Проектирование привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

деталь звездочка привод резка

Производством холоднокатаной стали в России занято примерно 300 предприятий - около 100 металлургического и около 200 машиностроительного профиля.

Холодная прокатка является неотъемлемой частью тонколистового производства. С развитием автопромышленности сильно возросла потребность в оцинкованной холоднокатаной конструкционной тонколистовой стали толщиной 0,5-2,5 мм, изготовляемой из качественной углеродистой стали. Эта сталь должна иметь хорошую поверхность и быть вязкой, так как при штамповке она подвергается глубокой вытяжке.

Тонколистовую сталь прокатывают из конструкционной углеродистой стали обыкновенного качества толщиной 0,9-2 мм. Ее поставляют в виде листов размерами от 600x1200 до 1250x2500 мм, а также в рулонах.

Кроме жести и конструкционной углеродистой стали, на станах прокатывают в холодном состоянии кровельную и декапированную сталь. Кровельную сталь производят толщиной 0,4-0,82 мм из мягкой углеродистой стали и поставляют в листах размерами 710Ч1420 мм и 750Ч150 мм и массой до 7,1 кг. Ее поставляют по массе в отожженном состоянии; испытывают на двойной кровельный замок.

Декапированную (травленую) тонколистовую сталь прокатывают из мягкой, мартеновской или бессемеровской (конвертерной) углеродистой стали; ее применяют для изготовления штамповкой посуды, арматуры и других изделий. Декапированную тонколистовую сталь прокатывают толщиной 0,25-2 мм и поставляют в листах размерами 510x710, 600x2000, 710x1420, 710x2000, 750x1500, 1000x2000 и 1250х2500 мм в отожженном состоянии. Тонколистовую сталь толщиной 0,5-1,6 мм поставляют также оцинкованной.

Холодную прокатку широко применяют при производстве электротехнической листовой и трансформаторной сталей.

Холоднокатаную трансформаторную сталь выпускают в листах и рулонах толщиной обычно 0,08-0,5 мм и шириной до 1000 мм.

Спрос на электротехнические и трансформаторные стали требует от производителя увеличения темпов и объёмов производства, расширения типоразмеров продукции. В связи с этим особую важность приобретает окончательная отделка металла - продольная порезка рулонов на агрегатах продольной резки. Значительно возрастают требования к надёжности агрегатов и их основных узлов. Важнейшей задачей является обеспечение бесперебойной работы устройств, предназначенных для задачи подката в технологическую цепочку агрегата продольной резки - транспортёров, подъёмных столов, передаточных тележек.

Выполнение этой задачи достигается повышением ремонтопригодности оборудования путём увеличения степени стандартизации и унификации узлов и деталей оборудования. В данном проекте рассмотрены вопросы повышения надёжности транспортно-накопительной системы агрегата продольной резки стали путём проведения реконструкции тележки для подачи рулонов на агрегат продольной резки.

1. Анализ состояния вопроса. Цели и задачи модернизации

1.1 Агрегат продольной резки

В 1981-1982 годах в цехе динамной стали были установлены два агрегата продольной резки фирмы SKET (ГДР). Агрегат резки состоит из следующих механизмов: задающий транспортёр рулонов, разматыватель с прижимным роликом, задающее устройство, гильотинные ножницы №1, лентосварочная установка, механизм уборки обрези, клеть натяжения (S-образные ролики), дисковые ножницы, кромкомоталка, тормозная клеть, гильотинные ножницы №2, заправочная тележка, моталка, передаточная тележка, поворотное устройство, отводящий транспортёр рулонов.

Агрегат резки оборудован плавающим разматывателем и моталкой, автоматизированной заправочной тележкой; качество реза обеспечивается дисковыми ножами с твердосплавной режущей частью, расположенными в быстросменной кассете.

1.2 Система загрузки агрегата

Система подачи рулонов на агрегат продольной резки представляет собой транспортно-накопительную систему, которая осуществляет функции доставки заготовок, перемещения, хранения и задачи в технологическую цепочку агрегата. Транспортируемая деталь - рулон динамной стали. Положение при транспортировке - ось рулона параллельна оси настила. Максимальный вес транспортируемого рулона 20 тонн. Транспортировка осуществляется в горизонтальной и вертикальной плоскостях. Траектория движения тележки - прямолинейная.

Задающий транспортёр состоит из накопительного стеллажа и передвижного подъемного стола - тележки для подачи рулонов на агрегат продольной резки.

Приемный стеллаж предназначен для приема очередного рулона. Вместимость приемного стеллажа - 4 рулона.

Тележка для подачи рулонов предназначена для транспортировки рулона от приемного стеллажа к разматывателю и для установки рулона на барабан разматывателя. Подъёмный стол состоит из механизма передвижения тележки стола и гидравлической установки подъема стола. Рабочий ход тележки стола -8850 мм. Скорость передвижения тележки - 0,25 м/с. Рабочее давление в цилиндрах гидросистемы - 150 МПа - 16 кгс/см².

Привод перемещения тележки приемного стола от электродвигателя мощностью не менее 2,2 кВт через редуктор.

Механизм передвижения тележки состоит из электродвигателя, колодочного тормоза, муфты с тормозным шкивом, двухступенчатого цилиндрического редуктора и цепной передачи.

Достоинствами привода данной конструкции является её простота, надежность и удобство обслуживания и ремонта.

Работа системы осуществляется следующим образом (в соответствии с рисунком 1.1): Электромостовой кран устанавливает до 4 рулонов 7 на накопительный стеллаж. Тележка для подачи рулонов 1 подъезжает под крайний рулон и гидравлическая установка подъемного стола 2 приподнимает рулон над стеллажом на высоту, достаточную для свободного горизонтального перемещения. Затем включается механизм передвижения 3 и тележка, двигаясь по рельсовому пути 4, транспортирует рулон к валу разматывателя 5 агрегата резки и останавливается. Включается гидравлическая установка, и гидроцилиндр поднимает подъемный стол 2 с рулоном до совмещения оси рулона с осью вала разматывателя 5. Включается механизм передвижения 3 тележки и тележка движется горизонтально, надевая рулон на вал разматывателя до совмещения середины рулона с продольной осью агрегата. Подъемный стол 2 опускается и тележка выезжает из-под вала разматывателя.

Когда агрегат закончит резку заданного рулона, тележка задаёт следующий рулон аналогичным образом.

Рисунок 1.1. Схема работы транспортно-накопительной системы агрегата

1.3 Анализ работы самоходной тележки для подачи рулонов на агрегат продольной резки

Транспортно0накопительная система агрегата продольной резки способна эффективно осуществлять функции доставки заготовок, перемещения, хранения, а также задачи рулонов в технологическую цепочку агрегата продольной резки стали. Для выявления конструктивных достоинств и недостатков проведём сравнительный анализ конструкции базовой тележки для подачи рулонов на агрегат продольной резки и тележек других конструкций.

1. Базовая самоходная тележка для подачи рулонов оборудована индивидуальным электро-механическим приводом передвижения расположенным на раме, тогда как тележки других конструкций перемещаются канатной тягой от лебёдки или кабестана.

