Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Организационно-технический раздел

1.1 Назначение, область применения

Вибрационные катки, как и статические, применяют при производстве ремонтных и строительных дорожных работ. Основным отличием вибрационных катков является наличие встроенного вибратора в одном из вальцов (ведущем или ведомым), чем достигается значительное повышение эффективности и качества уплотнения покрытий. При выключенном вибраторе такие катки могут работать, как обычные статические.

Вибрационные катки с гладкими вальцами в последние годы находят все более широкое применение при уплотнении гравийных, щебеночных и асфальтобетонных смесей. Вибрационные самоходные катки по сравнению со статическими имеют меньшую металлоемкость, более маневренны и транспортабельны, при правильной организации работ обеспечивают требуемую плотность и ровность поверхности уплотняемых материалов. Самоходные вибрационные катки для уплотнения дорожных покрытий изготавливают преимущественно двухвальцовыми двухосными. В вибрационных двухвальцовых катках вибрационным может быть любой из вальцов или даже оба вальца.

При ведущем вибрационном вальце резко снижаются условные коэффициенты трения и сцепления его с поверхностью движения, что снижает силу тяги по сцеплению и затрудняет передвижение на уклонах.

Если вибровальцом является ведомый валец катка, то затрудняется управляемость катком. Другим существенным недостатком вибрационных катков является трудность создания надежной и долговечной защиты оператора от вредного воздействия вибрации. В значительной мере указанные недостатки устранены в вибрационных катках с двумя вибровальцами, которые работают в противоположных фазах и являются и ведущими и управляемыми. При проектировании виброкатков желательно обеспечивать изменение возмущающей силы для использования их в наиболее выгодных режимах работы при уплотнения различных материалов.

1.2 Патентный анализ существующих конструкций

Проведя патентный анализ существующих конструкций вибрационных катков, я сделал вывод, что на катках применяются вибровозвудители с постоянным или с изменяемым статическим моментом дебалансов. Вибровозбудители с постоянным статическим моментом просты по конструкции и имеют наибольшее распространение.

Вибровозбудитель располагается внутри вальца и представляет собой вал, на котором установлены дебалансы.

Наиболее распространяемой конструкцией вибровозбудителя с переменным статическим моментом является вибровозбудитель с двумя значениями статического момента. У такого вибровозбудителя одна пара дебалансов закреплена на валу неподвижно, а вторая может поворачиваться на определенный угол, ограниченный специальными упорами. При вращении вала в одну сторону поворотные дебалансы поворачиваются на 180? относительно неподвижных, и статический момент становится равным разности моментов подвижных и неподвижных дебалансов.

Встречаются катки, у которых возбудителями колебаний являются металлические шары, обегающие внутреннюю поверхность вальца. Перемещение каждого шара производится водилом, укрепленным на оси вальца. Такая конструкция позволяет разгрузить подшипники вибровозбудителя.

Также для изменения возмущающей силы можно применять регулируемый гидромотор, так как частота вращения вала, на котором закреплены дебалансы влияет на значение возмущающей силы в квадрате и данный способ позволяет нам регулировать значение возмущающей силы бесступенчато.

Гидравлическая система изменения статического момента вибровозбудителя основана на заполнении жидкостью резервуаров, расположенных на валу играющих роль дебалансов. Резервуары - дебалансы могут заполняться и опорожняться в процессе работы вибровозбудителя, создавая переменный статический момент.

В данной курсовой работе была поставлена задача создания механизма изменения возмущающей силы вибрационного катка. Это изменение необходимо при переходе на уплотнение другого грунта, то есть изменять статический момент можно при остановке катка.

Возмущающая сила определяется по формуле (1.1):

, (1.1)

где ? - угловая частота вращения дебалансного вала;

r - эксцентриситет;

m - масса дебалансов.

Так как возмущающая сила зависит от массы дебалансов m, угловой частоты вращения дебалансного вала ? и эксцентриситета r, то для решения поставленной задачи необходимо изменять один и этих параметров.

Изменять массу дебалансов m можно с помощью гидравлического наполнения и опорожнения резервуаров - дебалансов. Этот способ является сложным, тат как очень тяжело подводить гидравлическую жидкость к дебалансам, вращающимся с частотой 2000 мин??.

Менять частоту вращения вала тоже можно с помощью регулируемого гидромотора, однако применение его может быть неоправданно, если возмущающую силу не понадобиться часто менять.

В проектируемой конструкции возмущающая сила регулируется с помощью изменения угла поворота между дебалансами.

