Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

• Введение
• 1. Литературный обзор
• 1.1 Описание подъемного стола
• 1.2 Описание работы подъемного стола
• 1.3 Анализ состояния вопроса, цели и задачи работы
• 1.4 Задачи проекта
• 2. Конструкторская часть
• 2.1 Расчет привода сталкивателя слябов
• 2.1.1Техническое задание
• 2.1.2 Описание конструкции, назначения и принципа действия исполнительной машины
• 2.1.3 Разработка и описание кинематической схемы привода
• 2.1.4 Энергокинематический расчет привода
• 2.1.5 Подбор редуктора привода
• 2.1.6 Расчет и проектирование реечной передачи
• 2.1.7 Ориентировочный расчет и конструирование приводного вала
• 2.1.8 Предварительный выбор подшипников и корпусов подшипниковых узлов приводного вала
• 2.1.9 Проверка долговечности выбранных подшипников
• 2.1.10 Уточненный расчет приводного вала
• 2.1.11 Подбор муфт
• 2.1.12 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений.
• 2.2 Разработка гидропривода подъемного стола
• 2.2.1 Расчет и выбор исполнительного гидродвигателя
• 2.2.2 Расчет и выбор насосной установки
• 2.2.3 Описание работы гидропривода
• 2.2.4 Расчет и выбор гидроаппаратуры и трубопроводов
• 2.2.5 Определение потерь давления в аппаратах и трубопроводах
• 3. Технологическая часть
• 3.1 Разработка технологического процесса изготовления рейки
• 3.1.1Описание конструкции и назначения детали
• 3.1.2 Нормоконтроль чертежа
• 3.1.3 Анализ технологичности конструкции детали
• 3.1.4 Выбор метода изготовления и формы заготовки
• 3.1.5 Припуски на механическую обработку
• 3.1.6 Выбор плана обработки
• 3.1.7 Предварительное нормирование времени операций
• 3.1.8 Выбор типа производства
• 3.1.9 Выбор оборудования
• 3.1.10 Выбор режущего инструмента
• 3.1.11 Выбор приспособления
• 3.1.12 Выбор средств измерения
• 3.1.13 Расчет режимов резания
• 3.1.14 Расчет технической нормы времени
• 3.2 Расчет и конструирование торцевой фрезы
• 3.2.1 Фрезерование
• 3.2.2 Конструкции фрез
• 3.2.3 Расчет и конструирование фрезы
• 3.2.4 Режимы резания при фрезеровании
• 4. Безопасность жизнедеятельности
• 4.1 Анализ опасных и вредных факторов участка нагревательных печей
• 4.2 Меры по обеспечению безопасных и здоровых условий труда
• 4.3 Расчет вентиляции участка печей
• 4.4 Меры по обеспечению устойчивой работы участка в условиях чрезвычайной ситуации
• 4.5 Меры по охране окружающей среды
• Заключение
• Введение
• Металлургическая промышленность является одной из ведущих отраслей экономики России. Трудно назвать хотя бы одну область развития современной технологии, где не используется продукция металлургической промышленности. Прокатное производство является заключительной стадией в процессе производства готовой продукции - проката различного сортамента. Стан 2000 является одним из самых современных цехов в структуре ОАО "Северсталь".
• Предложенная тема дипломного проекта - реконструкция агрегата поштучной загрузки слябов печного участка стана 2000. Данный механизм - агрегат поштучной загрузки слябов установлен на стане с 1976 года.
• Агрегат для поштучной загрузки слябов на рольганг, обеспечивает подачу слябов для нагревательных печей.
• В состав агрегата поштучной загрузки слябов входят: подъемный стол, сталкиватель слябов со стола, рольганг загрузки.
• Стол подъемный предназначен для приема стопы слябов с передаточной тележки и последующей передачи по одному слябу на загрузочный рольганг при помощи сталкивателя слябов.
• В настоящее время очень актуальным становится увеличение выпуска продукции и уменьшения ее себестоимости. Для этого на стане 2000 листопрокатного цеха №2 было предложено, загрузку печей осуществлять горячими слябами температурой 400° С, не дожидаясь их остывания на складе слябов.
• Однако конструкция подъемного стола не позволяет осуществлять подачу горячих слябов, т.к. из-за высокой температуры резко уменьшается ресурс подъемного стола, что приводит к аварийным простоям стан 1

1. Литературный обзор

1.1 Описание подъемного стола

Стол подъемный предназначен для приема стопы слябов с передаточной тележки и последующей передачи по одному слябу на загрузочный рольганг при помощи сталкивателя слябов.

В линии загрузки слябов в печи №1-4 устанавливаются четыре подъемных стола: по два со стороны печи №1 и со стороны печи №4.Стол состоит из подвижной рамы 1, рисунок 1.1 на которую укладывают стопу слябов 3.

Рисунок 1.1- Кинематическая схема подъемного стола: 1-подвижная рама; 2-стойки; 3- стопа слябов; 4-опорные стойки; 5 - гидроциндры; 6-кронштейны; 7-реечно шестеренная передача.

Рама опирается на два вертикально расположенных гидроцилиндра 5. Между рамой и торцами плунжеров гидроцилиндров имеются сферические опоры. К верхней поверхности рамы прикреплены стационарно с равномерным распределением по длине рамы (через 1000 мм) десять стоек 2, между которыми могут проходить консольные балки передаточной тележки (на рисунке не показана) при подъеме стола в момент приема с нее слябов.

Устойчивое положение подвижной раме при ее перемещении и при сталкивании слябов на загрузочный рольганг придают две опорные стойки - левая и правая 4, закрепленные стационарно на фундаменте.

На левом и правом краях верхней поверхности подвижной рамы предусмотрены горизонтальные щитки, предохраняющие направляющие стоек от засорения окалиной.

Стол оснащен двумя гидроприводами от плунжерных гидроцилиндров. Гидроцилиндры имеют автономный подвод рабочей жидкости в полости. Для синхронизации работы гидроцилиндров и предотвращения перекосов при подъеме стол оборудован торсионным валом с зубчатыми рейками. Рейки стационарно расположены в стойках.

От гидроцилиндров стол получает поступательное движение вверх, перемещаясь по направляющим, встроенных в левую и правую стойки. Опускание стола производится под собственным весом.

Грузоподъемность стола зависит т максимальной массы слябов, характерных для данного стана, и при укладке трех наиболее тяжелых слябов составляет величину - 135 т. Минимальное число (два - три сляба) принято, исходя из возможности обеспечения передачи очередной стопы слябов со склада подъемными кранами или передаточной тележки. Контакт между торцевыми поверхностями плунжеров гидроцилиндров и опорными узлами рамы контролируется контактными конечными выключателями типа КУ - 701 (на схеме они обозначены соответственно SQ1 и SQ2), установленными на кронштейнах 6.