2. Расположение узлов гидропривода (гидробака, насосной установки,

3. блока управления) на раме самоходной тележки для подачи рулонов позволяет значительно сократить длину трубопроводов и снизить расход рабочей жидкости и нагрузку на насосную установку за счёт уменьшения утечек и общей длины трубопроводов. Гидравлические подъёмные столы других тележек питаются рабочей жидкостью от отдельностоящих (стационарных) насосных установок через гибкие подводы.

В некоторых конструкциях тележки перемещаются горизонтально при

помощи гидравлического привода, представляющего собой длинноходовый

гидроцилиндр. Применение гидравлического привода для горизонтального

перемещения тележки позволяет значительно повысить точность

позиционирования и обеспечивает плавность передвижения. Базовая

самоходная тележка оборудована электромеханическим приводом, поэтому

точность горизонтального позиционирования несколько ниже из-за высокой

инерционности. Применение же гидропривода для горизонтального

перемещения тележки в нашем случае не возможно из-за большой длины

проходимого пути.

Кроме того конструктивный недостаток базовой тележки

заключается в значительном собственном весе, в связи с тем, что механизм

передвижения и гидропривод подъёма стола смонтированы на раме тележки.

Рассмотрим работу самоходной тележки для подачи рулонов еа агрегат продольной резки.

Находясь в рабочем состоянии, и идеальных условиях эксплуатации тележка подвергается действию нагрузок от собственного веса конструкции; номинального веса груза; инерционных нагрузок, возникающих в процессе пуска и торможения; вибрационных нагрузок при движении. Однако в реальных условиях эксплуатации тележка подвергается воздействию дополнительных нагрузок случайного характера. Эти нагрузки могут быть вызваны; экстренным торможением, резким пуском или торможением противодвижением; внезапным отключением электрического тока; ударными нагрузками от столкновения движущейся тележки с тупиками или мусором на рельсовых направляющих.

Предельные значения нагрузок случайного характера ограничиваются буксованием ходовых колёс, а так же регулировкой тормозного момента и электрозащитой двигателя.

Работа тележки для подачи рулонов на агрегат продольной резки связана с перемещением по рельсовым направляющим. В связи с этим привод механизма передвижения подвергается вибрации, ударным нагрузкам, рывкам. Вибрация и ударные нагрузки ведут к преждевременному выходу из строя подшипников качения вала приводного ската, особенно когда тележка движется с рулоном, т.е. под нагрузкой. Рывки и пробуксовки при движении бывают вызваны неудовлетворительным состоянием рельсовых направляющих: наличием на них металлического мусора, потёками смазочного материала. В результате рывков происходит преждевременный износ звездочек цепной передачи, вытягивание цепи, возможен внезапный обрыв цепи. Кроме того, цикл работы тележки включает в себя частые остановки, поэтому возможны рывки, вызванные работой применённого в приводе нормально замкнутого колодочного тормоза. Серии таких рывков могут вызывать вытягивание и срез штифтов муфты.

Работа гидравлической установки подъёма стола связана с перемещением и удержанием в вертикальной плоскости рулонов большой массы. Вибрации, возникающие при движении тележки, ведут к увеличению нагрузки на гидравлическую аппаратуру, вызывая нарушения герметичности подводов и системы, внезапные отказы аппаратов управления, а также преждевременный износ насосной установки.

Таким образом, понятно, что причинами износа узлов механизмов являются условия работы тележки для подачи рулонов, а не недостатки конструкции. Простота конструкции привода механизма передвижения, а также кратковременный режим работы, позволяют обеспечить надежную работу привода и гидравлической установки в межремонтный период, тем не менее, осмотры при плановых ремонтах выявляют наличие на узлах и деталях такой степени износа, при которой требуется их замена и восстановление. Кроме того эксплуатация тележки показала, что надёжность цепной передачи недостаточна вследствие значительного вытягивания цепи, что свидетельствует о том, что грузоподъемность существующей цепной передачи недостаточна. Существует необходимость применения цепной передачи большей грузоподъёмности. Существующая штифтовая муфта производства ГДР недостаточно надёжна и не обеспечивает требуемой точности центрирования. Также не достаточна прочность корпуса цилиндрического редуктора производства ГДР - вследствие нагрузок в корпусе и на лапах появились трещины и выкрашивания.

Так как конструкция тележки для подачи рулонов разрабатывалась в Германии, то большинство деталей и узлов привода и гидравлической установки производятся за рубежом. Запасы же запасных частей и деталей из ремонтного комплекта ЗиП исчерпаны за длительный период эксплуатации агрегата резки. В связи с этим, замена не подлежащих восстановлению импортных узлов тележки существенно увеличивает затраты на ремонт тележки. В первую очередь это касается узлов гидравлической установки подъёмного стола. Применение отечественных аналогов позволило бы существенно снизить затраты на ремонт, однако разница между габаритными и присоединительными размерами импортных узлов и отечественных аналогов не позволяют применять последние без проведения реконструкции.

1.4 Цель проводимой реконструкции

Целью проведения реконструкции является необходимость подготовки самоходной тележки для подачи рулонов на агрегат продольной резки к замене узлов и деталей производства ГДР на стандартные узлы и детали отечественного производства. Повышение надёжности привода механизма передвижения тележки, путём замены существующего редуктора на редуктор с более прочным корпусом, замены штифтовой муфты на фланцевую муфту, применения цепной передачи большей грузоподъемности.

1.5 Задачи проводимой реконструкции

Особенностью привода является высокое передаточное число, что достигается применением в его конструкции двухступенчатого редуктора и цепной передачи.

При проектировании привода основная задача - обеспечить небольшие габаритные размеры привода и добиться высокой надежности и ремонтопригодности основных его узлов. Применение в конструкции привода вертикальной цепной передачи, а так же стандартных узлов, и деталей, изготавливаемых на территории Российской Федерации и в ремонтных цехах ОАО «Северсталь» позволяет эффективно решить эти задачи.

Требования к приводу:

- малые габаритные размеры,

- высокий крутящий момент на приводном скате,

- высокая надежность и ремонтопригодность привода.

Исходные данные:

- скорость передвижения тележки V = 10 м/мин = 0,2 м/с

- грузоподъемность Q = 25т

- режим работы - кратковременный

- вес тележки и механизмов G₀ = 10,11 т

- диаметр обода ходового колеса, D_XK = 400 мм

Задачи проводимой реконструкции:

- модернизация гидропривода подъемного стола с заменой импортных узлов на стандартные аналоги отечественного производства;

- разработка конструкции тележки, включающая разработку рамы для крепления узлов привода механизма перемещения и насосной установки гидропривода подъема стола;

- разработка технологического процесса изготовления детали «звездочка»;

- разработка инструмента - протяжки для выполнения посадочного отверстия в звездочке цепной передачи.

2. Конструкторская часть

2.1 Разработка привода тележки

Разработка кинематической схемы привода

Механизм передвижения тележки для подачи рулонов на агрегат продольной резки предназначен для перемещения тележки в горизонтальной плоскости. Привод механизма передвижения тележки - электромеханический; состоит из электродвигателя, муфты с тормозным шкивом, колодочного тормоза, цилиндрического редуктора, цепной передачи и двух скатов. Конструктивно привод имеет конструкцию, родственную конструкции приводов грузовых тележек мостовых кранов малой грузоподъемности.

