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

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

9. Дебалансный вал виброблока должен быть закрыт быстросъемным защитным кожухом

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. Определить размеры поперечного сечения вала виброблока

F_>вал>=πd²/4=Р_>max>n_>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

2. Выбрать подшипники качения опор виброблока из расчета3000часов 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	n>пред>,об/мин, при смазке	Масса,кг типов	d>2>, наим.	D>2>, наиб.
d>к>	D	B	r	α0	D>w>	z	C	C>o>	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_>к>n/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>/d_>0>3,

где d_>0>- диаметр вала в месте установки дебаланса

d_>0>=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

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).

d_>В> = d_>к> + 5=60 мм

диаметр вала, d>В >мм	наружный диаметр, мм	ширина, В мм
60	85	12

Смазку для подшипников возьмем солидол жировой (ГОСТ 1033- 79).

6. Составим расчетную схему.

Определим расстояние между опорами L(2030).

L(2030)= (2030)=383,2 мм.

Расстояние м/у опорами L=220мм.

Определить реакции опор :

М_>В>=0 : Р_>1>*l_>1> - R_>В> *(l_>1>+l_>2>) + Р_>2>*(l_>1>+l_>2>+ l_>3>) =0

R_>В> _>=> (Р_>2>*(l_>1>+l_>2>+ l_>3>) +_> >Р_>1>*l_>1> )/ (l_>1>+l_>2>) =(3,2*(l_>1>+l_>2>+ l_>3>) +_> >Р_>1>*l_>1> )/ (l_>1>+l_>2>)=

=(3,2*0,3+0,8*)/0,22=4,76кН

М_>А>=0: R_>А> *(l_>1>+l_>2>)- Р_>1>*l_>2> + Р_>2>* l_>3> =0

R_>А>=( Р_>1>*l_>2> -Р_>2>* l_>3>)/ (l_>1>+l_>2>) =(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

10. 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:

,

,

,.

10. Составим график величины и направления возмущающей силы виброблока в зависимости от углового положения сменных дебалансных элементов.

Q>1>=P>min>	Q>2>	Q>3>	Q>4>	Q>5>= P>max>
800	1600	2400	3200	4000

Q= F_>1>+F_>2>*cosα; , где F_>1>=F_>2>=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 P_>1>, 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 О_>1>. 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

P_>1>=P_>1>^+P_>1>^=(M+m)R_>0>²

где P^_>1>- составляющая центробежной силы от массы М, сосредоточенной в точке O_>1>, 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 _>р>, возникает вследствие вращения неуравновешенного ролика вокруг своей оси:

P_>2>=m∙e∙_>p>²

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.