| ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
МЕНЮ
| Дипломная работа: Разработка оборудования для уплотнения балластной призмыМаксимальный изгибающий момент в т.4 под дебалансом. Приведённый момент: ,(2.64) где α – коэффициент учитывающий соответствие центров касательного и нормального напряжения (α = 0,75 [4]); T – крутящий момент, Н·м. T =Ft·d/2 ,(2.65) где d – делительный диаметр шестерни (d = 0,25 м); T =777·0,25/2=91,125 Н·м. . Диаметр вала по формуле: ,(2.66) . Окончательно принимается диаметр вала d = 0,04 м. 2.4.1.1 Выбор подшипников Ранее принятый подшипник (см. п.2.4.1) проверяем на динамическую грузоподъёмность: Стабл. >Cрасч,(2.67) где Стабл. – динамическая грузоподъёмность взятая из таблицы [3], (Стабл. = 44,9 кН); Cрасч. – динамическая грузоподъёмность полученная методом расчёта, кН. Cрасч. = L1/P·P,(2.68) где p – показатель степени (для шарикоподшипников p = 3 [2]); L – номинальный ресурс подшипников, млн. об.; P – эквивалентная нагрузка, Н. L = Ln·60·nII /106,(2.69) где Ln – номинальный ресурс в часах (примем Ln=125 ч) L = 150·60·1800/106=16,2 млн.об. Эквивалентная нагрузка, Н: P = R·V·Kδ·KТ , (2.70) где R – радиальная нагрузка, Н (R = 12959 Н); V – коэффициент вращения (V=1,[2] стр. 359) Kδ – коэффициент, учитывающий нагрузки (Kδ =1,35,[2] стр. 362 ); KТ – температурный коэффициент (KТ =1 [2]). P = 12959·1·1,35·1=17494,65 H. Срасч.=16,21/3·17494,65=44266,67 H. Условие (2.67) выполняется. Окончательно принимаем для дебалансного вала шарикоподшипник радиальный сферический двухрядный (по ГОСТ 5720 – 75) [2]: № 1608 С=44,9 мм; d=40 мм; D=90 мм; B=33 мм. 2.4.2 Расчёт ведущего вала вибровозбудителя Выполним эскизную компоновку элементов вала (рисунок 2.11, а). На вал действуют две силы в двух плоскостях: Fr в плоскости y0z и Ft в плоскости x0z и действует крутящий момент T (рисунок 2.11, а, г). Рисунок 2.11 – Эпюра моментов Находятся реакции в опорах в плоскости z0y (рисунок 2.11, а): ; . ; . Находится изгибающий момент в точках 1, 2, 3 (рисунок 2.11, в): . . Находятся реакции в опорах в плоскости z0x (рисунок 2.11, г): ; . ; . Находится изгибающий момент в точках 1, 2, 3 (рисунок 2.11, д): ; . Максимальный момент приложен в точке 3 под зубчатым колесом: ;(2.71) . Приведённый момент по формуле (2.64): . Тогда наименьший диаметр вала равен по формуле (2.66): . Конструктивно принимаем диаметр ведущего вала вибровозбудителя d=0,04м. 2.4.2.1 Выбор подшипников По ГОСТ 5720 – 75 выбран радиальный сферический двухрядный шарикоподшипник [2]: №1208 C = 19кН; d = 40 мм; D = 80 мм; B = 18 мм. Проверяют его на динамическую грузоподъёмность по условию (2.67). Эквивалентная нагрузка по формуле (2.70): . Срасч.=16,21/3·865,15=2189 H < Стаб. Условие (2.67) выполняется – подшипник выбран верно. 2.5 Расчёт и выбор шпонки Размеры призматических шпонок (рисунок 2.12): ширина b, высота h, глубина паза t1 и ступицы t2 выбираем в зависимости от диаметра вала. Длину шпонки принимаем из стандартного ряда на 5 – 10 мм меньше длины ступицы. Рисунок 2.12-Призматическая шпонка Выбранную шпонку проверяют на смятие: ;(2.72) где - допускаемое напряжение смятия, МПа, для H7/h6 = 80 … 120 МПа) ; - расчётная длина шпонки, мм (lp=l – b). Результаты расчётов сведём в таблицу 2.2. Таблица 2.2 - Результаты расчетов
