Расчет и конструирование бумаго- и картоноделательных машин

6. Прессовые части современных бумагоделательных и картоноделательных машин

Современные БДМ и КДМ, как правило, специализируются на выработке определенного вида продукции, требования к качеству которой определяют конструктивные особенности машины. Эффективность обезвоживания бумажного полота, как отмечалось ранее, определяется сопротивлением сжатию волокнистого скелета и сопротивлением фильтрации воды в сжимаемом бумажном полотне. Для некоторых видов бумаги решающим фактором является сопротивление сжатию бумажного полотна. Это, например, санитарно-гигиенические виды бумаги, высококачественная бумага массой до 100 г/м², включая офсетную, газетную и др. Поскольку проницаемость этих видов бумаги велика и в сжатом состоянии, то гидравлическое давление в порах полотна мало даже при больших внешних нагрузках. Поэтому для этих видов продукции применяют прессы с относительно «жесткой» зоной контакта валов, образуемой, например, гранитным валом и желобчатым валом с рубашкой из нержавеющей стали без резинового покрытия. Учитывая малую массу квадратного метра таких видов бумаги, а, следовательно, и сравнительно небольшое количество воды, удаляемой при прессовании, в таких прессах применяют легкие, но жесткие сукна. Большое значение на конечную сухость в этом случае оказывает повторное увлажнение бумаги на выходной стороне зоны прессования. В связи с этим на тихоходных и среднескоростных машинах, вырабатывающих данные виды продукции, не применяется прессование между двух сукон. Для уменьшения обратного впитывания применяются сукна с тонкими волокнами ватки на лицевой стороне сукна.

К видам бумаги, на обезвоживание которых решающее влияние оказывает повышенное сопротивление полотна фильтрации воды, относится бумага, вырабатываемая из массы высокой степени помола и бумага и картон с большой массой 1м². При прессовании такой бумаги следует в первую очередь увеличивать продолжительность прессования. Поэтому наиболее рациональным в данном случае является применение прессов с удлиненной зоной прессования. При использовании прессов валкового типа увеличениe продолжительности прессования можно добиться, применяя валы большего диаметра с более мягкими покрытиями и используя более тяжелые сукна. Целесообразно прибегать к подогреву бумажного полотна.

Прессовая часть большей части современных машин состоит из компактного многовального пресса с тремя или четырьмя зонами прессования, после которого при необходимости может устанавливаться один или два отдельно стоящих двухвальных пресса. Из наиболее часто применяемых схем прессовых частей можно назвать следующие: Twinver пресс, Tri-Vent пресс, Tri-nip пресс, Bi-nip пресс, универсальный пресс.

Twinver пресс состоит из пересасывающего, отсасывающего, гранитного и желобчатого валов (рис.20). Пресс позволяет уменьшить сеточную маркировку, поскольку сеточная сторона бумажного полотна в двух захватах контактирует с гладкой поверхностью гранитного вала. В третьей зоне прессования с гладкой поверхностью контактирует верхняя сторона бумаги. Достоинством пресса является также то, что первая открытая проводка бумажного полотна происходит после двух зон прессования. Пресс обеспечивает легкое удаление брака. Недостатками данной конструкции являются: возможность образования воздушных пузырей перед третьей зоной прессования и опасность обрыва на открытом участке между второй и третьей зонами прессования, сложность компоновки привода валов.

Достоинством пресса является то, что первая открытая проводка полотна происходит только после третьей зоны прессования, где бумажное полотно обладает уже достаточно высокой прочностью. Для повышения эффективности обезвоживания напротив второй камеры отсасывающего вала возможна установка паровой камеры. Однако при этом надо учитывать и повышение температуры гранитного вала. Это опасно как из-за возникновения температурных напряжений, способных привести к разрушению вала, так и из-за пересыхания поверхности вала и нарушения нормальной работы шаберов.

Недостатком Tri-nip пресса является высокая нагрузка на отсасывающий вал, обусловленная его контактом с двумя валами. Это требует увеличения толщины рубашки вала или уменьшения живого сечения поверхности по сравнению с обычными отсасывающими валами. Более высокие требования предъявляются и к покрытию вала. Оно должно иметь достаточно высокую твердость, чтобы уменьшить потери на гистерезис в резине и, следовательно, уменьшить разогрев покрытия. Иногда используется вал без покрытия.

В данной схеме гранитный вал поднят над отсасывающим валом, а вторая зона прессования образована желобчатым и гранитным валами. Это позволяет увеличить давление во второй и в третьей зонах прессования. Уменьшается опасность чрезмерного нагрева гранитного вала при установке паровой камеры у отсасывающего вала. Однако требуется применение дополнительного желобчатого вала. Следует отметить, что в обоих вариантах имеет место разносторонность вырабатываемой бумаги, поскольку ее сеточная сторона соприкасается с гранитным валом два раза, а лицевая - ни разу.

Для уменьшения разносторонности прессовая часть, содержащая Tri-nip пресс, часто оснащается отдельно стоящим двухвальным прессом. Такая прессовая часть используется на высокоскоростных машинах, вырабатывающих писче-печатные виды бумаги. Типичные давления в зонах прессования 65, 80 и 120 кН/м. Модификацией Tri-nip пресса является Bi-nip пресс (рис.23), отличающийся отсутствием верхнего желобчатого вала. Поскольку перед первым участком свободной проводки бумажного полотна в этом случае имеется только две зоны прессования эту схему целесообразно применять при выработке легко обезвоживаемых видов бумаги и картона.

На высокоскоростных машинах, вырабатывающих газетную бумагу, хорошо зарекомендовала себя схема Tri-vent пресс (рис.24). Пресс Tri-Vent отличается от более известного пресса Tri-Nip тем, что в трехзахватном прессе Tri-Nip первый и второй захваты образуются одним отсасывающим валом. В прессе Tri-Vent отсасывающий вал используется только для первого захвата в паре с желобчатым валом. Далее полотно вместе с сукном первого пресса поступает во второй захват, образованный гранитным и желобчатым валами. Третий захват с другим прессовым сукном образуется тем же гранитным валом и еще одним желобчатым валом. Отсасывающий вал пресса Tri-Vent изготовлен из нержавеющей стали без резиновой облицовки, а желобчатые валы имеют полиуретановые покрытия. Такая конфигурация позволяет работать с более высокими линейными давлениями в захватах, а также использовать паровую камеру у поверхности отсасывающего вала для корректировки профиля влажности. Первая свободная проводка бумажного полотна происходит после четырех зон прессования. Поэтому опасность обрывов даже при работе на высоких скоростях мала.

