Дипломная работа на тему "Навигационный проект перехода судна типа УПС "Святая Ольга", по маршруту порт Туапсе – порт Дуресс"

ГлавнаяТранспорт → Навигационный проект перехода судна типа УПС "Святая Ольга", по маршруту порт Туапсе – порт Дуресс




Не нашли то, что вам нужно?
Посмотрите вашу тему в базе готовых дипломных и курсовых работ:

(Результаты откроются в новом окне)

Текст дипломной работы "Навигационный проект перехода судна типа УПС "Святая Ольга", по маршруту порт Туапсе – порт Дуресс":


Сибирский государственный университет путей сообщения

Дипломный проект

по специальности «Подъемно-транспортные, строительные, дорожные машины и оборудование »

Тема: Разработка оборудования для уплотнения балластной

призмы

Пояснительная записка

ДП.29.00.00.00 ПЗ

2010

АННОТАЦИЯ

В дипломном проекте:

- изложены недостатки подбивочных блоков выправочно-подбивочны х машин (ВПМ) непрерывного действия и требования, предъявляемые к ним;

- представлены к рассмотрению существующие конструкции подбивочных блоков ВПМ непрерывного действия;

- предложен новый вариант устройства подбивочного блока, устраняющий недостаток существующих подбивочных блоков, устанавливаемого на машину ВПО-3-3000;

Заказать дипломную - rosdiplomnaya.com

Актуальный банк готовых защищённых на хорошо и отлично дипломных проектов предлагает вам написать любые работы по необходимой вам теме. Безупречное написание дипломных работ по индивидуальным требованиям в Омске и в других городах РФ.

- проведён выбор геометрических и ремиссных параметров рабочего органа (виброплиты);

- рассчитаны затраты мощности при уплотнении балласта виброплитой и выбран гидромотор её привода;

- проведён выбор и расчёт (прочностной) элементов и узлов виброплиты и её подвески;

- представлены чертежи разрабатываемого подбивочного блока и его элементов, а также чертёж общего вида машины ВПО-3-3000 с установленным на ней разрабатываемым подбивочным блоком;

- произведён технологический расчёт работы машины ВПО-3-3000 в «окно» при капитальном ремонте пути;

- рассчитана экономическая эффективность модернизации машины ВПО-3-3000;

- освещены вопросы по охране труда (защита от шума и вибрации оператора машины) и гражданской обороне (дезактивация машины после радиоактивного заражения).

СОДЕРЖАНИЕ

Ведение

1. Аналитический обзор

2. Разработка подбивочного блока

2.1 Разработка конструкции виброплиты

2.1.1 Выбор параметров виброподбивки шпал

2.1.1.1 Геометрические параметры

2.1.1.2 Режим виброобжатия балласта

2.1.2 Корпус плиты

2.1.3 Разработка возбудителя колебаний

2.1.3.1 Компоновка дебалансов

2.2 Мощность, необходимая при виброобжатии балласта

2.3 Расчёт цилиндрической зубчатой передачи внешнего зацепления

2.3.1 Алгоритм расчёта зубчатой передачи (силовой расчёт) внешнего зацепления

2.3.2 Алгоритм геометрического и проверочного расчёта зубчатой передачи внешнего зацепления

2.3.3 Результаты расчёта цилиндрической зубчатой передачи внешнего зацепления, выданные ЭВМ

