Размещено на http://www.allbest.ru/

BBЕДЕНИЕ

Химикат сульфат аммония или аммоний сернокислый обладает достаточно широким диапазоном применения.

В состав сульфата аммония входят такие химические элементы как азот и сера. Данное минеральное удобрение достаточно распространено, оно хорошо усваивается растениями. Одним из отличающих свойств сульфата аммония считается его относительная безопасность для человека. Поэтому сульфат аммония используют в пищевой промышленности, при хлорировании воды.

Одним из самых крупных предприятием-производителем аммонийной соли серной кислоты в России и, в частности на Северо-западе, является коксохимическое производство Компании ПАО «Северсталь». При сухой перегонке каменного угля при получении кокса в коксохимическом производстве Компании получается побочный продукт-аммиак, применяемый для производства удобрения.

В этапы производства удобрения входят:

Поглощения серной кислотой аммиака из коксового газа; вакуумной кристаллизации; центрифугирования; сушки влажной соли; транспортировки на склад; складирования.

Со склада готовой продукции сульфат аммония поступает на участок упаковки и погрузки цеха.

Сеть ленточных транспортеров установлена в многоуровневом помещении. Ленточные транспортеры распределяют потоки поступающего аммония сернокислого к участку упаковки (аммоний упаковывается в мешки вместимостью по 50кг), либо на погрузку в железнодорожные вагоны.

1. АНАЛИЗ СОСТОЯНИЯ ВОПРОСА. ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ

В состав цеха улавливания химических продуктов №2 коксохимического производства Компании ПАО «Северсталь» входит несколько отделений:

- сульфатное;

-конденсации и охлаждения коксового газа;

- машинное отделение с электрофильтрами;

- аммиачное;

- бензольное;

- отделение для складирования смолы;

- помещение для складирования сульфата аммония;

- установка упаковки и загрузки в железнодорожные вагоны.

В процессе коксования и получения кокса для доменных печей коксовый газ, который имеет в своем составе аммиак, проходя через машинный зал, поступает в сульфатное отделение. В сульфатном отделении в абсорбере происходит его смачивание 2-10 процентным раствором серной кислоты путем распыления раствора. На следующем этапе раствор, насыщенный аммиаком проходит в испаритель. Далее происходит выпаривание маточного раствора при температуре 750С и увеличение размеров кристаллов соли аммония. В центрифугу поступает с концентрацией 50-60% твердой фазы раствор и происходит отфуговывание. Отфугованное удобрение попадает на ленточные транспортёры, которые транспортируют его до сушек, где происходит сушка сульфата аммония в кипящем слое при температуре 120 градусов. После сушек сульфат аммония циклами поступает в бункер накопитель, после чего грейферным краном транспортируется на склад. Со склада готовой продукции сульфат аммония по мере необходимости поступает на участок упаковки и отгрузки.

Цех улавливания химических продуктов №2 пущен в эксплуатацию в 1972 году. Цех улавливания рентабелен и приносит прибыль, но основные фонды изношены, устарели морально, и нуждаются в мероприятиях по реконструкции оборудования производства и модернизации оборудования. Участок упаковки и погрузки сульфата аммония коксохимического производства Компании требует реконструкции, где процесс погрузки сульфата аммония осуществляется транспортёром производительностью 40т/час, имеющий механический привод передвижения тележки не обеспечивающего равномерное распределение груза в вагоне. Погрузка сульфата аммония осуществляется в вагоны типа «теплушка». Данный тип погрузки низкопроизводителен и трудоемок, так как для погрузки используется ручной труд. Бригада грузчиков вручную с помощью лопат распределяет отгружаемое удобрение по вагону.

Целью реконструкции участка упаковки и отгрузки является:

- повышение производительности труда;

- увеличение объема погрузки выпускаемой продукции;

- проектирование новой технологической схеме производства;

- соответствие нового производства требованиям мер безопасности и экономической деятельности Компании ПАО «Северсталь».

Исходя из выше указанных целей, одной из задач проектирования является разработка ряда направлений вопросов связанных с внедрением новой технологией, проектированием и расчетом оборудования производства, методами обработки деталей и их изготовления. Для этого необходимо спроектировать и рассчитать установку для загрузки полувагонов, хопперов и минераловозов производительностью 60т/час, рассмотреть её основные узлы и характер работы. Транспортер поднимается на отметку +5,5 метров, что позволяет грузить открытые полувагоны и минераловозы, а также заменяется механический привод передвижения тележки на гидравлический, что позволит плавно перемещать ленточный транспортер. В результате проведения реконструкции при погрузке вагонов обеспечивается равномерная, качественная погрузка удобрения в вагон.

Одним из ключевых показателей эффективности Компании ПАО «Северсталь» является повышение уровня безопасности. Поэтому важной задачей является изучение вопроса о безопасности нового технологического процесса и его экономической целесообразности. После проведения анализа основных недостатков рассматриваемого участка цеха предлагается провести его реконструкцию. Реконструкция позволит увеличить производительность труда, за счет установки дополнительного оборудования погрузки сульфата, повысит эффективность производства и улучшит условия труда в цехе улавливания химических продуктов Компании.

После рассмотрения новой технологии необходимо спроектировать и рассчитать соответствующее оборудование, то есть, то основное оборудование, которое будет установлено в цехе. Основное производственное оборудование включает ленточный конвейер (транспортер погрузки навалом). Машина-автомат для затаривания сыпучего сульфата в мешки после проведения реконструкции будет являться вспомогательным оборудованием. Таким образом, следует рассмотреть основные узлы и детали установки для загрузки железнодорожных вагонов, особенности её конструкции, системы приводов.

Конструкция и работа установка для загрузки полувагонов, хопперов и минераловозов производительностью 60 т/час.

1 Приемный бункер.

Приемный бункер служит для приема аммиачной селитры с технологии на установку, в течение работы должен быть заполнен до верхнего уровня, а по окончании работы - опорожнен.

2 Питатель.

Питатель расположен сразу после приёмного бункера, выполняет дозирование подачи сульфата аммония на транспортер погрузки.

3 Основной рабочий шибер с пневматическим приводом.

Основной рабочий шибер с пневматическим приводом расположен сразу после ручного шибера и предназначен для отсекания потока сульфата аммония с установки при загрузке одного из отсеков хоппера или минераловоза. В состав пневматический привода входят пневматический цилиндр и трехходовой кран, расположенные непосредственно на месте загрузки полувагонов, хоппера или минераловоза.

4 Транспортёр подачи сульфата аммония в полувагон, хоппер или минераловоз.

5 Площадка обслуживания.