Для выработки тяжелых видов бумаги и картона используются универсальные пресса, отличающиеся очень компактной конструкцией. Например, трехвальный Combi пресс (рис.25). В этом прессе первый вал отсасывающий с двумя камерами широкой и узкой. Второй вал гранитный, третий желобчатый. Первый и третий валы - приводные. Преимуществами этого пресса являются; способность работать с бумагой разной массы 1м²; нет опасности отделения бумажного полотна от пересасывающего сукна повышение гладкости сеточной стороны; легкость удаления брака.

При необходимости в прессовой части может быть добавлен отдельно стоящий пресс. В последнее время в этом качестве часто используется пресс с валами большого диаметра, что позволяет существенно повысить сухость после прессовой части.

С увеличением скорости машин и содержания в композиции бумаги и картона полуфабрикатов высокого выхода и макулатуры возникла необходимость в существенном увеличении продолжительности прессования. Кроме того, при больших скоростях возникает опасность обрывов бумажного полотна вследствие возрастания его натяжения под действием центробежных сил. Обойти эти трудности стало возможным, применяя в прессовых частях башмачные прессы (см. выше).

7. Технологические расчеты

Расчет рабочей скорости и скорости по приводу.

Расчет скорости прессов.

Рабочая скорость, исходя из фактической суточной производительности будет [6]:

Где П- производительность, равная 340 т/сут; В- ширина машины, равная 4,2 м; q- масса 1 м² бумаги, равная 250 г; к₁- коэффициент загрузки машины в течение суток, он равен 22,5 часам; к₂- коэффициент использования рабочего хода машины, равный 0,95; к₃- коэффициент выхода товарной продукции нетто из брутто всей машинной продукции, равный 0,9.

Скорости машины по приводу будет равна:

V= (1,151,25)*V_p=1,25*280=350 м/мин

Согласно ОСТ 26-08-76 принимаем V= 350 м/мин

Скорость прессовой части будет равна:

V_пр= (0,985 0,99)*V_р= 0,99*280= 277 м/мин

Расчет обезвоживания в прессовой части.

Сухость бумаги после прессования определяется по формуле:

Где С_к- сухость бумаги после прессования, %; А- коэффициент, характеризующий конструкцию пресса; б- коэффициент вида бумаги; m₀- коэффициент, зависящий от марки сукна, массы 1 м² бумаги и скорости машины; р_ср- среднее удельное давление между валами, кг/см²; С_с- сухость сукна перед прессом, %; С_н- сухость бумаги перед прессом, %; q - масса 1 м² картона, г/м²; в - коэффициент массы 1 м² картона; V - скорость машины, м/мин; ШР - степень помола, ⁰ШР; г,и,щ,е,ц - опытные коэффициенты.

Среднее удельное давление между валами может быть рассчитана по формуле:

Где q₀ - линейное давление между валами, кН/м; D- диаметр обрезиненного вала, мм; Т - твердость резинового покрытия в единицах твердости по прибору ТШМ-2; а_o - ширина площади контакта, см.

Для желобчатого вала, сначала определяется ширина площади контакта по формуле:

где д_с- толщина сукна перед зоной прессования, равная 4 мм; д_min - толщина сукна в зоне прессования, равная 3 мм; R₁, R₂ - радиусы прессовых валов.

Значение коэффициентов А для пресса с желобчатым валом определяется по формуле:

А = t^-0,038 * b^-0,063,

Где t - шаг между канавками на поверхности вала, равный 5 мм; b - ширина канавки, равная 0,5 мм.

А = 5^-0,038 * 0,5^-0,063 = 0,983

Значения величин, входящих в формулу и результаты расчетов для всех пяти зон прессования сведены в таблицу 3. Значения коэффициентов выбирались по таблицам [2].

Значения коэффициентов для расчета сухости бумаги в прессовой части, исходных величин и сухости бумаги после каждой зоны прессования

Наименование коэффициентов и величины	Зоны
	I	II	III	IV	V
Линейное давление, кН/м Удельное давление, МПа Степень помола, 0ШР Масса 1 м2 картона, г Скорость валов, м/мин Сухость сукна, % Коэффициент А Коэффициент б0 Коэффициент m0 Коэффициент г Коэффициент и Коэффициент щ Коэффициент в Коэффициент е Коэффициент ц Сухость бумаги на входе, % Сухость бумаги на выходе из зоны прессования, %	15 4,7 50 250 277 50 1,43 0,86 44,7 0,123 0,07 0,127 -0,13 0,055 0,145 16 25,4	20 5,8 50 250 277 50 1,43 0,86 44,7 0,123 0,07 0,127 -0,13 0,055 0,145 25,4 27,9	35 8,01 50 250 277 50 1 0,97 15,8 0,091 0,291 0,25 -0,083 0,085 0,145 27,9 30,1	60 12,3 50 250 277 50 1,43 0,86 44,7 0,123 0,07 0,127 -0,13 0,055 0,145 30,1 32,3	120 28,05 50 250 277 50 0,983 0,86 49,75 0,147 0,07 0,131 -0,0694 0,067 0,145 32,3 40,6

8. Конструктивные расчеты

Расчет отсасывающего вала поворотного пресса.

Данные для расчета отсасывающего вала:

1. Линейное давление в первой зоне прессования, q₁, кН/м 15

2. Натяжение сукна, q_с, кН/м 2,5

3. Вакуум в камере р₁, кПа 60

4. Расстояние между осями опор l, м 5,57

5. Длина рабочей части вала b, м 4,6

6. Длина зоны отсоса в камере b_к, м 4,35

Схема нагрузок, действующих на отсасывающий вал, и графическое определение равнодействующей этих нагрузок приведена на рис. 26.

Вал рассчитываем по методике, изложенной в [6].

Давление верхнего вала на отсасывающий вал:

Q₁= q₁*b=15*4,6= 69 кН

Давление на вал от вакуума со стороны зоны отсоса:

Р₁=p₁*a_к*b_к=60*0,1*4,35=26,1 кН

Равнодействующая от натяжения сукна:

Q_c=2* q_c*b=2*2,5*4,6=23 кН

Давлением уплотнений на перфорированный цилиндр вала пренебрегаем ввиду его малости по отношению к другим силам.

Равнодействующая сил находится графическим способом - построением силового многоугольника (рис. 22, б). Из рис. 22, б равнодействующая равна R= 176 кН

Перфорированный цилиндр вала рассчитывается на прочность и жесткость. Крутящим моментом пренебрегаем, так как он мал по сравнению с изгибающим.

Условие прочности перфорированного цилиндра:

Где M - изгибающий момент в опасном сечении (посередине пролета вала); W- момент сопротивления в опасном сечении; - допускаемое напряжение для опасного сечения.

