123335 (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 min до max) возбуждающей (возмущающей) силой, имеющей следующие параметры:

1.1 Максимальная возбуждающая сила P_max=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 Г_рег=80%

Г_рег= P_min=P_max(1-Г_рег)=4(1-0.80)=0.8 kH

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

2. Дебалансный вал виброблока должен быть закрыт быстросъемным защитным кожухом

3. 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.

1. Определить размеры поперечного сечения вала виброблока

F_вал=πd²/4=Р_maxn_E/[T_ср] – площадь сечения вала

n_E –суммарный коэффициент запаса прочности (n_E 2.5)

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

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

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

1. Выбрать подшипники качения опор виброблока из расчета3000часов непрерывной работы.

L_n-долговечность работы подшипника L_n=10⁶/60n(c/R_э) ^γ

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

R_э - эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник, которая в первом приближении R_э =(1…1,5)Р_max=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= k_н.п*fР_max πd_кn/η , [Вт]

k_н.п = (1÷1,5) – коэффициент неучтенных потерь, f = 0,01 – коэф. трения качения, d_к –диаметр отверстия внутреннего кольца (d=0.055 м; η=0.94; π=3.14; P_max=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 R_d/d₀ 3,

где d₀- диаметр вала в месте установки дебаланса

d₀=65 мм R_d=75 мм

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

1. 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).

d_В = d_к + 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).

1. Составим расчетную схему.

Определим расстояние между опорами L (20 30)

.

L (20 30)

= (20 30)

=383,2 мм.

Расстояние м/у опорами L=220мм.

Определить реакции опор :

М_В=0 : Р₁*l₁ - R_В *(l₁+l₂) + Р₂*(l₁+l₂+ l₃) =0

R_{В =} (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

М_А=0: R_А *(l₁+l₂)- Р₁*l₂ + Р₂* l₃ =0

R_А=( Р₁*l₂ -Р₂* l₃)/ (l₁+l₂) =(0.8*0.11-3.2*0.08)/0,22=-0,76 кН

Проверка: Р_max+ R_А+R_B=0

-4000+4760-760=0

0=0 , то есть реакции определены верно.

Выполняем проверку долговечности подшипников R_э=V*R*k_б*k_t

V=1- коэф. вращения, k_б=(1÷1,2) – коэф. безопасности, k_t – температурный коэф.

R_э=1*4760*(1÷1,2)*1 ≈4800

Повторим расчет подшипников на долговечность:

L_n=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 P_max=4000 H

σ=P/F [σ], где [σ]=160 мПа

F=4000/160·10⁶=25·10^-6м²= 25 мм²

d= =5,7 мм , тогда принимаем болты М10

1. Рассчитываем массу дебалансного элемента.

P_max=mω²R => m= P_max/ω²R - масса дебаланса.

Угловая скорость вращения дебаланса

ω=πn/30=3.14·2000/30≤209,34 рад/мин

R_ц - 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:

,

,

, .

1. 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 ₀, (рис. 3, б). Ее амплитудное значение определяется из выражения

P₁=P₁+P₁=(M+m)R₀²

где P₁- составляющая центробежной силы от массы М, сосредоточенной в точке O₁, Н ; р₁ - 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 _р, возникает вследствие вращения неуравновешенного ролика вокруг своей оси:

P₂=m∙e∙_p²

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

_р=R / r ∙₀

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.