С правым гидроцилиндром через речно-шестеренную передачу 7 сопрягается датчик типа arb-xOg17. Указанный датчик позволяет контролировать с высокой точностью текущее положение плунжера гидроцилиндра и крайние, верхние и нижние положение стола с обеспечением остановки его в этих положениях.

В процессе подъема стола со слябами возможно дискретное контролирование хода стола с фиксацией промежуточных положений, соответствующих толщине сляба.

На уровне, соответствующем верхней поверхности сляба на загрузочном рольганге, параллельно продольной оси стола прокладывается линия визирования фотореле. При этом осветитель может быть установлен по правую сторону от стола, а фотореле по левую.

1.2 Описание работы подъемного стола

Для приёма слябов стол находится в рабочем положении. Индикация механизма 20 единиц (одна единица соответствует одному миллиметру хода). Тележка со стопой слябов заходит своей консольной частью в пределы стола таким образом, чтобы стопа слябов оказалась над столом. Затем стол поднимается вверх, принимая на себя слябы и освобождая от них тележку.

Тележка уходит за очередным пакетом слябов, а стол поднимается на расчётное положение, при котором нижняя плоскость верхнего сляба находится на уровне верхней кромки роликов загрузочного рольганга. Расчет нижней плоскости слябов производится следующим образом: при движении подъёмного стола вверх в момент срабатывания третьего фотодатчика из шести установленных, в контроллер заносится фактическое положение подъёмного стола. Следующим шагом к этой величине прибавляется толщина сляба, задаваемая оператором с поста управления, и вычитается число коррекции равное разнице расстояния луча светового барьера и уровня рольганга. Число коррекции вносится в контроллер при настройке фотодатчиков. В дальнейшем стол поднимается на величину, соответствующую толщине сляба и при свободном загрузочном рольганге производится передача поднятого сляба на этот рольганг сталкивателем с подъёмного стола. Подъём очередного сляба на требуемый уровень представляется возможным только при нахождении сталкивателя в исходном положении. На уровне 8 и 978 единиц индикации подъёмного стола находится минимальный и максимальный конечный выключатель. При подъёме стола происходит синхронизация индикации и фактического положения механизма.

1.3 Анализ состояния вопроса, цели и задачи работы

Стан 2000 осуществляет горячую прокатку слябов, поставляемых кислородно-конвертерным цехом. Слябы складируются на складе слябов, после этого поступают в нагревательные печи. Подъемный стол обеспечивает подачу слябов для нагревательных печей.

В настоящее время очень актуальным становится увеличение выпуска продукции и уменьшения ее себестоимости. Для этого на стане 2000 листопрокатного цеха №2 было предложено, загрузку печей осуществлять горячими слябами температурой 400° С, не дожидаясь их остывания на складе слябов.

Однако конструкция подъемного стола не позволяет осуществлять подачу горячих слябов, т.к. из-за высокой температуры резко уменьшается ресурс подъемного стола, что приводит к аварийным простоям стана.

Существующая система подъёмного стола была установлена при постройке стана в 1976 году. Данная система основывается на подъемном механизме с механическим приводом и представляет собой червячный редуктор с парой винт-гайка преобразующий крутящий момент от электродвигателя в поступательное движение стола. Так как предыдущая система проектировалась на электропривод с одним электродвигателем, то система состоит из двух редукторов с парами винт-гайка соединенными между собой промежуточным валом который синхронизирует вращательное движение редукторов.

Так как система старая то не существует удовлетворительных систем диагностики, позволяющих отслеживать как текущее состояние, так и находить неисправности. Из-за сильного износа системы происходит постоянный выход оборудования из строя. Так как данная система снята с производства очень давно, готовых узлов и блоков нет, приходится чинить вышедшее из строя оборудование собственными силами, что не всегда позволяет материальная база. В результате чего стол функционирует практически только в ручном режиме с большими простоями оборудования, что замедляет работу стана и приносит убытки.

Сопоставив все вышеперечисленные факты, было решено произвести реконструкцию подъемного стола.

Основной целью реконструкции является замена механического привода подъема стола на гидравлический.

1.4 Задачи проекта

В проекте реконструкции подъемного стола необходимо отразить следующие задачи:

- разработка гидросистемы подъемного стола с расчетом и выбором гидроаппаратуры;

- расчет привода сталкивателя слябов;

- разработка процесса обработки детали с выбором металлорежущих станков и расчетом применяемого инструмента;

- разработка системы автоматизации работы подъемного стола;

2. Конструкторская часть

2.1 Расчет привода сталкивателя слябов

2.1.1Техническое задание

Исходные данные

Наибольшее усилие сталкивания, кН	120
Вес сляба, т	36
Размеры слябов: толщина, мм	150 - 250
ширина, мм	900 -1850
длина, мм	4500 - 10500
Скорость рабочего хода, м / сек	0,407
Скорость холостого хода, м /сек	0,814
Рабочий ход сталкивателя, мм	3400
Двигатель переменного тока
Мощность двигателя, кВт	67
Число оборотов, об/мин	560/1120
Тормоз ТКП - 400

2.1.2 Описание конструкции, назначения и принципа действия исполнительной машины

Сталкиватель слябов предназначен для сталкивания слябов с подъемного стола на рольганг загрузки нагревательных печей стана 2000. Привод сталкивателя слябов состоит из следующих основных узлов:

- электродвигатель переменного тока с возможностью реверсирования. Электродвигатель снабжен электромеханическим тормозом.

- двухступенчатого цилиндрического редуктора.

- реечной передачи.

Вращение от вала электродвигателя передается через муфту на быстроходный вал редуктора. От тихоходного вала редуктора через муфту вращение передается на опорный вал реечной передачи. На рейке смонтирована штанга, которая перемещается по направляющим с помощью кареток с подшипниками качения. Принципиальналья схема работы сталкевателя показана на рисунке 2.1.

Для предотвращения выхода из зацепления рейки с валом - шестерней предусмотрены конечные выключатели. Торможение штанг осуществляется с помощью электромагнитного тормоза. Вал-шестерня реечной передачи смонтирован на подшипниках качения.

Рисунок 2.1- Принципиальная схема сталкивателя

2.1.3 Разработка и описание кинематической схемы привода

На рисунке 2.2 представлена кинетматическая схема приводасталкевателя слябов. От двигателя переменного тока 1 вращающий момент через муфту 2 передается на быстроходный вал редуктора 3. Тихоходный вал редуктора соединен с валом-шестерней 5 муфтой 4 . Вал размещен в закрытом корпусе на двух подшипниковых опорах. Посредством реечной передачи 6 крутящий момент передается на штангу сталкивателя.