M=R*() = 176*() = 144 кН*м=0,144 МН*м

Допускаемое напряжение

, МПа

Где е- масштабный фактор для легированных сталей, равный 0,5 [7]; у_-1- предел выносливости, для стали 20Х13 равный 260 МПа; е_п- поверхностный фактор, равный 0,9 [7]; К_у- коэффициент концентрации напряжений, равный 2,8 [7]; [s]- коэффициент запаса прочности, равный 2,25.

= = 18,6 МПа

= = 0,007 м³

Условие жесткости перфорированного цилиндра:

е= ,

где е - относительный прогиб, равный для отсасывающего вала . Для расчета принимаем величину равную ; Е - модуль упругости стали, равный 2*10¹¹ Па; I - момент инерции поперечного сечения вала, м⁴.

I= = = 0,0026 м⁴

Поскольку отсасывающий вал должен удовлетворять требованиям прочности и жесткости, то средний диаметр перфорированного цилиндра и его толщина могут быть определены путем совместного решения уравнений для момента инерции и момента сопротивления (без учета перфорации) [3]:

Где D_ср- средний диаметр перфорированного цилиндра; д - толщина перфорированного цилиндра.

Из решения системы уравнений видим:

= 0,5*D_ср => D_ср= = = 0,74 м

Принимаем средний диаметр перфорированного цилиндра D_ср= 0,74 м.

Толщина стенки цилиндра:

д == = 0,017 м

Поскольку отверстия уменьшают момент инерции и сопротивления на 812 %, увеличиваем толщину стенки до 0,05 м.

С учетом толщины резиновой оболочки вала равной 25 мм диаметр вала будет:

D= D_ср + д + 2*д_рез= 0,74+0,05+2*0,025= 0,84 м

По конструктивным соображениям принимаем диаметр отсасывающего вала 0,85 м.

Расчет цапфы отсасывающего вала (рис. 22)

Определяем диаметр цапфы из условия прочности:

W=

d= (10*W)^1/3

где d - наружный диаметр цапфы, м; W - момент сопротивления в опасном сечении, м³.

, м³

Где М- изгибающий момент в опасном сечении, равный

М=*а=*0,3=26,4 кН*м=0,0264 МН*м;

, МПа

Где е- масштабный фактор, равный 0,7; у_-1- предел выносливости, для стали 45 равный 320 МПа; е_п- поверхностный фактор, равный 0,8; К_у- коэффициент концентрации напряжений в изгибе, равный 2; [s]- коэффициент запаса прочности, равный 2,25.

= = 39,8 МПа

= = 0,001 м³

d= (10*0,001)^1/3=0,22 м

По конструктивным соображениям принимаем диаметр цапфы отсасывающего вала 0,3 м.

Расчет подшипников отсасывающего вала.

Выбираем подшипник роликовый радиальный сферический двухрядный серии 23156. Его характеристики [8]:

- d=300 мм; D=450 мм; В= 150 мм;

- динамическая грузоподъемность С=2040 кН.

Вычисляем расчетную долговечность:

пресс бумагоделательный машина автоматизация

L_h=*()^m[L_h], ч

Где [L_h]- желаемая долговечность подшипника, принимаю 100000 и более часов; n - частота вращения отсасывающего вала, об/мин; Р- эквивалентная динамическая нагрузка.

n===135 об/мин

Р=(х*V*F_r+Y*F_a)*K_д*K_т, Н

Где F_r- радиальная нагрузка на подшипник, Н;

F_r= ==88000 Н;

F_a- осевая нагрузка на подшипник, равная 0; Y - коэффициент осевой нагрузки, равен 1; V - коэффициент вращения, равен 1,3; K_д - коэффициент безопасности, равен 1,5; K_т - температурный коэффициент, равен 1,1.

Р=(1*1,3*88000+1*0)*1,5*1,1=188760 Н

Расчетная долговечность подшипника будет равна:

L_h =*()^10/3=319921>100000 часов

Т.е. выбранный подшипник для опоры отсасывающего вала имеет достаточную долговечность.

Расчет мощности потребляемой отсасывающим валом поворотного пресса.

Общее тяговое усилие для привода отсасывающего вала [3]:

УТ=Т₁+Т₂+Т₃+Т₄+Т₅+Т₆+Т₇, Н

Где Т₁ и Т₂ - тяговые усилия для преодоления трения в подшипниках отсасывающего и отжимного валов;

Т₃ - тяговое усилие для преодоления трения качения между валами;

Т₄ - тяговое усилие для преодоления трения шабера о верхний вал;

Т₅ - тяговое усилие для преодоления трения в подшипниках сукноведущих валиков;

Т₆ - тяговое усилие для преодоления трения в сукномойке;

Т₇ - тяговое усилие для преодоления трения уплотнений отсасывающего вала о внутреннюю поверхность вала.

Т₁=R*f* , Н

Где R - общая нагрузка на подшипники, равная 176*10³ Н; f - приведенный коэффициент трения в подшипнике, равен 0,02;

d_ц - диаметр цапфы, равный 0,3 м;

D_отс - наружный диаметр вала, равный 0,85 м.

Т₁=176*10³*0,02*=1242 Н

Т₂= R*f* , Н

Где d_ц - диаметр цапфы отжимного вала, равный 0,25 м; D_в - диаметр отжимного вала, равный 0,77 м;

Т₂= 176*10³*0,02* =1143 Н

Т₃=Т_н+Т_в=2*К*q*b*(), Н

Где К - коэффициент трения качения, для прессовых валов с нижним валом обрезиненным К=0,001 м [3].

Т₃=2*0,001*15*4,6*()*10³=340 Н

Т₄=f_ш*q_ш*b, Н

Где f_ш - коэффициент трения шабера о вал, для шаберов прессовой части 0,2;

q_ш - линейное давление между шабером и валом, равное 0,2 кН/м.

Т₄=0,2*0,2*10³*4,6=184 Н

Т₅=УQ*f*, Н

Где УQ - сумма усилий действующих на подшипники сукноведущих валиков;

f - приведенный коэффициент трения в подшипнике, равный 0,02;

d_ц - диаметр цапфы, равный 0,14 м;

D_с - диаметр валика, равный 0,35 м.

Q_Z1=2*q_c*b*=2*2,5*4,6*=2,01 кН

Q₁==

==11,6 кН

Q_Z2=2*2,5*4,6*=19,3 кН

Q₂==27,3 кН

Q_Z3=2*2,5*4,6*=19,1 кН

Q₃==27,1 кН

Q_Z4=2*2,5*4,6*=22,9 кН

Q₄==32,8 кН

Q_Z5=2*2,5*4,6*=23 кН

Q₅==33 кН

Q_Z6=2*2,5*4,6*=23 кН

Q₆==33 кН

Q_Z7=2*2,5*4,6*=3,9 кН

Q₇==11,9 кН

Q_Z8=2*2,5*4,6*=6,9 кН

Q₈==15,7 кН

Q_Z9=2*2,5*4,6*=3,9 кН

Q₉==13,8 кН

УQ=Q₁+Q₂+Q₃+Q₄+Q₅+Q₆+Q₇+Q₈+Q₉=

=11,6+27,3+27,1+32,8+33+33+11,9+15,7+13,8=206,2 кН

Т₅=206,2*10³*0,02*=1648 Н

Т₆=f_c*F_ж*P_h*c, Н

Где f_c - коэффициент трения между сукном и сукномойкой, равный 0,18; P_h - величина вакуума, равная 12 кН/м²; с - число сукномоек, равное 2 шт.; F_ж - живое сечение сукномойки.

