Проектирование виброблока

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Пермский Государственный Технический Университет

Курсовая работа

Тема

«Проектирование виброблока»

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=6000 H =6 kH

1.2 Конструктивная схема виброблока № Б

1.3 Тип корпуса подшипника виброблока Р

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=3000об/мин

1.7 Глубина регулирования возмущающей силы виброблока Г_рег=60%

Г_рег= P_min=P_max(1-Г_рег)=6(1-0.60)=2.4 kH

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

1.9 Дебалансный вал виброблока должен быть закрыт быстросъемным защитным кожухом

1.10 Опоры дебалансного вала расположить на общей соединительной пластине, предназначенной для крепления виброблока на объекте использования.

Форма дебалансного Принципиальная схема элемента виброблока

2.Расчеты

2.1 Выбор материала деталей. Вал виброблока и дебалансный элемент выполняем из стали 45

2.2 Определить размеры поперечного сечения вала виброблока

F_вал=Пd²/4=Р_maxn_E/[T_ср] - площадь сечения вала

_E -суммарный коэффициент запаса прочности (n_E2.5)

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

F_вал=6000·2.5/65·10⁶=0.000230769 м² =2.30769 см²

Диаметр расчетного сечения

d== 2.9см = 29мм

2.3 Выбрать подшипники качения опор виброблока из расчета3000часов непрерывной работы.

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

n-число оборотов вала виброблока (n=3000об/мин)

R_э-эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник, которая в первом приближении R_э=(1.5…2)Р_max=1.75·6000=10500 Н

г-показатель степени (г=3 для шариковых подшипников)

с- табличная грузоподъемность подшипника

В результате подбора удовлетворяющим условию оказывается подшипник 412 (d=60мм, D=150мм, В=35мм, с=85600Н, r=3.5мм)

L_n=10⁶/60·3000(85600/10500)³=3010.093000 часов

2.4 Определить мощность приводного электрического двигателя

N=f·Р_max ·П·d_к·n/з , [Вт]

d_к -диаметр отверстия внутреннего кольца (d=0.060м; f=0.01

з=0.94; П=3.14; P_max=6000 H; n=3000об/мин=50об/с)

N=0.01·6000·3.14·0.060·50/0.94=601.27 Вт=0.60127 кВт

Возьмем электродвигатель асинхронный трехфазной серии 4А с синхронной частотой вращения 3000 об/мин

4А71А2YЗ N=0.75кВт n=2840об/мин

2.5 Спроектировать дебалансный элемент, имеющий, при данной форме и размерах, максимальную величину радиальной координаты центра масс

При проектировании считаем

R_d/d₀3

где d₀- диаметр вала в месте установки дебаланса

d₀=40мм R_d=70мм

где б, а, h - геометрические параметры дебаланса с натуральной модели.

Координату центра масс определяем с помощью подвеса натуральной модели дебаланса на оси, не совпадающей с центром масс.

2.6 Спроектируем опоры качения виброблока, состоящие из корпуса подшипника и уплотнительных устройств

2.7 Корпус подшипника цельный, имеет лапы для крепления.

Уплотнительные устройства - резиновые армированные манжеты (ГОСТ 8752-79) Манжета 1.1-32Ч52-1 ГОСТ 8752-79

Смазку для подшипников возьмем солидол жировой (ГОСТ 1033- 79), как наиболее подходящий.

2.8 Составим расчетную схему

Так как расстояние между опорами

L(2030)

то расчет на изгибную жесткость не производим.

Определить реакции опор:

М_В=0 : R_А + Р_max / 2•320- Р_max / 2•320 =0

R_А= Р_max / 2•(200-80/120)=3000Н

М_А=0 : R_В + Р_max / 2•320- Р_{ma x}/ 2•320 =0

R_В= Р_max / 2•(200-80/120)=3000Н

Проверка:

-Р_max+ R_А+R_B=0

-6000+3000+3000=0

0=0 , то есть реакции определены, верно.

Повторим расчет подшипников на долговечность, так как мы получили другие значения нагрузок на подшипники:

Опора А: L_n=10⁶/60·3000(85600/3000)³=129058.02часов

Для данной опоры подобранный подшипник подходит, так как полученная долговечность больше требуемой (3000 часов).

Опора В: L_n=10⁶/60·3000(85600/3000)³=129058.02часов

Для данной опоры подобранный подшипник подходит, так как полученная долговечность больше требуемой (3000 часов).

2.8 Спроектируем фрагмент клиноременной передачи

По мощности электродвигателя выбираем ремень сечения О(Z), расчетный диаметр малого шкива d₁=90мм

d₂=d₁U(1-е) , е-коэффициент скольжения = 0.015

Передаточное число ременной передачи U=2840/3000=0.94

d₂=90·0.94(1-0.015)=83.3мм , округляем до d₂=85мм

Диаметр шкива конструктивный d_e=d_p+2t=85+2·2.5=90мм

Размеры шкива: l_p=8.5мм; h=7мм; f=8мм; б=36°;t=2.5мм;p=12мм

виброблок клиноременный передача

2.9 Рассчитаем, подберем и установим крепежные болты (4шт.)

Рассчитаем наиболее нагруженный болт из условия, что нагрузка на него не будет превышать

P_max=6000H

у=P/F[у]

где [у]=160мПа

F=6000/160·10⁶= 37.5·10^-6м²= 37.5мм

d==6.91мм , округлим до d=7мм

2.10 Найдем толщину дебалансного элемента

P_max=mщ²R => m= P_max/щ²R-масса дебаланса

Угловая скорость вращения дебаланса

щ=Пn/30=3.14·3000/30=314 1/мин

R-расстояние от оси вращения дебалансного вала до центра масс дебаланса (R=0.0325)

Площадь дебаланса F=9925.2мм²

Плотность материала дебаланса с=78.5 кН/м³=7850кг/м³

Объем дебаланса V=m/с =1.87/7850=0.000238217м³

Масса дебаланса m=6000/314²·0.0325=1.87кг

Толщина дебаланса h=V/F=0.000238217/0.0099252=0.024м24мм

Так как дебаланс состоит из двух элементов, то h/2=12мм

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

Геометрически суммировав вектора возмущающих сил при разных положениях дебалансов, найдем величину и направление возмущающей силы и построим график.

Q₁= Q₂ = 3 кН

P_max = Q₁+Q₂ = 6 кН

Р_45? = 2Q₁• cos 22.5?= 2•3•0.92 = 5.54 кН

Р_90? = Q₁• cos 45?+ Q₂• cos 45?= 4.26 кН

Р_135? = 2Q₁• cos 67.5?= 2•3•0.38 = 2.30 кН

P_min =P_max • (1-Г_рег) = 6 • (1-0.60) = 2.4 кH

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, а). 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

Pl=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

Вибрационные машины и процессы в строительстве. Под редакцией В.А. Баумана , И.И. Быховского М.: Высшая школа, (1977 г.)

Курсовое проектирование деталей машин. Под редакцией А.Е. Шейнблита К.: Янтарный сказ, (1999 г.)

Механические вибраторы строительных и дорожных машин. Под редакцией В.П. Шардина П.: Высшая школа, (2000 г.)

Размещено на Allbest.ru