2.3.4 Анализ результатов расчёта зубчатой передачи внешнего

зацепления

2.4 Уточнённый расчёт валов и выбор подшипников

2.4.1 Расчёт дебалансного вала

2.4.1.1 Выбор подшипников

2.4.2 Расчёт ведущего вала вибровозбудителя

2.4.2.1 Выбор подшипников

2.5 Расчёт и выбор шпонки

2.6 Выбор и расчёт подвески виброплиты

2.6.1 Расчёт и выбор гидроцилиндров

2.6.2 Расчёт рессорной подвески

3. Организация производства работ в «окно» при капитальном ремонте пути

3.1 Выбор технологической схемы выполнения работ в «окно» и типов машин

3.2 Выбор параметров верхнего строения пути после ремонта

3.3 Разработка схемы формирования рабочих поездов на станции

3.4 Определение основных параметров технологического процесса

3.4.1 Определение ежедневной производительности и длины фронта работ

3.4.2 Определение длины балластировочного поезда

3.4.3 Определение длины путеразборочного и путеукладочного поезда

3.4.4 Определение длины хопер-дозаторного поезда для подъёмки пути

3.4.5 Определение длины хопер-дозаторного поезда для засыпки шпальных ящиков

3.4.6 Определение длины выправочно-подбивочного поезда

3.4.7 Определение длины участка по разболчиванию

звеньев

3.4.8 Определение длины фронта работы по сболчиванию звеньев

3.4.9 Определение длины поезда ДСП

3.5 Разработка графика основных работ в «окно»

4. Расчёт экономической эффективности модернизации машины ВПО3-3000

5. Охрана труда

5.1 Действие шума на организм человека. Нормирование шума

5.2 Действие вибрации на организм человека. Нормирование вибрации

5.3 Выбор вариантов защиты кабины оператора от шума и вибрации

5.4 Расчёт параметров защиты от вибрации

5.5 Расчёт параметров защиты от шума

Заключение

Список использованных источников

ВВЕДЕНИЕ

Главной задачей работников путевого хозяйства является обеспечение безопасного и бесперебойного движения поездов с установленными скоростями и нагрузками от колёсной пары на рельсы.

Все элементы железнодорожного пути (земляное полотно, верхнее строение пути) по прочности, устойчивости и состоянию должны обеспечивать безопасное и плавное движение поездов с наибольшими скоростями.

Содержание железнодорожного пути в состоянии требуемого качества, в решающей степени, зависит от правильного положения рельсовой колеи в пространстве и от качества стабилизации балластной призмы.

С целью механизации комплекса выправочных, подбивочных и рехтовочных работ в России была создана машина ВПО3-3000 непрерывного действия.

Машина ВПО3-3000 предназначена для механизированного выполнения за один проход комплекса путевых работ: чистовой дозировки выгруженного на путь балласта, выправочной подъёмки с постановкой пути в требуемое положение в продольном и поперечном профилях, выправке положения пути в плане, уплотнения балластной призмы и рехтовки отремонтированного пути.

Уплотнение балластной призмы машиной ВПО3-3000 основано на способе, который заключается в непрерывном и интенсивном вибрационно-ударном обжатии балластной призмы в горизонтальной плоскости со стороны торцов шпал.

Основными рабочими органами ВПО3-3000 по уплотнению балластной призмы рельсошпальной решётки являются подбивочный блок и уплотнители откосов, включающие в себя подбивочные виброплиты с приводом и механизмы, служащие для установки плит относительно рельсошпальной решётки в рабочем и транспортном положении.

На серийно выпускаемых ВПО3-3000 применяются виброплиты с дебалансным вибровозбудителем колебаний. Использование такого рода виброплит позволило упростить их изготовление и эксплуатацию. Однако, опыт работы ВПО3-3000 показал ряд недостатков конструкции подбивочных виброплит серийных машин, влияющих на качество выполнения работ:

- невозможность достижения равномерности уплотнения балласта в подрельсовой зоне по длине шпалы;

- невозможность повышения степени уплотнения в стыковых шпалах;

- затрачивается энергия на колебание балласта, находящегося вне рабочей зоны пути;

- не обеспечивается и не регулируется подача балласта в нужном объёме под шпалы на кривых участках пути;

- различное формирование зон уплотнённых и неуплотнённых со стороны от пути, полевой стороны;

- геометрические и режимные параметры не обеспечивают требуемое качество уплотнения;

- не обеспечивается подача и уплотнение требуемого качества балласта под краями торцов шпал (рисунок 1)

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

a – зоны, уплотняемые основными вибрационными плитами; б – зоны, уплотняемые уплотнителями откосов; в – не уплотняемые зоны

Рисунок 1- Балластная призма

Выделим один из вышеперечисленных недостатков подбивочных органов: ни основными виброплитами, ни уплотнителями откосов, не обеспечивается подача и уплотнение балласта под краями торцов шпал требуемого качества.