Площадка обслуживания хоппера смонтирована между колоннами рампы. На высоте крыши хоппера и вдоль движения хоппера, имеют откидные мостики для перехода на крышу хоппера. В нерабочем состоянии они должны быть зафиксированы. На площадке расположен пульт управления передвижения маневрового устройства.

6 Маневровое устройство.

Маневровые устройства расположены соответственно на железнодорожных путях и предназначаются для перестановки полувагонов, хопперов и крытых железнодорожных вагонов под погрузку.

Маневровое устройство состоит из приводной тележки и толкателей ТМ-16. Также имеются лотки для укладки силового и оперативного кабелей маневрового устройства. Пульты дистанционного управления маневрового устройства расположены непосредственно на местах загрузки полувагонов и хопперов.

Грейферным краном сульфат аммония отправляется в приемный бункер на участок погрузки в железнодорожные вагоны, откуда через питатель попадает на ленточный транспортёр и далее в железнодорожный вагон.

ленточный конвейер червячный фреза

2. KОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ

2.1 Расчет и проектирование привода ленточного транспортера

2.1.1 Назначение, устройство и принцип действия ленточного конвейера

Одним из требований к конвейеру является обеспечение заданной производительности и перемещение минеральных удобрений от бункера загрузки до места погрузки в железнодорожные вагоны.

Несущим органом ленточного конвейера является гибкая транспортерная лента, опирающаяся своей рабочей и холостой частями на роликовые опоры, огибающая приводной и натяжной барабаны. Движение ленты осуществляется от приводного барабана фрикционным способом (трением). При помощи натяжника создается необходимое первоначальное натяжение на сбегающей ветви ленты конвейера.

Диаметр барабана должен соответствовать стандарту ГОСТ 18974-87. Подбор диаметра ролика зависит от размеров ширины ленты, скорости движения, рода и размеров груза. Ролики конвейеров изготавливают из стальных труб, чугуна и пластмасс. Величина хода натяжного устройства конвейера зависит от длины и вида трассы конвейера. Обеспечивается компенсация удлинения ленты (от нагрузки, изменения температур и от износа).

К конвейерной ленте предъявляется ряд требований:

высокая продольная точность;

гибкость в продольном (на барабанах) и поперечном (на роликах) направлениях;

высокая сопротивляемость изнашиванию и расслаиванию при многократных перегибах;

малые упругие и остаточные удлинения;

высокая влаго и теплостойкость.

Чем больше достигает диаметр барабана, тем меньше напряжение изгиба ленты и больше ее срок службы.

Для централизации обеих частей ленты и исключение ее сильного поперечного смещения устанавливают центрирующие роликовые опоры разных конструкций. В привод барабана ленточного конвейера входит электродвигатель и редуктор с соединительными муфтами. На поворотных участках ветвей трассы устанавливают роликовые батареи. Роликовые батареи необходимы для обеспечения плавного перегиба ленты. Взамен роликовых батарей могут устанавливаться поворотные ролики.

Все части и элементы конвейера монтируются на передвижной тележке, установленной на рельсы. Для выполнения очистки от оставшихся частиц груза с рабочей стороны ленты устанавливают вращающиеся ролики.

На рисунке 1 представлен общий вид погрузчика.

Рисунок 1 - Схема погрузчика: 1 -грейферный кран; 2 - грейфер; 3 - бункер загрузки; 4 - питатель; 5 - транспортёр погрузки навалом

2.1.2 Расчет ленточного транспортера

Исходные данные:

Производительность конвейера: Q = 60т/час.

Плотность материала ленты: = 1,22 т/м3.

Максимальный размер гранулы удобрения: аmax = 4 мм.

Длина ленточного конвейера: l = 12м.

Расчет ширины ленты.

Определяем ширину ленты:

м, (1)

где V - скорость движения ленты, м/с, V= 1,0 м/с;

- плотность материала ленты, = 1,22 т/м3 (исходные данные);

k - значение коэффициента, зависящего от угла естественного откоса груза k = 550 [25, с.55];

k - коэффициент, зависящий от угла наклона конвейера, k = 1.

м

По рассчитанному значению ширины ленты подбираю транспортерную ленту общего назначения типа 2, имеющую ширину 400мм с 4мя прокладками из бельтинга марки Б 820 с двусторонней резиновой обкладкой толщиной 3мм на рабочей поверхности 1мм на нерабочей поверхности: лента Л2 - 400- 4Б -820 - 3 - 1,5 ГОСТ 20 - 85 [25, с.56].

Расчет погонных нагрузок.

Определяем погонную нагрузку от массы груза:

(2)

где Q - производительность конвейера, т/час, Q=60т/час (исходные данные);

V - скорость движения ленты, м/с, V=1,0 м/с.

Определяем погонную нагрузку от массы ленты:

(3)

где ? -плотность резинотканевой ленты, ?=1220 кг/м3;

В - ширина ленты, м;

? - толщина ленты, м.

мм, (4)

где пр. -толщина прокладки, пр.= 1,5 мм;

р - толщина резиновой обкладки рабочей стороны ленты, р=3 мм;

н - толщина резиновой обкладки нерабочей стороны ленты, н=1 мм;

i - число прокладок, i =4 .

мм,

Принимаю диаметр роликов роликовых опор равным 108 мм [25, с.57].

Принимаю расстояние между роликовыми опорами на рабочей ветви конвейера lр = 1400 мм, холостой ветви lх = 2400 мм [25, с.56].

Принимаю массу вращающихся частей желобчатой роликовой опоры Gp = 23 кг [25, с.57].

Определяем погонную величину нагрузки от вращающихся частей роликов. На нагруженной ветви:

 (5)

где Gp - масса одной роликовой опоры, Н;

lр - расстояние между роликовыми опорами на рабочей ветви, м.

На холостой ветви:

(6)

где lх - расстояние между между роликовыми опорами на холостой ветви, м.

Определяем погонную нагрузку от движущихся частей конвейера:

(7)

Для определения тяговой силы конвейера определяем коэффициент сопротивления = 0,04 [25, с.57].

Длина проекции конвейера на горизонтальную плоскость:

Lг - длина ленточного конвейера, Lг=12 м (по исходным данным);

Н= 0 м - высота конвейера.

Определяем тяговую силу транспортера:

 (8)

где m -масса груза,m = 1,57 Н.

Коэффициент сцепления между прорезиненной лентой и стальным барабаном для влажной атмосферы = 0,25.

Приняв угол обхвата 1800 , коэффициент кs = 1,85.

Определяем максимальное статическое натяжение ленты:

Н, (9)

Значение номинального запаса прочности, по справочным данным, конвейерной ленты no = 10.

Предел прочности прокладок выбранной ленты kр = 550 Н.

Определяем требуемое количество прокладок:

(10)

,

условие выполнено.

Требуемый диаметр приводного барабана а=125…130.

По ГОСТ 10624-63 Dп.б. а * i = 125 * 4 = 400мм.

Определяем диаметр натяжного барабана:

 (11)

Принимаю Dп.б.=300 мм.

Определяем длину приводного и натяжного барабанов:

(12)

Разобьем конвейер на несколько участков. Границы участков пронумеровываем (рисунок 2).

Рисунок 2 - Участки транспортера

Определяю величину нагрузки на ленту в отдельных точках транспортера при помощи метода обхода по контуру. Направление обхода начинаем с точки 1. В точке 1 натяжение пока неизвестно. Значение сопротивления на поворотных пунктах в зависимости от их диаметров и условий работы при расчётах принимают:

(13)

где S1 - величина натяга в точке 1, Н;

Sнаб - величина натяга тягового органа конвейера на поворотном пункте, Н;

kп - коэффициент увеличения натяжения тягового органа на поворотном пункте, Н. При угле обхвата тяговым органом kп = 1,03…1,05.

Натяжение в точке 2:

(14)

, (15)

Сопротивление на участке 2-3:

(16)

Натяжение в точке 3:

(17)

Натяжение в точке 4:

(18)

Натяжение в точке 5:

(19)

Сопротивление на погрузочном органе:

(20)

Сопротивление от направляющих бортов загрузочного лотка:

(21)

Сопротивление на участке 5-6:

(22)

Натяжение в точке 6:

(23)

Сопротивление на участке 6-7:

 (24)

Натяжение в точке 7:

(25)

Подставив это соотношение в полученное выше выражение:

По полученным значениям натяжений строим диаграмму натяжений ленты, представленную на рисунке 3.

Рисунок 3 - Диаграмма натяжений ленты

Выполняем проверочный расчёт конвейера.

Определяем минимальное количество необходимых прокладок:

(26)

Проводим проверку правильности выбора диаметра приводного барабана:

(27)

где рср - допустимое давление ленты на барабан, рср = 100000 Н/м2;

a - угол обхвата лентой барабана, = 1800;

W0 - сопротивление барабана, Н;

m - коэффициент сцепления между прорезиненной лентой и стальным барабаном для влажной атмосферы, = 0,25 [25, с.58].

(28)

Определяем КПД приводного барабана:

 (29)

где б - коэффициент сопротивления барабана, б = 0,04.

(30)

2.1.3 Энергокинематический расчёт привода и выбор электродвигателя

Расчет проводим по кинематической схеме привода ленточного конвейера (рисунок 4).

Рисунок 4 -Схема привода конвейера: 1- двигатель; 2-упругая втулочно-пальцевая муфта; 3-коническо - цилиндрический редуктор; 4- упругая втулочно-пальцевая муфта; 5- приводной барабан

Определяем значение мощности на приводном валу транспортера N0 кВт:

(31)

где W0 - сопротивление барабана, Н;

V - скорость перемещения ленты, м/с;

?бар - коэффициент полезного действия барабана, ?бар=0,87.

В состав привода входит электродвигатель, коническо - цилиндрического редуктора, двух муфт, приводного барабана.

В приводе имеются элементы снижения мощности при её передаче от двигателя к приводному барабану.

Муфта - 2шт.

Цилиндрическая передача - 1шт.

Коническая передача - 1шт.

Подшипники качения - 3пары.

Определяем общий коэффициент полезного действия привода:

(32)

где 1 - КПД, учитывающее потери на муфте, 1=0,98 [29, с.42];

2 - КПД, учитывающее потери в паре подшипников, 2 =0,99 [29, с.42];

3- КПД, учитывающее потери в конической передаче, 3=0,97 [29, с.42];

4 - КПД, учитывающее потери в цилиндрической передаче, 4=0,95[29, с.42].

Определяем потребную мощность электродвигателя:

(33)

Подбор электродвигателя происходит по условию:

(34)

Таблица 1 - Выбор электродвигателя

Марка двигателя	Номинальная мощность двигателя, кВт	Номинальная частота вращения, об/мин	Синхронная частота вращения, об/мин
4А132М2У3	11	2900	3000
4А132М4У3	11	1460	1500
4А160S6У3	11	975	1000
4А160М8У3	11	730	750

Определяем частоту вращения выходного вала:

(35)

Для выбора оптимального варианта проводим сравнение общего передаточного число, в соответствии с выбранными электродвигателями.

Таблица 2 - Определение передаточного числа ступеней привода конвейера

Передаточное число привода	Передаточное число редуктора
	=4,4
	=4,55

Принимаем стандартное передаточное число редуктора u=20. Производим разбивку по ступеням.

Для обеспечения равного погружения колес обоих ступеней коническо - цилиндрического редуктора принимаем передаточное число быстроходной ступени большим, чем тихоходной.

Выбираем стандартные значения передаточных чисел: uб=5, uт=4.

Выбираем двигатель общего назначения марки 4А160S6У3, номинальной мощности РНОМ=11кВт, номинальной частоты вращения NНОМ= 975 об/мин.

Определяем мощность электродвигателя, кВт: Рном= 11 кВт;

Определяем мощность на быстроходном валу редуктора, кВт:

(36)

Определяем мощность на промежуточном валу редуктора, кВт:

(37)

Определяем мощность на тихоходном валу редуктора:

(38)

Определяем мощность на приводном валу рабочей машины, кВт:

(39)

Определяем частоту вращения электродвигателя, об/мин:

Определяем частоту вращения быстроходного вала редуктора, об/мин:

(40)

Определяем частоту вращения промежуточного вала редуктора, об/мин:

(41)

Определяем частоту вращения тихоходного вала редуктора, об/мин:

(42)

Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины, об/мин:

, (43)

Определяем угловую скорость электродвигателя, с-1:

(44)

Определяем угловую скорость быстроходного вала редуктора, с-1:

(45)

Определяем угловую скорость промежуточного вала редуктора, с-1:

(46)



Определяем угловую скорость тихоходного вала, с-1:

(47)

Определяем угловую скорость приводного вала исполнительного механизма, с-1:

(48)

Определение крутящих моментов на валах коническо-цилиндрического редуктора.

Определяем крутящий момент на выходном валу электродвигателя, Н?м:

(49)

Определяем крутящий момент на быстроходном валу редуктора, Н•м:

(50)



Крутящий момент на промежуточном валу редуктора, Н?м:

(51)

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Н?м:

(52)

Крутящий момент на приводном валу исполнительного механизма, Н?м:

(53)

По рассчитанному передаточному числу привода и передаваемым крутящим моментам выбираем коническо - цилиндрический редуктор КЦ-1-400-20 - 41Ц-УЗ, передаточное число uном=20, передаваемый крутящий момент на выходном валу 4780 Н?м.

