Дипломная работа: Разработка оборудования для уплотнения балластной призмы
К параметрам, характеризующим
режим виброобжатия балласта, относятся: амплитуда Sa и частота
колебаний f , скорость обжатия балласта Vобж .
Для обеспечения наивысшего
эффекта уплотнения значение Sa , f, Vобж должны находиться
между собой в определённом соотношении [1].
Рекомендуемые значения амплитуды
Sa ,
частоты колебаний f скорость
обжатия Vобж находятся в пределах: Sa = 6 … 8 мм, f = 25 ... 40 Гц, Vобж = 70
…120 мм/с .
Предварительно принимается: Sa = 6 мм, f = 30 Гц.
Vобж
= Vм·tg α,
Vобж
= 0,277·tg 8˚ = 0,039 м/с = 39 мм/с .
Должно выполняться условие:
; (2.7)
- условие выполняется.
Окончательно принимается: Sa = 6 мм, f = 30Гц, Vобж=39мм/с.
2.1.2 Корпус плиты
Основная цель компоновки корпуса
плиты – это определение его возможных размеров, с учётом которых
разрабатывается возбудитель колебаний.
Определению подлежат: высота
корпуса HК, длина LК и ширина BК (рисунок
2.1).
Высота корпуса HК
переменна по его длине и определяется габаритными размерами вибровозбудителя,
необходимостью расположения шарнирных соединений рессорных комплектов с плитой.
В первом приближении
принимается:
,
,(2.8)
где LК
– длина корпуса, м (конструктивно принято Lk=1,6
м); γ – угол наклона нижней стенки плиты к горизонтальной плоскости, град
(γ=2˚).
.
Ширина корпуса BК
определяется исходя из необходимости обеспечения безопасности производства
работ при подбивке шпал со стороны междупутья.
Максимально возможная ширина
корпуса ровна:
, (2.9)
где BМ
– максимально допустимый вылет исполнительных органов в сторону междупутья, м (BМ=2,050 м); Lшп
– длина шпалы, м (Lшп=2,75); вК –
вылет клина относительно корпуса плиты, м (вk = - 0,085 м); δ – заход клина под торцы шпал, м
(δ= - 0,17 м).
.
Конструктивно принято Bк = 0,35 м.
В процессе разработки
возбудителя колебаний размеры корректируются.
При транспортировке машины плита
не должна выходить за приделы габаритов подвижного состава.
Эскизная компоновка корпуса
виброплиты показана на рисунке 2.3.
Рисунок 2.3 - Эскизная
компоновка корпуса виброплиты
2.1.3 Разработка возбудителя
колебаний
Для дебалансного возбудителя
рассчитывается требуемая вынуждающая сила FВ
и, соответственно, конструкция дебалансов, обеспечивающих колебания виброплиты,
с заданной амплитудой.
При вращении дебалансов с
угловой частотой ω и амплитудой Sa суммарная
вынуждающая сила составит:
, (2.10)
где mn
– приведенная масса колеблющихся элементов, кг; ωo
– частота свободных колебаний плиты с учётом жёсткости балласта, с-1;
h – коэффициент демпфирования, с-1.
Находим mn:
mn = an ·m, (2.11)
где m
–масса корпуса плиты с вибровозбудтелем, кг (m = 400
кг); aп – коэффициент приведения (aп=1,15 [1]).
mn = 1,15·400=460 кг.
Находим ωo:
,(2.12)
где Cр
– приведенный коэффициент жёсткости рессорной подвески (принят Cр = 1·106 Н/м); Cб
– приведенный коэффициент жёсткости балласта, Н/м.
Cб =
Cуд ·Z ·a · l , (2.13)
где Z –
заглубление под шпалу, м (Z=0,1 м); a
– толщина клина, м (a=0,1 м); l
– длина клина, м (l=1,35 м); Cуд
– удельный коэффициент жёсткости балласта, Н/м4 , принимается по
графику, при:
(Cуд=
3·107 Н/м4 [1]).
Cб
= 3·107 ·0,1·0,1·1,35 = 40,5 ·104
Н/м .
Тогда:
.
