Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 4)

Предварительная расчетная схема представлена на рисунке 2.3.

1 - колонна; 2 - вибромолот; 3 - барабан инерционный; гидроцилиндры подъема/опускания вибромолота

Рисунок 2.3 − Оборудование для глубокого трамбования грунта

В качестве вибровозбудителя принимаем вибрационный блок машины ДСП (динамический стабилизатор пути), технические характеристики которого представлены в таблице 2.1.

Таблица 2.1 − Технические характеристики вибровозбудителя

2.2.1 Расчет гидромотора привода виброблока

Для нахождения основных параметров гидромотора, который будет вращать дебалансы виброблока, устанавливаемого в качестве вибромолота, найдем потребную мощность, затрачиваемую на данный привод.

В качестве базовой машины принят экскаватор ЭО-5124 номинальной мощностью двигателя 125 кВт. Гидравлическая система привода вибрации будет питаться от регулируемого гидронасоса типа 311.224.М.А-14.00 (рисунок 2.4), технические характеристики которого представлены в таблице 2.2.

Рисунок 2.4 − Аксиально-поршневой гидронасос типа 311.224.М.А-14.00

Таблица 2.2 − Технические характеристики насоса 311.224.М.А-14.00

Параметры	Гидронасос 311.224.М.А-14.00
Направление вращения	правое
Мощность(потребляемая или поддерживаемая регулятором),кВт	58.8
Масса(без рабочей жидкости),кг	230
Исполнение гидронасоса	самовсасывающий с регулятором мощности
Исполн. выходного вала	шпонка
Давление на выходе,МПа номин.	20
Давление на выходе,МПа макс.	32
90% ресурс,ч	5600
Номинальный рабочий объем,см3	224
Частота вращения,об/мин макс.	1800
Частота вращения,об/мин номин.	970
Использование в технике	ЭО-6124, ЭО-6123, ЭО-5221, ЭО-5124
Цена, шт.	147500.00 руб.

Максимальная мощность, затрачиваемая гидронасосом будет равна:

, кВт (2.1)

где − подача аксиально-поршневого насоса марки 311.224.М.А-14.00. при числе оборотов n=970 об/мин, л/мин, =217 л/мин; m − количество насосов, шт., m=1 шт.; P_ном – номинальное давление рабочей жидкости, создаваемое насосом на выходе, МПа, P_ном=20 МПа; _об − объемный к.п.д. насоса, _об=0,96.

Мощность, затрачиваемая на привод вибровозбудителя будет равна:

, Вт (2.2)

где _.− величина амплитуды возмущающей силы, кН; m − вес вибрирующих частей, кг; ω − угловую частоту колебаний, с^-1.

Необходимая частота вибровоздействия молота 30 Гц. Угловую частоту колебаний определим по формуле:

, (2.3)

где - частота вибровоздействия, Гц;

Из приведенного выше расчета можно сделать следующий вывод:

Для привода вибровозбудителя оборудования для глубокого трамбования грунта потребуется минимум 17,69 кВт, поэтому уже при первичных расчетах становится понятным, что силовой установки машины ЭО-5124 (ЯМЗ-8484-10) будет достаточно для работы оборудования.

Зная угловую частоту колебаний и мощность, затрачиваемую гидромотором на блок динамической стабилизации, можно определить крутящий момент, развиваемый гидромотором:

, Н*м (2.4)

Зная крутящий момент, развиваемый гидромотором, определим рабочий объем, выразив его из формулы:

(2.5)

, см³ /об (2.6)

где М − крутящий момент на валу гидромотора, Н.м; р_ном − рабочее давление гидромотора, МПа, р_ном=20 МПа;

_гм − гидромеханический к.п.д. гидромотора, _гм = 0,95.

В разрабатываемой гидравлической системе, принимаем, для привода вибровозбудителя аксиально-поршневой гидромотор марки 210.20, технические характеристики которого приведены в таблице 2.3.

Таблица 2.3 − Техническая характеристика аксиально-поршневого гидромотора 210-20.