Дебалансный вал имеет четыре дебаланса: два подвижных 1,4 и два неподвижных 2,3. Подвижные дебалансы приварены к втулкам 8 и 11 соответственно, которые можно поворачивать на определенный угол относительно неподвижных дебалансов. Одновременный поворот обоих регулировочных дебалансов осуществляется с помощью центральной оси 5, пропущенной через центральное сверление вала 6. С одной стороны ось 5 приварена к крышке 7, которая в свою очередь приварена к втулке 8 дебаланса 1, а с другой стороны на шпонке 9 крепиться к крышке 10, которая приварена ко втулке 11. Крышка 10 фиксируется болтами. При необходимости изменения возмущающей силы болты отворачиваются, крышка 10 поворачивается, вместе с ней поворачивается регулировочный дебаланс 4, через шпонку 9 - ось 5, крышка 7 и вместе с ней и второй регулировочный дебаланс 1 на такой же угол как и первый.

Нужно отметить присутствие в конструкции подпружиненных стопоров 12, отжав которые с помощью стержней на рычаге, можно осуществить поворот крышки. При совпадении со следующими отверстиями стопоры входят в них, осуществляя, таким образом, центровку отверстий под болты.

Таким образом, изменение возмущающей силы происходит ступенчато при повороте регулировочных дебалансов относительно неподвижных.

В данной конструкции возможны установки взаимных положения дебалансов: когда между парами дебалансов 0°, 60°, 120°, 180°.

Первому случаю соответствует максимальное значение возмущающей силы. В этом случае статические моменты всех дебалансов складываются.

Четвертому случаю соответствует случай, когда возмущающая сила равна нулю. В этом случае статические моменты неподвижных и подвижных дебалансов уравновешивают друг друга.

В остальных случаях возмущающая сила занимает промежуточное значение между максимальным значением и нулевым.



Значит, если возмущающая сила одного дебаланса равна 45 кН, то мы может создать возмущающую силу в 45 кН, 90 кН, 135 кН, 180 кН или вообще ее не создавать.

2. Конструкторский раздел

2.1 Расчет основных параметров

Диаметр катка определяется типом и конструкцией катка и может быть определена по формуле (2.1):

(2.1)

где q - линейное давление.

Линейное давление (2.2):

, (2.2)

где G - вес катка, G=6 кН;

B - ширина вальца.

Выбираем диаметр вальца равный 850 мм.

При выборе диаметра вальца следует учитывать, что чрезмерное увеличение диаметра вальца нецелесообразно, так как оно ведет к увеличению металлоемкости и повышению его центра тяжести, а, следовательно, к ухудшению устойчивости. С другой стороны, увеличение диаметра вальца ведет к уменьшению контактных напряжений.

Максимальное контактное давление с точностью до 7…10% может быть определено по формуле (2.3):

, (2.3)

где qв - линейное давление, которое должно быть определено с учетом возмущающей силы, Мпа

Eo - модуль деформации грунтов;

R - радиус вальца катка, м

Максимальное контактное напряжение не должно превышать пределов прочности, поэтому должно соблюдаться неравенство (2.4):

, (2.4)

где ?р - предел прочности грунта. Принимаем ?Р=2,4 мПа.

Лучший эффект достигается из выражения (2.5):

(2.5)

При расчетах можно принимать, что в конце уплотнения асфальтобетон имеет модуль Eo=18,0…25,0 Мпа.

Линейное давление может быть определено по формуле (2.6):

(2.6)

где P - амплитудное значение возмущающей силы;

Q - приходящаяся на валец сила тяжести катка;

B - ширина вальца;

kпр - коэффициент превышения, определяется в зависимости от P/Q.

Ширина вальца и его диаметр связаны зависимостью:

.

2.1.2 Тяговый расчет

Тяговый расчет производится следующим образом. Сила тяги катка должна быть равна или больше суммы всех сопротивлений, возникающих при работе катка (2.7):

, (2.7)

При расчете рассматриваются наиболее тяжелые условия работы катка при трогании с места на предельном подъеме (2.8):

,

где W1 - сила сопротивления качению катка;

W2 - сила сопротивления движения катка на подъеме;

W3 - сила сопротивления от преодоления сил инерции при трогании катка с места качению катка;

W4 - сопротивление от трения в подшипниках;

W5 - сопротивление движению катка на поворотах, возникающее вследствие затрудненности вращению вальцов катка при их повороте.

