Экзаменационный билет № 23
Конструкции вибраторов для уплотнения бетонных смесей.
2. Статический расчет одноковшового экскаватора с гидроприводом, оборудованного обратной лопатой.
3. Конструкции телескопических гидроцилиндров для привода рабочего оборудования дорожных машин.
4. Регулировка фрикционных муфт при эксплуатации дорожных машин.
Классификация вибраторов
По способу воздействия на бетонную смесь вибраторы бывают: – глубинные (внутренние), погружаемые рабочей частью в бетонную смесь и передающие ей колебания через корпус; – поверхностные, устанавливаемые на уложенную бетонную смесь и передающие ей колебания через рабочую площадку; – наружные, прикрепляемые к опалубке болтами или другим захватным устройством и передающие бетонной смеси колебания через опалубку; – виброплощадки, являющиеся стационарным формующим оборудованием и применяемые на заводах и полигонах сборных железобетонных изделий.
По роду привода и питающей энергии различают вибраторы электромеханические, электромагнитные, пневматические, гидравлические и моторные (с приводом от двигателя внутреннего сгорания). Наибольшее распространение получили электромеханические и пневматические вибраторы.
Конструкция вибраторов
Вибратор состоит из вибровозбудителя (вибрационного механизма) с двигателем и передачами, рабочего органа (или устройства) и во многих случаях амортизаторов.
Электромеханические вибровозбудители по конструктивному исполнению бывают дебалансные и планетарные.
Рис. 44. Дебалансный вибровозбудитель: 1 — корпус вибратора, 2 — статор электродвигателя, 3 — ротор электродвигателя, 4 -— вал электродвигателя, 5 — дебаланс, 6 — шарикоподшипник
Дебалансный вибровозбудитель (рис. 44) выполнен в виде одного или нескольких (до восьми) внецент-ренно насаженных на валу 4 электродвигателя грузов, называемых дебалансами.
При вращении дебалансов создаются круговые колебания (вибрация) с частотой, равной числу оборотов вала 4. Эти колебания через шарикоподшипники 6 передаются корпусу вибратора и затем бетонной смеси.
Недостаток дебалансных вибровозбудителей — их недолговечность, обусловленная быстрым изнашиванием шарикоподшипников, которые работают в тяжелых условиях, особенно при большой частоте колебаний.
Круговые колебания вибровозбудителя могут быть преобразованы в направленные с помощью маятниковой подставки, шарнир-но соединенной с вибровозбудителем. При таком присоединении вибровозбудитель передает бетонной смеси колебания в одном направлении. В других направлениях вынуждающая сила передается только корпусу и вызывает лишь качание вибровозбудителя вокруг оси сопряжения с опорной плитой в одну и другую сторону.
Подставка может колебаться перпендикулярно основанию или под углом 45°.
Колебания, возникающие из-за качания корпуса, гасятся с помощью резиновых амортизаторов, устанавливаемых на оси шарнира. Эти же амортизаторы удерживают колебания корпуса в пределах определенного угла.
Планетарный вибровозбудитель (рис. 45) создает колебания бегунком (дебалансом), обкатывающим корпус вибратора по беговой дорожке. Причем обкатка бегунка может быть наружная (рис. 45, а) или внутренняя (рис. 45, б).
Рис. 45. Планетарный вибровозбудитель: а — с наружной обкаткой, б — с внутренней обкаткой; 1 — корпус рабочей части, 2 — вал электродвигателя, 3 — гибкое соединение валов, 4 — вал бегунка, 5 — бегунок, 6 — беговая дорожка
Бегунок, заклиненный на конце вала, получает вращение от вала электродвигателя. Вал бегунка и вал электродвигателя имеют между собой гибкое соединение 3. Число обкаток не равно числу оборотов вала: чем ближе диаметр d бегунка к диаметру D беговой дорожки, тем большее число обкаток произойдет за один оборот вала бегунка. Каждая обкатка вызывает одно колебание вибратора.
Недостаток планетарного вибровозбудителя— проскальзывание бегунка при попадании даже незначительного количества смазочного материала на беговую дорожку, в связи с чем частота колебаний вибратора резко снижается. Кроме того, амплитуды колебаний в нем по длине наконечника распределяются неравномерно.