2.1.4 Подбор стандартных узлов привода

Уточняю скорость ленты:

(54)



Скорость незначительно отличается от значения взятой при расчете ширины ленты.

Определяем фактическую производительность конвейера:

т/час, (55)

где В- ширина ленты, м;

V - скорость, м/с;

? - удельный вес транспортируемого материала, т/м3;

k- коэффициенты производительности.

т/час

Определяем усилие натяжного устройства:

(56)

Выбираем натяжное винтовое устройство 40315,5-50-50 для ленты В=400мм, с диаметром 315 мм.

Приводной барабан 4040 - 60 [25, с.60].

2.1.5 Ориентировочный расчет и конструирование приводного вала

Для определения размеров приводного вала выделяем исходные данные:

- передаваемый момент на валу -1295,5 Нм;

- вал изготовлен конструкционной легированной стали 40Х.

Определяем минимально возможный диаметр вала с учетом передаваемого крутящего момента по формуле:

(57)

где Тпр - крутящий момент на валу, Н?м;

[?к] - допускаемое напряжение при кручении, МПа, принимаем равными 20 Н/мм2.

Принимаем конструктивно размер, округленный до большего d=65 мм.

Длина первой ступени вала, мм:

, мм, (58)

2 - я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

Диаметр второй ступени вала, мм:

(59)

Принимаем d=70мм.

Длина второй ступени вала, мм:

(60)



3 - я ступень вала под барабан:

Диаметр ступени под барабан, мм:

(61)

где r- радиус скругления, r=5мм.

Длина третьей ступени вала определяется конструктивно.

4 -я ступень вала под опору:

длина 4-й ступени равна ширине подшипника.

Конструирование вала в соответствии с рисунком 5 ведем на основании выполненных расчетов и требуемой конструкции деталей на валу и расположением опор (подшипниковых узлов). При конструировании принимаем значение предварительно рассчитанного диаметра, в качестве минимального диаметра вала - это хвостовик с полумуфтой для соединения вал с редуктором. Длина шейки вала составляет 100 мм. Для установки подшипников на валу принимаем размер диаметра 70 мм. Значение длины шейки со стороны привода транспортера для размещения подшипникового узла, принимаем 35 мм, а с противоположной стороны вала 30мм. Длина вала под барабан выбирается конструктивно. Диаметр основной части вала привода принимаем конструктивно 86 мм. В конструкции вала предусматриваем шпоночное соединение (шпонку). Шпонка служит для передачи вращающего движения и фиксации на валу вращающихся деталей (зубчатых колес, муфт). На валу подшипники качения устанавливаются в корпусах. Фиксация подшипников осуществляется крышками.

К корпусу крепятся крышки при помощи резьбового соединения, болтов.

Рисунок 5 - Эскиз вала

2.1.6 Предварительный подбор подшипников вала

Для опор вала предпочтение отдаем сферическому двурядному роликоподшипнику. Данные подшипники работают в условиях действия радиальных нагрузок, обладают значительно более высокой грузоподъемностью. В результате расчетов частота вращения вала относительная мала, поэтому применение данного типа роликоподшипника допустимо по сравнению с подшипниками с короткими цилиндрическими роликами, которые выдерживают более высокие скорости вращения.

Роликоподшипники данного типа применяются для двух опорных валов (как в нашем случае) воспринимаемым значительные прогибы под действием внешних нагрузок.

Подшипники данного типа применяются также для узлов, в которых технологически не происходит обеспечения строгой сносности посадочных мест.

Внутренний диаметр вала при его конструировании принят 70 мм.

Согласно стандарта ГОСТ 28428-90 для опор конвейера приводного вала подбираем подшипник номер 1214.

Подшипник 1214 обладает техническими характеристиками:

- внутренний диаметр подшипника d=70 мм;

- наружный диаметр подшипника D=125 мм;

- ширина колец подшипника B=35 мм. [1]

Сборочный чертеж вала представлен на рисунке 6.



Рисунок 6 - Сборочный чертеж вала и подшипникового узла

2.1.7 Проверка долговечности подшипников

Определение величины грузоподъемности и ресурса позволяет судить об обеспечении работоспособности оборудования.

Ресурс, полученный в результате расчета, должен превышать требуемый.

Далее составляем расчетную схему приводного вала и определяем нагрузки, приложенные к данному валу.

Определяем окружную силу F:

(62)

где Тпр - крутящий момент на валу, Тпр=1842,4 Н?м;

Dб - диаметр барабана, м.

Определяем изгибающее усилие от муфты:

(63)

где FM - усилие, возникающее от воздействия муфты на вал, Н;

Ft - тангенциальное усилие, возникающее на валу, Н.

По причине того, что усилие от действия муфты возникает из-за неточностей изготовления, монтажа и его направление не может быть точно определено. Поэтому это усилие считаем действующим в плоскости максимальной нагрузки. Выполняя расчетную схему вала в соответствии с рисунком 7 производим схематизация нагрузок, опор, формы вала. Вал представляет собой балку, установленную на двух опорах. На схеме подшипники заменяем шарнирно-подвижными опорами.

Рисунок 7 - Схема нагружения вала

Определяем реакции опор А и В из уравнения моментов равновесия. Реакции опор в плоскости XOУ:

?МА=0,

Н

?МА=0,

Н

Проверка:

0=0

Условие выполнено

Определяем реакции опор в плоскости XOХ:

Н,

Н

Проверка: ,

-6026,67+1426,67+4600=0,

0=0

условие выполнено

Определяем суммарные реакции опор А и В:

кН, (64)

кН,

кН, (65)

кН

Проверка долговечности подшипников производится по наиболее нагруженной опоре А.

Нагрузка в опоре А RA=7,6 кН.

Коэффициент осевого нагружения подшипника е=0,17.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник:

,Н, (66)

где V - коэффициент вращения, V=1-для подшипников;

K? - динамический коэффициент (коэффициент безопасности), учитывает влияние динамических условий работы, характерных для различных машин, на долговечность подшипников, K? =1,2;

KТ - коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника, KТ =1,05.

Н

Определяем расчетный ресурс подшипника номер 1214:

, час, (67)

где n - частота вращения подшипника, мин-1;

С - динамическая грузоподъемность подшипника, Н;

P -эквивалентная нагрузка, Н;

р- степенной показатель, для роликовых подшипников, р=3,333;

Р - эквивалентная нагрузка, Н.

