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
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
=
(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
RА
=( 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.
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= Pmax
/ω2
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.