F_ж=a*b, м²

Где а - ширина щели, равная 0,015 м; b - длина щели, равная 4,6 м.

F_ж=0,015*4,6=0,069 м²

Т₆=0,18*0,069*12*10³*2=298 Н

Т₇=Р*УF*f*, Н

Где Р - удельное давление уплотнений, равный 0,05 МПа; f - коэффициент трения между уплотнением и внутренней поверхностью вала, равный 0,1; d_o - внутренний диаметр вала, равный 0,7 м; D_отс - наружный диаметр вала, равный 0,85 м; УF - суммарная площадь соприкосновения уплотнений с вращающейся поверхностью вала.

УF=2*F=2*0,025*4,6=0,23 м²

Т₇=50000*0,23*0,1*=947 Н

Тогда общее тяговое усилие будет:

УТ=1242+1143+340+184+1648+298+947=5802 Н

Мощность, потребляемая отсасывающим валом:

N=, кВт

Где К_v - коэффициент, учитывающий увеличение тягового усилия при повышении скорости;

К_m - коэффициент максимума, равный 1,3;

V_п - скорость машины, м/мин;

К_v=1+0,004*(V-200)=1+0,004*(350-200)=1,06

60 и 102 - коэффициенты для соблюдения соответствующей размерности.

N==35 кВт

Выбираем электродвигатель постоянного тока типа 4ПФ:

Двигатель 4ПФ180, N=45 кВт, КПД=88%, n=1450 об/мин [12].

Расчет отсасывающего вала пресса.

Данные для расчета отсасывающего вала:

1. Линейное давление во второй зоне прессования, q₂, кН/м 20

2. Вес отсасывающего вала, G, кН 87

3. Вакуум в камере р₂, кПа 60

4. Расстояние между осями опор, l, м 5,57

5. Длина рабочей части вала, b, м 4,6

6. Длина зоны отсоса в камере, b_к, м 4,35

Схема нагрузок, действующих на отсасывающий вал, и графическое определение равнодействующей этих нагрузок приведена на рис. 28.

Рис. 28. Схема нагрузок, действующих на отсасывающий вал - а; графическое определение равнодействующей этих нагрузок - б.

Давление верхнего вала на отсасывающий вал:

Q₂= q₂*b=20*4,6= 92 кН

Давление на вал от вакуума со стороны зоны отсоса:

Р₂=p₂*a_к*b_к=60*0,1*4,35=26,1 кН

Равнодействующая сил находится графическим способом - построением силового многоугольника (рис. 28, б). Из рис. 28 (б) равнодействующая равна: R=204 кН

Перфорированный цилиндр вала рассчитывается на прочность и жесткость. Крутящим моментом пренебрегаем, так как он мал по сравнению с изгибающим.

Условие прочности перфорированного цилиндра:

Где M - изгибающий момент в опасном сечении (посередине пролета вала); W- момент сопротивления в опасном сечении; - допускаемое напряжение для опасного сечения.

M=R*() = 204*() = 166 кН*м=0,166 МН*м

Допускаемое напряжение

, МПа

Где е- масштабный фактор для легированных сталей, равный 0,5 [7]; у_-1- предел выносливости, для стали 20Х13 равный 260 МПа; е_п- поверхностный фактор, равный 0,9 [7]; К_у- коэффициент концентрации напряжений, равный 2,8 [7]; [s]- коэффициент запаса прочности, равный 2,25.

= = 18,6 МПа

= = 0,008 м³

Условие жесткости перфорированного цилиндра:

е= ,

где е - относительный прогиб, равный для отсасывающего вала . Для расчета принимаем величину равную ; Е - модуль упругости стали, равный 2*10¹¹ Па; I - момент инерции поперечного сечения вала, м⁴.

I= = = 0,0029 м⁴

Поскольку отсасывающий вал должен удовлетворять требованиям прочности и жесткости, то средний диаметр перфорированного цилиндра и его толщина могут быть определены путем совместного решения уравнений для момента инерции и момента сопротивления (без учета перфорации) [3]:

Где D_ср- средний диаметр перфорированного цилиндра; д - толщина перфорированного цилиндра.

Из решения системы уравнений видим:

= 0,5*D_ср => D_ср= = = 0,73 м

Принимаем средний диаметр перфорированного цилиндра D_ср= 0,73 м.

Толщина стенки цилиндра:

д == = 0,019 м

Поскольку отверстия уменьшают момент инерции и сопротивления на 812 %, увеличиваем толщину стенки до 0,05 м.

С учетом толщины резиновой оболочки вала равной 25 мм диаметр вала будет:

D= D_ср + д + 2*д_рез= 0,73+0,05+2*0,025= 0,83 м

По конструктивным соображениям принимаем диаметр отсасывающего вала 0,86 м.

Расчет цапфы отсасывающего вала (рис. 29)

Определяем диаметр цапфы из условия прочности:

W=

d= (10*W)^1/3

где d - наружный диаметр цапфы, м; W - момент сопротивления в опасном сечении, м³.

, м³

Где М- изгибающий момент в опасном сечении, равный

М=*а=*0,3=30,6 кН*м=0,0306 МН*м;

, МПа

Где е- масштабный фактор, равный 0,7; у_-1- предел выносливости, для стали 45 равный 320 МПа; е_п- поверхностный фактор, равный 0,8; К_у- коэффициент концентрации напряжений в изгибе, равный 2; [s]- коэффициент запаса прочности, равный 2,25.

= = 39,8 МПа

= = 0,001 м³

d= (10*0,001)^1/3=0,22 м

По конструктивным соображениям принимаем диаметр цапфы отсасывающего вала 0,3 м.

Расчет подшипников отсасывающего вала.

Выбираем подшипник роликовый радиальный сферический двухрядный серии 23156. Его характеристики [8]:

- d=300 мм; D=450 мм; В= 150 мм;

- динамическая грузоподъемность С=2040 кН.

