В. А. ПОВИЦАЙЛО
РАСЧЕТ
И КОНСТРУИРОВАНИЕ
ВИБРАЦИОННЫХ ПИТАТЕЛЕЙ
МАШГИЗ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ
НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
М оскеа 19 6 2 Киев

В книге рассматриваются конструкции и
расчет новых вибрационных загрузочных устройств:
бункерных питателей, питателей-подъемников и
лотков-транспортеров, применяемых в
машиностроении. Дана методика расчета колебательных систем
и основных конструктивных параметров
вибрационных питателей. Приведены результаты
теоретических и экспериментальных исследований движения
заготовок по вибрационным лоткам. Особое
внимание уделено выбору оптимальных режимов работы
вибрационных питателей, обеспечивающих
максимальную производительность и к. п. д. питателей.
Книга предназначена для
инженерно-технических и научных работников, занимающихся
автоматизацией технологических процессов в
машиностроении.
Рецензент канд. техн. наук Г. А. Пискорский
Редактор инж. А. И. Быковский
ЮЖНОЕ ОТДЕЛЕНИЕ МАШГИЗА
Главный редактор инж. В. К. Сердюк

ПРЕДИСЛОВИЕ
Осуществление задач, поставленных XXII съездом КПСС в области
машиностроения, требует огромной работы по механизации и
автоматизации производственных процессов.
Автоматизация процесса производства изделий из штучных
заготовок на металлорежущих станках, прессах, операциях сборки,
термообработки и контроля тесно связана с автоматизацией загрузки,
осуществление которой является одним из сложных вопросов
проектирования автоматов.
Автоматизация загрузки станков значительно облегчается при
применении вибрационных бункерных питателей.
Вибрационные питатели являются универсальными загрузочными
устройствами, применяемыми для самых разнообразных заготовок
и допускающими регулирование производительности оборудования
в широких пределах.
В автоматических линиях эффективно применение вибрационных
накопителей-подъемников для создания промежуточных запасов
заготовок и подъема их на нужную высоту.
Для транспортирования заготовок от станка к станку, подачи
заготовок в рабочий орган станка и уборки стружки широкое
распространение должны получить прямолинейные вибрационные лотки
благодаря своей компактности и простоте.
В книге рассматриваются рациональные конструкции
вибрационных бункерных питателей, питателей-подъемников и
прямолинейных вибрационных лотков, излагается методика их расчета,
конструирования и выбора оптимальных режимов их работы.
Материалом книги послужили исследования вибрационных
питателей, проведенные автором во Львовском политехническом институте
и опыт кафедры «Технология машиностроения, станки и
инструменты» этого института по проектированию и внедрению вибрацион?
ных питателей в машиностроительную промышленность.

Глава I
ТЕОРИЯ РАБОТЫ ВИБРАЦИОННЫХ ПИТАТЕЛЕЙ
1. Общие сведения
Вибрационные машины получили свое название в соответствии
с характером их рабочего движения — вибрацией, т. е. колебаниями
малой амплитуды и большой частоты. Отличительной особенностью
работы вибрационных машин является зависимость движения
рабочего органа — его амплитуды и траектории от чисто динамических
факторов — величины возмущающей силы привода, жесткости
упругих элементов, а также масс движущихся частей.
Рабочий процесс в вибрационных машинах осуществляется в
результате суммарного воздействия отдельных импульсов, следующих
с большой частотой один за другим. Хотя за один цикл выполняется
небольшая работа, но благодаря высокой частоте колебаний (порядка
тысячи и более в минуту) на вибрационных машинах достигается
значительный производственный эффект.
Впервые в промышленности вибрационные машины были
применены в конце прошлого столетия. Например, вибрационный грохот
с инерционным дебалансным вибратором начали применять в 1900 г.
Вначале вибрационные машины применялись почти исключительно
только для грохочения сыпучих материалов, а позднее, когда было
замечено, что сыпучий материал может при определенных условиях
перемещаться в заданном направлении даже при горизонтальном по-
ложении вибрирующей поверхности, появились первые
вибрационные конвейеры.
Несмотря на наличие существенных достоинств, вибрационные
конвейеры долго не получали распространения из-за возникших
затруднений в получении равномерных колебаний по всей длине
рабочего органа конвейера при помощи известных тогда дебалансных
вибраторов. Распространение вибрационных конвейеров сдерживалось
также отсутствием достаточно разработанной их теории.
Только после появления новых, более совершенных вибраторов —
центробежных (инерционных) типа самобаланс, электромагнитных и
эксцентриковых с упругим шатуном вибрационные
транспортирующие машины стали получать широкое распространение, особенно
в горнорудной промышленности [29].
5

В машиностроительной промышленности вибрационные машины
начали получать распространение лишь в последние годы, когда
появились конструкции бункерных вибропитателей с
электромагнитным приводом.
Первые сведения об отечественных конструкциях бункерных
вибропитателей с электромагнитным приводом относятся к 1957 г. [10]
и [18].
Появившиеся в последнее время в машиностроении вибрационные
питатели — новая разновидность автоматических загрузочных
устройств — обладают целым рядом преимуществ по сравнению с другими
типами питателей.
Эти устройства просты по конструкции. Отсутствие в них
движущихся захватно-ориентирующих органов исключает возможность
заклинивания заготовок, в связи с чем отпадает необходимость в
дополнительных предохранительных механизмах.
В бункерных вибрационных питателях со спиральным лотком
можно предотвратить падение и удары заготовок друг о друга,
нарушающие чистоту поверхности точных деталей, поступающих на
сборку и контроль.
Постоянная равномерная скорость движения заготовок по лотку
создает благоприятные условия для осуществления ориентации
сложных заготовок внутри бункера.
В ряде случаев вибрационные питатели являются единственно
возможным средством автоматизации загрузки заготовок, например
деталей часового и радиотехнического производства, где заготовки
весьма малы, обладают малой прочностью и имеют склонность к
взаимному сцеплению, например рубиновые камни, стеклянные, пластмассовые,
слюдяные и т. п. детали.
В машиностроительной промышленности заготовки с крупными
заусенцами, например поковки колец подшипников, могут
эффективно загружаться в автоматы только при помощи вибропитателей.
Вибрационные прямолинейные лотки могут подавать заготовки
в рабочий орган станка под некоторым напором, что исключает
необходимость поднятия загрузочного устройства над станком и
делает его весьма удобным в эксплуатации.
На фиг. 1 показана конструкция вибропитателя,
предназначенного для автоматической загрузки игл топливного насоса в бесцен-
трово-шлифовальный станок, разработанная в Львовском
политехническом институте. Заготовки игл топливного насоса, загружаемые
навалом в чашу / бункерного питателя, в результате вибрации чаши
поднимаются по спиральной дорожке вверх, проходят через
устройство вторичной ориентации, из которого выходят все конической
частью вперед, и поступают на прямолинейный вибрационный
лоток 2 весьма простой конструкции. При помощи вибрации
прямолинейного лотка, которую он получает от чаши бункерного
вибропитателя, заготовки движутся по лотку к шлифовальным кругам и под
небольшим напором поступают на позицию шлифования.
6

Применение такого питателя значительно увеличило производи*
тельность станка, лимитируемую ручной загрузкой, вместе с тем
благодаря непрерывности потока улучшилось качество
обрабатываемых заготовок. В этом случае создается возможность
многостаночного обслуживания, рабочий освобождается от утомительного
однообразного труда по загрузке заготовок вручную по одной и его роль
сводится только к периодическому контролю качества обработки
и наблюдению за работой станка.
Фиг. 1
При автоматизации металлорежущих станков и соединении их
в автоматические линии необходимо осуществлять транспортирование
заготовок от станка к станку. Наиболее простым способом
транспортирования является движение заготовок под действием
собственного веса по гравитационным лоткам, однако при этом способе
теряется высота. Чтобы загрузить деталь в следующий станок, ее
необходимо поднять на определенный уровень.
Для повышения коэффициента использования автоматической
линии между станками должны быть промежуточные накопители-
бункера.
Решение вопросов подъема и накопления заготовок весьма эф-
фэктивно и просто осуществляется при помощи вибрационных
питателей-подъемников.
На спиральном лотке подъемника, установленного между станками
в автоматической линии, может накапливаться значительный запас
заготовок, что дает возможность последующим станкам линии
работать при остановке предыдущих, получая заготовки из подъемника,
а при остановке последующего станка предыдущим работать на
задел, пополняя запас заготовок в подъемнике.
7

Вибрационные питатели-подъемники удобно применять и при
автоматизации отдельных станков, в которых рабочий орган располагается
на высоте, требующей подъема заготовки.
Прямолинейные вибрационные транспортеры-лотки начали
получать распространение в машиностроении для целей
транспортирования заготовок от станка к станку, транспортирования стружки,
транспортирования и одновременной очистки отливок от формовочной
земли. Благодаря своей простоте и компактности вибрационные
прямолинейные лотки оказались весьма удобными для подачи
заготовок от бункерного питателя в рабочий орган станка.
2. Способы и режимы работы вибропитателей
Работа вибрационного питателя основана на движении заготовки
вверх по спиральному или прямолинейному лотку вследствие его
вибрации.
Существует несколько способов транспортирования заготовок по
колеблющемуся лотку, которые бывают с несимметричным и с
симметричным гармоническим законом колебательного движения лотка.
— F
Фиг. 2
Режимы движения заготовки по поверхности колеблющегося
лотка можно разделить на две группы: безотрывные, при которых
заготовка все время находится в контакте с поверхностью лотка,
и отрывные, при которых заготовка — часть каждого цикла —
следует, не касаясь поверхности транспортирующего лотка.
Рассмотрим условия, при которых осуществляется движение
заготовки по лотку, имеющему несимметричный закон колебательного
д шжения.
Горизонтальный лоток (фиг. 2, а) перемещает в горизонтальном
направлении заготовку весом G с ускорением w.
Сила F, действующая на заготовку, будет равна
F = —w9
g
где g — земное ускорение.
Так как перемещение заготовки происходит под действием силы
трения, которая не может быть больше, чем G/, то наибольшее
ускорение заготовки wKp определяется из уравнения
— wKp = Gf,

откуда
wKp = g/,
где f — коэффициент трения заготовки по лотку.
Ускорение wKp называется критическим. Если ускорение лотка
будет больше критического, то произойдет проскальзывание
заготовки по лотку в направлении, обратном движению лотка. Для того
чтобы заготовка непрерывно двигалась по лотку вперед, ему
необходимо сообщить колебательное движение с разными ускорениями
в прямом и обратном направлениях. Например, если при ходе лотка
вперед его ускорение будет меньше wKp> т. е. твл<^ткр, то заготовка
будет двигаться с лотком без проскальзывания, а если при ходе
назад wH>wKp, то будет происходить скольжение заготовок по лотку
вперед.
Также можно заставить двигаться заготовку вверх по лотку,
наклоненному к горизонту под небольшим углом а (фиг. 2, б).
В этом случае критическое ускорение, превышение которого
будет создавать скольжение заготовки относительно лотка назад —
вниз, будет равно
WHKp == g (/ cos a — sin а).
Критическое ускорение, превышение которого будет создавать
скольжение заготовки относительно лотка вперед — вверх, будет равно
КР =:g*(/cosa +since).
При несимметричном законе колебаний заготовка
перемещается по лотку, как правило, в безотрывных режимах.
При симметричном законе колебательного движения лотку,
наклоненному под углом а, сообщается гармоническое движение под
углом В, причем [3>ос (фиг. 2, в).
При движении лотка вверх сила инерции заготовки будет
действовать противоположно направлению движения и прижимать
заготовку к лотку, увеличивая силу трения, под действием которой
движется заготовка.
При ходе лотка вниз и назад сила инерции будет уменьшать
давление заготовки на лоток и тем самым уменьшать силу трения,
создавая условия для скольжения заготовки по лотку вперед. При этом
способе движения в зависимости от ускорений лотка и углов р и a
может существовать большое количество режимов движения
заготовки как безотрывных, так и отрывных.
В вибрационных питателях широкое распространение получил
гармонический закон колебательного движения, так как его довольно
просто можно получить путем возбуждения колебаний в упругой
• системе.
Этот способ дает возможность работать при резонансной и
околорезонансной настройках системы, поэтому требует минимальных
возмущающих усилий вибратора.. Колебательная система питателя
довольно проста и надежна в эксплуатации.
9

Как показывают исследования, наиболее эффективными режимами
работы вибрационного питателя, позволяющими получить высокие
скорости движения при высоких к. п. д. и сохранении большой
стабильности движения заготовок, являются отрывные режимы.
3. Теория отрывного движения тел по вибрационному лотку
Общие уравнения движения. Рассмотрим движение заготовки по
лотку, наклоненному под углом а к горизонту и совершающему
гармоническое колебательное движение под углом C при р>а (фиг. 3, а).
Фиг. 3
Уравнения движения лотка относительно неподвижной системы
координат (фиг. 3, б) имеют вид:
*4==i±«Jcoscp; (О
Ал
*, = — «> sin <р; B)
Ан »
у л = -у * cos ?; C)
Ан
Уа = — ъ sin cp, D)
где Ал — размах колебаний лотка в параллельном ему направлении;
Ан — размах колебаний в направлении, перпендикулярном
скорости лотка;
со — угловая частота колебаний;
<р = (й/ — фазовый угол; t — время.
Общие дифференциальные уравнения движения заготовки в
начальный период относительно лотка в системе координат х' и у',
связанной с лотком, имеют вид:
А
тх' = — mg sin a — т -4- со2 cos cp -|- F; E)
А
ту' = — mg cos а — т -~ а>2 cos cp -f N, F)
10

где т — масса заготовки;
g — ускорение силы тяжести;
N — нормальная реакция;
F — сила трения.
Процесс движения заготовки в режимах с отрывом ее от лотка
может иметь от двух до пяти этапов на протяжении каждого периода
колебания лотка.
Этапы разгона и торможения. Рассмотрим движение заготовки
в наиболее общем пятиэтапном режиме.
Картина скоростей и ускорений лотка и заготовки для этого
случая показана на фиг. 4.
График, построенный для составляющей скорости лотка хлу
параллельной его плоскости, является синусоидой opghj, выраженной
уравнением B).
В первом этапе движения заготовка находится на плоскости
лотка, т. е. у' = 0; тогда из уравнения F) получим
Ан
N = mg cos a + т —х оJ cos ср. G)
Поскольку F = Nf,
где f — коэффициент трения, то
Л
F = mgf cosd + m-~f(a2 cos ср. (8)
Подставляя выражение (8) в уравнение E), получаем уравнение
движения заготовки на первом этапе, который назовем этапом разгона:
i;=fir(^cosa-sina) + (-^/-^)coacos(p. (9)
Уравнение абсолютного движения заготовки (относительно
неподвижной системы координат) будет иметь вид:
хр = х'р+хл. (Ю)
Подставив в уравнение A0) выражения (9) и A), получим:
хр = g (/ cos a ~ sin a) + y f aJ c°s <P; A1)
^=="f'^C0Sa"~sina^ + -|/wsincp + C A2)
(при <р = 0, С = 0).
На этапе разгона заготовка будет проскальзывать относительно
лотка и двигаться с ускорением, которое выразится уравнением A1)
и соответственно кривой abed (фиг. 4).
Скорость движения заготовки будет расти по кривой ое'',
выраженной уравнением A2), пока в точке е' скорости заготовки и лотка не
сравняются. Затем начинается второй этап движения, который
назовем этапом первого торможения; заготовка начнет двигаться
и

с замедлением по замедляющему ход лотку (кривая е'/')> н0 быстрее
его. Уравнение движения заготовки на этапе торможения будет
иметь вид:
XTi — — g (/cos a -f- sin а) |-/uJcoscp;
Ah
Xt, = ~ (f cos a -f sin a) cp — -^-/cosin cp.
A3)
A4)
Фиг. 4
Момент отрыва заготовки от лотка и параметр режима работы
вибрационного питателя ?. Во второй четверти периода движения
ускорение лотка (кривая алЬЛ) станет отрицательным и сила инерции
заготовки Qu (фиг. 3, б) будет направлена вверх, и в тот момент, когда
нормальная реакция N станет равной нулю, произойдет отрыв
заготовки от лотка.
Фазовый угол с;0, при котором начинается отрыв заготовки от
лотка, можно найти из уравнения G), приняв N = 0:
/ 2g cos a
ср0 = arc cos Sr
\ л
A5)
Режим движения заготовки, время ее отрыва и время падения
на лоток зависят от величины амплитуды нормального ускорения
лотка ~~ , которую удобно задавать обобщенным безразмерным
параметром Ь
5 =
А со2
2g cos a
A6)
12

Уравнение A5) для определения фазового угла отрыва заготовки
от лотка с учетом выражения A6) примет вид:
ср0 = arc cos ( ?-j • A7)
Установившееся движение. С момента отрыва заготовки от лотка,
т. е. при ср0, начнется третий этап движения — микрополет заготовки
в воздухе со скоростью, определяемой прямой )'т!. Абсолютное
ускорение движения заготовки вдоль оси х, если пренебречь
сопротивлением воздуха, определится:
Хп = — Я sin а; A8)
хп = ~ g— sin а. A9)
После микрополета, длительность которого зависит от режима
работы лотка, определяемого величиной параметра ?, заготовка
падает на лоток — начинается четвертый этап ее движения.
На фиг. 4 точка щ' отвечает фазовому углу встречи заготовки
с лотком срб; определение этого угла приводится дальше.
Для упрощения выкладок примем, что при падении удар
заготовки о лоток неупругий. При эффективных режимах работы
питателя скорость заготовки в момент встречи с лотком будет больше
скорости последнего, поэтому на протяжении четвертого этапа (этапа
второго торможения) заготовка будет двигаться с отрицательным
ускорением 'хТ%у которое определится тем же соотношением A3), что и
ускорениеiVi, покаскорости заготовки и лотка не сравняются. Такое
уравнивание скоростей произойдет в момент времени,
соответствующий точке /г'.
Далее начнется следующий цикл, в котором заготовка будет
проскальзывать относительно лотка и скорость движения ее расти по
кривой п е" (этап разгона); в точке е" скорости заготовки и лотка
сравняются и последуют остальные три этапа движения следующего
периода.
Как видно из графика, в результате первого колебания заготовка
приобретает скорость, определяемую точкой п'\ при втором
колебании заготовка разгоняется до несколько большей скорости (скорость
в точке е" выше, чем в точке е'). В течение нескольких последующих
колебаний нарастание скорости заготовки будет продолжаться, пока
не наступит режим устано.вившегося движения (кривая кеЦгпп).
Последний наступит тогда, когда приращение скорости на участке
разгона будет равно сумме падений скоростей на участках замедления.
Поскольку скорость есть интеграл ускорения по времени, а
вычисляется интеграл как площадь, то условие установившегося
характера движения заготовки можно записать:
площадь cpPi be (?p2 = площадь <?Гг<?кс1<?о + площадь сро dd' с?б +
+ площадь ^d"bM(f'pl. B0)
13

При выполнении этого условия ордината точки к начала
разгона в любом предыдущем цикле будет равна ординате точки п
начала разгона в любом следующем цикле. Скорость заготовки в
установившемся режиме в течение цикла будет изменяться по кривой
Kelfmn и колебаться от vmax (в точке е) до vmin (в точке п).
Условия совместного движения заготовки с лотком. При
определенных условиях, помимо рассмотренных четырех этапов движения,
возникает пятый этап (el) совместного движения заготовки
с лотком без проскальзывания. Такой этап может возникнуть или
в конце участка разгона (срр2), или в его начале (cppi), если в эти
моменты ускорение лотка будет меньше критического. Наступление
этого условия можно записать в общем виде, рассматривая сумму
проекций всех сил на ось х' (фиг. 3, б):
д
т -у aJ cos ср < ± F — mg sin a. B1)
В формуле B1) знак плюс — для участка разгона заготовки,
а знак минус — для участка торможения.
Определение флзового угла встречи срв заготовки с лотком.
Фазовый угол встречи заготовки с лотком после ее микрополета
определяется следующим образом.
В момент встречи заготовка и лоток будут иметь одну и ту же
ординату в нормальном к лотку направлении по оси оу' (фиг. 3, б).
Поэтому при фазовом угле срв должно удовлетворяться равенство
8а = зл, B2)
путь, проходимый заготовкой после отрыва в нормальном
к лотку направлении;
путь, проходимый лотком в нормальном направлении.
s's = so+ *4dcp; B3>
8'л = 8о + ]и'л<1<?, B4)
путь, пройденный заготовкой и лотком в нормальном
направлении при их совместном движении до фазы отрыва;
нормальная составляющая скорости полета заготовки;
нормальная составляющая скорости лотка.
v'a = К — f cos a (? — <?o)l B5)
AH
t^-ywsincp, B6)
где v'—нормальная составлющая скорости лотка в момент отрыва
от него заготовки.
, Ан .
v0 = ^-m sin ср0.
где s3
s'
где sn —
V3~
v' —
14

Подставляя значения s'3 и бл при фазе срв в выражение B2), полу
чаем
Г j-^-cosincpo — -f-cosa(cp — cp0) Lf9== f^wsincpdcp, B7)
откуда
\ sin ср„ (срв - ?0) - ? cos a (*«-?»)' = _ ^ (cos Te _ cos ^ B8>
Решая уравнение B8) с учетом выражения A6), получаем
формулу для определения фазового угла срв момента встречи заготовки
с лотком:
S=2l
<?e = <?o + Vt2-l+Vt2 + 2Uos<?e + l. B9)
Определение максимальной величины отрыва s'max и фазового угла cps.
Расстояние между заготовкой и лотком s' во время микрополетз
определяется из уравнения
S' = 5;~s; (зо)
Подставляя в уравнение C0) значения s'3 и s^ из формул B3) и
B4) и решая с учетом выражения A6), получаем формулу для
определения величины отрыва заготовки от лотка во время микрополета:
(?-?o)V^^-{?^°J + 6cos<p + l]. C1)
Нетрудно доказать, что максимальное расстояние между
заготовкой и лотком Smax будет в момент равенства их нормальных
скоростей. Приравнивая значения v'g и v из формул B5) и B6) при
фазовом угле максимального отрыва cps, получаем:
v0 — — cos a (cps — ср0) = -j а) sin cps. C2)
Решая уравнение C2) с учетом выражения A6), получаем формулу
для определения фазового угла <ps:
?s = V^zrl + ?о - 6 sin cps. C3)
Максимальную величину отрыва заготовки от лотка получаем,
подставляя в уравнение C1) значение <ps:
smax = Pi[^-^№-i-(^^^
C4)
На графике фиг. 5 показана зависимость величины s'max от
параметра ? для нескольких частот колебаний, построенная по
формуле C4).
На графике фиг. 6 показаны зависимости фазовых углов ср0, срв,
<ps, подсчитанные по формулам A7), B9) и C3).
15

Как видно из графика, длительность полета заготовки,
определяемая разностью срв —'ср0, зависит от параметра ?.
При ? = 1 отрыва заготовки от лотка не происходит, а при ? =
=3,3 длительность полета равна 2тс, т. е. полет заготовки происходит
в течение всего цикла.
Критерий эффективности режима работы вибрационного
питателя. Как видно из анализа графика на фиг. 4, в зависимости от
выбранных параметров движения лотка (величины $, определяющей
фазовые углы отрыва и встречи заготовки с лотком, ср0 и фб и углов
р и а), средняя скорость движения заготовки v3 будет приближаться
к максимальной скорости лотка vA max, оставаясь всегда меньше ее.
Критерием эффективности режима работы вибрационного
питателя является коэффициент скорости /С*, показывающий, насколько
средняя скорость заготовки в данном режиме приближается к
максимальной скорости лотка:
Ко = -^— , C5)
ил max
отсюда средняя скорость движения заготовки
V3 = VA щах/С*. C6)
Максимальная скорость лотка при колебательном движениг по
гармоническому закону определяется:
д
^лтах=-^ <*> = TCV АЛ9 C7)
где v — частота колебаний в секунду.
Скорость движения заготовки с учетом формулы C7) можно вы^
разить:
v3 = tz v АлКс мм/сек. C8)
Таким образом, для оценки эффективности режима работы
вибрационного лотка и определения средней скорости движения заготовки
необходимо знать величину коэффициента скорости в различных
режимах и факторы, влияющие на нее.
Определение величины коэффициента скорости Кс планиметриро*
ванием. Средняя скорость заготовки в установившемся режиме
движения определяется как путь, пройденный заготовкой на всех эта*
пах цикла, отнесенный к длительности цикла:
v3 = ~, C9)
где s = 2 Si — путь, пройденный заготовкой на протяжении п эта-
поз цикла.
Средняя скорость для данного режима может быть определена
планиметрированием графика скорости или аналитическим путем.
Метод планиметрирования заключается в следующем, В
определенном масштабе на миллиметровой .бумаге строится график ско-
16

роста лотка vA (см. фиг. 4) и по уравнениям движения A2), A4) и
A9) для этапов разгона, торможения и полета на кальке
вычерчиваются кривые скорости.
По формулам A7) и B9) или графику (фиг. 6) определяются
фазовые углы отрыва ср0 и встречи срб заготовки с лотком; черед точки
зтих фаз, отмеченные на оси абсцисс, проводят вертикальные линии.
Перемещая вдоль этих линий кри-
6мм вые скоростей, добиваются такого
положения, когда при принятой
схеме движения кривые на стыках
совпадут и начальная точка
первого этапа (например, точка к на
J та/
0.6
ass
as
Of-
0.35
0.3
0,25
d2
ais
di
ao5
о
7—
и *25гц
/i
/
и
1
/
/
/
/
/
/
и -50гц
/
/
у-Ю
|
Огц,
| >
!
|
у\
/ 125 1,5 175 2 225 2JS 2,75 3 225*
Фиг. 5
2я
12
1,1
10
0.9
0.8
0.7
Q6
0.5
#
Q3
02
^ 1
_L——-
A ,s<~\
ч
"Г
%\^
я
! !
—i- '
1 ! 1 |
. 1 ....j
_ Jci
|
j
i
1 ! i
i
I !
i !
1 j
i 1 1
i
i
\
i
•
i
i
i

i
/ 12 1Л 16 [8 гО 2,2 2^ 23 28 40 22 i
Фиг. 6
графике фиг. 4) и конечная точка последнего этапа (точка п) будут
находиться на одной горизонтальной прямой. Это будет
свидетельствовать о том, что принятая схема движения правильна и режим
установившегося движения существует.
Зафиксировав положение кривых скорости на графике, можно
планиметрированием определить площадь, ограниченную кривыми
скоростей (на фиг. 4 кривой кеЦтп), ординатами, проходящими через
начальную и конечную точки цикла, и осью абсцисс. Эта площадь
в масштабе будет равна пути, пройденному заготовкой в одном цикле.
Затем по формуле C9) определяется средняя скорость заготовки v3f
а по формуле C5) — коэффициент скорости в данном режиме.
Аналитический метод определения Кс- Аналитический метод
определения коэффициента скорости более трудоемкий, но обеспечивает
большую точность и большую возможность анализа всех
существующих режимов и факторов, на них влияющих. Методика его состоит
в следующем: предполагаемую схему движения заготовки описывают
уравнениями движения для каждого этапа, подставляя конкретные
начальные условия так, чтобы получить установившийся режим.
Решением конкретных уравнений для данного режима определяют
2 Повидайло *'

соответствующие стыковые фазы режима и условия его
существования.
Выведем общие уравнения движения с начальными условиями
для характерных этапов установившегося режима.
Для этапа разгона начальная скорость ушч определится
из уравнения A2):
д
Vhuh = -у/ <*> sin унач + f- (/cos a — sin а) унт + С, D0)
откуда
д
С = 0«fl4 rf / (о sin ср„а„ — ?- (/ cos a — sin а) ср„ач. D1)
Подставляя значение уравнения D1) в уравнение A2), получаем
уравнение разгона с начальными условиями:
д
хр= vHati+ -у / «> (sin ср — sin унач) + f- (/cos a — sin а) (ср — ср„ач). D2)
Для этапа торможения, произведя аналогичные
преобразования из уравнения A4), получим
А
х т = vHa4 —у / со (sin ср — sin <p«fl4) — ^ (/cos a + sin а) (ср — сряач). D3)
Для этапа свободного полета
хп = vHa4 —^ sin а (ср —. ср„ач). D4)
Для упрощения расчетов углы подъема а и бросания [3 будем
задавать соответственно коэффициентами ка и к$:
к. = '-f; D5)
к& = ctg№—0 {щ
Определение стыковых фазовых углов в пятиэтапном режиме
движения заготовки. Фазовые углы отрыва сро и встречи срв заготовки с
лотком определяются по формулам A7) и B9).
Фазовые углы в последующем цикле движения заготовки будем
обозначать ср'р , ср'^ ср/, ^ и ср^. (см. фиг. 4). Они отличаются от соот-
ветствующих фазовых углов в предыдущем цикле на величину 2тс;
например ср^ = <ро + 2^ и т. п.
Фазовый угол конца совместного движения заготовки с лотком
у определим следующим образом. Подставив в уравнение B1)
значение F из выражения (8), получим:
А А
m-ju>2coscp^==— mg/cos a — m -~ /а>2 cos <p* — mgsina. D7)
18

Решая уравнение D7) с учетом уравнений A6), D5) и D6),
получаем:
1 + *а
V
arc cos
(*з+1)*
+ 2ти.
D8)
Для определения фазовых углов ср'^ и ср' на основании уравнений
D2), D3) и D4) составим уравнения с подстановкой конкретных
начальных условий для каждого стыкового фазового угла.
Подставляя в уравнение D2) начальные условия хр = v ' "— ско-
рость лотка в точке cpPt и vHa4 = v9< — скорость лотка в точке ср< ,
получаем:
А А / А
л ш sin ср' _Ju) sin cp' + -Jf/u) (sin cp' — sincp' 1 +
+ ~(/cosa-sina)(cp'ft-cP;e).
Аналогично на основании уравнения D3) получим:
—f о) sin ср^ = ye — JL f со (sin cp^ — sin срб) —
D9)
'-(/cosa + sina)(cp^ —срв);
А.
^cosincp^
Л
_2 / ш (sin cp^ — sin cp^) —
-?-(/ cosa+sina)(cp; —ср;).
На основании уравнения D4)
# sin а
ve = v0 ¦
'(Ув — <?о),
E0)
E1)
E2)
где v0 — скорость лотка в момент отрыва при ср0;
ve — скорость лотка в момент встречи при срв.
Решая четыре уравнения D9), E0), E1) и E2) с четырьмя
неизвестными v0, vet у' и ср' , получаем уравнение, из которого можно
определить ср' :
1 + к«
sin cp;
<?* = ¦
Рх 5(l + *(j)Tpi 1 + /ср
A + /ср) sin сх/ + sin срб + sin <f'0 + -r (<?в —
-tD+^K-^)
E3)
и уравнение, из которого при известном ср можно получить ф :
1— кп
sm ф„ —,
sin ср
E4)
гр2 5 (/ср — 1) rP2 olli rPi ? (/ср — 1) ?рГ
Уравнения E3) и E4) решаются графоаналитическим методом.
Определение коэффициента скорости К0 * пятиэтапном режиме.
2* 19

Для определения коэффициента скорости Кс запишем уравнения
скорости заготовки во всех пяти этапах цикла (см. фиг. 4), подставляя
в общие уравнения движения начальные условия.
Начиная с этапа свободного полета и идя слева направо,
получаем:
для этапа свободного полета
Vn= ^a)sincF;i + ^/a)(sincP;i-sincpe)+f-(/cosa +
+ sin a) (cp^ — срб) + ^-2. (cpe — cp); E5)
для этапа второго торможения
vTi = -^ <*> sin ср^ + AJ±f со (sin vpx — sin cp) +
+ J- (/ cos a + sin a) (cp^ - cp); E6)
для этапа разгона
vp = Ь с Sin cp;t - ^/o) (sin 9; - sin cp) -
— g- (/cos a - sin a) (^ - cp); E7)
для этапа совместного движения с лотком
д
vA = -— о) sin cp; E8)
для этапа первого торможения
^^yajsin^ + y/a) (sin cp* — sin cp) +
+ J- (/ cos a + sin a) (?; — cp). E9)
Путь, проходимый заготовкой во всех этапах цикла, выразится:
(р (О (О CD
s = j* Vnd cp + J 4/*<P + j V* ? + J M? + j, ^ d?. F0)
Из уравнения C5) с учетом выражений C7) и C9) получим
** = -?-. F1)
Обозначим разности фазовых углов, соответствующих началу и
концу каждого этапа движения заготовки, следующим образом:
9pi— Урш ~ %р — угол разгона;
% — Ур> ^ ^ — Угол движения с лотком без проскальзывания;
сро — &к = от г — угол торможения первый;
срб — ср =5^ — уГол полета;
<Ppi — <р« = ^г8 — Угол торможения второй.
20

Произведя интегрирование уравнения F0) и подставив в
уравнение F1) с учетом выражений A6), D5) и D6), получим формулу для
определения коэффициента скорости в пятиэтапном режиме:
** = L !C0S Ург ~ C°S ?* + Sln Ьг BТС — b* — bTj +
+ sin<p'K\+j- [2cosipx — coscf/^ — cos<j>; + coscpo —
— cos cpe + sin <j/ (8„ + 5Tj} — 8P) — sin срв8я + sin у'Ът j +
+ ^+'^(|-^+M.)+^}' F2.
Рассмотренный пятиэтапный режим является наиболее общим
режимом с максимальным числом этапов движения.
Схемы режимов с различным числом этапов движения. При одном
и том же значении параметра режима ?, меняя продольную
составляющую скорости лотка vA или изменяя величину угла бросания C,
задаваемую коэффициентом яр, можно получить шесть режимов
с различными этапами движения (фиг. 7).
Фиг. 7
Режим I, характеризующийся высокими скоростями
движения лотка ил (наиболее часто применяемый в практике), состоит
из трех этапов: этапа разгона Р, свободного
полета /7 и торможения 7Y Уменьшение vA (или /ср)
приводит к появлению четырехэтапного режима II, в котором
появляется этап торможения Тг.
21