Сила W1 - наибольшая при первом проходе, когда каток движется по рыхлому материалу (2.9):

, (2.9)

где kв=(1,2…1,25) коэффициент, учитывающий увеличение коэффициента сопротивления качению при работе катка с включенным вибратором.

f 1 - коэффициент сопротивлению катка качению при первом проходе, зависящий от рода уплотняемого материала, его состоянии и других факторов;

G - сила тяжести катка, Н.

Сопротивления движения катка на подъем (2.10):

, (2.10)

где i - подъем (iмах=0,1), долей единицы.

Сопротивление от преодоления сил инерции при трогании катка с места (2.11):

, (2.11)

где W'3 - сила от преодоления сил инерции поступательно движущихся масс катка;

W''3 - сила от преодолении сил инерции вращающихся масс катка (2.12):

, (2.12)

где g - ускорение свободного падения, м/c?;

V - рабочая скорость катка, 0,56 м/c;

tр - время разгона 3,0 с.

Ввиду небольшой скорости движения катков считают, что сопротивление от преодоления сил инерции вращающихся масс катка невелико, им можно пренебречь, поэтому:

Сопротивление от трения в подшипниках (2.13):

, (2.13)

где k - коэффициент трения, обычно равный 0,02.

,

где k1 - опытный коэффициент: при движении по рыхлому материалу k1=0,3.

Найденное значение T необходимо проверить по условию сцепления ведущих вальцов с поверхностью укатываемого покрытия (2.14):

, (2.14)

где Gсц - сцепная масса катка;

?сц - максимальный коэффициент сцепления, который можно принять.

,

,

,

.

2.1.3 Расчет мощности катка

Необходимая для передвижения катка мощность определяется по формуле (2.16):

 (2.16)

где T - сила сопротивления движения определяемая тяговым расчетом, кН

V - рабочая скорость движения 2, км/час (0,56 м/c);

? - общий КПД передач от двигателя к ведущим вальцам.

Выбираем двигатель Д-21А, имеющий мощность 25 кВт.

Мощность, необходимая для поддержания колебаний вибровальца (2.17):

, (2.17)

где a - амплитуда колебаний;

? - частота вращения вибратора;

c - коэффициент вязкости, то есть коэффициент, зависящий от уплотняемого материала c=80…140

Мощность, необходимая для преодоления трения в опорах вибровозбудителя (2.18):

(2.18)

где f - коэффициент трения качения подшипников;

P - возмущающая сила всех дебалансов, кН;

d - диаметр вала, м;

n - частота вращения вала, об/мин.

Мощность, необходимая для разгона дебалансов (2.19):

 (2.19)

где I - момент инерции, см³;

t - время разгона дебалансов, c;

Выбираем мощность на привод вибратора

2.1.4 Расчет производительности катка

Производительность катка определяется по формуле (2.20):

(2.20)

где B - ширина уплотняемой полосы, м;

A - ширина перекрытия укатываемой полосы при последующих проходах катка, равной 0,15…, 25 м;

Vср - средняя скорость движения катка, км/ч;

n - число проходов катка по одному месту: для крупнозернистого асфальтобетона - 4…6: для мелкозернистого - 4…12.

Vср - средняя скорость движения катка (2.21):

, (2.21)

где L =24 - длина укатываемой полосы, м;

tдв - среднее время движения катка за один проход, с;

 (2.22)

tрев - время реверсирования, равное 1…2 с.

2.1.5 Расчет клиноременной передачи

Мощность, необходимая для привода вибратора, N=10 кВт

Частота вращения вибрационного вала, n=2000 мин??

Передаточное число передачи, i=1,2

В зависимости от передаваемой мощности и частоты вращения выбираем клиноременной ремень сечения Б.

Принимаем диаметр шкива на вибрационном валу dР1=200 мм.

В зависимости от dР1 и и частоты вращения принимаем номинальную мощность, передаваемую одним ремнем P=6,0 кВт.

Диаметр другого шкива (2.23):

dР2=dР1·i=200·1,2=240 мм. (2.23)

В зависимости от диаметров шкивов предварительно принимают межосевое расстояние (2.24):

, (2.24)

где h - толщина ремня.

,

Принимаем a'=260 мм.

Определяем длину ремня по формуле (2.25):

. (2.25)

Из ряда стандартных длин выбираем длину ремня l=1250 мм.

Уточняем межосевое расстояние (2.26):

. (2.26)

Мощность, передаваемая одним ремнем (2.27):

PР=PO·С?·СL ·Сi/Сp=6·0,98·0,87·1,07 /1,2=4,56 кВт, (2.27)

где PO - коэффициент длины ремня;

С? - коэффициент угла обхвата;

СL - коэффициент длины ремня;

Сi - коэффициент передаточного отношения;

Сp - коэффициент режима работы.

