Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

• ВВЕДЕНИЕ
• 1. АНАЛИЗ СОСТОЯНИЯ ВОПРОСА, ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ ПРОЕКТА
• 2. КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ
• 2.1 Описание работы установки
• 2.2 Разработка и описание кинематической схемы привода
• 2.3 Расчёт и проектирование привода установки
• 2.3.1 Определение мощности на приводном валу
• 2.3.2 Определение КПД привода
• 2.3.3 Определение требуемой мощности и выбор электродвигателя
• 2.3.4 Определение частоты вращения валов и передаваемой мощности
• 2.3.5 Определение рабочего ресурса привода
• 2.3.6 Подбор стандартных узлов привода
• 2.3.7 Проектный расчет ременной передачи
• 2.3.8 Прочностной расчет ременной передачи
• 2.3.9 Проектный расчет цепной передачи
• 2.3.10 Проверочный расчет цепной передачи
• 2.3.11 Определение диаметров ступеней вала
• 2.3.12 Ориентировочный расчет вала
• 2.3.13 Предварительный выбор подшипников и корпусов подшипниковых узлов приводного вала
• 2.4 Расчет и конструирование гидродвигателя
• 2.4.1 Исходные данные
• 2.4.2 Определение геометрических параметров гидродвигателя и его выбор
• 2.4.3 Выбор гидравлической схемы и ее обоснование
• 2.4.4 Расчет и выбор насосной установки
• 2.4.5 Расчет и выбор трубопроводов
• 2.4.6 Подбор гидроаппаратуры
• 2.4.7 Потери давления и проверка насосной установки. Определение потерь давления в аппаратах
• 2.4.8 Определение потерь в трубопроводах. Потери давления в трубопроводах по длине
• 2.4.9 Суммарные потери давления
• 2.4.10 Проверка насосной установки
• 3. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ
• 3.1 Расчет плоской шпоночной протяжки
• 4. ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ И НАЗНАЧЕНИЯ ДЕТАЛИ
• 4.1 Анализ технологичности конструкции детали
• 4.2 Выбор способа изготовления заготовки
• 4.3 Выбор плана обработка детали
• 4.4 Расчет припуска на обработку
• 4.5 Выбор оборудования
• 4.6 Расчёт режимов резания
• 4.7 Расчёт технической нормы времени
• ЗАКЛЮЧЕНИЕ
• СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
• ВВЕДЕНИЕ
• На сегодняшний день «Северсталь - метиз» - крупнейший в России производитель метизов, его доля на рынке составляет более 22 процентов. Эта доля обеспечена широчайшим ассортиментом металлопродукции, включающим низко- и высокоуглеродистую проволоку, гвозди, металлические тканые, плетеные и сварные сетки, сварочную проволоку и электроды, канаты и арматурные пряди, мебельный, машиностроительный и железнодорожный крепеж, цепи, калиброванную и арматурную сталь, стальные фасонные профили и товары народного потребления.
• Современное оборудование, гибкие технологии и прежде всего квалифицированные кадры позволяют выпускать высококачественную продукцию разнообразной номенклатуры, насчитывающей более 26 тысяч видов и типоразмеров металлоизделий.
• Анализ ситуации на рынке показывает, что в борьбе за потребителя можно выиграть только резко улучшив качество продукции. На заводе за 2005год получено 20 сертификатов соответствия заводской продукции системе сертификации Госстандарта России. Четыре вида канатов сертифицировано Морским Регистром Ллойда. 14 июня 2004 года заводская система качества сертифицирована на соответствие стандарту ИСО 9002:1994.
• Продукция череповецких сталепрокатчиков пользуется широким спросом у машино-, станко- и приборостроителей, на предприятиях горнодобывающего, строительного и агропромышленного комплексов, на судостроительных заводах и в рыболовецких хозяйствах, в легкой и пищевой промышленности.
• Завод успешно осуществляет внешнеторговую деятельность, конкурирует на зарубежных рынках. Крупнейшим экспортным рынком является Европа, в настоящее время завод выходит на рынок США, увеличиваются поставки в африканские страны, планируется организация представительств в Германии, США.
• Экспортные поставки превышают 23% всей производимой продукции. Основную долю в экспортных продажах составляют проволока обыкновенного качества и проволока с повышенными механическими свойствами, гвозди и сетка.
• В перспективе, чтобы удержать достигнутые позиции на освоенных рынках и для дальнейшего развития экспортного потенциала, на заводе будут осваиваться более сложные виды продукции, способные удовлетворить современные потребности клиентов.
• Политика планомерного инвестирования технического перевооружения на заводе направлена, прежде всего, на освоение конкурентоспособных видов продукции, которые или не производились в России вообще, или изготавливались с более низкими качественными характеристиками.
• Качество выпускаемой продукции во многом зависит от уровня подготовки рабочих кадров, от их ответственности за свое дело.
• Кадровая политика ОАО «ЧСПЗ» направлена на обеспечение предприятия квалифицированным персоналом и создание условий, дающих возможность эффективно использовать кадровый потенциал.
• Недавно на заводе проведена реорганизация структуры управления. В рамках «Северсталь - метиз» созданы три технологически не связанных между собой предприятия - метизное, калибровочное, сталепроволочно-канатное, с самостоятельными производственными и сбытовыми структурами, под единым финансовым, кадровым, коммерческим управлением.
• Основной смысл преобразования состоит в том, чтобы дать предприятиям больше полномочий, свободы действий, не сковывать никакими искусственными ограничениями, чтобы, работая на рынке в своем узком секторе, они добивались наибольшего эффекта, лучшего результата.
• В функциональной системе Северсталь метиз существует цех Стальных Фасонных Профилей (ЦСФП).Основной задачей которого является выпуск стальных фасонных профилей высокой точности горячепрессованные и холодногнутые,
• Производимые коллективом цеха стальные фасонные профили применяются во многих отраслях промышленности страны: автомобильном, сельскохозяйственном, железнодорожном, подъемно-транспортном и прочем машиностроении, судо- и станкостроении, электротехнической, добывающей и прочих отраслях. Использование их дает экономию энергоресурсов, вспомогательных материалов, инструмента, улучшению технических качеств машин и оборудования, а также повышению производительности труда.
• На сегодняшний день коллективом цеха освоено более 2100 типоразмеров разнообразных по форме профилей, горячекатаные, горячепрессованные или холоднодеформированные из различных марок конструкционной и инструментальной сталей, большая часть которых относится к экономичным. Цех оснащен уникальным оборудованием: горизонтальные прессы усилием 2000 и 3600 тт, станы горячей и холодной прокатки для работы с бунта и прутка, роликовые и барабанные волочильные и калибровочные станы, термическое и отделочное оборудование, линии и автоматы для производства двухвитковой шайбы.
• За последние годы коллективом цеха проделана огромная работа по модернизации оборудования. Проведена реконструкция ванны щелочного расплава, одноклетьевого стана горячей прокатки с целью расширения сортамента выпускаемой продукции. В 2001 году был установлены и запущены 2 шайбонавивочных агрегата, станок для трехкратного обжатия двухвитковой железнодорожной шайбы и агрегаты электропечные СКЗФ-8.40 №1,2 для их закалки, смонтирован шайбонавивочный агрегат, внедрен в производство 2-х клетьевой стан горячей прокатки.

