регистрация / вход

Механические вибраторы строительных и дорожных машин

Проектирование виброблока с дискретно-регулируемой возбуждающей силой. Принципиальная схема и расчет элемента виброблока. Схемно–конструктивный анализ вибровозбудителей бегункового одночастотного и поличастотного вибратора, применение дебалансных роликов.

Федеральное агентство по образованию

Пермский государственный технический университет

Курсовая работа

Механические вибраторы строительных и дорожных машин


1 Задание на проектирование

Спроектировать виброблок с дискретно-регулируемой (от minдо max) возбуждающей (возмущающей) силой, имеющей следующие параметры:

1.1 Максимальная возбуждающая сила Pmax =4000 H =4 kH

1.2 Конструктивная схема виброблока № Г

1.3 Тип корпуса подшипника виброблока Ц

1.4 Форма дебалансного элемента № 6

1.5 Привод виброблока – асинхронный электродвигатель. Синхронная

частота вращения ротора электродвигателя 3000 об/мин

1.6 Частота вращения дебалансного вала виброблока n=2000об/мин

1.7 Глубина регулирования возмущающей силы виброблока Грег =80%

Грег =Pmin =Pmax (1-Грег )=4(1-0.80)=0.8 kH

1.8 Время необходимое для изменения (регулирования)возмущающей силы виброблока не менее 5 минут

1.9 Дебалансный вал виброблока должен быть закрыт быстросъемным защитным кожухом

1.10 Опоры дебалансного вала расположить на общей соединительной пластине, предназначенной для крепления виброблока на объекте использования


2 Принципиальная схема и расчет элемента виброблока

Форма дебалансного виброблока

Принципиальная схема элемента виброблока

2 Расчеты

2.1 Выбор материала деталей. Вал виброблока и дебалансный элемент выполняем из стали 45.

2.2 Определить размеры поперечного сечения вала виброблока

Fвал =πd2 /4=Рmax nE /[Tср ] – площадь сечения вала

nE –суммарный коэффициент запаса прочности (nE 2.5)

[Tср ]–допускаемые напряжения при срезе [Tср ] <65МПа=650 ктс/см2

Fвал =4000·2.5/65·106 =0.0001538 м2 =1.538 см2

Диаметр расчетного сечения d== 1,4см = 14 мм

2.3 Выбрать подшипники качения опор виброблока из расчета³3000часов непрерывной работы.

Ln -долговечность работы подшипника Ln =106 /60n(c/Rэ ) γ

n-число оборотов вала виброблока (n=2000об/мин)

Rэ - эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник, которая в первом приближении Rэ =(1…1,5)Рmax =1.2·4000=4800 Н

γ-показатель степени (γ=3 для шариковых подшипников)

с- табличная грузоподъемность подшипника.

В результате подбора удовлетворяющим условию оказывается подшипник 1311, средняя серия:

Шарики

nпред ,об/мин,

при смазке

Масса,кг

типов

d2 ,

наим.

D2 ,

наиб.

dк D B r α0 Dw z C Co плас-тичной жид-кой 1000 или 111000
55 120 29 3,0 9 15,08 15 40600 22900 4000 5000 1,58 64,4 111

2.4 Определить мощность приводного электрического двигателя

N= kн.п *fРmax πdк n/η , [Вт]

kн.п = (1÷1,5) – коэффициент неучтенных потерь, f = 0,01 – коэф. трения качения, dк –диаметр отверстия внутреннего кольца (d=0.055 м; η=0.94; π=3.14; Pmax =4000 H; n=2000об/мин=50об/с)

N=0.01*4000*3.14*0.055*50/0.94=294 Вт=0.294 кВт

Возьмем электродвигатель асинхронный трехфазной серии 4А с синхронной частотой вращения 3000 об/мин

4А63А2У N=0.37 кВт n=2770 об/мин

2.5 Спроектировать дебалансный элемент, имеющий, при данной форме и размерах, максимальную величину радиальной координаты центра масс. При проектировании считаем Rd /d0 3,

где d0 - диаметр вала в месте установки дебаланса

d0 =65 мм Rd =75 мм

Координату центра масс определяем с помощью подвеса натуральной модели дебаланса на оси, не совпадающей с центром масс: Rц =12мм

2.6 Спроектируем опоры качения виброблока, состоящие из корпуса подшипника и уплотнительных устройств. Корпус подшипника цельный, имеет лапы для крепления.

Уплотнительные устройства - резиновые армированные манжеты ГОСТ 8752-85 (без пыльника).

dВ = dк + 5=60 мм

диаметр вала, dВ мм наружный диаметр, мм ширина, В мм
60 85 12

Смазку для подшипников возьмем солидол жировой (ГОСТ 1033- 79).

2.7 Составим расчетную схему.

Определим расстояние между опорами L(2030).

L(2030)= (2030)=383,2 мм.

Расстояние м/у опорами L=220мм.

Определить реакции опор :

МВ =0 : Р1 *l1 - RВ *(l1 +l2 ) + Р2 *(l1 +l2 + l3 ) =0

RВ =2 *(l1 +l2 + l3 ) +Р1 *l1 )/ (l1 +l2 ) =(3,2*(l1 +l2 + l3 ) +Р1 *l1 )/ (l1 +l2 )=

=(3,2*0,3+0,8*)/0,22=4,76кН

МА =0: RА *(l1 +l2 )- Р1 *l2 + Р2 * l3 =0

RА =( Р1 *l22 * l3 )/ (l1 +l2 ) =(0.8*0.11-3.2*0.08)/0,22=-0,76 кН

Проверка: Рmax + RА +RB =0

-4000+4760-760=0

0=0 , то есть реакции определены верно.