3. Гидравлическим цилиндром называется объемный гидродвигатель с возвратно-поступательным движением выходного звена. Гидроцилиндры широко применяются в качестве исполнительных механизмов различных гидравлических машин. По конструкции и принципу действия гидроцилиндры очень разнообразны и классифицируются в соответствии с ГОСТ 17752—81.
По направлению действия рабочей жидкости все гидроцилиндры подразделяют на две группы: одностороннего и двухстороннего действия. На рабочий орган гидроцилиндра одностороннего действия жидкость может оказывать давление только с одной стороны, как в схемах на рис. 1, а, г, д.
В этих цилиндрах движение поршня в одну сторону обеспечивается за счет жидкости, подводимой в полость, а обратное перемещение — другим способом — за счет пружины (см. рис. 1, а) или веса груза при вертикальном движении поршня (см. рис. 1, д). Перемещение рабочего органа гидроцилиндра двухстороннего действия в обоих направлениях обеспечивается за счет рабочей жидкости (рис. 1, б, в). В таких гидроцилиндрах жидкость подводится как в левую полость, так и в правую.
Гидроцилиндры подразделяются также по конструкции рабочего органа. Наибольшее распространение получили гидроцилиндры с рабочим органом в виде поршня или плунжера, причем поршневые гидроцилиндры могут быть выполнены с односторонним (см. рис. 1, я, б) или двухсторонним штоком (см. рис. 1, в), а плунжерные гидроцилиндры могут быть только одностороннего действия и с односторонним штоком (см. рис. 1, г).
По характеру хода выходного звена гидроцилиндры делятся на одноступенчатые и телескопические (многоступенчатые). Одноступенчатые гидроцилиндры показаны на рис. 1, а–г. Телескопические гидроцилиндры представляют собой несколько вставленных друг в друга поршней. В качестве примера на рис. 1, д приведена схема двухступенчатого телескопического гидроцилиндра одностороннего действия. В таком гидроцилиндре поршни выдвигаются последовательно друг за другом.
Полный КПД гидроцилиндров определяется в первую очередь механическим КПД, который для большинства конструкций составляет 0,85...0,95. Гидравлические потери в цилиндрах практически отсутствуют, и гидравлический КПД ( ηг = 1 ). Объемные потери в рассматриваемых устройствах могут иметь место в зазоре между поршнем и цилиндром. Однако при уплотнении этого места резиноми кольцами или манжетами они малы. Тогда объемный КПД также можно считать равным единице ( η0 = 1 ).
При
расчете перепада давлений на гидроцилиндре
используются две основные формулы.
Рассмотрим их на примере гидроцилиндра
двухстороннего действия с односторонним
штоком (рис. 2). П
ервая
из них связывает силу F на штоке и перепад
давлений на гидроцилиндре ( ΔP = Р1 - P2 ).
С упрощением она выглядит следующим
образом:
F= ΔP*S*ηм
где S – эффективная площадь, на которую действует подводимое давление.
При движении жидкости слева направо на расчетной схеме (см. рис. 2.) этой площадью является площадь поршня (S = Sп), а при обратном движении — площадь поршня за вычетом площади штока ( S= Sп-Sш ).
Вторая формула связывает расход и скорость движения поршня:
Q=Vп*Sп*1/η0
или
Q´= Vп*(Sп-Sш)*1/η0
Формула записана в двух вариантах, так как расходы до гидроцилиндра и после него различны. Для пояснения этого представим, что поршень на расчетной схеме (см. рис. 2.) переместился из начального положения вправо на расстояние ( L ). В таком случае в левую полость гидроцилиндра поступил объем жидкости ( W= Sп*L ), а из правой полости вытеснился меньший объем ( W´= (Sп-Sш)*L ) Из соотношения объемов W и W´ следует, что расходы до и после гидроцилиндра связаны зависимостью Q / Q´ = Sп / (Sп-Sш) Для гидроцилиндра с двухсторонним штоком (см. рис. 1, в) Q = Q
4Фрикционные муфты. Нормальная работа фрикционных муфт характеризуется; безотказностью и быстротой действия, надежностью и устойчивостью процесса передачи мощности, плавностью включения и выключения, бесшумностью при включении и работе.