В проекте разрабатывается новый вариант рабочего органа, в котором устраняется вышеназванный недостаток подбивочных органов серийных машин непрерывного действия.

1. АНАЛИТИЧЕСКИЙ ОБЗОР

Основная виброплита машин непрерывного действия (ВПО – 3000, ВПО – 3-3000 и т. д.) уплотняет основную массу балласта по рельсошпальной решёткой (рисунок 1) и не обеспечивает уплотнение балласта под концами шпал, на откосах балластной призмы. Но и уплотнители откосов, установленные на машинах ВПМ непрерывного действия не решают полностью этой проблемы, а именно балласт не подаётся под торцы шпал.

Рассмотрим устройство и действие уплотнителя откосов, установленного на машине ВПО3 – 3000.

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

Рисунок 1.1 – Уплотнитель откосов

Уплотнитель откосов (рисунок 1.1) состоит из двух вибрационных уплотнительных плит 1 , каждая из которых подвешена к раме 2 при помощи плоских листовых рессор. Рама 2 шарнирно (с возможностью поворота в вертикальной плоскости) жёсткими параллелограммными подвесками 4 присоединена к ферме машины.

Раздельное опускание уплотнительных плит в рабочее положение и подъём в транспортное производится механизмом подъёма 6.

На нижней балке рамы 2 болтами закреплён вертикальный электродвигатель 3, вал которого связан с вибратором плиты при помощи карданного вала.

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

Рисунок 1.2 - Откосная уплотнительная плита

Откосная уплотнительная плита (рисунок 1.2) имеет пустотелый сварной корпус 1 в виде пространственного клина. Внутри корпуса на роликовых подшипниках 5 установлены четыре вала 4 , на которых посажены неуравновешенные грузы-дебалансы 4 и цилиндрические зубчатые колёса 3. Зубчатые колёса связывают валы между собой с передаточным отношением 1:1.

Валы с дебалансами и зубчатыми колёсами выполняют роль вибратора уплотнителя откоса. Привод вибратора осуществлён от электродвигателя 3 (рисунок 1.1) через карданный вал 6 (рисунок 1.2).

В рабочем положении плиты уплотнителя откосов располагаются по сторонам пути (рисунок 1.1). Своими рабочими уплотнительными поверхностями они контактируют с откосами балластной призмы, производя при движении машины вибрационное обжатие и формируя плечо требуемых размеров и угол наклона откоса.

Управление уплотнителем откосов осуществляется с пультов управления, расположенных в будке управления.

Качество уплотнения щебня виброплитами уплотнителя откосов на ВПО – 3000 далеко не совершенно, и следует работать по изменению конструкции виброплиты. В первую очередь, не обеспечивается качественная подбивка под концами шпал. Незначительные пустоты и неуплотнённый балласт под концами шпал вызывает быстрое появление остаточных деформаций пути и их интенсивное нарастание. Кроме того, при работе на двухпутном участке под воздействием уплотнителя откосов рельсошпальная решётка сдвигается в сторону междупутья. Это объясняется разностью сил воздействия на балласт правой и левой плиты.

Уплотнитель откосов на ВПО – 3000 не позволяет регулировать угол атаки уплотнительной плиты в продольной вертикальной плоскости в зависимости от текущих условий уплотнения, в результате чего степень уплотнения балластной призмы в откосной и междупутной зонах вдоль пути не выравнивается, а значит, снижается качество уплотнения.

Далее устройство не позволяет обеспечивать постоянный контакт уплотнительной поверхности плиты и поверхности балластной призмы, при текущем изменении размеров последней вдоль пути и при колебаниях путевой машины вместе с устройством во время движения вследствие неровностей в положении колеи. Неустойчивый контакт уплотнительной плиты и балласта в процессе работы снижает равномерность уплотнения балластной призмы, а, следовательно, и качество уплотнения.

Известно устройство уплотнителя откосов и в междупутье, установленное на модернизированной машине ВПО3 – 3000 (рисунок 1.3) [10].