Рисунок 2.2- Кинематическая схема привода

2.1.4 Энергокинематический расчет привода

Для подбора электродвигателя выполним энергокинематический расчет привода. Для определения общего КПД привода устанавливаем источники потери мощности на основе анализа кинематической схемы привода. В данном приводе к ним относятся: муфта, цилиндрическая передача, подшипники качения.

Источниками потерь в данной схеме являются:

·	зубчатые муфты	2 шт
·	Подшипниковые опоры (качения)	5 пар
·	Цилиндрическая зубчатая передача	3 шт

По справочным таблицам находим значения КПД указанных потерь:

h--_{зубчатой муфты} = 0,99

h--_{подш. кач} = 0,99

h--_{зуб.передача} = 0,96

h_общ = h²_{зубчатой муфты}· h⁴_{подш. кач}· h³_{зуб.передача}

h_общ = 0,99²·0,99⁴·0,96³ = 0,83

По требуемой мощности на выходе проверяем существующий электродвигатель по формуле (2.1)

F · V,кВт, (2.1)

где F - усилие сталкивания, кН;

V - скорость рабочего хода, м / сек;

120 · 0,407 = 48,8 кВт

При выборе электродвигателя должно соблюдаться условие N_ЭЛ ?N_p

По значению N_p делаем вывод, что существующий электродвигатель переменного тока ДП - 72 удовлетворяет условиям.

Техническая характеристика двигателя:

Двигатель переменного тока ДП - 72.

N_{дв -} 67 кВт, n_дв- 560/1120 мин ^-1;

Определение крутящих моментов на валах.

Определяем число оборотов вал - шестерни по формуле (2.2)

n = = 19.8 мин ^-1 (2.2)

передаточное отношение двухступенчатого редуктора:

u _ред. = 560 / 19,8 = 28,2

Определяем значения частот вращения и моментов на валах:

Определим максимальный крутящий момент на вал - шестерне:

Вал электродвигателя n _{1(эл max)} = 1120 мин ^-1

Быстроходный вал редуктора n ₂ = n ₁ = 1120 мин ^-1

Тихоходный вал редуктора

n ₃ = n ₂ / u _ред = 1120 / 28,2 = 39,7 мин ^-1

Вал - шестерня n ₄ = n ₃ = 39,7 мин ^-1

Определим угловые скорости валов по формуле (2.3)

w₁ = pn₁ / 30,с^-1, (2.3)

w₁ = 3,14 * 1120 / 30 = 117,2 с^-1

w₂ = 3,14 · 1120 / 30 = 117,2 с^-1

w₃ = 3,14 · 39,7 / 30 = 4,15 с^-1

w₄ = 4,15 с^-1

Определим крутящие моменты на валах по формуле 2.4

T_i = N_i / w_I,Нм, (2.4)

где N_i - мощность приводимая к i - му валу, кВт:

w_I - угловая скорость i - го вала, с^-1;

N_i = N_i-1 · h--_{i-1, I}

Подставив значения в формулу мощности получим:

N₁ = 67 кВт;

N₂ = N₁ · h--_м,· h--_п.кач. = 67 · 0,99² = 65,66 кВт

N₃ = N₂ · h--_ред,· h--_п.кач. = 66,33 ^х 0,99² · 0,99 = 59,91 кВт

N₄ = N₃· h--_м,· h--_п.кач. = 59,91· 0,96 · 0,99 = 58,13 кВт

Крутящие моменты:

T₁ = N₁ / w₁ = 67000 / 117,2 = 571,7 Нм

T₂ = N₂ / w₂ = 65660 / 117,2 = 565,9 Нм

T₃ = N₃ / w₃ = 59910 / 4,15 = 14291,5 Нм

T₄ = N₄ / w₄ = 58130 / 4,15 = 14007,2 Нм

2.1.5 Подбор редуктора привода

Редуктор относится к стандартным изделиям, параметры которого регламентированы ТУ. Каждый тип редуктора имеет условное обозначение (марку и основные параметры), которые приводятся в специальных справочниках. Тип редуктора и схема сборки определяется передаточным отношением редуктора и особенностями привода (взаимным расположением входных концов). Марку редуктора подбираем с учетом условия:

Т_{тих.треб.}<= Т_{ред.станд.}.

Передаточное отношение редуктора равно 28,2, соответственно при передаточных числах от 8 до 30 выбираем двухступенчатый редуктор. Момент на тихоходном валу равен 14291,5 Нм, согласно этого значения, с учетом выше названного условия, подбираем по справочным материалам редуктор. Редуктор марки ЦД 2_1160 (цилиндрический двухступенчатый) с максимальным крутящим моментом Мб =4250 кг м. = 42500 Нм

Число оборотов быстроходного вала - n_б=1500 мин ^-1.

Передаточное число редуктора _u_ред = 28,2

Межосевое расстояние А_{1, 2} = 450мм, 710мм

На быстроходной и тихоходной ступенях зубчатые колеса выполнены косозубыми. Техническая характеристика редуктора представлена в таблице 2.1

Таблица 2.1 -Техническая характеристика редуктора

Межосевое расстояние, мм	ma	Число зубьев	i
		шес.	кол.
450	7	19	106	5,58
710	12	19	96	5,05

2.1.6 Расчет и проектирование реечной передачи

Подбор материала реечной передачи. Назначаем материал вала-шестерни и рейки. В нашем случае для вала-шестерни и рейки выбираем широко распространенную в машиностроении сталь 40ХН (поковка). Термообработка: улучшение с твердостью НВ ₂ < 350 ед., у_в = 800 Н/мм ², у_т = 630 Н/мм² .

Геометрический расчет реечной передачи

Допускаемые напряжения реечной передачи.

Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость определяют по зависимости: (2.5)

,МПА, (2.5)

где,- предел контактной выносливости зубьев,МПа:

НВ =

= 2·HB + 70 = 2·248 + 70 = 567 МПа

K_HL - коэффициент долговечности.

Для улучшенных колес K_HL= 1,6

(S_H) - коэффициент безопасности. (S_H) = 1,1

НВ =

[у_H] = 567·1.6 / 1.1 = 824 мПа

Определяем предварительное значение делительного диаметра по формуле (2.6).

d¹ = (2.6)

где К_н - коэффициент нагрузки

К_н = К_нб· К_нв· К_нн

К_нб - коэффициент распределения нагрузки

Для прямозубых передач К_нб = 1

К_нв - коэффициент концентрации

К_нв = К_нв⁰· (1-х) +х = 1,23·(1-0,7) +0,7 = 1,07

К_нн = 1, т.к. н < 1 м/с

К_н = 1·1,07·1 = 1,07

Ш_d - коэффициент ширины Ш_d = 0,4

d¹ = = 391 мм

Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость определяют по зависимости: (2.7)

/[S_F],МПF_r

где у_F·limb - предел выносливости

[S_F] - предел безопасности [S_F] = 1,75

у_F·limb = 1,8 HB = 1,8·248 = 447,3 мПа

[у_F] = 447,3 / 1,75 = 255 мПа

Для реверсивных передач уменьшаем допускаемое напряжение на изгиб на 25 %.

[у_F] = 255·0,75 = 191 МПа

Определяем предварительное значение модуля по формуле (2.8)

m¹ = ,мм, (2.8)

где K_F - коэффициент нагрузки по изгибу

K_F = K_Fв · K_Fн

K_Fв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба

K_Fн - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки

K_Fв = 1,05 ; K_Fн = 1

[у_F] = 571,4 · 0,8 = 457,1 МПа

m¹ = = 27.4 мм

Примем m = 28 мм

Определение числа зубьев вал - шестерни по формуле 2.9

Z₁ = d¹ / m = 391 / 28 = 13.9 (2.9)

Округляем количество зубьев до z = 14

Уточняем значение делительного диаметра

d = m · z₁

d = 28 · 14 = 392,мм,

Диаметр вершин зубьев определяем по формуле 2.10

d_б1 = d + 2(h_б + x₁)m,мм, (2.10)

где, h_б- коэффициент высоты головки, мм;

х₁ - коэффициент смещения, мм;

d_б1 = 392 + 2(1+0,52)28 = 477мм

Диаметр впадин определяем по формуле 2.11

d_f1 = d - 2(h_б+ c- x₁)m,мм, (2.11)

где c ^- коэффициент радиального зазора

d_f1 = 392 - 2(1+0,25-0,52)m = 351 мм

Толщина зуба на поверхности делительного цилиндра в торцовом сечении определяется по формуле (2.12)

S_t = (0.5р + 2x₁tgб)m / cos в (2.12)

S_t = (0.5·3.14 + 2·0.52·tg20)28 / cos 0 = 54 мм

Расчет рейки

Нормальный шаг определяем по формуле (2.13)

Р_n = р · m = 3.14 · 28 = 87.92 мм (2.13)

Число зубьев определяем по формуле (2.14)

Z₂ = L / Р_n + 0.5 (2.14)

где L - рабочий ход сталкивателя, мм;

Z₂ = 3400 / 87.92 + 0.5 = 40

Высоту зуба определяем по формуле (2.15)

h = (2· h_б+ c)m = (2·1+0.25) 28 = 63 мм (2.15)

Высоту головки зуба определяем по формуле (2.16)

h_б = hб· m = 1·28 = 28 мм (2.16)

Толщину зуба определяем по формуле (2.17)

S_у = 0.5рm = 0.5·3.14·28 = 43.96 мм (2.17)

Передаточное отношение реечной передачи определяем поформуле (2.18)

u = z₂ / z₁ = 40 / 14 = 2.8 (2.18)

Ширину рейки определяем по формуле (2.19)

b = (2 - 10) m = 275 мм (2.19)

Расчет зубьев реечной передачи на контактную прочность и изгиб

Проверку передачи на контактную выносливость производим по формуле (2.20)

(2.20)

Окружную сила определяем по формуле (2.21)

F_t = (2.21)

= 709 H / мм ²

Проверку зубьев на изгибную выносливость производим по формуле (2.22)

(2.22)

где Y_в - коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Y_F - коэффициент формы зуба.

Для прямозубых Y_в = 1, Y_F = 4,28

у_F = = 42.9 H / мм ²

Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку.

Максимальные контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев определяем по формуле(2.23)

(2.23)

Максимальное напряжение изгиба в зубьях зубчатых колес.

При действии кратковременных перегрузок зубья проверяют на пластическую деформацию по формуле (2.24)

(2.24)

Силы, действующие в зацеплении

Окружную силу определяем по формуле (2.25)

(2.25)

Радиальную силу определяем по формуле (2.26)

(2.26)

2.1.7 Ориентировочный расчет и конструирование приводного вала

Данный расчет выполняется как проектный с целью определения предварительного диаметра вала, при этом учитывается только крутящий момент, значение которого находится по результатам энергокинематического расчета. Влияние изгиба вала компенсируется понижением допускаемых напряжений при кручении.

Минимальный диаметр вала определяем по формуле (2.27)

(2.27)

где допускаемое напряжение при кручении, для стальных валов,МПа;

= 15….25 мПа

Выходной вал редуктора и приводной вал открытой цилиндрической передачи соединяются посредством муфты поэтому предварительный диаметр приводного вала согласуем с посадочным диаметром муфты.

Минимальный диаметр вала получаем 180 мм.

Длина первой ступени вала

Первая ступень рассчитана для установки зубчатой полумуфты.

Принимаем: d₁ = 180 мм, l₁ = 180 мм;

Вторая ступень промежуточная. Высота бурта для опоры полумуфты 5 мм.

Принимаем: d₂ = 190 мм, l₂ = 180 мм;

Третья ступень вала рассчитана под канавку для упорных полуколец.

Принимаем: d₃ = 175 мм, l₃ = 16 мм;

Четвертая ступень вала рассчитана под вспомогательную опору (подшипник качения), поэтому диаметр вала на этом участке согласуем с диаметром внутреннего кольца подшипника

Длина четвертой ступени исходя из конструктивных особенностей и предполагаемого подшипника.

Принимаем: d₄ = 190 мм, l₄ = 180 мм;

Пятая ступень вала - упорный бурт. Диаметр выбираем ориентируясь на подшипник и исходя из конструктивных особенностей конструкции.

Принимаем: d₅ = 220 мм, l₅ = 37,5 мм;

Шестая ступень вала рассчитана под установку бандажа - для регулирования зазора между вал - шестерней и рейкой.

Принимаем: d₆ = 280 мм, l₆ = 90 мм;

Цилиндрическая шестерня находится на седьмой ступени.

Принимаем: d₇ = 477 мм, l₇ = 275 мм;

Восьмая ступень вала рассчитана под установку бандажа - для регулирования зазора между вал - шестерней и рейкой.