При дальнейшем уменьшении ил (или kq) наступает пятиэтапный
режим ///, рассмотренный выше (фиг. 4). В этом режиме появляется
участок совместного движения заготовки с лотком Л.
Дальнейшее уменьшение vA (или кв) приводит к моменту, когда
ускорение лотка (продольное) будет меньше критического и исчезнет
этап Р, в котором заготовка движется с проскальзыванием, наступит
четырехэтапный режим IV. Уменьшив величины ьл (или кв) на еще
большую величину, получим режиму, при котором в момент встречи
заготовки с лотком ее скорость будет меньше скорости лотка,
поэтому вместо этапа торможения появится этап разгона Ръ.
Дальнейшее понижение vA приводит к появлению трехэтапного
режима VI, в котором исчезнет период 7\ а отрыв заготовки от
лотка будет происходить в момент равенства их скоростей.
Область существования каждого из режимов (фиг. 7)
определяется величинами граничных коэффициентов kq> которые можно
определить из уравнений, приведенных в табл. 1.
Таблица 1

Граничные
режимы
Соотношения, из которых определяются граничные к>
:?
/—//
1-/с„
«е,_// = 1 + —
гРг
sin <р0 — sin cppi
//-///
III—IV
1 + *«
Wn ш-— arc cos —- ", ч ¦ -+* z.71
i-«.
fo, — arc cos /V 1 \ с ' A*
IV—V
= <?e
V—VI
K?V-vi-K«
Примечания: 1. Коэффициент ка находится в пределах 0 < ка < ка .2. При ка == О
кр
возможны режимы /, //, III и IV.
Режим / существует при величинах щ, находящихся в пределах
оо>кз>/сР/_/7. Режим // существует при/Cfl/__//>/Cp>/cp//_/// и т. д.
Критический коэффициент угла подъема как . Как показывает
анализ режимов движения заготовки, при определенной величине
угла подъема лотка акр, задаваемой коэффииентом ка, наступает
двухэтапный режим безразличного равновесия, состоящий из
участков разгона и свободного полета. В этом режиме возможно в
зависимости от начальных условий равномерное движение как вниз,
22

так и вверх по лотку. При дальнейшем увеличении угла а
приращение скорости на этапе разгона будет меньше ее падения во время
полета и установившийся режим будет невозможен. Критический
коэффициент ка , при увеличении которого установившееся движение
невозможно, определяется по формуле
6 (sin^-sincp^ +B7;+<р0_?д)
К*КР = ъ. • <Ы>
Определение Кс для режимов с различным числом этапов движения
заготовки. Определение коэффициента скорости для различных
режимов, представленных на фиг. 7, можно производить по методике,
описанной выше, для пятиэтапного режима.
В табл. 2 приведены уравнения, из которых определяются
фазовые углы <?р,<?'р и ее/, необходимые для вычисления коэффициентов
скорости в различных режимах.
Таблица 2
Ре- 1
жимы
/
//
///
Формулы для определения <?р , <рр
1 ' / 'Ч
Sln Ч Рг + Г ?Pt = °'5 (81П ?* + 5Ш Чо) +
Я/2 q
<pn = arc cos -: ^т" — 7Г+2тг
rPi sin <7/2 2 *
P/2 q
^ = arcCOSiInl72+2"+27:
1 K
P~2i (к? - ка) lZ (S1" Y<> - SU1 *«) -
- Кр_Ла [nsiny0-sinfej-
• ' , 1 + K<* ' 1 r , • '
SIn *ft + g A + кр) fp, ^ 1 + «p 1 (* + N>) SIn ^ +
/1 1 -f- К 1
+ sin <pe - sin cp0 + |- fa - 9'0) + «(^ - 2я) I
-1п *л — ЦК ? _ l) Vp, - *»• fPl -
^ € (Kp — 1) ^«
Условия существования
режимов
00 > /Cp > /Cp_/y
*?/_// > *P > *?//_///
*Э//-//7 ^ *0 > Hiu-iv
23"

Продолжение табл. 2
Ре- 1
жимы
IV
V
VI
Формулы для определения <?р , ср.,
1+к, . 1
sl"v* +5A+ «„)**- l + «
+ sin <pe + sin ?0 + 5 (?в— <р„)
1-*, • 1
-sin?0-sincpe-|-Oe + cp0)
.. ..• !-««.' 1 Г
jU1^ (^=ПбГй~1-жэ1
1 , *, '"
-[(l + K3)sin<pK +
+ -^W-2*)]
^sincPo —sinc?6 —
Условия существования
режимоЕ
K$m-iv > к? > Ktiv-v
K?iv-v >H> KH'-vi
K?v-vi > к? > °
Примечание: ср
+ **
A+*Э)е
+ 2тс.
В табл. 3 приведены формулы для определения коэффициентов
скорости /(* во всех режимах, представленных на фиг. 7.
Формулы для определения коэффициентов скорости в различных
режимах можно получить из формулы F2) для пятиэтапного режима,
которая является обобщенной для всех режимов.
Подставляя граничные условия режима // (см. фиг. 7) ук = срРа,
8Л = 0 в формулу F2), получим формулу для определения
коэффициента скорости в четырехэтапном режиме // (табл. 3).
Аналогично получается формула для определения коэффициента
скорости в трехэтапном режиме / (см. фиг. 7) при подстановке
условия этого режима cpPs = ук= ср0; Ьл = 0 и oTt = 0 в формулу [62].
На графике фиг. 8 показана зависимость коэффициента скорости Цс
от параметров режима — величины ? и коэффициента к$ при а= 0.
Как видно из графика (построенного по формулам, приведенным
в табл. 3), коэффициент скорости возрастает с увеличением параметра ?.
График дает возможность определить коэффициенты скорости для
заготовок с различными коэффициентами трения.
На фиг. 9 показан график зависимости Кс от угла подъема а,
задаваемого коэффициентом ка, и коэффициента кр для режима с
параметром к = 1,6. Он дает возможность определить Кс для
заготовок с различными коэффициентами трения при различных углах
подъема лотка.
24

Таблица 3
% Я Формулы для определения коэффициента скорости Кс
а я
Кс = sin f'pi + Jk J— [2 cos <p'pi - cos ?; - cos Ь +sltvt'Pi (8„ + 5, ^ - bp ) - sin Ь Ь„] + —^ x
5p . >+ «./"?, . . . V K« S"
2" + 177"\~ + 5гЛ I + ~ut т
//
^ = 2T \sin *л ( 2л ~ Ъ r.) + sin ?p2 йг. + ^" [2 cos V - 2 cos ?p2 + cos T; - cos <?a + sin ?'р1E,г + 8 ^ - »p)
a P . ' a J т a Tj * 1 г п
¦^фЛ + ^тл§Ч^ + п^^+Л-1^- 2 +^Л +^olF
///
Kc = 2H |C0S *p. ~~ C0S ** + Sin V B7C ~~ Ь* ~~ Ь tJ + sin ?*5 r, + — [2 cos (p^ -
¦ cos ypt - cos cp^+ cos ^ - cos <pe + sin (p^ (^ + 5 T2 _ 5р) _ sin cpe5n + sin ^ ft J +
8

ш
*2
PU S
Продолжение табл. 3.
Формулы для определения коэффициента скорееiи Кс
IV
V
VI
Кс = -^ Jcos ypt - cos ук + sin ?'pi B x Ьл - 5 Tj) + sin <ря В Ti +
+ — cos <p'pi - cos <p'K + cos <j/ - cos cptf + sin ypi (Ьп + ЪТг)- sin увЪп + sin <рЛ'йтг
1 Г * Г
Кс = gi [cos *,, - cos ?Л + sin ?к (ъп + &Tf) + sin ^ 5р + — j^cos yft + cos То - со
_J г in m ?\ 1 fin m I?» 1 ° ) cfn rn Ь 1 . P
*«= 2^ [cos*л ~~ cos *«+ sin т«5" + sin V" + 7Г (cos f'Pl -cosЪ+ sin
1-к. »р /с, В„21
+ 6«* 2 кр? 2 J
+
s <fe — cos ?л +
Wp) +

Для построения графика (фиг. 9) выбран режим с параметром ?=
= 1,6, так как такой режим (как будет показано ниже) является
iff*
1 / j/""
Ь
Г /
,\
\ ^
\
J
1 l-ZB
1
i-22
1
,ыв
' | "-
1 |
Ц6 j
1
' t-iA i
• *•/.? "i
- .;
, I
2,5 5 7.5 10 /2,5 15 17.5 20 22.5 25 275 30 32.5 к 0
Фиг. 8
оптимальным для наиболее часто встречающихся в практике
стальных лотков, работающих на частоте v = 50 гц при
транспортировании стальных заготовок.
«с
Q9
0,8
0,7
0.6
0,5
0А
0,3
42
0,1
О
fr
if
t
1
\
Л
i
Л
vS^
Ч
ч
¦^
k*-i
6U
П6
1 ;
i
ка
-0 j
Со,ов\
1
ка-02 1
к^О.З I
'
ка*0А
—i~-—'
ка
ЩЩ
2J5 5 7,5 Ю 12.5 15 20 22,5 25 27,5 30 32? 35 к.
Фиг. 9
Построенные графики основаны на уравнениях, не учитывающих
явлений удара заготовки о лоток. Учет явлений удара,
характеризуемых величиной коэффициента восстановления, сделал бы
формулы еще более громоздкими и мало пригодными для практических
27

расчетов, так как величина коэффициента восстановления, зависящая
от материалов и форм лотков и заготовок, может колебаться в
широких пределах и практически неизвестна.
Как показали эксперименты, явления удара оказывают
заметное влияние на процесс движения заготовок только в режимах с
большими значениями параметра ?. Эти явления нарушают процесс
установившегося движения и приводят к хаотическому
скачкообразному движению заготовки по лотку, поэтому такие режимы для
вибрационных питателей, транспортирующих ориентированные
заготовки, не приемлемы.
В режимах, при которых установившееся движение в результате
ударов не нарушается, коэффициенты скорости, определенные
экспериментально, довольно точно совпадают с теоретическими.
Определение скорости соударения заготовки с лотком.
Возникновение процесса хаотического неорганизованного движения
заготовок в результате явлений упругого удара зависит от скорости
соударения заготовки с лотком в момент их встречи после микрополета
при фазовом угле ф6.
Скорость соударения заготовки с лотком в режимах с одинаковыми
значениями параметра ? зависит от частоты колебаний лотка и может
быть определена, как
|М = ^-^ F4>
где vyd — абсолютная величина скорости соударения;
v3 — нормальная составляющая скорости заготовки в момент
ее встречи с лотком при срб;
v'e — нормальная составляющая скорости лотка при срв.
v'3 = v0 — |- (<pe — ср0) cos a, F5)
где v'o— нормальная составляющая скорости лотка в момент отрыва
от него заготовки.
Таким образом, можем получить формулы для определения
составляющих скоростей соударения v3 и v'g:
v3 = ~- sin ср0 — ё- (срб — ср0) cos a; F6)
А со
v'e = -f- sin срб. F7)
Объединяя формулы F4), F6), F7) и A6), после преобразований
получим формулу для определения скорости соударения заготовки
с лотком при различных режимах:
| Vyd | = |- cos a [ ? (sin cp0 — sin срб) — (срб — ср0) ]. F8)
На фиг. 10 показана зависимость скорости соударения от
режимов работы для нескольких частот колебаний лотка. При известных
предельных скоростях соударения график на фиг. 10 позволяет
28

выбрать эффективные режимы работы вибропитателей для каждой
частоты.
Чувствительность режимов к изменению величины коэффициента
трения. Для определения оптимальных режимов работы вибрационных
питателей необходимо знать чувствительность различных
режимов, характеризуемых пара-^ к .___
метром ?, к изменению вели- с\ I I I I
чины коэффициента трения.
Фиг. 10 Фиг. 11
На фиг. 11 построен график зависимости коэффициента скорости
Кс от максимальной скорости лотка при двух значениях / = 0,4 и
0,6 (график построен для а = 3° при частоте 100 гц). Изменение
коэффициента трения от 0,4 до 0,6 при прочих равных условиях в
режиме с Е = 1,2 изменяет коэффициент скорости Кс в среднем на
22%, а в режиме с g = 2,2 — всего на 1,5—2%.
Таким образом, режимы с большими значениями параметра ?,
помимо обеспечения высоких коэффициентов скорости, менее
чувствительны к изменению величины коэффициента трения.
4. Экспериментальное исследование процесса движения
по вибрационному лотку
Для проверки вышеизложенных теоретических выводов и учета
влияния факторов, не нашедших отражения в теории, были
произведены экспериментальные исследования.
Исследования проводились как на прямолинейном вибрационном
лотке, так и на бункерном вибропитателе со спиральным лотком.
29

Экспериментальная установка. Исследование процесса
движения по прямолинейному лотку производилось на установке,
показанной на фиг. 12.
На массивной поворотной плите 1 устанавливается прямолинейный
вибрационный питатель, состоящий из основания 2,
электромагнитного вибратора 3 и лотка 4 на двух плоских пружинных подвесках 5.
К лотку 4 крепятся накладки из различных материалов и имеющие
разный профиль рабочей дорожки.
Фиг. 12
Изменение угла подъема лотка а осуществляется путем поворота
плиты / вокруг оси 6 при помощи винтового домкрата 7. Отсчет угла
наклона плиты к горизонту производится по шкале S. Изменение угла
бросания C осуществляется путем замены башмаков, крепящих
подвески 5, башмаками с разными углами наклона. Амплитуда
колебаний замерялась виброметром 9.
Исследование производилось на трех частотах колебаний лотка
100, 50 и 25 гц. Частота 100 гц получается пропусканием через
катушку вибратора переменного тока от сети; частота 50 гц получается
при питании вибратора от сети переменного тока через селеновый
выпрямитель; частота 25 гц получается при питании вибратора от
звукового генератора переменной частоты ЗГ-12.
Для получения околорезонансной настройки ставятся пружины
определенной толщины, соответствующие каждой частоте.
Изменение амплитуды колебаний лотка осуществлялось путем
изменения подаваемого напряжения при помощи автотрансформатора
типа «Латр».
Для исследования закономерности колебаний систем
вибропитателей и определения режимов их работы возникает необходимость
в приборе, который давал бы возможность весьма точно замерять
30

амплитуду колебаний лотка и наблюдать характер этих колебаний.
Для этой цели был спроектирован и изготовлен специальный
виброметр.
Индуктивный виброметр с механической системой измерения
амплитуды вибрации*. Принципиальная электрическая схема
виброметра приведена на фиг. 13. Измерительная головка 2 виброметра
имеет три катушки:
Ll9 L2 и L3, оси
которых расположены по i
одной прямой. Две
катушки Lx и Ь3 жестко
связаны с основанием
головки, а третья L2 —
прикрепляется к
исследуемому вибрирую- фиг. 13
щему лотку. Катушки
ЬгяЬз соединены последовательно и включены в выходную цепь
высокочастотного генератора / так, что магнитные потоки катушек
Ьги Ls будут наводить в катушке Ь2 противоположно
направленные э. д. с, в результате чего суммарная э. д. с. будет равна
алгебраической сумме э. д. с. Е1У наводимой катушкой Lly и. э д. с.
Е3> наводимой катушкой L3, т. е.
Е2 = Ег + ?"з-
Очевидно, что Ех и Е3 зависят от взаимной индукции между
катушками Lx и L2, L3 и L2.
При равном числе витков в катушках Lr и L3 и при расположении
катушки Ь2 точно посередине между Lx и L2 суммарная э. д. с. в
катушке L2 будет равна нулю.
Отклонение катушки от среднего положения будет приводить к
преобладанию поля какой-то одной из катушек, и в катушке L2
будет индуктироваться э. д. с, отличная от нуля, т. е. Е2ф0.
Поскольку катушка Ь2 связана с колеблющимся лотком,
перемещение катушки в процессе вибрации будет вызывать
изменяющуюся результирующую э. д.с, при этом, очевидно, амплитуда наводимой
э. д. с. будет зависеть от амплитуды колебаний х катушки L2, т. е.
Еш=№.
Таким образом, головка является своеобразным механическим
модулятором, а наводимая в катушке L2 э. д. с. будет представлять
собой напряжение, частота которого является несущей,
модулированное колебаниями катушки Z,2. Закон модуляции (или модулирующая
кривая) будет зависеть от закона вибрации, т. е. огибающая
наводимой э. д. с. будет отображать характер колебания катушки и,
следовательно, вибрирующего тела. Катушка L2 подключена к входу
* Повидайло В. А. и Силин Ps #., Авторское свидетельство № 131905.
©

усилителя вертикального отклонения луча электронного осцилло*
графа 3. На экране осциллографа 3 можно наблюдать закон
колебаний вибрирующего тела — огибающая кривая А (фиг. 14, а)\ вторая
огибающая — Б представляет собой зеркальное отображение кривой
А (или, наоборот, в зависимости от того, в каком направлении дви?
жение считать положительным).
Наблюдая на экране осциллографа наводимую э. д. с. и смещая
корпус головки с катушками Lr и L3 вдоль оси, можно найти такое
положение катушек, при котором катушка L2 будет смещаться от
своего среднего положения (при Е2 = 0) лишь в одну сторону.
Замерив это положение, перемещают корпус в обратном
направлении до тех пор, пока катушка L2 не будет смещаться от среднего
шоложения в другую сторону.
Фиг. 14
Измерив расстояние между этими двумя положениями корпуса,
получим размах колебаний катушки L2.
Для нахождения крайних положений корпуса головки его
перемещают до тех пор, пока экстремальные точки огибающих кривых
•на экране осциллографа не совпадут (фиг. 14, б). Так как кривая
колебательного движения имеет два экстремальных значения, то,
следовательно, и корпус будет иметь два положения, при которых
совпадают одноименные экстремальные точки обеих огибающих
(основной и зеркальной, фиг. 14 б и в).
Расстояние между этими двумя положениями является размахом
колебательного движения катушки Li.
Устройство измерительной головки показано на фиг. 15.
Катушка датчика 7, прикрепляемая к вибрирующему лотку,
располагается между катушками головки 6 и 8 так, чтобы оси всех катушек
совпали. Соосность катушек с требуемой точностью достигается
довольно легко, для этого все катушки имеют одинаковые внутренние
отверстия, через которые при установке пропускается стержень.
Катушки заключены в двойной экран: внутренний 5, изготовленный
из стали, и наружный 4, которым является корпус головки, — из
алюминия. Катушки головки прикреплены к корпусу с помощью
гаек 3 и 9. Корпус головки имеет сбоку окно для введения датчика 7
и перемещается по продольным направляющим при помощи
микрометрического винта 10. Это продольное перемещение (расстояние
32

между двумя экстремальными положениями) измеряется с помощью
индикатора часового типа /, укрепленного на неподвижном
кронштейне 2, наконечник которого упирается в стенку корпуса головки.
4 5 6 7 5
\ \ / / \
ю
ЕЕЗ^т
TZZZZJ
Фиг. 15
На фиг. 16 показан общий вид виброметра. Корпус головки 2
(показан в отведенном положении) установлен на кронштейне 3
|С
:%-;:.-:;
Фиг. 15
и для облегчения установки соосности катушек может перемещаться
в поперечном направлении при помощи винта /.
Кронштейн 3 может перемещаться по вертикали вдоль колонны 4.
Фиксация кронштейна 3 осуществляется зажимом. Датчик 5
прикреплен к чаше вибропитателя 6 и в показанном на фиг. 16 положе-
3 Повидайло
33

нии служит для измерения горизонтальной составляющей амплитуды
колебаний.
Рассмотренная конструкция виброметра обладает большой
чувствительностью и стабильностью в работе и позволяет измерять
амплитуду колебаний с точностью до 0,005 мм, кроме того, с помощью
осциллографа и звукового генератора виброметр дает возможность
270 360 450 ?л„
oi-2,2 *i-!? .?-/.4 .^1.2
Фаг. 17
замерить частоту колебаний системы. Используя
магнитоэлектрический осциллограф, можно записать характер колебания,
определить затухание в системе, собственную частоту колебаний, а также
построить резонансную кривую системы.
Экспериментальная проверка расчетных соотношений
коэффициента скорости проводилась на прямолинейном вибролотке и
спиральном лотке бункерного питателя.
На фиг. 17 показаны результаты определения коэффициента Кс
при транспортировке мелких часовых деталей — латунных
шестеренок, имеющих диаметр 4,5 — 6 мм при толщине 0,2 и 0,3 мм.
Коэффициент трения этих деталей по алюминиевому лотку / = 0,6.
Сплошными линиями на графике показаны расчетные кривые
зависимости Кс от максимальной скорости лотка алгаах.
График, представленный на фиг. 17, является частным случаем
графика, показанного на фиг. 8, в котором величина к3 заменена на
Ултах при v= 100 щ, / = 0,6 и различных параметрах ?:
кг-
F9)
Как видно из графика, экспериментальные значения Кс хорошо
совпадают с теоретическими до режима работы лотка с параметром
34

10
08
0,7
OB
0,5
0?
0,3
Q2
0,1
0
1
L*5
i л
1 1 1 ¦¦¦
Ы-<!
j
. 1
I
ЬгФ""
Kri") -КГ i^
ALAJ_j
V ! \.J
И! К
П\ r |П
4^
гт~
I "
L, 1
"k
V-
- >
K
( 1
1 " 1
1 !
M
\M
\
Ш
\\
Ю 12 /4
Фиг. 18
18 20 22 ?4 a-
?=1,6, что подтверждает правильность схемы установившегося
движения.
В режимах, имеющих Е выше 1,6, начинается отклонение
реальных Кс от расчетных в сторону уменьшения, которое объясняется
влиянием явлений упругого удара. Для данных нежестких часовых
деталей режим с параметром 5 = 2,2 является предельным.
Предельным будем называть режим, характеризуемый
такой величиной параметра Е, незначительное увеличение которой
приводит в результате явлений
удара к нарушению
установившегося движения заготовки.
Таким образом, заметное
отклонение действительных
величин Кс от расчетных
наблюдается в режимах, близких к
предельным.
Так как вибропитатели для
штучных заготовок работать в
режимах выше предельных не
могут, а отклонение
действительных величин Кс от
расчетных появляется лишь в
режимах, близких к предельным, то расчет Кс> не учитывающий явлений
удара, вполне приемлем для вибропитателей. При этом погрешность
в расчете Кс даже в предельных режимах не превышает 20%, причем
ее можно уменьшить, вводя для этих режимов соответствующий
поправочный коэффициент.
На фиг. 18 представлен график зависимости коэффициента
скорости от угла подъема лотка, полученный экспериментальным путем
в режиме с параметром ? = 2, при v = 100 гц, где / — кривая для
армированной резиной заготовки по V-образному стальному
лотку; 2 — кривая для той же заготовки по плоскому алюминиевому
лотку; 3 — кривая для призматической стальной заготовки по
плоскому алюминиевому лотку; 4 — кривая для цилиндрической стальной
заготовки по плоскому лотку.
Как видно из графика, с увеличением угла подъема лотка
чувствительность режима к изменению величины коэффициента трения
возрастает, что подтверждается теоретическим анализом расчетных,
формул. При углах подъема лотка до 1,5° для устойчивых
заготовок коэффициент скорости незначительно зависит от угла подъема
лотка. Для большинства заготовок, коэффициент сухого трения о
поверхность лотка которых выше 0,2, при углах подъема до 1,5° и
работе в эффективных режимах с 1 = 2 изменением коэффициента
скорости можно пренебречь.
При углах подъема лотка выше 1,5° в расчетах необходимо
учитывать влияние угла а и коэффициента трения на величину Кс-
Движение заготовки вверх при больших углах подъема
осуществляется путем увеличения коэффициента трения между заготовкой
3* 35

и лотком. Хорошие результаты в этих случаях дает покрытие рабочей
поверхности лотков резиной; при этом можно достичь, устойчивого
движения вверх под углом до 20°.
Экспериментальная проверка чувствительности режимов к
изменению величины коэффициента трения. Для проверки
чувствительности режимов к изменению величины коэффициента трения были
использованы образцы из стали, бронзы, алюминия, свинца,
эбонита и резины. За критерий чувствительности режима к изменению
коэффициента трения была принята величина
Kf = Kcm*f~Kem-2%, G0)
^с min
где Кс max— максимальный коэффициент скорости при данном
режиме, полученный из серии опытов для образцов из
различных материалов;
Кс min — минимальный коэффициент трения в той же серии
экспериментов.
В табл. 4 приведены результаты серий экспериментов для двух
режимов с ? = 1,2 и ? = 2. Как
видно из табл. 4, режим,
характеризуемый параметром ? = 1,2,
значительно чувствительнее к
изменению коэффициента трения, чем
режим с параметром i = 2, что
соответствует теоретическим
выводам (см. фиг. 11).
Особенно большое влияние на стабильность движения заготовок
оказывает режим работы питателя при загрузке весьма мелких
заготовок типа часовых деталей толщиной порядка 0,2—0,8 мм.
Коэффициент трения мелких заготовок, взятых из одной партии
в производственных условиях, может изменяться в широких
пределах. Для экспериментальной проверки влияния режима на
стабильность движения мелких заготовок было взято подряд из партии
250 шт. стальных часовых шестеренок диаметром 11 м и толщиной
0,6 мм. Шестеренки были шлифованные и после нарезки зубьев на
одной стороне имели заусенцы. Исследование проводилось на
прямолинейном лотке установки, описанной выше, при частоте
колебаний лотка v = 100 гц.
При этом угол подъема лотка а =2°; угол бросания C = 14°.
Результаты эксперимента приведены на графике (фиг. 19), где по оси
ординат отложена частость W, а по оси абсцисс — величина
К г — Кгн
где Кен— коэффициент скорости, имеющий наибольшую
повторяемость.
Как видно из графика (фиг. 19), работа в режимах с более высо:
36
1,2
2
кг
v = 100 гц
104
14
Таблица 4
%
v = 50 гц
130
20

кими параметрами ? и для мелких деталей обеспечивает
значительно большую стабильность движения. Значительные колебания
коэффициента скорости по абсолютной величине в этом эксперименте
объясняются не только влиянием изменения величины коэффициента
трения, но также и влиянием сил сцепления с лотком на движение
заготовок с весьма гдадкой поверхностью, в результате чего характер
их движения будет
соответствовать режимам с
меньшими величинами ?,
чем замеренные.
С другой стороны, на
движение некоторых
деталей с заусенцами в
режиме с I = 2,2
значительное влияние оказывают
явления упругого удара.
Для определения
оптимальных режимов
работы вибропитателя,
оценки влияния упругости
ударов заготовок о лоток в
конце их микрополетов и учета других факторов, не отраженных в
теории (явлений прилипания заготовки к лотку), необходимо
точное экспериментальное
исследование этих
явлений.
Экспериментальный
способ исследования про-
цесса движения
заготовок по вибрационному
лотку*. Этот способ
основан на
использовании индуктивного
датчика, встраиваемого
в исследуемый образец.
Конструкция датчика показана на фиг. 20.
На сердечник / (выполненный из армко железа) надета катушка
2, намотанная тонким проводом @,07 мм). Датчик вставляется в
образец 3, движение которого исследуется, и прижимается планкой 5 при
помощи двух винтов 4.. Опорная поверхность образца 3 на 0,1—0,2 мм
выступает над поверхностью датчика таким образом, что между
датчиком и поверхностью лотка, на котором лежит образец 3, имеется
воздушный зазор.
Фиг. 20
* Повидайло В. Л., Силин Р. #., Способ определения оптимальных
режимов работы вибропитателей, Авторское свидетельство № 132046.
37

Как было показано выше, в процессе движения по вибрирующему
лотку заготовка отрывается от лотка и часть пути пролетает в
воздухе.
При отрыве заготовки от лотка происходит изменение
воздушного зазора между датчиком, встроенным в заготовку, и
поверхностью лотка. Вследствие изменения зазора изменяется магнитное
сопротивление цепи, а следовательно, и индуктивность катушки 2,
надетой на сердечник и включенной в цепь переменного тока.
Звуковой
^генератор
L Щ
\ i <ыш
н" 3111
и я» =
П^ *
'С, 20
- и2 Алои
<
Магнито -

электрический осиил-
лограф
Фиг. 21
Датчик индуктивности характеризуется не только индуктивным,
но и активным сопротивлением. Полное сопротивление катушки
со стальным сердечником определяется активным сопротивлением
обмотки (медной) и потерями в стали на перемагничивание и вихревые
токи.
Величина этих потерь зависит от величины магнитного потока
и, следовательно, от величины тока и воздушного зазора датчика.
Очевидно, что вибрационный лоток может быть изготовлен из
ферромагнитного материала, являющегося хорошим проводником
магнитного поля, или из материала, являющегося хорошим проводником
электрического тока. В первом случае преимущественно меняется
индуктивное сопротивление, во втором — активное.
Следовательно, датчик может работать на стальном лотке, а также
алюминиевом или медном. Стальной лоток можно армировать
пластмассой, резиной и другими материалами и исследовать процесс
движения по этим- материалам.
Схема включения датчика приведена на фиг. 21.
Напряжение от звукового генератора с частотой 35—45 кгц
(такая частота выбрана для устранения влияния магнитного
притяжения на характер движения заготовки) подается на вход
измерительного моста, в одно из плеч которого включен индуктивный датчик.
Концевые выводы измерительной катушки LU3M сделаны из тонких
проводов для того, чтобы они не мешали движению катушки.
Балансная катушка Ьбал конструктивно выполнена так же, как и
измерительная. Воздушный зазор у балансной катушки во время
балансировки устанавливается с помощью микрометрического винта.
Потенциометр i?2 предназначен для балансировки моста по активной
составляющей, а конденсатор С2—по реактивной составляющей.
38

На выходе измерительного моста получается напряжение с
частотой, равной частоте напряжения, подаваемого на вход моста, про-
модулированное по амплитуде кривой движения заготовки.
Напряжение, снимаемое с измерительного моста, подается на вход
усилителя, а оттуда через детектор на
магнитоэлектрический вибратор
осциллографа.
Поскольку вибратор (шлейф) не
успевает следить за частотой 35—
АЪкгц (для записи этого процесса
устанавливается вибратор с частотой
собственных колебаний 1200 или 2000
колебаний в секунду), он является
как бы механическим интегратором,
в результате чего получаем
огибающую, представляющую собой кривую
движения заготовки. Одновременно с
записью кривой движения заготовки
по другому каналу осциллографа
записывается кривая движения лотка
(от индуктивного вибратора, фиг. 16).
Имея кривую движения лотка в
•определенном режиме и кривую
движения детали, по осциллограммам
можно определить фазу отрыва
заготовки от лотка, фазу встречи
заготовки с лотком, длительность
свободного полета, влияние упругих свойств
заготовки (вторичные отскоки после
удара) на ее движение в различных
режимах.
Для определения по осциллограммам абсолютной величины
отрыва заготовки от лотка датчик калибруется при помощи
приспособления, показанного на фиг. 22.
Исследуемый образец / с датчиком закрепляется при помощи
винтов 2 в текстолитовой оправке 3. Оправка 3 крепится на шарнире
стержня 5 при помощи гайки 4. Такое шарнирное соединение
позволяет установить плоскость датчика параллельно плоскости лотка.
Стержень 5 перемещается в корпусе 6 калибровочного устройства.
На верхний конец стержня 5 опирается измерительный наконечник
индикатора 7. Таким образом, величину вертикального
перемещения образца / указывает стрелка индикатора.
Корпус калибровочного устройства 6 прикреплен к плите 8,
закрепленной в штативе. Подъем катушки осущестг л яется рычагом 10
при помощи микрометрического винта 9. Килибровка датчика
осуществляется следующим образом: при помощи винта 9 образец /
с датчиком, включенным в электрическую схему, поднимается на
39
Фиг. 22

различные расстояния над лотком и на пленке осциллографа
делаются соответствующие отметки, по которым при расшифровке
осциллограммы определяется масштаб величины отрыва заготовки от лотка.
На фиг. 23 показаны осциллограммы, дающие полную картину
вертикальных перемещений заготовки относительно стального
лотка при его вибрации.
?=/,5 &,6
1 1
/А/А4- wAX/ъ
Фиг. 23
На осциллограмме (фиг. 23, а) показаны кривые движения
стальной заготовки и лотка в режиме с параметром I- = 1,5.
Кривая / — синусоида колебаний лотка, кривая // —
вертикальные перемещения заготовки относительно лотка. Горизонтальные
прямолинейные участки кривой // соответствуют движению
заготовки совместно с лотком, выпуклые участки соответствуют ее
микрополетам над поверхностью лотка.
Приняв за начало отсчета одну из вершин синусоиды /, по
осциллограмме можно определить фазу отрыва заготовки от лотка ср0, фазу
встречи заготовки с лотком ср«> максимальную величину отрыва
заготовки от лотка smax и соответствующую ей фазу cps.
Величина smax определяется в масштабе как расстояние между
горизонтальным участком совместного движения и вершиной
выпуклого участка кривой //. При увеличении параметра Е на кривой
движения заготовки (фиг. 23, б) в результате упругого удара может
появиться участок вторичного отскока детали от лотка (второй
выпуклый участок с меньшей вершиной).
Предельные режимы работы питателя. Режим с I = 1,6 для
данной заготовки и лотка является предельным, так как дальнейшее
40