Одним из основных показателей, оценивающих работоспособность муфт, является ее коэффициент запаса, показывающий, во сколько раз момент трения, создаваемый дисками (лентами, конусами), превышает момент, передаваемый механизмам трансмиссии.
Во время эксплуатации коэффициент запаса муфты постепенно уменьшается из-за снижения момента трения, создаваемого сопряженными поверхностями. Момент трения находится в зависимости от коэффициента трения рабочих поверхностей и силы их поджатия. Причиной уменьшения силы поджатия ведущих и ведомых поверхностей чаще всего является износ фрикционных накладок. В результате этого увеличивается зазор между поверхностями трения при выключенном состоянии муфты, что в свою очередь приводит к увеличению хода нажимного диска (для плоских фрикционных муфт) при включении муфты и к ослаблению действия нажимных пружин (постоянно замкнутые муфты) или нажимных рычагов (непостоянно замкнутые муфты).
О величине силы нажатия поверхностей обычно судят по свободному ходу педали или рычага включения. Чем больше зазор между сопряженными поверхностями муфты, тем меньше ход педали или рычага. На величину свободного хода влияют и зазоры в шарнирах соединительных муфт.
Таким образом, регулировкой муфты предусматривается восстановление нормальной величины момента трения, развиваемого поверхностями муфт. Правильной регулировкой обеспечивается ее нормальное действие, плавное соединение между собой механизмов и быстрое разъединение их.
Принимая во внимание конструктивные соображения, а также учитывая опыт эксплуатации дорожных машин, рекомендуются следующие значения номинальных зазоров для фрикционных муфт различных конструкций
Ленточные муфты – 1,0 мм; дисковые – 1,0 – 1,5 мм; конусные – 1,5 – 2,0 мм.
Конструкция муфт, а также их работа позволяют рассматривать в общем виде те признаки, которые определяют необходимость их регулировки. Следует считать, что признаком необходимости регулирования муфт является величина холостою хода устройства для включения механизма. При включении вначале выбираются зазоры в устройстве и механизме – это будет период холостого хода, когда процесс сцепления еще не начался. После прохождения холостого хода начнется процесс сцепления. В выключенном состоянии имеется зазор (номинальный), которому соответствует перемещение при холостом ходе.
Очевидно, по мере износа трущихся поверхностей зазор возрастет, что повлечет за собой изменение величины холостого хода, а также уменьшение силы нажатия, результатом которого явится уменьшение величины предельного момента, передаваемого муфтой. Поэтому признаком необходимости выполнения регулировочных работ является величина холостого хода.
Из плоских фрикционных муфт в дорожных машинах могут найти применение два типа: постоянно замкнутые и непостоянно замкнутые. В постоянно замкнутых муфтах в процессе контроля определяют разницу в величинах зазоров между отжимными рычагами и подшипниками отводки, измеряя щупом зазор между концом каждого отжимного рычага и обоймой подшипника. Если разница превышает 0,5 мм, необходимо выровнять положение рычагов относительно подшипника отводки. Этот зазор и совмещение концов отжимных рычажков в одной плоскости регулируют завертыванием гаек болтов отжимных рычажков.
Свободный ход педали или рычага муфты регулируют изменением длины тяги. Регулировка механизмов управления непостоянно замкнутых муфт заключается в изменении величины усилия на рычаге, которое должно находиться в следующим пределах: номинальное – 15…20 кгс; допустимое наименьшее – 12, наибольшее – 30 кгс.
Муфты этого типа регулируют перемещением крестовины по резьбе ступицы. Для увеличения усилия крестовину повертывают на несколько градусов в направлении, обратном вращению маховика, а для уменьшения – в противоположном направлении.
Ленточные муфты характеризуются тем, что при их регулировке изменяется положение лент относительно шкива. С этой целью включают муфту, проверяют болты крестовины и регулируют один из них так, чтобы его конец отходил от ленты на 1,5…2 мм. После этого болт закрепляют контргайкой.