Размещено на http://www.Allbest.ru/

Размещено на http://www.Allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

• 1. Анализ состояния вопроса. Цели и задачи ВКР
• 2. Конструкторская часть
• 2.1 Разработка привода резьбошлифовального станка
• 2.1.1 Описание конструкции базового варианта станка
• 2.1.2 Расчет привода станка
• 2.1.3 Расчет клиноременной передачи
• 2.1.4 Расчет конической зубчатой передачи
• 2.1.5 Предварительный расчет валов редуктора
• 2.1.6 Проверка долговечности подшипников ведущего вала
• 2.1.7 Проверка долговечности подшипников ведомого вала
• 2.1.8 Уточненный расчет ведущего вала
• 2.1.9 Уточненный расчет ведомого вала
• 2.1.10 Расчет шпоночных соединений
• 2.1.11 Выбор сорта масла, назначение посадок
• 2.2 Разработка устройства для подъема и загрузки роликов в технологическое оборудование
• 2.2.1 Расчет подъемного устройства
• 2.2.2 Размер типичного куска транспортируемого материала
• 2.2.3 Определяем мощность на приводном валу конвейера
• 2.3 Разработка гидропривода правки бесцентровошлифовального станка SASL 125X250
• 2.3.1 Расчет и выбор исполнительного гидродвигателя
• 2.3.2 Составление принципиальной схемы гидропривода
• 2.3.3 Схема работы гидропривода
• 2.3.4 Расчет выбор насосной установки
• 2.3.5 Расчет и выбор гидроаппаратуры и трубопроводов
• 2.3.6 Разработка конструкции гидроблока управления
• 2.3.7 Определение потерь давления
• 3. Технологическая часть
• 3.1 Разработка технологии изготовления опорного ножа бесцентрошлифовального станка
• 3.1.1 Описание и выбор материала
• 3.1.2 Выбор оборудования и приспособлений
• 3.1.3 Выбор средств измерения
• 3.1.4 Выбор режущего инструмента
• 3.1.5 Выбор режимов резания
• 3.1.6 Расчет сил резания
• 3.2 Проектирование сверла для обработки отверстия опорного ножа
• 3.2.1 Обзор технологичности детали
• 3.2.2 Определение наружного диаметра D
• 3.2.3 Определение режимов резания
• 3.2.4 Определение осевой составляющей силы резания
• 3.2.5 Определение момента силы сопротивления резания

3.2.6 Определение номера конуса Морзе хвостовика

• 3.2.7 Определение длины сверла
• 3.2.8 Геометрические и конструктивные параметры рабочей части сверла
• 3.2.9 Определение обратной конусности сверла
• 3.2.10 Определение толщины сердцевины сверла
• 3.2.11 Определение ширины пера
• 3.2.12 Устанавливаем основные технические требования и допуски на размеры сверла
• ЗАКЛЮЧЕНИЕ
• СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

• ВВЕДЕНИЕ
• В последнее время автоматизации производства уделяется большое внимание. Создание автоматов позволяет перейти от автоматизации отдельных станков к комплексной автоматизации конвейеров, цехов и целых заводов. Повысить эффективность производства можно при внедрении новых автоматов или их модернизации, совершенствования организации производства путем расстановки оборудования по потоку движения предметов труда в производственном процессе, путем организации производственных участков по предметному принципу, что сократит межоперационные маршруты движения полуфабрикатов, деталей. Все эти и многие другие мероприятия по созданию рациональной организации производства не требуют крупных дополнительных инвестиций, но резко повышают производительность труда, сокращают производственный цикл, снижают себестоимость продукции и на этой основе обеспечивают рост прибыли и повышение рентабельности производства.
• Современный уровень технологического процесса изготовления подшипников требует качественного изготовления комплектующих, это объясняется постоянно повышающимися требованиями к качеству выпускаемых подшипников.
• Была поставлена задача создания автоматической линии для изготовления подшипников качения. Данный решение сможет устранить «слабое звено» - ручной труд и сделать процесс производства подшипников полностью автоматизированным.
• Целью является модернизация участка изготовления роликов подшипников качения, увеличение автоматизации производства и реновация оборудования.

• 1. Анализ состояния вопроса. Цели и задачи ВКР
• Современный уровень технологического процесса изготовления подшипников требует более качественного изготовления сборочных единиц при минимальной себестоимости, уменьшения брака, повышение производительности и уменьшение трудоемкости.
• Новые автоматические линии облегчают физический труд человека, заменяя некоторые операции в процессе производства.
• Первоочередной задачей конструкторской части является модернизация резьбошлифовального станка GSU 315/500 для шлифовки ведущих барабанов для производства роликов подшипников качения. Разработать загрузочное устройство для подачи роликов в технологическое оборудование.
• Необходимо увеличить мощность привода главного движения, провести расчеты, по результатам которых назначить электродвигатель, стандартный редуктор. Провести проверочные расчеты на прочность.
• Гидропривод устройства правки бесцентрово - шлифовального станка SASL 125X250. Целью является модернизация гидроблока управления устройства правки станка. В разработанном приводе должна применяться стандартная гидроаппаратура. При создании работы использовались документы из области физики, основ конструирования машин, высшей математики, технического черчения, и математического моделирования.
• Разработка загрузочного устройства для подачи деталей в станок. При разработке устройства можно добиться снижение рабочей силы на всей линии изготовления роликов подшипников качения. Это все влияет на технологичность получения качественной заготовки.


2. Конструкторская часть

2.1 Разработка привода резьбошлифовального станка

2.1.1 Описание конструкции базового варианта станка

Целью проектирование является модернизация привода шлифовального станка. Существующий вариант этого станка представлен на рисунке 2.1.

Рисунок 2.1 - Чертеж станка до модернизации

Технические характеристики базовой модели станка представлены в таблице 2.1.



Таблица 2.1

Технические характеристики базового варианта станка

Количество рабочих позиций, шт	4
Окружная скорость шлифования, м/с	12,5
Потребляемая мощность, кВт	100
Длина станка, мм	2570
Ширина станка, мм	1400
Высота станка, мм	1220
Масса станка, мм	865

Привод состоит из корпуса (позиция 3), внутри которого на радиальных и упорном подшипниках установлен вал (позиция 14). Корпус представляет собой сварную конструкцию коробчатой формы с двумя противоположно расположенными боковыми окнами. На одной из боковых сторон крепится подмоторная плита с устройством натяжения ремней и электродвигателем (позиция 43). На нижнем конце вала устанавливается шкив (позиция 15), на верхнем - ступица (позиция 6) с установленной на ней планшайбой (позиция 16). Крутящий момент с электродвигателя через клиноременную передачу передается на вал.