увеличение параметра ? приводит к хаотическому движению
заготовки с резким возрастанием величины отрыва ее от лотка.
Режим хаотического движения заготовки, наступивший при ? =
= 1,65, показан на фиг. 23, в. Так как величины отрывов в этом
случае сильно возросли, то для размещения кривой движения заготовки
на пленке усилие датчика, а следовательно, и масштаб записи
кривой //на фиг. 23,в уменьшены по сравнению с предыдущими в 15 раз.
v^/ООгц Z=2,2 ч=25гц ?=f,3
Фиг. 24
Как показали эксперименты, хаотическое движение у
определенной заготовки наступает всегда при одной и той же скорости
соударения ее с лотком после микрополета, которая при работе на разных
частотах будет соответствовать режимам с различными параметрами?.
Под предельно допустимой скоростью
соударения для данной заготовки и лотка \vud\nped будем
понимать такую скорость соударения, превышение которой приводит
к нарушению установившегося периодического движения заготовки.
Таким образом, предельным режимом для данной заготовки будет
режим, в котором скорость соударения ее с лотком равна предельно
допустимой.
Н фиг. 24" показаны осциллограммы предельных режимов для
двух частот 100 и 25 гц.
При работе на частоте 100 гц (фиг. 24,а) предельный режим
наступает при параметре I = 2,2, а на частоте 25 гц (фиг. 24, б) при ? =
= 1,3. Заготовка и лоток при снятии этих осциллограмм те же,
что и для осциллограмм, снятых на частоте 50 гц (фиг. 23), где
предельный режим наступил при ? = 1,6.
Если по графику (фиг. 10) определить скорость соударения для
трех приведенных режимов, то можно обнаружить, что всем им
соответствует \Vyd\nped~7Q мм/сек. Таким образом, зная предельную
скорость соударения для данной заготовки, определенную при какой-то-
одной частоте колебаний лотка по графику (см. фиг. 10) или по
формуле F8), можно определить предельный режим при любой другой
частоте колебаний вибрационного питателя.
Величина предельной скорости соударения зависит от материалов
лотка и заготовки, размеров и чистоты поверхности, устойчивости
заготовки на поверхности лотка, наличия и размеров заусенцев.
41

Ниже приведены предельные скорости соударения, полученные
экспериментальным путем при движении по лотку плоских
заготовок небольшого размера из различных материалов.
Материал заготовки и лотка [ Vy$\ npefi
в мм/сек
Твердая сталь по стали 70—90
Алюминий по стали 100—120
Бронза по стали 60—70
Сталь по резине 140
Эбонит, винипласт, гетинакс по стали 120
Для весьма мелких заготовок типа часовых деталей при наличии
заусенцев и заготовок, имеющих форму тонких упругих колец,
предельные скорости соударения, приведенные выше, необходимо
снижать в 1,5—2 раза.
Явления «прилипания» заготовки к лотку. В процессе движения
заготовки при определенных условиях (весьма чистая поверхность
лотка при движении заготовки с чистой поверхностью) может
возникнуть явление «прилипания» заготовки к лотку во время их совместного
движения. В результате этого явления отрыв заготовки от лотка
происходит с запаздыванием по сравнению с расчетным или вообще
отрыва не происходит. Картина движения заготовки в этих случаях,
рассмотренная на осциллограмме, соответствует режимам со
значительно меньшим параметром ?, чем фактические, в которых работает
лоток.
На фиг. 25, а показана осциллограмма движения алюминиевой
плоской заготовки по стальному весьма чистому (притертому) лотку
в режиме с ? = 1,6 при v = 50 гц.
В результате явлений «прилипания» отрыв заготовки от лотка
весьма мал и соответствует расчетному режиму с % = 1,1.
На фиг. 25, б показана осциллограмма для того же случая, только
поверхность лотка посыпана порошком из мелкораздробленного
текстолита, в результате чего явление прилипания исчезает и картина
движения соответствует расчетной при ?==1,6.
На фиг. 23, в показано влияние явления прилипания при
движении плоской заготовки из винипласта по стальному чистому лотку.
Частота колебаний лотка в эксперименте составляла 100 гц. Лоток
работал в режиме с параметром ? = 2,5. Как видно из
осциллограммы, картина движения заготовки в результате явления прилипания
по фазам cpe, cps , smax соответствует расчетному режиму с $ = 1,7.
На фиг. 25, г показана осциллограмма для тех же условий, что
и на фиг. 25, в, только заготовка во время записи проходила над
отверстием диаметром 3 мм, выполненным в лотке. Пульсация воздуха
в отверстии в результате колебаний лотка привела к исчезновению
прилипания, и картина движения заготовки стала точно
соответствовать расчетной при ? = 2,5.
42

Явления прилипания заготовки к лотку при
вибротранспортировке вызываются несколькими причинами.
Прилипание гладких как металлических, так и неметаллических
заготовок при определенных условиях объясняется тем, что на них
очень часто имеется тончайшая пленка смазки и прилипание является
следствием поверхностного натяжения этой пленки.
&2,5 ?-2,5
V^/\\ )L*/\ )LS\ \*У\ )l*/
г
Фиг. 25.
При движении заготовки по плоскости притертого лотка между
их поверхностями могут возникать участки весьма плотного
прилегания без воздушной прослойки. При наличии таких участков к весу
заготовки добавляется сила одностороннего давления воздуха,
пропорциональная площади плотного прилегания, прижимающая
заготовку к лотку.
Определенное влияние на величину отрыва заготовки от лотка
может оказать явление аэродинамического эффекта, заключающееся
в том, что при значительных скоростях разъединения между
поверхностями заготовки и лотка образуется разрежение, в результате
которого происходит частичное присасывание заготовки и величина ее
отрыва от лотка уменьшается.
При движении металлических заготовок по металлическому
лотку в определенных условиях причиной прилипания может явиться
адгезия металлов.
Точный учет влияния явлений прилипания на движение заготовки
представляется весьма сложной задачей ввиду многообразия факторов,
от которых зависят эти явления.
Так как явления прилипания так же, как и явления удара, вносят
существенные изменения в режим движения заготовки, рассчитанный
43

без их учета, лишь в отдельных частных случаях, то, зная
условия их возникновения в каждом случае, в расчеты можно внести
соответствующие коррективы.
Явления прилипания в практических условиях будут возникать
при транспортировке на лотке жестких устойчивых заготовок с
высокой чистотой обработки. В большинстве случаев такие явления
могут наблюдаться на прямолинейных вибролотках, где заготовки
касаются лотка на относительно большой поверхности.
При относительно
небольших поверхностях
соприкосновения заготовки с лотком
(заготовка касается лотка
заусенцами или в нескольких
точках) в процессе уменьшения
нормального давления (перед
отрывом заготовки от лотка) в
местах контакта начинают
действовать упругие напряжения,,
вызывающие изменение профиля соприкасающихся поверхностей.
В результате происходящих упругих деформаций связи заготовки
с лотком, возникшие при явлениях прилипания, разрушаются
и в момент отрыва на движение заготовки влияния не оказывают.
Такое же явление, по-видимому, имеет место при движении
нежестких заготовок, а также заготовок, перемещающихся по упругой
поверхности лотка, армированного резиной.
На фиг. 26 показаны осциллограммы движения заготовки по
поверхности лотка, армированного гладкой резиной в режиме с ? = 1,6.
Явление прилипания здесь практически отсутствует, так как
фазы срс, срв и cps, а также величина smax весьма точно совпадают с
расчетами.
5. Определение оптимальных режимов работы
вибропитателей
Оптимальным режимом работы вибрационного питателя будет
режим, обеспечивающий максимальное значение коэффициента скорости
Кс при сохранении устойчивого характера движения заготовок.
Коэффициент скорости зависит от параметра ?, углов [3 и а и
коэффициента трения / (см. фиг. 8 и 9).
Угол подъема лотка а желательно выбирать минимальным исходя
из конструкции питателя и размеров заготовок, при этом а<а^д.
Увеличение параметра режима ?, как это было показано выше,
увеличивает значение Кс и делает режим менее зависящим от
изменения величин коэффициента трения, поэтому величину параметра ?
необходимо выбирать максимально возможной. Предельные значения
параметра ? для данных заготовок ограничиваются явлениями
упругого удара и зависят от предельно допустимой скорости соударения
44

{Vy \npe*. Величину 5 необходимо выбирать весьма близкой к
параметру $nped-t соответствующему \иуд\преа- Угол бросания р для
режима с определенным \ зависит от максимальной скорости лотка ил тах,
которая, в свою очередь, зависит от требуемой скорости
движения заготовок и коэффициента скорости.
Для определения оптимального значения угла C, обеспечивающего
максимальную величину Кс, преобразуем графики (см. фиг. 8 и 9)
следующим образом. В уравнении C8) заменим Ал на AHctg (8 — а),
тогда V3 = wAHctg($ — а)Кс- G2)
Из выражения A6) найдем:
_Jgcosa
Л*~~ 2тсМ в V6)
Подставив уравнение G3) в уравнение G2) с учетом выражения
D6), получим:
? g cos а КcK^f
27CV
G4)
Обозначим /Сс /ер = Я —
коэффициент режима.
Тогда из уравнения G4)
получим:
Я
2S27CV
f ?gcos~a"
G5)
Если графики (см. фиг. 8 и
9) выразить в координатах Я и
яр, то получим графики (фиг. 27
и 28), по которым, зная
требуемую скорость v3, можно
определить оптимальную величину
угла |3. При работе в предельных
режимах снижение величины
коэффициента скорости за счет
явлений удара учитывается
коэффициентом удара к1п который
для большинства заготовок мо-'
жно принять равным ку = 1,1-г-
1,2. Тогда коэффициент режима с поправкой на явление удара из
уравнения G5) будет равен
у02т™
JF j
IlJ L_
—*—
T"
/A /
J v
' J
J^
1
_—,
A
/\
i
!
1
i !
v \ у
/<. *-
Vt-tf
<.
•w
Ht
Г i
1
|
i
)
1
1
! i
n
f*v^
i
1
i ! • i
i
_L
! |
1 J
/5 <?tf
Фив. 27
23
П = гг-
ft g COS а "У G6)
При выборе режима работы вибропитателя для случаев, когда
возможно возникновение явлений «прилипания», расчет угла C
ведется при ку = 1, а в конструкции питателя необходимо
предусмотреть возможность увеличения амплитуды колебаний на 30—40%,
что при выбранном значении C позволяет увеличить параметр режима?
45

и 0л max и тем самым компенсировать потерю скорости за счет
прилипания. Величины коэффициента трения в расчетах можно выбирать
по табл. 5.
tu
Ш
/6
/4
12
Ю
8
6*
;
4'
2
п
'
,
к*<6
-kJ-OjSJ
,У
*а-0
ч X
fi<08/\
YalA
*а=о,з\
KrOA^
i
k«447|
Л? /5 20
Фиг. 28
24
28 32К,
Таблица 5
Коэффициенты статического трения тщательно очищенных несмазанных
поверхностей в атмосфере воздуха
(по И. В. Крагельскому)
Материал
Твердая
сталь
Мягкая
сталь
Латунь
Алюминий
Твердая сталь
Мягкая сталь .
Никель . . . .
Медь
Латунь . . . .
Алюминий . .
Стекло . . . .
Олово . . . .
Свинец . . . •
0,393
0,410
0,428
0,548
0,535
0,649
0,695
0,786
1,955
0,410
0,411
0,429
0,533
0,508
0,605
0,721
0,786
1,930
0,535 |
0,506
0,504
0,618
0,634
0,706
0,873
0,752
2,110
0,649
0,605
0,745
0,695
0,706
0,937
0,845
0,905
2,00
Примеры определения оптимальных режимов
Пример I. Определить оптимальный режим работы бункерного
вибропитателя при загрузке стальных заготовок. Требуемая скорость движения заготовок
X) = 100 ммIсек.
46

Частота колебаний бункера м = 50 гц. Спиральный лоток бункера стальной
с углом подъема а = 2°.
1. Согласно данным, приведенным на стр. 42, примем предельную скорость
соударения \vyd\nped =75 мм/сек.
2. По графику (см. фиг. 10) для vyd = 75 мм/сек и v = 50 г^ определяем
предельный параметр режима 8= 1,6.
3. По табл. 5 коэффициент трения / = 0,4.
4. По формуле G6) определяем коэффициент режима с поправкой на удар
*у =1,1:
= у32ъчку юр. 2 .3,14 -50 • 1,1 _5 35
ftgcosa 0,4- 1,6 -9810 -1
5. Коэффициент угла подъема
tg a 0,035
/Са = 7~=="ойГ=0'88-
6. По графику (фиг. 28) для П = 5,35 и кл = 0,88 находим значение /Со = 10,
Из формулы D6) находим
: 0,244,
Где р _ а = 14°, угол р = 14 + 2 = 16°.
Таким образом, оптимальный режим работы вибропитателя для данного
случая будет определяться величинами ?= 1,6 и р= 16°.
Пример II. Определить оптимальный режим работы для прямолинейного
стального вибрационного лотка при транспортировке алюминиевых деталей со
скоростью v3 — 250 мм/сек.
Лоток работает на частоте v = 25 гц и а — 0.
1. Согласно табл. 5 f = 0,6.
2. Согласно данным, приведенным на стр.42, \v д\пред = 100 мм/сек.
3. По графику (фиг. 10) для частоты v = 25 гц и vyd= 100 мм/сек ? = 1,4.
4. Коэффициент режима определим по формуле G6), приняв к = 1:
п __у32%чки _ 250 . 2 - 3,14 -25 __ , g
ft g cos а 0,6 -1,4 -9810 -1
5. По графику (фиг. 27) для Я = 4,8 и 5 = 1,4 находим значение к* = 9.
Тогда
^Рв^в9Тад==0'186;Рв10в30'-
ГЛАВА II
БУНКЕРНЫЕ ВИБРАЦИОННЫЕ ПИТАТЕЛИ
6. Способы осуществления направленной вибрации в вибропитателях
Для осуществления движения заготовки по вибрационному лотку,
совершающему гармоническое колебательное движение, необходимо
обеспечить определенное направление этого движения под углом
бросания [3.
Существует два способа сообщения вибрационному лотку на
упругих подвесках колебательного движения под определенным углом р.
47

Первый способ заключается в подвеске лотка на прямолинейных
упругих элементах (рессорах), установленных под определенным
углом наклона ф (фиг. 29). При этом способе, который назовем
способом направленной подвески, угол бросания р в одномассовых системах
определяется углом наклона ф и не зависит от направления
приложенного усилия вибратора.
Фиг. 29
Задачей вибратора в этом случае является сообщение системе
с околорезонансной настройкой вынужденных колебаний.
В существующих конструкциях с такой подвеской возмущающее
усилие вибратора бывает направлено вдоль лотка 1 перпендикулярно
лотку 3 или перпендикулярно направлению упругих подвесок 2 (фиг.
29, а). У некоторых конструкций вибратор имеет переменное
направление возмущающего усилия (транспортеры с дебалансным
вибратором) [29].
Второй способ заключается в подвеске лотка на цилиндрических
пружинах, не задающих ему определенного направления колебаний
(свободная подвеска). Определенное направление колебаний лотка в
этих случаях получается путем приложения возмущающего усилия
постоянного направления под углом бросания j3 (фиг. 29, б).
В некоторых конструкциях определенный угол C получается в
результате работы двух вибраторов с взаимно перпендикулярным
48

направлением возмущающего усилия (фиг. 29, в). Такие конструкции
допускают реверсирование направления движения тел по
вибролотку путем изменения фазы работы одного из вибраторов на 180°. Так,
например, при ходе бокового вибратора вправо в одном случае нижний
вибратор совершает ход вверх, а в другом — вниз. Относительное
изменение амплитуд колебаний этих вибраторов дает возможность
изменить величину угла бросания.
В основу работы бункерных вибрационных питателей со
спиральным лотком положен тот же принцип, что и для прямолинейного
лотка. Принципиально лоток бункерного вибропитателя может быть
представлен в виде свернутого в круг наклонного прямолинейного
вибрационного лотка. Для обеспечения заданного угла бросания чаша
бункера со спиральным лотком должна иметь колебательное
движение по спирали. Угол подъема спирали этого движения и будет углом
бросания р.
Аналогично прямолинейным лоткам в конструкциях питателей со
спиральным лотком можно различить те же два способа сообщения
направленной вибрации.
При направленной подвеске чаша бункера (фиг. 29, г)
подвешивается на наклонных прямолинейных рессорах,
расположенных тангенциально. При сообщении такой системе колебательного
движения, чаша питателя будет совершать колебания по спирали.
Если подвески закреплены так, что проекции их на
горизонтальную плоскость перпендикулярны к радиусам в точках крепления их
к чаше то угол бросания в этих точках будет равен углу наклона
подвесок.
Угол бросания в любой точке на чаше питателя в этом случае
определяется по соотношению
tgP = tg<I>?, G7)
где г — радиус крепления подвесок к чаше;
R — радиус окружности на чаше, в точках которой
определяется угол C.
Аналогично прямолинейным вибролоткам, в бункерных
вибропитателях, работающих по способу направленной подвески, колебания
системе могут сообщаться от вибраторов, имеющих различное
направление возмущающего усилия: центрального вибратора с
вертикальным направлением усилия 1 (фиг. 29,г), тангенциальных вибраторов,
сообщающих крутильные колебания 2, тангенциальных вибраторов
с усилиями, направленными перпендикулярно к подвескам 3.
При свободной подвеске чаша питателя со
спиральным лотком подвешивается на цилиндрических пружинах (фиг. 32, д),
а колебания чаши осуществляются при помощи одного или
нескольких вибраторов, сообщающих системе колебания по спирали с
определенным углом подъема.
Большинство бункерных вибропитателей, применяемых в
настоящее время в машиностроении, работают по первому способу с
направленной резонансной подвеской. Для небольших и средних бункерных
4 Повидайло
49

вибропитателей, работающих на частоте 50—100 гц с приводом от
электромагнитных вибраторов, этот способ наиболее удобен, так как
конструкция бункерного питателя и вибратора весьма проста и
надежна в эксплуатации.
В настоящее время известны конструкции
вибропитателей-подъемников с инерционным и электромагнитным приводом, работающих по
второму способу со свободной подвеской.
7. Привод вибрационных питателей
Привод вибрационного питателя — вибратор является одной из
его основных частей и служит для возбуждения колебаний в его
упругой системе.
Вибрационные питатели являются новой разновидностью
вибрационных машин, для привода которых нашли применение следующие
типы вибраторов: инерционные, эксцентриковые, поршневые и
электромагнитные.
Инерционные вибраторы. К. инерционным относятся вибраторы, в
которых возмущающая сила создается вследствие вращения одной
или нескольких неуравновешенных масс.
Создаваемая вибратором возмущающая сила, рассматриваемая как
вектор, может быть вращающейся, т. е. непрерывно периодически
изменяющей свое направление, или направленной. К вибраторам с
вращающейся возмущающей силой относятся дебалансные вибраторы, в
которых возмущающая сила создается одной вращающейся
неуравновешенной массой (дебалансом).
Принципиальная схема инерционного дебалансного вибратора
приведена на фиг. 30, а. Вибратор состоит из дебаланса 7,
закрепленного на валу 2, вращающегося с постоянной угловой скоростью в
подшипниках корпуса 3. Корпус 3 крепится к вибрационной машине.
При вращении дебаланса с угловой скоростью <о развивается
центробежная (возмущающая) сила Q0:
Qo = ™*\ G8)
(где т — масса дебаланса;
г — расстояние от оси вращения до центра тяжести дебаланса.
Возмущающая сила дебалансного вибратора постоянная по
величине, но непрерывно меняет свое направление.
Дебалансный вибратор, выполненный в виде электрического,
пневматического или гидравлического двигателя с неуравновешенным
ротором называется мотор-вибратором.
Направленное действие возмущающей силы достигается в
вибраторах типа самобаланс. Такой вибратор (фиг. 30, б) представляет
.собой два кинематически связанных парой шестерен дебалансных
вибратора с дебалансами 1 я 2 яг. валах 3 и 4 и помещенных в один
корпус 5. Дебалансы вращаются в противоположные стороны с
одинаковой скоростью так, что одновременно занимают горизонтальное и
^вертикальное положения. Благодаря этому горизонтальные состав-

QoCOSVl
51

ляющие центробежных сил, возникающих при вращении дебалансов,
в любой момент времени уравновешиваются, а вертикальные
составляющие складываются. Суммарная возмущающая сила вибратора
будет равна
Q = 2Q0 cos со t = 2mr со2 cos со t. G9)
Тот же эффект получается при использовании двух
мотор-вибраторов, роторы которых вращаются в противоположные стороны.
Одновременность горизонтальных положений смещенных роторов
мотор-вибраторов может достигаться самонастройкой в процессе
работы вибрационной машины или кинематической связью между
роторами. В первом случае такой привод называют самосин-
хронизующимся мотор-вибратором, во втором —
спаренным мотор-вибратором.
При помощи одного мотор-вибратор а также можно получить
направленную возмущающую силу. Для этого он подвешивается в виде
маятника на упругих элементах (пружинах или резиновых
подвесках) таким образом, что возмущающая сила действует только в
направлении линии, соединяющей центр вращения дебаланса и центр
шарнира, на котором подвешен мотор-вибратор. Такие вибраторы
называются маятниковыми. Принципиальная схема маятникового
вибратора приведена на фиг. 30, е. Корпус 3 вибратора, в котором на
валу 2 вращается дебаланс У, при помощи резинового шарнира 4
крепится к опоре 5.
При таком способе крепления вибратора составляющая
центробежной силы, проходящая через ось дебаланса и шарнир вибратора,
полностью передается на его опору, которая крепится к
вибрационной машине. Составляющая центробежной силы, действующая в
перпендикулярном направлении, вызывает колебания вибратора вокруг
шарнира 4. При этом вследствие незначительной жесткости шарнира
реакция, передаваемая им на вибрационную машину, получается
весьма незначительной. Поэтому практически на вибрационную
машину передается постоянная по направлению действия
возмущающая сила:
Q = Q0 cos со t = тг со2 cos со /. (80)
В вибрационных питателях и подъемниках со спиральными
лотками на свободной подвеске применяют двухвальные четырехмассо-
вые вибраторы, которые создают вращающий момент, сообщающий
рабочему органу питателя колебательные движения вокруг оси и
периодическую возмущающую силу, обусловливающую
колебательное движение рабочего органа вдоль его оси.
Принципиальная схема устройства четырехмассового двухвально-
го вибратора приведена на фиг. 30, г.
Вибратор состоит из двух валов 1 и 2, соединенных между собой
зубчатыми колесами и вращающихся в разные стороны. На концах
каждого вала укреплены дебалансы 5, 4У 5 и 6. Валы дебалансов
закреплены в общей опоре 7. Для получения вращающего момента и
возмущающей силы, действующей в вертикальной плоскости, деба-
52

лансы вибратора с каждой стороны вала смещены относительно
друг друга на угол 90°.
Конструкция четырехмассового вибратора, а также маятникового
вибратора с двумя дебалансами, обеспечивающими аналогичные
движения, рассмотрены в главе III, параграфе 13.
К инерционным дебалансным вибраторам относятся также
вибраторы, у которых вращение неуравновешенной массы
осуществляется за счет энергии сжатого воздуха.
Для получения высокой частоты колебаний в пределах 7000—
50000 гц американская фирма «Вибролатор» выпускает шариковые
пневматические вибраторы [38]. Вибратор (фиг. 30, д) состоит из
стального корпуса ), имеющего замкнутый кольцевой паз 2, в котором
свободно располагается стальной шарик 3. На корпусе вибратора
имеется штуцер 4 с соплом 5, предназначенный для присоединения
шланга, подающего сжатый воздух. В центральной части, в торцовых
стенках корпуса вибратора имеются отверстия 6, служащие для
выхода в атмосферу отработавшего сжатого воздуха.
Вибратор работает следующим образом. Сжатый воздух,
проходя через расширяющееся сопло 5, приобретает большую скорость
и его струя заставляет двигаться шарик 3 по кольцевой канавке. Под
влиянием центробежной силы шарик прижимается к наружной
стенке канавки. Вследствие такого кругового движения шарика
возникает возмущающая сила. Так как шарик свободно располагается в
направляющей кнавке и между ним и боковыми стенками канавки
имеются большие зазоры, на шарик действует только динамический
напор воздушной струи, статическое давление при этом практически
не оказывает никакого влияния.
Частота колебаний вибратора, определяющаяся скоростью
движения шарика, регулируется путем изменения подачи воздуха при
помощи дросселя.
Эксцентриковые вибраторы. К эксцентриковым относятся
механические вибраторы, преобразующие вращательное движение вала в
колебательное движение шатуна, связанного с рабочим органом
вибрационной машины.
В вибрационных машинах вибратор должен сообщать лишь
силовые импульсы, а характер движения рабочего органа определяется
динамическими характеристиками самой машины. Сам по себе
эксцентриковый привод имеет кинематически определенный характер
движения шатуна. Поэтому с целью получения необходимой степени
подвижности для использования в качестве вибратора в
эксцентриковый механизм обычно вводится упругий элемент. Наличие
упругого элемента снижает пусковой момент двигателя при запуске
вибрационной машины.
На фиг. 30, е приведена схема эксцентрикового вибратора с
упругим шатуном. Шатун состоит из двух половин 1 я 2, связанных между
собой винтовыми пружинами 3 и 4. За счет деформации пружин
шатун может растягиваться и сжиматься. "Вследствие этого он
работает ]как упругий элемент при ходе рабочего органа вперед и назад.
53

В качестве упругих звеньев могут использоваться также плоские
рессоры или резина.
Поршневые пневматические и гидравлические вибраторы. К
поршневым относятся вибраторы, в которых возмущающая сила
создается вследствие возвратно-поступательного движения поршня или
какого-либо заменяющего его элемента.
В пневматических поршневых вибраторах сжатый воздух
подводится попеременно с помощью золотниковой системы с разных сторон
перемещающегося плунжера и выпускается в атмосферу.
В гидравлических вибраторах возмущающая сила создается
поршнем, совершающим в цилиндре возвратно-поступательное движение
под воздействием напора жидкости, подаваемой попеременно с
разных сторон поршня.
При помощи пневматических и гидравлических вибраторов можно
получить различную скорость рабочего органа в прямом и обратном
направлении, т. е. работать при несимметричном законе
колебательного движения.
Фиг. 31
Электромагнитные вибраторы, К электромагнитным относятся виб?
раторы, в которых возмущающая сила создается магнитным полем,
образующимся при прохождении через обмотку вибратора
переменного или пульсирующего тока.
Электромагнитный вибратор состоит из магнитопровода,
включающего статор и якорь, набранных из листовой электротехнической
стали, одной или нескольких обмоток и пружинной системы. Чаще
всего статор магнитопровода набирается из пластин Ш-образной или
П-образной формы, а якорь — из пластин прямоугольной формы.
Наиболее простым является реактивный электромагнитный
вибратор, схема которого приведена на фиг. 31, а. Вибратор состоит из
статора (электромагнита) /, якоря 2 и упругой системы 3. Обмотка
вибратора включается в сеть переменного тока. Усилие притяжения
зависит от величины магнитного потока. Так как переменный ток
имеет на протяжении периода два максимума силы тока (положительный
и отрицательный), то магнитный поток за это время дважды
изменится от нуля до максимума. При возрастании магнитного потока якорь
притягивается, а при убывании возвращается назад упругой системой.
54

В связи с этим частота возмущающего усилия будет равна удвоенной
частоте переменного тока, подаваемого в обмотку вибратора. Так,
при питании от обычной сети переменного тока, имеющего частоту
50 гц, вибратор будет давать 100 колебаний в секунду.
Если в цепь обмотки рассмотренного вибратора включить
последовательно выпрямитель (фиг. 31, б), который будет пропускать ток
только в течение одного полупериода (идущий в одном направлении),
то якорь за время одного периода будет притягиваться статором один
раз и частота колебаний будет вдвое ниже. У вибратора с
выпрямителем при частоте тока 50 гц якорь будет совершать 50 колебаний в
секунду.
Рассмотренные выше вибраторы являются однотактными. В
некоторых конструкциях вибрационных машин находят применение
двухтактные вибраторы. Схема такого вибратора приведена на фиг. 31, е.
Статор вибратора состоит из двух электромагнитов, жестко
укрепленных в корпусе. Между электромагнитами на упругой системе
подвешен якорь.
Питание электромагнита осуществляется от сети переменного тока
по схеме с однополупериодным выпрямителем, благодаря чему в один
полупериод тока срабатывает первый, а в другой полупериод —
второй электромагнит, которые попеременно притягивают и отпускают
якорь, заставляя его колебаться с частотой, равной частоте
переменного тока.
Отличительной особенностью и достоинством двухтактных
вибраторов по сравнению с однотактными является возможность
получения вследствие наличия двойного воздушного зазора двойной
амплитуды колебаний якоря при прочих одинаковых электромагнитных
параметрах.
Из всех рассмотренных конструкций в вибропитателях,
применяемых в машиностроении, наибольшее распространение получили
электромагнитные вибраторы. По своему принципиальному устройству
электромагнитные вибраторы являются наиболее совершенным видом
привода. Если в большинстве типов привода происходит
преобразование вращательного движения двигателя в возвратно-поступательное
движение вибратора, то в электромагнитных вибраторах необходимое
возвратно-поступательное движение получается непосредственно без
каких-либо промежуточных механизмов. Электромагнитные
вибраторы не имеют трущихся деталей, подверженных износу. Они допускают
удобное регулирование режима работы.
Другие типы вибраторов применяются преимущественно в
крупногабаритных конструкциях при необходимости работать на более
низких частотах, где конструкция электропривода усложняется.
В вибропитателях и подъемниках крупных размеров, работающих
на частотах 20—25 гц, применение могут найти инерционные и
эксцентриковые вибраторы, существенным достоинством которых является
возможность получения больших усилий при небольших габаритах
и весе привода.
55

8. Классификация бункерных вибропитателей
По типу привода бункерные вибропитатели можно разделить на
питатели с электромагнитным, пневматическим, инерционным и
эксцентриковым приводом.
В машиностроении в настоящее время главным образом
применяются бункерные вибропитатели с электромагнитным приводом
благодаря его преимуществам, рассмотренным выше.
В последнее время делаются попытки применять пневматический
инерционный и эксцентриковый приводы в конструкциях крупных
питателей.
Известные в настоящее время конструкции бункерных
вибропитателей с электромагнитным приводом работают на принципе
направленной резонансной подвески. Внедрен* ы° в промышленность
конструкции отличаются широким диапазоном размеров чаш и
потребляемой питателями мощности. Диаметры чаш в этих конструкциях
колеблются от 90 до 1000 мм, а потребляемая мощность ст 3 до 30Q
ватт. Максимальная скорость движения заготовок, достигнутая в
существующих конструкциях, составляет 25 м/мин.
Применяемые в настоящее время бункерные вибропитатели с
электромагнитным приводом можно классифицировать по следующим
основным конструктивным признакам:
1. По расположению и количеству электромагнитов:
а) питатели с одним вертикальным вибратором;
б) с несколькими тангенциально расположенными зибраторами.
2. По форме упругой подвески:
а) питатели с одно- и многослойными плоскими пружинами;
б) с круглыми пружинными цилиндрическими стержнями.
3. По способу регулирования скорости движения заготовок:
а) питатели с изменением напряжения с помощью
автотрансформатора;
б) с изменением силы тока и падения напряжения в
электромагните с помощью реостата;
в) с изменением усилия путем регулирования воздушного зазора
электромагнита;
г) с регулированием величины возмущающего усилия путем
изменения числа находящихся под током витков катушки электромагнита.
4. По способу регулирования резонансной настройки:
а) питатели с регулированием резонансной настройки путем
изменения толщины пакетов многослойных подвесок;
б) с регулированием путем изменения рабочей длины подЕесок;
в) с регулированием, осуществляемым путем изменения массы
системы с помощью дополнительных грузов.
5. По форме и способу крепления чаши:
а) питатели с цилиндрической чашей (съемной и постоянной);
б) с конической чашей (съемной и постоянной).
56

9. Конструкции бункерных вибропитателей с вертикальным
электромагнитным вибратором
Бункерный вибропитатель с многослойными подвесками. На
фиг. 32 показана конструкция бункерного питателя для небольших
заготовок [14].
Питатель состоит из чаши 1, на внутренней цилиндрической
поверхности которой имеется спиральный лоток 2. Днище чаши 3
укреплено на трех многослойных подвесках 4, представляющих наборы
Фиг. 32
плоских рессор. В центре нижнего массивного основания 5 укреплен
электромагнит 6, якорь которого 7 крепится к днищу чаши 3. Для
виброизоляции бункер расположен на резиновых амортизаторах 8.
Регулирование производительности осуществляется изменением тока,
подаваемого в электромагнит, которое производится при помощи»
встроенного реостата 9.
Резонансная настройка питателя может регулироваться путем
изменения количества пластин в пакетах многослойных подвесок 4.
Бункерный вибропитатель с подвеской чаши на цилиндрических,
стержнях. На фиг. 33 показана конструкция бункерного
вибропитателя с подвеской чаши на цилиндрических стержнях, разработанная
в Львовском политехническом институте.
Питатель состоит из чаши 12, на внутренней цилиндрической
поверхности которой выполнена спиральная канавка призматической'
формы, в которой вмещаются цилиндрические заготовки в один ряд.
Чаша 12 вместе с конусом // крепится к днищу 10. Днище /0пита~
5?