Необходимое число ремней (2.28):

Z=P/(PO·CZ)=10/(4,56·0,95)=2,3; (2.28)

где CZ - коэффициент число ремней.

Принимаем три ремня.

2.1.6 Выбор гидромотора привода вибратора

Момент развиваемый гидромотором (2.29):

MM=i?Mкр/?=1,2?3,581/0,95=5,42 кН, (2.29)

где i - передаточное число ременной передачи;

Mкр - момент на дебалансном валу, Н•м;

? - КПД ременной передачи ?=0,95.

Выбираем высокомоментный радиально-поршневой гидромотор типа МР-1800, развивающий крутящий момент 5,436 кН.

2.1.7 Расчет дисбалансов

Значение вынуждающей силы центробежного вибратора определяют по формуле (2.30):

, (2.30)

где z - число дисбалансов;

r - эксцентриситет, то есть расстояние от оси вращения до центра тяжести дисбаланса, м;

,

Rd - больший радиус дисбаланса;

rd - меньший радиус дисбаланса;

m - масса неуравновешенных грузов (дисбалансов), кг;

? - угловая скорость вращения дисбалансов, с??;

мин??;

?=12560/60=209,3 c??.

где n - частота вращения дисбалансов вибратора, мин??.

,

где F - полезная площадь торца дисбаланса, м?;

l - толщина дисбаланса, м;

? - плотность материала, из которого сделан дисбаланс.

,

Эксцентриситет дисбалансов r=6,5 см;

2.1.8 Выбор и расчет амортизаторов

При создании вибромашин для уплотнения грунтов, дорожных оснований и покрытий важной задачей является виброизоляция рамы с установленными на ней агрегатами трансмиссии, а для машин, на которых в процессе их эксплуатации находится моторист, - виброизоляция рабочего места.

Основным типом колебаний, применяемых в дорожных машинах, являются круговые колебания, возбуждаемые механическими дебалансными виброзбудителями. Чаще всего для гашения колебаний применяются резинометаллические амортизаторы.

Наибольшее распространение имеют амортизаторы цилиндрической формы. Амортизатор состоит из двух металлических пластин, к которым привулканизировывается резина. Одна пластина прикрепляется к раме катка, а другая - к вибровальцу.

При конструировании упругой подвески рабочего органа производится статический и вибрационный расчет амортизаторов.

Статическая нагрузка на один амортизатор (2.31):

. (2.31)

Где Q1 - сила тяжести подрессоренной части в H;

n - число амортизаторов.

Статический прогиб амортизаторов (2.32):

(2.32)

Где b - толщина резинового слоя, см;

Fa - площадь поперечного сечения амортизатора, см?;

G - модуль статического сдвиг, H/см.

Величина коэффициента передачи (2.33):

(2.34)

где aр - требуемая амплитуда колебаний подрессоренной части;

aв - амплитуда колебаний рабочего органа.

? - принимают в пределах 1,5-4%. Для выбранного значения ? определяют частоту собственных колебаний.

Принимаем fC=25;

_,

которое обычно принимают равной 4…10. По выбранному ? определяют частоту собственных колебаний.

Величина расчетного прогиба (2.35):

, (2.35)

Величина статического прогиба (2.36):

, (2.36)

Она не должна превышать 8…12 мм для машин с частотой свыше 1200 мин??.

Высота резинового слоя определяют по формуле (2.37):

, (2.37)

Отсюда:

;

где ? - напряжение на поверхности крепления резины с металлом H/м.

Суммарная площадь поперечного сечения амортизаторов (2.38):

, (2.38)

где Q - суммарная нагрузка на амортизаторы.

По найденному S определяем количество амортизаторов.

Принимаем число амортизаторов 8 штук.

2.1.9 Расчет тормозов катка

При расчете тормозов катков необходимо, чтобы значение тормозного усилия, которое может быть реализовано, ограничивалось усилием отсутствием буксования вальцов с покрытием.

Это возможно при условии (2.39):

, (2.39)

где ? - коэффициент сцепления вальцов с покрытием, равный 0,5…0,6;

C - расстояние от оси направляющего вальца до центра тяжести катка, м;

L - база катка, м;

G - сила тяжести катка, Н;

? - угол подъема.

Тормозное усилие (2.40):

, (2.40)

Предельное значение тормозного усилия:

или

,

откуда

.