Далее находится h:
, (2.14)
где bб
, bр – соответственно коэффициент
сопротивлений балласта и рессор, Н·с/м (принят bр
= 5·103 Н·с/м [1]).
bб
= bуд·Z ·a · l, (2.15)
где bуд
– удельный коэффициент вязкостных сопротивлений, Н·с/м4,
принимается по графику [1], при :
bуд
= 12 · 104 Н·с/м4.
bб
= 12·104·0,1·0,1·1,35 = 1,62·103
Н·с/м .
Тогда:
.
В итоге по формуле (2.10)
получили:
.
Принята FВ
= 90 кН.
По найденной FВ
и принятой компоновке вибровозбудителя найдём вынуждающую силу одного
дебаланса FВ’:
FВ’
= FВ / n,(2.16)
где n –
принятое число дебалансов (n=4).
FВ’
= 90 / 4 = 22,5 кН .
Предварительно назначается
расчётная длина вала дебаланса (рисунок 2.4) равная lв
= 0,22.
Рисунок 2.4 – Схема дебаланса
Для нахождения диаметра вала
строится эпюра изгибающего момента. Для этого находятся реакции в точках опоры
(рисунок 2.5)
Рисунок 2.5 –Эпюра изгибающего момента
Максимальный изгибающий момент
равен:
Mmax = R1 · 0,11 =11,25
· 0,11 =1,24 кН · м .
Прочность вала:
,(2.17)
где W –
момент сопротивления при изгибе, м3 ; (для круглого сечения ); [σ] –
допускаемое напряжение, МПа .
,(2.18)
где σFlim
– предел длительной выносливости, МПа; SF –
коэффициент безопасности (для Ст 45 - SF =
1,75 , [2] стр. 90).
Для стали 45 :
σFlim
=1,8 НВ,(2.19)
где НВ – твёрдость стали (для
стали 45 HB = 248,5 , источник [2] стр.426).
Допускаемое напряжение равно:
[σ] = (1,8·248,5)/1,75
=255,6 МПа.
Находится диаметр вала по
формуле:
;(2.20)
.
Принят d
= 40 мм ([2] стр. 296)
2.1.3.1 Компоновка дебалансов
Неуравновешенные части
дебалансов в сечении имеют форму кругового сектора. Значение r0
(расстояние от оси вращения до центра тяжести дебаланса) зависит от угла
сектора φ0 внешнего Rв и
внутреннего rв радиусов дебаланса (рисунок
2.6).
Угол φ0 по
рекомендациям [1] назначается 120˚. Радиус Rв
предварительно определяется выражением:
Rв =
0,5· ВК – δД – bК, (2.21)
где δД – зазор
между дебалансом и стенкой корпуса, м (δД = 0,045 м); bК – толщина корпуса виброплиты, м (bК = 0,01 м).
Rв =
0,5·0,35 – 0,02 – 0,01 = 0,12 м.
Рисунок 2.6 – Схема компоновки
дебалансов
Расстояние от оси вращения до
центра тяжести дебаланса:
.(2.22)
Внутренний радиус дебаланса:
,(2.23)
где δст – ширина
ступицы, м (принимается конструктивно δст=0,02 м)
.
Тогда
.
При требуемых силе Fв’
, частоте ω и установленном r0 определяется масса
неуравновешенной части дебаланса:
;(2.24)
.
Площадь дебаланса, м2
:
;(2.25)
.
Длина дебаланса, м:
,(2.26)
где ρ – плотность металла,
кг/м3 (ρ =7800 кг/м3).
.
2.2 Мощность, необходимая при виброобжатии
балласта
Затраты мощности при
виброподбивке шпал представлены в виде:
Рв = Рб + Pвс, (2.27)
где Рб – средняя
мощность, необходимая для преодоления сопротивлений колебаниям виброплиты от
балласта и рессорной подвески, Вт; Pвс –
мощность, необходимая для преодоления внутренних сопротивлений
вибровозбудителя, Вт.
,(2.28)
где φ - фаза вынужденных
колебаний по отношению к фазе возмущающей силы, град; Fв
– максимальная вынуждающая сила, Н (Fв=90·103Н).
,(2.29)
где h –
коэффициент демпфирования, с-1 (h = 7,2 с-1);
ω0 – частота свободных колебаний плиты с учётом жёсткости
балласта, с-1 (ω0=55,26 с-1).
По формуле (2.28) находится:
.
Мощность находится
по формуле:
,(2.30)
где P0
– мощность, необходимая для преодоления диссипативных сопротивлений вращению,
Вт.
Р0 =0,5·Fв · dв·ω
·fn, (2.31)
где fn
– приведённый коэффицент трения в подшипниках дебелансного вала, fn = 0,001 ( [3] стр.148).
P0 =
0,5·90 ·103·0,04 ·188,4·0,001
= 339,12 Вт
Находится PВМ
:
PВМ
= 0,02 · P0 , (2.32)
PВМ
= 0,02 · 339,12 = 6,7 Вт
Находим Р33 по
формуле:
,(2.33)
где ηз – КПД
зубчатой передачи синхронизатора (ηз = 0,96 – [2] стр. 23); m – количество зубчатых зацеплений (m=4).
Pзз=
(4246 +339,12) · (1 – 0,964) = 690,7 Вт.
Тогда:
Pвс’
= 339,12 + 6,7 + 690,7 = 1036,8 Вт.
В итоге суммарные затраты
мощности равны:
Pв
= 1036,6 + 4246 = 5282,3 Вт.
В некоторые моменты работы
виброплиты могут возникнуть ситуации, такие как совпадение фазы вынужденных
колебаний с фазой возмущающей силы.
Максимально возможные значения Рб
возможно при sin2 φ0 =1:
.
Максимально возможные потери
мощности в зубчатом зацеплении:
P33max = (25570+339,12)(1-0,964)
= 3801,1 Вт.
Тогда мощность PВС’
max:
PВС’
max = 339,12 + 6,7 + 3801,1 = 4146,9 Вт.
В итоге максимально возможная
мощность, затрачиваемая на виброподбивку шпал равна:
Pв
max = 25570 + 4146,9 = 29716,9 Вт.
Для того чтобы учесть
возрастание сопротивления на виброподбивку шпал, при попадании плиты в
резонанс, при выборе двигателя возьмём среднее значение мощности Pв ср:
Pв
ср = (5282,6 +29716,9)/2 =17499,7 Вт ≈17,5 кВт.
Потребная мощность двигателя
вибровозбудителя подбивочной плиты, кВт:
Pв
ср = Pв ср / ηn,(2.34)
где ηn
– КПД передачи от двигателя до ведущего вала вибровозбудителя (ηn = 0,98).
Pдв
= 17,5/0,98 =17,85 кВт.
Выбирается асинхронный двигатель
с фазным ротором ([2] стр.27) таблица 2.1:
Таблица 2.1 – Характеристики
асинхронного двигателя 4А160М2У3
Типоразмер |
Мощность PH, кВт |
Синхр. частота вращения, об/мин |
Скольжение, % |
nH, oб/мин |
Тmax/
Тном |
4А160М2У3 |
18,5 |
1500 |
2,2 |
1467 |
1,4 |
Находится крутящий момент на
валу двигателя, H·м:
Тmax = 9550 · PH / nH ;(2.35)
Тmax = 9550 · 18,5/ 1467= 120,43 H·м.
Учитывая разность частоты
вращения валов дебалансов и частоты вращения вала двигателя устанавливается
дополнительный вал с зубчатым колесом повышающим частоту вращения вала
дебаланса (рисунок 2.7).
Для передачи крутящего момента
от вала двигателя к ведущему валу дебалансов устанавливается карданный вал от
ГАЗ – 53 [8], который рассчитан на Pmax =
84,6 кВт ; Тmax = 284,4 H·м
; n = 2000 об/мин.
1 – двигатель; 2 – карданный
вал; 3 – ускоряющее зубчатое колесо; 4 – дебаланс; 5 – синхронизирующие
зубчатые шестерни.
Рисунок 2.7 – Привод виброплиты
2.3 Расчёт цилиндрической
зубчатой передачи внешнего зацепления
Исходные данные:
Максимальный крутящий момент на
тихоходном валу Тmax I = 120,43 H·м
Частота вращения ведущего
(ведомого) вала nII = 1800 об/мин
Частота вращения ведомого
(ведущего) вала nI = 1467 об/мин
Материал шестерни ст 40Х У
Материал колесаст 40Х ТВ4
Передаточное отношение:
u21
= nII / nI =1800/1467 =1,22.