теля укреплено на трех наклонных цилиндрических пружинных
стержнях 2, закрепленных зажимами в верхнем 1 и нижнем 5
башмаках. Стержни расположены таким образом, что проекция их на
горизонтальную плоскость перпендикулярна к радиусу в точках
крепления их к днищу 10.
Для уменьшения габаритов питателя при определенной рабочей
длине пружинных стержней 2 крепление их к плите 7
осуществляется зажимами 5 с нижней стороны плиты.
Фиг. 33
Привод питателя осуществляется от вертикального
электромагнитного вибратора 5, установленного в центре плиты 7. Якорь вибратора
состоит из двух пакетов пластин 13 электротехнической стали,
которые при помощи планок крепятся к основанию якоря.
Для изоляции днища бункера от проникновения магнитных
силовых линий, которые могут намагничивать заготовки, между
основанием якоря и днищем имеется алюминиевая прокладка 14.
Сердечник электромагнита состоит из набора 9, Ш-образных пластин,
изготовленных из электротехнической стали, прикрепляемых к
основанию вибратора при помощи планок. На средний выступ набора 9
одевается катушка 8 с обмоткой, через которую пропускается
переменный ток. Вертикальные колебания якоря вибратора за счет
изгиба наклонных стержней 2 преобразуются в колебания чаши
питателя по спирали. Такое колебательное движение чаши заставляет
заготовки, лежащие на поверхности конуса 11, сползать к
спиральной канавке и подыматься по ней вверх.
Для виброизоляции питатель установлен на трех витых
цилиндрических пружинах 4 сравнительно небольшой жесткости.
58

Устранение чрезмерной подвижности питателя на пружинах 4
достигается установкой на основании 15 оси 6 с резиновой втулкой,
которая входит в отверстие плиты 7 с небольшим зазором. Эта ось,
обеспечивая амортизированной системе две степени свободы
—перемещение по вертикали и вращение вокруг вертикальной оси,
ограничивает возможность остальных перемещений.
Питатель работает на частоте 50 гц. Чтобы получить такую
частоту колебаний, в катушку вибратора подается ток от сети через
однополупериодный выпрямитель, которым у данной конструкции
является полупроводниковый диод ДГЦ-26.
Особенностью конструкций вибрационных питателей,
разработанных в Львовском политехническом институте*, является применение
цилиндрических стержней в качестве упругих подвесок.
Применение цилиндрических стержней вместо плоских пружин
вызвано следующими соображениями.
Частота собственных колебаний вибропитателя должна быть
вполне определенной и зависит она от жесткости пружин, на которых
подвешена чаша питателя.
Пластинчатые рессорные пружины имеют жесткость, сильно
зависящую от направления их изгиба. Поэтому жесткость каждой
пружины, закрепленной в системе питателя, в значительной мере будет
зависеть от точности ее установки. Неодинаковая жесткость пружин,
на которых подвешивается чаша питателя, нарушает движение
заготовок по спиральному лотку и требует дополнительной работы по
настройке питателя.
Круглые цилиндрические стержни имеют одинаковую жесткость
в любом радиальном направлении и поэтому менее чувствительны
к погрешностям сборки. Расчет их упругих свойств, а следовательно,
и параметров собственных колебаний вибропитателя прост и точен.
Кроме того, цилиндрические стержни допускают устранение
погрешностей расчета простым способом регулировки резонансной
настройки.
Необходимость регулирования резонансной настройки вызывается
тем, что при проектировании вибрационного питателя не всегда
удается точно определить массы и моменты инерции частей питателя
из-за их сложной конфигурации. Поэтому частота собственных
колебаний системы изготовленного питателя может оказаться несколько
выше или ниже расчетной. Удаление даже на несколько герц от
резонансной области увеличивает требуемое для привода питателя
возмущающее усилие в несколько раз.
Точная регулировка частоты собственных колебаний, а при
постоянном усилии вибратора и производительности питателя,
осуществляется при помощи следующего устройства для резонансной
настройки **.
* Повидайло В. А. и Силин Р. И., Авторское свидетельство № 123020.
** Повидайло В. А. и Щигель В. Л., Устройство для резонансной настройки
вибротранспортных систем, Авторское свидетельство № 135403.
59

На фиг. 34 показано крепление пружинных стержней в
бункерном вибропитателе. Регулирование резонансной настройки питателя
осуществляется так.
Пружинные стержни // зажимаются в верхнем 10 и нижнем 4
башмаках через каленые разрезные втулки 3 и 9. Нижний башмак
4 крепится к плите 1 болтами 6 и штифтом 5. Рабочей длиной
стержня, определяющей резонансную настройку питателя, является его
Фиг. 34
длина / между втулками 3 и 9. Втулки выполнены калеными для
предупреждения их смятия в процессе работы. Втулка 3 в нижнем
башмаке может при отпускании болта 8 зажима 4 перемещаться вдоль
стержня на определенное расстояние, а затем зажиматься в нужном
положении, при этом будет меняться рабочая длина стержня.
Для удобства регулировки рабочей длины стержня на части втулки
нарезана резьба, и выдвижение ее осуществляется гайкой 2. Для
того чтобы при перемещении втулка не поворачивалась, в разрез
зажима и втулки вставляется тонкая квадратная прокладка 7.
60

Описанный способ регулирования резонансной настройки может
быть применен для конструкций питателей на цилиндрических
стержнях с любым типом привода.
Бункерный вибропитатель со съемной конической чашей для мелких
деталей. На фиг. 35 показана конструкция бункерного вибропитателя
с конической чашей для мелких часовых деталей, разработанная
Фиг. 35
в Львовском политехническом институте и примененная в счетно-
расфасовочных автоматах.
Вибропитатель состоит из съемной конической чаши 9,
изготовленной из оргстекла, на внутренней поверхности которой выполнена
спиральная канавка по форме загружаемых деталей. Чаша 9
скреплена с коническим дном 10, через которое при помощи болта 11
крепится к основанию 12. Основание 12 подвешено на трех наклонных
цилиндрических стержнях 5, которые при помощи верхних 8 и
нижних 3 башмаков зажимами прикреплены к основанию 12 и нижней
плите 4 питателя. Магнитопровод электромагнита выполнен из армко
железа в виде стакана 6 цилиндрической формы с сердечником. Для
61

уменьшения вихревых токов стакан 6 имеет три продольных разреза.
На сердечник стакана надета катушка с обмоткой. Якорь вибратора7
(выполнен из армко железа) крепится к основанию 12. Такой
вибратор имеет несколько большие тепловые потери в железе, чем
набранный из пластин электротехнической стали (см. фиг. 33). Для
конструкций
вибропитателей, потребляющих
малую мощность
порядка 3—5 вт, повышенные
потери не играют
существенной роли, но зато
конструкция вибратора
получается д о в о л ь но
простой и
технологичной.
Для виброизоляций
питатель опирается на-
двойные
цилиндрические пружины 14,
которые дают возможность
при помощи гайки на
шпильке- 13
регулировать по высоте
положение чаши относительно
рабочих органов
автомата. Устойчивость
питателя в-
горизонтальном направлении
обеспечивается осью Л
входящей во втулку 2Y
скрепленную с плитой 4.
Коническая
форма чаши обеспечивает
удобство попадания
деталей на позицию счета,
а также удобство замены чаш для различных деталей. Для смены
чаши достаточно отвернуть болт 11, имеющий шайбу 15 для снятия
чаши с посадочного места.
В других конструкциях питателей чаша выполняется конической,
когда необходимо обеспечить малый шаг спирали при относительно
высоких заготовках.
Вибропитатель с регулируемым воздушным зазором электромагнита.
На фиг. 36 показана конструкция вибропитателя, в котором скорость
движения заготовок регулируется путем изменения зазора в
электромагните [14]. Этот способ регулирования основан на зависимости
усилия электромагнита от воздушного зазора между якорем и серт
дечником.
62
Фиг. 36

Регулирование производительности питателя осуществляется
следующим образом. Нижняя плита 5 питателя, к которой прикреплены
пружинные цилиндрические стержни 2, выполнена в виде кольца,
расположенного на опорных шпильках 7. Электромагнит 3
прикреплен к основанию б, которое может перемещаться в вертикальном
направлении, скользя по шпилькам 7. Плита 5 питателя и основание 6
электромагнита скреплены регулировочной муфтой 4, При
вращении муфты 4 благодаря резьбовому соединению будет перемещаться
основание 6 с электромагнитом относительно плиты 5.
При этом будет изменяться воздушный зазор между
электромагнитом 3 и якорем 1, прикрепленным к днищу чаши питателя. С
увеличением воздушного зазора будет уменьшаться усилие
электромагнита, а следовательно, и скорость движения заготовки по
спиральному лотку.
Недостатком такого способа регулирования является увеличение
потребляемого тока при уменьшении скорости деталей, так как с
ростом зазора уменьшается индуктивное сопротивление, а также
невозможность дистанционного управления.
Способ регулирования при помощи изменения воздушного зазора
в электромагните находит применение в конструкциях небольших
вибропитателей, в которых вибраторы имеют значительный запас
мощности.
10. Конструкции бункерных вибропитателей
с тангенциальными вибраторами
Вибрационный питатель с многослойными подвесками.
Конструкция вибропитателя с многослойными подвесками, разработанная
в МВТУ им. Баумана [10], показана на фиг. 37.
На массивной плите / смонтированы три опоры 2, на которых
установлены три подвески — многослойные плоские пружины 5. На
опорах 2 устанавливаются три кронштейна 9, в верхней части которых
закреплены электромагниты 8, На подвесках 3 монтируется плита 5,
на которой в специальных пазах закрепляются якоря 4
электромагнитов. Днище 6 чаши 7 крепится винтами к плите 5.
Питание электромагнитов осуществляется через селеновый
выпрямитель 10. Регулирование амплитуды колебания чаши
осуществляется за счет изменения напряжения посредством регулируемого
автотрансформатора и воздушного зазора между якорем и
сердечником электромагнита; последнее достигается передвижением
кронштейна 9 по опоре 2.
Вибрационный питатель с предбункером и подвеской чаши на
цилиндрических стержнях. На фиг. 38 показан питатель с
предбункером конструкции Львовского политехнического института,
предназначенный для загрузки заготовок типа дисков (подшипниковые
кольца, плашки и т. д.).
63

Питатель состоит из чаши /, на внутренней цилиндрической
поверхности которой имеется спиральный лоток 2. Днище 3 чаши
укреплено на трех наклонных цилиндрических стержнях 6,
расположенных по касательной к окружности радиуса г, проходящей через
точки крепления стержней к днищу чаши. На нижней массивной плите 7
тангенциально установлены три электромагнитных вибратора 12.
Фиг. 37
Загруженные в бункер заготовки сползают по конусу 13 к лотку 2
и вследствие вибрации поднимаются по лотку вверх и попадают
а приемную часть магазина 14.
Днище чаши соединено с направляющим валиком 4, свободно
перемещающимся в подшипниках 5. Валик 4 облегчает установку
пружинных стержней 6 и создает некоторое демпфирование в системе.
При достаточно точной установке пружинных стержней 6
применение валика 4 необязательно.
Чтобы не увеличивать значительно размеры чаши при больших
объемах партии загружаемых заготовок, над чашей питателя
устанавливается неподвижный предбункер 17. Для устранения
возможности заклинивания заготовок между конусом 13 и предбункером
последний свободно висит на концах винтов 16, завинченных в
стойки 15. Винты предназначены для изменения зазора между воронкой
предбункера и днищем чаши, чем регулируется скорость
поступления заготовок в бункер. Для опрокидывания заготовок,
двигающихся по днищу в вертикальном положении, служит
опрокидыватель 18.
Для виброизоляции питатель устанавливается на амортизаторах —
64

А-А
Фиг. 38
J
5 Повидайло
65

витых цилиндрических пружинах // сравнительно малой жесткости.
Вибрация основанию 10 будет передаваться тем меньше, чем больше
будет разница между частотой колебаний чаши и собственной
частотой колебаний опорной плиты 7 на витых пружинах.
Для устранения чрезмерной подвижности амортизированного
питателя к основанию 10 крепится ось 9, входящая во втулку 8 с
небольшим зазором. Эта ось, обеспечивая амортизированной системе
Фиг. 39
две степени свободы — перемещение по вертикали и вращение вокруг
вертикальной оси, ограничивает возможность остальных перемещений.
На фиг. 39 показана конструкция вибратора и способ крепления
пружинных стержней. Неподвижная часть вибратора состоит из
набора пластин электротехнической стали, пакет / которых закреплен
в стойке 2, прикрепляемой болтами к основанию бункера 3. На
средний выступ пакета / надевается катушка с обмоткой 4. Подвижная
часть вибратора состоит из набора пластин электротехнической стали,
пакет 5 которых крепится к кронштейну 6. Кронштейн 6 вместе
с верхним башмаком 7 соединяется с днищем чаши. Наклонные
цилиндрические стержни 8 закрепляются зажимом в верхнем 7 и нижнем
9 башмаках.
Вибрационный питатель рассмотренной конструкции,
предназначенный для подачи поковок подшипниковых колец диаметром 76 мм
и высотой 24 мм, обеспечивает производительность, регулируемую
в пределах от 20 до 80 шт. заготовок в минуту.
66

Глава Iff
ВИБРАЦИОННЫЕ ПИТАТЕЛИ-ПОДЪЕМНИКИ
11. Общие сведения и классификация виброподъемников
Вибрационные питатели-подъемники (для сокращения будем их
называть виброподъемниками) используются в машиностроении для
автоматической подачи заготовок в рабочий орган станка,
расположенный на определенной высоте. В автоматических линиях
виброподъемники выполняют функции накопителей — бункеров для
повышения коэффициента использования автоматических линий.
Принцип работы виброподъемников такой же, как и у
бункерных вибрационных питателей. Отличаются они значительной высотой
рабочего органа (до б ж) и имеют винтовой — спиральный желоб,
выполненный обычно на наружной цилиндрической поверхности этого
органа.
Известные конструкции виброподъемников имеют значительные
габариты и большинство их рассчитано на большую мощность, чем
бункерные вибропитатели. Если в существующих конструкциях
бункерных вибропитателей заданное направление колебаний
осуществляется главным образом по способу направленной подвески, то среди
конструкций виброподъемников значительное количество работает по
способу свободной зарезонансной подвески, где заданное направление
колебаний обеспечивается конструкцией вибратора. Известные
конструкции виброподъемников можно разделить на конструкции: а) с
эксцентриковым приводом, б) с инерционным приводом и в) с
электроприводом.
12. Виброподъемники с эксцентриковым приводом
На фиг. 40 приведена конструкция одномассового
виброподъемника с направленной подвеской Московского станкоинструменталь-
ного института [32].
Подъемник имеет высоту 1800 мм и привод от электродвигателя
мощностью 0,6 кет.
Работает подъемник следующим образом.
Движение от электродвигателя 1 передается посредством
эксцентрика 2, который находится в контакте с угольником 4,
закрепленным на диске 5. На эксцентрик надет шарикоподшипник <?, наружная
обойма которого во время работы неподвижна. Диск 5 установлен
на плите 9 на трех плоских пружинах 15, закрепленных посредством
угольников 16 и 10.
В центре диска в подшипниках 11 расположен шпиндель 6, на
коническую шейку которого надет спиральный лоток 5,
закрепленный винтом 12. Под действием эксцентрика 2 шпиндель и
спиральный лоток получают возвратно-вращательные колебания по спирали с
амплитудой, равной 3,5 мм (число колебаний составляет 1440 кол/мин).
67

Благодаря этому заготовки, поступающие из бункера 13 в нижнюю
часть спирального лотка, движутся по нему вверх.
Для обеспечения надежного поступления заготовок из бункера
к спиральному лотку в дне бункера сделано окно, перекрываемое
Фиг. 40
снизу заслонкой 17, прикрепленной к трубе 7; вибрация заслонки
содействует продвижению заготовок из бункера. Перегородка 14
предохраняет от западания заготовок из бункера в верхние витки спиг
рального лотка.
13. Виброподъемники с инерционным приводом
Существующие виброподъемники с инерционным приводом
работают по способу свободной подвески, т. е. опираются или
подвешиваются на спиральных пружинах сравнительно небольшой
жесткости. Заданное направление колебательного движения по спирали
обеспечивается конструкцией вибратора.
Виброподъемники с двумя дебалансными вибраторами
выпускаются фирмой «Уде» (ФРГ).
В конструкциях этого типа широко применяется привод, состоя?
68

щий из двух мотор-вибраторов, расположенных с разных сторон
вертикальной оси виброподъемника.
Принципиальная схема подобного подъемника представлена на
фиг. 41.
Труба с наружным спиральным лотком 2 у///А^///Л
подвешивается на мягких витых пружи- , ^
нах 5, расположенных внизу и вверху
подъемника.
—и
щ
ГТ
li
щ\
ж
"Ьг3
Ik
ТР*
b
\Ж'
\Bt"
е^тг'
5=ф=?
Фаг. 41
Фиг. 42
В нижней части трубы жестко крепятся два расположенных
наклонно мотор-вибратора 1.
Мотор-вибраторы при вращении дебалансных валов в одном
направлении (что необходимо учитывать при подключении)
автоматически синхронизируются, чем обеспечива^вт^нужное винтовое
колебательное движение рабочего органа.
Горизонтальные составляющие возмущающих сил мотор-вибраторов
в направлении прямой,' соединяющей центры вращения дебалансов,
взаимно уравновешиваются, а возмущающие силы, действующие
нормально к этой прямой, раскладываются на вертикальные и
горизонтальные. Суммарная вертикальная составляющая сил от двух
вибраторов равна
Fy = 2Q0cos-]fcosco^ (81)
где Qo —центробежная сила, развиваемая при.вращении дебаланса
вибратора и определяемая по формуле>G8);
Y — угол наклона оси вибратора к горизонту.
Горизонтальные составляющие сил от двух вибраторов создают
суммарный возмущающий момент в горизонтальной плоскости
M^ = 2Q0asirrfC©so)?, (82)
где а —¦ половина расстояния между осями вибраторов.
Виброподъемники с чепгырехмассовым двухзальным вибратором. Для
возбуждения винтовых колебаний в ряде конструкций применяется
четырехмассовый двухвальныи вибратор с синхронизацией валов при
помощи шестерен, показанный на фиг. 30, г.
На фиг. 42 показана схема чехословацкого виброподъемника [34]
69

с аналогичным четырехмассовым вибратором. Труба с наружным
спиральным лотком / подвешивается на пружине 4. Четырехмас-
совый вибратор 3 крепится к нижней части трубы и приводится в
движение от электромотора 2 через шарнирный вал или клиноремен-
ную передачу.
Фиг. 43
На фиг. 43 показан четырехмассовый двухвальный вибратор,
примененный в конструкции виброподъемника, разработанного
ВНИИстройдормашем [8].
Вибратор состоит из двух валов 1, на концах которых закреплены
дебалансы 2. Вращение валам / сообщается от электромотора 5 через
синхронизатор 4 и карданные валы 3. Синхронизатор 4
предназначен для сообщения дебалансным валам / синхронного вращения в
противоположные стороны.
Вибратор крепится к нижнему торцу трубы спирального желоба
виброподъемника 6.
Виброподъемник подвешивается на витых пружинах 7. Для
устойчивости подъемника против случайных боковых нагрузок верхний
конец виброподъемника соединен с неподвижной стойкой при помощи
витых пружин.
70

На фиг. 44 показана схема действия возмущающих сил вибратора.
Дебалансы 1 и 3 на параллельных валах смещены один относительно
другого на угол 90°. Дебалансы 2 и 4, расположенные на концах
одного вала, установлены по отношению друг к другу со смещением
на угол 2у.
Угол бросания C, обеспечиваемый этим вибратором, определяется
следующим образом.
Фиг. 44
Благодаря наличию центробежных сил дебалансов на рабочий
орган виброподъемника будет действовать в вертикальном
направлении суммарная возмущающая сила
Fy = 2Q0 [sin со t + sin (со t + 2?)] (83)
и момент в горизонтальной плоскости
Му = 2Q0a [cos со t — cos (со t + 2?)], (84)
где Q0— центробежная сила;
2а — расстояние между дебалансами.
После преобразования уравнений (83) и (84) получим:
Fy = 4Q0 cos 7 sin (со t + у); (85)
My = 4Q0 a sin 7 sin (со г + у). (86)
Дифференциальное уравнение движения в вертикальном
направлении будет
Fy = my, (87)
где т — масса подвижной части виброподъемника;
у — вертикальное перемещение.
Из уравнения (87) с учетом уравнения (85) вертикальное
ускорение виброподъемника равно
F АО
# = ^ = ^cosTsin(u^ + r), (83)
71

а вертикальное перемещение
4Q0
у = — Ш& cos Т sin (<°' + Т)- (89>
Дифференциальное уравнение вращательного движения в
горизонтальной плоскости будет равно
My = Jy, (90)
где J — момент инерции подвижной части виброподъемника
относительно его вертикальной оси;
ср — угловое перемещение.
Из уравнения (90) с учетом уравнения (86) угловое ускорение
виброподъемника равно
М 4Q0a
ср = -~ = —J— sin? sin @^ + 7), (91)
а угловое перемещение
? = -4^?sinTsinH + T). (92)
Горизонтальное перемещение х точек, лежащих на среднем радиусе
спирального лотка, равно
4Q0ar
х = г ср = j^- sin у sin (o)^ + -у). (93)
Угол бросания на среднем радиусе спирального лотка
виброподъемника определяется выражением
tgP = |- (94)
Подставив в выражение (94) уравнения (89) и (93), получим
формулу для определения угла бросания:
tgP = ^ctgT. (95)
Виброподъемник с двухмассовым маятниковым вибратором.
НИИтракторсельхозмашем разработана конструкция
виброподъемника с двухмассовым маятниковым вибратором, сообщающим
системе подъемника винтовые колебания [3].
На фиг. 45 представлена схема двухмассового маятникового
вибратора.
Электродвигатель / (см. фиг. 45, а) имеет на обоих концах вала
дебалансы 2, расположенные под некоторым углом 2 т друг к другу.
Корпус электродвигателя присоединен к траверсе 3 при помощи
шарнира 4. Траверса 3 в свою очередь присоединена к основанию 5 при
помощи другого шарнира 6.
Ось шарнира 6, как и в маятниковых вибраторах,
предназначенных для возбуждения прямолинейных колебаний, параллельна оси
вала двигателя. Ось шарнира 4 перпендикулярна к плоскости,
проходящей через ось шарнира 6 и ось вала двигателя. Основание 5
устанавливается на рабочем органе виброподъемника.
12

Распределение масс вибратора осуществляется таким образом,
чтобы ось дебалансного вала совпадала с центром удара при
подвеске вибратора на шарнире 6 (центр удара находится от оси шарнира
на расстоянии, равном длине физического маятника). Ось шарнира 4
располагается выше центра тяжести двигателя на столько, чтобы
двигатель всегда находился в устойчивом равновесии (при
равновесном положении ось дебалансного вала горизонтальна).
cp = wt
1 '
2 (
'—' ч
1
i
¦Li
1 i
i i
k
2
)
Фиг. 45
Угол бросания C, обеспечиваемый этим вибратором, определяется
следующим образом.
Благодаря наличию центробежных сил на дебалансный вал
действует сила (фиг. 45, б)
F = 2Q0 cos у (96)
и момент
M = 2Q0asini, (97)
где Q0 — центробежная сила, -определяемая по формуле G8);
а — половина расстояния между дебалансами.
Векторы силы F и момента М имеют одинаковое направление
(по биссектрисе угла 2у) и вращаются вместе с дебалансным валом.
Как известно из теории маятниковых вибраторов, при расположении
дебалансного вала в центре удара на основание не передается
горизонтальная составляющая сила F. Она полностью уравновешивается
инерционными силами, возникающими при качании двигателя на
шарнире 6. Так как можно принять, что центр тяжести двигателя
совпадает с осью шарнира 4, на основание не передается
горизонтальная составляющая вектора момента. Эта составляющая
уравновешивается инерционным моментом, возникающим при качании
дебалансного вала на шарнире 4.
Таким образом, на спираль виброподъемника действуют
составляющие силы F и момента М, векторы которых направлены вдоль
вертикальной оси. Величины их равны:
(98)
(99)
Fy = F cos Ы = 2Q0 cos 7 cos u>t;
My = M cos Ы = 2QQa sin? cose^.
7Э

Сила Fy вызывает прямолинейное колебательное движение
подъемника вдоль вертикальной оси, а момент Му (вместе с
соответствующим гироскопическим моментом)—вращательное колебательное
движение вокруг той же оси. В сумме эти два движения дают винтовое
колебательное движение.
При движении вибратора возникают два гироскопических
момента. Первый гироскопический момент Мгх обусловлен
колебаниями вибратора вокруг вертикальной оси. Вектор его перпендикулярен
к оси дебалансного вала и вертикальной оси, т. е. направлен по оси
шарнира 4, Следовательно, он изменяет инерционный момент,
возникающий при колебании двигателя на шарнире 4. Второй
гироскопический момент Мгу обусловлен колебаниями вибратора на
шарнире 6. Вектор его перпендикулярен к оси дебалансного вала и оси
шарнира 4, т. е. направлен по вертикальной оси. Следовательно,
он изменяет инерционный момент, возникающий при колебаниях
подъемника вокруг вертикальной оси.
Оба гироскопических момента не искажают характера
колебаний виброподъемника, так как гироскопические моменты действуют
по тем же осям, что и моменты, обусловленные наличием
центробежных сил дебалансов.
Гироскопический момент Мгу мал по сравнению с Муу и при
расчете им можно пренебречь.
Линейное ускорение у при движении виброподъемника по
вертикали выражается уравнением
F 2Q
у=-^- = —° cosy cos со/, A00)
где т — масса подвижной части виброподъемника.
Вертикальное перемещение у равно
у= -^ cos у cos со/. A01)
Угловое ускорение ср при колебательном движении вокруг
вертикальной оси выражается уравнением
М„ 2Qa
9 = -/= -J- sin ч cos со/, A02)
где J — полярный момент инерции подвижной части
виброподъемника относительно вертикальной оси.
Угловое перемещение ср равно
ср = — ?^ sin T cos со/. A03)
Горизонтальное перемещение точек, лежащих на среднем радиусе
г спирального лотка подъемника, определяется выражением
х = лр = —j^- sin т cos со/. A04)
Подставляя в выражение (94) уравнения A01) и A04), получаем
формулу для определения угла бросания на среднем радиусе спираль-
74

ного лотка виброподъемника:
На фиг. 46 представлена конструкция двухмассового маятникового
вибратора.
Двигатель / с двумя концами вала установлен на двухшарнирной
подвеске <?, прикрепляемой к подъемнику. На концах вала
установлены дебалансы 4, имеющие секторную форму с вставными пальцами 2.
Благодаря возможности устанавливать в отверстия дебалансов
различные количества пальцев можно изменять возмущающее
усилие вибратора, а следовательно, и амплитуду колебания
виброподъемника, i
Один из дебалансов выполнен поворотным; его угловое положение
фиксируется штифтом, вставляемым в отверстия укрепленного на
валу диска, в результате этого угол между дебалансами' B^) может
изменяться ступенями. За счет изменения возмущающего усилия и
угла между дебалансами можно регулировать режим работы
виброподъемника.
Между двигателем и траверсой подвески имеется резиновая
прокладка, смягчающая удары при слишком больших раскачиваниях
двигателя на нижнем шарнире. Аналогичное назначение имеют
резиновые подушки на верхнем шарнире. Раскачивания эти возникают
как при разгоне, так и при остановке вращения двигателя.
В электросистеме подъемника предусмотрено торможение
двигателя противотоком, необходимое для устранения раскачиваний при
выбеге, когда число оборотов двигателя совпадает с какой-либо из
нескольких собственных частот колебаний.
Шарниры выполнены на роликоподшипниках, что обеспечивает
хорошую передачу переменных усилий.
14. Виброподъемники с электромагнитным приводом
Виброподъемники с электромагнитным приводом изготовляются
работающими как по способу направленной подвески, так и по
способу свободной зарезонансной подвески.
Виброподъемники со свободной подвеской и приводом от двух
или трех электромагнитных вибраторов выпускаются фирмой АЕГ
(ФРГ). Тангенциально расположенные вибраторы подвешиваются к
рабочему органу подъемника под углом к горизонтальной плоскости,
обеспечивая таким образом колебательное движение рабочего органа
по спирали. Вибраторы включаются так, чтобы они работали в одной
фазе. Виброподъемники этого типа выпускаются высотой от 1 до
2,75 м. Спиральный желоб изготовляется из стали или из легких
сплавов. Вес подъемника высотой 2,5 м и внешним диаметром желоба
560 мм, включая вибраторы, составляет 250 кг. Мощность привода
виброподъемников в зависимости от производительности и высоты
подъема составляет от 50 до 600 вт.
75

¦е>
Щ]ШкЩ^^
УуЖГЩ^>^\ '?}щ^ ill
*Sr
76

Виброподъемники с направленной резонансной подвеской могут
быть с одним вертикальным вибратором или с несколькими (обычно
тремя) тангенциальными вибраторами.
Резонансные подъемники представляют собой двухмассовые
уравновешенные системы двух типов:
1) с одним рабочим органом и реактивной массой,
уравновешивающей колебания рабочего органа;
Фиг. 47 Фиг. 48
2) с обеими массами, выполняющими функции рабочего органа,
т. е. служащими для подъема заготовок.
Вибрационный питатель-подъемник с реактивной массой и
тангенциальными вибраторами. На фиг. 47 представлен резонансный
виброподъемник конструкции ЛПИ для заготовок подшипниковых
колец диаметром до 52 мм.
На спиральном лотке подъемника размещается около 800 колец.
Высота подъемника 1,5 м. Скорость движения заготовок вверх по
спиральному лотку плавно регулируется в пределах 5—10 м/мин.
Мощность, потребляемая подъемником при скорости заготовок
10 м/мин, составляет 200 вт.
Конструкция виброподъемника, показанная на фиг. 48, состоит
77

из трубы 1, на наружной цилиндрической поверхности которой
проточена винтовая канавка. В винтовую канавку ввернуты разрезные
кольца 2, которые привариваются к трубе и свариваются между
собой так, что образуют сплошной винтовой лоток. Труба / скреплена
с кольцом 6, которое опирается на три наклонных пружинных
стержня 7, расположенных по касательной к окружности, проходящей
через точки крепления стержней к кольцу 6. Нижние концы этих
наклонных стержней закреплены на массивной плите 9 (реактивной
массе), на ней же тангенциально установлены три электромагнитных
вибратора 8, сообщающие трубе 1 со спиральным лотком
крутильные колебания. За счет изгиба наклонных стержней эти колебания
преобразуются в колебание винтового лотка подъемника по спирали.
В плиту 9 запрессована направляющая стойка 5, имеющая
возможность перемещения в подшипниках скольжения 3 и 14.
Подшипники скольжения закрыты сверху крышкой 16.
Для виброизоляции подъемника он установлен на амортизаторах —
витых цилиндрических пружинах 12, причем во избежание
чрезмерной подвижности подъемника относительно неподвижной плиты 11
на последней закреплена колонка 13, входящая в кольца,
запрессованные в направляющую стойку 5, с небольшим зазором.
Для уменьшения шума, возникающего при движении заготовок
по стальному винтовому лотку, его поверхность покрыта
износостойкой резиной 4. Привод и подвеска трубы 1 закрыты
неподвижным кожухом 15, установленным на стойках 10. Последние свободна
проходят через отверстия в плите 9 и ввинчены в плиту 11.
Конструкция вибраторов и способ крепления пружинных
стержней такой же, как и у бункерного вибропитателя, показанного на
фиг. 39. Виброподъемник работает на частоте 50 гц. Для этого катушка
вибратора подключается к промышленной сети через селеновые
выпрямители. Сила тока, а следовательно, и амплитуда колебаний
регулируются реостатом на пульте управления.
Вибрационный питатель-подъемник с двумя рабочими массами.
Конструкция виброподъемника с двумя рабочими массами отличается
от других конструкций резонансных подъемников и
вибропитателей двухмассовых систем тем, что обе колеблющиеся массы служат
рабочими органами и полностью используются для полезной
работы — подъема деталей. Благодаря этому вес подъемника такой
конструкции при одинаковой мощности и высоте подъема уменьшается
в несколько раз по сравнению с обычными, имеющими реактивную
плиту.
На фиг. 49 представлена конструкция виброподъемника,
разработанная в ЛПИ, для подъема и накопления заготовок игл
топливного насоса в автоматической линии.
На нижней плите 6 жестко крепятся чаша 5 с коническим дном и
нижняя труба 2, являющаяся первой половиной транспортирующего
органа подъемника. К нижней плите 6 на упругих цилиндрических
стержнях (пружинах) 11, расположенных внутри нижней трубы, под-
73

вешена верхняя плита 14, с которой через башмаки 1 жестко связана
верхняя труба 15, служащая второй половиной транспортирующего
органа подъемника. Наружная поверхность обеих труб имеет
спиральный лоток, форма которого соответствует форме транспортируемой
заготовки. Трубы разделены зазором, несколько большим суммы
Фиг. 49
вертикальных амплитуд верхней и нижней масс. Торцы их
выполнены по винтовой поверхности с шагом, равным шагу спирального
лотка (см. вид по стрелке К)- Получившиеся при этом ступени образуют
замок, обеспечивающий беспрепятственный переход заготовки с
нижней трубы на верхнюю.
Привод подъемника состоит из центрального вибратора 4 и якоря
5, расположенных внутри нижней трубы и крепящихся
соответственно к нижней и верхней плитам. Для устранения намагничивания
стальных заготовок вибратор и якорь крепятся к плитам через
алюминиевые прокладки 13 и 10, увеличивающие сопротивление магнитному
потоку, замыкающемуся через нижнюю трубу. Этой же цели служат
72

магнитные экраны 12. Вся система подъемника опирается на три спи*
ральные амортизационные пружины 9, жесткость которых достаточно
мала по сравнению с жесткостью пружинных стержней, что
обеспечивает надежную шиброизоляцию основания, на котором расположен
яодъемник.
Фиг. 50
Для устранения чрезмерной подвижности подъемника на спираль-
ных пружинах служит направляющая ось <§, скользящая в
текстолитовых подшипниках 7. Эта ось, оставляя амортизированной
системе лишь две степени свободы — перемещение по вертикали и
вращение вокруг вертикальной оси, ограничивает возможность остальных
перемещений, что очень важно при значительной высоте подъемника.
При пропускании в катушку вибратора 4 промышленного
переменного тока через селеновый однополупериодныи выпрямитель якорь
и электромагнит вибратора получают вертикальные колебания с
частотой 50 гц, которые наклонными пружинными стержнями 11
преобразуются в колебания верхней (детали 1, <?, 13, 14 и 15) и нижней
(детали 2, 4, 5, 6) масс по спирали. Такое колебательное движение
заставляет заготовки, засыпанные в чашу 5, подыматься вверх по
спиральному лотку сначала нижней трубы 2, затем верхней 15. Верхняя
и нижняя массы и их моменты инерции подбираются одинаковыми, что
обеспечивает их одинаковые амплитуды колебания, а следовательно,
80