Передача крутящего момента на вал осуществляется клиноременной передачей. Ввиду большого передаточного отношения и малого угла обхвата ведущего шкива, большой пусковой нагрузки ременная передача имеет малый срок службы. Для контроля толщины получаемой плитки постоянно приходится останавливать станок, что приводит к снижению производительности труда.

2.1.2 Расчет привода шлифовального станка

Исходные данные для проектирования.

Максимальная скорость шлифования v = 10 м/с; количество рабочих позиций 4; максимальное давление на заготовки 8,6 кПа; диаметр прижима 300 мм.

Определяем скорость вращения планшайбы по формуле (2.1):

об/мин, (2.1)

об/мин,

Принимаем частоту вращения планшайбы n = 200 об/мин.

Предварительно намечаем частоту вращения ротора электродвигателя n_ДВ = 1000 об/мин, тогда передаточное отношение привода по формуле (2.2).

(2.2)

Данное передаточное отношение получим с помощью клиноременной передачи и зубчатой пары. Принимаем передаточное отношение зубчатой передачи i_ЗП = 2,5, тогда передаточное отношение ременной передачи i_РП = 2.

Предварительно намечаем числа зубьев конической зубчатой передачи и диаметры шкивов; Z₁ = 20; Z₂ = 50; D₁ = 125 мм; D₂ = 250 мм.

Вычерчиваем кинематическую схему привода в соответствии с рисунком 2.2

Рисунок 2.2 - Кинематическая схема привода

Рассчитываем частоты вращения на валах привода по формулам (2.3) и (2.4):

об/мин, (2.3)

об/мин.

об/мин, (2.4)

об/мин.

Далее определяем потребную мощность приводного электродвигателя. Номинальная мощность должна быть достаточной, чтобы преодолеть момент инерции вращающейся планшайбы при пуске станка (М_ИН), момент сил трения (М_ТР) и момент технологической нагрузки (М_РЕЗ), то есть пусковой момент, приведенный к валу электродвигателя по формуле (2.5).

(2.5)

Определяем крутящий момент, необходимый на преодоление инерции масс планшайбы в момент пуска станка по формуле (2.6).

Н·м, (2.6)

где J - статический момент инерции масс.

Статический момент инерции масс определяется по формуле (2.7).

Н·м, (2.7)



где m = 28 кг = 280 Н - масса (вес) планшайбы;

R_ИН = 250 мм = 0,25 м - радиус инерции;

е - среднее угловое ускорение в период разгона.

Н·м.

Среднее угловое ускорение в период разгона определяем по формуле (2.8).

рад/с², (2.8)

где щ_К - номинальная угловая скорость планшайбы;

щ₀ = 0 рад/с - начальная угловая скорость планшайбы;

Т_П = 3 с - время разгона электродвигателя.

рад/с².

Номинальная угловая скорость планшайбы определяется по формуле (2.9).

рад/с, (2.9)

рад/с.

По формуле (2.10) определяем крутящий момент, необходимый на преодоление сил трения.

Н·м, (2.10)

где T - суммарная сила трения в опорных подшипниках.

Н·м.

Суммарная сила трения определяется по формуле (2.11).

Н, (2.11)

N_П - нормальное давление в подшипниках.

Н.

Нормальное давление в подшипниках определяется по формуле (2.12).

Н, (2.12)

где Q = 280 кг - масса ротора;

б = 15° - угол, определяющий направление опорной реакции;

м = 0,08 [1, с. 148] - коэффициент трения в подшипниках;

R_Т = 60 мм = 0,06 м - плечо приложения сил трения.

,

Величина момента технологических сил зависит от усилия прижима обрабатываемых заготовок и коэффициента трения стекла по чугуну.

Определим усилие прижима заготовки для одной позиции используя формулу (2.13).

(2.13)

где d_П = 300 мм = 30 см - диаметр прижима.

.

Рассчитываем момент технологических сил по формуле (2.14).

(2.14)

где м = 0, 2 - коэффициент трения стекла по чугуну;

R - плечо сил резания относительно оси вращения планшайбы.

Плечо сил резания относительно оси вращения планшайбы [2]. Находится по формуле (2.15).

(2.15)

,

где D_п = 1000 мм - диаметр планшайбы.

Определяем суммарный момент, который необходимо преодолеть ротору двигателя в момент разгона по формуле (2.16).

(2.16)

1219 + 13,8 + 170,2 = 1403 Н•м.

Рассчитываем пусковой момент на роторе электродвигателя по формуле (2.17).

(2.17)

где з_РП = 0,96 - КПД ременной передачи;

з_ЗП = 0,97 - КПД зубчатой передачи;

i_РП = 2 - передаточное число ременной передачи;

i_ЗП = 2,5 передаточное число зубчатой передачи.

.

Определяем требуемую мощность электродвигателя по формуле (2.18).

(2.18)

По требуемой мощности выбираем приводной электродвигатель АИР 132М6 У3 [1, с. 390] с синхронной частотой вращения ротора n_ЭЛ = 1000 об/мин, мощностью 4 кВт.

Рассчитываем крутящий момент на роторе электродвигателя и на валах привода используя формулу (2.19), (2.20) и (2.21).

(2.19)

,

(2.20)

,

(2.21)

.

2.1.3 Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность N = 4 кВт, частота вращения ведущего шкива n_I = 1000 об/мин, передаточное число зp

2. Определим предварительный диаметр ведущего шкива по эмпирической формуле (2.22).

(2.22)



Принимаем диаметр ведущего шкива D₁ = 125 мм [5, с. 120].

Определяем диаметр ведомого шкива по формуле (2.23) с учетом упругого скольжения ?? = 0,01 [2, с. 115].

(2.23)

При передаваемой мощности до 5 кВт и окружной скорости ремня v = 4ч7,5 м/с принимаем сечение ремня Б [5, с. 178].

Определяем окружную скорость ремня по формуле (2.24).

(2.24)

Определяем ориентировочное межосевое расстояние по формулам (2.25), (2.26).

(2.25)

(2.26)

Определяем расчетную длину ремня, соответствующую минимальному и максимальному межосевому расстоянию по формулам (2.27), (2.28).

(2.27)

(2.28)

Принимаем стандартную длину ремня L=1400 мм. [2, с. 131].

Уточняем межосевое расстояние используя формулу (2.29), (2.30), (2.31).

, (2.29)

(2.30)

(2.31)

Определяем угол обхвата меньшего шкива по формуле (2.32).

(2.32)

Определяем ориентировочное число ремней по формуле (2.33).

(2.33)

где P = 4 кВт - мощность, передаваемая передачей

С_Р = 1 [5, с. 170] - коэффициент, учитывающий условия передачи

Р₀ = 2,82 кВт - допускаемая мощность одного клинового ремня;

С_L = 0,92 - коэффициент, учитывающий длину ремня;

С_? = 0,95 - коэффициент, учитывающий угол обхвата меньшего шкива;

С_Z = 0,95 - коэффициент, учитывающий принятое число ремней.

,

Принимаем передачу двумя клиновым ремнем сечения Б. Принимаем основные геометрические размеры шкивов в соответствии с рисунком 2.3.

Рисунок 2.3 - Эскиз ведущего шкива

Определяем силу предварительного натяжения ветвей ремня по формуле (2.34).

(2.34)

Определяем силу давления на валы в передаче по формуле (2.35).

(2.35)

2.1.4 Расчет конической зубчатой передачи

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой.

Принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 295; для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270 [7, с. 34, таблица 3.3].

Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле (2.36).

(2.36)

где K_HL = 1 [3, с. 34.] - коэффициент долговечности;

[S_H] = 1,15 - коэффициент безопасности [2, с. 34.].

Принимаем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба при консольном расположении шестерни К_Н? = 1,35 [2, с. 31, таблица 3.1.].

Принимаем коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию bRe = 0,285 (рекомендация ГОСТ 12289-76).

Определяем внешний делительный диаметр колеса по условию контактной прочности активных поверхностей зубьев по формуле (2.37).

(2.37)

где К_а = 99 [3, с. 31] - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба.

Определяем внешний окружной модуль по формуле (2.38).

(2.38)

Округляем расчетное значение модуля до m_e = 6 мм по ГОСТ 9563-60* [11, с. 36]. Тогда

Определяем внешнее конусное расстояние и длину зуба b по формуле (2.39).

(2.39)

Определяем внешние делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (2.40).

(2.40)

Определяем средние делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (2.41).

(2.41)

Определяем внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев) по формуле (2.42).

(2.42)

Определяем средний окружной модуль по формуле (2.43).

(2.43)

.

Определяем коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру по формуле (2.44).



(2.44)

Определяем среднюю окружную скорость колес по формуле (2.45).

(2.45)

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки используя формулу (2.46).

(2.46)

где К_Н = 1,23 [5, с. 39, таблица 3.5.] - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба при bd = 0,39, консольном расположении колес и твердости НВ<350;

К_Н = 1,0 [2, с. 39, таблица 3.4.] - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;

=1,05 [2, с. 40, таблица 3.6.] - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колес.

Проверяем контактное напряжение на активных поверхностях зубьев по формуле (2.47).

(2.47)

Определяем окружную силу в зацеплении по формуле (2.48).

(2.48)

Определяем радиальную силу для шестерни, равную осевой для колеса по формуле (2.49).

Н, (2.49)

Определяем осевую силу для шестерни, равную радиальной для колеса по формуле (2.50).

Н, (2.50)

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба. Для этого определяем изгибное напряжение по формуле (2.51).

(2.51)



где K_F = K_F K_F = 1,38 1,45 = 2,00 - коэффициент нагрузки;

K_F =1,38 [2, с. 43, таблица 3.7.] - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба при bd = 0,4, консольном расположении колес и твердости НВ<350;

K_F = 1,45 [2, с. 53.] - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колес 7-й степени точности;

= 0,85 [2, с. 53.] - опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической;

Y_F - коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев.

Определяем эквивалентное число зубьев для шестерни по формуле (2.52).

(2.52)

Определяем эквивалентное число зубьев для колеса

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба определяем по общей формуле (2.53).

(2.53)

где - предел изгибной выносливости для стали 40Х улучшенной при твердости НВ ? 350 [8, с. 44, таблица 3.9.];

[S_F] - коэффициент безопасности.

Коэффициент безопасности определяется по формуле (2.54).

где [S_F] = 1,75 [2, с. 44, таблица 3.9.] - для стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350;

[S_F] = 1 [2, с. 44.] - для поковок и штамповок.

Определяем допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба для шестерни

где - предел изгибной выносливости для стали 40Х улучшенной при твердости НВ = 295.

Предел изгибной выносливости находим по формуле (2.55).

(2.55)

Определяем допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба для колеса.

где - предел изгибной выносливости для стали 40Х улучшенной при твердости НВ = 270

Определяем отношение для шестерни.

Определяем отношение для колеса.

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше.

Определяем напряжение для проверки зубьев колеса на выносливость по напряжениям изгиба.

,

Из расчёта видно, что расчетные изгибные напряжения не превышают допускаемых для выбранного материала и термообработки, следовательно, рассчитанная передача удовлетворяет требованиям изгибной прочности.

2.1.5 Предварительный расчет валов редуктора

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Записываем крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

Определяем диаметр выходного конца валов, а также диаметры валов под подшипники и зубчатые колёса.

Диаметр выходного конца ведущего вал при допускаемом напряжении для стали 45 [_К] = 25 МПа [7, с. 161.] находим по формуле (2.56).



(2.56)

Из конструктивных соображений принимаем диаметр вала в месте посадки шкива d_В1 = 40 мм.

Диаметр под подшипниками примем d_П1 = 50 мм; диаметр под шестерней d_К1 = 40 мм.

Диаметр выходного конца ведомого вал при допускаемом напряжении для стали 45 [_К] = 25 МПа [2, с. 161.]

Из конструктивных соображений принимаем диаметр вала в месте посадки шкива d_В2 = 55 мм.

Диаметр вала под подшипники d_П2 = 65 мм. Диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса примем равным d_К2 = 60 мм, так как зубчатое колесо установлено консольно.

2.1.6 Проверка долговечности подшипников ведущего вала

Строим расчетную схему ведущего вала в соответствии с рисунком 2.4.

Определяем силы, действующие в зацеплении:

Рисунок 2.4 - Расчет ведущего вала

Нагрузка от ременной передачи F_В = 1307 Н.

Линейные размеры вала определим из первого этапа компоновки.

Реакции опор (левую опору обозначим индексом «2»).

В плоскости xz определяются по формулам (2.57), (2.58).

(2.57)

(2.58)

В плоскости yz реакции опор определяются по формулам (2.59), (2.60).

(2.59)

Суммарные реакции определяем по формулам (2.61), (2,62).

(2.61)

(2.62)

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников находим по формулам (2.63), (2.64).

(2.63)

(2.64)

где e = 0,37 - параметр осевого нагружения для подшипников 7210.

Осевые нагрузки подшипников. В данном случае определяем по формуле (2.65).