Устройство содержит шарнирно - рычажный подъёмный механизм с силовыми цилиндрами, несущий держатель 10, связанный с уплотнительной плитой 1, снабжённый вибровозбудителем 2 и амортизатором 3, соединённые через шарниры 11 с рамой 4 и уплотнительной плитой 1.

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

Рисунок 1.3 - Устройство уплотнителя откосов

Устройство работает следующим образом: Уплотнительная плита 1 с помощью шарнирно-рычажный подъёмного механизма опускается на поверхность откосной или междупутной зон балластной призмы до соприкосновения с уплотнительной поверхностью. Опускание осуществляется при повороте рычага 7 силовыми цилиндрами 9 вокруг шарнира 8. Корректировка расстояния установки плиты от оси пути производится силовыми цилиндрами 12 при повороте держателя 10 вокруг шарнира 6. Плита 1 при этом соприкасается с поверхностью балластной призмы всей уплотнительной поверхностью 13, так как она имеет свободу вращения в вертикальной плоскости, перпендикулярной оси пути, вокруг горизонтальных шарниров 11 вместе с амортизаторами 3 и вибровозбудителем 2.

После опускания плиты силовые цилиндры 12 стопорятся, включается вибровозбудитель 2, и путевая машина двигается вдоль уплотняемого пути.

Уплотнение балластной призмы в откосной и междупутной зонах обеспечивается из виброобжатием. Вибровоздействие передаётся на балласт через плиту 1 , колеблемую вибровозбудителем 2 на амортизаторах 3.

В процессе работы уплотнителя откосов угол атаки α (рисунок 1.3) меняется в зависимости от текущих условий уплотнения в пределах 0 ≤ α ≤ 0,35 рад при повороте рамы 4 вокруг шарнира 14 силовым цилиндром 5. При этом для увеличения степени уплотнения балласте необходимо увеличить угол α, а для уменьшения – уменьшить.

В отличии от уплотнителей откосов, установленных на машинах ВПО – 3000, ВПО – 3000 М уплотнитель откосов на машине ВПО3 – 3000 имеет достоинство своего устройства в том, что оно позволяет поддерживать заданный уровень степени уплотнения балласта вдоль пути при обеспечении постоянного контакта уплотнительной плиты с балластом при меняющихся условиях уплотнения, что способствует повышению качества уплотнения. Но, несмотря на это данный уплотнитель не решает проблемы по обеспечению требуемого уплотнения балласта под концами шпал.

На основе известных изобретений и аналитических соображений предлагается следующий вариант устройства по уплотнению балласта со стороны торцов шпал и под их концами, устанавливаемого на ВПМ непрерывного действия, в частности на ВПО3 – 3000 (рисунок 1.4).

Данное устройство напоминает уплотнитель откосов серийной машины ВПО-3000 (см. рисунок 1.1). Изменению подвержена виброплита 1 и установлен гидравлический механизм подъёма, опускания и прижатия рабочего органа.

Принцип работы виброплиты такой же, как на уплотнителе откосов ВПО – 3000.

Благодаря конструкции клина виброплиты 1, расположенного в вертикальной плоскости под углом 5 … 10˚ к оси пути, балласт подаётся под края торцов шпал в нужном количестве. Гидроцилиндром 6 осуществляется подъём и опускание виброплиты в рабочее положение, а так же обеспечивается прижатие плиты требуемого усилия к уплотняемой поверхности, что повышает качество уплотнения.

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

1 – виброплита; 2 – листовые рессоры; 3 – рама; 4 – электродвигатель; 5 – параллелограммная подвеска; 6 – гидроцилиндр подъёма, опускания и прижатия виброплиты

Рисунок 1.4 - Устройство по уплотнению балласта

2. РАЗРАБОТКА ПОДБИВОЧНОГО БЛОКА

2.1 Разработка конструкции виброплит

Конструкция виброплит должна обеспечивать неизменность параметров виброподбивки шпал и возможность их регулирования в процессе эксплуатации с учётом износа отдельных элементов плит.