и равные скорости движения деталей по спиральному лотку нижней 2
и верхней 15 труб.
На фиг. 50 (обозначения те же, что на фиг. 49) показан способ
крепления пружинных стержней (см.фиг. 49, сеч. А — А и Б — Б.)
Пружинные стержни 11 закреплены в верхнем 1
и нижнем 16 башмаках при помощи зажимов.
Закаленные разрезные втулки 17 и 18
предохраняют кромки башмаков в местах
изгиба пружинных стержней от сминания, чем
обеспечивают постоянство рабочей длины
стержней в процессе длительной
эксплуатации подъемника и сохранение стабильной
настройки. Подъемник работает в
околорезонансном режиме (собственная частота 53 гц),
который достигается расчетом длины и
диаметра стержней соответственно массе
подъемника. Небольшие погрешности расчета и
сборки устраняются перемещением верхних
втулок 17. Передвигая втулки 17 в
небольших пределах, можно регулировать рабочую
длину пружинных стержней, а
следовательно, изменять резонансную настройку в
пределах 5—6 гц.
В сечении Б — Б (фиг. 50) показан способ
крепления верхней трубы 15 к башмакам /
при помощи болтов 19.
На фиг. 51 показан общий вид
вибрационного питателя-подъемника с двумя
рабочими массами. Заготовки с первого
шлифовального станка поступают в чашу
подъемника, скатываясь по наклонному днищу,
попадают в спиральный лоток, двигаясь по
которому поднимаются по спирали нижней,
а затем верхней трубы, и, перейдя в
наклонный вибрационный лоток, попадают в
рабочий орган следующего станка. Скорость
движения заготовок вверх по спиральному лотку регулируется
в пределах 1—8 м/мин. Высота подъемника 1,5 ж.
Глава IV
ОРИЕНТИРОВАНИЕ ЗАГОТОВОК В БУНКЕРНЫХ
ВИБРАЦИОННЫХ ПИТАТЕЛЯХ
15, Классификация заготовок
Основное назначение бункерных вибрационных питателей
заключается в том, чтобы заготовки или детали, насыпанные навалом в
чашу питателя, подавать по одной в рабочий орган станка в определен-
6 Повидайло 81
^шж.
Фиг. 51

ном положении и определенном количестве в единицу времени, т. е„
автоматически ориентировать их в пространстве и выдавать с
заданной производительностью.
Для облегчения выбора того или иного ориентирующего
устройства заготовки можно классифицировать по следующим основным
признакам, определяющим сложность процесса автоматического
ориентирования: 1) по количеству осей и плоскостей симметрии, которые имеет
заготовка; 2) по соотношению габаритных размеров заготовки.
Первый признак определяет количество различных положений,
которые могут занять заготовки на лотке бункерного вибропитателя „
что в свою очередь определяет количество этапов ориентации,
которые должны пройти заготовки до их полного ориентирования. Чем-
меньше осей и плоскостей симметрии имеет заготовка, тем больше
потребуется для нее этапов ориентации.
Второй признак, соотношение габаритных размеров, определяет
устойчивость различных положений заготовок на лотке
вибропитателя. Чем больше разница в различных габаритных размерах
заготовки, тем больше будет разница в устойчивости различных
положений ее на лотке, тем легче за счет лишь формы лотка заставить заготовки
удерживаться на нем только в одних устойчивых положениях и тем
самым осуществлять их ориентирование.
Все штучные заготовки можно разделить на заготовки, имеющие
ось вращения (заготовки формы тел вращения), и заготовки, не
имеющие оси вращения, к которым относятся заготовки, ограниченные
плоскими и криволинейными поверхностями.
В табл. 6 приведена классификация заготовок формы тел
вращения, в которой все заготовки разделены на три основных класса:
нулевой класс — заготовки, имеющие две главных оси вращения.
Заготовки этого класса имеют форму шара и не требуют ориентации
(нулевая степень ориентации). Назначением питателя в этом случае
является разделение и выдача заготовок по одной.
Таблица 6
Класс
Группа
Разряд
Типы заготовок
Нулевой
Две оси
вращения
Первый
82
3 ^ 5
О О
со я ja
? к о
О я »
г>1
Валики
-<1
Диски
Ролийки
<EZ3 е?
Зэ
ее
в о

Класс
Продолжение табл. 6
Группа
Разряд
Типы заготовок
Второй
I
¦=t
о
J>x
Валики
Гильзы
Болты
-<1
Лиски
Кольца
Ролики
Колпачки
LrtZZJ
^^ ?
В=) cQzzd
в в»
О ?3
Первый класс — заготовки, имеющие одну ось вращения и одну
плоскость симметрии, перпендикулярную к оси вращения; требуют
ориентации по их оси,вращения (одна степень ориентации).
Второй класс — заготовки, имеющие одну ось вращения; требуют
две степени ориентации: по оси вращения и относительно плоскости,
перпендикулярной к оси вращения.
По признаку соотношения габаритных размеров заготовки формы
тел вращения разделяются на группы с различным отношением
длины
/
к диаметру -:, определяющими устойчивость их положения на
поверхности лотка
Для заготовок
/
с отношением -т > 1 наиболее устойчивым будет
положение, при котором заготовка лежит на лотке своей
цилиндрической частью.
Для заготовок с отношением -, < 1 наиболее устойчивым будет
положение заготовки, лежащей торцовой частью на плоскости лотка.
Для заготовок с отношением -?=zl\ устойчивыми могут быть
положения заготовки, лежащей как торцовой, так и цилиндрической
частью на поверхности лотка.
Каждая группа второго класса тел вращения разбита на разряды
в зависимости от особенностей, которые могут быть использованы при
осуществлении второй степени ориентации. По этому признаку
заготовки разделены на сплошные и полые. Кроме того, в первой группе
заготовок этого класса выделен еще третий разряд заготовок, имеющих
буртик или головку.
Заготовки, не имеющие оси вращения, разделяются на четыре
класса (табл. 7):
6* 83

Первый —заготовки, имеющие три плоскости симметрии; второй —•
заготовки, имеющие две плоскости симметрии; третий — заготовки,
имеющие одну плоскость симметрии; четвертый — заготовки, не
имеющие плоскостей симметрии.
С возрастанием порядкового номера класса увеличивается
количество возможных положений заготовки на лотке, следовательно, и
сложность процесса ориентирования.
Для разделения заготовок, не имеющих оси вращения, по
признаку соотношения габаритных размеров, они приравниваются к
соответствующим прямоугольным параллелепипедам, в контур которых
вписываются их габариты. По отношению длины L к ширине В паралле-
пипеда, в который вписывается заготовка, каждый класс делится
на две группы: 1-я при — > 1, 2-я при ^ ~ 1, а по отношению
толщины S к ширине В каждая группа делится на два разряда: пер-
вый при g<l (пластины) и второй при ~ ^ 1 (призмы). Заготовки
1-й группы и заготовки разряда пластин имеют большую разницу в
устойчивости различных положений и их легче ориентировать, чем
заготовки 2-й группы и заготовки разряда призм.
Таблица 7
Класс
Группа
Разряд
Типы заготовок
?>1
Пластина тг<1
Призма тг~1
Пластина ~о<1
Призма -т>~1
о
Пластина 7Г<1
Призма -75~1
L
F*1
Пластина тг<1
Призма -т:~1
П^EЭ
ж
Si
<s>
3Z
т
&
П=П <5
У
/
У
мл
В
ш &
ы

Продолжение табл. 7
Класс
»Е
Н
ь"


вертый
Одна плоскость симметрии
Ассим-
мет-
рия
Группа
1
2
1
L
L
—
Разряд
—
— '
—
—
—
Типы заготовок
сз> С?
№ а
Ь
Й>
еE)$
16. Общие принципы автоматического ориентирования
Автоматическое ориентирование в вибрационном питателе — эта
процесс, в результате которого выходящие из лотка питателя
заготовки имеют определенное расположение относительно друг друга.
В зависимости от целевого назначения питателя, а также от
сложности загружаемых заготовок в чаше питателя осуществляется
полное или частичное ориентирование заготовок. Если заготовки,
выходящие со спирального лотка, имеют точно одинаковое
расположение относительно друг друга, то в чаше питателя осуществлено
полное ориентирование.
Частичное ориентирование заготовок в чаше питателя
осуществляется в двух случаях:
1. Когда рабочий процесс допускает возможность частичного
ориентирования и нет необходимости усложнять конструкцию
ориентирующих устройств. Такой случай имеет место в счетных автоматах,
автоматах контроля твердости и др., когда заготовка на рабочей
позиции может иметь несколько определенных положений.
2. Когда деталь имеет сложную геометрическую форму и
осуществление ее полной ориентации затруднено. В этом случае в чаше
питателя осуществляется частичное ориентирование, а окончательное или
полное ориентирование производится в отдельном устройстве,
находящемся вне чаши. Механизмы и устройства для ориентирования вне
чаши аналогичны механизмам, применяемым в существующих
конструкциях бункерных питателей, описанных в литературе [20] и
[28], и в настоящей книге не рассматриваются.
Процесс ориентирования заготовок в чаше питателя в
зависимости от сложности заготовки может состоять из одного или нескольких
8Ъ

этапов, на которых ориентирование осуществляется следующими
способами:
1) путем удержания на лотке заготовок, занявших правильное
положение, и удаления всех остальных;
2) путем придания заготовке, находящейся в неправильном
положении на лотке, требуемой ориентации.
Для увеличения производительности питателя первый способ,
обычно при возможности, частично сочетают на одном этапе со вторым так,
чтобы сбрасываемые с лотка заготовки при падении на дно или
нижний виток лотка поворачивались в требуемое положение. Этим
увеличивается процент заготовок в чаше, имеющих необходимую
ориентацию.
Устройства, осуществляющие ориентирование в чаше
вибропитателя, можно разбить на две группы:
1. Устройства первичной ориентации — устройства, с помощью
которых хаотически расположенные заготовки получают на лотке
одно или несколько определенных устойчивых положений и
ориентируются относительно хотя бы одного габаритного размера (длины,
ширины, высоты) или поверхности (цилиндра, плоскости).
Для заготовок, требующих одной степени ориентации и имеющих
одно устойчивое положение, эти устройства будут осуществлять полное
ориентирование, например ориентирование цилиндрических заготовок
первого класса вдоль их оси вращения.
2. Устройства вторичной ориентации — устройства, в которых
заготовки, имеющие несколько определенных положений, проходят
очередной этап ориентации. Каждый этап ориентации уменьшает
количество положений, занимаемых заготовками на лотке питателя.
Например, заготовки формы тел вращения второго класса, получающих
в устройстве первичной ориентации направление вдоль осей вращения,
в устройстве вторичной ориентации ориентируются определенным
концом вперед.
Ориентирование сложных заготовок третьего и четвертого классов
осуществляется на нескольких этапах при помощи устройства
первичной ориентации и нескольких устройств вторичной ориентации.
17. Устройства первичной ориентации
Первичная ориентация заготовок осуществляется следующими
способами:
1) приданием спиральному лотку формы, которая допускает
попадание на него заготовок только в определенных положениях;
2) установкой на лотке сбрасывателей, пропускающих по лотку
заготовки в определенных положениях и сбрасывающих заготовки,
находящиеся в иных положениях.
На фиг. 52, а показана первичная ориентация цилиндрических
заготовок с -г > 1.
86

Спиральная дорожка лотка, по которой движутся заготовки,
/имеет форму, позволяющую находиться на лотке цилиндрическим
заготовкам только в один ряд в положении вдоль оси вращения.
На фиг. 52, б показано применение того же способа для
цилиндрических заготовок с -з<1. Этот способ может применяться также
для первичной ориентации плоских заготовок типа пластин. Шаг
спирали плоского лотка при определенной его толщине выбирается таким
образом, чтобы на лотке могли уместиться заготовки в один ряд.
Для тонких плоских заготовок применяют устройство
ориентации, показанное на фиг. 52, в. Рабочую плоскость лотка выполняют
с уклоном внутрь чаши под углом 20—25°, оставляя по краю буртик,
имеющий на отдельном участке толщину, несколько меньшую
толщины заготовки. Буртик будет удерживать только нижнюю
заготовку, давая возможность остальным соскальзывать внутрь бункера.
Способ, показанный на фиг. 52, в, весьма универсален и может быть
применен для значительного количества типоразмеров заготовок. При
относительно большой толщине заготовок с закругленными торцами
буртик по краю лотка допускает движение заготовки в положении
У, показанном на фиг. 52, г. В таких случаях для увеличения
производительности неправильно ориентированную заготовку можно не
сбрасывать, а поворачивать в требуемое положение при помощи
кантователя 2.
Цилиндрические заготовки 3-го разряда с отношениями ^^1 на
лотке питателя могут занимать несколько устойчивых положений.
При необходимости подавать заготовки в рабочий орган
лежащими на лотке цилиндрической поверхностью применяется устройство
первичной ориентации, показанное на фиг. 52, д. На высоте от края
лотка, несколько меньшей длины и диаметра заготовки,
устанавливается отсекатель /, который сбрасывает с лотка заготовки в любых
положениях, за исключением заготовок, находящихся в положении 2.
Заготовки, находящиеся в таком положении, попадают в небольшую
цилиндрическую канавку, выполненную на лотке, благодаря чему
свободно проходят под отсекателем.
Если заготовки этого разряда необходимо подавать лежащими на
лотке торцовой поверхностью, применяется устройство первичной
ориентации, показанное на фиг. 52, е. На плоской поверхности лотка
выполняется вырез, не доходящий до стенки чаши, в результате чего
образуется перемычка шириной, несколько меньшей диаметра заготовки.
Длина выреза больше длины заготовки. Над вырезом устанавливается
козырек /. Заготовки 2, перемещающиеся в положении осью вдоль
лотка, проходя под вырезом, выпадают с лотка. Заготовки,
перемещающиеся на торце, удерживаются от опрокидывания в вырез
перемычкой лотка и вертикальной частью козырька.
87

18. Устройства вторичной ориентации
Вторичная ориентация осуществляется путем использования
особенностей конфигурации заготовок (наличие выступов, фасок и
отверстий), а также особенностей расположения их центра тяжести. В тех
случаях, когда эти особенности заготовки не дают возможности
осуществить вторичную ориентацию при помощи специальной формы
лотка, а также неподвижных относительно лотка сбрасывателей и отсе-
кателей, применяют механизмы вторичной ориентации.
На фиг. 53 приведены устройства вторичной ориентации,
применяемые для заготовок формы тел вращения второго класса.
Цилиндрические заготовки с буртиком или головкой, имеющие отношение
j < U при необходимости выдачи их головкой вверх вторичную
ориентацию могут получать в устройстве, показанном на фиг. 53, а.
На плоском спиральном лотке выполняется вырез, над которым
устанавливается коробчатый мостик / с направляющими. Заготовки,
расположенные головкой вверх, зависают на направляющих мостика
и переносятся на другую сторону выреза. Заготовки,
расположенные головкой вниз, выпадают в вырез. При необходимости выдачи
заготовок головкой вниз применяется устройство, показанное на
фиг 53, б.
Над плоским лотком на высоте, несколько большей толщины
головки заготовки, устанавливается козырек 1. Заготовки,
перемещающиеся головкой вниз, свободно проходят около козырька, так как
головка частично заходит под козырек. Заготовки, перемещающиеся
головкой вверх, отодвигаются козырьком к краю лотка и падают в
чашу.
В устройстве, показанном на фиг. 53, ву для вторичной ориентации
используется смещение центра тяжести заготовки типа колпачка с
массивным донышком. Из этого устройства колпачки выходят
ориентированными вниз донышком.
Лоток на участке определенной длины наклонен внутрь чаши и
имеет небольшой по высоте буртик.
Заготовки, лежащие вдоль лотка, скатываются через буртик, а
стоящие донышком вверх опрокидываются в чашу, так как их центр
тяжести лежит за опорной поверхностью.
На фиг. 53, г показано устройство для вторичной ориентации
заготовок с головками или буртиками типа болтов, у которых центр
тяжести смещен в тело стержня. На выходе спирального лотка
выполняется прорезь, в которую опрокидываются стержни заготовок, в
результате этого они повисают на буртике или головке.
На фиг. 54, а показано устройство вторичной ориентации для
заготовок типа колпачков и заготовок с коническим отверстием типа
колец. На плоском лотке выполняется вырез с язычком 1. Заготовки,,
идущие донышком вниз, проходя над вырезом, поддерживаются
язычком / и не выпадают в вырез. Заготовки, перемещающиеся отверстием1
вниз, язычком не поддерживаются и выпадают в вырез лотка. Таким же

Фиг. 52.
Фиг. 53
89>

образом ориентируются кольца с внутренним коническим
отверстием. Длина язычка 1 в этом случае должна быть такой, чтобы он
поддерживал заготовку при прохождении меньшим диаметром вниз
и находился под отверстием заготовки при движении большим
диаметром вниз.
Вторичная ориентация плоских заготовок, имеющих сложную
конфигурацию, может быть осуществлена при помощи профильных
вырезов на лотке.
Фиг. 54
На фиг. 54, б показано устройство вторичной ориентации с
профильным вырезом для пластин бесшумных цепей. Первичная
ориентация этих деталей, в результате которой детали перемещаются в двух
положениях — / и 2, осуществлена на наклонном лотке с буртиком.
На лотке выполнен вырез по форме деталей в положении /, которые,
проходя над вырезом, выпадают в него. Детали, находящиеся в
требуемом положении 2, в вырез не проваливаются и выдаются
питателем.
При ориентации плоских заготовок более сложной конфигурации,
которые после первичной ориентации могут занимать несколько
положений, вырез на лотке выполняется для заготовки, находящейся
в требуемом положении. Под вырезом начинается второй
спиральный лоток, на который ложится выпавшая в требуемом положении
заготовка. Заготовки, находящиеся в иных положениях, в вырез не
выпадают и в дальнейшем сбрасываются.
На фиг. 54, в показано устройство вторичной ориентации для
плоских цилиндрических заготовок с выступом в центре. Опираясь
и а выступ, такая заготовка может занимать на плоском лотке
множество наклонных положений, что затрудняет ее ориентацию.
Первичная ориентация осуществляется наклонным лотком с пазом.
<Э0

Благодаря наклону лотка с него удаляются заготовки, находящиеся
в положении / выступом вверх, и заготовки второго слоя. В
результате на лотке остаются заготовки в положении 2, запавшие выступом
в паз, и заготовки различных наклонных положений, запавшие
ребром в паз.
Для осуществления вторичной ориентации на лотке выполнено
окно шириной, равной ширине паза, в которое проваливаются
заготовки всех наклонных положений, а заготовки 2, имеющие
необходимую ориентацию (выступом вниз), свободно проходят над пазом и
выдаются питателем.
Вторичная ориентация некоторых легких деталей сложной формы,
имеющих одну плоскость симметрии, может быть осуществлена
применением сжатого воздуха.
На фиг. 54, г показано устройство для ориентации заготовок типа
тонких неравнобоких уголков. Такие заготовки на лотке питателя
могут занимать несколько устойчивых положений — ребром вдоль
лотка и несколько положений — ребром поперек лотка. Все заготовки,
находящиеся в положениях ребром поперек лотка, удаляются
при такой ширине лотка, которая не позволяет им удержаться в таком
положении. Ориентация заготовок, перемещающихся в положениях
ребром вдоль лотка, осуществляется за счет струи сжатого воздуха,
которая сдувает заготовки, находящиеся во всех иных положениях,
кроме положения /.
Механизмы вторичной ориентации. На фиг. 55, а показан
механизм вторичной ориентации для заготовок, имеющих одностороннюю
•фаску*. Этот механизм предназначен для ориентирования заготовок
иглы распылителя топливного насоса, однако может быть применен
и для других различных заготовок, имеющих фаску с одной стороны.
Механизм состоит из следующих основных частей: основания У,
прикрепленного к чаше бункера, анкерной вилки 7, которая может
свободно поворачиваться вокруг вертикальной оси 5, легкой
пружины 4, которая удерживает анкерную вилку в определенном положении
прижатой к регулируемому упору Ь.
На анкерной вилке укреплен флажок 2, который может
поворачиваться вокруг горизонтальной оси 6 и удерживается прижатым к
анкерной вилке легкой пружинкой 5.
Механизм ориентации работает следующим образом: заготовки,
идущие конической частью (фаской) вперед, поднимают флажок 2
и обходят слегка выступающий левый зуб анкерной вилки (величина
выступающей части левого зуба анкерной вилки должна быть меньше
величины фаски заготовки). Заготовка (показана пукктиром),
двигающаяся по лотку хвостовиком вперед, упирается в левый зуб
анкерной вилки 7 и в флажок 2 и не может пройти. Под действием
усилия ориентируемой и идущих за ней заготовок анкерная вилка
поворачивается по часовой стрелке вокруг оси 3 и второй зуб вилки
* Поеидайло В. А. и Силин Р. И., Авторское свидетельство № 124778.
91

сдвигает задний конец заготовки со спирального лотка. При этом
идущая сзади заготовка ьходит в образовавшийся между стенкой лотка
и концом ориентированной заготовки зазор и окончательно
сталкивает ее с лотка, а анкерная вилка под действием пружины 4
возвращается в исходное положение до упора S. Падающая заготовка,
ударяясь о штифт 9, поворачивается на 180° и ложится на дно бункера.
При следующем заходе на лоток эта заготовка будет двигаться, имея
правильную ориентацию.
Фиг. 55
На фиг. 55, б показан механизм вторичной ориентации для
заготовок типа ступенчатых валиков (метчиков), центр тяжести которых
находится на стыке двух ступеней, и поэтому использование для их
ориентации устройства, показанного на фиг. 53, г, не представляется
возможным. Механизм выполнен на прямолинейном вибрационном
лотке, осуществляющем подачу заготовок метчиков хвостовиком
вперед.
На определенном участке лотка 1 сделан вырез по контуру
заготовки метчика, расположенного большим диаметром вперед. Снизу
вырез прикрывается заслонкой 2, поддерживаемой легкой пружиной 3.
Центр тяжести заготовок метчика находится примерно на стыке
хвостовой и рабочей части и в зависимости от колебания размеров
заготовки может смещаться в ту или другую сторону. Заслонка 2
нужна для удержания хвостовика от поворота в вырезе, если центр
тяжести смещен в его сторону.
Заготовка, попавшая на лоток, хвостовиком вперед, свободно
проходит над вырезом и поступает в рабочий механизм станка.
Заготовка, попавшая на лоток рабочей частью вперед, проваливается через
вырез и снова поступает в питатель.
92

19. Ориентирование заготовок сложной формы
Ориентирование заготовок, не имеющих осей вращения, сложной
формы C-го и 4-го классов) осуществляется последовательно в
несколько этапов. При разработке схемы ориентирования заготовок
сложной формы рассматривают всевозможные устойчивые положения,
которые заготовка может принять на лотке вибропитателя.
Затем исходя из требуемого положения заготовки, особенностей
геометрической формы, соотношения габаритных размеров и
расположения центра тяжести выбирают соответствующие устройства
первичной и вторичной ориентации, определяют порядок расположения
устройств вторичной ориентации и количество этапов ориентирования.
На фиг. 56 показан пример последовательного ориентирования
заготовки, имеющий одну плоскость симметрии. Заготовка может
занимать на лотке, имеющем небольшой уклон в сторону стенки чаши,
пять групп устойчивых положений (фиг. 56, а). Устойчивыми будут
положения заготовки, перемещающейся по плоскому лотку, если она
касается стенки чаши не менее чем двумя отдельными точками.
При касании заготовки о стенку чаши в одной точке она во время
движения будет поворачиваться вокруг этой точки за счет разности
сил трения о стенку и поверхность лотка, пока не приобретет
устойчивого положения.
В рабочий орган станка заготовки должны подаваться
находящимися в положении т группы III (фиг. 56, а). В группе / заготовки
имеют наибольшую высоту от поверхности лотка по сравнению с
заготовками других групп. Эта группа заготовок удаляется с лотка при
помощи отсекателя 7, установленного на такой высоте, что под ним
свободно проходят заготовки остальных четырех групп (первичная
ориентация).
Заготовки группы // удаляются с лотка при помощи устройства,
показанного на фиг. 56, б. На лотке выполнен поперечный вырез 2.
Заготовки группы //, попадая опорной кромкой в вырез,
поворачиваются в нем и выпадают с лотка, остальные три группы заготовок
свободно проходят над вырезом. Так как устранить с лотка
заготовки группы Vy оставляя при этом на лотке заготовки, находящиеся
в требуемом положении т группы ///, не представляется возможным,
то в данном случае поступили следующим образом.
Заготовки группы /// удаляются с лотка при помощи
продольных вырезов 3 (фиг. 56, в), в которые они проваливаются своими
опорными кромками. Поворачиваясь в вырезах, заготовки группы ///
падают на нижний* виток лотка, приобретая положение заготовок
группы V.
Заготовки группы IV, цепляясь при движении за низкий порог 49
также поворачиваются в положение группы V. Таким образом,
в результате прохождения заготовками четырех этапов
ориентирования, по лотку будут перемещаться заготовки, имеющие положения
группы V. В дальнейшем заготовки поступают на позицию
переориентирования в изогнутый по винтовой линии лоток 5 (фиг. 56, г). Скользя
93

своим ребром по винтовому выступу лотка 5, заготовки,
находящиеся в положениях I7, поворачиваются вокруг продольной оси на 180
Фиг. 56
и приобретают ориентацию группы ///. Так как в группе ///
требуемое положение имеют только заготовки ш, то заготовки п в
дальнейшем удаляются с лотка при помощи наклонного выреза 6.
Заготовки, находящиеся в положении т, свободно проходят над вырезом
6, так как их опорное ребро не совпадает с направлением выреза*
и выдаются питателем на рабочую позицию станка.
Глава V
РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ БУНКЕРНЫХ
ВИБРАЦИОННЫХ ПИТАТЕЛЕЙ И ВИБРОПОДЪЕМНИКОВ
20. Вопросы теории колебательной системы вибрационных
питателей
Вибрационные питатели представляют собой колебательные
(обычно двухмассовые) системы, в которых характер движения масс
рабочих органов питателя определяется как геометрическими, так и
динамическими параметрами системы.
94

Особенностью большинства конструкций вибрационных питателей
является применение резонансного принципа действия, при котором
малой возмущающей силой вибратора возможно развить на рабочем
органе значительные усилия. Устойчивой работы питателей в
требуемом резонансном режиме можно достичь лишь при правильном
расчете их колебательной системы.
>7Z
F3
УУ//У/77//У// '///?,
•'///////у,
Л
Вибрационный питатель может быть представлен в виде модели,
двухмассовой системы с двумя степенями свободы, показанной на.
фиг. 57, а. Масса т2, представляющая основание питателя,
располагается на амортизационных подвесках малой жесткости с2.
Чаша питателя представлена в виде массы т1У расположенной
на упругих подвесках жесткостью сг.
На каждую массу действуют возмущающие усилия вибратора,
равные по модулю и прямо противоположные по фазе.
Для упрощения расчетов сопротивлениями в системе, которые*
будут учтены в дальнейшем, пренебрегаем.
Дифференциальные уравнения движения для обеих масс,
находящихся под действием^гармонической возмущающей силы F sin (о/,
будут иметь вид:
т-хУх = — ci (Уг — У^ — F sin <ot;
ЩУ2 = — С2У2 + сг (уг + у2) + F si п со Л
Для упрощения уравнений введем обозначения:
tn2
= а\
?'i * С\_ j. F_ . F
m2'~ ' m1~~ ' тг~~ Ч1' 7n2
A06>
A07)-
Принимая частное решение уравнений A06) в виде
уг = Аг sin ut; |
у2 = A2s\nv)t J
и подставляя его в уравнение A06) с учетом обозначений A07), полу-
A08)'
чаем:
(я — оJ)Л2 — ЬАг = q±\
A2d + (d — io2)A1 = — q2.
A09).
95»

