Лабораторно - практическая работа Механические вибраторы строительных и дорожных машин

Вибратор С рамками готовый вариант 18.docx

1 Задание на проектирование
Спроектировать виброблок с дискретно-регулируемой (от min до max) возбуждающей (возмущающей) силой имеющей следующие параметры:
1 Максимальная возбуждающая сила Pmax= 4000 H = 4 kH
2 Конструктивная схема виброблока № Б
3 Тип корпуса подшипника виброблока – Р
4 Форма дебалансного элемента № 4
5 Привод виброблока – асинхронный электродвигатель. Синхронная
частота вращения ротора электродвигателя 3000 обмин
6 Частота вращения дебалансного вала виброблока n = 2000 обмин
7 Глубина регулирования возмущающей силы виброблока Грег= 100%
Грег = ; Pmin = Pmax(1-Грег) = 4*(1- 0.40) = 2.4 kH
8Время необходимое для изменения (регулирования) возмущающей силы виброблока не менее 5 минут
9Дебалансный вал виброблока должен быть закрыт быстросъемным защитным кожухом
10Опоры дебалансного вала расположить на общей соединительной пластине предназначенной для крепления виброблока на объекте использования
11Конструктивная схема виброблока
12Форма дебалансного элемента
1 Выбор материала деталей. Вал виброблока и дебалансный элемент выполняем из стали 45.
2Определить размеры поперечного сечения вала виброблока
Fвал = d24 = Рmaxn[Tср] – площадь сечения вала
nE – суммарный коэффициент запаса прочности (n2.5)
[Tср] – допускаемые напряжения при срезе [Tср] 65МПа = 650 кгссм2
Fвал = 4000·2565·106 = 00001538 м2 = 1538 см2
Диаметр расчетного сечения d = = = 14 см = 14 мм
3Выбрать подшипники качения опор виброблока из расчета Lп 3000 часов непрерывной работы.
Lп – долговечность работы подшипника Lп = 10660 * n * (cRэ) γ
n – число оборотов вала виброблока (n = 2000 обмин)
Rэ – эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник которая в первом приближении Rэ = (1 15) * Рmax = 15 * 4000 = 6000 Н
γ – показатель степени (γ = 3 для шариковых подшипников)
c – табличная грузоподъемность подшипника.
с = = 6000 * = 42683 Н
В результате подбора удовлетворяющим условию оказывается подшипник 1312 средняя серия:
4 Определить мощность приводного электрического двигателя
N = kн.п * f * Рmax * * dк * n [Вт]
kн.п = (1÷15) – коэффициент неучтенных потерь f = 001 – коэф. трения качения dк – диаметр отверстия внутреннего кольца (d = 006 м; = 094; = 314; Pma n = 2000обмин = 33обс)
N = 001* 4000 * 314 * 006 * 33 094 = 268 Вт = 0268 кВт
Возьмем электродвигатель асинхронный трехфазной серии 4А с синхронной частотой вращения 3000 обмин
Тип 4А56В2У N = 0.25 кВт n = 2770 обмин
Выбрали более слабый двигатель потому что будет необходим более большой шкив который будет слишком большим
5 Спроектировать дебалансный элемент имеющий при данной форме и размерах максимальную величину радиальной координаты центра масс. При проектировании считаем Rdd0 3 где d0 – диаметр вала в месте установки дебаланса: d0 = 44 мм Rd = 95 мм
Координату центра масс определяем с помощью подвеса натуральной модели дебаланса на оси не совпадающей с центром масс: Rц = 23 мм
6Спроектируем опоры качения виброблока состоящие из корпуса подшипника и уплотнительных устройств. Корпус подшипника фланцевый устанавливается на стойках.
Уплотнительные устройства – резиновые армированные манжеты ГОСТ 8752-85 (без пыльника).
Смазку для подшипников возьмем солидол жировой (ГОСТ 1033 - 79).