,

(2.65)

Рассмотрим левый подшипник (опору «2»).

Рассчитываем отношение Р_а2 / Р_r2

Так как отношение Р_а2 / Р_r2 < e = 0,37 , то при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле (2.66).

(2.66)

где V = 1 [2, с. 213, таблица 9.18] - коэффициент, учитывающий характер нагружения колец (при вращающемся внутреннем кольце);

К_т = 1 [2, с. 213, таблица 9.18] - температурный коэффициент;

К_б = 1,2 [2, с. 213, таблица 9.18] - коэффициент безопасности, учитывающий кратковременные перегрузки.

Определяем расчётную долговечность по формуле (2.67).

(2.67)

Найденная долговечность приемлема, так как превышает [L_h] = 10000 ч.

Рассмотрим правый подшипник (опора «1»). Рассчитываем отношение Р_а1 / Р_r1

Так как отношение Р_а1 / Р_r1 > e = 0,37 , то при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы учитываем.

Эквивалентная нагрузка

(2.66)

где V = К_т = 1 [2, с. 213, таблица 9.18.];

К_б = 1,2 [2, с. 213, таблица 9.18];

Х = 0,4 [2, с. 213, таблица 9.18.];

Y = 1,6 [2, с. 213, таблица 9.18].

Определяем расчётную долговечность, ч.;

Найденная долговечность приемлема, так как превышает [L_h] = 10000 ч.

2.1.7 Проверка долговечности подшипников ведомого вала

Строим расчетную схему ведущего вала в соответствии с рисунком 2.5.

Рисунок 2.5 - Расчет ведомого вала

Определяем силы, действующие в зацеплении:

F_t = 971,5 Н;

F_a = 328,3 Н;

F_r = 131,3 Н.

Нагрузка от ременной передачи F_П = 1307 Н.

Линейные размеры вала определим из первого этапа компоновки.

Реакции опор (левую опору обозначим индексом «3»).

Реакции, действующие в плоскости xz.

Реакции, действующие в плоскости yz.

Суммарные реакции

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников.

где e = 0,9 - параметр осевого нагружения для подшипников 7213.

Осевые нагрузки подшипников.

Рассмотрим опору «3» как наиболее нагруженную

Рассчитываем отношение Р_а3 / Р_r3

Так как отношение Р_а3 / Р_r3 ? e = 0,9 , то при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка находим по формуле (2.68).

(2.68)

где V = К_т = 1 [5, с. 213, таблица 9.18.];

К_б = 1,2 [5, с. 213, таблица 9.18];

Х = 0,4 [5, с. 213, таблица 9.18.];

Y = 1,69 [5, с. 213, таблица 9.18].

Определяем расчётную долговечность.

Найденная долговечность приемлема, так как превышает [L_h] = 10000 ч.

2.1.8 Уточненный расчет ведущего вала

Определим коэффициенты запаса прочности для опасного сечения ведущего вала, принимая, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные - по отнулевому (пульсирующему).

Назначаем материал вала - сталь 40Х, имеющую механические свойства:

Временное сопротивление на разрыв в = 930 МПа.

Предел выносливости по нормальным напряжениям -1 = 400 МПа; Предел выносливости по касательным напряжениям -1 = 232 МПа.

Запас усталостной прочности ведущего вала определяем в месте посадки подшипника опоры «2». В этом сечении действует максимальны изгибающий момент М = 317,7 Н•м и крутящий момент М_КР = 74,8 Н•м.

В качестве концентратора напряжений в месте посадки внутреннего кольца подшипника на вал выступает посадка с натягом.

Проверяем вал на усталостную прочность в опасном сечении при одновременном действии изгибающего и крутящего моментов. Для этого определяем коэффициент запаса усталостной прочности по формуле (2.69).

(2.69)

где n_у - коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе.

Коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе находим по формуле (2.70).

(2.70)

где у_V - амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле.

Амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле определяется по формуле (2.71).

(2.71)

где W - момент сопротивления изгибу сечения вала.

Момент сопротивления изгибу сечения вала определяется по формуле (2.72).

(2.72)

где d = 50 мм - диаметр вала в опасном сечении;

k / е = 4,5 [2, с. 554] - отношение эффективного коэффициента концентрации напряжений изгиба к фактору, учитывающему влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;

Ш_у = 0,2 - коэффициент, учитывающий чувствительность материала вала к постоянным нагрузкам (для легированных сталей);

у_m = у_V = 25,8 МПа - среднее напряжение изгибного цикла при наличии осевой нагрузки;

n_ф - коэффициент запаса усталостной прочности при кручении.

.

Коэффициент запаса усталостной прочности при кручении определяется по формуле (2.73).

(2.73)

где ф_V - амплитуда цикла касательных напряжений при пульсирующем цикле.

Амплитуда цикла касательных напряжений при пульсирующем цикле определяется по формуле (2.74).

(2.74)

где W_К - момент сопротивления кручению сечения вала.

Момент сопротивления кручению сечения вала определяется по формуле (2.75).

(2.75)

k_ф / е_ф = 3,1 [2, с. 554] - отношение эффективного коэффициента концентрации напряжений кручения к фактору, учитывающему влияние размеров сечения вала на усталостную прочность; ф = 0,1 - коэффициент, учитывающий чувствительность материала вала к постоянным нагрузкам (для легированных сталей); ф_m = ф_V = 1,5 МПа - среднее напряжение цикла касательных напряжений.

Из расчёта видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения ведущего вала n = 3,1 больше предельно допустимого коэффициент запаса [n] = 1,5…1,7 [2, с. 205], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

2.1.9 Уточненный расчет ведомого вала

Определим коэффициенты запаса прочности для опасного сечения ведомого вала, принимая, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные - по отнулевому (пульсирующему).

Запас усталостной прочности ведущего вала определяем в месте посадки зубчатого колеса. В качестве концентратора напряжений в месте посадки колеса выступает шпоночный паз шириной b = 12 мм и глубиной t1 = 5 мм. В этом сечении действует максимальный изгибающий момент М = 137,7 Н•м и крутящий момент М_КР = 184,1 Н•м.

Проверяем вал на усталостную прочность в опасном сечении при одновременном действии изгибающего и крутящего моментов. Для этого определяем коэффициент запаса усталостной прочности

где n_у - коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе.



где у_V - амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле.

где W - момент сопротивления изгибу сечения вала.

Момент сопротивления изгибу сечения вала определяется по формуле (2.76).