Принимаем: d₈ = 280 мм, l₈ = 90 мм;

Девятая ступень - упорный бурт. Диаметр выбираем ориентируясь на подшипник и исходя из конструктивных особенностей конструкции. Принимаем: d₉ = 220 мм, l₉ = 37,5 мм;

Десятая ступень вала рассчитана под вспомогательную опору (подшипник качения), поэтому диаметр вала на этом участке согласуем с диаметром внутреннего кольца подшипника.

Принимаем: d₁₀ = 190 мм, l₁₀ = 180 мм;

Одиннадцатая ступень вала рассчитана под канавку для упорных полуколец.

Принимаем: d₁₁ = 175 мм, l₁₁ = 16 мм;

Двенадцатая промежуточная. Высота бурта для опоры полумуфты 5 мм.

Принимаем: d₁₂ = 190 мм, l₁₂ = 180 мм;

Тринадцатая ступень рассчитана для установки зубчатой полумуфты.

Принимаем: d₁₃ = 180 мм, l₁₃ = 180 мм;

2.1.8 Предварительный выбор подшипников и корпусов подшипниковых узлов приводного вала

Проектирование начинаем с выбора типа опоры (качения, скольжения). Нагрузки и скорость вала располагаются в пределах, допускаемых для подшипников качения. Эти опоры проще и дешевле, легче обеспечивается смазка и защита от загрязнения. Подшипники качения разных типов отличаются величиной и направлением воспринимаемой нагрузки, формой и числом тел качения, способностью самоустанавливаться, жесткостью в осевом и радиальном направлениях, быстроходностью, стоимостью, точностью изготовления и другим признакам.

Выберем тип подшипника с учетом конкретных условий эксплуатации. Основными требованиями к опорам приводного вала являются: высокая грузоподъёмность, жесткость, способность передавать большие мощности, незначительная окружная скорость, способность воспринимать преимущественно радиальные нагрузки, т.е. нагрузку, действующую перпендикулярно оси вращения подшипника. Особенностью данной реконструкции является использование существующих посадочных мест. Согласно всех перечисленных требований к опорам, наиболее подходящими вариантами являются подшипники роликовые конические двухрядные.

По посадочным диаметрам подбираем марки и условное обозначение подшипников. листопрокатный сляб гидравлический редуктор

При выборе способа крепления подшипников на валу следует учитывать тип опоры, величину осевой нагрузки, тип подшипника, характер посадки. Левый и правый подшипник фиксируем жестко. Внутреннюю обойму зажимаем торцевой шайбой, наружную между буртом и крышкой, которая крепится к корпусу болтами.

Техническая характеристика подшипника представлена в таблице.2.2.

Таблица 2.2- Техническая характеристика подшипников

Марка подшипника	d	D	B	Допустимая динамическая нагрузка, С кгс	Допустимая статическая нагрузка, С 0 кгс
2097738	190	320	172	101000	132000

2.1.9 Проверка долговечности выбранных подшипников

Составляем расчетную схему вала рисунок 2.3. При этом производится схематизация конструкций, опор, действующих нагрузок. Подшипники, воспринимающие только радиальные нагрузки, заменяются шарнирно-подвижными опорами. Силы на вал передаются через поставленные на него детали и узлы. Принимается, что эти детали и узлы передают силы посередине своей рабочей ширины.

Так как в компоновке вала правая опора используется лишь как вспомогательная и на распределение сил не влияет, то проведем расчет без ее учета. Данная опора используется лишь для центровки длинной консольной части вала, которую пришлось выполнять из-за привязки к корпусным деталям существующего привода.

Рисунок.2.3- Расчетная схема приводного вала.

где -консольная сила от муфты,Н;

(2.28)

Определение реакций опор.

Они определяются из уравнений моментов:

Рассмотрим плоскость ZOX.

еM _A = 0 F_r · l₂ - R_bz * (l₂+l₃) = 0

еM _B = 0 _F_r * l₃ + R_az * (l₂+l₃) = 0

L₁ = 375 мм; L₂ = 385 мм; L₃ = 385 мм; L₄ = 375 мм

R_bz = R_az = = 13005,6 H

Рассмотрим плоскость YOX.

е--M _A = 0 _F_m · l₁ + F_t · l₂ + R_by · (l₂+l₃) + F_m * (l₃+l₄+ l₄) = 0

е--M _B = 0 -F_m · (l₁+l₂+ l₃) - R_ay · (l₂+l₃) + F_t · l₃ + F_m · l₄ = 0

R_by = R_ay=

R_by = R_ay=

Составляющие опорных реакций суммируются геометрически s

R_A= 66,6 кH

= 66,6 кH

В результате расчета получены усилия, действующие на опоры А и В.

Сведем данные в таблицу 2.3

Таблица 2.3-Усилия, действующие на подшипниковые опоры

Опора	Допустимая статическая нагрузка, кН Со	Усилие, кН	Суммарное усилие, кН
		плоскость ZOX	плоскость YOX
А	1320	13,005	65,320	66.6
В	1320	13,005	65,320	66.6

Определение долговечности подшипника

Расчетную долговечность подшипника определяют по формуле (2.29)

(2.29)

для опоры А

для опоры В

Подшипники пригодны для машины, если расчетная долговечность больше или равна требуемой . Рекомендуемые значения приведены в справочной литературе. Для машин с кратковременной и прерывистой эксплуатацией, с повышенными требованиями к надежности, рекомендуемые значения ресурсов подшипников.

= 8000….12000 часов. Исходя из этого, следует:

для опоры А 388456912000

для опоры В 388456912000

Делаем вывод, выбранные подшипники пригодны для машины.

2.1.10 Уточненный расчет приводного вала

Уточненный расчет выполняется как проверочный, с целью определения коэффициента запаса усталостной прочности в опасных сечениях вала.

Расчет выполняется в паре с ориентировочным.

Признаком опасных сечений является:

· пиковое значение нагрузок - моментов;

· наличие источников концентраций напряжений (канавок, шпоночных пазов, посадок с натягом).

Исходные данные:

конструкция и размеры вала (с эскизной компоновки);

материал вала - сталь 40ХH;

величина крутящего момента (из энергокинематического расчета);

величина и направление сил, действующих на вал.

Расчет вала на выносливость и заключение о работоспособности вала.

Расчетной схем вала представлена на рисунке 2.4.

Определение реакций опор рассмотрено в пункте 2.1.10.

R_A= 66,6 кН ; R_В= 66,6 кН.

Определение изгибающих моментов и построение эпюр с целью выявления опасных сечений рисунок 2.4,2.5,2.6,2.7.