Выполняем проверку долговечности подшипников Rэ =V*R*kб *kt

V=1- коэф. вращения, kб =(1÷1,2) – коэф. безопасности, kt – температурный коэф.

Rэ =1*4760*(1÷1,2)*1 ≈4800

Повторим расчет подшипников на долговечность:

Ln =106 /60·2000(40600/4800)3 =5042.8 часов

Подобранный подшипник подходит, так как полученная долговечность больше требуемой (3000 часов).

2.8 Спроектируем фрагмент клиноременной передачи.

Подбираем ведомый шкив, зная диаметр ведущего шкива и число оборотов в минуту электродвигателя и виброблока, т.к. линейная скорость ремня приводного и ведущего шкива одинаковы, =>

; ;

; ;

мм,

мм, => диаметр ведомого шкива равен 140 мм.

2.9 Рассчитаем, подберем и установим крепежные болты (4шт.)

Рассчитаем наиболее нагруженный болт из условия, что нагрузка на него не будет превышать Pmax =4000 H

σ=P/F[σ], где[σ]=160мПа

F=4000/160·106 =25·10-6 м2 = 25 мм2

d==5,7 мм , тогда принимаем болты М10

2.10 Рассчитываем массу дебалансного элемента.

Pmax =mω2 R=> m= Pmax2 R- масса дебаланса.

Угловая скорость вращения дебаланса

ω=πn/30=3.14·2000/30≤209,34 рад/мин

Rц - расстояние от оси вращения дебалансного вала до центра масс дебаланса (R=12мм).

кг,кг.

Площадь дебаланса F=117 см2 , плотность материала дебаланса ρ=7800кг/м3 . Зная площадь дебалансного элемента, его массу и плотность стали, определим толщину диска:

,

,

,.

2.11 Составим график величины и направления возмущающей силы виброблока в зависимости от углового положения сменных дебалансных элементов.


Q1 =Pmin Q2 Q3 Q4 Q5 = Pmax
800 1600 2400 3200 4000

Q= F1 +F2 *cosα; , где F1 =F2 =2400 Н

,

,

,

,

,

3 Схемно–конструктивный анализ вибровозбудителей бегункового (поводкового) одночастотного и поличастотного вибратора

В дебалансных вибраторах центробежная сила дебалансов полностью передается на подшипники вала вибратора. С целью разгрузки подшипников предложена, конструкция бегункового вибратора (рис. 3). Здесь дебаланс 1, выполненный в виде цилиндрического ролика радиусом r, катится по внутренней поверхности беговой дорожки 2. Движение к ролику от водила 3 передается через специальный поводок 4. Центробежная сила P1 , возникающая при вращении водила, передается непосредственно на корпус виброэлемента. Подшипники ролика нагружены только тем усилием, которое необходимо для преодоления сопротивления перекатыванию его по беговой дорожке.


В случае применения дебалансных роликов (рис. 3, б) возникают две центробежные силы различной частоты. Одна возбуждающая сила развивается вследствие вращения ц. т. ролика относительно оси О , а вторая - ввиду вращения ролика относительно своей оси О1 . Движение, ролика в этом случае можно представить состоящим из поступательного вместе с центром ролика и вращательного относительно этого центра.

При поступательном движении центробежная сила изменяется с частотой вращения водила w0 , (рис. 3, б). Ее амплитудное значение определяется из выражения

P1 =P1 ¢ +P1 ¢¢ =(M+m)Rw0 2

где P¢ 1 - составляющая центробежной силы от массы М, сосредоточенной в точке O1 , Н ; р¢¢ 1 - составляющая центробежной силы от массы m приложенной в ц.т. дебаланса (в точке А), Н; М - масса уравновешенной части ролика, кг; m масса дебаланса ролика, кг; R - радиус вращения центра ролика, м.

Вторая сила, изменяющаяся с частотой wр , возникает вследствие вращения неуравновешенного ролика вокруг своей оси:

P2 =m∙e∙wp 2

где е - эксцентриситет дебалансной части ролика, м; wр - угловая скорость вращения ролика, c-1 :

wр =R / r ∙w0

При установке нескольких дебалансных роликов различного диаметра результативная возмущающая сила равна геометрической сумме составляющих возмущающих сил. Большое значение при этом имеют начальные углы установки дебалансных роликов.

В существующих конструкциях поличастотных бегунковых (поводковых) вибраторов дебалансные ролики свободно перекатываются по беговой дорожке только за счет сил трения. Уменьшение сил трения при вибрации, чему способствует наличие масла в корпусе вибратора, силы инерции при пуске, а также противодействующий момент дебалансной части создают условия для проскальзывания ролика относительно беговой дорожки. Это вызывает уменьшение частоты вращения ролика и в некоторых случаях его остановку. Наличие скольжения изменяет характер результативной возмущающей силы, делает ее переменной и не позволяет иметь стабильный режим вибрации. Параметры бегунковых поличастотных вибраторов необходимо выбирать, с учетом отсутствия отрыва и скольжения ролика. При заданных параметрах необходимо создавать условия, при которых коэффициент трения ролика по беговой дорожке корпуса вибратора будет больше минимального.


Литература

1. Механические вибраторы строительных и дорожных машин.Под редакцией В.П. Шардина.

2. Курсовое проектирование деталей машин.Под редакцией А.Е. Шейнблита.

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий