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

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.

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9