistenta la presiunea de contact latimea danturii se calculeaza cu relatia:

, unde:

Mc = momentul de calcul

Mc = 353,35 Nm

(i) = (i+1)3/i = (1+1)3/1 = 23 = 8 este un coeficient functie de raportul de transmitere.

A = distanta intre axe

Qad = incarcatura specifica admisibila

Pentru material cu duritatea HB 180, avem

Qad = 0,68 N/mm2

Inlocuind valoric in relatia lui B

B = (353,358)/(20,22520,68106) = 0,0429 m 43 mm

Deci valoarea lui B obtinuta din respectarea unor proportii constructive, verifica conditia de rezistenta.

3). Modulul trebuie sa satisfaca relatia:

m B/max , unde:

max = coeficient de frecare maxim

Pentru danturi drepte max = 2030

m 43/20 = 2.15 mm

Se adopta m = 7 mm

4). Numerele de dinti z1 si z2

Suma numerelor de dinti se calculeaza cu formulele:

z1+z2 = 2A/m = 2225/7 = 64,28

Rotunjim aceasta valoare la z1+z2 = 64

Din conditia ca diametrele de divizare ale celor doua roti sa fie egale: Dd1 = Dd2 rezulta:

z1 = z2 = 32

5). Definitivarea elementelor geometrice

Pe baza elementelor stabilite anterior si anume:

– distanta intre axe: A = 225 mm

– numerele de dinti: z1 = z2 = 32

– cremaliera de referinta: 0 = 200; f0 = 1,0; W0 = 0,25, se determina elemente de detaliu ale danturii:

5.1). Unghiul de referinta in plan frontal

0f = 0n = 200

5.2). Functii caracteristice unghiului 0f

p = 0,5ctg20f = pasul danturii

p = 0,5ctg2200 = 3,773

r = (2/3)p2 = (2/3)3,7732 = 9,49

5.3). Distanta dintre axe de referinta

A0 = 0,5( z1+z2)m = 0,5(32+32)7 = 224 mm

5.4). Modificarea distantei dintre axe:

= A-A0 = 225-224 = 1 mm

5.5). Deplasarea insumata a profilelor

= 1,0165

5.6). Deplasarea specifica insumata a profilelor

5.7). Deplasarile specifice partiale

unde 0 = 0,34+0,15log i = 0,34+0,15log 1 = 0,34

1 = 0,1452/2 + 0,34 = 0,4126

2 = 10,1452/2 – 0,34 = -0,2674

5.8). Diametrele de divizare

Dd1 = z1m = 327 = 224 mm

Dd2 = z2m = 327 = 224 mm

5.9). Diametrele de rulare

5.10). Diametrele de baza

Db1 = Dd1cos0f = 224cos200 = 210,49 mm

Db2 = Dd2cos0f = 224cos200 = 210,49 mm

5.11). Scurtarea minima a capului dintelui

hmin = – = 1,0165 – 1 = 0,165 mm

5.12). Diametrele de varf (exterioare)

Dv1 = Dd1+2(f0+1)m-2h1 =

= 224+2(1+0,4126)7-20,0165 =

= 243,7764-0,033 = 243,7434

Dv2 = Dd2+2(f0+2)m-2h2 =

= 224+2(1+(-0,2674))7-20,0165 =

= 234,2234 mm

5.13). Inaltimea dintelui

h1 = (2f0+w0)m-h1

h2 = (2f0+w0)m-h2

h1 = h2 = (21+0,25)7-0,0165 = 15,7335 mm

5.14). Pasul de baza in plan frontal

pb = mcos0 = 7cos200 = 20,6544 mm

6). Eforturile in angrenare

6.1). Forta tangentiala

Ft = 2Mc/Dr = 2353,35/0,225 = 3140,88 N

6.2). Forta radiala

Fr = Fttgf = 3140,88tg200 = 1143,18 N

6.3). Forta normala

Fn = Ft/cosf = 3140,88/cos200 = 3342,45 N

VI. Calcule de rezistenta pentru arborii

vibratorului

VI.1. Stabilirea schemei de incarcare si calculul

fortelor si al reactiunilor

Schema de incarcare in plan vertical este prezentata in figura de mai jos:

Fortele cunoscute sunt:

– forta centrifuga a unei greutati: Fc/8 = 6530 N

– greutatea unei contragreutati: Gcg' = 165 N

– forta din curea: Sa = 3874 N

Unghiul pe care-l face forta Sa cu orizontala este 450.

