147342 (594331), страница 3

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

Текст из файла (страница 3)

В итоге по формуле (2.10) получили:

.

Принята F_В = 90 кН.

По найденной F_В и принятой компоновке вибровозбудителя найдём вынуждающую силу одного дебаланса F_В’:

F_В’ = F_В / n,(2.16)

где n – принятое число дебалансов (n=4).

F_В’ = 90 / 4 = 22,5 кН .

Предварительно назначается расчётная длина вала дебаланса (рисунок 2.4) равная l_в = 0,22.

Рисунок 2.4 – Схема дебаланса

Для нахождения диаметра вала строится эпюра изгибающего момента. Для этого находятся реакции в точках опоры (рисунок 2.5)

Рисунок 2.5 –Эпюра изгибающего момента

Максимальный изгибающий момент равен:

M_max = R₁ · 0,11 =11,25 · 0,11 =1,24 кН · м .

Прочность вала:

,(2.17)

где W – момент сопротивления при изгибе, м³ ; (для круглого сечения ); [σ] – допускаемое напряжение, МПа .

,(2.18)

где σ_Flim – предел длительной выносливости, МПа; S_F – коэффициент безопасности (для Ст 45 - S_F = 1,75 , [2] стр. 90).

Для стали 45 :

σ_Flim =1,8 НВ,(2.19)

где НВ – твёрдость стали (для стали 45 HB = 248,5 , источник [2] стр.426).

Допускаемое напряжение равно:

[σ] = (1,8·248,5)/1,75 =255,6 МПа.

Находится диаметр вала по формуле:

;(2.20)

.

Принят d = 40 мм ([2] стр. 296)

2.1.3.1 Компоновка дебалансов

Неуравновешенные части дебалансов в сечении имеют форму кругового сектора. Значение r₀ (расстояние от оси вращения до центра тяжести дебаланса) зависит от угла сектора φ₀ внешнего R_в и внутреннего r_в радиусов дебаланса (рисунок 2.6).

Угол φ₀ по рекомендациям [1] назначается 120˚. Радиус R_в предварительно определяется выражением:

R_в = 0,5· В_К – δ_Д – b_К, (2.21)

где δ_Д – зазор между дебалансом и стенкой корпуса, м (δ_Д = 0,045 м); b_К – толщина корпуса виброплиты, м (b_К = 0,01 м).

R_в = 0,5·0,35 – 0,02 – 0,01 = 0,12 м.

Рисунок 2.6 – Схема компоновки дебалансов

Расстояние от оси вращения до центра тяжести дебаланса:

.(2.22)

Внутренний радиус дебаланса:

,(2.23)

где δ_ст – ширина ступицы, м (принимается конструктивно δ_ст=0,02 м)

.

Тогда

.

При требуемых силе F_в’ , частоте ω и установленном r₀ определяется масса неуравновешенной части дебаланса:

;(2.24)

.

Площадь дебаланса, м² :

;(2.25)

.

Длина дебаланса, м:

,(2.26)

где ρ – плотность металла, кг/м³ (ρ =7800 кг/м³).

.

2.2 Мощность, необходимая при виброобжатии балласта

Затраты мощности при виброподбивке шпал представлены в виде:

Р_в = Р_б + P_вс, (2.27)

где Р_б – средняя мощность, необходимая для преодоления сопротивлений колебаниям виброплиты от балласта и рессорной подвески, Вт; P_вс – мощность, необходимая для преодоления внутренних сопротивлений вибровозбудителя, Вт.

,(2.28)

где φ - фаза вынужденных колебаний по отношению к фазе возмущающей силы, град; F_в – максимальная вынуждающая сила, Н (F_в=90·10³Н).

,(2.29)

где h – коэффициент демпфирования, с^-1 (h = 7,2 с^-1); ω₀ – частота свободных колебаний плиты с учётом жёсткости балласта, с^-1 (ω₀=55,26 с^-1).

По формуле (2.28) находится:

.

Мощность находится по формуле:

,(2.30)

где P₀ – мощность, необходимая для преодоления диссипативных сопротивлений вращению, Вт.

Р₀ =0,5·F_в · d_в·ω ·f_n, (2.31)

где f_n – приведённый коэффицент трения в подшипниках дебелансного вала, f_n = 0,001 ( [3] стр.148).

P₀ = 0,5·90 ·10³·0,04 ·188,4·0,001 = 339,12 Вт

Находится P_ВМ :

P_ВМ = 0,02 · P_{0 ,} (2.32)

P_ВМ = 0,02 · 339,12 = 6,7 Вт

Находим Р₃₃ по формуле:

,(2.33)

где η_з – КПД зубчатой передачи синхронизатора (η_з = 0,96 – [2] стр. 23); m – количество зубчатых зацеплений (m=4).

P_зз= (4246 +339,12) · (1 – 0,96⁴) = 690,7 Вт.

Тогда:

P_вс’ = 339,12 + 6,7 + 690,7 = 1036,8 Вт.

В итоге суммарные затраты мощности равны:

P_в = 1036,6 + 4246 = 5282,3 Вт.

В некоторые моменты работы виброплиты могут возникнуть ситуации, такие как совпадение фазы вынужденных колебаний с фазой возмущающей силы.

Максимально возможные значения Р_б возможно при sin2 φ₀ =1:

.

Максимально возможные потери мощности в зубчатом зацеплении:

P₃₃^max = (25570+339,12)(1-0,96⁴) = 3801,1 Вт.

Тогда мощность P_ВС’ ^max:

P_ВС’ ^max = 339,12 + 6,7 + 3801,1 = 4146,9 Вт.

В итоге максимально возможная мощность, затрачиваемая на виброподбивку шпал равна:

P_в ^max = 25570 + 4146,9 = 29716,9 Вт.

Для того чтобы учесть возрастание сопротивления на виброподбивку шпал, при попадании плиты в резонанс, при выборе двигателя возьмём среднее значение мощности P_в ^ср:

P_в ^ср = (5282,6 +29716,9)/2 =17499,7 Вт ≈17,5 кВт.

Потребная мощность двигателя вибровозбудителя подбивочной плиты, кВт:

P_в ^ср = P_в ^ср / η_n,(2.34)

где η_n – КПД передачи от двигателя до ведущего вала вибровозбудителя (η_n = 0,98).

P_дв = 17,5/0,98 =17,85 кВт.

Выбирается асинхронный двигатель с фазным ротором ([2] стр.27) таблица 2.1:

Таблица 2.1 – Характеристики асинхронного двигателя 4А160М2У3

Находится крутящий момент на валу двигателя, H·м:

Т_max = 9550 · P_H / n_H ;(2.35)

Т_max = 9550 · 18,5/ 1467= 120,43 H·м.

Учитывая разность частоты вращения валов дебалансов и частоты вращения вала двигателя устанавливается дополнительный вал с зубчатым колесом повышающим частоту вращения вала дебаланса (рисунок 2.7).

Для передачи крутящего момента от вала двигателя к ведущему валу дебалансов устанавливается карданный вал от ГАЗ – 53 [8], который рассчитан на P_max = 84,6 кВт ; Т_max = 284,4 H·м ; n = 2000 об/мин.

1 – двигатель; 2 – карданный вал; 3 – ускоряющее зубчатое колесо; 4 – дебаланс; 5 – синхронизирующие зубчатые шестерни.

Рисунок 2.7 – Привод виброплиты

2.3 Расчёт цилиндрической зубчатой передачи внешнего зацепления

Исходные данные:

Максимальный крутящий момент на тихоходном валу Т_{max I} = 120,43 H·м

Частота вращения ведущего (ведомого) вала n_II = 1800 об/мин

Частота вращения ведомого (ведущего) вала n_I = 1467 об/мин

Материал шестерни ст 40Х У

Материал колесаст 40Х ТВ4

Передаточное отношение:

u₂₁ = n_II / n_I =1800/1467 =1,22.

I – тихоходный вал; 1 – зубчатое колесо; II – быстроходный вал; 2 – шестерня.