(2.76)

где d = 60 мм - диаметр вала в опасном сечении;

k / е = 2,5 [1, с. 554] - отношение эффективного коэффициента концентрации напряжений изгиба к фактору, учитывающему влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;

Ш_у = 0,2 - коэффициент, учитывающий чувствительность материала вала к постоянным нагрузкам (для легированных сталей);

у_m = у_V = 22 МПа - среднее напряжение изгибного цикла при наличии осевой нагрузки

n_ф - коэффициент запаса усталостной прочности при кручении.

Коэффициент запаса усталостной прочности при кручении определяется по формуле:



где ф_V - амплитуда цикла касательных напряжений при пульсирующем цикле.

Амплитуда цикла касательных напряжений при пульсирующем цикле находится по формуле

где W_К - момент сопротивления кручению сечения вала.

Момент сопротивления кручению сечения вала определяем по формуле:

где k_ф / е_ф = 3,1 [2, с. 554] - отношение эффективного коэффициента концентрации напряжений кручения к фактору, учитывающему влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;

Ш_ф = 0,1 - коэффициент, учитывающий чувствительность материала вала к постоянным нагрузкам (для легированных сталей);

ф_m = ф_V = 7,3 МПа - среднее напряжение цикла касательных напряжений.



Из расчёта видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения ведущего вала n = 6,2 больше предельно допустимого коэффициент запаса [n] = 1,5…1,7 [2, с. 205], следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

2.1.10 Расчет шпоночных соединений

Проверяем на прочность шпоночное соединение шкива с ведущим валом по допускаемым напряжениям смятия [_СМ] = 100 МПа [2, с. 170] по формуле (2.77).

(2.77)

где d = 40 мм - диаметр вала;

l = 28 мм - общая длина шпонки;

h = 8 мм - высота шпонки;

t1 = 5 мм - глубина шпоночного паза на валу; b = 12 мм - ширина шпонки.

Из расчёта видно, что напряжение смятия в шпоночном соединении не превышает предельно допустимого, т.е. ?_СМ = 77,9 МПа < [?_СМ] = 100 МПа, следовательно шпоночное соединение удовлетворяет требованиям прочности при смятии.

Проверяем на прочность шпоночное соединение зубчатого колеса с ведомым валом

где d = 60 мм - диаметр вала;

l = 50 мм - общая длина шпонки;

h = 11 мм - высота шпонки;

t1 = 7 мм - глубина шпоночного паза на валу; b = 18 мм - ширина шпонки.

Из расчёта видно, что напряжение смятия в шпоночном соединении не превышает предельно допустимого, т.е. _СМ = 47,2 МПа < [_СМ], следовательно шпоночное соединение удовлетворяет требованиям прочности

2.1.11 Выбор сорта масла, назначение посадок

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба.

Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях _Н ? 470 МПа и средней скорости ? 5 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 28 10-6 м²/с [2, с. 253, таблица 10.8].

В соответствии с этим принимаем масло индустриальное И-20А (по ГОСТ 20799-88) [2, с. 253, таблица 10.10].

Назначаем посадки подшипников, шестерен и зубчатых колес.

Посадки выбираем в соответствии с характером нагрузки на посадочные места валов. Внутренние кольца шарикоподшипников устанавливаем на валы с переходной посадкой (поле допуска посадочной поверхности вала - js6), наружные - с небольшим зазором (поле допуска посадочной поверхности корпуса - Н7).

Особенность сборки конического редуктора состоит в необходимости регулировки роликовых конических подшипников и конического зубчатого зацепления.

Для нормальной работы подшипников следует следить за тем, чтобы, с одной стороны, вращение подвижных элементов подшипников проходило легко и свободно и, с другой стороны, чтобы в подшипниках не было излишне больших зазоров. Соблюдение этих требований, т.е. создание в подшипниках зазоров оптимальной величины, производится с помощью регулировки подшипников, для чего применяют наборы тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников. Необходимая толщина набора прокладок может быть составлена из тонких металлических колец толщиной 0,1; 0,2; 0,4; 0,8 мм.

Для регулирования осевого положения конической шестерни обеспечивают возможность перемещения при сборке стакана.

автоматический резьбошлифовальный ролик подшипник

2.2 Разработка устройства для подъема и загрузки роликов в технологическое оборудование

2.2.1 Расчет вентиляции устройства для подъема и загрузки роликов

Исходные данные:

Производительность: Q = 1 т/ч.

Плотность расчет материала: = 2,0 т/м³.

Максимальный обрабатываемой размер заготовки: фильтрацииа_max = 30 мм.

Высотанарезать подъемник: 1 = 2385 мм.

Угол складываются наклона подъемника: = 90⁰.

Ширина ленты при номинальнаятранспортировании заготовок вычисляем по формуле (2.78).

(2.78)

где U = 2,0 м/с

к = 550 - коэффициент, зависящий от угла величинаестественного откоса всасывающем груза

к = 0,97 - коэффициент, сроковзависящий от угла фрезанаклона конвейера.

Выбираем конвейерную гидродвигателяленту общего измеренияназначения ТК200 детальГОСТ 20-76.

2.2.2 Размер резкоетипичного куска предварительнотранспортируемого материала

Допустимую минимальную составаширину ленты определяем по формуле (2.79).

(2.79)

Погонная нагрузка от массы груза определяется по формуле (2.80).

(2.80)

Погонная внутреннийнагрузка от массы потериленты определяется по формуле (2.81).

, кгс/м, (2.81)

где В = 1,0 м;

Толщина пожароопасныхленты определяется по формуле (2.82).

мм, (2.82)

где д_пр = 1,3 мм - толщина наибольшиепрокладки

д_р = 3 мм - толщина взрывозащитарезиновой обкладки рабочей стороны сиреналенты;

д_н = 2 мм -толщина постоянноерезиновой обкладки применениене рабочей стороны еслиленты;

i = 2 - число циклпрокладок.

Погонная масса номинальноерезинотканевой ленты определяется по формуле (2.83).

, кгс/м, (2.83)

кгс/м.

Погонная нагрузка приведеннымот движущихся частей подъемника определяется по формуле (2.84).

,кгс/м,(2.84)

Для аготовкипредварительного определения резкоетяговой силы подъемника

Коэффициент иногосопротивления = 0,04.

Тяговая определяемсила загрузки определяется по формуле (2.85).

,кгс, (2.85)

кгс.

Коэффициент потерисцепления между номинальныйпрорезиненной лентой расчетными стальным барабаномпринимаем для влажной атмосферы м = 0,25.

Приняв угол обхвата 200⁰ по найдем нефтепродуктыкоэффициент к_s = 1,73.

Максимальное цехестатическое натяжение заготовкаленты определяется по формуле (2.86).

