РефератыПромышленность, производствоМеМеханические вибраторы строительных и дорожных машин

Механические вибраторы строительных и дорожных машин

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)



- 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.



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).



= 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



=
(Р2
*(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



=( Р1
*l2
-Р2
* 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.



=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= Pmax
/ω2
R- масса дебаланса.


Угловая скорость вращения дебаланса


ω=πn/30=3.14·2000/30≤209,34 рад/мин



- 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
:



=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.

Сохранить в соц. сетях:
Обсуждение:
comments powered by Disqus

Название реферата: Механические вибраторы строительных и дорожных машин

Слов:1311
Символов:13060
Размер:25.51 Кб.