7Составим расчетную схему.
Определим расстояние между опорами L(2030).
L(2030)≤ (2030) ≤ 4598 мм.
Расстояние между опорами L = 172 мм следовательно расчёт на изгибную жесткость не производим.
Определить реакции опор :
Р1 = Р2 = Рмах2 = 40002 = 2000 Н
a = c = 0084 м; b = 0172 м
-P1*a+Rb*b+P2*(b+c)=0
-2000*0084+Rb*0172+2000*0256=0
Rb=2000*0084-2000*02560172=-2000H (значение реакции
получилось отрицательное значит реакция направлена в
противоположную сторону)
P2*c+Ra*b-P1*(a+b)=0
Ra= -2000*0084+2000*02560172=2000H
Проверка: Y = RА - P1 + RB + P2 =0
Y = -2000 + 2000 - 2000 + 2000 = 0 то есть реакции определены верно.
Выполняем проверку долговечности подшипников:
Rэ = V * Rr * kб * kt
V = 1 - коэф. вращения kб = (1÷12) – коэф. безопасности kt = 1 – температурный коэф.
Rэ = 1 * 2000 * (1÷12) * 1 2400 Н
Повторим расчет подшипников на долговечность:
Ln = 10660 * 2000 * (45800 2400)3 = 355812 ч
Подобранный подшипник подходит так как полученная долговечность
больше требуемой ( 3000 часов).
8 Проектирование фрагмента клиноременной передачи.
Передаточное отношение:
i = Dвал Dдв = nвал nдв = 2000 2770 = 0722 где:
Dвал – диаметр шкива на валу виброблока
Dдв – диаметр шкива на валу двигателя
Принимаю Dшкива = 125 => Dдв = 125 * 0722 = 9025 мм
V = * d * n 60 * 1000 = 314 * 125 * 2000 60 * 1000 = 1308 мс
Nрем = 229 кВт . По передаваемой мощности ремень удовлетворяет условию Nрем > Nдв ремень сечения А.
9 Расчёт болтов крепления виброблока (4шт.)
Рассчитаем наиболее нагруженный болт из условия что нагрузка на него не будет превышать Pmax = 4000 H
PN = 10Pma FтрPmax =f*PN
PN = Pmaxf = 10Pmax = 10*4000 = 40000H
F – площадь поперечного сечения четырёх болтов
[] – допустимое напряжение 165 мПа
F = Pmax [] = 10000 165 * 106 = 606·10-6 м2 = 606 мм2
Принимаем dб = 12 мм болт М12.
10Рассчитываем массу дебалансного элемента.
Pmax = m*2 *R => m = Pmax 2 *R – масса дебаланса
Угловая скорость вращения дебалансного вала
= 2··n 60 = 2·314·2000 60 = 20934 радс
Rц – расстояние от оси вращения дебалансного вала до центра масс дебаланса ( Rц = 23 мм ).
где m – общая масса четырех одинаковых дебалансов тогда масса
m1 = m 4 = 396 4 = 099 кг
Площадь дебалансного элемента S = 117527 мм2 плотность материала дебаланса ρ = 7800 кгм3. Зная площадь дебалансного элемента его массу и плотность стали определим толщину диска:
11Составим график величины и направления возмущающей силы виброблока в зависимости от углового положения сменных дебалансных элементов.
Q = F1+F2*cosα; где F1 = F2 = 2000 Н
Q= F1+F2*cosα; где F1=F2=1800 Н
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
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:
где е - эксцентриситет дебалансной части ролика м; р - угловая скорость вращения ролика c-1:
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.
Механические вибраторы строительных и дорожных машин. Под редакцией В.П. Шардина.
Курсовое проектирование деталей машин. Под редакцией А.Е. Шейнблита.
Задание на проектирование 1
Схемно–конструктивный анализ вибровозбудителей бегункового (поводкового) одночастотного и поличастотного вибратора . 9

тосм.cdw

Технисекие характеристики
Максимальная возмущающая сила
Глубина регулирования
Частота вращения дебалансов
Частота вращения двигателя обмин 2770
График изменения возмущающей силы
Схема взаимного расположения дебалансов