(2.86)

Рекомендуем номинальный запас прочности конвейерной выдачиленты n₀= 15.

Предел прочности деталипрокладок выбранной потериленты k_p = 44кгс/м.

Проверяем максимальноенеобходимое число фрезеруемогопрокладок ленты по формуле (2.87).

(2.87)

2.2.3 Определяем zminмощность на приводном класса валу подъемника

Мощность на приводном классавалу подъемника определяется по формуле (2.88).

(2.88)

Мощность качествадвигателя для эскизнаяпривода подъемника определяется по формуле (2.89).

(2.89)



2.3 Модернизация гидропривода правки бесцентровошлифовального станка SASL 125X250

2.3.1 Расчет и выбор исполнительного гидродвигателя

Определение нагрузочных и скоростных параметров гидродвигателя

Данные для решения нальныйэтой задачи производится на основании давления нагрузочных скоростных параметров привода, приведенных в задании, и кинематической схемы передаточного механизма ростьмежду выходным звеном гидродвигателя рабочим участок органом установки.

Исходные длинаданные для действующим проектирования:

- гидродвигатель таблицапоступательного движения (гидроцилиндр);

- движение братный рабочего органа расхода поступательное, ход - l = 530мм;

- максимальное вертикальную осевое усилие 2500 Н (по защитные паспорту);

- наибольшая диаметра линейная скорость V_maх= 0,005 м/с.

В готовканашем случае рабочий орган и выходное звено гидродвигателя здоровье совершают поступательное чертежахдвижение.

Определение теплообменникгеометрических параметров участоки выбор гидродвигателя

На основании связаннойпараметров привода разрывопределяются максимальная опорные скорость максимальное формаусилие:

м/с,

H.

Определение теплообменникгеометрических параметров участоки выбор гидродвигателя

В аблицакачестве исполнительного гидроаппаратахгидродвигателя выбираем требованиямгидроцилиндр двухстороннего действия с односторонним штоком. Основными шибочныепараметрами гидроцилиндра являются: диаметр поршня,круг диаметр штока, ход и рабочее давление. Руководствуясь составляеттехническими характеристиками справочникапривода, принимаю стандартный рабочее давление детальнасоса р₁ = 6,3 МПа;

Диаметр поршня производствагидроцилиндра определяется поверхностей по формуле (2.90).



, мм, (2.90)

где р₁ и р₂ - давление часть соответственно в напорной и сливной полостях соединяющегогидроцилиндра.

Определяем давление частьсоответственно в напорной принимаюи сливной полостяхсоединяющего гидроцилиндра по формуле (2.91).

МПа, (2.91)

где - коэффициенты, шумакоторые принимаются напорный с учетом выбранной предотвращенияконструкции ГЦ (с односторонним шлифовальных штоком).

Принимаем: р₂= 0,6 МПа.

По полученномурасчете значению D из справочникатруда выбирается стандартный гидроцилиндр,справочник у которого диаметр длине поршня D_ст.>D

D_{cm .}= 50мм,

Диаметрвыбор штока определяем по формуле (2.92).

(2.92)

По справочнику [14] принимаем конусстандартное значение,продуктов ближайшее большее водоснабженияк расчетному: d_ст = 36 мм.

Основные частотапараметры гидроцилиндра годовой по ГОСТ 6540-68:

D_ст.= 50 мм, d_ст.= 36 мм гидроцилиндр с односторонним штоком

Обозначение студентов гидроцилиндра: Гидроцилиндр 1-50.36х530.

Проверяю увеличениявыбранный гидроцилиндр по условию обеспечения минимальная максимального осевого уголусилия при поломкарабочем ходе.

F_1ст>F₁; F_1ст и F₁- эффективные площади в напорной полости расчетного отражающийи стандартного гидроцилиндра определяются по формулам (2.93), (2.94).

, (2.93)

, (2.94)

Так уплотнениякак F_1сс>F₁ выбор сделан правильно.

Проверяю наиболеевыбранный гидроцилиндр изготовлениюна устойчивость к продольному изгибу. При диаметре штока 36 мм длинаи длине хода 530 мм устойчивость на изгиб мощностьобеспечена.

2.3.2 Составление принципиальной схемы гидропривода

Составление принципиальнойкоторая схемы гидропривода беганияначинаем от гидроцилиндра, то есть, выходномнаносим на схему гидроцилиндр, а затем обратныйна его гидролинии устанавливаем регулирующие и направляющие гидроаппараты в соответствии с циклограммой основанииработы привода предельныхи способом регулирования скорости. После коэффициентэтого объединяем определитьнапорную, сливную и дренажную линии необходимыеотдельных участков схемы. Последним этапом является изображение на гидросхеме насоса (Н), обратного клапана (КО), реверсивного распределителя (РР), дросселя (Д). Схема сводимнасосной установки аналогично окончательно определяется после выборакуска ее модели. Необходимо обратным предусмотреть разгрузку позволяетнасоса в положении «стоп», что обычно достигается выбором соответствующей схемы реверсивного распределителя.

2.3.3 Схема работы гидропривода

На рисунке 2.6 показана структурная схема измерениягидропривода приспособления для правки шлифовального круга.

Схемаосновное работы гидропривода

Питаниеэксплуатации гидроцилиндра осуществляется насосным агрегатом (Н,справочник М). Для защитыосновании системы от перегрузоккоэффициент установлен гидроклапан предохранительный (КП). Дляручным увеличения надежностизволяет работы гидросистемывеличина установлен фильтр(Ф)вуточненный сливной линии.

Рисунок 2.6 - Структурная схема гидропривода

Условные обозначения:

1 - Н - насос;

2 - М - электродвигатель;

3 - напорная магистраль;

4 - КО - обратный клапан;

5 - РР - реверсивный распределитель;

6 - ГЦ - главный цилиндр с односторонним штоком;

7 - ДР - регулятор расхода (дроссель);

8 - Ф - фильтр;

9 - КП - предохранительный клапан;

10 - сливная магистраль;

11 - ГБ - главный бак.

Системавремя управления обеспечиваетздоровых выполнение следующихэксплуатация операций:

Перемещение - Перемещение устройства правки таблицевперед:

Н - КО1 - РР( I ) - ГЦ(ЛП) / ГЦ(ПП) - ДР - Ф - Б

КП КО2

Перемещение - Перемещение устройства правки назад:

Н - КО1 - РР( II ) - ГЦ(ПП) / ГЦ(ЛП) - ДР - Ф - Б

КП КО2

Стоп:

Н - КО1 - РР - КП - Ф - Б

КО2

Описаниенаружным схемы гидропривода

Приводмеры механизма перемещения устройства правки осуществляется «ГЦ». Давлениештамповки в гидросистеме создаетсяборудование насосом «Н»,принятые приводимым в движениеугловая электродвигателем «М». Очистка рабочейкуска жидкости от механическихпроходной примесей производитьсяточить в фильтре «Ф». Стокпрочность рабочей жидкостивключение в гидробак «Б»,показателя из напорной линиискладываются при остановкекурсовое насоса предотвращается обратным клапаном «КО».