Плоскость ZOX

Сечение 1-1, смотреть со стороны опоры А

Сечение 2-2

Сечение 3-3

Рисунок 2.4- Расчетная схема приводного вала



Рисунок 2.5-Эпюра изгибающих моментов в плоскости ZOX приводного вала

Рисунок 2.6- Эпюра изгибающих моментов в плоскости YOX приводного вала

Рисунок 2.7-Сечение 4-4 Эпюра крутящих моментов приводного вала

Плоскость YOX

Сечение 1-1, смотреть со стороны опоры А

Т_1-1=-F_m 0<X<0/375

T_1-1=0 X=0

Сечение 2-2

Сечение 3-3

Сечение 4-4

Самый большой изгибающий момент в сечении вала 3-3.

Т _3-3=47,931 кНм

Проверочный расчет вала на выносливость:

Определение коэффициента запаса прочности по формуле (2.30)

(2.30)

где S_у - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_ф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

[S] = 1.5 - 3

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям по формулам (2.31)

S_у = (2.31)

S_ф =

Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала по формулам (2.32)

(у_-1)_D = Н/мм ² (2.32)

(ф_-1)_D = Н/мм ²

у_-1 = 380 H / мм ²

ф_-1 = 0,58 ;у_-1 = 0,58·380 = 220,4 H / мм ²

Определим напряжения в опасном сечении по формуле (2.33)

у_a = ,Н/мм ², (2.33)

ф_a = , Н/мм ²,

Суммарный изгибающий момент

у_a =

ф_a =

(у_-1)_D = 380 / 2,9 = 131,03 H / мм ²

(ф_-1)_D = 220,4 / 2,6 = 84,76 H / мм ²

Коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений определим по формулам (2.34)

(2.34)

(2.34)

где K_у и К_ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

K_у = 1,45 К_ф = 1,3

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_d = 0,5

К_F - коэффициент влияния шероховатости

К_F = 1

S_у = 131,03 / 8 = 16,37

S_ф = 84,76 / 1,16 = 73,06

S =

15.97 > 3,0, следовательно, проверочный расчет вала на выносливость в опасном сечении вала в отношении прочности прошел.

2.1.11 Подбор муфт

В данной конструкции привода наматывающего устройства применены зубчатые муфты типа МЗ. Для зубчатых муфт максимальный расчетный момент М_к, который муфта может передать и по которому муфта подбирается по ГОСТу, определяется по формуле (2.35)

М_к = k₁ · k₂· Т,Нм, (2.35)

где k₁ - коэффициент безопасности, равный 1,2;

k₂ - коэффициент условия работы муфты, равный 1.

Т - момент передаваемый муфтой.

М_{к 1} = k₁· k₂ · Т ₁ = 1,2 · 1 · 571,7 = 686,04 Нм

М_{к 3} = k₁ · k₂ ·Т ₃ = 1,2 · 1 · 14291,5 = 17149,8 Нм

Исходя из полученных значений и диаметров валов подбираем муфты по справочнику [3]

для вала №1 МЗ 7

для вала №2 МЗ 10

Техническая характеристика зубчатых муфт представлена в таблице 2.4.

Таблица 2.4-Характеристика зубчатых муфт

Обозначение муфты	d, мм	Мк, кгс м	n, об/мин	Масса, кг (не более)
МЗ 7	120	1900	2120	110
МЗ 10	180	5000	1400	262

2.1.12 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений

Размеры шпонок нормированы, шпонки призматические обыкновенные ГОСТ 8788-58 и 8789-58. Размеры сечений (b · h) принимаются в зависимости от диаметра вала - d. На приводном валу рассчитываемой нами зубчатой передачи применяется шпоночное соединение для крепления зубчатой муфты. Диаметр этого участка приводного вала равен 180 мм, исходя из которого подбираем номинальные размеры шпонок. Ширину шпонок выбираем равной (0,25 - 0,30) d, тогда для вала сечением 180 мм ширина шпонки будет равна 45 - 54 мм. Размеры сечений призматических шпонок выбираем нестандартные: 4540мм. Длина шпонки выбирается по ГОСТ 8789-58, 8792-58 и 8793-58, либо определяется длиной ступицы, либо величиной передаваемого момента. Для нашего вала длина шпонки =200 мм.

Проверочный расчет призматических шпонок производится по формулам:

а) на смятие по формуле (2.36)

?_см=[?_см],Н/мм,² (2.36)

б) на срез по формуле (2.37)

ф_с=Н/мм ² (2/37)

где ? _см, [?_см] -действительное и допускаемое напряжения на смятие для шпоночного соединения,Н/мм²;

ф_см,, [ф_см]действительное и допускаемое напряжения на срез для шпоночного соединенияН/мм²;

М_К- крутящий момент, передаваемый соединением;

d-диаметр вала, мм;

b.l.h-высота, ширина, рабочая длина шпонки, мм;

Чаще всего ограничиваются расчетами на смятие.

L_{раб 1} = l - b = 200 - 45 = 155 мм

L_{раб 2} = l - b = 500 - 45 = 155 мм

Находим действительное напряжение смятия для шпоночного соединения:

s_{см 1} = (4 · 14291,5 * 10³) / 180 / 155 / 40 = 51,22 Н/мм ²

s_{см 2} = (4 * 14291,5 * 10³) / 180 / 155 / 40 = 51,22 Н/мм ²

Допускаемое напряжение смятия для шпоночного соединения:

[у_см]=100ч120

условие проверочного расчета на смятие для шпонки зубчатой муфты выполняется.

2.2 Разработка гидропривода подъемного стола

2.2.1 Расчет и выбор исполнительного гидродвигателя

Гидропривод подъемного стола состоит из двух параллельно установленных в линии гидроцилиндров и распределительной аппаратуры.

Исходя из нагрузки N, действующей на гидроцилиндры и рабочего давления Pp в гидросистеме определяем диаметры плунжеров гидроцилиндров.

В данном задании рассматривается случай, где рабочий орган и выходное звено ГЦ совершают поступательное движение.

Нагрузка N состоит из нагрузки, создаваемой грузом Nгр и нагрузки от веса подъемного стола Nст и определяется по формуле (2.38)

N = Nгр + Nст = 1300 кН + 387 кН = 1687, кН, (2.38)

Ввиду того, что плунжеры гидроцилиндров будут втягиваться род действием внешней нагрузки (веса стола или веса стола с грузом) гидроцилиндры выполнены однополостными (плунжерными).