Рисунок 2.8 – Зубчатая передача внешнего зацепления

Расчёт произведён на ЭВМ (программа ДМ – 1).

2.3.1 Алгоритм расчёта зубчатой передачи (силовой расчёт).

1) Определяется по контактным напряжениям межосевое расстояние a_W в мм по формуле :

, (2.35)

где u – передаточное число рассчитываемой передачи (u = 1,22); K₁ – вспомогательный численный коэффициент (K₁ = 315 [2]); [σ_H] – допускаемое контактное напряжение, МПа; Т₁ – крутящий момент на валу колеса, H·мм; K_Нα – коэффициент распределения нагрузки (K_Нα = 1 [2]); K_Нβ – коэффициент концентрации нагрузки ( [2] ст 92) ;K_НV – коэффициент динамичности [2]; K_НД – коэффициент долговечности лимитирующего колеса [2]; Ψ_a – коэффициент ширины венца, принимается из единого ряда [2 стр. 52] (Ψ_a = 0,2 …0,4); K_Х – коэффициент, учитывающий смещение.

2) Ширина колеса в мм:

b₂ = Ψ_a· a_W.(2.36)

3) Модуль зацепления m в мм из расчёта на изгиб ориентировочно определяется по формуле:

,(2.37)

где K₂ – численный коэффициент (для прямозубых колёс K₂ = 5); K_Fα , K_Fβ , K_Fv ,K_FД – коэффициенты, аналогичные K_Нα , K_Нβ , K_НV , K_НД определяются по [2]; [σ_F] – допускаемое изгибное напряжение лимитирующего колеса, МПа ([2] стр. 91).

4) Расчёты по формулам (2.35)…(2.36) составляют программу ДМ – 1. Машина выдаёт на печать исходные данные и величины a_W ,b₂ и m в миллиметрах. Полученные данные подлежат обработке.

Значения a_W и b₂ выбираются из единого ряда ([2], ст 51). Допускается их округление по ГОСТ 6636 – 69 ([2] ст 296). Модуль округляется в большую сторону.

2.3.2 Алгоритм геометрического и проверочного расчёта зубчатой передачи

Определение чисел зубьев:

1) Суммарное число зубьев Z_Σ:

Z_Σ = 2·a_W· cos β / m ,(2.38)

где β – угол наклона линии зуба.

Величина Z_Σ округляется до ближайшего целого числа.

2) Число зубьев шестерни Z₁ :

Z₁ = Z_Σ / (u + 1).(2.39)

3) Число зубьев колеса Z₂:

Z₂ = Z_Σ – Z₁.(2.40)

4) Окружная скорость колёс v, м/с:

.(2.41)

5) Уточнённое передаточное число u ₂₁:

u ₂₁ = Z₂ /Z₁.(2.42)

6) Ширина шестерни b₂, мм:

b₂ = 1,1 b₂.(2.43)

7) Межосевое расстояние, мм:

a_W = 0,5·m(Z₁ + Z₂) + (Х₁ + X₂ – Δy)m ,(2.44)

где Х₁ , X₂ – коэффициенты смещения (Х₁ = X₂=0 [2]); Δy – коэффициент уравнительного смещения (Δy = 0 [2]).

8) Угол наклона линии зуба для прямозубых колёс β = 0.

9) Делительные диаметры d, мм:

d = m · z / cos β.(2.45)

10) Диаметр вершин d _a, мм:

d _a = d + (2 + 2x– 2Δy)m.(2.46)

11) Диаметр впадин d _f , мм:

d _f = d – (2,5 – 2x)m.(2.47)

12) Окружная толщина зубьев по делительной окружности S_t, мм:

S_t = (π/(2cos β) + 2x·tgα)m.(2.48)

13) Угол зацепления α_W:

,(2.49)

где α – угол профиля (α = 20˚).

14) Торцевой коэффициент перекрытия ε_α:

.(2.50)

15) Коэффициент суммарной длины контактных линий Z_ε:

.(2.51)

Характеристики

Список файлов ВКР