Электродвигатель целесообразно выбирать трёхфазный асинхронный крановой серии, так как работа тележки связана с частыми остановками и переменами направления движения.

Тормоз привода колодочный, короткоходовый нормальнозамкнутый с пружинным замыканием и приводом от электромагнита. Предназначен для плавного торможения тележки в конечный период движения.

Муфта - для уменьшения размеров привода целесообразно применение муфты с тормозным шкивом или глухой муфты.

Редуктор, примененный в приводе цилиндрический двухступенчатый с косозубыми колесами.

Тележка для подачи рулонов передвигается по рельсовым направляющим, опираясь на них через два ската. Каждый скат состоит из двух ходовых колёс, установленных на один вал. Ходовые колёса конструктивно выполнены с цилиндрическим ободом и с одной ребордой. Из двух скатов только один является приводным.

Передача крутящего момента от электродвигателя 1 на скат 6 осуществляется через редуктор 4 и цепную передачу 5. Приводная звездочка напрессована непосредственно на вал редуктора по посадке с натягом и фиксирована торцевой крышкой. Натяжение цепи осуществляется при помощи натяжного устройства.

Работа привода происходит следующим образом (рисунок 2.1):

Крутящий момент от электродвигателя 1 передается на быстроходный вал цилиндрического двухступенчатого редуктора 4 через муфту 2 с тормозным шкивом. С тихоходного вала редуктора 4 крутящий момент передается на приводной скат 6 через цепную 5 передачу. Остановка тележки достигается работой тормоза 3.

Рисунок 2.1. Кинематическая схема привода механизма передвижения тележки для подачи рулонов на агрегат продольной резки: 1 - электродвигатель; 2 - муфта с тормозным шкивом (глухая); 3 - тормоз; 4 - редуктор; 5 - цепная передача; 6 - приводной скат.

Привод данной конструкции отличается высокой надежностью, а также простотой обслуживания и ремонта.

Расчет мощности электродвигателя

Сопротивление передвижению от сил трения

, кгс, Н, (2.1)

где W_Т - сопротивление передвижению от сил трения, кгс;

G₀ - вес тележки и механизмов, кг (исходные данные);

Q - вес груза, кг (исходные данные);

D_XK - диаметр обода ходового колеса, см (исходные данные);

f - коэффициент трения в подшипниках опор вала ходового колеса, согласно рекомендациям [24, c. 36] f=0,015;

- плечо трения качения, согласно рекомендациям [24, c. 36] принимаю = 0,06;

k_p - коэффициент дополнительного сопротивления от трения реборд и торцов ступиц ходовых колёс о головку рельса, согласно рекомендациям [6, c. 36] принимаю k_p =2,0.

кгс = 5793,3 Н.

сопротивление от уклонов подкрановых путей

, кг, Н, (2.2)

где - величина уклона путей, принимаю согласно рекомендациям [24, c. 36],

= 0,001.

кг = 351,10, Н.

Полное статическое сопротивление передвижению

(2.3)



Коэффициент полезного действия привода

(2.4)

где _пр - коэффициент полезного действия привода;

_муфты - коэффициент полезного действия муфты, принимаю _пр = 0,99;

_п.к - коэффициент полезного действия подшипников качения, принимаю

_п.к = 0,99;

_ц.п - коэффициент полезного действия цепной передачи, принимаю

_ц.п =0,95;

_з.к - коэффициент полезного действия зубчатой передачи, принимаю

_{з к} = 0,96.

Предварительная мощность электродвигателя привода

, кВт, (2.5)

где N - предварительная мощность привода, кВт;

W - полное сопротивление передвижению, Н;

V - скорость движения тележки с рулоном, м/мин;

Z - число приводов, Z = 1;

_пр - коэффициент полезного действия привода.

кВт.

Подходит электродвигатель 4А132S8 асинхронный трехфазный ГОСТ 19523 - 74 согласно [39, c. 391]

паспортные данные двигателя:

мощность - 4,0 кВт;

синхронная частота вращения ротора - 750 об/мин;

асинхронная частота вращения ротора - 720 об/мин.

Определение передаточного числа привода

Угловая скорость приводного ската

, рад/с, (2.6)

где - угловая скорость, рад/с;

V - линейная скорость, м/с; V = 10 м/мин = 0,2 м/с (исходные данные);

D - диаметр ходовых колёс, м (исходные данные).

рад/с.

Количество оборотов ската

, об/мин, (2.7)

где - количество оборотов на скате, об/мин;

- угловая скорость, рад/с;

9,55 - числовой коэффициент.

об/мин.

принимаю целое значение 10 об/мин

Общее передаточное число привода

, (2.8)

где U_прив - общее передаточное число привода;

n_дв - асинхронная частота вращения ротора выбранного электродвигателя, n_дв = 720 об/мин;

n - частота вращения приводного ската, об/мин.

U_прив = .

Производим разбивку общего передаточного отношения:

U_прив= U_ред U_цп, (2.9)

где U_прив - передаточное отношение привода;

U_ред - передаточное отношение редуктора;

U_цп - передаточное отношение цепной передачи.

Передаточное отношение двухступенчатого редуктора принимаю из стандартного ряда U_ред = 31,5

Передаточное отношение цепной передачи

U_цп = , (2.10)

U_цп = .

Определение угловых скоростей и моментов на валах

Мощность на быстроходном валу редуктора

N_б = , (2.11)

где N_б - мощность на быстроходном валу редуктора, кВт.

N_б =

Угловая скорость быстроходного вала

, рад/с, (2.12)

где - угловая скорость быстроходного вала, рад/с;

n_б - число оборотов на быстроходном валу, об/мин.

рад/с,

Крутящий момент на быстроходном валу редуктора

М_б= , НЕм, (2.13)

где М_б - крутящий момент на быстроходном валу, Н?м.

M_б = НЕм.

Мощность на тихоходном валу редуктора

N_т = , (2.14)

где N_т - мощность на тихоходном валу редуктора, кВт.

N_т = .

Угловая скорость на тихоходном валу редуктора, рад/с:

, рад/с, (2.15)

где - угловая скорость, рад/с.

рад/с.

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора

М_т = , НЕм, (2.16)

где М_т - крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Н?м.

M_т = НЕм.

Мощность на приводном скате

N_с = , Вт, (2.17)

где N_с - мощность на приводном скате, Вт.

N_с = кВт.

Угловая скорость приводного ската

, рад/с, (2.18)

где - угловая скорость, рад/с.

рад/с.

Крутящий момент на приводном скате

М_с= , НЕм, (2.19)

где М_с - крутящий момент на приводном скате, НЕм.

M_с = НЕм.

Выбор редуктора

Привод механизма передвижения - редукторный. Выбор редуктора производится по мощности. Исходными данными для выбора являются данные кинематического расчета - частота вращения вала электродвигателя n_э, мощность на валу электродвигателя N_э и передаточное число редуктора U_ред.

По имеющимся данным выбираю двухступенчатый цилиндрический редуктор типа ГД - V - 31.36 - A. [19, c. 36]

Технические данные редуктора ГД - V - 31.36 - A:

Номинальная частота вращения быстроходного вала: n_б = 750 об/мин.

Максимальная мощность на быстроходном валу: N_мах.б = 7,0 кВт.

Передаточное число: U_ред = 31,36

Коэффициент полезного действия _ред = 0,97

Диаметр шейки быстроходного вала d_б = 40 мм

Длина быстроходного вала l_б =110 мм

Диаметр шейки тихоходного вала d_т = 80 мм

Длина шейки тихоходного вала l_т = 170 мм

Вариант сборки - А.

Двухступенчатые цилиндрические редукторы типа ГД - редукторы общего применения изготавливаются серийно. Отличаются высокой надежностью и долговечностью в работе.

2.2 Проектирование цепной передачи

Выбор цепи

Цепная передача служит для передачи крутящего момента с тихоходного вала редуктора на приводной скат. Расположение передачи в пространстве - вертикальное с небольшим наклоном для обеспечения самонатяжения.

Частота вращения тихоходного вала редуктора

, об/мин, (2.20)

об/мин.

Выбираю число зубьев звездочки согласно рекомендациям [6, c. 255]:

, (2.21)

, (2.22)

Где Z1 - число зубьев ведущей звездочки;

Z2 - число зубьев ведомой звездочки;

U_цп - передаточное отношение цепной передачи.

.

.

принимаю , .

Фактическое передаточное число

, (2.23)

Отклонение в допустимых значениях.

Коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи,

Кэ = kд kа kн kсм kрег kреж (2.24)

где К_э - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи, назначаю коэффициенты согласно рекомендациям [6, c. 258];

k_д - коэффициент динамической нагрузки, k_д = 1,2;

k_а - коэффициент влияния длины цепи на износ, k_а = 1;

k_н - коэффициент расположения передачи, k_н = 1,25;

k_рег - коэффициент монтажа передачи, k_рег = 1,25;

k_см - коэффициент смазки, k_см = 1,5;

k_реж - коэффициент режима, k_реж = 1.

К_э = .

Шаг цепи

, мм, (2.25)

где [p]_и - допустимое давление в шарнирах, в зависимости от частоты вращения малой звёздочки; первоначально беру равным [p]_и = 3,5 кгс/мм²; [6, c. 258]

N_т - мощность на тихоходном валу редуктора, кВт;

Z₁ - число зубьев на ведущей звёздочке, мм;

n_т - частота вращения тихоходного вала редуктора, об/мин;

К_м - коэффициент, с учетом числа рядов цепи равен К_м = 2,5. [6, c. 258]

мм.

По ГОСТ 13568 - 97 беру цепь согласно данных: [11, с. 10]

Цепь 3ПР - 38,1-38100 ГОСТ 13568 - 97

шаг цепи t = 38,1 мм;

площадь опоры F_оп = 1182мм²;

разрушающая нагрузка Q = 381 кН = 38100 кгс;

масса одного метра цепи q = 16,5 кг;

допустимое давление в шарнирах [p] = 2,8МПа.

Проверка работоспособности выбранной цепи

Допустимое значение не превышает выбранного, значит цепь удовлетворяет условию прочности.

Скорость цепи

, м/с, (2.26)

м/с.

при такой скорости передача способна функционировать с периодической смазкой. [6, c. 258]

Полезная нагрузка

, Н, (2.27)

кгс = 11683,6 Н.

Проверка статической грузоподъёмности выбранной цепи

, кгс, (2.28)

где k - коэффициент, согласно рекомендациям [6, c. 257] k = 3 … 5;

Qmin = 38100;

, условие прочности соблюдается, данная цепь подходит.

Амплитуда переменных напряжений

_а = , МПа, (2.29)

где _а - амплитуда переменных напряжений, МПа;

S - толщина пластины, мм; [11, с. 10]

h - ширина пластины, мм; [11, с. 10]

d - диаметр ролика, мм. [11, с. 10]

_а = МПа.

Запас прочности по переменным напряжениям

n = ?[n], (2.30)

где k - эффективный коэффициент концентрации напряжений, k = 1,46; [2, c. 260]

_-1 - предел выносливости материала при симметричном цикле изгиба, принимаю _-1 = 20 МПа.

n = 3.

прочность обеспечена.

Окружная сила

, Н, (2.31)

где F_t - окружная сила, Н;

Р - мощность на валу, Вт;

V - линейная скорость, м/с.

.

Давление в шарнире

 [p], МПа, (2.34)

где К_ц - коэффициент качества цепи, для цепи типа ПР принимаю К_ц = 0,85;

согласно рекомендациям; [6, c. 261]

К_м - коэффициент, учитывающий количество рядов цепи, К_м = 2,5; [6, c. 258]

F_оп - проекция опорной поверхности шарнира, F_оп=1182 мм²; [19, c. 10]

[p] - допустимое давление в шарнире, [p] = 35 Мпа. [11, c. 13]

[p].

Заданные нормы прочности соблюдаются, значит, дееспособность цепи обеспечена.

Основные параметры цепной передачи, конструирование звездочек

, мм, (2.35)

где а - межосевое расстояние, предварительно принимаем а = 710 мм

(2.36)

Число звеньев цепи

 (2.37)

Округляем до целого числа L_t = 83.

Уточненное межосевое расстояние

мм. (2.38)

Диаметр делительной окружности ведущей звёздочки

, мм, (2.39)

мм

Диаметр делительной окружности ведомой звездочки

, мм, (2.40)

мм.

Диаметры наружных окружностей звездочек

, мм, (2.41)

312,62 мм.

, мм, (2.42)

689,52 мм.

Диаметр ступицы ведущей звёздочки

, мм, (2.43)

где d_cт - диаметр ступицы, мм;

d_в - диаметр посадочной поверхности вала, мм.

мм.

Длина ступицы ведущей звёздочки

, мм, (2.44)

где l_ст - длина ступицы, мм.

мм.

Диаметр ступицы ведомой звёздочки

, мм, (2.45)

мм.

Длину ступицы ведомой звездочки назначаю конструктивно, l = 169 мм.

Толщина диска ведомой звездочки

, мм, (2.46)

где В_вн - расстояние между пластинами внутреннего звена, для выбранной цепи В_вн=25,4 мм.

мм.

Для придания конструкции ведомой звездочки дополнительной прочности целесообразно применение симметрично расположенных ребер жесткости.

Силы, действующие в передаче

Силы, действующие на цепь

Окружная сила F_t = 11454,5 Н;

От центробежных сил

F_v = , кг/м, (2.47)

F_v = кг/м.

От провисания

F_f = , Н, (2.48)

где k_f - коэффициент передачи, при вертикальном положении k_f = 1;

F_f = Н.

Расчетная нагрузка на валы

F_в = F_t + 2F_f, Н, (2.49)

F_в = Н.

2.3 Расчет и проектирование приводного вала

Ориентировочный расчет и конструирование вала приводного ската

Конструктивно вал приводного ската ступенчатый и состоит из ступеней: ступень 1 - для посадки ходовых колёс, ступень 2 - для посадки подшипников качения, ступени 3 и 5 - свободная часть вала, ступень 4 - для напрессовывания звезды цепной передачи.

Сначала рассчитываем диаметр вала под посадку звезды цепной передачи. Применяемый материал - Сталь 45.

, мм, (2.50)

где d - диаметр вала, мм;

Т - крутящий момент, Н/мм²;

[ф_к] - допускаемое напряжение на кручение, равно [ф_к]=15…20 МПа (Н/мм²). [39, c. 161]

мм.