Рабочаяпрорезиненной жидкость черезрисунок гидроблок управления,химстойкая состоящий на выходесливном из дросселя «ДР» (которыйдавления обеспечивает регулируемыйсхема ход) и гидрораспределителя «РР» поступаетсплошные в гидроцилиндр «ГЦ». Гидрораспределительрасхода осуществляет реверс,перемещение перемещение устройства назад,штамповки изменяя направлениеплотность потоков рабочейассчитываем жидкости в камерахсписок гидроцилиндра. Припрочность отключении золотникаформа гидрораспределителя возвращаетсявысшая в нейтральную позицию - совершаетсягост холостой ход,снятие гидроцилиндр стоит.

2.3.4 Расчет и выбор насосной установки

Выбор насоснойрасход установки осуществляетсяобучение исходя из требуемогодиаметр расхода жидкостиустановки и давления в гидроприводе.

Длякоэффициент гидроцилиндра с одностороннимрадиан штоком производим расчет по формуле (2.95).

(2.95)

где - максимальныеприменяемые расходы жидкостиущерба при подъёме;

- эффективнаяприближенный площадь стандартногорезец гидроцилиндра в поршневойревесной полости;

- максимальная эквивалентную скорость приограничивает подъёме;

(по условию).

Изглубина полученных значенийчисло выбираем наибольшее.

Номинальнаялина подача насосаисходные должна превышать

>

Величинаширина требуемого давления заготовкана выходе из насоса принимается по формуле (2.96).



, (2.96)

где - суммарныенапорный потери давленияzmax в линии, соединяющейпотери насос с гидроцилиндромпомещений при подъёме.

Потериэскизная давления могут фрезеруемогобыть определеныадминистрацией только послеопределение разработки гидропривода,коэффициент поэтому предварительноопределяем выбор насоснойхарактеристики установки производится,время приняв полученное значение по формуле (2.97).

МПа, (2.97)

МПа.

По справочникурасчете выбираем насоснуютабл установку:

Тип электродвигателя 4АМ80А4

Номинальнаятокарная мощность, N - кВт 1,2

Частоташпоночный вращения вала, n - мин^-1 1500

Типгол насоса: БГ12-41Б

пластинчатый ТУ2-053-1342-78

Рабочийземли объем, V_о - см³ 3,2

Номинальнаячастота подача, Q_Н - л/мин 5,3

Давлениеколичество на выходе, P_Н - МПа 10

Номинальный нарезатьобъём гидробака,прокладками л 63

Масса установки,цикл кг 3,6

Проверкаисходные насоса на допустимое принятыедавление

Допустимоездесь давление насоса определяется по формуле (2.98).

(2.98)



где N - мощность локализацииэлектродвигателя, кВт;

Q - подача линейнаянасоса, л/мин;

з - полный определениеКПД насоса.

2.3.5 Расчет и выбор гидроаппаратуры и трубопровода

Выборвсасывающем гидроаппаратуры

Параметрами для выбора гидроаппаратуры является величина расхода жидкостиопределение и рабочего давленияприложение в той линии,общий где установленпогонной аппарат. Номинальныеноминальный значения расходанапряжения и давления - ближайшиещепы большие к расчетнымкоэффициент значениям. Выбранныеконтролем аппараты должныгоризонтальную соответствовать заданномупотерь способу монтажа,защиты в данном случае - резьбового,зависящий а для гидроблокавнутренний управления стыкового. спиВыборкоэффициент аппаратуры производимобратного из справочника [14].

Фильтр напорный с обратным клапаном КОвыход типа 1ФГМ16-10 ТУ 2.053,022 5228.030.

1 - условный проход 12мм;

ФГМ - фильтр гидравлический механический;

16 - номинальное рабочийдавление 16МПа;

5 - номинальная основаниитонкость фильтрации 5 мкм;

Q_ном - номинальная обеспечениепропускная способность 15,5 л/мин;

- номинальный zminперепад давления 0,08 МПа.

Предохранительныйотпускание клапан непрямого процесседействия 10-10-11-1В ТУ-053-1748-85:

10 - диаметр условного прохода, мм;

10 - исполнение по номинальному давлению настройки;

11 - по управлению с ручным разобьемуправлением;

В - исполнение по присоединению;

Q_ном - номинальный расход жидкости 32 л/мин;

- номинальный выборперепад давления 0,4 МПа;

Р_max -- максимальное прибордавление настройки 25МПа.

Обратный соблюдениегидроклапан 1МКО 10/20 работыТУ2-053-1829-87.

10 - диаметр условного прохода, d_у, мм;

20 - номинальное давление, МПа;

Q_ном - номинальный односменной расход жидкости 40 л/мин;

р_ном - номинальный общийперепад давления 0,4 МПа;

р₀ - давление открывания клапана, 0,05 МПа.

Дроссель ПГ77-12 ТУ2-053-1738-85.

условный определения проход - 10 мм;

номинальное установлендавление - 20 МПа;

способ подачамонтажа стыковой;

Q_ном - номинальный согласнорасход жидкости 20 л/мин;

р_ном - номинальный мероприятияперепад давления 0,025 МПа.

Гидрораспределитель ВЕ6.574А Г24.

В - гидрораспределитель погоннаязолотниковый;

Е - управление электромагнитное;

6 - диаметр условного прохода, мм;

574А - исполнение по схеме 64 [1];

Q_ном - номинальный выходрасход жидкости 12,5 16 л/мин;

Р_ном - номинальное давление 32 МПа;

р_ном - перепад возможныхдавления 0,3 МПа.

Расчет номинальный и выбор трубопроводов

Внутренний помещения диаметр трубопровода производится определяется по формуле (2.99).

(2.99)

где Q - расход тяговоежидкости через древеснаятрубопровод;

U_p - рекомендуемая нарезатьскорость жидкости коэффициентв трубопроводе при Р = 10 МПа - U_p = 4 м/с.

Во выходвсасывающем трубопроводе, U_в = 1,6 м/с.

В сливном трубопроводе, U_c = 2 м/с.

Для размерыучастка 1 (1-2) всасывающий таблица трубопровод.

Для участка 2 (3-6) напорныйоборудование трубопровод.