- это предельный угол подъема, на который может взобраться каток при отсутствии буксования вальцов с покрытием.

2.2 Расчеты на прочность

2.2.1 Расчет дебалансного вала

Вал имеет четыре дебаланса и две подшипниковые опоры. Таким образом балка статически определима.

Исходные данные:

масса вала mв=350 кг;

масса дебаланса m=15,9 кг;

число дебалансов z=4;

эксцентриситет дебалансов r=6,5 см;

частота вращения дебалансного вала n=2000 мин??;

необходимая для привода мощность N=10 кВт;

материал вала - сталь 40Х.

Предварительно определяем следующие параметры:

- крутящий момент на валу (2.41):

. (2.41)

- создаваемая одним дебалансом максимальная возмущающая сила (2.42):

, (2.42)

где ? - угловая скорость вращения вала, с??

Создаваемая z дебалансов суммарная возмущающая сила (2.43):

Pсум=zP=4•45000=180,0 кН; (2.44)

Усилие натяжения ремней привода дебалансного вала (2.45):

; (2.45)

где Д - диаметр приводного шкива, см.

Ввиду малости массы вала по сравнению с действующими нагрузками ее значение в расчете не учитываются.

Рассматриваемый вал - многоступенчатый. Для упрощения расчетов и без ущерба для полученных результатов реальный вал был заменен расчетной схемой.

Для выполнения расчетов абстрагируемся от конкретных размеров вала, и реальный вал заменяем балкой на двух опорах. Для расчета используем следующие методы:

расчет на динамические нагрузки при помощи введении в расчетные формулы коэффициента динамичности.

Составим схему нагружения вала, покажем на ней действующие силы, предположительное направление опорных реакций.

Найдем опорные реакции:



Построим эпюру изгибающих моментов:

M1= - P1·0,073=-45·0,073=-3,3 кН·м

M2= - P1·(0,073+0,1335)+R1·0,1335=-45·(0,073+0,1335)+ +82,33·0,1335=1,7 кН·м

M3= - P1·(0,073+0,1335+0,133)+R1·(0,1335+0,133) - P1·0,133=

= -45·(0,073+0,1335+0,133)+82,33·(0,1335+0,133) - 45·0,133=0,684,4 кН·м

M4= - P4·0,370+P·0,2875=-45·0,270+31,81·0,2875=6,36 кН·м

M5= - P4·0,0825=-45·0,0825=-3,7125 кН·м

Определяем значения поперечных сил в характерных сечениях:

Q1=-R1=-45 кН

Q2=-R1+P1=-45+82,33=37,33 кН

Q3=-R1+P1-R2-R3=-45+82,33-45-45=-52,67 кН

Q4=R4 - P2=45-35,81=-16,86 кН

Q5=R4=45 кН

2.2.2 Проверка вала по нормальным и касательным напряжениям

Определяем максимальный расчетный изгибающий момент (2.46):

. (2.46)

Максимальное нормальное напряжение (2.47):

каток мощность прочность вибрационный

, (2.47)

где W - полярный момент инерции вала (2.48):

, (2.48)

d - средний диаметр вала.

Откуда:

,

,

Условие прочности по касательным напряжениям имеет вид (2.49):

, (2.49)

,

где F - средняя площадь вала, мм (2.50):

, (2.50)

[?]=0,8?[?]

Вал удовлетворяет условиям прочности.

Заключение

В результате выполненной курсовой работе был спроектирован механизм изменения возмущающей силы вибрационного катка, а также выполнен расчет катка. Большой вклад в проделанную работу был сделан с помощью патентного поиска, благодаря которому я смог выбрать наиболее подходящее техническое решение.

Выполняя эту работу, я стал по другому смотреть на определенные вещи и очень рад этому, так как это пригодится в будущем.

Список литературы

1. Вибрационные машины в строительстве и производстве строительных материалов: cправочник / Под ред. В.А. Баумана. - М.: Машиностроение, 1970. - 548 с.

2. Вибрационные машины для уплотнения бетонных смесей: справочник / Ю.Ф. Чубук, И.И. Назаренко, В.Н. Гарнец. - К.: Вища шк., 1985. - 168 с.

3. Справочник конструктора дорожных машин / Под ред. Бородачева. - М.: Машиностроение, 1973. - 50 с.

6. Дырда В.И. Резиновые элементы вибрационных машин. Конструкции. Прикладные методы расчета / В. И Дырда. - Киев: Навукова думка, 1990. - 100 с.

Размещено на Allbest.ru