Вычисляем расчетную долговечность:

L_h=*()^m[L_h], ч

Где [L_h]- желаемая долговечность подшипника, принимаю 100000 и более часов; n - частота вращения отсасывающего вала, об/мин; Р- эквивалентная динамическая нагрузка.

n===133 об/мин

Р=(х*V*F_r+Y*F_a)*K_д*K_т, Н

Где F_r- радиальная нагрузка на подшипник, Н;

F_r= ==102000 Н;

F_a- осевая нагрузка на подшипник, равная 0; Y - коэффициент осевой нагрузки, равен 1; V - коэффициент вращения, равен 1,3; K_д - коэффициент безопасности, равен 1,5; K_т - температурный коэффициент, равен 1,1.

Р=(1*1,3*102000+1*0)*1,5*1,1=218790 Н

Расчетная долговечность подшипника будет равна:

L_h =*()^10/3=196784>100000 часов

Т.е. выбранный подшипник для опоры отсасывающего вала имеет достаточную долговечность.

Расчет мощности потребляемой отсасывающим валом пресса.

Общее тяговое усилие для привода отсасывающего вала [3]:

УТ=Т₁+Т₂+Т₃+Т₄+Т₅+Т₆, Н

Где Т₁ и Т₂ - тяговые усилия для преодоления трения в подшипниках отсасывающего и отжимного валов;

Т₃ - тяговое усилие для преодоления трения качения между валами;

Т₄ - тяговое усилие для преодоления трения в подшипниках сукноведущих валиков; Т₅ - тяговое усилие для преодоления трения в сукномойке; Т₆ - тяговое усилие для преодоления трения уплотнений отсасывающего вала о внутреннюю поверхность вала.

Т₁=R*f* , Н

Где R - общая нагрузка на подшипники, равная 164*10³ Н; f - приведенный коэффициент трения в подшипнике, равен 0,02;

d_ц - диаметр цапфы, равный 0,3 м;

D_отс - наружный диаметр вала, равный 0,86 м.

Т₁=164*10³*0,02*=1144 Н

Т₂= R*f* , Н

Где d_ц - диаметр цапфы отжимного вала, равный 0,25 м; D_в - диаметр отжимного вала, равный 0,76 м;

Т₂= 164*10³*0,02* =1079 Н

Т₃=Т_н+Т_в=2*К*q*b*(), Н

Где К - коэффициент трения качения, для прессовых валов с нижним валом обрезиненным К=0,001 м [3].

Т₃=2*0,001*20*4,6*()*10³=455 Н

Т₄=УQ*f*, Н

Где УQ - сумма усилий действующих на подшипники сукноведущих валиков, равная (см. пункт 4.1.3) 206,2*10³ Н;

f - приведенный коэффициент трения в подшипнике, равный 0,02;

d_ц - диаметр цапфы, равный 0,14 м;

D_с - диаметр валика, равный 0,35 м.

Т₄=206,2*10³*0,02*=1648 Н

Т₅=f_c*F_ж*P_h*c, Н

Где f_c - коэффициент трения между сукном и сукномойкой, равный 0,18; P_h - величина вакуума, равная 12 кН/м²; с - число сукномоек, равное 2 шт.; F_ж - живое сечение сукномойки.

F_ж=a*b, м²

Где а - ширина щели, равная 0,015 м; b - длина щели, равная 4,6 м.

F_ж=0,015*4,6=0,069 м²

Т₅=0,18*0,069*12*10³*2=298 Н

Т₆=Р*УF*f*, Н

Где Р - удельное давление уплотнений, равный 0,05 МПа; f - коэффициент трения между уплотнением и внутренней поверхностью вала, равный 0,1; d_o - внутренний диаметр вала, равный 0,71 м; D_отс - наружный диаметр вала, равный 0,86 м; УF - суммарная площадь соприкосновения уплотнений с вращающейся поверхностью вала.

УF=2*F=2*0,025*4,6=0,23 м²

Т₇=50000*0,23*0,1*=949 Н

Тогда общее тяговое усилие будет:

УТ=1144+1079+455+1649+298+949=5574 Н

Мощность, потребляемая отсасывающим валом:

N=, кВт

Где К_v - коэффициент, учитывающий увеличение тягового усилия при повышении скорости;

К_m - коэффициент максимума, равный 1,3;

V_п - скорость машины, м/мин;

К_v=1+0,004*(V-200)=1+0,004*(350-200)=1,06

60 и 102 - коэффициенты для соблюдения соответствующей размерности.

N==31 кВт

Выбираем электродвигатель постоянного тока типа 4ПФ:

Двигатель 4ПФ180, N=45 кВт, КПД=88%, n=1450 об/мин [12].

Расчет станитового вала желобчатого пресса.

Данные для расчета станитового вала:

1. Линейное давление в пятой зоне прессования, q₅, кН/м 120

2. Расстояние между осями опор, l, м 5,5

3. Длина рабочей части вала, b, м 4,6

4. Вес станитового вала, G, кН 114

Схема нагрузок, действующих на станитовый вал, и графическое определение равнодействующей этих нагрузок приведена на рис. 30.

Давление верхнего вала на отсасывающий вал:

Q₅= q₅*b=120*4,6= 552 кН

Горизонтальная составляющая веса стонитового вала:

Р_г=G*tg(45⁰)=114 кН

Из рис. 34 (б) равнодействующая равна: R=584 кН

Цилиндр вала рассчитывается на прочность и жесткость. Крутящим моментом пренебрегаем, так как он мал по сравнению с изгибающим.

Условие прочности цилиндра:

Где M - изгибающий момент посередине вала; W- момент сопротивления в опасном сечении; - допускаемое напряжение для опасного сечения.

M=R*() = 584*() = 467,2 кН*м=0,467 МН*м

Определяем необходимый момент сопротивления в опасном сечении:

, м³

Где - допускаемое напряжение опасного сечения, определяется по формуле:

, МПа

Где е- масштабный фактор, равный 0,7; у_-1- предел выносливости, для стали 20Х13 равный 260 МПа; е_п- поверхностный фактор, равный 0,8; К_у- коэффициент концентрации напряжений в изгибе, равный 1,5; [s]- коэффициент запаса прочности, равный 2.

= = 48,5 МПа

= = 0,009 м³

Условие жесткости цилиндра:

е= ,

где е - относительный прогиб, равный для станитового вала . Для расчета принимаем величину равную ; Е - модуль упругости чугуна, равный 1*10¹¹ Па; I - момент инерции поперечного сечения вала, м⁴.

I= = = 0,00369 м⁴

Поскольку стонитовый вал должен удовлетворять требованиям прочности и жесткости, то средний диаметр цилиндра и его толщина стенки могут быть определены путем совместного решения уравнений для момента инерции и момента сопротивления [3]:



Где D_ср- средний диаметр цилиндра; д - толщина цилиндра.