1. АНАЛИЗ СОСТОЯНИЯ ВОПРОСА, ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ ПРОЕКТА

В Цехе Стальных Фасонных Профилей (ЦСФП), для выпуска стальных фасонных горячепрессованых и холодногнутых профилей высокой точности, используется закалочный электропечной агрегат СКЗА №3.

Согласно технологическому процессу изделие транспортируется по рабочей зоне агрегата посредством пластинчатого конвейера, в время эксплуатации которого пластины часто выходят из строя из-за высокой температуры рабочей зоны печи. Как следствие выгорания происходит заклинивание конвейера, нарушение технологического процесса, разрушение футеровки печи, требующие дорогостоящего ремонта. При дальнейшем рассмотрении технической документации электропечного закалочного агрегата СКЗА №3 и консультаций с обслуживающим его персоналом были выявлены и другие недостатки в работе пластинчатого конвейера, повлекшие за собой экономические и временные затраты:

1. Сложность в изготовлении пластинчатого конвейера;

2. Высокая закупочная стоимость как всего пластинчатого конвейера, так и сопутствующих деталей и узлов;

3. Длительные простои на время ремонта;

4. Экономические затраты на ремонт;

5. Экономические и временные затраты на заказ и изготовление пластинчатого конвейера на Украине.

Однако этих проблем можно будет избежать, если использовать вместо данного вида пластинчатого конвейера более совершенную модель. Изучив технические характеристики различных конвейеров наиболее оптимальный вариант пульсирующий под.

2. КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ

2.1 Описание работы установки

Перемещение изделий с помощью пульсирующего пода осуществляется путем повторяющихся возвратно-поступательных движений подовой плиты плавного медленного назад и быстрого вперед с резким остановом.

Пульсирующий под представляет собой лоток, который покоиться на специальных роликах, опирающихся на балки и имеет возвратно-поступательное движение. При быстром движении вперед лоток с деталями получает импульс в направлении движения деталей и через некоторое время t он достигает скорости V. Затем лоток останавливается, и детали под действием сил инерции перемещаются по лотку.

Двигательный импульс лоток получает от пружин, которые, будучи сжаты, освобождаются от сжатия в начальный момент импульса.

Остановка лотка производиться с помощью резиновых амортизаторов.

Пульсирующий механизм приводиться в движение от электродвигателя через червячный редуктор и цепную передачу. Изменение скорости движения под медленно назад и быстро вперед производиться за счет пространственного изменения профиля кулачка, сообщающего скорость сжатия - растяжения и остановку пружин через толкатель.

2.2 Разработка и описание кинематической схемы привода

Кинематическая схема привода представлена на рисунке 2.1. Пульсирующий механизм приводиться в движение от электродвигателя 1, на выходной вал, которого насажен ведущей шкив клиноременной передачи 2. Ведомый шкив клиноременной передачи насажен на входной вал червячного редуктора 3 с нижним расположением червяка. Вращательное движение от редуктора к приводному валу 5 пульсирующего механизма передается с помощью цепной передачи 4.

На приводном валу пульсирующего механизма установлен пространственный кулачок 6, толкатель которого соединен с пружинами.

Рисунок 2.1 - Кинематическая схема механизмов печи с пульсирующим подом

2.3 Расчёт и проектирование привода установки

2.3.1 Определение мощности на приводном валу

Необходимую мощность привода определим по формуле (2.1):

(2.1)

где - крутящий момент на кулачке, ;

- частота вращения кулачка, об/мин;

- общий КПД механизма.

Крутящий момент на кулачке определяется по формуле (2.2):

(2.2)

где - максимальное усилие для создания импульса для пода от пружин для перемещения деталей, H;

- диаметр кулачка по средней линии контакта с толкателем, м;

- коэффициент сцепления между кулачком и толкателем. Принимаем;

- коэффициент потерь при проскальзывании. Принимаем ;

- коэффициент запаса сцепления в силовых передачах. Принимаем

Необходимое усилие для создания максимального импульса для лотка (2.3):

(2.3)

где - суммарный вес деталей, расположенных на поде, Н;

- вес лотка, H;

- ускорение свободного падения, м/с²;

- максимальная скорость лотка, м/с;

- коэффициент трения качения между лотком и роликом;

- коэффициент трения скольжения шеек роликов в опорных подшипниках;

- радиус шеек роликов, м;

- радиус роликов, м.

Максимальная скорость лотка (2.4):

(2.4)

где S - ход пода вперед, м;

Принимаем коэффициент трения скольжения шеек роликов в опорных подшипниках со смазкой .

Максимальная скорость лотка:

Время перемещения деталей (2.5):

(2.5)

Вес лотка (2.6):

(2.6)

где - масса лотка, кг.

Суммарный вес деталей, расположенных на поде (2.7):

(2.7)

где m_г - вес порции груза, продвигаемого по поду за один оборот кулачка, кг;

k - количество порций груза на поде.

Принимаем коэффициент трения качения между лотком и роликом.

Тогда необходимое усилие для создания максимального импульса для лотка составит:

Крутящий момент на кулачке согласно формуле (2.2):

2.3.2 Определение КПД привода

КПД двигателя определяется по формуле (2.8):

(2.8)

где - КПД клиноременной передачи, принимаем ;

- КПД червячной передачи редуктора, принимаем ;

- КПД цепной передачи, принимаем ;

- КПД пары подшипников качения, принимаем ;

Необходимая мощность привода:

2.3.3 Определение требуемой мощности и выбор электродвигателя

Выбираем двигатель серии 4А с мощностью

Рассмотрим серию двигателей с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.

Двигатель 4ААМ56В2У3 с, синхронной частотой вращения номинальной частотой вращения вала.

Двигатель 4ААМ63А4У3 с, синхронной частотой вращения номинальной частотой вращения вала.

Двигатель 4ААМ63B6У3 с , синхронной частотой вращения номинальной частотой вращения вала .

Двигатель 4АМ71В8У3 с , синхронной частотой вращения номинальной частотой вращения вала .

Находим передаточное число привода для каждого варианта по формуле (2.9):

(2.9)

; ; ;

Первый и второй вариант дал большие передаточные числа для механизма привода, что в свою очередь приведет к увеличенным габаритным размерам привода. Четвертый вариант нежелательно применять в приводе из-за большой металлоемкости двигателя. Наиболее подходящий третий вариант.

Произведем разбивку передаточного числа по ступеням привода по формуле (2.10):

(2.10)

где - передаточное число открытой клиноременной передачи;

- передаточное число червячного редуктора;

- передаточное число цепной передачи.

Согласно каталогу продукции фирмы «Техмаш», Санкт-Петербург номинальные передаточные числа червячных редукторов 40, 50, 63, 80.