Получается что минимальный диаметр вала приводного ската должен быть не менее 115,57 мм; по ряду стандартных чисел [39, c. 161] принимаю предварительно:

размер под ходовые колёса равен 130 мм

размер шеек под посадку подшипников качения - 140 мм

размер под посадку звезды зубчатой передачи - 155 мм

размер незадействованной поверхности вала - 175 мм

По результатам конструирования рисуем эскиз вала (см. Приложение 1).

Предварительный выбор подшипников и корпусов подшипниковых узлов

При работе тележки, подшипники скатов подвергаются значительным радиальным нагрузкам от веса деталей привода, металлоконструкций тележки и транспортируемого металла. Таким образом, основным требованием, предъявляемым при выборе подшипников для скатов, является способность воспринимать высокие радиальные нагрузки, а также допускать незначительный перекос во время работы. Незначительными осевыми нагрузками, возникающим вследствие неточности сборки привода, или монтажа рельсовых путей при расчете можно пренебречь из-за их малой величины.

Предварительно выбираю роликовые радиальные сферические подшипники легкой серии. Для диаметра вала 140 мм выбираю подшипник 3003128 ГОСТ 5721-75 с диаметром внутреннего кольца 140 мм. [5, c. 466]

Подшипники устанавливаются в литых неразъёмных корпусах. Смазка подшипников - периодическая закладная, осуществляется при помощи шприца-маслёнки через отверстие для смазки. Низкая скорость вращения ската, отсутствие нагрева подшипникового узла при работе, низкая запылённость позволяют применить щелевые уплотнения.

Эскизная компоновка узла приводного вала

Выполняем эскизную компоновку вала. (Приложение 2)

Проверка долговечности выбранных подшипников

По результатам эскизной компоновки формируем расчетную схему вала

приводного ската рисунок 2.2

Вал приводного ската несет нагрузки от половины веса рулона Р_р, половины веса металлоконструкций тележки и установленных на ней механизмов Р_м.т, и нагрузку от цепной передачи F_в.

Н, Н, Н,



Рисунок 2.2. Расчетная схема вала приводного ската

Давление от цепной передачи разбиваем на составляющие

, Н, (2.51)

Н

Реакции опор в вертикальной плоскости

, (2.52)

, (2.53)

, Н, (2.54)

 Н.

, Н, (2.55)

Н.

Проверка

(2.56)

Условие выполнено, уравнения составлены верно.

Строим эпюру моментов

(2.57)

НЕм. (2.58)

НЕм. (2.59)

(2.60)

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

(2.61)

(2.62)

, Н, (2.63)

 Н.

, Н, (2.64)

Н.

Проверка:

, (2.65)

.

Уравнения рассчитаны верно.

Эпюры моментов

(2.66)

Нм (2.67)

Нм (2.68)

(2.69)

Суммарные реакции

, Н, (2.70)

Н.

, Н, (2.71)

Н

Опора А имеет наиболее большую нагрузку, значит проверочный расчет подшипников следует выполнять по опоре А.

Равномерная нагрузка (эквивалентная)

, Н, (2.72)

где k - температурный коэффициент, k = 1; [39, c. 215]

Х - коэффициент, Х = 1; [5, c. 471]

V - коэффициент, V = 1; [5, c. 471]

Р - нагрузка, Р = R_A= 86011,75 Н;

k - коэффициент нагружения, k = 1,1. [39, c. 214]

Н.

Номинальная долговечность в оборотах

, млн. об, (2.73)

где L - номинальная долговечность, млн/об;

С - динамическая грузоподъемность подшипника, Н;

- показатель степени, согласно рекомендациям [39, c. 211], для роликоподшипников = .

млн. об.

Номинальная долговечность в часах

, ч, (2.74)

 ч

По ГОСТ16162-85, [39, c. 220] минимальная надежность для подшипников равняется 10000 часов. Надежность выбранных подшипников выше, значит подшипники выбраны правильно.

запаса прочности для опасных сечений.

Материал вала приводного ската - сталь 45 подверженная нормализации, с пределом выносливости равным _в = 570 МПа, предел выносливости при симметричном цикле изгиба

_-1 = , МПа, (2.75)

_-1 = МПа.

предел выносливости при симметричном цикле кручения

_-1=МПа, (2.76)

_-1=МПа.

Масштабные факторы по рекомендациям [14, c. 166]:

- для нормальных напряжений, = 0,61;

- для напряжений кручения, = 0,52.

Сечение А - А.

Концентрация напряжений обусловлена шпоночной канавкой.

Момент сопротивления кручению

, мм³, (2.77)

 мм³

Амплитуда и напряжение от нулевого цикла

, МПа, (2.78)

МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

(2.79)

Амплитуда цикла нормальных напряжений

, МПа, (2.80)

МПа.

среднее напряжение _m = 0 согласно рекомендациям [39, c. 163] коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

, (2.81)



итоговый коэффициент

(2.82)

где - допускаемое значение коэффициента запаса прочности, =2,5 согласно рекомендациям [39, c. 163]

условие , прочность сечения обеспечена.

Сечение Б - Б

Концентрация напряжений обусловлена посадкой ведомой звездочки с натягом.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

НЕм (2.83)

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

НЕм (2.84)

Общий изгибающий момент в сечении

, НЕм, (2.85)

НЕм.

Осевой момент сопротивления

, мм³ (2.86)

мм³

Амплитуда нормальных напряжений

, МПа, (2.87)

МПа.

среднее напряжение _m = 0 согласно рекомендациям [39, c. 163]

Полярный момент сопротивления

, мм³, (2.88)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

, Мпа, (2.87)

.

Коэффициент запаса по нормальным напряжениям по формуле (2.81)

Коэффициент запаса по касательным напряжениям по формуле (2.79)

результирующий коэффициент

(2.88)

где - допускаемое значение коэффициента запаса прочности, =2,5.

условие , прочность гарантированна.

Сечение В-В

Концентрация напряжений обусловлена переходом от диаметра 175 мм к диаметру 165 мм.

При и согласно рекомендациям [14, c. 164] принимаю:

коэффициенты концентрации напряжений k = 1,96 и k =1,30;

масштабные факторы: = 0,61 и = 0,52

Осевой момент сопротивления

, мм³, (2.89)

мм³.

Амплитуда нормальных напряжений

, МПа, (2.90)

МПа.

среднее напряжение _m = 0 согласно рекомендациям [39, c. 163]

Полярный момент сопротивления

, мм³, (2.91)

мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

, МПа, (2.92)

.

коэффициент запаса по нормальным напряжениям по формулу (2.81)

Коэффициент запаса по касательным напряжениям по формуле (2.79)

общий коэффициент

(2.93)

где - допускаемое значение коэффициента запаса прочности, =2,5

условие , прочность гарантирована.

Сечение Б - Б

Концентрация напряжений вызвана шпоночной канавкой.