В процессе работы виброплита не должна выходить за пределы установленных габаритных размеров для исполнительных органов путевых машин. В транспортном режиме они должны находиться в пределах габаритов подвижного состава 1 – Т.

2.1.1 Выбор параметров виброподбивки шпал

Основная цель выбора параметров – обеспечение режима виброобжатия балласта, при котором достигается требуемая степень уплотнения материала и требуемая подача балласта.

Основными параметрами виброподбивки шпал являются: амплитуда Sa и частота f колебаний, скорость обжатия балласта Vобж, время вибрирования tв, длина l и толщина а клина, угол наклона рабочей поверхности клина к оси пути α , заглубление клина виброплиты под основание шпал Z (рисунок 2.1).

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

Рисунок 2.1 – Основные параметры виброподбивки шпал

2.1.1.1 Геометрические параметры

Значения и соотношения геометрических параметров устанавливаются исходя из необходимости формирования зон уплотнения балласта под рельсошпальной решёткой с требуемой степенью уплотнения и подача объёма балласта под шпалы, достаточного для закрепления рельсошпальной решётки в выправленном положении.

Эти условия представлены в виде соотношения:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. , (2.1)

где а – толщина клина, м (а = 0,1 м см. рисунок 2.1); l – длина клина, м; α – угол наклона клина к оси пути, град (принят α = 8˚); K1 – коэффициент, учитывающий попадение под задозированного балласта (принят K1 = 1,25); K2 – коэффициент уменьшения объёма балласта, сдвигаемого виброплитой (принят K2 = 0,95); С – площадь поперечного сечения неуплотнённого балласта под концами шпал (рисунок 2.2) С = 0,3·0,3 = 0,09 м2 .

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

Рисунок 2.2 – Схема к расчету площади поперечногосечения неуплотненного балласта

Из соотношения (2.1) находится l :

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.; (2.2)

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Длина клина l = 1, 35 м найдено из условия обеспечения подачи балласта требуемого объёма под концы шпал.

Далее находим длину клина l’ исходя из условия обеспечения требуемой степени уплотнения балласта под шпалами.

Для этого определим минимально необходимое число вибровоздействий на балласт, при котором возможно получение требуемой степени уплотнения

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. , (2.3)

где ε – требуемая степень уплотнения (принят ε = 0, 145 [1]); D, E – эмпирические коэффициенты, зависящие от рода балласта и способа вибровоздействия. Для щебёночного балласта D = 3300, E = 10 [1]; λ – коэффициент, определяющий степень использования воздействия плиты (λ = 2); ψ – коэффициент, определяющий долю объёма материала охватываемого относительными перемещениями (ψ = 1 [1])

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Находится время воздействия tв, с :

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле., (2.4)

где ω – угловая частота колебаний виброплиты, с-1:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле., (2.5)

где f – частота колебаний (принимается f = 30 Гц);

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Тогда

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Находится l’ по формуле:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. , (2.6)

где VM – рабочая скорость машины VM = 0,277 м/с ;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Из двух значений l и l’ назначаем минимально необходимую длину клина, при которой обеспечивается требуемое число вибровоздействий и достаточная величина подачи балласта под шпалы.

Принимается lкл = 1,35 м.

2.1.1.2 Режим виброобжатия балласта

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:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.; (2.7)

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. - 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:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,(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˚).

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. .

Ширина корпуса BК определяется исходя из необходимости обеспечения безопасности производства работ при подбивке шпал со стороны междупутья.

Максимально возможная ширина корпуса ровна:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. , (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).

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

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 убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

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:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле., (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:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. ,(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:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. (Cуд= 3·107 Н/м4 [1]).

Cб = 3·107 ·0,1·0,1·1,35 = 40,5 ·104 Н/м.

Тогда:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. .

Далее находится h:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле., (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 :

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. bуд = 12 · 104 Н·с/м4.

bб = 12·104·0,1·0,1·1,35 = 1,62·103 Н·с/м.