Дляосновные участка 3 (7-10) напорныйввод трубопровод

Дляусловный участка 4 (11-14) напорно-сливнойноминальная трубопровод

Для контрольучастка 5 (15-18) сливной трубопровод

Для участка 6 (19-20) напорный диаграмматрубопровод

Для участка 7 (21-22) напорно-сливной трубопровод.

Максимально показандопустимая толщина стенки трубопровода определяется по формуле (2.100).

(2.100)

где Р - максимальное таблицедавление жидкости станокв трубопроводе МПа;

у_ВР - предел линейнаяпрочности на растяжение вращающийматериала трубопровода;

у_ВР = 340 МПа;

К_Б - коэффициент безопасности, принимаем К_Б >6.

Трубопроводы разбиваем на участки длинаи производим расчёт для каждого фактор участка.

Для участка 1 (1-2) всасывающий трубопровод.

Для участка 2 (3-6) напорный зубофрезерныхтрубопровод.

Для участка 3 (7-10) напорный выдачитрубопровод.

Для участка 4 (11-14) напорно-сливной соблениятрубопровод.

Для участка 5 (15-18) сливной мощностьтрубопровод.

Для участка 6 (19-20) напорный изгибтрубопровод.

Для участка 7 (21-22) напорно-сливной трубопровод.

На основании продольнаявыполненных расчетов выбираем к применению стальные бесшовные холоднодеформированные толстостенные частотатрубы по ГОСТ 8734-75 из опасногостали 10 ГОСТ 8733-79.

Так как давление до 6,3 МПа примем применяем соединение фактор с развальцовкой.

Участок 1 (1-2) труба 10х2

Участок 2 (3-6) труба 6х2

Участок 3 (7-10) труба 6х2

Участок 4 (11-14) труба 6х2

Участок 5 (15-18) труба 8х2

Участок 6 (19-20) труба 6х2

Участок 7(21-22) труба 8х2

2.3.6 Разработка фрезаконструкции гидроблока помещенияуправления

Принципиальная схема таблицагидроблока управления представлена на рисунке 2.7.

Рисунок 2.7 - Принципиальная степенисхема гидроблока управления

В гидроблок уголуправления входят проидва аппарата:

- реверсивный гидрораспределитель РР (ВЕ6.574А Г24 ГОСТ 24679-81);

- дроссель знакиДР (ПГ77-12 ТУ2-053-1738-85).

Данные аппараты компонуются на специальном корпусе, конструкцию которого необходимо разработать. Аппараты возможны прикрепляются к корпусу посредством стандартных крепёжных деталей (винтов). При прессовании корпуса гидроблока управления, по возможности, обеспечивается простота, компактность и технологичность конструкции, удобство сборки, а также предусматривается способ установки мощностьего на оборудование (на задней стенке корректируемкорпуса предусмотрены поступаеткрепежные отверстия аварийноеМ10).

Диаметры отверстий в корпусе соответствуют шлифовальныхдиаметрам отверстий в аппаратах, которые к нему присоединяются. Толщина перемычек между отверстиями не превышает очистка35 мм.

На основе точитькомпоновки выполняется сборочный чертеж гидроблока управления, скоростьна котором проставляются частямгабаритные, присоединительные и установочные размеры. На основании сборочного чертежа блока управления выполняется рабочий чертеж корпуса. Учитывая сложность конструкции корпуса, отверстия приводногопронумеровываются (обозначаются).

2.3.7 Определение потерь давления в аппаратуре и трубопроводах

Определение потерь в гидроаппаратах

Определение длинапотерь давления в аппаратах.

Потери давления в гидроаппаратах определяется по формуле (2.101).

(2.101)

где - давление открывания и настройки гидроаппаратах;

Q_max - максимальный расход жидкости частотачерез гидроаппаратуру;

«А трубопроводи В» - коэффициент апроксимизации экспериментальной зависимости потерь давления кругот расхода жидкости.

Величина для точитьобратных клапанов общийприводится в справочнике [14], участкаа для напорных, редукционных и переливных клапанов выбирается при расчете гидродвигателя и насосной установки. Для расчета аппаратов выбираем данные из справочника [14]. Для частираспределителей, фильтров и дросселей = 0.

Коэффициенты А и В определяются опоре по формулам (2.102), (2.103).

, (2.102)

(2.103)

Расчет потери в обратном клапане 1МКО 10/20.

где = 0,05,

= 40 л/мин = 0,00053 ,

МПа,

л/мин = 0,000098 .

Расчет потери в гидрораспредилителе ВЕ6 574А Г24.

где = 0,

= 12,5 л/мин = 0,00021 ,

МПа,

л/мин = 0,000098 .

Расчет определение потери в гидрораспределителе ВЕ6 574А Г24.

где = 0,

= 12,5 л/мин = 0,00021 ,

МПа,

л/мин = 0,000087 .

Расчет потери в дросселе наибольший ПГ77-12.

где = 0,

= 20 л/мин = 0,00105 ,

МПа,

л/мин = 0,000087 .

Расчет общем потери в фильтре 1ФГМ16-10.

где = 0,

= 15,5 л/мин = 0,00026 ,

МПа,

л/мин = 0,000045 .

Расчет потерь в гидроаппаратах сопротивление сводим в таблицу 2.2.

Таблица 2.2

Расчет потерь давления во всех гидроаппаратах

Наименование предел и модель обычно гидроаппарата	МПа	А, МПас/м3	В, МПас2/м3	Этап изготовлению цикла	Qmaxм3/C	га, МПа
Обратный гидроклапан 1МКО 10/20	0,05	235,8	444998,2	Вперед	0,000098	0,074
Гидрораспределитель ВЕ6 574 Г24	0	714,29	3401360,5	Вперед	0,000098	0,037
Фильтр 1ФГМ16-10	0	153,8	591716	Назад	0,000045	0,017

Потери диаметрдавления в напорной потерилинии

Потери давления основаниив сливной линии

Определение потерь давления в штамповкитрубопроводах

Потери давления снятиепо длине

Потери давления по длине обусловлены гоствязким трением коэффициентжидкости при ее течении в трубопроводе. Существенное основныевлияние на величину помещенияэтих потерь оказывает режим течения жидкости. Различают два режима: ламинарный и турбулентный, причем переход из одного режима в другой происходит при критическом числе Рейнольдса (Rе_кр).

Поэтому прежде всего выходдля каждого трубопровода определяется справочникчисло Рейнольдса (Rе) по формуле (2.104).

(2.104)

где R_ei - критерии Рейнольда для i-го участка трубопровода;

Q_i - расход коэффициентжидкости i-го участка трубопровода;