Принимаем передаточное число редуктора постоянным и равным .

Передаточные числа клиноременной и цепной передач не стандартизированы. Для открытых клиноременных передач рекомендуется принимать передаточные числа 2…3, для открытых цепных передач 2…4. Принимаем номинальное передаточное число клиноременной передачи . Определяем номинальное передаточное число цепной передачи (2.11):

(2.11)

Округляем передаточное отношение цепной передачи до по рекомендациям. Тогда общее передаточное число привода:

Частота вращения исполнительного вала (кулачка):

Находим процентное расхождение между заданной частотой вращения кулачка и расчетной:

Допускаемое отклонение частоты вращения исполнительного вала 5%. Полученное значение 3% меньше допускаемого, следовательно, окончательно принимаем двигатель 4ААМ63B6У3 с , синхронной частотой вращения номинальной частотой вращения вала , номинальные передаточные числа открытой ременной передачи , открытой цепной передачи , передаточное число редуктора . После выбора редуктора и определения фактических передаточных отношений ступеней уточним общее передаточное число и фактическую скорость вращения исполнительного вала.

2.3.4 Определение частоты вращения валов и передаваемой мощности

Угловые скорости и частота вращений валов определяются по формулам (2.13, 2.13):

(2.12)

(2.13)

Угловая скорость вала двигателя:

Частота вращения и угловая скорость входного вала редуктора:

Частота вращения и угловая скорость выходного вала редуктора:

Частота вращения и угловая скорость исполнительного вала:

Крутящий момент на первом валу определяется по формуле (2.14):

(2.14)

Крутящий момент на втором валу привода - быстроходном валу редуктора (2.15):

(2.15)

Крутящий момент на третьем валу - тихоходном валу редуктора:

(2.16)

Крутящий момент на четвертом валу (2.17):

(2.17)

2.3.5 Определение рабочего ресурса привода

Привод пульсирующего механизма загрузки печи для закалки железнодорожного крепежа представляет собой технологическое устройство, которое должно работать в три смены, нагрузка с периодическими остановками, ПВ 60%, режим не реверсивный, продолжительность смены 8 часов.

Ресурс привода определяем по формуле (2.18):

, (2.18)

где лет - средний срок службы привода;

смены - число смен;

- продолжительность включений.

час - продолжительность смены.

Из полученного значения вычтем 10% часов на профилактику, текущий ремонт и нерабочие дни.

Окончательно принимаем рабочий ресурс привода:

2.3.6 Подбор стандартных узлов привода

Редуктор подбираем по номинальному передаточному числу, номинальной частоте вращения входного вала, номинальной мощности на тихоходном валу.

Условие выбора по номинальному передаточному числу (2.19):

(2.19)

Условие выбора по мощности (2.19):

(2.20)

где - мощность на быстроходном валу редуктора;

- коэффициент условий работы.

Условие выбора по номинальной частоте вращения быстроходного вала (2.21):

(2.21)

Определяем требуемую мощность на тихоходном валу (2.22):

(2.22)

где - расчетный крутящий момент на тихоходном валу редуктора;

- расчетная частота вращения тихоходного вала редуктора.

Согласно техническому описанию продукции фирмы «Техмаш», Санкт-Петербург принимаем коэффициент условий работы при умеренной нагрузке , рассматриваем червячные редукторы типа 2Ч, Ч универсальные одноступенчатые. Принимаем редуктор Ч-100 (см. рисунок 2.2). Для которого номинальное передаточное число -, фактическое передаточное число .

Рисунок 2.2 - Редуктор типа Ч

Номинальная мощность на т/х валу больше расчетной, максимальная частота вращения быстроходного вала при расчетной . Номинальный крутящий момент на тихоходном валу при расчетном.

Выходные концы валов - цилиндрические (рисунок 3). Диаметр быстроходного вала , диаметр тихоходного вала .

Основные габаритные и присоединительные размеры представлены в таблицах (2.1, 2.2).

Таблица 2.1 - Основные габаритные размеры редуктора Ч-100

aм	L	L1	L2	L3	L4	L5	L6	l	d	b	H	h
мм
100	360	240	200	125	177	225	257	40	19	45	312	100
	h2	D	D1	D2	B	B1	B2	B3	B4	B5	B6	B7
мм
18	160	80	190	130	341	175	140	155	450	225	218	217

Таблица 2.2 - Основные присоединительные размеры выходных валов редуктора Ч-100

Размеры б/х вала	Размеры т/х вала
l	d	b	t	l	d1	b	t
мм
80	32	10	19,3	100	45	14	26,3

На рисунке 2.3 представлены выходные концы валов редуктора.

Рисунок 2.3 - Выходные концы валов редуктора

Обозначение редуктора: Ч-100-63-52-У3

Ч - червячный редуктор;

100 - межосевое расстояние, мм;

63 - номинальное передаточное число;

52 - вариант сборки;

У3 - климатическое исполнение и категория размещения.

2.3.7 Проектный расчет ременной передачи

Основные геометрические и силовые параметры клиноременной передачи представлены на рисунке 2.4.

Рисунок 2.4 - Геометрические и силовые параметры ременной передачи

По передаваемой мощности и частоте вращения выбираем клиновый ремень сечения Z(О) по ГОСТ 1284.1-89.

Определяем минимальный диаметр шкива в зависимости от передаваемого вращающего момента .

Расчетное значение шкива принимаем на порядок выше из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73.

Определяем диаметр ведомого шкива .

Диаметр ведомого шкива определяем по формуле (2.23):

(2.23)

где - коэффициент упругого скольжения.

Ближайшее стандартное значение диаметра по ГОСТ 17383-73 .

Определяем фактическое передаточное число ременной передачи и проверяем его отклонение от заданного передаточного числа по условию (2.24):

(2.24)

Условия выполняются.

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм (2.25):

(2.25)

где - высота сечения клинового ремня.

Определяем расчетную длину ремня, мм (2.26):

(2.26)

Согласовываем со стандартным рядом по ГОСТ 1284.1-89 и принимаем по конструктивным соображениям .

Уточняем значение межосевого расстояния а по стандартной длине (2.27):

(2.27)

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива град (2.28):

(2.28)

Определим скорость ремня , м/с (2.29):

(2.29),

где - допускаемая окружная скорость для клиновых ремней.

При окружной скорости 30 м/с шкивы изготовляют литыми из чугуна марки СЧ18.

Определим частоту пробегов ремня (2.30):

(2.30)

Данное соотношение условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000ч5000 часов.

Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем (2.31):

(2.31)

где - допускаемая приведенная мощность, табличное значение;

С - поправочные коэффициенты, зависящие от длины ремня, характера нагрузки, угла обхвата и т.д. (1, т 2, стр. 742-743).

Определяем количество ремней в комплекте (2.31):

(2.32)

где - номинальная мощность двигателя.

Принимаем .

Ширина шкива (2.33):

(2.33)

где - расстояние от торца шкива до впадины профиля шкива;

- расстояние между впадинами профиля шкива.