Тогда:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

В итоге по формуле (2.10) получили:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

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 убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

Рисунок 2.4 – Схема дебаланса

Для нахождения диаметра вала строится эпюра изгибающего момента. Для этого находятся реакции в точках опоры (рисунок 2.5)

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

Рисунок 2.5 –Эпюра изгибающего момента

Максимальный изгибающий момент равен:

Mmax = R1 · 0,11 =11,25 · 0,11 =1,24 кН · м.

Прочность вала:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,(2.17)

где W – момент сопротивления при изгибе, м3 ; (для круглого сечения Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.); [σ] – допускаемое напряжение, МПа.

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,(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:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;(2.20)

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

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 убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

Рисунок 2.6 – Схема компоновки дебалансов

Расстояние от оси вращения до центра тяжести дебаланса:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..(2.22)

Внутренний радиус дебаланса:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,(2.23)

где δст – ширина ступицы, м (принимается конструктивно δст=0,02 м)

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Тогда

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

При требуемых силе Fв’ , частоте ω и установленном r0 определяется масса неуравновешенной части дебаланса:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;(2.24)

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Площадь дебаланса, м2 :

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;(2.25)

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Длина дебаланса, м:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. ,(2.26)

где ρ – плотность металла, кг/м3 (ρ =7800 кг/м3).

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

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.

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,(2.28)

где φ - фаза вынужденных колебаний по отношению к фазе возмущающей силы, град; Fв – максимальная вынуждающая сила, Н (Fв=90·103Н).

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,(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).

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

По формуле (2.28) находится:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Мощность Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. находится по формуле:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,(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:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,(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:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

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.

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

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.

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

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 :

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле., (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:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,(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:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. .(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:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,(2.49)

где α – угол профиля (α = 20˚).

14) Торцевой коэффициент перекрытия εα:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. .(2.50)

15) Коэффициент суммарной длины контактных линий Zε:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..(2.51)

16) Угол наклона линии зуба по основной окружности βв:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..(2.52)

17) Коэффициенты формы сопряжённых поверхностей зубьев в полосе зацепления Zн:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..(2.53)

18) Рабочее контактное напряжение σн, мПа:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,(2.53)

где Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопрягаемых поверхностей (Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.= 275) [14].

19) Отклонение рабочего контактного напряжения от допускаемого ∆σн, %:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..(2.54)

20) Окружное усилие Ft, H:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,(2.55)

где Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.- начальный диаметр колеса, мм.

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,(2.56)

где Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.- начальный диаметр шестерни, мм.

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..(2.57)

21) Радиальное усилие Fy, H:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.. (2.58)

22) Осевое усилие Fa, H:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..(2.59)

23) Коэффициент перекрытия зубьев Yε :

Yε=1.

24) Коэффициент наклона зубьев Yβ :

Yβ=1.

25) Рабочее изгибное напряжение зубьев шестерни σF2, мПа:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..(2.60)

26) Рабочее изгибное напряжение колеса σF1, мПа:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..(2.61)

27) Максимальное контактное напряжение σн max, мПа:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..(2.62)

28) Максимальное изгибное напряжение σF max, мПа:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..(2.63)

Значения рассчитываемых величин представлены на распечатках результатов расчёта, сделанного на ЭBM (программа ДМ-1).

2.3.3 Результаты расчёта зубчатой передачи, выданные ЭВМ

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

2.3.4 Анализ результатов расчёта зубчатой передачи

Геометрические параметры округляем до сотых долей миллиметра.

По допускаемым и рабочим напряжениям делаем вывод, что прочность достаточна.

Усилие в зацеплении округляем с точностью до целых.

2.4 Уточнённый расчёт валов и выбор подшипников

Данный расчёт даёт более достоверные результаты, чем ориентировочный расчёт.

В этом разделе исходными данными являются: силы, действующие на колесо шестерни, расстояния между линиями действия всех сил, диаметры колёс.

Для наглядного представления изобразим аксонометрическую схему нагружения валов (рисунок 2.9).

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

Рисунок 2.9 – Схема нагружения валов

2.4.1 Расчёт дебалансного вала

Для уточнённого расчёта выполним эскизную компоновку элементов вала (рисунок 2.10).

Предварительно назначаем подшипник по ГОСТ 5720 – 75: № 1608 с d=40 мм, D =90 мм, B =33 мм [2].

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

Рисунок 2.10 – Эскизная компановка элементов вала

На вал действуют две силы в направлении X (рисунок 2.10, б) F’в , Ft и крутящий момент T.

Составим уравнения суммы моментов относительно точек 1 и 2, найдём реакции в этих точках.

ΣM1=0Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

ΣM2=0Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Находим изгибающий момент в т. 1, 2, 3 ,4 (Рисунок 2.10, в):

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

Максимальный изгибающий момент в т.4 под дебалансом.

Приведённый момент:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,(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.

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Диаметр вала по формуле:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,(2.66)

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

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 убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

Рисунок 2.11 – Эпюра моментов

Находятся реакции в опорах в плоскости z0y (рисунок 2.11, а):

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Находится изгибающий момент в точках 1, 2, 3 (рисунок 2.11, в):

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Находятся реакции в опорах в плоскости z0x (рисунок 2.11, г):

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Находится изгибающий момент в точках 1, 2, 3 (рисунок 2.11, д):

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Максимальный момент приложен в точке 3 под зубчатым колесом:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;(2.71)

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Приведённый момент по формуле (2.64):

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

Тогда наименьший диаметр вала равен по формуле (2.66):

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

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):

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле..

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 убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

Рисунок 2.12-Призматическая шпонка

Выбранную шпонку проверяют на смятие:

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;(2.72)

где Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. - допускаемое напряжение смятия, МПа, для H7/h6 Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. = 80 … 120 МПа) ; Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. - расчётная длина шпонки, мм (lp=l – b).

Результаты расчётов сведём в таблицу 2.2.

Таблица 2.2 - Результаты расчетов

--------------------------------------------------
№ вала | 1 (ведущий) | 2 (вал-шестер.) | 2 (вал-дебал.) |
---------------------------------------------------------

Т, НРисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.м

| 120,43 | 97,125 | 97,125 |
---------------------------------------------------------
d, мм | 40 | 40 | 40 |
---------------------------------------------------------
в, мм | 12 | 12 | 12 |
---------------------------------------------------------
h, мм | 8 | 8 | 8 |
---------------------------------------------------------
t1, мм | 5 | 5 | 5 |
---------------------------------------------------------
t2, мм | 3,3 | 3,3 | 3,3 |
---------------------------------------------------------
l, мм | 36 | 36 | 80 |
---------------------------------------------------------
lр, мм | 24 | 24 | 68 |
---------------------------------------------------------

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле., МПа

| 76 | 61,3 | 21,6 |
---------------------------------------------------------

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле., МПа

| 80 | 80 | 80 |
--------------------------------------------------------- --------------------------------------------------

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 убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

Рисунок 2.14-Схема к определению усилия на штоке

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.

Рисунок 2.15-Расчетная схема к определению длины хода поршня и усилия на шток

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.: Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.;

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле., (2.73)

где Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. - масса рабочего оборудования, кг [5].

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,(2.74)

где Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. - приведённая масса виброплиты, кг (Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=460 кг); Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. - масса рамы, кг (Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=682 кг [5]); Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. - масса установки электродвигателя, кг; Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. - масса элементов присоединения, кг ( Принято Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=100кг); Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. - масса щеки, кг (Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=72 кг [5]).

Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.,(2.75)

где Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. - масса электродвигателя, кг (Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле.=160кг); Рисунок убран из работы и доступен только в оригинальном файле. - масса элементов установки, кг (Принято Если у вас нет возможности самостоятельно написать дипломную - закажите её написание опытному автору»


Просмотров: 447

Другие дипломные работы по специальности "Транспорт":

Организация мероприятий по повышению безопасности движения в городе Йошкар-Ола

Смотреть работу >>

Эффективность деятельности современного транспортного предприятия

Смотреть работу >>

Ремонт и техническое обслуживание ходовой части ГАЗ-3102

Смотреть работу >>

Анализ эффективности использования основных производственных фондов ОАО "Северный порт" и разработка предложений по её повышению

Смотреть работу >>

Разработка оборудования для дозировки балласта

Смотреть работу >>