Рабочий объем, см3/об	Давление, МПа		Частота вращения, об/мин		Крутящий момент, развиваемый гидромотором, Н.м		КПД		Номинальная мощность, кВт
	номинальное	максимальное	номинальная	максимальная	Номинальный	максимальный	объемный	механический
54,8	20	25	1500	3000	174	218	0,95	0,93	31,2

Потребный расход жидкости гидромотора (л/сек) определим по формуле:

л/сек (2.7)

где n- частота вращения вала гидромотора, об/мин;

(2.8)

_об- объемный к.п.д. гидромотора, _об=0,93.

Однако номинальная частота вращения гидромотора 1500 об/мин, поэтому для осуществления заданных оборотов вибровозбудителя необходимо предусмотреть передаточный механизм повышения оборотов. В качестве такового принимаем цепную передачу, расчет которой представлен ниже.

2.3 Расчет цепной передачи привода вибрации

В передачах общего машиностроения применяются втулочные, роликовые (по ГОСТ13568-97) и зубчатые цепи (по ГОСТ 13552-81).

Основными геометрическими характеристиками цепей являются шаг и ширина, основной прочностной характеристикой − разрушающая нагрузка, устанавливаемая опытным путем и регламентируемая ГОСТом. В соответствии с международным стандартом шаг цепи принят кратным дюйму: 8; 9,525; 12,7; 15,875; 19,05; 25,4 и т.д.

Втулочные цепи изготавливают с малым шагом t=9,525 мм однорядными (ПВ) и двухрядными (2ПВ), они наиболее просты по конструкции, однако имеют ограничение по скорости v≤10 м/с.

2 . 3. 1 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Передаточное число привода и определяется отношением номиналь­ной частоты вращения двигателя n_ном к частоте вращения приводного вала рабочей машины n_рм при номинальной нагрузке и равно произведе­нию передаточных чисел закрытой u_зп и открытой u_оп передач

Как отмечалось ранее в данном приводе используется только открытая передача, тогда u = u_оп = 2.

2.3.2 Определение силовых и кинематических параметров привода

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рас­считывают на валах привода из требуемой (расчетной) мощности двигателя Р_дв и его номинальной частоты вращения n_ном при уста­новившемся режиме (таблица 2.4).

2.3.3 Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

Сталь в настоящее время – основной материал для изготовления зубчатых колес и червяков. Одним из важнейших условий является повышение контактной прочности активных (рабочих) поверхностей зубьев и их прочности на изгиб. При этом снижается масса и габаритные размеры зубча­той передачи, а это повышает ее технический уровень.

Допускаемое напряжение из условий контактной прочности [сг]_н (которая обычно ограничивает несущую способность стальных зуб­чатых колес и червяков) пропорциональна твердости Н активных поверхностей зубьев. В термически же необработанном состоя­нии механические свойства всех сталей близки. Поэтому приме­нение сталей без термообработки, обеспечивающей упрочнение зубчатых колес и червяков, недопустимо. При этом марки сталей выбирают с учетом наибольших размеров пары: диаметра D_пред для вала-шестерни или червяка и толщины сечения S_пред для колеса с припуском на механическую обработку после термообработки.

Способы упрочнения:

• Нормализация. Позволяет получить лишь низкую нагрузочную способность [σ]_н, но при этом зубья колес хорошо и быстро прира­батываются, и сохраняют точность, полученную при механичес­кой обработке.

Улучшение. Обеспечивает свойства, аналогичные, полученным при нормализации, но нарезание зубьев труднее из-за большей их твердости.

Таблица 2.4 – Определение силовых и кинематических параметров привод

• Закалка токами высокой частоты (ТВЧ). Дает среднюю на­грузочную способность при достаточно простой технологии. Из-за повышенной твердости зубьев передачи плохо прирабатываются. Размеры звездочек практически неограничены. Необходимо учитывать, что при модулях, меньших 3...5 мм, зуб прокаливается насквозь.

Сталь в настоящее время — основной материал для изготовления звездочек. В условиях индивидуального и мелкосерийного про­изводства, предусмотренного техническими заданиями на кур­совое проектирование, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах применяют звездочки с твердостью материала Н<350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработ­ки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость ролика цепи НВ, назначается больше твердости зубьев звездочки.

Характеристики

Список файлов ВКР