Диаметр штока плунжера определяем по формуле (2.38)

dпл = , м, (2.38)

Примем рабочее давление Рр = 14 МПа, руководствуясь техническими характеристиками привода.

dпл = = 0,277 м

Примем диаметр плунжера равным dпл = 0,28 м

Рабочий ход плунжера гидроцилиндра выбираем из условий работы подъемного стола и равен Н = 0,95 м

Геометрические характеристики гидроцилиндров представлены в таблице 2.5

Таблица 2.5-Геометрические характеристики гидроцилиндров

Обозначение	dпл, м	Н, м	F, м 2	V, м 3
ГЦ 1, ГЦ 2	0,28	0,95	0,061	0,058

2.2.2 Расчет и выбор насосной установки

Выбор насосной установки осуществляется исходя из требуемых расхода жидкости и давления в гидроприводе.

Определяем максимальный расход жидкости, необходимый для питания ГЦ.

Для гидроцилиндра с односторонним штоком определяем по формуле(2.39) Подьем

Qпод = Vпод * F, м ³/с, (2.39)

где Vпод - скорость поршня гидроцилиндра при подъеме, м/с;

Vпод = 0,047 м/с

Qпод = 0,047 * 0,061 * 2 = 0,0057 м ³/с,=344 л/мин

Опускание без груза

Vоп = 0,047 м/с

Qоп = 0,047·2·0,061 = 0,0057 м ³/с = 344 л/мин

Величина требуемого давления на выходе из насоса определяется по формуле (2.40)

Рн = Рр + Рн,МПа, (2.40)

где Рн - суммарные потери давления в линии, соединяющей насос с ГЦ при рабочем ходе,МПа;

Потери давления Рн могут быть определены лишь после разработки конструкции гидроблока управления и ГП в целом, поэтому первоначально

примем Рн = ·Рр, а затем выполним проверочный расчет.

Рн = * 14 = 21 МПа

На основании полученных значений Рн и Qпод выбираем насос НАМ 74М - 224/320 .

аксиально - поршневой насос высокого давления, с электрогидравлическим механизмом управления подачей, и вспомогательным насосом низкого давления.

Рабочий объем - 224 см ³

Давление на выходе поршневого насоса - 32 МПа

Доминальная подача - 200 л/мин

Давление на выходе шестеренного насоса - 2,5 МПа

Номинальная подача - 22 л/мин

2.2.3 Описание работы гидропривода

Гидросистема подъемного стола представляет собой однопоточную систему и состоит из двух гидроцилиндров подъема и опускания стола, управляющей и распределительной гидроаппаратуры, фильтров, трубопроводов.

Источником давления в гидросистеме являются два насоса НАМ 74М - 224/320.В напорной линии установлены два обратных клапана КО 1 и КО 2 для предотвращения слива жидкости в бак при выключенных насосах. Для регулирования потока жидкости выбраны гидрораспределители 1Р 323, схема распределения потока - 44,схема движения потоков представлена на рисунках 2.8и 2.9.

Для предотвращения самопроизвольного опускания стола в гидросистеме установлен гидрозамок (клапан обратный управляемый). Фильтрация рабочей жидкости осуществляется двумя магнитными фильтрами, установленными в сливной линии.

Конечные выключатели КВ 1 и КВ 2 предназначены для остановки стола при подъеме и при опускании. В качестве рабочей жидкости используется масло И - 40 А.

Подъем

Вкл. ЭМ 2 и ЭМ 4 РР 1 и РР 2 вкл. в поз.2



Рисунок 2.8-схема движении потоков

Стоп --- КВ 1 откл. ЭМ 2 и ЭМ 4

Опускание

Вкл. ЭМ 1 и ЭМ 3 РР 1 и РР 2 вкл. в поз. 1

Рисунок 2.9-схема движения потоков

2.2.4 Расчет и выбор гидроаппаратуры и трубопроводов

Гидроаппаратуру выбираем по максимальному расходу и по давлению.

Гидрозамок (клапан обратный управляемый) 1КУ - 50

по ТУ 2-053-0221244.063-91 [ 4. с.102 ]

Условный проход - 50 мм

Номинальный поток рабочей жидкости - 500 л/мин

Давление нагнетания - 32 МПА

Номинальный перепад давления - 0,4 МПа

Гидрораспределитель золотниковый [ 4. с.76 ]

1Р 323 - АЛ 1 - 44 В 6 220В УХЛ 4 по ТУ 2-053-1846-87

Условный проход - 32 мм

Номинальный перепад давления - 0,4 МПа

Давление на входе - 32 МПа

Расход рабочей жидкости - 500 л/мин

Способ установки золотника - пружинный возврат

Вид управления - электрогидравлический с 2 электромагнитами с пружинным возвратом золотника пилота

Схема распределения - 44

Гидроклапан обратный 1МКО 32/32 по ТУ 2-053-1841-87 [ 4. с.100 ]

Условный проход - 32 мм

Номинальный поток рабочей жидкости - 400 л/мин

Давление нагнетания - 32 МПа

Номинальный перепад давления - 0,25 МПа

Давление открывания - 0,15 МПа

Клапан предохранительно - разгрузочный М - ПКП - 32 - 02 А по ТУ 2-053-1737-85 [ 4. с.119 ]

Условный проход - 32 мм

Номинальное давление - 32 МПА

Номинальный расход - 250 л/мин

Магнитный очистительный сепаратор типа ФММ 27 по ТУ 2-053-1838-87 [ 4. с.277 ]

Диаметр условного прохода - 100 мм

Номинальный поток рабочей жидкости - 400 л/мин

Номинальное давление - 1,6 МПа

Перепад давления при номинальном расходе - 0,025МПа

Степень очистки - 88 %

Дроссель с обратным клапаном КВМК 32 G 1.1 по ТУ 2-053-1753-85 [ 4. с.138 ]

Диаметр условного прохода - 32 мм

Номинальный поток рабочей жидкости - 250 л/мин

Рабочее давление - 32 МПа

Клапан предохранительный - КПрЖ - 80м

Номинальный расход - 320 л/мин

Вентиль 22лс 69нж 1, Ду 32, угловой фланцевый с ручным управлением

Номинальное давление - 40 МПа

Диаметр условного прохода - 32 мм

Вентиль 15С 76НЖV угловой запорный фланцевый с ручным управлением

по ТУ 26-07-041 - 71

Номинальное давление - 32 МПа

Диаметр условного прохода - 70 мм

Внутренний диаметр трубопровода определяется по формуле (2.41)

d = 2·,м, (2.41)

где Q - мах. расход жидкости в трубопроводе, л/мин;

Vp - рекомендуемая скорость течения жидкости в трубопроводе[ 4. с.447 ]

