Составим расчетную схему

2.7      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 : Р₁*l₁ - R_В *(l₁+l₂) + Р₂*(l₁+l₂+ l₃) =0

R_В= (Р₂*(l₁+l₂+ l₃) +Р₁*l₁ )/ (l₁+l₂) =(3,2*(l₁+l₂+ l₃) +Р₁*l₁ )/ (l₁+l₂)=

=(3,2*0,3+0,8*)/0,22=4,76кН

М_А=0: R_А *(l₁+l₂)- Р₁*l₂ + Р₂* l₃ =0

R_А=( Р₁*l₂ -Р₂* l₃)/ (l₁+l₂) =(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

2.10    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:

,

,

,.

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

Q1=Pmin	Q2	Q3	Q4	Q5= Pmax
800	1600	2400	3200	4000

Q= F₁+F₂*cosα; , где F₁=F₂=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 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 w₀, (рис. 3, б). Ее амплитудное значение определяется из выражения

P₁=P₁^¢+P₁^¢¢=(M+m)Rw₀²

где P^¢₁- составляющая центробежной силы от массы М, сосредоточенной в точке O₁, 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 w_р, возникает вследствие вращения неуравновешенного ролика вокруг своей оси:

P₂=m∙e∙w_p²

где е - эксцентриситет дебалансной части ролика, м; w_р - угловая скорость вращения ролика, c^-1:

w_р=R / r ∙w₀

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.