Из решения системы уравнений видим:

= 0,5*D_ср => D_ср= = = 0,82 м

Принимаем средний диаметр перфорированного цилиндра D_ср= 0,82 м.

Толщина стенки цилиндра:

д == = 0,016 м

Принимаю толщину стенки стонитового вала д=0,05 м.

Диаметр стонитового вала будет:

D= D_ср + д = 0,82+0,05= 0,87 м

По конструктивным соображениям принимаем диаметр стонитовоговала 0,9 м.

Определяем диаметр цапфы из условия прочности:

W=

d= (10*W)^1/3

где d - наружный диаметр цапфы, м; W - момент сопротивления в опасном сечении, м³.

, м³

Где М- изгибающий момент в опасном сечении, равный

М=*а=*0,32=93 кН*м=0,093 МН*м;

, МПа

Где е- масштабный фактор, равный 0,7; у_-1- предел выносливости, для стали 45 равный 320 МПа; е_п- поверхностный фактор, равный 0,8; К_у- коэффициент концентрации напряжений в изгибе, равный 2; [s]- коэффициент запаса прочности, равный 2,25.

= = 39,8 МПа

= = 0,0023 м³

d= (10*0,0023)^1/3=0,3 м

По конструктивным соображениям принимаем диаметр цапфы стонитового вала 0,4 м.

Расчет подшипников стонитового вала.

Выбираем подшипник роликовый радиальный сферический двухрядный серии 3003780. Его характеристики [8]:

- d=400 мм; D=650 мм; В= 200 мм;

- динамическая грузоподъемность С=6020 кН.

Вычисляем расчетную долговечность:

L_h=*()^m[L_h], ч

Где [L_h]- желаемая долговечность подшипника, принимаю 100000 и более часов; n - частота вращения отсасывающего вала, об/мин; Р- эквивалентная динамическая нагрузка.

n===127 об/мин

Р=(х*V*F_r+Y*F_a)*K_д*K_т, Н

Где F_r- радиальная нагрузка на подшипник, Н;

F_r= ==292000 Н;

F_a- осевая нагрузка на подшипник, равная 0; Y - коэффициент осевой нагрузки, равен 1; V - коэффициент вращения, равен 1,3; K_д - коэффициент безопасности, равен 1,5; K_т - температурный коэффициент, равен 1,1.

Р=(1*1,3*292000+1*0)*1,5*1,1=626340 Н

Расчетная долговечность подшипника будет равна:

L_h =*()^10/3=229741>100000 часов

Т.е. выбранный подшипник для опоры отсасывающего вала имеет достаточную долговечность.

Расчет желобчатого вала.

При расчете плавающего вала определяются наружный и внутренний диаметры несущего цилиндра, диаметр сердечника и перепад давления в камерах вала. Несущий цилиндр и сердечник рассчитываются на прочность и жесткость по методике, изложенной в [6].

Средний диаметр оболочки плавающего вала, исходя из условия прочности определяется из уравнения (1), равен:

0,08*А*Е_н*b²*-1,28*[ у_-1]*+0,2*р**b²*+q_ц*b²=0, (1)

Где Е_н - модуль упругости материала несущего цилиндра вала.

Принимаем для чугуна СЧ24 равным 1,15*10⁸ кН/м²; [ у_-1] - допускаемое напряжение для чугунной оболочки вала, принимаем согласно [3], равным 1,75*10⁴ кН/м²; г₄ - удельный вес серого чугуна, равный 74 кН/м³; q_ц - линейное давление в пятой зоне прессования, равное 120 кН/м; А - величина, равная ,

Где Р₀ - составляющая результирующей силы, действующей на станитовый вал и направленная по оси центров плавающего и стонитового валов, равная (-R*);

l - расстояние между опорами стонитового вала, равное 5,5 м;

b - длина части стонитового вала, равная 4,6 м;

Е - модуль упругости материала цилиндра стонитового вала, равная 2*10⁸ кН/м²;

I - момент инерции поперечного сечения цилиндра стонитового вала, равный (см. разд. 4.6) 0,00369 м⁴.

R - равнодействующая сил, действующих на вал, равная (см. разд. 4.6) 584 кН.

Тогда величина А будет равна:

А== -116*10^-6

Подставляя в уравнение (1) числовое значение, имеем:

-0,08*116*10^-6*1,15*10⁸*4,6²*D⁴-1,28*1,75*10⁴*D³+

+0,2*3,14*74*4,6²*D²+120*4,6²=0

Откуда средний диаметр оболочки вала равен 0,748 м.

Средний диаметр оболочки плавающего вала из условий ее жесткости определяется по уравнению (2):

(0,4*А*Е_н*b²-30,72*Е_н*[е])*+р**b²*+5*q_ц*b²=0,

Где [е] - относительный прогиб оболочки плавающего вала, принимаемый в пределах от 0,000143 до 0,000167.

После установки численных значений в уравнение (2) имеем:

(-0,4*116*10^-6*1,15*10⁸*4,6²-30,72*1,15*10⁸*1,67*10^-4)*+ +3,14*74*4,6²*+5*120*4,6²=0

Или

-0,006*-0,02=0

Решая полученное уравнение, получаем значение среднего диаметра оболочки равным 0,402 м.

Таким образом, размеры оболочки плавающего вала принимаем из условия расчета на прочность равными: средний диаметр 0,75м, наружный диаметр 0,9 м, внутренний диаметр 0,6 м и толщину стенки 0,15 м.

Расчет сердечника на прочность производится по уравнению (3) без учета центрального отверстия для подачи масла и бокового серпообразного скоса для образования масляной камеры вала:

0,8*[у]*-0,785**l²*-q_м*l²=0,

Где [у] - допускаемое напряжение для сердечника вала из Ст45, равное 15*10⁴ кН/м;

г_с - удельный вес стали, равный 78,5 кН/м³;

l - расстояние между опорами сердечника, равное 5,5 м;

q_м - интенсивность нагрузки на сердечник от давления масла в камерах вала, равное:

q_м=(R* - )*== = 31,3 кН/м

Подставляя в уравнение (3) численные значения, имеем:

0,8*15*10⁴*-0,785*78,5*5,5²*-31,3*5,5²=0

Решая полученное уравнение, находим значение диаметра сердечника, который равен 0,58.

Диаметр сердечника из условия жесткости находится из уравнения (4):

19,2*Е_с*[е] *-3,925** l³*- 5*q_м*l³=0,

Где [е] - допустимый относительный прогиб сердечника, равный 0,003

После подстановки численных значений имеем:

19,2*2*10⁸*3*10^-3 *-3,925*78,5* 5,5³*- 5*31,3*5,5³=0

Решая полученное уравнение, находим значение диаметра сердечника, который равен 0,36 м.

Таким образом, диаметр сердечника вала принимаем из условия расчета на прочность равным 0,58 м.

Перепад давлений в камерах плавающего вала определяется из равенства:

q_м*b=Дp*D_в*b или Дp=

Дp==52,1 кН/м²=0,052 МПа

9. Автоматизация

Обоснование необходимости автоматизации прессовой части КДМ

На прессовой части продолжается обезвоживание бумажной массы отжимом. Для того, чтобы сформировавшееся на прессовой части бумажное полотно было необходимого качества, а также для того, чтобы обезвоживание происходило с минимальными затратами электроэнергии, и при нормальной эксплуатации валов, обезвоживание элементов и одежды (волокна) КДМ, целесообразно установить систему автоматизации прессовой части.

Основная цель автоматизации в прессовой части КДМ заключается в оптимизации процесса обезвоживания, т.е. увеличение удельного съема воздушно-сухой бумаги. Это можно реализовать с помощью системы автоматизации управления линейным давлением между прессовыми валами.

В результате в сушильную часть КДМ будет поступать полотно с равномерной влажностью по ширине КДМ, что в свою очередь снижает расход пара на сушку. С помощью системы автоматического управления натяжения сетки уменьшается расход электрической энергии на прессовую часть и повышается надежность.

Спецификация на технические средства автоматизации

Поз.	Наименования, тех. характеристики оборудования	Тип, шифр	Завод изготовитель	Кол.	Приме-чание
Разрежение в камерах пересасывающего вала (30-65 кПа)
РТ 1-1 PV 1-2 PT 2-1 PV 2-2	Датчик разрежения воздуха в камере отсасывающего вала. Диапазон 0-40 кПа, Вых. 4-20 мА, Пит. 24 В Клапан шаровой с пневмо-приводом, с позиционером A70, Ду=50, Пит. 24 В Датчик разрежения воздуха в камере отсасывающего вала. Диапазон 0-100 кПа, Вых. 4-20 мА, Пит. 24 В Клапан шаровой с пневмо-приводом, с позиционером A70, Ду=50, Пит. 24 В	Метран 100ДВ 1234 R21LA5 0AJJKB J8-NE214S Метран 100ДВ 1234 R21LA5 0AJJKB J8-NE214S	П.Г.«Метран», Челябинск «Metso-Automation», Финляндия П.Г.«Метран», Челябинск Metso-Automation», Финляндия	1 1 2 2
Линейное давление между валами (200-1000 кН)
PT 3-1 PV 3-2 PT 4-1 PV 4-2	Датчик давления дифферен-циальный магнитоупругий Диапазон 150-1000 кПа, Вых. 4-20 мА, Пит. 24 В Исполнит. мех. пневматический поршневой следящий привод. Вход 0-0,2 МПа, Вых. 4-20 мА Датчик давления дифферен-циальный магнитоупругий Диапазон 150-1000 кПа, Вых. 4-20 мА, Пит. 24 В Исполнит. мех. пневматический поршневой следящий привод. Вход 0-0,2 МПа, Вых. 4-20 мА	МИН ПСП1Т МИН ПСП1Т	Завод «Теплоавтомат», Харьков Завод «Теплоавтомат», Харьков Завод «Теплоавтомат», Харьков Завод «Теплоавтомат», Харьков	2 2 2 2
Положение шабера
HY 5-1 HV 5-2	Электро-пневмо преобразоват. Вход 20-100 кПа Вых. 4-20 мА Исполнит. мех. пневматический поршневой следящий привод. Вход 0-0,2 МПа, Вых. 4-20 мА	ЭПП-М ПСП1Т	Завод «Теплоавтомат», Харьков Завод «Теплоавтомат», Харьков	1 1
Натяжение сукна (2 кН)
АТ 6-1 АI 6-3 AC 6-2 HS 6-4 AV 6-5	Дачик приема силы натяжения (преобр. силы сдвига). Без марки, типа для подшип. вала с постоянным углом охвата сеткой с индикат. прибором. Блок электр. управления Пульт дистанц. управления Сукнонатяжка с приводом, редуктором и валиком. Мах. Ширина машины 8 м, мах. Нагрузка 60 кН	AZ4 ТС956 F112/2 TR708 A/M	Фирма JUDAG, Papiermaschinen Furstentum, Лихтенштейн Фирма JUDAG, Papiermaschinen Furstentum, Лихтенштейн Фирма JUDAG, Papiermaschinen Furstentum, Лихтенштейн	1 1 1 1
Положение сетки
GT 7-1 GC 7-2 HS 7-3 GV 7-4	Контак. Датчики, приемная пластина с керамич. накладкой касается кромки сетки, перед. мех. перемещение сетки и преобразует в электр. сигнал. Регул. блок и блок дистанц. управления. Электр. исполнит. мех. с редуктором, управ. перемещ. сукноправильного валика	GC20P 5R400	Фирма JUDAG, Papiermaschinen Furstentum, Лихтенштейн Фирма JUDAG, Papiermaschinen Furstentum, Лихтенштейн	1 1
Даление воды на спрыски (P=0,35 МПа)
PT 8-1 QV 8-2 PT 9-1	Датчик избыточного давления Диапазон 0-0,6 МПа, Вых. 4-20мА Клапан регулирующий с шаровым сегментом, с пневмоприводом и электропневматическим позиционером. Dy 65. Вход 4-20 мА Диапазон 0-0,6 МПа, Вых. 4-20 мА	Метран 100ДИ 1152 R21LA6 5AJJK BJ8- NE724 Метран 100ДИ 1152	П.Г.«Метран», Челябинск «Metso-Automation», Финляндия П.Г.«Метран», Челябинск	1 1 1

Система управления на базе промышленного компьютера MicroPC фирмы «OCTAGON SYSTEMS» (США)

Семейство промышленных компьютеров MicroPC, аппаратно и программно совместимо с PC, предназначено для сбора данных и управления в различных производственных системах.

Производитель системы MicroPC - корпорация OCTAGON SYSTEMS, США.

Качество разработки, производства и сопровождения продукции корпорации OCTAGON SYSTEMS подтверждается международным сертификатом ISO 9001, выданным в январе 1994 г.

На платах MicroPC сегодня строятся контроллеры, выпускаемые Чебоксарским приборостроительным заводом.

Семейство MicroPC - это набор плат размером 114x123 мм, связанных общей шиной стандарта ISA.

Корпорация OCTAGON SYSTEMS гарантирует работоспособность своих изделий в диапазоне температур от -40 до +85 °C, с влажностью окружающей среды от 5% до 95%, устойчивость к вибрационным нагрузкам до 5С и ударным до 20С, что удовлетворяет требования к техническим средствам автоматизации, работающим в цехах целлюлозно-бумажного производства и на тепловых электростанциях.