час

После определения расчетной долговечности подшипника, ее сравнивают с рекомендуемым значением долговечности подшипников.

Подшипник пригоден к эксплуатации, если выполняется условие:

(68)

где Lтреб - рекомендуемое значение долговечности подшипника в зависимости от оборудования и условий эксплуатации, Lтреб =25000 час (машины для односменной работы, эксплуатируемые не всегда с полной нагрузкой).

,

Следовательно, для проектируемого вала выбираем подшипник номер 1214 ГОСТ 28428-90 с внутренним диаметром d=70 мм, наружным D=125 мм, шириной колец В=35 мм [1].

Расчетную динамическую грузоподъемность и долговечность определяем для подшипника с большей эквивалентной динамической нагрузкой.

Расчетная динамическая грузоподъемность, Н:

час, (69)

Подшипник №1214 пригоден по грузоподъемности.

2.1.8 Уточнённый расчёт приводного вала

Для проведения проверочного расчета приводного вала необходимо определить коэффициент запаса прочности в опасных сечениях вала.

В опасном сечении вала действует крутящий и изгибающий момент.

При расчете вала необходимо определить конструкцию и размеры вала, материал вала.

Определяем значение передаваемого крутящего момента, значение и направление сил действующих на вал.

В приведенных выше расчетах были определены реакции опор в двух плоскостях.

Определяем изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

Мх1=0,

Мх2=0,

Мх3=Rby?0,345=4,6?0,345=1,587 кН?м,

Мх4=0,

Эпюры изгибов моментов в горизонтальной плоскости:

Му1=0,

My2=Fм?l,

My2=4,6?0,214=0,9844 кH?м,

My3= Rbx?0,345=0,49 кН?м,

My4=0.

Суммарные изгибающиеся моменты в опасном сечении вала, H?м:

, кН?м, (70)

кН?м

, кН?м, (71)

кН?м

Определяем крутящий момент, Н?м:

, Н?м, (72)

Н?м=1,84 кН?м

Схема нагружения вала представлена на рисунке 8.



Рисунок 8 - Схема нагружения приводного вала

Из построенных эпюр делаем вывод, что опасным сечением является сечение в районе посадки барабана. Обозначим это сечение С.

Определяем приведенный момент в опасном сечении С по формуле:

, Н?м, (73)

где Ми - изгибающий момент в опасном сечении вала, ;

Мкр - крутящий момент в опасном сечении вала, ;

? - коэффициент, при реверсивной нагрузке ?=1.

кН?м

Определяем минимально возможный диаметр вала в опасном сечении:

, мм, (74)

где [?и] - допускаемое напряжение по изгибу, определяемое по формуле (75).

, Па, (75)

где ?-1 - предел усталости материала по изгибу, Па;

- коэффициент для предварительных расчетов, принимаем k=2,8;

[n] - допускаемый запас прочности, [n]=1,5.

Определяем предел усталости материала по изгибу:

, Па, (76)

где ?В - предел прочности, Па, для стали 40Х, ?В=9,8?108 Па.

Па

Па

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в опасном сечении вала:

 (77)

где n? - коэффициент запаса сопротивления по изгибу;

n? - коэффициент запаса по кручению;

[n] - допускаемый коэффициент запаса прочности, 1,5..2,5.

Определяем коэффициент запаса сопротивления по изгибу:

(78)

где ? -1 -предел усталости материала по изгибу, Па;

k? - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе, k?=1,7;

?m - масштабный фактор, ?m=0,75;

?n -фактор шероховатости, ?n=0,95;

?? - поправочный коэффициент, учитывающий свойства материала ??=0,1[15, с.271];

?т - постоянная составляющая циклов напряжений ?т =0 [15, с.271];

?а - переменная составляющая циклов напряжений, определяемая по формуле (79).

Определяем переменную составляющую циклов напряжений:

, МПа, (79)

где Ми -изгибающий момент в опасном сечении Н?мм, Ми = 1,66 кНм;

d - диаметр вала в опасном сечении, м, d=112мм.

Определяем коэффициент запаса прочности по кручению:

(80)

где ?к - предел усталости по кручению, ?к =1,5 Па;

k? - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении, К? =1,4;

?а - переменная составляющая циклов напряжений, Па;

?? - поправочный коэффициент, учитывающий свойства материала, ??=0,05;

?m - постоянная составляющая циклов напряжений, Па.

, Па, (81)

Па

9,7>1,5

условие выполнено

2.1.9 Расчет муфты

Муфту на вал подбираем по расчетному диаметру вала и передаваемому расчетному крутящему моменту.

Расчетный момент, с которым муфта действует на вал, определяется по формуле:

Н?м, (82)

где Кр - коэффициент режима нагрузки, табличное значение, для нашего проекта Кр.= 1,5; [29, с.250]

Т1.- вращающий момент на валу, Н·м.

Для ленточного конвейера рекомендуется Кр =1,25-1,5 [29, с.251].

Для соединения выходного конца вала барабана и вала редуктора подбираем упругую втулочно-пальцевую муфту со следующими параметрами:

Момент: Т = 4000 Н·м;

угловая скорость вала: не более ? = 240 с-1;

посадочное отверстие: d = 90 мм;

общая длина: L = 350 мм;

наибольший диаметр муфты: D = 320 мм;

смещение осей валов: радиальное: не более ?r = 0,5 мм;

угловое: не более ? = 0?30?.

Муфта 4000-90-1-У3 ГОСТ 21424-93. [29, с.424]

Для соединения вала двигателя с редуктором выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с параметрами:

Момент: Т = 1000 Н·м;

угловая скорость вала: не более ? = 300 с-1;

посадочное отверстие: d = 60 мм;

общая длина: L = 170 мм;

наибольший диаметр муфты: D = 220 мм;

смещение осей валов: радиальное: не более ?r = 0,4 мм;

угловое: не более ? = 1?;

Муфты МУВП обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы.

Муфта 1000-60-1-48-1-У3 ГОСТ 21424-93 [29, с.424].

2.1.10 Подбор и проверка прочности шпоночных соединений

Применяются призматические шпонки. Они предназначены для передачи вращающего момента от электродвигателя через муфту на вал редуктора, от вала редуктора на приводной вал барабана.

Шпонки также предназначены для фиксации зубчатых колес на валах редуктора, для фиксации барабана на приводном валу.

Выполняем расчет шпоночных соединений проектируемого приводного вала.

Для фиксации барабана на валу в зависимости от диаметра вала (O112 мм) подбираем призматическую шпонку со скругленными концами, изготовленную из стали 45.