Schema de incarcare in plan orizontal este prezentata in figura de mai jos:

Forta radiala din angrenare se calculeaza cu relatia:

Fr = Fttg , unde:

Ft = forta tangentiala si de determina cu relatia:

Ft = 2Mt/Dd , unde:

Mt = moment de torsiune

Dd = diametrul de divizare al rotii dintate

= 200 este unghiul cremalierei de referinta

Momentul Mt a fost calculat: Mt = 353,35 Nm

Deci forta tangentiala este:

Ft = 2353,35/0,22 = 3212,3 N

Forta radiala este:

Fr = 3212,3tg200 = 1170 N

Reactiunile din lagare in plan vertical vor fi:

MA = 0

=

RB = 21,8 kN

Y = 0

RA = RB- =

= 21800-2(6530+165)-1170-3874sin450

RA = 4500 N

Forta tangentiala din angrenare Ft = 3212,3 N da un moment de torsiune:

MFt = Ft = 3212,3 = 353,35 Nm

Reactiunile din lagare in plan orizontal sunt:

MA' = 0

RB' = =

RB' = 13,5 kN

Y = 0

RA' = RB'-Sacos-Ft = 13,5-2,74-3,212

RA' = 7,548 kN

Momentul de inconvoiere in sectiunea B este:

MiB = = =

= = 1813,27 Nm

MiE = = =

= = 1337,34 Nm

Se constata ca MiB > MiE deci sectiunea mai periculoasa in B. Se face verificarea la inconvoiere cu relatia:

ie a, unde:

ie = efortul unitar normal echivalent

a = rezistenta admisibila la inconvoiere

In baza teoriei a III-a de rezistenta, se calculeaza momentul echivalent:

MiE = = = 1847,37 Nm

Pentru sectiunea circulara, modulul de rezistenta este:

W = = 1,30610-4 m3

Deci:

ie = = 1414,52104 N/m2

ie = 1,414 daN/mm2

ie = 1,414 daN/mm2

Materialul ales pentru arbore este OLC 45 cu rezistenta admisibila la inconvoiere a = 12 daN/mm2.

Deci ie < a , rezultand ca arborele rezista la solicitarea la care e supus.

VI.2. Calculul penelor

Pentru rotile de curea, conform STAS 1004-81, pentru diametru

= 100 mm se adopta:

b = 28 mm si t = 16 mm

Lungimea penei se determina din conditii de rezistenta la forfecare si la caontact.

lf , unde:

Mr = momentul de rasucire: Mr = 353,35 Nm

d = diametrul arborelui: d = 100 mm

b = latimea penei: b = 28 mm

t = inaltimea penei: t = 16 mm

af = rezistenta admisibila la forfecare

Pentru OL 37, af = 168 N/mm2

lf = 21,03 mm

La contact: lk , unde:

aKIII = rezistenta admisibila la contact

Pentru acelasi material OL 37,

aKIII = 140 N/mm2

Deci: lk = 8,76 mm

Se adopta pene pene cu lungimea l = 90 mm.

Pentru rotile dintate, se adopta pentru diametrul de 115 mm, pene cu diametrul b = 32 mm si t = 18 mm.

La fel ca si penele de la rotile de curea, lungimea acestora se determina din conditii de rezistenta la forfecare si contact.

lf = 1,35 mm

lk = 4,87 mm

Pentru aceste pene se adopta lungimea:

l = 43 mm.

VI.3. Verificarea la oboseala

Pentru sectiunea C, conditia de rezistenta la oboseala este:

Cne Ca , unde:

Cne = coeficient de siguranta nominal echivalent

Ca = coeficient de siguranta admisibil

Coeficientul de siguranta Cne se determina cu expresia:

Cne = , unde:

Cn = coeficient de siguranta pentru solicitarea simpla de inconvoiere

Cn = coeficient de siguranta pentru solicitarea simpla de torsiune

Cn =, unde:

K = coeficient efectiv de concentrare sau factorul de reducere a rezistentei la oboseala

V = amplitudinea tensiunii

V = = max = , unde:

MiC = momentul de inconvoiere rezultant in sectiunea C

Wnet = modulul de rezistenta net in sectiunea C

Momentul MiC se determina cu relatia:

MiC = = =

=

MiC 1190 Nm

Modulul de rezistenta Wnet are expresia:

Wnet = , unde:

Inet = momentul de inertie al sectiunii C si se determina cu relatia:

Inet = , unde:

d = diametrul arborelui in sectiunea C

b = latimea penei

t = inaltimea canalului de pana

d = 115 mm, b = 32 mm , t = 18 mm

Deci:

Inet = = 17162123-1354896 =

= 15807227 mm4

Deci:

Wnet = = 274908 mm3

V = max = = 0,43 daN/mm2

Rezistenta la oboseala pentru OLC 45 este:

-1 = 30 daN/mm2

= coeficientul de stare al suprafetei

= 0,92

Coeficientul se determina cu relatia:

=

Pentru otel OLC 45 si canal de pana executat cu freza deget se extrag datele:

K = 2,25 K = 1,85

Coeficientii dimensionali pentru diametrul d = 115 mm si un otel de calitate cu concentrari moderate, au valorile:

= 0,58 = 0,68

Deci:

Cn =

Cn = , unde: =

Pentru torsiune:

V = m = , unde:

Mt = momentul de torsiune in sectiunea C

WPnet = modulul de rezistenta polar al sectiunii C si se determina cu relatia:

WPnet = =

= = 298471,71-23564,4

WPnet = 274907 mm3

V = m = = 0,064 daN/mm2

= , unde:

-1 = rezistenta la oboseala pentru cicluri alternant simetrice

0 = rezistenta la oboseala pentru ciclul pulsant nul

-1 = 0,22r = 0,2260 = 13,2 daN/mm2

0 = 1,8-1 = 1,813,2 = 23,76 daN/mm2

= = 0,11

Deci, inlocuind valoric in relatia lui Cn rezulta:

Cn = = 67,24

Cne = = = 16,06

Coeficientul admisibil la oboseala maxim este:

Ca = 3

Cne Ca , deci in sectiunea C arborele rezista la oboseala.

Pentru verificarea la oboseala in sectiunea B se procedeaza identic. Arborele este supus la solicitare compusa de inconvoiere cu resucire.

Coefcientul nominal de siguranta este:

Cne = , unde:

Cn = cu =

Pentru OLC 45 si diametrul 100 mm se extrag urmatoarele date:

– coeficientul efectiv de concentrare sau factorul de reducere a rezistentei la oboseala:

K = 2,25 K = 1,85

– coeficientul dimensional

= 0,6 = 0,69

– coeficientul de stare a suprafetei

= 0,92

Pentru calculul amplitudinii tensiunii avem:

, unde:

Nm

Wnet = , unde:

m4

mm3

V = N/mm2 = 18,5 daN/mm2

Cn =

Pentru solicitarea de torsiune, coeficientul nominal de rezistenta la oboseala Cn, este:

Cn = , unde:

V = m =

Wp net = mm3

N/mm2 = 0,18 daN/mm2

Valoarea coeficientului se determina cu relatia:

= =

Cn =

Deci coeficientul nominal echivalent al rezistentei la oboseala in sectiunea B va fi:

Cne =

Coeficientul admisibil la oboseala fiind Ca = 3, rezulta ca in sectiunea B arborele rezista la solicitarea oboseala.

Cne > Ca

VII. Alegerea cuplajelor

Pentru cuplarea arborilor mecanismului de vibrare se utilizeaza cuplaje elastice cu disc frontal, tip CED 8N – C90, executate la I.M.V. si extrase din catalog I.C.T.C.M.

Momentul nominal la care pot lucra aceste cuplaje este:

Mn = 16000 Nm

Momentul de calcul este:

Mc = CsMr = 1,5353,35 = 530 Nm

Se constata ca:

Mn > Mc , deci cuplajul este bine ales.

=== 6_Tehnologia de fabricare ===

Tehnologia de fabricare

Piesa aleasa pentru executarea acestui capitol al proiectului este arborele condus al vibratorului. Acest arbore are rolul de sustinere a contragreutatilor care prin miscarea lor de rotatie, produc vibratiile unidirectionale.

Pe acest arbore se monteaza o roata dintata care angreneaza cu roata dintata de pe arborele principal antrenat de motorul electric printr-o transmisie cu curele.

Roata dintata este montata pe arborele condus cu ajutorul unei pene paralele.

De asemenea arborele condus mai este prevazut cu doua canale de pana pentru montarea contragreutatilor.

Arborele este sustinut prin intermediul a doi rulmenti radiali cu bile, pentru montarea acestora fiind necesara o prelucrare la o rugozitate corespunzatoare a suprafetelor pe care sunt asezati rulmentii.

Capetele frontale ale arborelui sunt prevazute cu gauri filetate in care se introduc suruburi care fixeaza saibele de capat pentru a nu permite miscarea axiala a contragreutatilor.

Materialul din care este confectionat arborele condus este

OLC 45 si are diametrul d = Ø120 mm