Прочность по условию (2.72) достаточна. Шпонка призматическая (по ГОСТ 23360-78) [2]. Для соединения вал-зубчатое колесо: Шпонка 12x8x36 ГОСТ 23360-78. Для соединения вал-шестерня: Шпонка 12x8x36 ГОСТ 23360-78. Для соединения вал-дебаланс: Шпонка 12x8x36 ГОСТ 23360-78. 2.6 Выбор и расчёт подвески виброплиты Эскизная компоновка виброплиты приведена на (Рисунке 2.13). Подвеска виброплиты соответствует подвеске уплотнителя откосов, установленного на машине ВПО- 3000. Разница в том, что механизм подъёма и опускания – гидравлический. Расчёт подвески виброплиты сводится к расчёту и выбору гидроцилиндров и расчёту рессор. 2.6.1 Расчёт и выбор гидроцилиндров Для определения длины хода поршня Xпор и усилия на штоке Fшт изобразим в масштабе расчётную схему рабочего оборудования (Рисунок 2.15). Усилие на штоке определим для двух неблагоприятных случаев нахождения виброплиты. 1) Виброплита находится в нижнем положении при подъёме (вертикальная статическая сила прижатия Fвст к балласту (Рисунок 2.15) не действует) (Рисунок 2.14). Рисунок 2.14-Схема к определению усилия на штоке Рисунок 2.15-Расчетная схема к определению длины хода поршня и усилия на шток : ; , (2.73) где - масса рабочего оборудования, кг [5]. ,(2.74) где - приведённая масса виброплиты, кг (=460 кг); - масса рамы, кг (=682 кг [5]); - масса установки электродвигателя, кг; - масса элементов присоединения, кг ( Принято =100кг); - масса щеки, кг (=72 кг [5]). ,(2.75) где - масса электродвигателя, кг (=160кг); - масса элементов установки, кг (Принято =70кг). . Тогда: В итоге: . 2) Виброплита находится во взаимодействии с балластом (действует FВТЯГСТ) (Рисунок 2.16). : ; ,(2.76) где - вертикальная статическая сила прижатия виброплиты к балласту, Н (Принято =). Рисунок 2.16 - Схема к определению усилия на штоке . Определяем минимально необходимую площадь рабочей поверхности поршня в поршневой полости, м2: ,(2.77) где - номинальное давление в гидроцилиндре, Па (=10 Мпа); 2 – устанавливается два гидроцилиндра. . Тогда минимально необходимый диаметр поршня для прижатия плиты к балласту найден из формулы: . (2.78) .(2.79) . Определяется минимально необходимая площадь рабочей поверхности поршня в итоговой полости при подъёме виброплиты из рабочего положения: .(2.80) . Минимально необходимый диаметр поршня при подъёме определяется из формулы: ,(2.81) где - диаметр штока. Учитывая отношение рабочих площадей , преобразована формула (2.81): ,(2.82) Из формулы (2.82): .(2.83) Минимально необходимый диаметр поршня при подъёме (втягивании) равен: . Выбирается большой диаметр т.е. D=80.7 мм. При известных Xпор=440 мм, D=80.7 мм и φ=1.65 выбираем два гидроцилиндра [6,стр.90] с: Dп=100 мм, dшт=63 мм, Lход=450 мм. Габаритные размеры показаны на рисунке 2.17. Рисунок 2.17 – Габаритные размеры гидроцилиндра 2.6.2 Расчёт рессорной подвески На рессорные подвески действует горизонтальная статическая сила сопротивления балласта (Рисунок 2.14) FСТГ и FСТВ. Определяется изгибная прочность рессор и подбираются сечения bxh. Изобразим расчётную схему рессорной подвески (Рисунок 2.18). Рисунок 2.18 – Расчетная схема рессорной подвески , (2.84) где - статическая горизонтальная сила сопротивления балласта, воспринимаемая одной рессорной подвеской, Н. , (2.85) где - приведённый коэффициент жёсткости балласта (=Н/м (см.п.2.1.3); - длина отклона рессоры от (Рисунок 2.18), м (Примем =0.1м). ,(2.86) где - изгибающий момент, действующий на рессорную подвеску от , . Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8 |
ИНТЕРЕСНОЕ | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|