I –
тихоходный вал; 1 – зубчатое колесо; II – быстроходный
вал; 2 – шестерня.
Рисунок 2.8 – Зубчатая передача
внешнего зацепления
Расчёт произведён на ЭВМ
(программа ДМ – 1).
2.3.1 Алгоритм расчёта
зубчатой передачи (силовой расчёт).
1) Определяется по контактным
напряжениям межосевое расстояние aW в мм по формуле :
, (2.35)
где u – передаточное число рассчитываемой передачи (u = 1,22); K1 –
вспомогательный численный коэффициент (K1 =
315 [2]); [σH] – допускаемое контактное
напряжение, МПа; Т1 – крутящий момент на валу колеса, H·мм; KНα –
коэффициент распределения нагрузки (KНα
= 1 [2]); KНβ – коэффициент
концентрации нагрузки ( [2] ст 92) ;KНV – коэффициент динамичности [2]; KНД
– коэффициент долговечности лимитирующего колеса [2]; Ψa – коэффициент ширины венца, принимается из единого
ряда [2 стр. 52] (Ψa = 0,2 …0,4); KХ – коэффициент, учитывающий смещение.
2) Ширина колеса в мм:
b2
= Ψa· aW.(2.36)
3) Модуль зацепления m в мм из расчёта на изгиб ориентировочно определяется по
формуле:
,(2.37)
где K2
– численный коэффициент (для прямозубых колёс K2
= 5); KFα , KFβ , KFv
,KFД – коэффициенты, аналогичные KНα , KНβ
, KНV , KНД определяются по
[2]; [σF] – допускаемое изгибное
напряжение лимитирующего колеса, МПа ([2] стр. 91).
4) Расчёты по формулам
(2.35)…(2.36) составляют программу ДМ – 1. Машина выдаёт на печать исходные
данные и величины aW ,b2
и m в миллиметрах. Полученные данные подлежат
обработке.
Значения aW
и b2 выбираются из единого ряда ([2], ст 51).
Допускается их округление по ГОСТ 6636 – 69 ([2] ст 296). Модуль округляется в
большую сторону.
2.3.2 Алгоритм
геометрического и проверочного расчёта зубчатой передачи
Определение чисел зубьев:
1) Суммарное число зубьев ZΣ:
ZΣ
= 2·aW· cos β / m ,(2.38)
где β – угол наклона линии
зуба.
Величина ZΣ
округляется до ближайшего целого числа.
2) Число зубьев шестерни Z1 :
Z1
= ZΣ / (u +
1).(2.39)
3) Число зубьев колеса Z2:
Z2
= ZΣ – Z1.(2.40)
4) Окружная скорость колёс v, м/с:
.(2.41)
5) Уточнённое передаточное число
u 21:
u
21 = Z2 /Z1.(2.42)
6) Ширина шестерни b2, мм:
b2 =
1,1 b2.(2.43)
7) Межосевое расстояние, мм:
aW
= 0,5·m(Z1 + Z2) + (Х1 + X2
– Δy)m ,(2.44)
где Х1 , X2 – коэффициенты смещения (Х1 = X2=0 [2]); Δy –
коэффициент уравнительного смещения (Δy = 0 [2]).
8) Угол наклона линии зуба для
прямозубых колёс β = 0.
9) Делительные диаметры d, мм:
d = m · z / cos β.(2.45)
10) Диаметр вершин d a,
мм:
d a = d + (2 + 2x– 2Δy)m.(2.46)
11) Диаметр впадин d f
, мм:
d f = d – (2,5 – 2x)m.(2.47)
12) Окружная толщина зубьев по
делительной окружности St, мм:
St =
(π/(2cos β) + 2x·tgα)m.(2.48)
13) Угол зацепления αW:
,(2.49)
где α
– угол профиля (α = 20˚).
14) Торцевой коэффициент
перекрытия εα:
.(2.50)
15) Коэффициент суммарной длины
контактных линий Zε:
.(2.51)
16) Угол наклона линии зуба по
основной окружности βв:
.(2.52)
17) Коэффициенты формы
сопряжённых поверхностей зубьев в полосе зацепления Zн:
.(2.53)
18) Рабочее контактное
напряжение σн, мПа:
,(2.53)
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8
|