Аппаратная и программная совместимость MicroPC с персональными компьютерами облегчает создание специального программного обеспечения. Программа, работающая под управлением MS DOS 5, написанная на любом языке, будет работать и на MicroPC.

Типовая конфигурация УВК на базе

промышленного компьютера MicroPC Типовая конфигурация УВК на базе промышленного компьютера MicroPC включает следующие устройства:

Управляющая плата 5012А

На плате 5012А, установлен процессор V20 с тактовой частотой 12 МГц. Емкость динамического ОЗУ 1-2 Мб, статического ОЗУ 512 Кб. Операционная система MS DOS 5 и базовая система ввода/вывода BIOS, записаны в ПЗУ. Также в состав управляющей платы входит сторожевой таймер, осуществляющий сброс системы при зависании, последовательные порты COM, параллельный порт LPT1.

Клавиатура Клавиатуры серии KP-* предназначены для организации интерфейса оператора, наладки и диагностики системы.

Ожидаемая работоспособность не менее 3 миллионов операций для каждой клавиши клавиатуры. Программные драйверы имеются в системах Quick Basic и С. Модель КР-2 поставляется с заказанными символами, помещаемыми под защищенный прозрачный футляр. Плата с надписями имеет цифры, буквы, символы, слова. КР-2 сопрягается с управляющей платой через панели LCD-IBF.

Дисплей

LCD дисплеи имеют в качестве подсветки LED, которыми можно управлять с самого дисплея. Точечные матричные символы читаемы с расстояния примерно 180 см. Можно писать в любую позицию на дисплее или заставить символы перемещаться горизонтально. Высота символа 4,8 мм.

К параллельному порту LPT1 LCD дисплей подключается через панель LCD-IBF кабелем CMA-20. Работае при температуре от 0 до 50 °C.

5500 Сетевая плата Ethernet 5500 - это узловой контроллер локальной вычислительной сети. Выполняет алгоритмы, необходимые, для работы сети: управление буфером, определение неисправностей, сообщение об ошибках. Контроллер Ethernet сертифицирован Novell. Имеется гнездо ПЗУ с BIOS для бездискового режима работы. Имеются драйверы локальных сетей Novell и Microsoft NDIS, рассчитанные на работу с платой 5500.

Плата аналогового, цифрового, частичного ввода/вывода 5710 5710 осуществляет ввод аналогового сигнала с термопар, датчиков с сигналами напряжения и тока. Вывод аналогового сигнала, ввод/вывод цифрового сигнала может производиться на маломощные устройства.

Аналоговый ввод

5710 имеет 16 однопроводных или 8 дифференциальных каналов. Режим ввода задается перемычкой, он одинаков для всеъх каналов. Разрешение канала 12 бит, диапазон ввода 5V. Входное сопротивление не менее 1 Мом. Входы защищены от перегрузки до 15V, даже при отключенном питании. Усилитель программируется на коэффициенты 1, 10 и 100, так как шкала ввода может быть 50mV, 500mV и 5V.

Время преобразования 2,5 мсек. Скорость преобразования: для платы 5710 -33000 замеров/сек. Аналогово-цифровой (A/D) преобразователь платы совместим с AD5 74/774. Таким образом, существующие драйверы могут использоваться и для платы 5710.

Преобразование A/D осуществляется по команде с управляющей платы. Конец преобразования может использоваться для генерации прерываний. Сигнал прерывания может быть подключен к IRQ2 и IRQ7.

Аналоговые вводы платы имеют два 20-контактных разъема. Каждый разъем имеет 8 однопроводных или 4 дифференциальных канала. Внешние устройства подключаются к плате кабелем СМА-20.

Аналоговый вывод Плата имеет два канала вывода аналогового сигнала с разрешением 12 бит. Каждый канал может быть переключен на диапазон 0:5 V, 0:10 V. Ток нагрузки до 5 mA. Производительность операции вывода 80000 опер/сек.

Цифровой ввод/вывод Существует 19 каналов ввода/вывода типа 82С55, собранных в 3 группы. Одна группа из 3 каналов предназначена только для вывода. Остальные программируются на ввод или вывод.

Расширитель аналогового ввода М11Х-16 Так как плата 5710 имеет всего 8 двухпроводных каналов, то в системе может быть использован расширитель аналогового ввода. MUX-16 позволяет добавлять к плате 5710 шестнадцать каналов аналогового ввода.

Цифро-аналоговый преобразователь 5750 Плата 5750 - это цифро-аналоговый преобразователь, 4 или 8 каналов аналогового выхода. Плата 5750 предназначена для формирования аналоговых управляющих сигналов: тока и напряжения. Оба выхода питаются одновременно. Плата поддерживает токовую петлю с питанием либо от 12 V на плате, либо с внешним источником 12-24 V. Ноль и конец диапазона (20 mA) настраиваются для всех каналов. Так как токовый вывод зависит от напряжения ЦАП, ошибки этого канала соответствуют ошибкам вывода напряжения, дополнительных ошибок не вносится.

Литература

1. ГОСТ 8740-85. Картон облицовочный. М: Изд. Стандартов,1986.

2. Новиков Н.Е. Прессование бумажного полотна. М: Лесная промышленность, 1972.

3. Эйдлин И.Я. бумагоделательные и отделочные машины. М: Лесная промышленность, 1970.

4. Оборудование целлюлозно-бумажного производства, Ч.2. Бумагоделательные машины/Под ред. В.А. Чичаева. М: Лесная промышленность, 1981.

5. Лапинский И. Картоноделательные машины. М: Лесная промышленность, 1966.

6. Расчет и конструирование бумаго- и картоноделательных машин: Методические указания по выполнению курсового проекта/Сост. В.А. Смирнов, М.Н. Ануров; ЛТИЦБП, Л., 1988.

7. Определение допустимых напряжений и запасов прочности в машиностроении: Учеб. Пособие/ Г.Б. Галеев, Н.Е. Новиков; ЛТА. Л., 1972.

8. Старец И.С. Подшипники качения в оборудовании целлюлозно-бумажного производства. М: Лесная промышленность, 1985.

9. Старжинский В.Н. Борьба с шумом в целлюлозно-бумажном производстве. М: Лесная промышленность, 1977.

10. Пугачев Ю.Г. Экономическая часть дипломного проектирования: Методические указания к дипломному проектированию/СПбГТУРП. СПб, 2000.

11. Журнал «Целлюлоза, бумага, картон».

12. Оборудование ЦБП: Методические указания по выполнению курсовой работы/Сост. В.А. Смирнов; ЛТИ ЦБП. Л., 1990.

13. Коновалов А.Б., Смирнов В.А. Прессовые части бумаго- и картоноделательных машин: Учебное пособие/ГОУВПО СПбГТУРП, СПб

Размещено на Allbest.ru