Момент сопротивления кручению

, мм³, (2.94)

мм³

Напряжение и амплитуда от нулевого цикла по формуле (2.78)

Коэффициент запаса по касательным напряжениям по формуле (2.79)

амплитуда цикла нормальных напряжений по формуле (2.80)

МПа

среднее напряжение _m = 0 согласно рекомендациям [39, c. 163]

коэффициент запаса по нормальным напряжениям по формуле (2.81)

общий коэффициент

(2.95)

где - допускаемое значение коэффициента запаса прочности, =2,5

условие , прочность сечения обеспечена.

2.4 Модернизация гидропривода подачи рулонов на агрегат продольной резки

Расчет и выбор исполнительного гидродвигателя

Принимаю в качестве гидродвигателя поршневой гидроциллиндр двустороннего действия с односторонним штоком.

Определение нагрузочных и скоростных характеристик гидродвигателя.

Осевое усилие, нужное для перемещения рабочего органа с грузом. Т.к рабочий орган и выходное звено гидродвигателя выполняют поступательное движение, то:

 (2.96)

Максимальная скорость движения рабочего органа

Т.к. рабочий орган и выходное звено гидродвигателя выполняют поступательное движение, то:

м/с (2.97)

Анализируя характеристики привода выбираю рабочее давление насоса

Р_н = 150 кгс/см² = 16МПа

рабочее давление в гидроцилиндре

, МПа, (2.98)

МПа

Диаметр поршня гидроцилиндра

, мм, (2.99)

где - Р₁ берется равной рабочему давлению Р₁ = Р

противодавление Р₂ принимается из диапазона Р₂ = (0,3…0,9) МПа; принимаю Р₂ = 0,3МПа.

Так как гидроцилиндр с односторонним штоком то для обеспечения равенства скоростей быстрых ходов необходимо использовать дифференциальную схему включения; при этом ₁ = 0 и ₂ =

Из справочника [33] по полученному диаметру поршня выбирается стандартный гидроцилиндр, у которого D_ст.> D

D_ст = 160 мм

Диаметр штока

, (2.100)

Используя справочник [33] выбираем стандартный шток, ближайший больший к расчетному:

d_ст = 125 мм

Основные параметры гидроцилиндра по ГОСТ 6540 - 68:

D_ст = 160 мм, d_ст = 125 мм, гидроцилиндр с односторонним штоком;

р_ном. = 16 МПа.

Обозначение исполнительного гидродвигателя:

Гидроцилиндр ГЦП ГОСТ 6540 - 68

Диаметр поршня - 160 мм

Диаметр штока - 125 мм

Ход штока - 1000 мм.

Ход поршня принимается больше конструктивно необходимого, для предотвращения ударов поршня о верхнюю крышку в крайнем верхнем положении.

Минимальная скорость передвижения (при выдвижении штока) - 0,004 м/мин.

Максимальная скорость при выдвижении штока - 7,2 м/мин

Разработка принципиальной схемы гидропривода

Гидропривод состоит из: гидроцилиндра, реверсивного распределителя, насоса, фильтра, предохранительного клапана, обратного клапана, и дросселя.

Работа схемы происходит следующим образом.

Быстрый подвод: от поворота командного ключа включается ЭМ 1, распределитель РР включается в поз. I.

Быстрый отвод: от поворота командного ключа включается ЭМ 2, распределитель РР включается в поз. II.

Стоп: командный ключ находится в положении «стоп». ЭМ 1 и ЭМ 2 выключены, золотник распределителя РР находится в положении 0. Потоки жидкости движутся следующим образом:

Н - Ф - КП - Б

Рисунок 2.3. Схема гидропривода: Н - насосная установка; КП - клапан предохранительный; Ф - фильтр; ФЗ - фильтр заливной; КО - обратный клапан; Д - дроссель; ГБУ - гидроблок управления; РР - гидрораспределитель; ГЦ - гидроцилиндр.

Определение расчетных параметров насосной станции

Максимальный расход жидкости нужный для питания гидроцилиндра

, л/мин, (2.101)

, л/мин, (2.102)

где Q_бп, Q_бо - максимальные расходы жидкости, л/мин;

- максимальная скорость поршня, м³/с;

F_1ст; F_2ст - эффективные площади, мм².

, мм², (2.103)

, мм², (2.104)

где D - диаметр поршня, мм;

d - диаметр штока стандартного выбранного гидроцилиндра, мм;.

мм².

мм².

м³/с = 6 л/мин

м³/с = 24 л/мин

Из рассчитанных расходов выбираем наибольший.

Номинальная подача насоса должна превышать Q_{П max}:

Q_н > Q_{П max} (2.105)

Значение требуемого давления на выходе из насоса:

р_н = р₁ +Др_н, Мпа, (2.106)

где Др_н - суммарные потери давления в линии, соединяющей насос с гидроцилиндром при подъеме стола.

Потери давления могут быть рассчитаны только после разработки гидропривода, следовательно начальный выбор насосной установки производится, приняв:

, (2.107)

.

На основании расчетов подбираем насосную станцию [33, с. 351]

Основные технические характеристики:

- обозначение - С160.32. 45,6 УХЛ 4 ТУ2-053-1379 - 78 РМНА 32/35

- высота шкафа - 1200 мм;

- наличие теплообменника - отсутствует;

- насосная установка - мотор - насос тип С;

- емкость бака - 160 л;

- номинальное давление - 32 МПа;

- максимальное давление - 40 МПа;

- рабочая подача насоса - 45,6 л/мин;

- мощность электродвигателя - 1,5 кВт.

- рабочий объем - 32 л;

- климатическое исполнение по ГОСТ 15150-69 - УХЛ, категория 4.

Номинальная подача Q_н = 45,6 л/мин.

Частота вращения n = 1500 об/мин.

Q_н =45,6 л/мин= 0,00076 м³/с;

Подача насоса данной установки подходит условию:

Q_н > Q_{П max}

45,6 л/мин >24 л/мин

Выбор исполнительной гидроаппаратуры

Выбор аппаратуры осуществлен по уровню расхода и рабочего давления в той линии, где установлен гидроаппарат, таблица 2.1.

Таблица 2.1. Гидроаппаратура привода

№	Тип, обозначение аппарата	Основные технические характеристики
1	Реверсивный распределитель В10.ЕХ44.31/ОФ.В220-50Н ГОСТ 24679-81	управление электрогидравлическое - ЕХ; диаметр условного прохода - 20 мм исполнение по схеме - 44 [33]; номер конструкции - 31; без пружинного возврата с фиксатором - исполнение ОФ; электропитание - от сети переменного тока напряжением 220 В и частотой 50Гц - В220 - 50; Расход масла: Qном.= 20ч32 л/мин Qmax= 25ч80 л/мин Давление: Рном = 32МПа Рслив.=15МПа Рупр.= 0,8-6 МПа Время срабатывания 0,02ч0,06 с
2	Фильтр напорный типа 1ФГМ 32 - 50М по ТУ2-053-1778 - 86	Номинальная пропускная способность Q = 50 л/мин. Рабочее давление Pном=32 МПа.
3	Дроссель ДР-С12 УХ3Л4	Максимальный расход - 40 л/мин; Диаметр условного прохода - 12 мм; Номинальное давление - 32 МПа; Потеря давления при полностью открытом дросселе и Qном не более 0,2МПа; Потеря давления в обратном клапане при Qном, не более 0,2МПа.
4	Обратный клапан 1МКО ТУ2-053-1841	Расход номинальный - 40 л/мин; Расход максимальный - 100 л/мин; Номинальное давление - 20МПа.
5	Предохранительный клапан Г 54-32М УХЛ4 по ТУ2-053-1628-83	Номинальное давление - 32МПа; диаметр условного прохода - 10 мм; Номинальный расход - 32 л/мин; Максимальный расход - 50 л/мин.