Решая уравнения A09), можно получить отношение амплитуд
(колебания верхней и нижней масс:
А2 (d — u2)q2 — bqi v '
Подставив в уравнение (ПО) обозначения A07) и произведя
сокращения, получим:
Л2 C02/72i V
Частотное уравнение системы получается следующим образом. При
устранении возмущающей силы, т. е. при qx = 0 и q2 = 0, из
уравнений A09) получим:
(а-^2)А2-ЬА1 = 0; )
A2d + (d — u*)A1 = 0. ]
Уравнения A12) могут дать для А\ и Аъ отличные от нуля решег
«ния, если определитель системы уравнений A12) равен нулю:
\а~л*%7ъ 2h0- (из)
I d d — оJ1 v '
Развернув определитель, получим уравнение
ы*-^а* (а + d) + d(a — Ь) = 0. A14)
Это биквадратное уравнение называется частотным уравнением
системы.
Решив уравнение A14) и подставив обозначения выражений A07),
лолучим две собственных частоты системы:
Щ,2 :
= \/тг (С1 + сг) + т2С1 + -, /| т^ ^ + с^ + "^ )а _ jifl. (Ц5)
Жесткость нижних пружинен, устанавливаемых для целей
амортизации, выбирается значительно меньше жесткости основных
подвесок ci(C2<^ci). Поэтому с достаточной для практики точностью можно
принять С2 = 0, тогда из уравнения A15) оI = 0. Вторая
собственная частота колебаний будет равна
V
ГП1ГП2
Подставляя съ = 0 в уравнение A11), получаем:
41 = -. (П7)
Из выражения A17) видно, что амплитуды вынужденных
колебаний обратно пропорциональны величинам масс систем. Введем
обозначение
т\т2
~~~ /я
96
М= JUl^L., (US)
т1 + т2 v '

Тогда уравнение A16) можно представить в виде
где оH — собственная частота колебаний системы;
М — приведенная масса системы;
с — жесткость упругих подвесок чаши питателя.
Таким образом, дифференциальные уравнения двухмассовой
системы вибропитателя с двумя степенями свободы можно свести к
уравнению движения одномассовой системы с одной степенью свободы.
Поэтому дальнейшие выводы будем делать по одномассовой модели
питателя (фиг. 57, б) с введением в систему сил сопротивления Тс.
Силы сопротивления, действующие на колебательную систему
питателя, состоят из сил внутреннего сопротивления в материале
упругих подвесок и сил внешнего сопротивления — сил трения
заготовок о поверхность чаши.
Для удобства расчетов будем рассматривать суммарную силу
всех сопротивлений, действующих в системе, эквивалентную
вязкому сопротивлению и, следовательно, пропорциональную первой
степени скорости смещения:
Tc = — hyt A20)
где h — коэффициент сопротивления;
у — перемещение массы.
Уравнение вынужденных колебаний одномассовой системы имеет
вид:
¦•* • о * I 9 Z7 sin oat /iniv
у + 2пу + а2у = —jjj— , A21)
где п = х коэффициент затухания.
Если пренебречь затухающими колебаниями, имеющими
значение лишь в начале движения, то перемещение колеблющейся массы
при установившихся вынужденных колебаниях определяется
уравнением
у = -А>-^г= \ —sin К-в), A22)
]/Ki)+-^
где е" — угол сдвига фаз между перемещением и внешней силой.
Угол е определяется из соотношения
(Л П
2-
§е = ^г—;= 7ZT2- A23>
(У
Обозначив ^ Уст и подставив в формулу A22), можно записать
™а>о2
Повидайло
А = уст \ —, A24)
У \ <»q/ «о
97

6Я -г"Ф 89 -гпф

где ycrn— статическое смещение, которое получилось бы при
статическом приложении силы F.
Отношение — называется динамическим коэффициен
Уст
т о м {1. Выражение для динамического коэффициента получается из
формулы A24):
t* = A= 1 __= . A25)
Уст ft со2>2 4оJд2 v
а>п/ а>0
и0/ ш0
Величина [л зависит от отношения —угловых частот
возмущающей силы и свободных колебаний без затухания, а также от
отношения—, которое практически в большинстве случаев мало.
0l>o
Значения динамического коэффициента в зависимости от — при
(x>q
различных значениях затухания, характеризуемого величиной — ,
представлены на фиг. 58. Получающееся семейство кривых
называется частотными характеристиками или резонансными кривыми
колебательной системы.
Если затухание в системе невелико, то по мере возрастания
частоты возмущающей силы со динамический коэффициент, а
следовательно, и амплитуда колебаний увеличиваются.
Максимум динамического коэффициента несколько смещен в
сторону от абсциссы — = 1. Однако это смещение мало и можно при-
ближенно определить [хтах, подставив в формулу A25) со = со0:
^тах = ^. A26)
Отсюда видно, что максимум динамического коэффициента обратно
пропорционален коэффициенту затухания п.
Максимальная амплитуда колебаний определяется выражением
у ®
^тах == Уст Р-тах == KZ— • 0^')
Область увеличения амплитуд, где р > 1, называется областью
резонанса.
Резонансной частотой называется частота внешней силы,
совпадающая с частотой собственных колебаний системы.
Из графиков на фиг. 58 видно, что если частота возмущающей
силы мала по сравнению с собственной частотой колебаний системы,
то динамический коэффициент близок к единице (при— ->0, ц = 1)
«о
и амплитуда вынужденных колебаний приблизительно равна устл
Это означает, что в подобных случаях перемещение массы в любой
момент может быть с достаточной точностью вычислено в предполо?
жении статического действия возмущающей силы Fsinco/.
7* 99

В другом крайнем случае, когда частота возмущающей силы со
велика по сравнению с собственной частотой колебаний системы со0,
динамический коэффициент становится весьма малым и также
малыми оказываются амплитуды вынужденных колебаний (при—-> со (i=0)
Кривые, построенные для различных затуханий, в обоих
отмеченных крайних случаях сходятся очень близко (фиг. 58). Отсюда
следует, что при отстройке вибропитателя силы демпфирования
не Ихмеют практического значения при вычислении амплитуды выт
нужденных колебаний.
Когда частота возмущающей силы приближается к частоте
собственных колебаний системы, динамический коэффициент, а
следовательно, и амплитуда колебаний, быстро увеличиваются и
становятся весьма чувствительными к изменениям затухания в системе.
Поэтому в вибрационных питателях, работающих вблизи резонансной
частоты, необходимо по возможности точнее учитывать величины
сопротивления.
При вынужденных колебаниях системы имеет место
«запаздывание» колебаний, определяемое фазовым углом е, зависящим от отно:
шения — и затухания в системе.
coo J
Зависимость угла сдвига фаз s от частоты возмущающей силы
называют фазовой характеристикой.
На фиг. 59 показан график зависимости угла сдвига фаз от
отношения частот при различных величинах затухания в системе. Как
видно из графика и анализа формулы A23), при резонансе сдвиг
фазы между возмущающей силой и перемещением равен ^ независимо
ft)
от степени демпфирования, так как при —= 1 ;tge =oo. При этом
колеблющаяся масса проходит через среднее положение в момент,
когда возмущающая сила максимальна.
При -=0и-= оо независимо от величины — по формуле A23)
Г 0H 0>о 0>о
находим ео~0 и б», =те. Таким образом, для случая дорезонансной
настройки вибрационной системы питателя угол сдвига фаз г
находится в пределах от 0 до 90°. В случае зарезонансной настройки
вибрационной системы угол сдвига фаз будет изменяться в пределах
90—180°.
На фиг. 59 для увеличения масштаба графика величины сдвига
фаз даны в пределах обычной области настройки систем вибропитат
телей (вблизи резонанса).
Амплитуда колебаний рабочего органа, а следовательно, и
производительность питателя может колебаться в широких пределах
в зависимости от близости настройки системы к состоянию резонанса.
Максимальная амплитуда колебаний, а следовательно, и
минимальное потребное возмущающее усилие вибратора будет при настройке
100

системы в резонанс (т. е. при со = со0). Однако при точной настройке
в резонанс на величину амплитуды колебаний значительное
влияние оказывает изменение затухания в системе, которое будет
зависеть от количества загружаемых заготовок в питателе. В результате
этого производительность питателя, настроенного в резонанс, будет
неустойчивой.
Поэтому частоту собственных колебаний питателя со0 выбирают
несколько большей частоты возмущающей силы—<1, т. е. питатель
0H
работает на поднимающейся ветви резонансной кривой в так
называемом дорезонансном режиме. Такая настройка колебательной
системы питателя обусловлена тем, что при некотором отклонении
собственной частоты от резонансной резко снижается
чувствительность системы к изменению затухания. Отклонение этой частоты в
сторону ветви дорезонансной кривой имеет следующие преимущества.
Вибрационный питатель должен обеспечить стабильную работу
и примерно одинаковую производительность при почти пустой и при
полностью загруженной заготовками чаше.
Загруженные в чашу питателя заготовки влияют на два
параметра его колебательной системы — частоту собственных колебаний
и затухание в системе. При увеличении количества загружаемых
заготовок снижается (хотя и незначительно) частота собственных
колебаний системы и при этом одновременно усиливается затухание
в системе.
При дорезонансной настройке изменение этих двух параметров
оказывает на систему взаимно противоположное влияние.
Снижение собственной частоты приближает систему к состоянию
резонанса, что должно было бы увеличить амплитуду колебаний,
однако изменение другого параметра (увеличение затухания в
системе) оказывает на нее обратное действие. Таким образом, влияние
загружаемых заготовок на работу питателя при такой настройке
может быть значительно уменьшено.
При зарезонансной настройке изменение обоих параметров
(уменьшение собственной частоты колебаний и увеличение затухания в
системе) влияет на систему в одном направлении —¦ приводит к
уменьшению амплитуды колебаний, а следовательно, к снижению
производительности.
Другим преимуществом дорезонансной настройки является то,
что при такой настройке максимальное значение магнитного
силового пэтока электромагнитного вибратора совмещается с
минимальным значением воздушного зазора между статором и якорем
вследствие минимальных значений углов сдвига фаз е (фиг. 59). В
результате этого значительно уменьшается ток холостого хода.
Для правильного выбора собственной частоты колебательной
системы питателя, обеспечивающей удовлетворительную устойчивость
рдботы и минимальное требуемое усилие вибратора, необходимо знать
затухание в системе ц влияние на него загружаемых заготовок.
W

Экспериментальное определение затухания в системе
вибропитателя. Экспериментальное исследование затухания проводилось на
нескольких вибропитателях с подвеской чаши на цилиндрических
стержнях. Записывались осциллограммы свободных колебаний
вибропитателя с пустой чашей, а затем с чашей, в которую загружалось
различное количество заготовок. Для записи колебаний
использовался индуктивный виброметр, описанный в гл. I, параграфе 4.
Запись осциллограмм осуществлялась следующим образом. Чаше
питателя сообщались колебания в эффективном режиме с
параметром i = 2- Затем включалась запись на магнитоэлектрическом
осциллографе и выключался вибратор питателя. На пленке осциллографа
получалась запись свободных колебаний системы с амплитудами,
соответствующими режиму с параметрами \ = 2 и ниже.
Полученные таким образом осциллограммы свободных колебаний позволили
определить затухание в системе питателя без загрузки, а также
влияние загрузки на демпфирование в системе.
На фиг. 60 представлены осциллограммы свободных колебаний
питателя, снятые описанным способом. Угловая частота
собственных колебаний питателя без заготовок составляла со = 290 сек-1.
На фиг. 60, а показана осциллограмма свободных колебаний
питателя без загружаемых заготовок. Как видно из осциллограммы,
затухание в системе весьма мало. Отношения последовательных
амплитуд колебаний практически равны между собой и составляют
1,04.
Логарифмический декремент затухания колебаний X =1п1,04 =
= 0,039. Период колебаний составляет Тср = 0,0218 сек. Коэффициент
затухания п = '-- = 1,8. Максимальный динамический коэффициент,
ср 290
определяемый по формуле A26), равен ji ^^=2T8 = ^'
Показатель затухания —= ^ = 0,0060.
со о ^У1)
На фиг. 60, б, в и г показаны осциллограммы свободных колебаний
питателя, загруженного заготовками.
При загрузке питателя осциллограммы снимались на
повышенной скорости движения ленты. Отношение приведенной массы
загруженных заготовок т3 к приведенной массе питателя т при снятии
осциллограммы, показанной на фиг. 60, б, было равно — = 0,5. Как
видно из осциллограммы, загрузка питателя заготовками значительно
увеличивает демпфирование в системе.
На фиг. 60, в показана осциллограмма свободных колебаний при
отношении— = 1, а на фиг. 60, г —- осциллограмма, снятая при
^ = 1,5.
т
Результаты, полученные из осциллограмм свободных колебаний
питателя при различных загрузках, приведены в табл, 8.
Щ

Таблица 8
т3
~т
1
0
0,5
1,0
1,5
п
wo
2
0,006
0,05
0,07
0,10
^max
3
80
10
7
5
<°03
<1H
4
1
0,98
0,97
0,96
О)
И-
5
10
7,3
6,2
4,7
= 0,95
6е
6
6
44
53
62
со
^0 '
*
7
5,2
4,8
4,3
3,8
= 0,9
1 -
8
3
25
33
43
т3 rs
т
т,
т
3 = !,5
Фиг, 60
В первой графе табл. 8
показаны отношения т^-,
т
при которых снимались
осциллограммы. Во второй
графе даны показатели
затухания колебаний — со-
J 0H
ответствующие разным
загрузкам, полученные из
осциллограмм.
В третьей графе
приведены значения
максимального динамического
коэффициента при резонансе
Ртпах, определенные по
формуле A26). В четвертой
графе даны результаты
изменения собственной частоты
при различных загрузках,
полученные из
осциллограмм. Собственная
частота колебаний
загруженного питателя cd03
определялась на отрезках
осциллограмм, где амплитуды
колебаний чаши
соответствовали эффективным
режимам (? = l,5-f-2).
Собственная частота
питателя со0 без загрузки
определялась по осциллограмме,
показанной на фиг. 60, а.
В графах пятой и шестой
табл. 8 показаны
величины динамического коэффи-
103

циента [х и фазового угла s для случая дорезонансной настройки
системы на величину — = 0,95. Величины \ъ и е подсчитаны по
формула
лам A25) и A23). В графах седьмой и восьмой приведены величины
О)
(х и е для случая настройки системы на величину —= 0,90.
Как можно видеть из табл. 8, при работе в резонансном режиме
максимальный динамический коэффициент, а следовательно, и
амплитуда колебаний при загрузке заготовок, масса которых составляет
половину массы питателя, уменьшается в 8 раз. При работе в доре-
СО
зонансном режиме с —= 0,95 динамический коэффициент при той же
о
со
загрузке изменится в 1,37 раза, а при работе с — = 0,9 в 1,1 раза.
о
(О
Если принимать отношение — менее 0,9, то существенного
увеличения устойчивости амплитуды не получим, но величина
динамического коэффициента будет уменьшаться и, следовательно, будет
возрастать потребное возмущающее усилие привода. Поэтому вибро-
СО
питатели рассчитывают на работу в режимах с отношениями — =
=0,95-4-0,9. Большие величины этих отношений следует принимать
у питателей, масса загрузки которых меньше массы питателя. Мень-
@
шие величины отношений — следует принимать у питателей, масса
загрузки которых больше массы питателя, а также у питателей, к
стабильности работы которых предъявляются повышенные
требования. При этом надо учитывать, что величина возмущающей силы
со
вибратора у питателя, работающего в режиме —- = 0,9, должна
о
быть в l,5-f-2 раза больше, чем у питателя, работающего в режиме
со
с -= 0,95.
Величина возмущающей силы и мощность, необходимые для
преодоления сил сопротивления. Затраты энергии на поддержание
установившихся колебаний вибрационной машины зависят от сил
сопротивления в ее системе.
Рассмотрим работу, производимую возмущающей силой F sin со/
за цикл в процессе установившихся вынужденных колебаний.
Скорость точки приложения возмущающей силы
у= о) cos (a)/ —s). A28)
Г)
ПоэтОхму работа Е', произведенная за период колебаний х=—,
будет равна
?' = $F sin «Mm cos (at - e) dt = Ao>x^sins ^%AF sin e. A29)
104

Эта работа должна быть равна энергии Е"', рассеиваемой
вследствие действия силы вязкого сопротивления ТСОпР= — hy за тот же
промежуток времени.
Умножая силу сопротивления ТС0Пр на ydt и интегрируя в
интервале от 0 до т, получаем для рассеиваемой за цикл энергии выражение
Е" = ] АЛ2о>а cos2 (ш/ — е) Л = ^^ = теАЛ V A30)
о z
Приравнивая Е' и ?"', получаем уравнение для определения
амплитуды возмущающей силы F:
F = ^~. A31)
sine v '
Подставив в уравнение A31) вместо величины h ее значение h =
2/п/г, получим:
F = 2Ла)/УШ. A32)
sins v 7
Средняя мощность УУ, необходимая для преодоления силы
сопротивления,
N = — = —S— = А2®2тп. A33)
21. Определение основных конструктивных параметров
вибропитателя
Правильно разработанная конструкция вибрационного питателя
должна обеспечить надежную его работу в оптимальном для данных
заготовок режиме и иметь требуемую производительность при
минимальной потребляемой энергии.
Параметры оптимального режима работы питателя зависят от
частоты колебаний, характера загружаемых заготовок и скорости их
движения, которая должна обеспечить требуемую производительность
питателя.
Производительность вибрационного питателя определяется по
формуле
60 V3
Q = —j—к шш/миНу A34)
з
где v3 — средняя скорость движения заготовки по лотку в мм/сек;
13 — длина заготовки;
к — коэффициент заполнения, учитывающий разрывы в потоке
заготовок, движущихся по лотку.
Производительность вибрационного питателя не является
величиной строго постоянной, а может колебаться в определенных
пределах в зависимости от колебаний величины скорости движения
заготовок и коэффициенту заполнения.
105

Для обеспечения бесперебойной работы станка-автомата
вибрационный питатель, подающий заготовки в станок, рассчитывают на
работу с «переполнением», т. е. расчетную производительность
питателя Q берут несколько большей производительности станка Qcm:
Q=KnQcm, A34a)
где кп — коэффициент переполнения, учитывающий превышение
производительности питателя над производительностью станка.
Величина коэффициента переполнения зависит от стабильности
работы питателя и количества заготовок, вмещающихся в магазин,
устанавливаемый между питателем и рабочим органом станка. Для
большинства вибрационных питателей можно принять кп = l,l-j-l,3.
Требуемая скорость движения заготовок по лотку вибропитателя
определяется из формулы A34)
* = ш- <135>
Коэффициент заполнения. Коэффициентом заполнения к
называется отношение фактической производительности питателя Q
к максимально возможной теоретической QT :
*=<?. азе)
Максимально возможная теоретическая производительность
определяется как производительность питателя при движении заготовок
(имеющих требуемую ориентацию) сплошным потоком без промежутков
Qr="-f. A37)
Коэффициент заполнения зависит от количества степеней
ориентации заготовки, соотношения ее габаритных размеров,
конфигурации ее поверхностей и способов ориентирования заготовки.
Коэффициент заполнения для гладких цилиндрических заготовок,
ориентация которых осуществляется при помощи способов,
показанных на фиг. 52, а, в и г, находится в пределах к = 0,90-^-0,98.
Коэффициент заполнения при способе первичной ориентации
гладких заготовок с отношением ^<1, показанным на фиг. 52, б,
равен к = 0,7-^0,9, а по способу сбрасывания неправильно
расположенных заготовок с -т-^ 1 (фиг. 52, дне) равен к = 0,35-f-0,55.
Коэффициент заполнения для заготовок более сложной формы,
ориентация которых осуществляется на нескольких этапах (общим
числом г) определяется по формуле
к = кхк2. . .kz, A38)
где /ci, кг, . . ., кг •— относительные коэффициенты заполнения после
соответствующего этапа ориентирования, Относительный коэффициент
106

заполнения кг после z-ro этапа ориентирования определяется по
формуле
llPl + 1*Р* + • • • + 1тРт
где /i, /г,/з ,. . .,/л — размеры, которыми заготовка располагается
вдоль лотка во всех п положениях,
возможных до 2-го этапа ориентирования;
pi, рг, рз,. . .,рп—вероятности расположения заготовок в
каждом из этих п положений;
/i, /2, . . ., lm — размеры, которыми заготовка располагается во
всех т положениях, возможных после г-го
этапа ориентирования;
pi, р2, . . ., рт — вероятности расположения заготовок в каждом
из т положений.
Для цилиндрических заготовок второго класса с отношениями-у > 1
и—<1 иплоских заготовок первого класса формула A39) для
определения относительного коэффициента заполнен-ия после второго
этапа ориентирования примет вид
к2 = ^ . (НО)
Заготовки этих типов после первичной ориентации имеют
расположение наибольшим размером / вдоль лотка, поэтому можно
принять
/i = /2 = /.
Вероятность расположения заготовок определенным концом
вперед или назад обычно для таких заготовок равна рх = р2 =я0,5.
Если вторичная ориентация осуществляется путем сбрасывания
заготовок, имеющих одно из двух возможных положений на лотке,
то после второго этапа ориентирования на лотке останутся заготовки
одного положения /i = /, поэтому из формулы A40)
К2~ 0,5 / + 0,5/ ~U'D-
Относительный коэффициент заполнения после первичной
ориентации способами, показанными на фиг. 52, а, в, г, равен кг = 0,90-~
0,98. Коэффициент заполнения таких заготовок после полного
ориентирования, определяемый по формуле A38), будет находиться в
пределах
к = KlK2 = @,90 ~ 0,98) . 0,5 = 0,45 ~ 0,49.
Если принять меры для поворота во время падения сбрасываемых
заготовок в требуемое положение (фиг. 55, а), то коэффициент
заполнения можно повысить до к = 0,6-ь0,7.
Частота колебаний. При выборе частоты колебаний, на которой
будет работать питатель, исходят из следующих соображений.
Наиболее просто осуществлять колебания чаши питателя при помощи
107

электромагнитных вибраторов, работающих с частотой 50 и 100 гц.
Частоту 100 гц целесообразно применять у вибрационных питателей
для мелких заготовок с диаметром чаши до 200 мм. Для частоты
100 гц режим работы питателя, определяемый по предельной скорости
соударения заготовок, будет иметь более высокий параметр ?, а
следовательно, будет менее чувствительным к изменению коэффициента
трения и будет иметь больший коэффициент скорости.
У более крупных питателей при больших размерах колеблющихся
поверхностей и значительных амплитудах колебаний работа на
высокой частоте сопровождается неприятным шумом. Кроме того, при
меньшей частоте колебаний допустимы менее жесткие и, следовательно,
более легкие колеблющиеся массы питателя, что в свою очердь
приводит к уменьшению общего веса питателя и уменьшению
габаритов и мощности вибратора. Поэтому у вибрационных питателей
с диаметром чаши до 500 мм целесообразно применять частоту 50 гц.
Для питателей более крупных размеров желательно применять
частоту 16—25 гц, так как при этих частотах, лежащих на пороге
слышимости, шум, вызываемый работой питателя, значительно меньше.
Такая частота колебаний достигается при помощи электромагнитных
вибраторов, питаемых током пониженной частоты, а также при
помощи инерционных дебалансных или эксцентриковых вибраторов.
Например, инерционный вибратор или вибратор с эксцентриком,
имеющие стандартный электромотор с числом оборотов 1440 об/мин,
обеспечивают частоту 24 гц.
Угол подъема спирали лотка. Как видно из графиков (см. фиг. 9
и 18) с увеличением угла подъема спирали лотка уменьшается
величина коэффициента скорости и увеличивается чувствительность
режимов к изменению величины коэффициента трения, т. е. движение
заготовки становится менее устойчивым. При определенных
предельных величинах углов опргд, зависящих от коэффициента трения
заготовки по лотку и режима работы питателя, движение заготовок
вверх по лотку становится невозможным.
Поэтому величину угла подъема лотка а следует выбирать
минимально возможной, учитывая величины предельных углов для
данных заготовок. Обычно угол подъема а для стальных заготовок,
двигающихся по стальному лотку в эффективных режимах % = l,6-f-2,
принимается в пределах а = 1-=-3°. Увеличение угла а можно
допустить для заготовок с высоким коэффициентом трения по
поверхности лотка (см. фиг. 18).
Конструкция и размеры чаши питателя, форма и шаг спираль-
кого лотка. Форма и размеры чаши питателя зависят от размеров
за^ужаемых заготовок, способа ориентации и объема одновременно
засыпаемой партии заготовок. Чаша питателя может иметь
цилиндрическую или коническую форму. Предпочтение отдают цилиндрической
форме чаши как более технологичной. Спиральный лоток обычно
зыполняют на внутренней цилиндрической поверхности чаши.
108

Форма и шаг спирального лотка выбираются в зависимости от
способа ориентации и размеров заготовок.
Для плоских и цилиндрических заготовок, имеющих толщину
порядка 10 мм и более, при применении способа первичной
ориентации, показанного на фиг. 52, б, можно рекомендовать плоский лоток,
выполненный так же, как у питателя, представленного на фиг. 38.
Рабоча^ плоскость лотка должна быть наклонена в сторону стенки
чаши под углом 3—4° для более устойчивого движения заготовок,
которые при этом прижимаются к стенке чаши.
Шаг спирального лотка в этом случае должен быть таким, чтобы
на лоток не могли попасть одновременно две заготовки одна над
другой. Шаг определяется по формуле
/=lf5 h + 8, A41)
где h — меньший из габаритных размеров заготовки;
8 — толщина лотка.
Ширина лотка В = b + B -ч- 3) мм, где b — ширина или
диаметр заготовки.
Минимальный средний диаметр спирального лотка питателя
определяется исходя из шага / и угла подъема спирали а:
Принимая а = 1,5°, получаем Dcp = 12/.
Минимальный внутренний диаметр чаши питателя будет равен
D= 12/ +В, A43)
где В — ширина лотка.
С другой стороны, для обеспечения высокого коэффициента
заполнения диаметр чаши должен быть
D>(8-^12)/3, A44)
где 13 — наибольший габаритный размер заготовки.
Для увеличения коэффициента заполнения в конструкциях с
такой чашей к лотку на расстоянии от днища чаши, меньшем диаметра
заготовки, необходимо закрепить опрокидыватель 18 (см. фиг. 38)
для опрокидывания заготовок, двигающихся по днищу в
вертикальном положении. Высота чаши Н при наличии предбункера
выбирается в пределах Н = @,2-f-0,4)D. При отсутствии предбункера
высота чаши выбирается в зависимости от объема одновременно
загружаемой партии заготовок.
При первичной ориентации средних и крупных заготовок по
способу, показанному на фиг. 52, в> диаметр чаши питателя определяется
по формуле A44), а шаг спирали выбирается исходя из угла подъема
лотка а = 1,5-г-2°.
Для мелких заготовок диаметр чаши выбирается исходя из объема
загружаемых заготовок. Коническую чашу в питателях применяют
обычно для заготовок относительно сложной формы при
необходимости иметь два или больше спиральных лотков.
109

В случае многозаходной спирали для уменьшения угла подъема
лотка расстояние между соседними витками необходимо делать
минимально возможным, что в некоторых случаях будет приводить
к заклиниванию заготовок в закрытом сверху лотке. Кроме того,
закрытый сверху лоток может снизить коэффициент заполнения и не
всегда удобен для расположения на нем ориентирующих устройств.
Спиральные лотки, выполненные на конической внутренней
поверхности чаши, могут при небольшом расстоянии между витками по
вертикали иметь открытую сверху рабочую поверхность.
Чашу питателя для заготовок небольших размеров целесообразно
изготавливать вместе со спиральным лотком из цельного материала
(дюралюминий, сталь или пластмасса). Чашу питателя для средних
и крупных заготовок можно изготавливать составной. Для этого на
внутренней поверхности цилиндрического кожуха нарезается
винтовая канавка глубиной 2—-3 мм и шириной, равной толщине лотка.
Затем в эту канавку ввинчиваются лотки, изготовленные в виде
колец, разрезанных по радиусу. Лотки должны иметь жесткое
соединение с кожухом, что достигается сваркой.
Для устранения излишнего шума, создаваемого заготовками при
их микрополетах, рабочую поверхность лотка покрывают
износостойкой резиной.
Днище чаши питателя выполняется конической формы для
надежного поступления заготовок к спиральному лотку. Угол при
вершине этого конуса зависит от коэффициента трения и формы
заготовок. Для средних заготовок цилиндрической формы этот угол
выполняется равным 160—170°. Для плоских заготовок и заготовок
малых размеров с высоким коэффициентом трения угол при вершине
делают меньше. Вибрационные питатели снабжаются предбункером
(см. фиг. 38) в случаях, когда необходимо загружать в него большие
партии заготовок сравнительно крупных размеров. Размеры пред-
бункера определяются объемом одновременно загружаемых заготовок.
Для того чтобы в предбункере не образовывались своды, пред-
бункер должен иметь диаметр воронки на выходе
De = C~4)d, A45)
где d — диаметр плоских заготовок (типа колец).
Расстояние между торцом воронки и днищем чаши должно быть
примерно равно диаметру заготовки или несколько меньше его.
Угол наклона подвесок. Угол наклона подвесок к вертикали ф
(см. фиг. 39) должен обеспечить получение требуемого угла
бросания р на спиральном лотке питателя. От правильного определения
величины угла <|> будет зависеть режим работы питателя и
достигаемая им производительность.
В бункерных вибрационных питателях наклоннные подвески
обычно располагают таким образом, чтобы горизонтальная проекция их
была касательна к окружности радиуса г, проходящей через точки
крепления подвесок к чаше.
110

Если принять, что направление движения точки крепления
подвески перпендикулярно к ее геометрической оси в статическом
состоянии, то угол бросания в точке крепления убудет равен
статическому углу наклона подвески ф. Однако такое направление
движения имеет место не во всех случаях.
При жесткой заделке подвесок, как показали экспериментальные
исследования, действительный угол бросания рЛ несколько
отличается от угла ф.
Определение действительных углов бросания проводилось на
вибрационном питателе с подвеской чаши на цилиндрических стержнях.
Путем одновременного измерения при помощи двух виброметров
горизонтальной и вертикальной амплитуд колебания чаши было
обнаружено, что угол бросания |3Г больше угла ф. Это явление можно
объяснить смещением положения равновесия, относительно которого
колеблется подвеска, а также искривлением ее упругой оси во время
работы питателя, в результате чего кинематический угол наклона ф*
оказывается больше статического.
Угол бросания на среднем радиусе спирального лотка R
определяется по формуле
tgP = tg*^. A46)
Кинематический угол наклона подвесок отличается от статического
на величину коэффициента щ:
tg Ф = tg фя IC4». A47)
Для питателей с вертикальным вибратором и подвеской чаши на
цилиндрических стержнях, работающих на частоте 50 гц и углах
ф= 15—-200, определенный экспериментальным путем коэффициент
щ = 0,7.
Из формулы A47) с учетом выражения A46) получим формул)
для определения угла наклона подвесок в одномассовых системах:
tg* = tgp-?/v A48)
В двухмассовых конструкциях бункерных вибропитателей и
виброподъемников углы бросания будут зависеть от динамических
параметров системы — соотношения верхней и нижней масс и их
моментов инерции. Углы бросания на верхней и нижней массе с учетом
динамических параметров системы определяются следующим образом.
Рассмотрим движение верхней тв и нижней тн масс системы
вибропитателя в цилиндрических координатах (фиг. 61, а). Моменты
инерции верхней и нижней масс относительно оси z обозначим
соответственно J в и /w.
На обе массы питателя действуют равные и противоположно
направленные возмущающие усилия вибратора Fsmut.
Положение верхней массы в данный момент определяется коор.
динатами z9 и <р„ положение нижней массы — координатами гн и ср„.
Ill

Поставленную задачу будем решать методом уравнений Лагранжа,
которые можно представить в следующем виде:
d /дТ\ ОТ , дП „ /1А^
где Т — кинетическая энергия системы;
П — потенциальная энергия системы;
qi — обобщенная координата;
Qi — обобщенная сила.
Ввиду того, что в представленной системе осевое перемещение
верхней массы относительно нижней влечет за собой их угловые сме-
срг^/ла*
Фиг. 61
щения, обобщенными можно считать только три произвольно выбран:
ные координаты.
Примем: qx = ср„; q2 = гв\ qs = z„.
Введем следующие обозначения (фиг. 61,6):
тв и гн — радиусы точек крепления подвесок соответственно к
верхней и нижней массам;
аб и ан— углы треугольника, образованные радиусами гв и гн
и проекцией подвески на горизонтальную плоскость;
/ — длина подвески;
фя — кинематический угол наклона подвески к вертикали.
112

Найдем уравнение, связывающее обобщенные координаты ?«, гв
и гн с координатой срв. Для этого повернем верхнюю массу
относительно нижней на угол ср. Тогда верхняя точка крепления подвески
переместится на отрезок дуги <огв (фиг. 61, б).
Для малых углов поворота отрезок дуги можно заменить
касательной, тогда получившееся при повороте верхней массы ее осевое
перемещение будет равно
Ь = сргб sin ав tg фЛ. A50)
Или по теореме синусов
Ь = сргб sin ae tg фЛ = срг„ sin ан tg ф* = ^, A51)
где К = = :—г = = :—г; A52)
ср = 9s — ?« — относительный угол поворота;
6 = ze — гн — относительное перемещение.
Подставляя значения ср и 8 в уравнение A51), получаем:
<Р* = <Р« + (ze — г„)/С. • A53)
Кинетическая и потенциальная энергии системы в функции
обобщенных координат с учетом уравнения связи A53) равны
1 2 + ПГ + ~2~~ + ~Т~' <lM'
n = cS±^+c$+c$, A55)
где cz — осевая приведенная жесткость стержневых пружин;
с'2 и с —соответственно осевая и угловая приведенные жесткости
пружинных амортизаторов.
Произведя действия над выражениями A54) и A55), указанные в