Шпонка 32?18?90 ГОСТ 23360-78, где 32 мм - это ширина шпонки (b), 18 мм- высота шпонки (h), 125 мм - длина шпонки ().

Проверяем шпоночное соединение на прочность по величине напряжения смятия на боковой стенке призматической шпонки по условию для вала:

, МПа, (83)

где - напряжение смятия, МПа;

Т - передаваемый момент, Н?мм, Т=1842400 Н?мм;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

[?]см -допустимое напряжение смятия, МПа, [?]см =100…120 МПа.

- рабочая длина шпонки, определяемая по формуле:

мм, (84)

где - длина шпонки, мм;

- ширина шпонки, мм

мм

МПа

39,3 МПа<120 МПа

По ГОСТ 23360-78 [29, с.449] для фиксации муфты в зависимости от диаметра вала (O90 мм) подбираем призматическую шпонку 22?14?140 со скругленными концами, изготовленную из стали 45, где 22 мм - это ширина шпонки (b), 14 мм- высота шпонки (h), 55 мм - длина шпонки ().

Аналогично проверяем шпоночное соединение на прочность по деформации напряжения смятия на боковой стенке призматической шпонки по условию для вала:

мм

МПа

75,86 МПа<120 МПа

2.1.11 Выбор смазочных материалов

Трущиеся части механизмов с течением времени изнашиваются и требуют периодической смазки узлов.

Выбор смазочного материала зависит от условий работы оборудования и конструкции оборудования.

Смазка в механизме выполняет функции:

- уменьшение силы трения между трущимися поверхностями;

- снижать износ трущихся поверхностей;

- защищать металл от коррозионного воздействия окружающей среды;

- уплотнять зазоры между сопряженными деталями;

- снижать шум и вибрацию.

Таблица 3 -Карта смазки

Узел смазки	Сорт смазки	Метод смазки
Зубчатое зацепление в редукторе	И-Т-Д-68 ГОСТ 174794-87	Погружение в ванну с маслом (картерный способ)
Подшипники качения редуктора	И-Т-Д-68 ГОСТ 174794-87	Смазка осуществляется разбрызгиванием
Подшипники приводного барабана	Литол 24 ГОСТ 7 163-84	Закладка и добавление через пресс-масленку
Подшипники роликов	Литол 24 ГОСТ 7 163-84	Механическая индивидуальная смазка
Подшипники натяжного барабана	Литол 24 ГОСТ 7 163-84	Закладка и добавление через пресс-масленку

Таким образом, для проектирования транспортера были рассчитаны его основные характеристики и параметры, определена система привода.

При проведении расчетов основных узлов и деталей барабана были определены геометрические параметры вала в соответствии с прилагаемой нагрузкой на каждый барабан.

Определены размер и тип подшипника с расчетной долговечностью отвечающей требованиям надежности транспортера.

Предусмотрена система смазывания элементов конвейера.

2.2 Расчёт и проектирование гидропривода передвижения тележки ленточного транспортёра

2.2.1 Расчет и выбор гидравлического двигателя

2.2.1.1 Определение нагрузочных и скоростных параметров гидравлического двигателя

Расчет производим на основании представленных в задании скоростных и нагрузочных параметров гидравлического привода, а также кинематической схемы передаточного механизма между рабочим органом установки и выходным звеном гидравлического двигателя.

Исходными данными для проектирования являются:

- гидравлический двигатель вращательного движения;

- движение приводной шестерни, вращательное;

- максимальная осевая нагрузка 2000 Н (паспортные данные);

- наибольшая линейная скорость погрузчика Vmax=0,15 м/с (паспортные данные).

В данном случае приводная шестерня и выходное звено гидравлического двигателя совершают вращательное движение.

2.2.1.2 Определение геометрических параметров и выбор гидравлического двигателя

В качестве рабочего гидравлического двигателя выбираем гидромотор реверсивный.

Рабочий объём q гидромотора определяется по формуле:

Р, см3, (85)

где Мmax - крутящий момент гидродвигателя, Н?м;

Р - перепад давления, МПа.

Крутящий момент гидродвигателя определяется по формуле:

, Н?м, (86)

где Тр - тяговое усилие на приводной шестерне, Тр = 2000 Н;

Dр - диаметр приводной шестерни, Dр = 200мм.

Н?м

Перепад давления определяется по формуле:

Р = Р1 - Р2, МПа, (87)

Р = 6,3 - 0,5 = 5,8 МПа,

q = 2 3,14 200 / 5,8 106 = 217 10 -6 м3 = 217 см3

Выбираем гидромотор радиально - поршневой высокомоментный МРФ-250/25М ТУ2-053-1480-80 [24,с.65], в обозначении которого МР - гидромотор радиально - поршневой; Ф - фланцевое крепление.

Характеристики гидромотора:

q - рабочий объём, см3 250

Рном - давление на входе номинальное, мПа 25

Qном - номинальный расход, л / мин 127

Мном - крутящий момент, Нм 932

nном - частота вращения номинальная, мин-1 480

nмин - частота вращения минимальная, мин-1 8

- КПД гидромотора не менее 0,9

Эффективная мощность - Nном = 45,9 кВт.

Число оборотов гидромотора:

, об/мин, (88)

об/мин

Расход масла в гидромоторе:

, м3/мин, (89)

где nр - число оборотов привода приводной шестерни, об/мин.

м3/мин= 0,00006 л/с

2.2.2 Составление принципиальной схемы гидропривода

Составление принципиальной гидравлической схемы привода выполняем от гидромотора, то есть на схеме наносим гидравлический мотор, а далее на его гидравлические линии вводим регулирующие и направляющие гидравлические аппараты в соответствии с циклограммой работы гидропривода и способом регулирования скорости.

Далее объединим напорную, сливную, дренажную линии отдельных участков гидравлической схемы.

Заключительным этапом является нанесение на гидравлическую схему насосного агрегата (Н), фильтра (Ф), предохранительного клапана (КП), обратного клапана (КО), дросселя (Д).

Выбираем модель насосной установки и окончательно определяем ее схему. В схеме предусматриваем разгрузку насоса в положении «стоп», что можно достичь выбором соответствующей схемы реверсивного распределителя.

На рисунке 9 показан гидравлический привод механизма передвижения погрузчика сульфата - аммония в железнодорожные вагоны производительностью 50 т/час.

В состав основных узлов привода входят:

Н - насос;

М - электродвигатель;

Ф - фильтр;

МН - манометр;

КП - клапан предохранительный;

КО - клапан обратный;

РР - реверсивный распределитель;

ТО - теплообменник;

ДР - дроссель;

БУ - блок управления;

ГМ - гидравлический мотор;

НЛ - линия напорная;

СЛ - линия сливная;

ГБ - гидравлический бак.



Рисунок 9 - Схема работы гидравлического привода

Гидравлический мотор получает питание от насосного агрегата (НМ). От перегрузок систему предохраняет (защищает) предохранительный гидравлический клапан ПК.

С целью увеличения надежности работы гидравлической системы установлен фильтр Ф в напорной линии.

Система управления установкой обеспечивает выполнение определенного перечня операций:

1 Перемещение вперёд (подвод) погрузчика сульфата - аммония в железнодорожные вагоны производительностью 50 т/час.

2 Перемещение назад - отвод погрузчика сульфата - аммония в железнодорожные вагоны производительностью 50 т/час. Подъём траверсы.

3 Стоп.

Приводим описание схемы гидропривода.

Привод перемещения погрузчика осуществляется гидромотором «ГМ». Давление в гидравлической системе создаётся насосом «Н», который включается в работу электродвигателем «М». В фильтре «Ф» выполняется очистка рабочей жидкости от механических примесей. Слив рабочей жидкости в гидравлический бак «ГБ» из напорной линии при остановке насоса предотвращается обратным клапаном «КО». Рабочее давление в гидравлической системе контролируется манометром «МН».

Рабочая жидкость проходя через гидравлический блок управления, состоящий на входе из обратного клапана «КО», дросселя «ДР» (который обеспечивает регулируемый ход) и гидравлического распределителя «РР» поступает в гидромотор «ГМ». Гидравлический распределитель выполняет реверс передвижения погрузчика, изменяет направление потоков рабочей жидкости в камерах гидромотора. При установке золотника гидравлического распределителя в нейтральную позицию - совершается холостой ход, гидромотор стоит. Утечка масла из гидромотора по дренажной линии сбрасывается в гидробак.

Схема работы гидропривода:

Золотник распределителя перемещен в правое положение.

Подвод: Н-Ф-ОК-ДР-Р(РР)А-ГМ-В(РР)Т-ТО-бак

ПК

Золотник распределителя перемещен в левое положение.

Отвод: Н-Ф-ОК-ДР-Р(РР)В-ГМ-А(РР)Т-ТО-бак

ПК

Золотник распределителя перемещен в среднее положение.

Стоп: Н-Ф-ДР-Р(РР)Т -ТО-бак

ПК

2.2.3 Расчет и выбор насосной установки

Устанавливаем требуемый расход рабочей жидкости и давление в гидравлическом приводе и выполняем выбор насосной установки.

Потребный расход жидкости Qн =3,6 л/мин.

Давление насоса:

, МПа, (90)

МПа

Выбираем установку насосную 5,3-2,2Г48-1УХЛ4 [24, с.40].

Характеристика насосной установки:

Марка электрического двигателя (исп. 1М3081) 4АМ80А4

Номинальная мощность электродвигателя N - кВт 2,2

Частота вращения вала, n - об/мин 1500

Марка насоса: НПл5/16

ТУ2-053-1826-82

Рабочий объём насоса, Vо - см3 5

Номинальная подача насоса, Qн - л / мин 5,3

Давление на выходе насоса, Рн - МПа 16

Номинальный объём бака, л 63

Масса насосной установки, кг не более 175

Проверяем пластинчатый насос на допустимое давление.

Допустимое давление пластинчатого насоса:

, МПа, (91)

где N - номинальная мощность двигателя, кВт;

Q - подача пластинчатого насоса, л/мин;

? - полный КПД пластинчатого насоса.

МПа

2.2.4 Расчет и выбор гидравлической аппаратуры и трубопроводов

2.2.4.1 Выбор гидравлической аппаратуры

Исходными данными для подбора гидравлической аппаратуры являются значение расхода жидкости и рабочего давления в той линии, где установлен аппарат. Номинальные значения давления и расхода - ближайшие большие к расчетным значениям параметров. Подобранные гидравлические аппараты должны соответствовать требуемому способу монтажа, в данном случае - резьбового способа, а для гидравлического блока управления стыкового и встраиваемого способа. Подбор аппаратуры производим из справочника.

Выбираем фильтр напорного типа 1ФГМ16-10 ТУ 2.053.022 5228.030-90 [24, с.265] с параметрами:

1 - обозначает условный проход, 12мм;

ФГМ - обозначает фильтр гидравлический механический;

16 - обозначает номинальное давление, 16МПа;

5- обозначает номинальную тонкость фильтрации, 5 мкм;

Qном - обозначает номинальную пропускную способность, 15,5 л/мин;

рном - обозначает номинальный перепад давления, 0,08 МПа;

Выбираем клапан предохранительный непрямого действия 10-20-11-1В

ТУ-053-1748-85 с параметрами:

10 - обозначает диаметр условного прохода, мм;

20 - обозначает исполнение по номинальному давлению настройки;

11 - обозначает тип управления, по управлению с ручным управлением;

В - обозначает исполнение по присоединению, резьбовое с конической резьбой;

Qном - обозначает номинальный расход жидкости, 32 л/мин;

рном - обозначает номинальный перепад давления, 0,4 МПа;

Рmax - обозначает максимальное давление настройки, 25МПа.

Манометр МПТ100М-30-4 ТУ25-02,72-75 с параметрами:

МПТ - обозначает манометр показывающий технический;

100 - обозначает диаметр корпуса в мм;

М - обозначает материал корпуса металл;

10 - обозначает верхний предел измерений, 10МПа;

4 - обозначает класс точности.

Обратный гидроклапан МКОВ 16/3 ТУ2-053-1829-87 с параметрами:

16 - обозначает диаметр условного прохода, dу, мм;

32 - обозначает номинальное давление, Рном, МПа;

В - обозначает тип исполнения, встраиваемого исполнения;

Qном - обозначает номинальный расход жидкости, 32 л/мин;

рном - обозначает номинальный перепад давления, 0,3 МПа;

ро - обозначает давление открывания клапана, 0,05 МПа.

Дроссель МДВ-16/3 В 2Р УХЛ4 ТУ2-053-1738-85 с параметрами:

М - обозначает присоединительные размеры принятые в международной практике;

ДВ - обозначает дроссель встраиваемый;

16 - обозначает условный проход 10 мм;

3 - обозначает номинальное давление 32 МПа;

В - обозначает способ монтажа, встраиваемый;

2 - обозначает с дросселированием потока подводимого с боку;

Р - обозначает тип регулировки, регулировка производится рукояткой со шкалой;

УХЛ - обозначает вид климатического исполнения, для районов с умеренным и холодным климатом;

4 - обозначает категорию размещения;

Qном - обозначает номинальный расход жидкости 63 л/мин;

рном - обозначает номинальный перепад давления 0,025 МПа.

Гидравлический распределитель ВМР6 64А УХЛ4 с параметрамии:

В - обозначает гидрораспределитель золотниковый;

МР - обозначает управление ручное;

6 - обозначает диаметр условного прохода, мм;

64 - обозначает исполнение по схеме 64;

УХЛ - обозначает вид климатического исполнения, для районов с умеренным и холодным климатом;

4 - обозначает категорию размещения;

Qном - обозначает номинальный расход жидкости, 12,5…16 л/мин;

Рном - обозначает номинальное давление 32 МПа;

рном - обозначает перепад давления 0,3 МПа;

Теплообменник Г44-23 с обратным клапаном КО:

Qном - обозначает номинальный расход жидкости, 35 л/мин;

Qмин - обозначает минимальный расход жидкости, 3 л/мин;

Рном - обозначает номинальное давление, 12,5 МПа;

рном - обозначает номинальный перепад давления 0,2 МПа.

2.2.4.2 Расчёт и выбор трубопроводов

Внутренний диаметр трубопровода находится по формуле:

, мм, (92)

где Q - расход рабочей жидкости через трубопровод;

Uр - рекомендуемая скорость рабочей жидкости в трубопроводе, м / с; при Р = 16 МПа, Uр= 4м/с.

Во всасывающем трубопроводе скорость Uв=1,6м/с.

В сливном трубопроводе скорость Uс =2м/с.

Для участка 1 (1-2), всасывающая линия:

, мм,

мм

Для участка 2 (3-6)(6-17) , напорная линия:

, мм,

мм

Для участка 3 (6-8-Рр), напорная линия:

мм

Для участка 4 (Ар-9-10) (11-12-Вр), напорно-сливная линия:

, мм,

мм

Для участка 5 (Тр-13-16), сливная линия:

, мм,

, мм

Для участка 6 (18-19), сливная линия:

, мм,

мм

Максимально допускаемая толщина стенки трубопровода определяется по формуле:

, мм, (93)

Где Р - максимальное давление рабочей жидкости в трубопроводе МПа;

?вр - величина предела прочности на растяжение материала трубопровода, ;

КБ - коэффициент безопасности, принимаем .

Трубопроводы разбиваем на участки и проводим расчёт для каждого участка.

Для участка 1(1-2), всасывающая линия:

мм

Для участка 2 (3-6)(6-17), напорная линия:

мм

Для участка 3 (6-8-Рр), напорная линия:

мм

Для участка 4 (Ар-9-10) (11-12-Вр), напорно-сливная линия:

мм

Для участка 5 (Тр-13-16), сливная линия:

мм

Для участка 6 (18-19), сливная линия:

мм

В результате расчетов участков трубопроводов выполняем выбор стальных бесшовных холоднодеформированных толстостенных труб по ГОСТ8734-75 из конструкционной стали 10 ГОСТ8733-79.

Применяем соединение участков трубопроводов с шаровым ниппелем, так как расчетное давление превышает 6,3МПа.

Участок 1 (1-2) труба 14х2.

Участок 2 (3-6)(6-17) труба 10х2.

Участок 3 (6-8-Рр) труба 10х2.

Участок 4 (Ар-9-10) (11-12-Вр) труба 12х2.

Участок 5(Тр-13-16) труба 12х2.

Участок 6 (18-19) труба 10х2.

2.2.5 Разработка конструкции гидравлического блока управления

Гидравлический блок управления включает аппараты:

-реверсивный гидравлический распределитель PP (ВМР6 64А УХЛ4 ГОСТ 24679-81);

-дроссель ДР встраиваемого исполнения (МДВ-16/3 В 2Р УХЛ4 ТУ2-053-1738-85).

Указанные аппараты компонуются на специальном корпусе, конструкцию которого необходимо разработать.

Принципиальная схема гидравлического блока управления выполнена на рисунке 10.



Рисунок 10 - Принципиальная схема гидроблока управления

Крепление аппаратов к корпусу выполняется с помощью стандартных крепёжных деталей, таких как винты. При проектировании корпуса гидравлического блока управления, необходимо стремиться обеспечить компактность, простоту, технологичность конструкции, удобство сборки, а также предусмотреть способ его установки на оборудование (на задней стенке корпуса расположены крепёжные отверстия M10).

Диаметры крепежных отверстий в корпусе соответствуют диаметрам отверстий в аппаратах, которые присоединяются к нему. Толщина перемычек между отверстиями не превышает значения 3...5мм.

На основании компоновки выполняется сборочный чертеж гидравлического блока управления, на котором указываются установочные, габаритные и присоединительные размеры. По сборочному чертежу блока управления выполняется рабочий чертеж корпуса. Так как конструкция корпуса сложна, необходимо предусмотреть маркировку отверстий (обозначение).

Размеры отверстий представлены в таблице 4.

Таблица 4 -Параметры отверстий корпуса гидроблока управления

№ отверстия	Диаметр отверстия	Резьба	Глубина сверления	Номера соединяемых отверстий
P	6	K ?”	16	PP
A	6	K ?”	24,2	AP
T	6	K ?”	32	TP
PP	6	-	45	P
BP	6	-	17	B
TP	6	-	28	T

2.2.6 Определение потерь давления

2.2.6.1 Определение потерь давления в гидравлических аппаратах

Потери давления в гидравлических аппаратах определяются по формуле:

МПа, (94)

где ро - величина давления открывания и настройки аппаратов, МПа;

Qmax - максимальный расход рабочей жидкости через гидроаппаратуру, м3/с;

А и В - коэффициенты апроксимизации экспериментальной зависимости потерь давления от расхода рабочей жидкости.

Величина Ро для обратных клапанов приводится в справочнике [24,с.100]. Для напорных, редукционных и переливных клапанов величина Ро выбирается при расчете гидравлического двигателя и насосной установки.

Для распределителей, фильтров и дросселей значение ро=0.

Коэффициенты А и В определяются по формулам:

МПа с / м3, (95)

МПа с 2/ м6, (96)

Расчёт потери в фильтре:

Ро=0; Qном=15,5л/мин; Qном=0,00026м3/с; Рном=0,08 МПа; Qмах=5,3 л/мин; Qмах = 0,00009 м3/с.

МПа с / м3,

МПа с2 / м6,

МПа

Расчёт потери в обратном клапане:

Ро = 0,05 МПа; Qном = 32 л/мин; Qном = 0,00053 м3 / с; Рном = 0,3 МПа;