Расчёт трубопроводов

Внутренний диаметр трубопровода:

, м, (2.108)

где Q - максимальный расход жидкости в трубопроводе, м³/с;

Uрек - рекомендуемая скорость течения жидкости в трубопроводе, м/с;

Максимально допускаемая толщина стенки трубопровода:

ЕKб, мм, (2.109)

где р - максимальное давление жидкости в трубопроводе, МПа;

- предел прочности на растяжение материала трубопровода: = 340 МПа;

К_б - коэффициент безопасности, К_б = 2…5;

Трубопроводы делим на участки и производим расчёт для каждого участка.

Напорная линия 1-11, 11-12:

= 32 МПа, = 45,6 л/мин (7,6 10^-4 м³/с)

По рекомендациям Uрек = 5 м/с:

По ГОСТ 8734-75 [2, с. 318] выбираем трубу 22х2,5, у которой внутренний диаметр мм. Проверяем условие :

2,5 мм > 2,4 мм условие выполняется.

Напорная линия 11-4:

Рн = Рmax = 32 МПа, = 24 л/мин (4 10^-4 м³/с)

По рекомендациям Uрек = 4 м/с:

По ГОСТ 8734-75 [2, с. 318] выбираем трубу 22х2,5, у которой внутренний диаметр мм. Проверяем условие :

2,5 мм > 2,4 мм условие выполняется.

Сливная линия 9-10:

Рн = Рmax = 0.9 МПа, = 24 л/мин (4 10^-4 м³/с)

По рекомендациям Uрек = 2 м/с:

По ГОСТ 8734-75 [33, с. 318] выбираем трубу 22х2.5, у которой внутренний диаметр мм. Проверяем условие :

2.5 мм > 0,1125 мм условие выполняется.

Напорно-сливная линия 5-6:

Рн = Рmax = 32 МПа, = 24 л/мин (4 10^-4 м³/с)

По рекомендациям Uрек = 2 м/с:

По ГОСТ 8734-75 [33, с. 318] выбираем трубу 22х2,5, у которой внутренний диаметр мм. Проверяем условие :

2,5 мм > 1,6 мм условие выполняется.

Сливная линия 13-14:

Рн = Рmax = 0,9 МПа, = 45,6 л/мин (7,6 10^-4 м³/с)

По рекомендациям Uрек = 2 м/с:

По ГОСТ 8734-75 [33, с. 318] принимаем трубу 28х1 у которой внутренний диаметр мм. Проверяем условие :

1 мм > 0,06 мм условие выполняется.

Сливная линия 7-8:

Рн = Рmax = 32 МПа, = 6 л/мин (1 10^-4 м³/с)

По рекомендациям Uрек= 2 м/с:

По ГОСТ 8734-75 [33, с. 318] выбираем трубу 16х2 у которой внутренний диаметр мм. Проверяем условие :

2 мм > 1,1 мм условие выполняется.

2.5 Разработка гидроблока управления

Гидроблок управления состоит из следующих агрегатов: реверсивный распределитель РР, дроссель Д и клапан обратный КО (рисунок 2.4).

Рисунок 2.4. Схема гидроблока управления: КО - клапан обратный; РР - гидроспределитель; Д - дроссель

Эти аппараты монтируются в одном узле, связующим элементом которого являются специально спроектированные плиты. Для данного гидроблока необходимо разработать одну плиту.

Все элементы скрепляются с помощью стандартных крепёжных деталей. В данном случае - это болты. На основе расположения деталей выполняется сборочный чертеж гидроблока управления и рабочий чертеж плиты.

Определение потерь давления в аппаратах

Определение потерь давления в гидроаппаратах на этапе цикла БП

, МПа, (2.110)

где А и В-коэффициенты аппроксимации экспериментальной зависимости потерь давления в аппарате при расходе жидкости через него

, , (2.111)

, , (2.112)

где - потери давления в аппарате при номинальном расходе, МПа;

- перепад давления открывания или настройки, МПа; для обратных клапанов принимаем по справочнику, для распределителей, фильтров и дросселей = 0.

Q_ном - номинальный расход аппарата, м³/с;

Q_бп - расход жидкости при быстром подводе, м³/с.

Потери давления в напорной линии

Фильтр напорный типа 1ФГМ 32 - 50М по ТУ2-053-1778 - 86

Номинальный перепад давлений - МПа

Q_ном = 50 л/мин = 0,00083м³/с; МПа

,,

,,

Напор: Q_max = 45,6 л/мин (7,6 ·10^-4 м³/с):

МПа

Обратный клапан 1МКО ТУ2-053-1841

Q_ном = 40 л/мин = 0,00066м³/с; МПа;

Q_бп = 24 л/мин = 0,0004м³/с; МПа.

150,001, ,

225024,75, ,

Напор: Q_max = 24 л/мин (4 ·10^-4 м³/с):

МПа

Гидрораспределитель типа В10.ЕХ44.31/ОФ.В220-50Н ГОСТ 24679-81

Q_ном = 32 л/мин = 0,00053м³/с; МПа

А = 188,679, ,

В = 355998, ,

Напор: Q_max = 24 л/мин (4 ·10^-4 м³/с):

МПа

Суммарные потери в напорной линии

МПа

Потери давления в сливной линии

Дроссель типа ДР-С12 УХЛ4

Q_ном = 25 л/мин = 0,00041м³/с; МПа;

Q_бп = 6 л/мин = 0,0001 м³/с.

,

,

Слив: Q_max = 6 л/мин (1·10^-4 м³/с):

МПа

Гидрораспределитель типа В10.ЕХ44.31/ОФ.В220-50Н ГОСТ 24679-81

Q_бо = 6 л/мин = 0,0001м³/с; МПа.

А = 188.679, ,

В = 355999, ,

Слив: Q_max = 6 л/мин (1·10^-4 м³/с):

МПа

Суммарные потери в сливной линии

МПа

Расчет потерь давления в гидроаппаратах сводим в таблицу 2.2.

Таблица 2.2. Потери давления в гидроаппаратах

Линия	Наименование аппарата	Дpо	А	В	Qmax	Дpг а
		МПа	МПа·с/м3	МПа·с2/м6	м3/с	МПа
Напор	Фильтр Ф		48,192	58063,57	0,00076	0,0701
	Клапан обратный КО	0,05	150,001	225024,75	0,0004	0,096
	Гидрораспределитель РР		188,679	355998	0,0004	0,1324
Слив	Гидрораспределитель РР		188,679	355998	0,0001	0,022
	Дроссель Д		243,902	594883,99	0,0001	0,303

Напорная линия: = 0,2985 МПа

Сливная линия: = 0,052 МПа

Суммарные потери: = 0,3505 МПа

Определение потерь давления в трубопроводах

Рабочей жидкостью выбираем минеральное масло ИГП-38 ГОСТ ТУ 38101413-78 с плотность = 890 кг/м³;

Кинематический коэффициент вязкости = 40 · 10^-6 м²/с.