Принимаем согласно стандартному ряду линейных размеров по ГОСТ 6636-69.

Определяем силу предварительного натяжения ремня , H (2.34):

(2.34)

Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней (2.35):

(2.35)

Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей
ремня, Н (2.36):

(2.36)

Определяем силу давления клинового ремня на вал F_оп, H (2.37):

(2.37)

2.3.8 Прочностной расчет ременной передачи

Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви , Н/мм² (2.38):

(2.38)

где - напряжение растяжения, Н/мм²;

- напряжение от изгиба, Н/мм²;

- напряжение от центробежных сил, Н/мм²;

допускаемое напряжение клинового ремня.

Напряжение растяжения (2.39):

(2.39)

где - площадь сечения клинового ремня Z(O) .

Напряжение от изгиба(2.40):

(2.40)

где - модуль продольной упругости, примем модуль Е_и = 80 Н/мм²;

- высота клинового ремня.

Напряжение от центробежных сил (2.41):

(2.41)

где - плотность материала клинового ремня.

Проверяем условие прочности ремня:

Условие прочности выполняется. Основные параметры рассчитанной клиноременной передачи представлены в таблице 2.3.

Таблица 2.3 - Основные геометрические и силовые параметры клиноременной передачи

Параметр	Значение
Тип ремня	Поликлиновый К
Межосевое расстояние, a	197,13 мм
Высота ремня, h	4 мм
Длина ремня, L	710 мм
Угол обхвата ведущего шкива,	141,90
Скорость ремня, м/с	2,4
Частота пробегов ремня, U	4,3 с-1
Диаметр ведущего шкива	50 мм
Диаметр ведомого шкива	150 мм
Ширина шкивов	16 мм
Максимальное напряжение, max	8,67 Н/мм2
Предварительное натяжение ремня,	112,6 Н
Сила давления ремня на вал, Fоп	139 Н

2.3.9 Проектный расчет цепной передачи

Геометрические и силовые параметры цепной передачи представлены на рисунке 2.5.

Рисунок 2.5 - Геометрические и силовые параметры цепной передачи

Определяем шаг цепи (2.42):

(2.42)

где - вращающий момент на ведущей звездочке;

- коэффициент эксплуатации;

- число рядов цепи;

- число зубьев ведущей звездочки;

- допускаемое давление в шарнирах цепи.

Коэффициент эксплуатации представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы (2.43):

(2.43)

пульсирующий под конвейер электропечной

где - учитывает динамичность нагрузки;

- учитывает регулировку межосевого расстояния, принимаем для нерегулируемых передач;

- учитывает наклон цепной передачи по отношению к горизонту;

- учитывает периодический режим смазки;

- учитывает трехсменный режим работы.

Число зубьев ведущей звездочки цепной передачи (2.44):

(2.44)

Округляем полученное значение до целого нечетного числа, что в сочетании с нечетным числом ведомой звездочки и четным числом звеньев цепи обеспечит более равномерное изнашивание зубьев.

Принимаем .

- допускаемое давление в шарнирах цепи при частоте вращения ведущей звездочки ;

Принимаем число рядов цепи и определяем шаг цепи:

Округляем до стандартного .

Определяем число зубьев ведомой звездочки (2.45)

(2.45)

Округляем до нечетного числа и принимаем

Определяем фактическое передаточное число (2.46):

(2.46)

Отклонения передаточного числа (2.47):

(2.47)

Определяем оптимальное межосевое расстояние из условия долговечности цепи (2.48):

(2.48)

Коэффициент 30 представляет собой межосевое расстояние в шагах .

Определяем число звеньев в цепи (2.49):

(2.49)

Принимаем

Уточняем межосевое расстояние (2.50):

(2.50)

Определяем фактическое межосевое расстояние (2.51):

(2.51)

Монтажное межосевое расстояние:

Определяем длину цепи (2.52):

(2.52)

Определяем диаметры звездочек. Делительные диаметры (2.53):

(2.53)

Диаметр окружности выступов (2.54):

(2.54)

где - коэффициент высоты зуба;

, - коэффициенты числа зубьев соответственно ведущей и ведомой звездочек;

- геометрическая характеристика зацепления.

Коэффициенты числа зубьев звездочки (2.55):

(2.55)

Геометрическая характеристика зацепления (2.56):

(2.56)

где - диаметр ролика шарнира цепи.

Диаметры окружности впадин (2.57):

(2.57)

2.3.10 Проверочный расчет цепной передачи

Проверяем частоту вращения меньшей звездочки по условию (2.58):

(2.58)

Частота вращения меньшей звездочки значительно меньше допускаемой частоты вращения.

Проверяем число ударов цепи о зубья звездочек по условию (2.59):

(2.59)

где - расчетное значение ударов цепи о зубья звездочки;

- допускаемое значение ударов цепи о зубья звездочки.

Определяем расчетное значение ударов цепи о зубья звездочки (2.60):

(2.60)

Определяем допускаемое значение ударов цепи о зубья звездочки (2.61):

(2.61)

Условие выполняется.

Определяем фактическую скорость цепи (2.62):

(2.62)

Определяем окружную силу на ведущей звездочке (2.63):

(2.63)

Проверяем давление в шарнирах (2.64):

(2.64)

где - уточненное по фактической скорости допускаемое давление в шарнире цепи;

- коэффициент эксплуатации, рассчитан ранее;

- диаметр валика;

- ширина внутреннего звена цепи.

;

;

Давление в шарнирах цепи меньше допускаемого.

Проверяем прочность цепи:

где - коэффициент запаса прочности цепи;

- допускаемый коэффициент запаса прочности (2.65).

(2.65)

где - разрушающая нагрузка в цепи;

- предварительное натяжение цепи;

- натяжение цепи от центробежных сил.

Рассчитаем предварительное натяжение цепи (2.66):

(2.66)

где - коэффициент, учитывающий вертикальное расположение передачи (5, стр.97);

- ускорение свободного падения;

- погонный вес цепи;

Рассчитаем натяжение цепи от центробежных сил (2.67):

(2.67)

Принимаем - разрушающая нагрузка.

Условие прочности цепи выполняется.

Определим силу давления цепи на вал (2.68):

(2.68)

где - коэффициент нагрузки вала. Принимаем .

Все расчетные значения сводим в таблицу 2.4.

Таблица 2.4 - Геометрические и силовые параметры цепной передачи

Параметр	Значение
Тип цепи	ПР-25,4-6000 ГОСТ 13568-75
Шаг цепи	25,4 мм
Межосевое расстояние	823,98 мм
Длина цепи	2794 мм
Число зубьев z1 z2	25 63
Сила давления цепи на вал	3,95кН
Диаметры делительной окружности
Диаметры выступов звездочки
Диаметры впадин

2.3.11 Определение диаметров ступеней вала

Диаметр вала определим из расчета на прочность при кручении по заниженным допускаемым напряжениям. Материал вала - сталь 45 ГОСТ 1050-88. Принимаем для расчета допускаемое касательное напряжение.

Диаметр выходного конца вала определяем по формуле (2.69):

(2.69)

где - крутящий момент на приводном валу.

Принимаем в соответствии со стандартным рядом по ГОСТ 6636-69 .

Длина этого участка вала под ведомую звездочку (2.70):

(2.70)

Принимаем . Размеры фаски выбираем по диаметру участка вала .

Диаметр вала под радиальные подшипники принимаем выше . Ориентировочно принимаем длину вала подшипникового узла 95мм. Окончательно этот участок вала уточним при компановке.

Диаметр вала под ступицу кулачка (2.71):

(2.71)

где - координаты фаски подшипника.

Принимаем . Длину этого участка вала принимаем равной ширине ступицы кулачка: .

Эскиз вала представлен в приложении. Окончательно длину ступеней уточним при компановке.

2.3.12 Ориентировочный расчет вала

На вал действует радиальная нагрузка от цепной передачи под углом 15⁰ к вертикальной плоскости, осевая нагрузка давления от пружины , крутящий момент , окружная сила, значение которой определим по формуле (2.72):

(2.72)

Вал предполагается смонтировать на сферических радиальных шарикоподшипниках. Плоскость действия радиальных нагрузок расположена в средней плоскости подшипника.

Опорная сила от ведомой звездочки приложена на расстоянии от торца вала. Принимаем точки приложения опорных реакций (рисунок 2.6) от плоскости контакта толкателя и кулачка до опор , .

Рисунок 2.6 - Схема к определению точек приложения реакций

Расстояние от левой опоры до плоскости приложения опорной силы от ведомой звездочки .

Составляем расчетную схему нагружения вала, вводим систему координат и определяем реакции опор. Расчетная схема представлена на рисунке 2.5. Раскладываем силу давления на вал от цепной передачи на две составляющие по осям:

,

Составляем уравнения равновесия в плоскости (2.73):



(2.73)

Вертикальная реакция в опоре В (2.74):

(2.74)

Вертикальная реакция в опоре А (2.75):

(2.75)

Проверяем реакции:

Составляем уравнения равновесия в плоскости (2.76):

(2.76)

Горизонтальная реакция в опоре В (2.77):

(2.77)

Горизонтальная реакция в опоре А (2.78):

(2.78)

Проверяем реакции (2.79):

(2.79)

Строим эпюры изгибающего момента в вертикальной плоскости (2.80):

(2.80)

Строим эпюры изгибающего момента в горизонтальной плоскости (2.81):

(2.81)

Находим суммарные значения эпюр (2.82):

(2.82)

Эпюры изгибающих и крутящих моментов построены на рисунке 2.7.



Рисунок 2.7 - Определение внутренних усилий, действующих в поперечных сечениях вала

2.3.13 Предварительный выбор подшипников и корпусов подшипниковых узлов приводного вала

В пункте были определены осевые и радиальные нагрузки в опорах.

Шариковые радиальные двухрядные сферические подшипники предназначены воспринимать радиальные и небольшие осевые нагрузки. Для восприятия значительных осевых нагрузок они не рекомендуются, так как в этом случае нагружен только один ряд шариков и грузоподъемность подшипника понижается. Подшипники этого типа фиксируют положение вала относительно корпуса в двух осевых направлениях. Благодаря способности самоустанавливаться сферические подшипники допускают несоосность посадочных мест (перекосы до 2-3°). Корпуса подшипников выбираем по ГОСТ 13218.3-80 типа УМ, исполнения 1.

Подшипники устанавливаем враспор, схема нагружения подшипников представлена на рисунке 2.8.

Рисунок 2.8 - Схема нагружения подшипников

Определяем суммарные радиальные нагрузки подшипников (2.83):

(2.83)

Осевые составляющие радиальных нагрузок равны нулю (2.84):

; (2.84)

Осевую силу воспринимает правый подшипник, ограничивающий осевое перемещение вала под действием этой силы и исчерпывающей осевое нагружение , равное этой силе. Осевая нагрузка левого подшипника . Предварительно принимаем шарикоподшипники радиальные двухрядные средней серии 1313 по ГОСТ 28428-90.

Расчет подшипника ведем по опоре А с большей радиальной нагрузкой . Для выбора формулы определения эквивалентной нагрузки определяем отношения осевой и радиальной нагрузки и сравниваем его с коэффициентом влияния осевого нагружения . - коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника принимается равным .

Подбираем формулы и находим эквивалентную нагрузку на подшипники. Для опоры А (2.85):

(2.85)

где - коэффициент радиальной нагрузки для подшипника 1313;

- коэффициент осевой нагрузки для подшипника 1313;

- коэффициент безопасности, зависящий от характера нагрузки на подшипник;

- температурный коэффициент.

2.4 Расчет и конструирование гидродвигателя

2.4.1 Исходные данные

Для расчета и конструирования гидродвигателя необходимо задаться некоторыми параметрами установки. Данные сведем в таблицу 2.5.

Таблица 2.5 - Основные параметры привода

Параметр	Значение
Тип гидродвигателя	вращательного движения
Требуемый крутящий момент	2,7 Н·м
Частота вращения	915 мин-1
Регулирование скорости	Дроссельное, на выходе

2.4.2 Определение геометрических параметров гидродвигателя и его выбор

В механизме используется гидродвигатель вращательного движения.

При данном требуемом крутящем моменте гидродвигателя, согласно рекомендаций [2] из стандартных давлений в гидравлике по ГОСТ 12445-80 принимаем рабочее давление гидросистемы равное МПа.

Требуемый объем гидродвигателя найдем по формуле (2.86) [1]:

, м³ (2.86)

где - требуемый крутящий момент гидродвигателя, Н·м;

- давление в напорной линии гидродвигателя, Па;

- противодавление в сливной линии гидродвигателя, Па.

Давление в напорной линии гидродвигателя с предварительным учетом потерь давления примем равным МПа.

Противодавление в сливной линии гидродвигателя, согласно рекомендаций [1], примем p₂ = 0.5 МПа.

м³ (4,71 см³)

Исходя из полученных данных выбираем аксиально-поршневой гидромотор типа Г15-21Р с объемом рабочей полости см³. Основные характеристики данного гидромотора представлены в таблице 2.6.

Таблица 2.6 - Характеристики гидромотора Г15-21Р

№ п/п	Параметр	Значение
1	Номинальное давление, МПа	6,3
2	Максимальное давление, МПа	12,5
3	Объемом рабочей полости, см3	11,2
3	Крутящий момент, Н·м	9,6
4	Число оборотов, мин-1:
	- минимальное	16
	- максимальное	2400

2.4.3 Выбор гидравлической схемы и ее обоснование

Гидравлическая схема представлена на рисунке 2.9.

В схеме используем гидрораспределитель с соединением напорной линии со сливной в закрытом положении, что позволяет насосу работать постоянно. Согласно техническому заданию регулирование скорости осуществляется дросселем, включенным на выходе.

Нейтральное положение:

Рабочая жидкость посредством насоса Н подается через фильтр Ф, обратный клапан КО в реверсивного распределителя РР. При среднем (нейтральном) положении РР жидкость поступает через дроссель Д обратно в бак. Предохранительный клапан КП предохраняет систему от перегрузки.

Рисунок 2.9 - Схема движения рабочей жидкости в нейтральном положении

Вращение вправо:

При переводе реверсивного распределителя РР в левое положение идет подача рабочей жидкости через РР в гидромотр ГМ и обратно в БАК. Происходит вращение вправо (Рисунок 2.10).

Рисунок 2.10 - Схема движения рабочей жидкости «вращение вправо»

Вращение влево:

При переводе реверсивного распределителя РР в правое положение идет подача рабочей жидкости через РР в гидромотр ГМ и обратно в БАК. Происходит вращение влево.

Рисунок 2.11 - Схема движения рабочей жидкости «вращение влево»

На рисунке 2.12 изображена гидравлическая схема привода.

Рисунок 2.12 - Гидравлическая схема привода

2.4.4 Расчет и выбор насосной установки

Требуемый расход жидкости для гидромотора найдем по формуле (8.87) [1]:

, м³/с, (8.87)

где - требуемая максимальная угловая скорость гидромотора, с^-1;

- стандартный объем выбранного гидромотора, м³.

Требуемую угловую скорость гидромотора найдем по формуле (8.88):

, с^-1, (2.88)

где - требуемая частота вращения выходного вала, мин^-1.

с^-1

Отсюда расход рабочей жидкости:

м³/с (10,3 л/мин)

Требуемое давление насоса с предварительным учетом потерь давления в системе найдем по формуле (8.89) [1]:

, МПа (8.89)

МПа

Исходя из полученных расчетных данных, выбираем насосную установку из [2] типа :

М - исполнение по расположению и количеству насосных агрегатов; П - расположение насосного агрегата (правое); Г48-84 - обозначения насосной установки; 5 - исполнение по вместимости бака; УХЛ - климатическое исполнение; - исполнение комплектующего насосного агрегата; 2Г49-33 - номер насосного агрегата (Таблица 2.7).

Таблица 2.7 - Характеристики насоса НПл16/6,3

№ п/п	Параметр	Значение
1	Рабочий объем, см3	16
2	Номинальная подача, л/мин (м3/с)	12,7 (0,00021)
3	Номинальное давление, МПа	6,3
4	Максимальное давление, МПа	7,0

2.4.5 Расчет и выбор трубопроводов

Для нахождения диаметров трубопроводов зададимся скоростью движения жидкости согласно рекомендуемым [2] в зависимости от давления в гидросистеме:

ѕ для напорной линии при Р_н = 6,3 МПа - u_рек = 3,2 м/с;

ѕ для напорно-сливной и сливной линий u_рек = 2 м/с.

В качестве трубопроводов применяем стальные трубы ГОСТ 8734-75.

Внутренний диаметр участка трубы определяем по формуле (2.90) [1]:

, м, (2.90)

где Q - максимальный расход рабочей жидкости через трубу, м³/с;

u_рек - рекомендуемая скорость течения рабочей жидкости, м/с.

Толщину стенки участка трубы определяем по формуле (2.91) [1]:

, м, (2.91)

где P - максимальное давление рабочей жидкости в трубе, МПа;

[у] - допускаемое напряжение на растяжение для стали у_вр = 340 МПа;

k_б - коэффициент запаса, k_б = 2…8.

Напорные трубопроводы 1-2, 3-4, 4-12:

ѕ рекомендуемая скорость рабочей жидкости м/с;

ѕ максимальный расход жидкости равен максимальному расходу насосной установки м³/с;

ѕ максимальное давление равно максимальному давлению, обеспечиваемому насосной установкой МПа.

м (9,1 мм)

Выбираем трубу 12х0,6 ГОСТ 8734-75 [2].

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

Напорные трубопроводы 4-5:

ѕ рекомендуемая скорость рабочей жидкости м/с;

ѕ максимальный расход жидкости м³/с;

ѕ максимальное давление равно максимальному давлению, обеспечиваемому насосной установкой МПа.

м (8,2 мм)

Выбираем трубу 10х0,6 ГОСТ 8734-75 [2].

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

Напорно-сливные трубопроводы 6-7, 8-9:

ѕ рекомендуемая скорость рабочей жидкости м/с;

ѕ максимальный расход жидкости м³/с;

ѕ максимальное давление равно максимальному давлению, обеспечиваемому насосной установкой МПа.

м (10,4 мм)

Выбираем трубу 12х0,6 ГОСТ 8734-75 [2].

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

ливной трубопровод 10-11:

ѕ рекомендуемая скорость рабочей жидкости м/с;

ѕ максимальный расход жидкости м³/с;

ѕ максимальное давление равно МПа.

м (10,4 мм)

Выбираем трубу 12х0,6 ГОСТ 8734-75 [2].

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

Сливной трубопровод 13-14:

ѕ рекомендуемая скорость рабочей жидкости м/с;

ѕ максимальный расход жидкости м³/с;

ѕ максимальное давление равно МПа.

м (11,6 мм)

Выбираем трубу 14х1 ГОСТ 8734-75 [2].

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

2.4.6 Подбор гидроаппаратуры

Зная расходы и ориентировочные величины давлений, выбираем гидроаппаратуру из [2]. Согласно ТЗ, используем аппаратуру стыкового монтажа.

1) Выбираем реверсивный распределитель РР типа: ВЕ 6. 64 / В36-50 Н Д ГОСТ 24679-81

Основные параметры и характеристики реверсивного распределителя:

ѕ диаметр условного прохода, мм: 6

ѕ расход масла, л/мин:

ѕ номинальный: 12,5

ѕ максимальный 30

ѕ давление, МПа:

ѕ номинальное: 32

ѕ в сливной линии, не более: 6

ѕ потери давления МПа, не менее 015 МПа

ѕ способ монтажа: стыковой

2) Выбираем обратный клапан типа: ПГ51-32 ТУ2-053-1649-83Е

Основные параметры и характеристика клапана:

ѕ диаметр условного прохода, мм: 10

ѕ номинальный расход масла, л/мин: 32

ѕ давление номинальное, МПа: 20,0

ѕ перепад давлений на клапане при номинальном потоке жидкости МПа, не более: 0,25

ѕ внутренние утечки при ном. давлении, см³/мин не более: 0,8

ѕ давление открывания клапана, МПа, не менее: 0,15

ѕ способ монтажа: стыковой.

3) Выбираем дроссель типа: ПГ77-12 ТУ27-20-2205-78

Основные параметры дросселя:

ѕ диаметр условного прохода, мм: 10

ѕ расход масла, л/мин

ѕ номинальный: 20

ѕ минимальный: 0,1

ѕ давление номинальное, МПа: 6,3

ѕ перепад давлений при номинальном потоке МПа, не более: 0,25

ѕ способ монтажа: стыковой

4) Выбираем предохранительный клапан типа: Г54-32 М ТУ2-053-1628-83 Е

Основные параметры клапана давления:

ѕ диаметр условного прохода, мм: 10

ѕ давление настройки, МПа: 1,2-6,3

ѕ расход масла, л/мин:

ѕ номинальный: 32

ѕ максимальный: 45

ѕ минимальный: 1

ѕ номинальный перепад давлений, МПа: 0,2

ѕ способ монтажа: резьбовой

5) Выбираем фильтр напорный типа: 16-80 К ГОСТ 21329-75

Основные параметры фильтра:

ѕ диаметр условного прохода, мм: 10

ѕ номинальный расход, л/мин: 16

ѕ номинальный перепад давлений, МПа: 0,09

ѕ номинальное рабочее давление, МПа: 20

ѕ номинальная тонкость фильтрации, мкм: 80

2.4.7 Потери давления и проверка насосной установки. Определение потерь давления в аппаратах

При определении перепадов давлений исходят из расходов, на которые рассчитана гидроаппаратура. Действительные перепады давлений отличаются от справочных взятых предварительно для расчета. Поэтому необходимо уточнить их значения.

Потери давления в аппаратах определяются по формуле (2.92) [1]:

,МПа (2.92)

где Дp₀ - перепад давления открывания или настройки аппарата, МПа;

A и B - коэффициенты аппроксимации экспериментальной зависимости потерь давления от расхода через гидроаппарат;

Q_max - максимальный расход рабочей жидкости через гидроаппарат, МПа.

Коэффициенты аппроксимации экспериментальной зависимости потерь давления найдем по формулам (2.93) [1]:

, МПа · с/м³

, МПа · с² / м⁶ (2.93)

где Дp₀ - перепад давления открывания или настройки аппарата, МПа;

Дp_ном - потери давления при номинальном расходе, МПа;

Q_ном - номинальный расход гидроаппарата, МПа.

Номинальный расход, перепад давления открывания или настройки аппарата и потери давления при номинальном расходе указываются в характеристиках на гидроаппарат.

Согласно гидравлической схемы основные сопротивления движению рабочей жидкости оказывают: фильтр, клапан обратный, дроссель, реверсивный распределитель. Остальные гидроаппараты являются вспомогательными и особого влияния на потерю давления не оказывают.

Расчет потерь давления произведем для вращения вправо, для вращения влево потери аналогичны.

Пример расчета потерь давления для реверсивного распределителя:

л/мин (0,00021 м³/с);

МПа;

МПа.

Коэффициенты аппроксимации:

МПа · с/м³

МПа · с² / м⁶

Максимальный расход напор: м³/с.

МПа

Максимальный расход слив: м³/с.

МПа

Рассчитанные значения перепадов давлений гидроаппаратов представлены в таблице 2.8.

Таблица 2.8 - Расчетные значения потерь давления в гидроаппаратах

Наименование гидроаппарата	Дp0, МПа	A, МПа · с/м3	B, МПа · с2 / м6	Qmax, м3/с	ДpГА, Мпа
Напорная линия
Фильтр Ф		168,8	632812,5	0,00021	0,063
Клапан обратный КО	0,15	93,8	175781,3	0,00017	0,171
Реверсивный распределитель РР		360,0	1728000,0	0,00017	0,111
Сливная линия
Реверсивный распределитель РР		360,0	1728000,0	0,00017	0,111
Дроссель Д		375,0	1125000,0	0,00017	0,096

Итого потери в гидроаппаратах:

Вращение вправо:

ѕ напорная линия МПа

ѕ сливная линия Мпа

2.4.8 Определение потерь в трубопроводах. Потери давления в трубопроводах по длине

Для нахождения потерь давления по длине трубопроводов вычислим числа Рейнольдса по формуле (2.94) [1]:

(2.94)

где u - фактическая скорость течения жидкости в трубопроводе, м/с;

- кинематический коэффициент вязкости жидкости, м²/с.

Потери давления на вязкое трение определяются по формуле (2.95) [1]:

, МПа (2.95)

где - плотность рабочей жидкости, кг/м³;

Q_max - максимальный расход жидкости в линии, м³/с;

_i - коэффициент гидравлического трения на - том участке;

L_i - длина i - го участка трубопровода, м;

d_ст - внутренний диаметр i - го участка трубопровода, м;

f_cn - площадь внутреннего сечения i - го участка, м.

Для гладких цилиндрических трубопроводов коэффициент определяется по формуле (2.96) [1]:

(2.96)

Расчет потерь давления приведем для напорного трубопровода на участке 1-2 при максимальных значениях расхода жидкости. На данном участке используется труба 12х0,6 ГОСТ 8734-75.

ѕ длинна трубопровода м;

ѕ внутренний диаметр трубопровода м;

ѕ максимальный расход жидкости м³/с.

Рабочая жидкость ИГП-38 ГОСТ 20799-75 [2]:

ѕ плотность рабочей жидкости кг/м³;

ѕ кинематический коэффициент вязкости м²/с.

Площадь внутреннего сечения трубопровода определим по формуле (2.97):

, м² (2.97)

м²

Фактическая скорость движения рабочей жидкости в трубопроводе (2.98):

, м/с (2.98)

м/с

Число Рейнольдса:

- поток ламинарный.

Коэффициент гидравлического трения:

МПа

Рассчитанные значения потерь на участках трубопроводов представлены в таблице 2.9.

Таблица 2.9 - Потери давления по длине трубопроводов

Участок по схеме	Qmax, м3/с	dТi, м	Li, м	fТi ·10-4, м2	ui, м/с	Rei	i	pТi,
Напорная линия
1-2	0,00021	0,0108	0,1	0,000092	2,29	618,9	0,1034	0,0022
3-4	0,00021	0,0108	0,1	0,000092	2,29	618,9	0,1034	0,0022
4-5	0,00017	0,0088	0,1	0,000061	2,80	614,9	0,1041	0,0041
6-7	0,00017	0,0108	1,6	0,000092	1,86	501,0	0,1277	0,0290
Сливная линия
8-9	0,00017	0,0108	1,8	0,000092	1,86	501,0	0,1277	0,0326
10-11	0,00017	0,0108	0,3	0,000092	1,86	501,0	0,1277	0,0054

Итого потери по длине трубопроводов:

Вращение вправо:

ѕ напорная линия МПа

ѕ сливная линия МПа

Местные потери давления в трубопроводах

Местные потери складываются из потерь в различных местных сопротивлениях (углы, тройники, изменение диаметра и т.д.) и определяются по формуле (2.99) [1]:

(2.99)

где жj - коэффициент j-го местного сопротивления;

n_н - число местных сопротивлений;

f_Мj - площадь внутреннего сечения трубопровода перед j-тым сопротивлением.

Полный расчет местных потерь произведем для местного сопротивления типа «тройник» на участке 3-4:

- местное сопротивление - тройник

- количество местных сопротивлений n = 1;

- диаметр трубопровода Ш0,0108 м;

- коэффициент местного сопротивления ж = 0,3 [2].

Па (0,0003 МПа)

Остальные рассчитанные местные потери приведены в таблице 2.10.

Таблица 2.10 - Результаты расчетов местных потерь давления

Участок	Qmax,	fстi,	Вид местного сопротивления	Параметр мест. сопротив.	Кол-во мест. сопрот.	о	Дрмi
	м3/с	м2					МПа
Напорная линия
1-2	0,00021	0,000079	Резкое сужение Ф10,8/Ф10 (Ф)	d0/d = 0,96	1	0,11	0,0003
3-4	0,00021	0,000079	Резкое расширение Ф10/Ф10,8 (Ф)	d0/d = 0,96	1	0,15	0,0005
3-4	0,00021	0,000092	Тройник Ф10,8		1	0,3	0,0007
4-5	0,00017	0,000028	Резкое сужение Ф8,8/Ф6 (Вход в плиту)	d0/d = 0,68	1	0,34	0,0055
6-7	0,00017	0,000028	Резкое расширение Ф6/Ф10,8 (Выход из плиты)	d0/d = 0,56	1	1,27	0,0204
6-7	0,00017	0,000092	Колено Ф10,8	90 град.	3	1,2	0,0055
6-7	0,00017	0,000092	Вход в емкость Ф10,8		1	2	0,0031
Сливная линия
8-9	0,00017	0,000092	Колено Ф10,8	90 град.	3	1,2	0,0055
8-9	0,00017	0,000028	Резкое сужение Ф10,8/Ф6 (Вход в плиту)	d0/d = 0,56	1	0,44	0,0071
9-10	0,00017	0,000028	Колено Ф6	90 град.	2	1,2	0,0386
10-11	0,00017	0,000028	Резкое расширение Ф6/Ф10,8 (Выход из плиты)	d0/d = 0,56	1	1,27	0,0204

Итого местные потери в трубопроводах при обоих ходах:

Вращение вправо:

ѕ напорная линия МПа

ѕ сливная линия МПа

2.4.9 Суммарные потери давления

Общие суммарные потери давления приведены в таблице 2.11.

Таблица 2.11 - Общие суммарные потери в гидросистеме

Этап цикла	Линии	PГА, МПа	Pl, МПа	PМ, МПа	p, МПа
Рабочий ход вправо	Напорная Сливная	0,346 0,207	0,0376 0,0381	0,0360 0,0716	0,4196 0,3167

2.4.10 Проверка насосной установки

Давление насосной установки должно обеспечивать требуемое давление в гидросистеме с учетом потерь (2.99) [1]:

(2.100)

Максимальные потери в напорной линии МПа.

Номинальное давление насосной установки МПа.

МПа

Выбранная насосная установка удовлетворяет заданным условиям.

3. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

3.1 Расчет плоской шпоночной протяжки

Данные на протяжку таблица 3.1; материал изделия - Ст Х13; у_В = 530 МН/м²; = 31%.

Выполним чертеж обрабатываемой детали (рисунок 3.1).

Рисунок 3.1 - Чертеж детали

Материал протяжки назначаем по таблице 3.1.

Таблица 3.1 - Данные протяжки

Тип	Размеры хвостовика, мм	Площадь опасного сечения FX, мм2
	b	l1	b1	H1	l2	l3	lЗЖ	f	r
1	5	14	8	11	20	16	60	6	0,3ч0,6	39,8

Сталь Х13 относится к коррозионно-стойким (нержавеющим) сталям. Поэтому материал протяжки выбираем Р9К5 (быстрорежущая сталь).

Хвостовик протяжки представлен на рисунке 3.2.

Рисунок 3.2 - Эскиз хвостовика. Суммарный подъем протяжки

Выбираем хвостовик протяжки (Тип 1) рисунок 3.2, а по таблице 3.2 принимаем размеры хвостовика. ГОСТ 4043-70 (3.1).

Таблица 3.2 Размеры хвостовика

d, м	D, мм	b, мм	L, мм	t1+0,1, мм	r, мм	Модель станка
18Н7	30	5D10	25	1,9	0,2	7505

еДh = t_max^' - D + f₀ мм (3.1)

где tў_max - наибольшее расстояние от края отверстия до дна канавки;

tў_max = 20 мм;

D - диаметр отверстия (наименьший размер);

f₀ - величина стрелки.

Величина f₀ принимается по таблице П. 3.16. или по формуле (3.2):

, мм (3.2)

f₀ = 0,5(18 ---18² - 5² ) = 0,3545 » 0,35 мм;

тогда:

SDh = 20 -18 + 0,35 = 2,35 мм.

Ширина зубчатой части (3.3):

в_n = в_max - d_в, мм (3.3)

где d_в - остаточная деформация паза по ширине, обычно принимается от 0 до 0,01 мм (устанавливается при протягивании первых деталей).

в_n = 5,078 - 0,01 = 5,068 мм;

Подача на зуб для режущих зубьев S_Z = 0,08 ч0,15 принимается по таблице. Принимаем S_Z = 0,08 мм.

Шаг зубьев t - по таблице П. 3.18 или рассчитывается по формуле (3.4):

, мм (3.4)

где m » 1.5.

t =1,525 = 7,5 мм.

Принимаем стандартное значение t = 8,0 мм. Наибольшее количество одновременно работающих зубьев (3.5):

(3.5)

Дробная часть отбрасывается. Примем количество одновременно работающих зубьев Z_i = 4.

4. ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ И НАЗНАЧЕНИЯ ДЕТАЛИ

Деталь - ведущая звёздочка цепной передачи. Данная звёздочка является ведущей звёздочкой в цепной передаче, передающей крутящий момент с вала редуктора на приводной скат. Основные элементы конструкции звёздочки, сложные для обработки, точные и ответственные поверхности - осевое отверстие в ступице, шпоночный паз и зубчатый венец. В ступице выполнено осевое отверстие, для посадки детали на вал. Осевое отверстие имеет Ш80Н7 - седьмой квалитет точности; шероховатость 2,5 мкм. Передача вращения с вала на деталь осуществляется через шпонку, поэтому в отверстии ступицы выполняется шпоночный паз. шпоночный паз имеет 9 квалитет точности, допуск симметричности 0,01. В цепной передаче применена трёхрядная роликовая цепь, поэтому зубчатый венец звёздочки выполняется трёхрядным. Он является рабочим элементом конструкции, предназначенным для передачи вращения от ступицы на трёхрядную роликовую цепь. Вследствии этого зубчатый венец испытывает подвергается воздействию силовых нагрузок и абразивному износу. Наиболее сложные для обработки, точные и ответственные поверхности - зубья (имеют степень точности 8-В; шероховатость поверхности Ra=2,5 мкм; биение 0,06 относительно А).

Деталь изготовляется из качественной углеродистой стали 45 ГОСТ 1050-88 и проходит термическую обработку (Таблицы 4.1 и 4.2).