уравнении и A49), и заметив, что Qx = 0;
Q2 = — F sin a) t\ Q3 = ^ sin со *,
получим систему дифференциальных уравнений:
J^H+'Je [<P« + /С (г* — г«)] + с9ср^ = 0; |
— J Ж [?*, + К (г в — f«) | + rrieil + с? (г* — zH) = — F sin <*>t; t A56)
— JeK (in + К (z6 — zH){ + mHzH — cz (ze — zH) + c'gzH=Fs\n tor. J
Частное решение данной системы может быть представлено
следующими функциями:
<p« = ©«sino>f; 1
г* = Лв sin <i>*; A57)
г« = Л« sin со?, I
. где ©я — амплитуда угла поворота нижней массы;
Ав и Ан — амплитуды колебания верхней и нижней масс.
Подставляя значения <р«, ze и zH и их производных второго
порядка в систему дифференциальных уравнений A56) и произведя
8 Повидайло i13

элементарные преобразования, получим следующую систему
алгебраических уравнений:
+ AH(JeK<o*) = 0;
+ AH(J.KW-c,) = — F; j
6H (JeK«>*) + Ae (УЛ20J - Сг) +
Из системы уравнений A58) находим, что
A58)
Ав =
4 ~—н
A59)
где
^0«»
Длд
Л — определитель системы уравнений A58);
Для — соответствующие определители системы по
неизвестным в«, Ав9 Ач.
Из уравнений A53), A57) и A59) определим амплитуду угловых
колебаний верхней массы:
Используя уравнения A59) и A60), получаем:
tgP-
в8_ Д^+^-Д^)
©« Ч
Дл
* [4+^D-4)]'
дл
tgp« =
*V
A60)
A61)
A62)
где R — радиус окружности, в точках которой определяется угол
бросания;
(Зв — угол бросания на верхней массе;
$н — угол бросания на нижней массе.
Из системы уравнений A58) найдем определители Д0 ,
Де = F \JeKa2(тнм2 — с) + meJeK^\;
Да
&Ae = — F (mH
<)[(Л + Л>2--<];
A63)
Ал« = Fme^ {{Je + JH) со2- К9].
Подставляя значения Д0^, ДЛб, &ан в уравнения A61) и A62),
получаем выражения для отношений амплитуд верхней и нижней масс
и уравнения для определения углов бросания в функции динамичег
ских и геометрических параметров системы:
в щау __с'
A64)
Ув»« ' J
114

te8 "¦'¦,(y«+^-g I
Так как жесткость амортизаторов обычно мала по сравнению с
жесткостью стержневых пружин, то ее с достаточной для
практических целей точностью можно принять равной нулю: с'г = О и с^ = 0.
Тогда уравнения A64) и A65) примут вид:
А_в, ^г^н.
iH Шв] \ A66)
_ — Л
** J в
tg^-^-^; A67)
w»=—^m <168>
1+ Л
У бункерных вибропитателей угол ав (фиг. 61, б) обычно
принимают равным 90°. Из уравнения A67) с учетом выражения A52) при
а, = 90° получим уравнение для определения угла бросания на
чаше питателя:
tgP=T7^^' A69)
тн
Из уравнения A69) с учетом формулы A47) получим формулу для
определения угла наклона подвесок ф:
1+ —
tg* = —г—r^- A7°)
В конструкциях виброподъемников с двумя рабочими массами (см.
фиг. 49) обычно угол аб=^=90° и угол наклона подвесок, а также углы
бросания определяются из общих формул A67) и A68).
Способ расположения вибраторов. В зависимости от размеров
питателя и требуемой скорости движения заготовок привод питателя
осуществляется при помощи вертикального или тангенциальных
вибраторов.
Рассмотрим требуемые усилия электромагнитов при различном их
8* И5

расположении. Обозначим F максимальное усилие, действующее на
одну пружину в направлении ее наименьшей жесткости —
перпендикулярно к этой пружине (фиг. 62).
При вертикальном вибраторе максимальное усилие вибратора Fey
необходимое для обеспечения заданных усилий Fy будет равно
Fe=-?-r. A71)
e sin ф
При трех тангенциальных вибраторах, усилия которых
действуют в горизонтальной
плоскости, суммарное для всех
вибраторов усилие F будет равно
F=-^-r. A72)
в cos ф v '
При трех тангенциальных
вибраторах, усилия которых
действуют в направлении
силы F, суммарное для всех
вибраторов усилие будет равно
Гв = 3F. A73)
Как видно из
сопоставления формулы A71) и формул
A72) и A73), в конструкциях
с тангенциальными вибрато-
Фиг. 62
рами при ф<45° требуется меньшее усилие привода.
С другой стороны усилие, развиваемое электромагнитом, будет
тем больше, чем меньше воздушный зазор между якорем и статором
электромагнита. У вертикального электромагнита при практически
применяемых углах ф воздушный зазор может быть меньшим, чем
у тангенциального, поэтому при одинаковой потребляемой мощности
такой электромагнит может обеспечить несколько большее усилие.
С конструктивной точки зрения более удобным является
вертикальный вибратор. Изготовление одного вертикального вибратора
дешевле, а установка и регулировка его значительно проще, чем трех
тангенциальных. Поэтому для вибрационных питателей, рассчитанных
на небольшую скорость движений заготовок и, следовательно,
имеющих большие углы наклона подвесок, а также для питателей
небольших размеров, где потребляемая мощность невелика, предпочтение
следует отдать приводу с одним центральным вибратором.
В вибропитателях больших размеров, рассчитанных на высокую
скорость движения заготовок и поэтому имеющих небольшие углы
наклона подвесок ф, разница в потребляемой мощности при вертикальном
и тангенциальном приводе может оказаться значительной. В таких
случаях более целесообразным будет применение трех тангенциальных
вибраторов. Конструктивно тангенциальные вибраторы могут
выполняться с усилием, направленным перпендикулярно к подвеске (см.
фиг. 37) и с усилием, направленным горизонтально (см. фиг. 39).
116

Так как тангенциальные вибраторы устанавливаются на
питателях с небольшим углом наклона подвесок (ф<15°), то разница в
усилиях, подсчитанных по формулам A72) и A73), для обоих способов
будет незначительна.
С технологической точки зрения более удобна конструкция
вибратора с усилием, направленным горизонтально.
22. Расчет упругой системы питателей
Расчет колебательной системы питателя сводится к расчету
параметров пружинных подвесок, обеспечивающих требуемую частоту
собственных колебаний системы. Как было видно из предыдущего,
от точности расчета и настройки питателя на заданный режим в
значительной мере зависят требуемое усилие вибратора и устойчивость
работы питателя. Угловая частота собственных колебаний
питателя оH определяется-по формуле A19). Так как о>0 = 2о0, то
собственная частота колебаний системы, выраженная числом колебаний
в единицу времени v0, будет равна
^=кУ1- A74>
Поскольку подвижная часть питателя укреплена на трех
наклонных пружинных подвесках и масса ее распределена по определенной
поверхности, то для того, чтобы воспользоваться формулой A74) для
определения жесткости подвесок, необходимо подвижную массу
питателя привести к точкам крепления подвесок.
Определение приведенной массы питателя. Силы инерции,
уравновешиваемые пружинными подвесками при колебании чаши питателя,
будут действовать в направлении, перпендикулярном к оси подвесок
(фиг. 63). Суммарная для всех подвесок величина силы инерции F
может быть получена как сумма проекций горизонтальных и
вертикальных сил инерции на направление движения точек крепления
оси подвески:
F = Fe sin фд: + Fa cos фк, A75)
где Fe— вертикальные силы инерции;
Fs— горизонтальные силы инерции;
ф*— кинематический угол наклона подвесок к вертикали.
Fe = mwe; )
г Jwe \ A76)
где т — масса подвешенной на подвесках части питателя;
г — расстояние от центра чаши до точек крепления подвесок;
/ — момент инерции массы подвижной части питателя
относительно оси вращения;
we — вертикальная составляющая ускорения;
wa — горизонтальная составляющая ускорения.
we = wsintyK; ) A?7)
We = W COS ф,с, / К J
117

где w — ускорение в направлении силы F.
Подставляя уравнения A76) и A77) в уравнение A75), получаем:
F = w(m sin2 <\>к + ^ cos2 М- О78)
С другой стороны, сила инерции должна быть равна
F = mnpw, A79)
где тпр — масса питателя,
приведенная к точкам
крепления подвесок.
Сравнивая уравнения A78)
и A79), получаем:
тпр = msin2 ф* +
4—cos2 фж.
A80)
Основание питателя
обычно устанавливается на
пружинных амортизаторах, в
результате чего система
становится двухмассовой (см. фиг. 57, а). С достаточной для практических
целей точностью общую для обеих масс приведенную массу Мпр
можно определить из уравнения A18):
Фиг. 63
Мпр =
npt
1+-
"Pi
ппр2
A81)
где mnPi и тпр% — верхняя и нижняя массы, приведенные к точкам
крепления подвесок.
Согласно уравнению A17) амплитуды колебаний обратно
пропорциональны величинам масс. Так как верхняя масса, включающая
чашу питателя, является рабочей, то у нее желательно иметь большую
амплитуду колебаний. Нижняя — реактивная масса питателя
опирается на амортизаторы, и чем меньше амплитуда ее колебаний, тем
меньше будет передаваемая через амортизаторы вибрация окружающей
среде. Поэтому нижнюю массу бункерного вибропитателя обычно
выполняют в 2—3 раза больше верхней, т. е. принимают отношение
-^~ - 2—3.
тпРл
Расчет пружинных подвесок питателя. Жесткость пружинных
подвесок в зависимости от требуемой собственной частоты колебаний
v0 системы и приведенной массы Мпр определяется по формуле
М
с= -f B*v0J, A82)
где i — число подвесок в питателе (обычно равное трем).
118

Жесткость пружинной подвески зависит от ее длины /, способа
крепления, момента инерции поперечного сечения / и ее материала. Для
подвески с двумя защемленными концами жесткость выражается
формулой
с= Щ+, A83)
где Е — модуль упругости материала подвески.
Приняв число подвесок в питателе / = 3, из формул A82) и A83)
определим необходимый момент инерции сечения подвески:
J-?%?*¦ A84)
При установке питателя на круглых цилиндрических стержнях
в качестве подвесок диаметр их определяется следующим образом.
Момент инерции круглого сечения
Подставив формулу A85) в формулу A84), получим:
4 /4tiv2/3M
d=2j/ -^2. A86)
где v0= (l,05-f-l,l)v;
v — частота вибратора;
/ — длина части пружинного стержня между башмаками
крепления (см. фиг. 39).
Минимальная длина пружинного стержня определяется из
условия, что максимальные напряжения, возникающие в стержне, не
превышают допускаемые напряжения на выносливость a_i.
Максимальный изгибающий момент при жестком креплении
стержней будет
Ми = ЦР>, A87)
где у — прогиб стержня.
Максимальное напряжение в стержне
атах = деГ", A88)
где W — момент сопротивления пружинного стержня (для круглого
сечения W = -^).
Из условия прочности на выносливость amax< [a_i] получим:
^ <[«_•]. A89)
Для круглого сечения стержня после подстановки в уравнение
119

A89) значений J и W получим:
[o-.lSs^. A90)
Решая совместно уравнения A86) и A90), получаем формулу для
определения минимальной длины пружинных стержней,
удовлетворяющей условиям прочности на выносливость:
lmm=4A8y [Q_»f . A91)
Если принять среднее значение для пружинных сталей [o_il =
= 3000 кг/см2 и Е = 2 • 10е кг/см2, то для частоты 50 гц минимальную
длину стержня можно определить по формуле
5
U = 250 VMnpy* см. A92)
Для частоты v = 100 гц
5
lmin=3WVMnpy*CMf A93)
где Мпр —приведенная масса питателя в кг . сек21см.
Прогиб пружинного стержня у с учетом статического отклонения
от начального положения можно принять
у = 0,8 Л0, A94)
где А0 —относительный размах колебаний приведенной массы.
A0 = Ai + A2i A95)
где А\ — размах колебаний чаши питателя;
Л з — размах колебаний нижней массы.
Из уравнений A17) имеем:
-мг)-
A96)
Подставляя формулу A96) в формулу A95), получаем
4, = *(! + ?). A97)
Выразив размах колебаний чаши в точках крепления стержней
через параметр режима \ с учетом формулы A6), получим:
Аг= 0 , ,6.g , . A98)
Подставив формулу A98) в формулу A97), получим формулу для
определения относительного размаха колебаний приведенной массы:
л„= о ,?• , (i +-V A")
Расчет амортизаторов вибрационных питателей. Вибрационные
питатели являются узлами металлообрабатывающих, контрольных,
сборочных или счетных автоматов и часто устанавливаются на общей
120

станине вблизи рабочих органов этих машин. В связи с этим возникает
необходимость изолировать вибрационный питатель и значительно
ограничить динамические воздействия, оказываемые питателем на
опорную конструкцию. Изоляция вибрационных питателей
осуществляется с помощью пружинных или резиновых амортизаторов.
Качество виброизоляции оценивается по величине коэффициента
амортизации т], который определяется как отношение возмущающей
силы, передаваемой на фундамент Fj» к возмущающей силе F,
действующей на опорную подвижную плиту питателя.
Коэффициент амортизации зависит от отношения частоты
колебаний вибратора со к частоте собственных колебаний опорной плиты на
амортизаторах соОЛ, а также от демпфирования в амортизаторах.
Формула для определения -ц имеет вид:
fclfc' род
/l'-S),+'(.i)?)
где п — коэффициент затухания.
При применении в качестве амортизаторов витых пружин
коэффициент затухания п весьма мал и им можно пренебречь. Тогда
формула B00) для этого случая примет вид:
\топ I
B01)
Из формулы B01) можно заключить, что упругие амортизаторы
уменьшают динамическую нагрузку, передаваемую фундаменту, если
только абсолютная величина знаменателя формулы больше единицы,
О) ^ у
т. е. когда — > 1/2.
Q>on f
Из анализа формулы B00) можно прийти к заключению, что
наличие демпфирования в амортизаторах в этом случае увеличивает
передаваемую фундаменту динамическую нагрузку и является
нежелательным.
Поэтому витые цилиндрические пружины в вибропитателях
обеспечивают лучшую виброизоляцию по сравнению с резиновыми
амортизаторами, которым свойственно значительное демпфирование.
Для большинства практических случаев вполне достаточным
является уменьшение динамической нагрузки, передаваемой на
фундамент, в 20 раз (т| = go).
Отношение —, соответствующее коэффициенту амортизации т]=п7Г
(Поп А^
из формулы B01) будет равно
— ^4,4.
121

Таким образом, можно принять, что эффективная виброизоляция
питателей обеспечивается при условии
f- = v- > 5- B02)
on von
где v — частота колебаний вибратора в гц;
von —собственная частота опорной плиты на амортизаторах.
Жесткость опорных пружинных амортизаторов с, удовлетворяющая
условию B02), определяется из соотношения
с^^^2топ, B03)
где топ — масса опорной плиты с закрепленными на ней деталями
питателя.
Другим требованием, предъявляемым к жесткости амортизаторов,
является ограниченная величина «статического прогиба»
амортизаторов при максимальной загрузке питателя заготовками. Заготовки
со спирального лотка чаши питателя поступают на неподвижный
лоток или непосредственно на рабочую позицию, для чего чаша питателя
должна находиться на определенном уровне относительно
неподвижного лотка. Для беспрепятственного движения заготовок смещение
чаши относительно неподвижного лотка в результате статического
прогиба амортизаторов должно быть не больше определенной величины,
т. е. должно быть удовлетворено условие
Т < 8. B04)
где G3 — максимальный вес загружаемых заготовок;
8—допустимое вертикальное смещение чаши питателя.
Жесткость опорных амортизаторов, удовлетворяющих условию
B04), определяется из соотношения
с>% B05)
Таким образом, жесткость амортизаторов, удовлетворяющая
обеим условиям B03) и B05), определяется неравенством:
/•>
^<c<0,16^2v2mo„. B06)
Конструктивно амортизационная система питателя выполняется
в виде нескольких витых пружин, на которые опирается нижняя
плита питателя.
Размеры пружины определяются исходя из требуемой жесткости
амортизаторов с по формуле
с = "М"' B07)
где d — диаметр проволоки пружины;
D — средний диаметр пружины;
122

G — модуль сдвига;
/ — число витков пружины;
п — число пружин в амортизационной системе.
Шаг витков пружины t можно определить по формуле
t = Gn+C°3 + 2d, B08)
где Gn — общий вес питателя на амортизаторах.
23. Расчет электромагнитных вибраторов
Максимальное возмущающее усилие вибратора в направлении
колебаний определяется из уравнения A32), которое после
преобразования будет иметь вид:
2tcv А0Мппп\0-А
F = -^ кг, B09)
sin е v /
где А0 — относительный размах колебаний приведенной массы,
определяемый по формуле A99) в мм;
МпР— приведенная масса питателя в г-сек2/см;
v — частота колебаний вибратора в гц;
п — коэффициент затухания;
е — угол сдвига фаз между перемещением и силой,
определяемый по формуле A23).
При установке вертикального вибратора его максимальное
возмущающее усилие Fe будет равно
F- = «k> B10)
где ф — угол наклона пружинных стержней.
Если привод питателя осуществляется тангенциальными
вибраторами с горизонтальным направлением возмущающей силы (см. фиг. 39),
то усилие, приходящееся на один вибратор, будет равно
F3 = ^-^, B11)
i cos <Jr v '
где / — число вибраторов.
Расчетное значение усилия вибратора при двухполюсном
электромагните (имеющем два рабочих зазора) определяется по формуле
F'e = Y- B12)
Необходимая мощность вибратора определяется из уравнения A33),
которое после преобразования примет вид:
N = §?A20Tz*^Mnpn\<d-7 em. B13)
123

Расчет магнитопровода и обмотка катушки вибратора. Площадь
сечения железа вибратора определяется по формуле
F'50002
Qvc^-jj-utCM*, B14)
где В —индукция в зазоре. (В = 6000-г-ЮООО гс. Большие
значения В принимать для больших вибраторов).
Величина воздушного зазора между якорем и статором вибратора
для вертикальных вибраторов принимается равной
80 = 0,8 s. B15)
Для горизонтальных вибраторов, имеющих ход более одного ммг
§о = 0,7 s, B16)
где s — ход якоря вибратора в мм.
Для вертикального вибратора ход якоря равен
s = i40sin<]>K. B17)
Для горизонтального (тангенциального) вибратора
s = A0cos<bK. B18)
Приведенный (расчетный) зазор вибратора К определяем по
следующим формулам [15]:
для реактивного вибратора (v = 100 гц)
8о = Ь0 i/^l - ^ cos е j2 + (I sin s j2 + (lj2; B19)
для вибратора с выпрямителем (v = 50 гц)
So = К т/(т sin е)« + A - т cos e)« + A j',
где т —глубина модуляции магнитного сопротивления;
max Lmin /991Y
Т — / _|_ / * \LLV)
^max i ^min
где L — индуктивность вибратора (включая индуктивность рассеяния).
Ниже приведены значения глубины модуляции магнитного
сопротивления 7 для различных ходов якоря вибратора при воздушном
зазоре Ь — 0,8 s.
Величины у определены экспериментальным путем на
конструкциях вибраторов, аналогичных показанным на фиг. 32.
s в мм . . 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,3
7 0,25 0,28 0,33 0,36 0,37 0,38 0,40
При ходах якоря вибратора s = 1,25-5-4 мм и зазоре 8 = 0,7s
величина глубины модуляции магнитного сопротивления находится
в пределах ? = 0,42-^0,45.
124
B20)

Амплитудное значение магнитодвижущей силы (в ампер-витках)
определяется из уравнения
(AWH= 1,6 Я 80. B22)
Эффективное значение магнитодвижущей силы (AW)9 определяет-
¦ся: для реактивного вибратора по формуле
Hin = ^]/(IsinsJ2 + (l
чля вибратора с выпрямителем
(АЩ0
COS e
B23)
V2
X
Фиг. 64
|//3l(TsineJ+(l-TcossJ]+ Ш*. B24)
Минимальный размер окна сердечника
Q0 определяется по формуле
Q° = 1Гыз> B25)
где Д/ — допускаемое значение силы тока на 1 мм2 сечения
провода. Значение А/ зависит от типа провода. Для катушек
вибраторов принимается Д/ = 2-ьЗ а/мм2\
к3 — коэффициент заполнения окна сердечника, зависящий от
толщины изоляции, размеров каркаса и способа намотки
(обычно/с3 = 0,3-^0,4).
Тип пластин Ш-образного сердечника выбирается исходя из
сечения железа:
Qok = ас, B26)
где — а и с размеры сердечника, набранного из пластин (фиг. 64).
Для того чтобы вертикальный вибратор имел удобную в
поперечном сечении форму, вписываемую в квадрат, толщина набора пластин
должна быть равна с = 2а. Тогда площадь сечения железа будет
определяется выражениемQ^ = 2а2, из которого получим формулу для
определения размера а:
а = 0,7 VqZ. B27)
Из табл. 9 по размеру а подбирается стандартный тип пластин,
а по сечению окна сердечника Q0 выбираются размеры & и А.
Необходимое число витков катушки вибратора определяется по
формуле
ш = 2,16 . 105
U
^ждВд
Мо
+ 21
B28)
где U — эффективное значение напряжения на зажимах катушки
вибратора;
125

Qotcd— действительная площадь сечения железа, получившаяся
после выбора стандартных размеров пластин и толщины набора:
0.жд = ас;
Таблица 9
Тип пластины
Ш-10
Ш-10
Ш-10
Ш-12
Ш-12
Ш-12
Ш-14
Ш-14
Ш-15
Ш-16
Ш-16
Ш-18
Ш-19
Ш-19
Ш-20
Ш-20
Ш-20
Ш-20
а в см
1
1
1
1,2
1,2
1,2
1,4
1,4
1,5
1,6
-1,6
1,8
1,9
1,9
2
2
2
2
Размеры
b в см
0,5
0,65
1,2
0,6
0,8
1,6
0,7
0,9
1,35
0,8
1
0,9
1,2
1,7
1
1,7
1,8
1.8
h в см
1,5
1,8
3,6
1,8
2,2
4,8
2,1
2,5
2,7
2,4
2,8
2,7
3,35
4,6
3
4,7
3
5,6
<*о
в см2
0,75
1,17
4,32
1,08
1,76
7,68
1,47
2,25
3,65
1,92
2,8
2,43
4,02
7,82
3
7,99
5,4
10,1
Тип пластины
Ш-21
Ш-22
Ш-24
Ш-25
Ш-25
Ш-26
Ш-26
Ш-28
Ш-28
Ш-30
Ш-30
Ш-30
Ш-32
Ш-32
Ш-35
Ш-40
Ш-40
Ш-40
а в см
2,1
2,2
2,4
2,5
2,5
2,6
2,6
2,8
2,8
3
3
3
3,2
3,2
3,5
4
4
4
Размеры
b в см
1,9
1,4
1,2
2,5
3,15
1,3
1,7
1,4
2,35
1,5
1,9
2,7
1,6
3,6
2,2
2
2,6
3
h в см
3,8
3,9
3,6
6
5,8
3,9
4,7
4,2
5
4,5
5,3
5,4
4,8
7,2
6,15
6
7,2
7
О
в см2
7,22
5,46
4,32
15
18,3
5,07
7,99
5,88
11,8
6,75
10,1
14,6
7,66
25,9
13,5
12
18,7
21
Вд — действительная магнитная индукция в зазоре:
Вд = 5000
1ж — длина среднего магнитного пути железного сердечника в см:
1Ж = 2 (а + b -г h) см;
р — магнитная проницаемость железа сердечника (для вибрато-
ров, сердечники которых набраны из пластин
электротехнической стали, [л = 2500-7-3500).
Эффективное значение тока, потребляемого вибратором из сети,
определяется по формуле
, (AW)9Bd
B29)
где В — магнитная индукция в зазоре, принятая в формуле B22) при
расчете (AWH.
Диаметр провода обмотки определяется по формуле
B30)
126

В зависимости от значений А/ диаметр провода может быть
определен по следующим формулам:
при А / = 2 а/мм2 d = 0,8 |/7э мм\
при А / = 2,5 а!мм2 d =0,73 уТ9 мм\
при А / = 3 а/мм2 d = 0,635 |/7э мм.
Регулирование величины возмущающего усилия вибратора. На
различных предприятиях в зависимости от нагрузки сети величина
напряжения несколько отличается от стандартной, на которую
рассчитывается вибратор, и может изменяться в определенных пределах.
В зависимости от изменения напряжения в сети будет изменяться
величина возмущающего усилия, а следовательно, и
производительность питателя. Поэтому часто возникает необходимость в
регулировании возмущающего усилия вибратора, которое может
осуществляться несколькими способами.
Представим формулу B28) в следующем виде:
5а^2Л6.105^-(-Я- + 2У B31)
Из формулы B31) видно, что величину магнитной индукции, а
следовательно, и величину возмущающего усилия можно
регулировать, изменяя величины U, w или 8^ , т. е. осуществлять
регулирование одним из способов, перечисленных в гл. II, параграфе 8.
Для вибраторов средних и больших размеров наиболее удобным
является способ регулирования возмущающего усилия путем
изменения числа находящихся под током витков катушки вибратора.
При этом способе регулирования по формуле B28) для предельных
возможных величин напряжения в сети Umax и Umin подсчитывается
максимальное и минимальное число витков катушки wmax и wmin.
Регулируемый диапазон разбивают на п ступеней, определяемых в
зависимости от требуемой плавности регулирования (п = 4-т-8). Затем
определяют число витков катушки bw, приходящихся на одну ступень
регулирования:
W — W •
Аш = max ^ m'n, B32)
При намотке катушки, начиная с числа витков, равного wm{n,
через каждые Аш витков делают отводы, которые подключаются к
многопозиционному переключателю. Отключая от катушки
последовательно секции, имеющие по Аш витков, можно ступенчато изменять
величину возмущающей силы при постоянном напряжении или
поддерживать постоянную производительность питателя при изменении
напряжения в сети.
127

24. Пример расчета вибрационного питателя
в
г6'
и*—
\п -| ;_
К\г П
35
«*>|
Ы
щ
,6-5.\
» 1
Фиг. 65
Требуется рассчитать конструкцию вибрационного бункерного
питателя для подачи заготовок игл распылителя топливного насоса
в бесцентровошлифовальный станок.
На фиг. 65 показана геометрическая форма и размеры заготовки.
Эта заготовка должна выдаваться питателем в горизонтальном
положении конической частью вперед. Производительность станка Qcm=
— 60 шт/мин.
1. Требуемая производительность
питателя при коэффициенте
переполнения кп = 1,15 будет равна
Q = Qcm кп = 60 • 1,15=69 шт/мин.
Принимаем Q = 70 шт/мин.
2. Заготовка относится к деталям
формы тел вращения второго класса
и требует двух ступеней ориентации (см. табл. 6).
Первичную ориентацию осуществляем по способу, приведенному
на фиг. 52, а. Коэффициент заполнения для этого способа принимаем
/ci = 0,90. Вторичную ориентацию будем осуществлять при помощи
механизма, показанного на фиг. 55, а. Так как механизм
осуществляет вторичную ориентацию путем сбрасывания заготовок, идущих
хвостовиком вперед, а таких заготовок будет на лотке половина, то
коэффициент вторичной ориентации к2 = 0,5. Однако заготовки,
сбрасываемые с лотка при определенной установке штифта (фиг. 55, а),
будут при ударе о штифт поворачиваться и ложиться на дно питателя
в требуемом положении. Это увеличит процент заготовок,
двигающихся по лотку в правильном положении, поэтому можно принять К2 =
= 0,60.
Таким образом, коэффициент заполнения после полной
ориентации заготовок, определяемый по формуле A38), будет
к = кгк2 = 0,90 • 0,60 = 0,54.
3. Требуемая скорость движения заготовок, определяемая по
формуле A35), будет
60к
70 . 35
бо . о,54 = 76 мм/сек.
Определение оптимального режима работы питателя. 1. Принимаем
частоту колебаний питателя равной 50 гц. Угол подъема спирального
лотка принимаем минимальный: а = 1,5°. Материал чаши питателя —
сталь. Коэффициент трения заготовки по лотку f = 0,4 (см. табл. 5).
2. Согласно данным, приведенным на стр. 42,предельная скорость
соударения для стальных заготовок по стальному лотку будет равна
/ V уд/пред ==
75 мм/сек. По графику (фиг. 10) для vyo = 75 мм/сек и
v = 50 гц определяем параметр режима ? = 1,6.
128

3. По формуле G6) определяем коэффициент режима П с
поправкой на удар ку = 1,2:
va2*4kv 76-2 .3,14.50.1,2
п — _f К — _ = 46
^cosa/~ 1,6-9810.1.0,4
4. Коэффициент угла подъема а будет равен
tg а 0,026 п п~г
к«= " = ~бд~ = 0,°65-
5. По графику (фиг. 28) для П = 4,6 и ка = 0,065 находим
значение лср =8,
Из формулы D6)
tg(P-a) = ^-= 3^ = 0,31,
где р — a = 17°, угол р = 17 + a = 17 + 1,5 = 18,5°.
Определение конструктивных параметров питателя. 1. Примем
конструкцию питателя с центральным вибратором и подвеской чаши
на цилиндрических стержнях, показанную на фиг. 33.
2. Определим размеры чаши питателя. Шаг спирального лотка
чаши питателя при форме рабочей канавки, показанной на фиг. 52, а
и выполняемой на внутренней поверхности трубы путем токарной
обработки, конструктивно получается равным / = 20 мм. Ширину
канавки лотка примем равной В = d + 1 = 6 мм. По формуле A43)
исходя из угла подъема a = 1,5° внутренний диаметр чаши питателя
будет равен
D = 12 t + В = 12 . 20 + 6 = 246,5 мм.
Чашу питателя удобнее всего изготовить из стандартной трубы.
Наиболее близко к расчетному размеру подходит 10-дюймовая труба,
поэтому примем размеры чаши следующими: наружный диаметр
чаши DH = 270 мм] внутренний диаметр De = 250 мм.
3. Определяем массы и моменты инерции подвижных частей
питателя (см. фиг. 33).
Массы и моменты инерции деталей верхней части питателя
Деталь 12. Вес G12 = 3050 г\ массат12 = —=3,1 г - секУсм,
момент инерции Jn = ;г/т2(/?2—r2) =534 г-см-сек2 (R и г наружный
и внутренний радиусы чаши).
Деталью. G10 == 3500 г; т]0 = 3,57 г-сек2/см;
/10= ^1=280 г-см.сек\
Д е т а л ь 11 . Gii = 1700 г; ти = 1,73 г • секУсм;
Ju = 135 г . см . сек2.
Д е т а л ь 13. Ориентировочно Gi3 = 1340 г; mis = К38 г- сек21см\
Jiz = 19 г • см • сек2.
Деталь 14. 3Gi = 1380 г; Зли = 1,4 г • секУсм; У = 116 г х
X еж • сек2.
Суммарная масса деталей чаши питателя
щ,= Елц = 3,1 +3,57+ 1,73+ 1,38+ 1,4= 11,18 г . сек2/см.
9 Повидайло 1^

Суммарный момент инерции
je =,LJL = 534 + 280 + 135 + 19 + 116 = 1074 г . см. сек*.
Массы и моменты инерции деталей нижней части питателя.
Д е т а л ь 7. G7 = 20000 г; т1 = 20,3 г-сек2см;
/7 = ^.2 = 2230 г-см-сек2.
Д е т а л ь 3. Ориентировочно. G3 — 4900 г; т9 = 5г-шс2-сж; /з =
= 80 г . см • сек2.
Д е т а л ь 5. 3G6 = 1770 г; Зтб = 1,8 г . сек21см\ ЗУ5 =
= 240 г . см-сек2.
Суммарная нижняя масса
т„ = ?/я/ = 20,3 + 5 + 1,8 = 27,1 г • секУсм.
Суммарный момент инерции
JH = S у, = 2230 + 80 + 240 = 2550 г • см - сек2.
4. Определяем угол наклона подвесок по формуле A70):
т^ 11,18
frt. 1 + ^ tgp^ 27,1 0,325 . 128 ¦ 0,7 ]qe
tg Ф = ~ ' —У— Ш74" 90 = °>324> Ф = 18 '
1+ Л_ 1+
W„ ^ 2550
Кинематический угол наклона
tg** = ^ = ^ = 0,47^ = 25°.
5. Определяем приведенную 'Мпр массу питателя.
По формуле A80) приведенные верхняя и нижняя массы:
тпР{ = 11,18 . sin225° + !2J*Cosa25° -= 12,90 г • сек21см\
тпР2 = 27,1 • sin225° = ^°cos225° = 25,7 г . сек2!см.
По формуле A81) приведенная масса системы
т 12,9
МПр = — = 7K-Q =8,6 г - сек2/см.
14- тпРх 1 + '
Пр2 *
6. Определяем размеры пружинных стержней.
По формуле A99) относительный размах колебаний будет равен
Л __ 1,6 ¦ 9810 /1 j_ 12,9 \ , 0
Л°~ 2 u2502 sin 25° [^ 25J7 '^ ММя
По формуле A94) у = 0,8Ло = 1,2-0,8 = 0,96 мм. Минимальную
длину пружинного стержня 1т\п определим по формуле A92):
5
/mia ^ 250|/"8f6 • Ю-3 • 0,014 = 15 СМ.
130

Учитывая габариты вибратора,- принимаем / = 15 см.
Диаметр пружинных стержней определяем по формуле A86):
d = 9 {/* • 3,14 ¦ 532 ГТ^-8,6 • IP = 1 ,м
у 9 • 2 • 106
7. Определяем размеры амортизационных пружин (деталь 4).
Задавшись максимальным вертикальным смещением питателя о = 2 мм
при полной загрузке чаши (G3= 12 яг заготовок), определим жесткость
амортизаторов, удовлетворяющую условию B05),
12
с > g-g- = 60 кг/см.
Жесткость, удовлетворяющая условию B03),
с < 0,16 • 3,142 . 502 • 27 . Ю-3 = 105 кг.
По условию B06) принимаем жесткость с = 90 кг/см2.
Приняв средний диаметр пружин D = 20 мм и диаметр проволоки
пружин d = 3 мм9 по формуле B07) определяем число витков
пружины:
. __ 0,34 . 8 • 10* . 3 _ о д
1 ~~ 8 • 23 • 90 ~ '
Шаг витков по формуле B08) равен
40 4- 12
t = —gjy 1-2.3 = 6,57 лш (примем t = 8 лш).
Расчет электромагнитного вибратора. Вибратор будем
рассчитывать на работу от сети тока, имеющего напряжение 220 в.
Возможные колебания напряжения в сети составляют ±10%, т. е.
напряжение может изменяться в пределах от Um\n = 198 в до Um&x = 242 в.
1. Определим максимальное возмущающее усилие вибратора по
формуле B09), приняв из табл. 8 для — = 1 и —= 0,95значения— =
= 0,07 и е = 53°.
Коэффициент затухания равен
п П7 0,07 . 2 те • 50 OQ
П = 0,07 аH = ^ = 23.
п 2ти -50 • 1,2 • 8,6 • 23 • 10 ~4 00
п = 8,8 кг.
0,8
2. Усилие вибратора в направлении движения якоря определяем
по фомуле B10):
г1 8,8 8,8 on A
^ = Ш18^ = оГз=29'4'сг;
Расчетное усилие вибратора
?* = —
9* 131
Fe = Щ = 14,7 кг.

3. Необходимая мощность вибратора по формуле B13) равна
N = 9,8 • 1,22 тс2 • 25 • 102 • 8,6 . 23 . Ю-7 = 7 вт.
4. Площадь сечения железа по формуле B14) равна
п 14,7 • 50002
Q* = 1,1 .7000^ = 6>8 СМ '
5. Ход якоря вибратора определяем по формуле B17):
s = 1,2 sin 25° =: 1,2 • 0,42 =- 0,5 мм.
6. Средняя величина воздушного зазора будет равна
80 = 0,8s = 0,5 • 0,8 = 0,4 мм.
7. Приведенный (расчетный) зазор вибратора определяем по
формуле B20), приняв по данным, приведенным на стр. 126, величину ? =
= 0,36,
8; = 0,4]/@,36 • 0,8J + A - 0,36 • 0,6J + ^j2 =
= 0,34 мм = 0,034 см.
8. Амплитудное значение магнитодвижущей силы в ампер-витках
определяем из уравнения B22).
AW0 = 1,6 . 7000 • 0,034 = 380 ампер-витков.
9. Определяем эффективное значение магнитодвижущей силы по
формуле B24)
(A WK = ^Y 3 [@,36 • 0,8J + A - 0,36 . 0,6)»] + /°-^j2 =
= 390 ампер-витков.
10. Определяем минимальный размер окна сердечника Q0 по
формуле B25), приняв Д/ = 2 и к3 = 0,3:
Qo = о . о з = 650 мм2 = 6,5 см2.
11. По площади сечения железа Q0iC с учетом Qc определяем тип
пластин Ш-образного сердечника и размеры пластин:
a = 0jVQZ = 0jV6^8m== 1,83 см.
По табл. 9 находим пластины с ближайшим большим размером
а = 1,9 (см. тип Ш-19).
Толщина набора пластин с = 2а = 2-1,9 = 3,8 см.
По сечению окна Q0 подбираем пластины типа Ш-19 с ближайшим
большим окном Q0 = 7,82 см2 и размерами Ь = 1,7 см и h = 4,6 см.
12. Определяем величины, необходимые для подсчета числа
витков катушки вибратора по формуле B28):
Яж.д = ас= 1,9 -3,8 = 7,2 см2;
т

Вд= 5000j/_ll^_ = 6800 гс;
/ж= 2A,9+ 1,7 + 4,6)= 16,4 см.
Принимаем р = 3000.
13. Определяем числа витков катушки по формуле B28),
соответствующие предельным значениям напряжения в сети:
«W« — 2.16 - 10» • Т7^Ш (зооо160>034 + 2) s 2300 ВИТК0В'
ШтШ *=» 0Утах • = 2300 ^ = J880 ВИТКОВ.
max
Регулирование величины возмущающей силы в принятом
диапазоне будем осуществлять при помощи пятиступенчатого
переключателя (п = 5).
Число витков, приходящееся на одну ступень регулирования,
будет равно
А 2300—1880 ол
Lw = г =84.
о
14. По формуле B29) определяем эффективное значение тока:
. _ _390_ 6800_n 9
*9 ~ 1880 " 7000 ~ UfZa-
15. Диаметр провода обмотки будет равен
d = 0,8 "|/0J2 = 0,36 мм.
Глава VI
ПРЯМОЛИНЕЙНЫЕ ВИБРАЦИОННЫЕ ПИТАТЕЛИ —
ВИБРАЦИОННЫЕ ТРАНСПОРТЕРЫ
25. Классификация прямолинейных вибрационных питателей
Применяемые в машиностроении прямолинейные вибрационные
питатели — вибрационные транспортеры по назначению можно
разделить на три группы:
1. Вибрационные транспортеры для перемещения сыпучих
материалов и заготовок навалом.
2. Вибрационные транспортеры-лотки для перемещения
ориентированных заготовок.
3. Вибрационные транспортеры-лотки для подачи заготовок из
бункерного питателя в рабочий орган станка.
Назначение прямолинейных вибропитателей предъявляет
определенные требования к конструкции и режиму работы питателя.