Различают два режима течения жидкости: ламинарный и турбулентный.

Для каждого участка определяем число Рейнольдса (Rе), от которого зависит режим течения жидкости.

(2.113)

где - фактическая скорость движения жидкости в трубопроводе;

- кинематический коэффициент вязкости жидкости.

Затем сравниваем это число с Rе_кр, если Re< Rе_кр, то режим течения ламинарный.

Для гладких круглых труб, а так же для отверстий в корпусе гидроблока управления Rе_кр=2300, для рукавов Rе_кр =1600.

Расчет потерь давления производится по участкам, имеющим равный диаметр и расход жидкости. Потери давления на вязкое трение:

МПа, (2.114)

где - плотность рабочей жидкости, кг/м³;

- коэффициент гидравлического трения на i-м участке;

- число участков.

Для гладких цилиндрических трубопроводов коэффициент определяет по формулам:

- при ламинарном режиме

(2.115)

- при турбулентном режиме

(2.116)

где - число Рейнольдса на i-м участке.

Участок 1-11

(2.117)

(2.118)

(2.119)

Режим течения ламинарный.

Па (0,0698 МПа)

Оставшиеся участки трубопроводов рассчитываем аналогично.

Расчеты сводим в таблицу 2.3

Таблица 2.3. Потери давления по длине

Линия	Qmax,	Участок	dcт,	fcт,	U	Rei	лi	L	Дрl
	м3/с		м	м2	м/с			м	МПа
Напор	0,00076	1-11	0,017	0,00022	3,36	1429,2	0,044	0,5	0,0698
	0,0004	11-4	0,012	0,00011	3,63	1090	0,058	0,5	0,0141
	0,0004	5-6	0,017	0,00022	1,81	772	0,082	1	0,0071
Слив	0,0001	7-8	0,012	0,00011	0,9	270	0,23	1	0,006887
	0,0004	9-10	0,017	0,00022	1,81	722	0,082	1	0,0071

Напорная линия: = 0,091 МПа

Сливная линия: = 0,01398 МПа

Суммарные потери по длине: = 0,10498МПа

Определение местных потерь в гидросистеме

Местные потери давления Дpм являются суммой потерь в различных местных сопротивлениях (Дpmi) и определяются по формуле:

Дpmi = , МПа, (2.120)

где ж_j - коэффициент j-го местного сопротивления;

n_м - число местных сопротивлений;

u - фактическая скорость жидкости, м/с;

Коэффициент жj определяется по справочнику; [33, с. 390]

fcт - площадь внутреннего сечения трубопровода перед i-тым сопротивлением;

n - число местных сопротивлений.

Участок 1-11:

резкое расширение (вход из трубы в фильтр) do/d=0,75; ж=0,6

(МПа)

Оставшиеся трубопроводы рассчитываем аналогично. Итоги сводим в таблицу 2.4

Таблица 2.4. Местные потери в гидросистеме

Этап цикла	Линия	fcт	Учас- ток	Вид местного сопротивления	Кол-во	жж	Qmax, м3/с	Рмj [МПа]
БП	НЛ 1-8	0,00022	1-11	Резкое расширение Ф17/Ф22	1	0,6	0,00076	0,0031
		0,00022		Резкое сужение Ф22/Ф17	1	0,5		0,0027
		0,00022		Тройник	1	0,3		0,0016
		0,00022	11-4	Резкое сужение (вход в плиту) Ф17/Ф11	1	0,24	0,0004	0,00035

Подобные документы

• Модернизация привода тележки для подачи рулонов на агрегат продольной резки листового проката

  Анализ работы самоходной тележки для подачи рулонов на агрегат продольной резки. Кинематическая схема привода. Расчет вала приводного ската. Разработка узлов агрегата продольной резки. Технологический процесс изготовления детали "Звездочка-ведущая".
  
  дипломная работа [904,8 K], добавлен 20.03.2017
  

• Конструкторско-технологическая подготовка модернизации механизма натяжения стальной полосы агрегата продольной резки

  Проектирование привода механизма натяжения стальной полосы агрегата продольной резки. Разработка и описание кинематической схемы привода. Выбор насосной установки гидропривода, определение потерь давления в трубопроводах исполнительного гидродвигателя.
  
  дипломная работа [3,4 M], добавлен 09.11.2016
  

• Модернизация наматывающего устройства агрегата продольной резки АПР-1500

  Разработка технологического процесса детали шестерня. Анализ работы привода наматывающего устройства. Требования к исходной заготовке. Расчеты проектирования привода. Описание конструкции, назначение и принцип действия агрегата. Выбор электродвигателя.
  
  дипломная работа [558,2 K], добавлен 09.12.2016
  

• Модернизация подъемной тележки агрегата продольной резки

  Разработка кинематической схемы привода. Ознакомление с процессом предварительного выбора подшипников и корпусов подшипниковых узлов приводного вала. Расчёт и конструирование протяжки. Анализ технологичности детали. Определение типа производства.
  
  дипломная работа [333,8 K], добавлен 22.03.2018
  

• Модернизация привода механизма натяжения стальной полосы агрегата продольной резки

  Разработка технологического процесса изготовления зубчатого колеса. Расчёт гидропривода перемещения верхнего ролика установки натяжения. Проектирование спирального сверла, предназначенного для операции, производимой в ходе изготовления сквозной крышки.
  
  дипломная работа [707,9 K], добавлен 22.03.2018
  

• Агрегат подготовки холоднокатаных рулонов

  Тип станка (механизма), его основные технические данные. Циклограмма (последовательность операций), режимы работы главного привода. Выбор рода тока и напряжения и типа двигателя. Расчет механических характеристик выбранного двигателя, проверка двигателя.
  
  курсовая работа [151,3 K], добавлен 09.12.2010
  

• Модернизация агрегата продольной резки листового металла цеха АПР ЛПЦ-2

  Основные дефекты металла при резке и методы их устранения. Расчет и проектирование привода тянущего ролика. Проектировочный расчет зубчатых передач. Расчет шпонок и шлицевых соединений. Определение нагрузочных и скоростных параметров гидродвигателя.
  
  дипломная работа [1,1 M], добавлен 20.03.2017
  

• Машинный агрегат

  Срок службы машинного агрегата. Выбор двигателя: определение мощности и частоты вращения двигателя, передаточного числа привода и его ступеней, силовых и кинематических параметров привода. Расчет зубчатых передач редуктора. Нагрузки валов редуктора.
  
  курсовая работа [1,0 M], добавлен 31.05.2010
  

• Расчет редуктора системы верхнего привода

  Производители, описание конструкции, преимущества использования системы верхнего привода в буровых работах. Обоснование выбора кинематической схемы привода, проектирование валов редуктора. Укрупненный технологический процесс изготовления детали.
  
  дипломная работа [2,0 M], добавлен 18.04.2011
  

• Проектирование и расчет привода пожарной и аварийно-спасательной техники

  Кинематический и силовой расчет привода. Расчет мощности электродвигателя. Определение общего передаточного числа привода и вращающих моментов. Выбор материала для изготовления зубчатых колес. Проектный расчет валов редуктора и шпоночного соединения.
  
  курсовая работа [654,1 K], добавлен 07.06.2015
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам