, (10.45)
де с - жорсткість пружної системи;
m – маса конвеєра.
Звідси визначаємо необхідну жорсткість пружних елементів, які повинні забезпечити задану (вибрану згідно способу транспортування та вимог до пружної системи конвеєра) частоту власних коливань конвеєра
, (10.46)
де ν0 – частота власних коливань конвеєра, кількість коливань у секунду, вибирається за вибраною частотою коливань конвеєра з урахуванням коефіцієнту резонансного налагодження);
n – кількість пружних елементів, приймаємо n=4.
Жорсткість плоскої пружини защемленої двома кінцями визначається
, (10.47)
де Е - модуль пружності матеріалу пружини, для пружинних сталей Е=2×1011 Па;
J - момент інерції поперечного перерізу пружного елементу;
l - довжина пружини.
Крім цього необхідно враховувати неможливість досягнути абсолютно жорсткого защемлення пружин, в залежності від вибраної конструкції защемлення розрахункову жорсткість необхідно збільшити у 1,2…1,3 рази.
Момент інерції плоскої пружини визначається
, (10.48)
де 
а і b – товщина та ширина пружини, вибираються з конструктивних міркувань.
Ширину пружини вибирають конструктивно, а товщину за виразом
, (10.49)
Тоді довжину пружини визначають
, (10.50)
де 
- допустиме напруження згину за знакозмінного навантаження.
Двомасовий вібраційний конвеєр використовують для реалізації різних способів транспортування виробів і здійснюють розрахунок з метою визначення основних конструктивних параметрів.
Для забезпечення заданої жорсткості жолоба необхідно досягнути суттєвої різниці між власною частотою поперечних коливань жолоба (ν0) та частотою вимушених коливань.
Момент інерції січення жолоба визначається
. (10.51)
Тоді власна частота жолоба
, (10.52)
де νож – частота власних коливань жолоба.
Отримане значення νо.ж має задовольняти умову
, (10.53)
де ν – частота вимушуючого зусилля.
Товщина плоских пружин (ширину і довжину пружин вибираю конструктивно з огляду на габаритні розміри конвеєра) визначається
, (10.54)
Далі проводиться розрахунок аналогічний як для одномасових конвеєрів, для цього необхідно визначити жорсткість с пружної системи та приведену масу (Мпр)
, (10.55)
. (10.56)
де m1,m2 – відповідно маси активної і реактивної маси.
Розрахунок пружної системи конвеєра з незалежним збудженням коливань здійснюється у послідовності аналогічній розрахункам одномасних конвеєрів. Для Проводиться перевірка на суттєву віддаленість власної частоти жолоба та вимушених коливань віброзбудника (рис.10.51, 10.52, 10.53).
Конструктивна схема конвеєра наведена на рис. 10.31, б, [1], особливістю якої є оригінальна конструкція гратчастої пружної системи (рис.10.34), яка дає змогу розробити конвеєр за умови забезпечення його повної віброізоляції.
|
| Рис. 10.34. Пружна система віброконвеєра з незалежними коливаннями |
Необхідно враховувати, що у віброконвеєра з незалежними коливання робочій масі надаються незалежно поздовжні та поперечні коливання, до того ж робоча маса динамічно зрівноважена за рахунок антифазних коливань реактивних мас. Отже, аналогічно вище наведеним розрахункам, необхідно забезпечити коливання кожної складової у дорезонансному режимі з відповідним значенням резонансного налаштування (zп – для коливної системи поздовжніх коливань та zн – для нормальних коливань). Приймають: zП = 0,92…0,96 і zН = 0,7…0,90.
Здвоєна пружна система складається з двох гратчастих пружин 1 і 2, які центральною нерухомою вставкою 3 закріплені до основи (рис.10.34),до центральних потовщень пружин 1 і 2 кріпляться коливні маси. Очевидно, що амплітуди поздовжніх та поперечних коливань різні, отже і при одній і тій самій частоті коливань конвеєра будуть різні жорсткості пружин, а отже і їх товщини. Пружина, до яких кріпиться маса m1 має ширину та товщину а1 і b1, і відповідно, до маси m2 – a2 і b2.
Жорсткість гратчастої пружини c визначається залежністю:
, (10.57)
де E – модуль поздовжної пружності;
J – момент інерції перерізу пера;
жорсткість пружної системи визначається з (10.45)
(10.58)
З виразів (10.57) та (10.58) одержимо необхідну величину 
:
. (10.59)
Моменти інерції J для прямокутного перерізу відносно двох центральних осей будуть рівні:
; 
(10.60)
Враховуючи (10.590 і (10.60) одержимо значення величин a1 і b1, а також a2 і b2, які забезпечують необхідні резонансні налагодження zn і zн
; 
. (10.61)
Враховуючи
; 
; 
; (10.62)
де Mu – максимальний згинальний момент;
W – момент опору;
х – максимальний прогин.
А також, умову міцності пружної системи
, (10. 63)
Визначимо максимально допустиме напруження
. (10.64)
Необхідна товщина пера b1
. (10.64)
Тоді мінімальної довжини пера рівна:
. (10.65)
За аналогічними виразами розраховуються всі наведені конструктивні схеми вібраційних конвеєрів.
Вимушуючи зусилля, яке необхідне для підтримання стабільних коливань підводиться до конвеєра з метою компенсації розсіювання енергії у пружних елементах та при транспортуванні виробів. У розглянутому типі конвеєрів використовується електромагнітний віброзбудника. Необхідну вимушуюче зусилля електромагнітного віброзбудника (F) знаходять за виразом
, [Н];
а
|
б
|
| Рис.10.35. Вібраційні конвеєри призначені для транспортування виробів направленими (а) та незалежними коливаннями (б). |