Вибрационные транспортеры для транспортирования заготовок
навалом и перемещения стружки, как правило, имеют большую дли-
133

ну и мощность; рабочий желоб транспортера имеет поперечное
сечение, позволяющее перемещать значительные объемы материалов.
Вибрационные транспортеры-лотки для перемещения
ориентированных заготовок имеют небольшие габариты в поперечном сечении.
К жесткости рабочего органа такого транспортера предъявляются
повышенные требования.
Вибрационные лотки, предназначенные для подачи заготовок из
бункерного вибропитателя в рабочий органа станка, имеют обычно
небольшую длину, и привод их может осуществляться от
колеблющейся чаши бункерного питателя, что значительно упрощает конструкцию.
6 7777/7777777:'77777/У777777777 в
Фиг. 66
По принципиальному устройству динамической системы
вибротранспортеры разделяются на: а) одномассовые; б) двухмассовые и
в) многомассовые, а по способу сообщения направленной вибрации
на: а) вибротранспортеры с направленной подвеской; б)
вибротранспортеры со свободной подвеской и направленной вибрацией,
осуществляемой за счет направленной возмущающей силы.
На фиг. 66, а показана схема одномассового вибротранспортера.
Вибротранспортер состоит из рабочего органа У, пружинных
резонансных подвесок 2 и вибратора 5, жестко укрепленного на
неподвижном фундаменте. Колеблющейся массой у данной конструкции
является рабочий орган I, направление движения транспортера
определяется углом наклона подвесок 2. Направление возмущающей силы
вибратора у таких систем может быть постоянным
(электромагнитные, инерционные типа «самобаланс» и др.) или переменным (деба-
лансные, пневматические и шариковые вибраторы).
На фиг. 66, б показана схема одномассового вибротранспортера
на свободной подвеске, направление колебаний которого
определяется возмущающей силой вибратора.
На фиг. 66, в показана схема двухмассового вибротранспортера
с определенным направлением колебаний рабочего органа, которое
обеспечивается за счет наклона зарезонансных подвесок, а на фиг.
66, г показан вибротранспортер с заданным направлением колебаний
134

рабочего органа, которое обеспечивается за счет возмущающей силы
вибратора.
Одной массой таких вибротранспортеров является рабочий орган 7,
а другой массой является вибратор 2, связанный с массой /
пружинами 3. Пружины 4, на которых подвешивается рабочий орган,
выполняют роль амортизаторов, поэтому их жесткость может быть
меньшей, чем у одномассовых систем. Поэтому такие системы передают
на фундамент значительно меньшие динамические нагрузки, чем
одномассовые с направленной подвеской.
26. Вибрационные транспортеры для перемещения сыпучих
материалов и заготовок навалом
Вибрационные транспортеры, перемещающие сыпучие материалы,
применяются в механических цехах для уборки стружки и
перемещения мелких заготовок навалом, а в литейных цехах—-для
транспортирования и одновременного отделения формовочной смеси от отливок.
Применение вибротранспортеров для автоматизации уборки
стружки является весьма эффективным мероприятием. Установки
с вибротранспортерами компактны, малогабаритны и вследствие
этого могут применяться в станинах станков или в узких проходах
между станками.
На фиг. 67 показана схема установки вибротранспортеров,
встроенных в станины станков. Транспортироваться может как сухая, так
и мокрая стружка, при этом жидкость не разливается и может
возвращаться по желобу. Для этого транспортер устанавливается с
небольшим уклоном (до 2е) в сторону, обратную направлению
движения стружки.
В случае установки продольных перегородок по желобу могут
транспортироваться одновременно по крайней мере два вида стружки /
и 2 в одном транспортере. Такого рода транспортеры целесообразно
устанавливать на уборке чугунной и мелкой стальной, а также витой
стружки с мелкими витками.
Простейшими в конструктивном отношении являются
одномассовые вибротранспортеры. Для уменьшения динамических нагрузок,
передаваемых на фундамент, желоб' транспортера устанавливается
на сравнительно нежестких пружинных подвесках (зарезонансная
подвеска).
В таких транспортерах применяют привод от кривошипно-шатун-
ного механизма, сообщающего желобу возвратно-поступательное
движение. Наклонные рессоры в этом случае служат для сообщения
желобу -движения под определенным углом бросания р.
Транспортерами этого типа можно передавать стружку по цеху на расстояние
до 30 м от одного привода. Скорость движения стружки составляет
примерно от 6 до 15 м/мин. Производительность транспортера
длиной 30 м с размерами желоба 100 X 60 лш, приводимого
электродвигателем мощностью 1 кет, составляет приблизительно 6 т/ч [31].
135

Фиг. 67
Ё настоящее время для транспортировки сыпучих грузов
получили распространение уравновешенные двухмассовые транспортеры
с эксцентриковым приводом. Транспортеры этого типа первоначально
были выпущены австрийской фирмой «Биндер» [36]. Они хорошо себя
зарекомендовали в эксплуатации и сейчас выпускаются в ряде
западноевропейских стран
и США.
Структурная
схема уравновешенного
резонансного
вибрационного
транспортера с эксцентриковым
приводом показана на
фиг. 68. Транспортер
состоит из двух гру-
зонесущих органов —
желобов 1 и 2,
соединенных между собой
пластинчатыми
рессорами 4, установленными попарно с каждой стороны желобов.
Между рессорами упругой подвески устанавливаются шатуны 5 с тремя
резиновыми шарнирами. При помощи крайних шарниров шатун
крепится к верхнему
и нижнему желобам. 5 J 5
Средний шарнир
служит для
присоединения к стойкам 6.
Эксцентриковый
привод 3 располагается
таким образом, чтобы
ось его ншуна была
параллельна
направлению колебаний и
проходила через центры тяжести обоих желобов. Уравновешивание
сил инерции в транспортерах этой системы происходит вследствие
наличия двух масс, колеблющихся в противофазе. Опорой всей
динамической системы транспортера являются стойки с резиновыми
шарнирами, расположенными в центре инерции системы. Вследствие
того, что эти шарниры остаются неподвижными в пространстве, на
опорные конструкции не передаются динамические нагрузки.
Резонансная настройка вибрационного транспортера, при которой
силы инерции его колеблющихся частей полностью
уравновешиваются силами упругости, обеспечивает разгрузку привода от
динамических нагрузок и позволяет снизить мощность приводного
двигателя. Другим достоинством таких конструкций является то, что обе
колеблющиеся массы могут полностью использоваться для полезной
работы.
Фиг. 68
136

При установке грузонесущих органов транспортера на шатунах
в современных конструкциях широко применяются резино-метал-
лические упругие элементы, работающие на кручение (сайлентбло-
ки). Сайлентблок состоит из двух втулок, между которыми
запрессовано резиновое кольцо (фиг. 69).
Внутренняя втулка неподвижно крепится на пальце, который
устанавливается на грузонесущем органе. Внешняя втулка
закрепляется в шатуне. Поворачивание шатуна на небольшой угол
осуществляется вследствие деформации резинового кольца.
Вибрационные транспортеры, предназначенные для уборки
стружки и т. п., должны иметь небольшую высоту.
При создании таких
вибротранспортеров
большое значение
имеет применение в
Фиг. 69
Фиг. 70
качестве подвески желоба упругих элементов торсионного типа.
На фиг. 70 приведена конструкция торсионной подвески
гидравлического вибрационного конвейера [37] фирмы «Линк-Белт» (США).
Каждая подвеска состоит из двух торсионных стержней 1 и двух
шатунов 2. Торсионы располагаются таким образом, чтобы шатуны
находились с одной и с другой стороны желоба. Торсион одним концом
жестко крепится в раме 5, а другой его конец пропускается через
резиновый шарнир 4, установленный в раме. На свободном
консольном конце торсиона жестко устанавливается шатун. Верхний шарнир
шатуна выполняется с резино-металлическим упругим элементом.
Таким образом, во всей подвеске нет ни одной пары скольжения. Все
упругие элементы работают на сдвиг. Благодаря тому, что торсион
жестко зажат только с одного конца, а другой его конец свободно
проворачивается в резиновом шарнире, он может иметь достаточно
большую рабочую длину. Вследствие этого шатун может делать
значительные размахи, причем материал торсионного стержня не
испытывает высоких напряжений.
1585
J 37

27. Вибрационные лотки для транспортирования
ориентированных заготовок
К вибрационным лоткам, осуществляющим подачу заготовок,
в рабочий орган станка или транспортирующим ориентированные
заготовки от станка к станку, предъявляются специальные требования.
Вибрационный лоток должен обеспечить равномерное движение
заготовки по всей длине лотка. Для этого вертикальные колебания
лотка по всей его длине должны быть одинаковыми, не превышающими
предельных значений, при которых начинается хаотическое
движение в результате влияния упругого удара. Так как поперечное
сечение лотка, перемещающего заготовки в один ряд, невелико,
жесткость такого лотка очень часто может оказаться соизмеримой
с жесткостью пружинных подвесок, в результате чего появляются
дополнительные поперечные колебания лотка, неодинаковые по всей
его длине и различные по фазе. Амплитуда дополнительных
поперечных колебаний в зависимости от фазы будет суммироваться или
вычитаться из амплитуд основных колебаний, сообщаемых вибратором,
в результате чего процесс движения заготовок будет нарушаться.
Устранение описанных явлений в вибрационных лотках для
подачи ориентированных заготовок достигается следующим:
1) установкой лотка на мягких (зарезонансных) подвесках и
приложением возмущающего усилия вдоль лотка;
2) работой лотка на низкой частоте колебаний, где требуемая
жесткость лотка будет значительно меньше;
3) значительным увеличением жесткости лотка в поперечном
сечении относительно горизонтальной плоскости.
Одномассовый вибрационный лоток на резонансной направленной
подвеске. При небольшой длине и значительной жесткости лотка,
когда его можно крепить к массивному основанию станка или пресса
и передача вибрации станку не является вредной, весьма простой
оказывается конструкция одномассового резонансного лотка,
выполненного по схеме, приведенной на фиг. 66, а.
Лоток устанавливается на наклонных плоских пружинах, и
система настраивается на околорезонансный режим. Якорь
электромагнитного вибратора крепится к лотку, а статор — к неподвижному
основанию. Конструкция вибратора аналогична приведенной на фиг. 39.
Настройка системы на заданную частоту собственных колебаний v0
осуществляется путем расчета размеров пружин соответственно массе т
лотка.
Требуемая жесткость пружинных подвесок при общем их
количестве в системе, равном г, определяется по формуле
c=-f B1CVJ». B33)
Определяем необходимый момент инерции пружинной подвески
по формуле
138

Момент инерции плоской пружины прямоугольного сечения равен
J = ~, B35)
где Ъ — ширина пружины;
а — толщина пружины.
Приравнивая формулы B34) и B35), получаем формулу для
определения толщины пружины:
У
4 712VqW
а = /|/ -Ш- B36)
Ширина пружины выбирается конструктивно исходя из ширины
лотка и способа крепления пружины. Длина пружины выбирается
конструктивно исходя из высоты вибратора и проверяется на
усталостную прочность:
/ > /min, B37)
где /min минимальная длина пружины, удовлетворяющая условиям
усталостной прочности.
Минимальная длина пружины определяется по формуле
Ш1П ~~ *_! у I ' ( 3 *
где у — прогиб пружины (у = 0,8 А);
a_i — допускаемое напряжение на усталость;
А — размах колебаний.
Формула B38) выведена из тех же соотношений, что и формула
A91) для определения минимальной длины цилиндрических стержней
бункерных вибропитателей.
Если принять o_i = 3000 кг/см2> Е = 2-Ю6 кг/см2, то для v =
== 50 гц формула B38) примет вид:
/min=H%l/ —. B39)
Амортизированный вибрационный лоток с динамическими
гасителями колебаний. Жесткое крепление одномассового резонансного
лотка к основанию станка вызывает довольно ощутимые колебания
последнего, что значительно ограничивает область его применения.
Амортизация таких лотков при похмощи подвески основания на витых
пружинах сравнительно небольшой жесткости, дающая эффект у
бункерных вибропитателей, приводит к нарушению процесса движения
заготовок по лотку.
Если лоток закреплен на массивном фундаменте, все точки его
будут иметь одну и ту же составляющую вертикальной
амплитуды и будут совершать движение под одним и тем же углом 8.
Скорость детали будет постоянная по всей длине лотка.
139

При установке вибрационного лотка на пружинных
амортизаторах (фиг. 71) переменные силы F\ и F2, воздействующие через
оружины на верхнюю и нижнюю массы, заставят всю систему
колебаться на амортизаторах вокруг определенного центра.
Таким образом, один конец лотка будет совершать колебания
под большим углом C, а другой конец—под значительно меньшим.
Это приводит к тому, что на
одном конце лотка заготовки
будут подбрасываться вверх, а
на другом двигаться очень
медленно.
Для нормальной работы
амортизированного
резонансного питателя необходимо
погасить вредные колебания
системы на витых пружинах.
Для гашения вредных
колебаний системы может быть
использован известный из теории колебаний принцип работы
динамического гасителя колебаний, который заключается в следующем.
Колебание основной массы, на которую действует переменное
возмущающее усилие, можно погасить, присоединив к этой массе
другую массу на пружине. Если частота собственных колебаний
второй массы на пружине будет точно соответствовать частоте
возмущающего усилия, то возникшие резонансные колебания погасят
колебания основной системы.
На фиг. 72 показана конструкция вибрационного
прямолинейного питателя с динамическими гасителями колебаний*. Питатель
состоит из лотка 3, имеющего дорожку для перемещаемых
заготовок. У данной конструкции дорожка выполнена в виде
призмы для перемещения цилиндрических заготовок. Сверху дорожка
прикрывается съемной планкой 6. Основание питателя 7 подвешено
на четырех парах витых пружин 5 сравнительно небольшой
жесткости, стянутых болтами 4. На основании 7 установлены нижние
башмаки 9, в которых защемлены плоские пружины 2. Лоток 3 соединен
с пружинами 2 при помощи верхних башмаков /. Привод питателя
осуществляется электромагнитом 12, который колеблет якорь //,
установленный на пружине 10. Лоток 3 на пружинах 2 и груз 8 на
пружине 10 настроены в резонанс с вибратором, в результате чего
они начинают вибрировать и являются динамическими гасителями
• колебаний основания 7 на амортизаторах 5.
Для обеспечения устойчивой работы при возможных изменениях
частоты и напряжения сети динамический гаситель колебаний груз 8
ш якорь 11 задемпфированы резиной. Демпфера представляют собой
резиновые буфера 13, которые ограничивают амплитуду колебаний
якоря // и груза 8. Система настраивается так, что якорь // и груз 8
* Повидайло В. А. и Силин Р, Л., Авторское свидетельство № 126038.
140
Фиг. 71

постоянно ударяются о буфера, которые ограничивают их амплитуды
колебаний.
При уменьшении напряжения или изменении частоты сети
амплитуда колебаний должна была бы уменьшиться, но у данной
конструкции уменьшается только степень ограничения амплитуды (т. е. сила
удара о буфер).
Фиг. 72
Питатель для успешной работы должен быть правильно настроен,
и резонансная настройка не должна сбиваться в процессе работы.
Настройка системы достигается расчетом пружин лотка, гасителя
и якоря с окончательной отстройкой при сборке. Точная
настройка системы достигается перемещением груза 8 и якоря 11 на
пружинах 10, а также изменением рабочей длины пружин 2, которые
вместе с лотком 3 при настройке перемещаются в башмаках 9.
Двухмассовые вибрационные лотки на зарезонансной подвеске. При
резонансной подвеске, в местах заделки подвесок на лоток будут
воздействовать значительные изгибающие моменты. Поэтому лотки
с резонансной подвеской должны обладать значительной жесткостью,
а следовательно, иметь небольшую длину.
Для уменьшения требуемой жесткости лотка его устанавливают
на зарезонансной (мягкой) подвеске. Кроме того, установка лотка на
мягкой подвеске значительно уменьшает динамические усилия,
передаваемые на неподвижное основание. Лотки этого типа выполняются
по двухмассовой схеме с направленной (см. фиг. 66, в) и свободной
(см. фиг. 66 3 г) подвесками.
141

Одной массой таких лотков служит желоб, а другой — вибратор,
соединяемый с желобом при помощи резонансных пружин.
Наибольшее распространение для привода таких лотков получили
электромагнитные вибраторы. При электромагнитном приводе якорь
вибратора жестко крепится к лотку, а электромагнит вибратора,
являющийся реактивной массой, соединяется с лотком при помощи спиральных
или плоских рессорных пружин, рассчитываемых на работу в
резонансном режиме.
Фиг. 73
На фиг. 73 показана конструкция электромагнитного вибратора
с пружинной упругой системой [35].
Вибратор состоит из двух основных частей — электромагнита /
с обмотками 2 и якоря 3 с крепежной частью, соединенных между
собой верхними и нижними пружинами 4. Рабочие пружины
устанавливаются по обе стороны опорных кронштейнов 5 и закрепляются
на них с помощью крепежных болтов. Величина воздушного зазора
между полюсами электромагнита и якорем регулируется с помощью
стяжных болтов 6 и гаек 7. Навинчивая или свинчивая гайки,
соответственно сжимают или разжимают пружины, тем самым изменяют
величину воздушного зазора. Подвод электроэнергии к обмоткам
электромагнита' осуществляется с помощью навитых в виде пружин
проводников 8.
Регулирование настройки электромагнитного вибратора
осуществляется установкой регулировочных грузов 9 на электромагнит.
В рассмотренных дпухмассовых системах амплитуды колебаний
лотка и электромагнита вибратора обратно пропорциональны их массам.
Для получения требуемой амплитуды колебаний рабочего органа лотка
и уменьшения зазора в электромагните масса статора должна быть
значительной, для чего к нему часто крепят дополнительные грузы.
В таких вибрационных лотках-транспортерах, имеющих две ко-
142

<леблющиеся массы, для полезной работы используются колебания
только одной массы, в результате чего транспортер имеет повышенный
вес, приходящийся на единицу его длины.
Двухмассовый лоток с использованием колебаний обеих масс.
Значительного сокращения веса, приходящегося на единицу длины
вибрационного лотка на зарезонансной подвеске, можно достичь,
использовав для полезной работы колебания обеих масс.
На фиг. 74 показана разработанная автором конструкция двух-
массового лотка с использованием колебаний обеих масс.
Лоток состоит из двух одинаковых желобов 1 и 4, являющихся
продолжением один другого. Желоба подвешены на наклонных
плоских пружинах 5, имеющих небольшую жесткость, что снижает до
минимума динамические нагрузки на основание 9 и изгибающие
моменты, действующие на желоба.
Якорь 8 вибратора жестко крепится к одному желобу, а
электромагнит 7— к другому.
Желоба 1 и 4 связываются резонансной пружинной системой,
•состоящей из спиральных пружин 10 и 12, работающих на сжатие,
•стягивающей их стальной проволоки 3 и упоров И и 13.
Колебательное движение желобов должно происходить под
заданным углом бросания, что обеспечивается определенным
наклоном подвесок 5. Так как желоба колеблются в противофазе, то,
помимо продольных колебаний, они должны иметь возможность
относительного поперечного смещения. Для этого пружинная система,
связывающая желобы, имея значительную (резонансную) жесткость
в продольном направлении, должна обладать достаточно малой
жесткостью в поперечном направлении.
Такая характеристика пружинной системы достигается
соответствующим подбором параметров спиральных пружин 10 и 12.
Поперечная жесткость спиральных пружин обычно значительно
меньше продольной. Кроме того, при стягивании пружин 10 и 12
проволокой 3, жесткость которой весьма мала, испытывать нагрузку
в поперечном направлении будут только лишь пружины 12.
Продольная жесткость пружинной системы равна сумме жесткостей
пружин 10 и 12. Оставляя суммарную продольную жесткость системы
постоянной, можно распределить жесткости пружин 10 и 12 так, что
продольная, а следовательно, и пропорциональная ей поперечная
жесткость пружин 12 будут в 3—4 раза меньше жесткости пружин
10. При этом соответственно уменьшится поперечная жесткость всей
пружинной системы, так как она определяется жесткостью пружин 12.
Электромагнит 7 вибратора состоит из сердечника 15,
набранного из Ш-образных пластин электротехнической стали, на который
надета катушка 16 с обмоткой. Зазор между якорем и
электромагнитом регулируется сжатием пружинной системы при помощи винтов 2.
Для повышения коэффициента трения рабочую поверхность
желобов покрывают профильной резиной 14, что дает возможность
транспортировать заготовки вверх под углом а = 10-—120.
Основанием лотка служит швеллер 9, который для полной виб-
Ш

144

роизоляции лотка крепится к опорным конструкциям при помощи?
резиновых амортизаторов 6.
Расчет колебательной системы лотка. Плоские пружины —
подвески лотка рассчитываются так, чтобы собственная частота
колебаний %п желобов на подвесках удовлетворяла соотношению
von<0,2v, B40>
где v — частота возмущающей силы вибратора.
Размеры плоской пружины — ширина Ь и длина / выбираются*
конструктивно. Толщина пружины а определяется по формуле B36),
в которую подставляется собственная частота vQ, удовлетворяющая
условию B40).
Требуемая жесткость пружинной системы с рассчитывается так,
чтобы собственная частота колебаний v0 двух желобов, связанных,
спиральными пружинами, была близка к резонансной v0= A,05-ь
U)v;
с=4ъ\Мпр, B41)
где МпР — приведенная масса системы.
При одинаковых колеблющихся массах приведенная масса будет*
равна
Мпр = -f-, B42)
где т — масса желоба с прикрепленными к нему деталями.
Жесткость сг соединяющей пружины 12 и жесткость с2
стягивающей пружины 10 (фиг. 74)^ целесообразно распределить следующим
образом:
1 3
Сг = j С И С2 = -j С.
Число витков каждой пружины определяется из формулы B07).
Минимальный шаг витков соединяющей пружины 12
определяется по формуле
t = Ь±А1, B43),
где /0 — расстояние между упорами // и 13 (фиг. 74);
о — зазор между якорем и электромагнитом вибратора.
Минимальный шаг витков стягивающей пружины 10 определяется
по формуле
' = <* + ", B44>
где d — диаметр проволоки пружины.
В рассмотренной конструкции вибролотка нагрузки,
передаваемые через резонансную пружинную систему, действуют вдоль
желобов, поэтому нормальной работы лотка здесь можно достичь при:
меньшей изгибной жесткости желобов.
Конструктивные размеры желоба необходимо выбирать так, чтобы;
собственная частота изгибных колебаний желоба была достаточно
удалена от резонансной.
J 0 Повидайло 14^'

Так как желоб расположен на мягких подвесках, его можно
рассматривать как балку без опор, собственная частота изгибных
колебаний которой определяется по формуле
VW
чож = 22,4 г27гУ , B45)
где/—момент инерции сечения желоба;
Е — модуль упругости;
F — площадь поперечного сечения желоба;
7 — удельный вес;
/ — длина желоба;
g — земное ускорение.
Собственная частота колебаний желоба должна удовлетворять
условию
-^->3-~4. B46)
Пример расчета колебательной системы вибролотка
Требуется рассчитать колебательную систему вибрационного лотка,
конструкция которого показана на фиг. 74. Конструктивные параметры лотка: длина
лотка 1500 мм; вес желоба с электроматнитом 1,5 кг; площадь поперечного сечения
F = 1,2 см2; момент инерции сечения / = 0,4 см*; материал желоба — сталь;
длина желоба / = 750 мм. Частота колебаний лотка v = 50 гц.
1. Проверяем жесткость желобов. Частота собственных колебаний желоба по
«формуле B45) будет равна
V*L
106 • 0,4 • 981 • 103
%ж= 22,4 — &ГЖ = 185 щ-
^ож '"Э
— = -F7T = 3,7, что удовлетворяет условию B46).
2. Определяем размеры зарезонансных подвесок.
Конструктивно принимаем ширину подвески b = 10 мм, длину /л = 90 мм.
Толщину подвески определяем по формуле B36), приняв ч0п = 0,2 v = 10 гц:
3/4 -те* • Ю2 . 1,5
а = 9 1/ 2 ¦ К)» - 4 • 981 = °'08 см == °'8 мм"
3. Определяем требуемую жесткость пружинной системы, приняв v0 = 53 гц;
1,5
с = 4 т2 • 532 2 ш = 84,5 кг/см2.
Жесткости соединяющих и стягивающих пружин примем:
1 84,5
— = 21,1 кг! см;
84,5
c«=jc=
146
Со = тс = 7 = 63,4 кг/см.

4 Определим число витков и шаг соединяющей пружины, приняв d = 3 мм.
D = 20 jwif G = 8 • 105 кг/см2. Расстояние между упорами lfJ = 90 жл, зазор в
электромагните о = 3 мм:
0,3* • 8 • ИР
; О — Q 8"
*1 =
'8 - 2* • 21,1
90 -j- 9
9,8
= 10 мм.
5. Определяем число витков и шаг сжимающей пружины:
0,34 • 8 • 10->
h = 3 +
3,3;
= 4,8;
28. Вибрационные лотки для подачи заготовок из бункерного
вибропитателя в рабочий орган станка
При подаче заготовок из бункерного вибропитателя в рабочий
орган станка в зависимости от расположения рабочей позиции
применяют наклонные или прямолинейные лотки— транспортеры.
Фиг. 75
На фиг. 75 показан лоток 1 для подачи заготовок на рабочую
позицию, расположенную ниже чаши питателя. Наклонный лоток может
быть или прямолинейным, или изогнутым (как показано на фиг. 75),
если заготовка должна поступать на позицию в горизонтальном
положении.
Для бесперебойного движения заготовок по лотку последнему
сообщаются колебания с небольшой амплитудой. Для этого jujtqk /
147

крепится к стойке 2, установленной на нижней подвижной плите
бункерного питателя 5. С рабочей позицией лоток соединен при помощи
шарнира, позволяющего лотку иметь перемещение в направлении
вибрации.
При расположении рабочей позиции на уровне чаши питателя или
несколько выше ее для перемещения заготовок применяют
прямолинейный лоток, установленный на мягких плоских наклонных
пружинах (см. фиг. 1). Вибрация лотку сообщается от чаши питателя, с
которой лоток соединяется при помощи резинового шарнира или
плоской пружины. Угол наклона подвесок лотка должен быть равен углу
бросания C на спиральном лотке чаши питателя.
При установке длинных лотков, имеющих значительную массу,
одностороннее присоединение лотка к чаше питателя может нарушить
работу питателя.
Для уравновешивания питателя к чаше со стороны,
противоположной месту крепления лотка, крепят груз, момент инерции
которого относительно оси чаши равен моменту инерции лотка
относительно той же оси. Расчет бункерного питателя ведут с учетом обеих
присоединенных масс.

ЛИТЕРАТУРА
1. Артоболевский И. Я., Теория вибрационного грохота с приводом Бюл-
«лера, Сб. «Сортирование сыпучих тел», Изд. АН СССР, 1937.
2. Блехман И. Я., Теория вибросепараторов и ее связь с теорией
некоторых других машин, Сб. «Механика и расчет машин вибрационного типа», Изд.
АН СССР, 1957.
3. Брумберг Р. М., Одновальный вибратор для привода вертикальных
вибрационных транспортеров, «Вестник машиностроения», 1960, № 6.
4. Владзиевский А. П., Автоматические линии в машиностроении, Машгиз,
1958.
5. ВНИТИприбор, Типовые вибрационные бункера, ЦИНТИ, Москва, I960.
6. Гончаревич И.'Ф. и Стрельников Л. П. Электровибрационная
транспортная техника, Госгортехиздат, 1959.
7. Елисеев В. В., Маятниковые вибраторы направленного действия,
«Строительное и дорожное машиностроение», 1957, № 12.
8. Ивановский В. Л., Винтовые виброконвейеры, «Механизация и
автоматизация производства», 1960, №8.
9. Иориш Ю. Я., Измерение вибрации, Машгиз, 1956.
10. Камышный Н. И., Вибрационное загрузочное устройство со спиральным
лотком и многослойными подвесками, «Станки и инструмент», 1957, № 8.
11. Камышный Н. //., Вибрационные питатели станков, Сб. «Автоматизация
машиностроительных процессов», т. 2, Институт машиноведения АН СССР, 1958.
12. Камышный Н. Я., Теоретические основы проектирования вибрационных
загрузочных устройств, Известия высших учебных заведений, «Машиностроение»,
1958, № 6.
13. Левин Л. П., Вопросы теории и расчета электровибрационных машин,
Сб. «Механика и расчет машин вибрационного типа», изд. АН СССР, 1957.
14: Малкин Д. Д., Теория и проектирование вибропитателей и
вибротранспортеров, ЦБТИ, Москва, 1959.
15. Москвитин А. Я., Электрические машины возвратно-поступательного
движения, Изд. АН СССР, 1950.
16. Николенко Г. Я., Теория амортизации вибрационных машин, Сб.
«Механика и расчет машин вибрационного типа», Изд. АН СССР, 1957.
17. Олевский В. А., Кинематика грохотов, Металлургиздат, 1941.
18. Повидайло В. Л., Вибрационные бункерные загрузочные устройства,
«Машиностроитель», 1957, № 6.
19. Повидайло В. Л., Расчет и конструирование вибрационных питателей со
спиральным желобом, «Станки и инструмент», 1959, № 2.
20. Повидайло В. А. и Беспалов К. Я., Расчет и конструирование бункерных
загрузочных устройств, Машгиз, 1959.
21. Повидайло В. Л., Вибрационные бункерные загрузочные устройства с
подвеской чаши на цилиндрических стержнях, «Бункерные загрузочные
устройства к станкам», Сб. I, тема 17, № М-59-147/14, ВИНИТИ, Москва, 1959.
22. Повидайло В. Л., Оптимальные режимы работы вибрационных питателей,
«Станки и инструмент», 1960, № 5.
23. Повидайло В. Л. и Силин Р. Я., Автоматическое загрузочное
устройство вибрационного типа, «Машиностроитель», 1959, № 4.
24. Повидайло В. А. и Силин Р. Я., Вибрационный питатель-подъемник,
«Машиностроитель», 1960, № 6.
149

25. Повидайло В. А. и Беспалов К. //., Автоматическая загрузка кругло-
шлифовального станка, «Механизация и автоматизация производства», I960».
№ 10.
26. Повидайло В. А. и Силин Р. //., Автоматизация бесцентрового
шлифования метчиков, «Станки и инструмент», 1958, № 11.
27. Рабинович Л. Я. и Шелепин Е. #., Некоторые вопросы теории работы
вибрационных бункерных загрузочных устройств. Научные записки Львовского
политехнического института, Прикладная механика, вып. JLXXII, 1957.
28. Рабинович А. Н., Автоматизация технологических процессов в
машиностроении, Гостехиздат УССР, 1959.
29. Спиваковский А. О. и Гончаревич И. Ф., Горнотранспортные
вибрационные машины, Углетехиздат, 1959.
30. Тимошенко С. //., Колебания в инженерном деле, Физматгиз, 1959.
31. Терехов Г. А. и Шувалов Ю. Л., Автоматизация технологических
процессов механической обработки и сборки в машиностроении, Машгиз, 1960.
32. Финкель X. Я-, Вертикальный спиральный вибрационный транспортер,
«Станки и инструмент», 1959. №11.
33. Bottcher S.t Beitrag zur klarung der Gurtbewegung auf Schwingrinnen, Die
Gurtbewegung und We Ursachen, Fordem und Heben, № 3, 4 und 5, 1958.
34. Ruzicka /., Vibracni sreubavy dopravnik.
35. Cemnwald F., Die Anwendung von magnitischen Vibratoren fur Forden
Lind Dosierund-anlagen, Fette und Seifen, Bd. 54, 1952.
36. Binder vibratory conveyors, Mc Kenzie and Browon, England, 1958.
37. New shaking conveyor, Colliery Guardian, 1955, № 4690.
38. Vibrolators for industrial applications, Martin Engineering Co. USA, 1958,

ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр
Предисловие 3
Глава 1. Теория работы вибрационных питателей 5
1. Общие сведения . 5
2. Способы и режимы работы вибропитателей 8
3. Теория отрывного движения тел по вибрационному лотку .... Ю
4. Экспериментальное исследование процесса движения по
вибрационному лотку 29
5. Определение оптимальных режимов работы вибропитателей . . -, 44
Глава II. Бункерные вибрационные питатели AT
6. Способы осуществления направленной вибрации в вибропитателях 47
7. Привод вибрационных питателей 50
8. Классификация бункерных вибропитателей 56
9. Конструкции бункерных вибропитателей с вертикальным
электромагнитным вибратором 57
10. Конструкция бункерных вибропитателей с тангенциальными
вибраторами 63
Глава III. Вибрационные питатели-подъемники 67
11. Общие сведения и классификация виброподъемников 67
12. Виброподъемники с эксцентриковым приводом 67
13. Виброподъемники с инерционным приводом 68
14. Виброподъемники с электромагнитным приводом 75
Глава IV. Ориентирование заготовок в бункерных вибрационных питателях 81
15. Классификация заготовок 81
16. Общие принципы автоматического ориентирования 85
17. Устройства первичной ориентации 86
18. Устройства вторичной ориентации 88
19. Ориентирование заготовок сложной формы 93
Глава V. Расчет и конструирование бункерных вибрационных питателей
и виброподъемников 94
20. Вопросы теории колебательной системы вибрационных питателей 94
21. Определение основных конструктивных параметров
вибропитателя 105
22. Расчет упругой системы питателей 117
23. Расчет электромагнитных вибраторов 123
24. Пример расчета вибрационного питателя 128
Глава VI. Прямолинейные вибрационные питатели—вибрационные
транспортеры 133
25. Классификация прямолинейных вибрационных питателей .... 133
26. Вибрационные транспортеры для перемещения сыпучих
материалов и заготовок навалом 135
27. Вибрационные лотки для транспортирования ориентированных
заготовок 138
28. Вибрационные лотки для подачи заготовок из бункерного
вибропитателя в рабочиий орган станка 147
Литература 149

Владимир Александрович Повидайло
Расчет и конструирование вибрационных питателей
Техн. редактор М. С. Горностайпольская. Корректоры Л. П. Комарова и Р. С. Коган
Подписано к печати 28. XII 1961. Формат 60х90/1в. Усл. печ. л. 9,5.
Физ. печ. л. 9,5. Уч.-изд. л. 9,37. БФ00190. Тиража 8000. Зак. № 1585. Цена 57 коп.
Южное отделение Машгиза, Киев, ул. Парижской коммуны, 11
Харьковская типография Госгортехиздата, Харьков, ул. Энгельса, П.