Напорная линия Vp = 4 м/с

при Q = 200 л/мин участки 0 - 1, 0 ¹- 1¹, 1 - 46, 1¹ - 46¹

d = 2·= 0,032, м,

при Q = 175 л/мин участки 1 - 6, 1¹ - 6¹, 8 - 15, 7 - 15¹, 18 - 19

d = 2·= 0,03, м,

при Q = 344 л/мин участки 6¹ - 8, 15¹- 18

d = 2·= 0,043,м,

Сливная линия Vp = 2 м/с

при Q = 175 л/мин участки 20 - 23, 20¹- 26, 28 - 35, 28 - 43

d = 2·= 0,043 м

при Q = 344 л/мин участки 23 - 28, 35 - 45

d = 2·= 0,060 м

Для обеспечения ламинарного режима течения жидкости принимаем внутренний диаметр трубопровода

при 175 л/мин и 200 л/мин = 55 мм

при 344 л/мин = 70 мм

Минимально допустимая толщина стенки трубопровода (2.42)

д = ,м, (2.42)

где у_вр - предел прочности на растяжение материала трубопровода,МПа;

у_вр = 340 МПА

Р - максимальное давление жидкости в трубопроводе,МПа;

Кб - коэффициент безопасности; Кб = 2 - 8

д = = 0,0068 м

д = = 0,0086 м

Выбираем стальные бесшовные холоднодеформированные трубы по ГОСТ 8734 - 75

1. 70 · 7 - для участков 0 - 1, 0 ¹- 1¹, 1 - 46, 1¹ - 46¹, 1 - 6, 1¹ - 6¹, 8 - 15, 7 - 15¹, 15 - 12, 15^{1 -} 12¹, 18 - 19, 28 - 35, 28 - 43

2. 89 · 9 - для участков 6¹ - 8, 15¹- 18, 20 - 23, 20¹- 26, 23 - 28, 28 - 35, 28 - 43, 35 - 45

2.2.5 Определение потерь давления в аппаратах и трубопроводах

Определение потерь давления в аппаратах

Потери давления ДРга в гидроаппаратах с достаточной точностью определяются по формуле (2.42)

ДРга = ДРо + А· Qмах+B· Q²мах,МПа (2.42)

где ДРо - давление открывания или настройки аппарата,МПа;

А и В - коэффициенты аппроксимации экспериментальной зависимости потерь давления в аппарате от расхода жидкости через него,;

Qмах - максимальный расход жидкости в аппарате, л/мин;

Коэффициенты А и В определяются по формуле (2.43)

А = , , (2.43)

В = , ,

где - Qном - номинальный расход аппарата, л/мин;

ДРном -потери давления в аппарате при номинальном расходе

При подъеме

Гидрозамок 1КУ - 50

А = = 15

В = = 1814

ДРга = 0,15 + 15 · 0,0057 + 1814 · 0,0057² = 0,29 МПа

Гидроклапан обратный 1МКО 32/32

А = = 7,6

В = = 1148

ДРга = 0,15 + 7,6 · 0,0029 + 1148 · 0,0029² = 0,18 МПа

Гидрораспределитель 1Р 323 - АЛ 1 - 44 В 6 220В УХЛ

А = = 6

В = = 726

ДРга = 0 + 6 · 0,0029 + 726 · 0,0029² = 0,02 МПа

При опускании

Гидрозамок 1КУ - 50

А = = 15

В = = 1814

ДРга = 0,15 + 15 · 0,0057 + 1814 · 0,0057² = 0,29 МПа

Гидрораспределитель 1Р 323 - АЕ 1 - 44 В 6 220В УХЛ

А = = 6

В = = 726

ДРга = 0 + 6 · 0,0029 + 726 · 0,0029² = 0,02 МПа

Дроссель с обратным клапаном КВМК 32 G 1.1

А = = 35,7

В = = 8503

ДРга = 0 + 35,7 · 0,0029 + 8503 · 0,0029² = 0,17 МПа

Магнитный очистительный сепаратор типа ФММ 2

А = = 1,9

В = = 2869

ДРга = 0 + 1,9 ·0,0029 + 2869 · 0,0029² = 0,029 МПа

Результаты расчета потерь давления в гидроаппаратах сводим в таблицу 2.6

Таблица 2.6-Потери давления в гидроапаратах

Наименование и модель аппарата	ДРо, МПа	А,	В,	Этап цикла	Qмах,	ДРга,МПа
1	2	3	4	5	6	7
Гидрозамок 1КУ - 50	0,15 0,15	15 15	1814 1814	подъем опускание	0,0057 0,0057	0,29 0,29
КО 1 Гидроклапан обратный МКО 32/32	0,15	7,6	1148	подъем	0,0029	0,18
КО 2 Гидроклапан обратный МКО	0,15	7,6	1148	подъем	0,0029	0,18
РР 1 Гидрораспределитель 1Р 323 - АЛ 1 - 44 В 6 220В УХЛ	0 0	6 6	726 726	подъем опускание	0,0029 0,0029	0,02 0,02
РР 2 Гидрораспределитель 1Р 323 - АЛ 1 - 44 В 6 220В УХЛ	0 0	6 6	726 726	подъем опускание	0,0029 0,0029	0,02 0,02
Др 1 Дроссель с обратным клапаном КВМК 32 G 1.1	0	35,7	8503	опускание	0,0029	0,17
Др 2 Дроссель с обратным клапаном КВМК 32 G 1.1	0	35,7	8503	опускание	0,0029	0,17
Ф 1 Магнитный очистительный сепаратор типа ФММ 27	0	1,9	2869	опускание	0,0029	0,029
Ф 2 Магнитный очистительный сепаратор типа ФММ 27	0	1,9	2869	опускание	0,0029	0,029

Общие потери давления в гидроаппаратах напорной линии.

ДРга= 0,29 + 0,18·2 + 0,02·2 = 0,69 МПа

Общие потери давления в гидроаппаратах сливной линии.

ДРга= 0,29 + 0,02·2 + 0,17·2 + 0,029·2 = 0,73 МПа

Определение потерь давления в трубопроводах

Потери давления по длине

Потери связаны с вязким трением. Влияние оказывает и режим течения жидкости. Различают два режима: ламинарный и турбулентный, причем переход из одного режима в другой происходит при критическом числе Рейнольдса.

Определяем число Рейнольдса (2.43)

Re = (2.43)

где х - фактическая скорость течения жидкости, м/с:

н - кинематический коэффициент вязкости жидкости. Выбираем И - 40 А.

н = 40·10 м ²/с

х = ,м/с

Потери давления ДР на вязкое трение в трубопроводе определяются по формуле (2. 45)

ДР = ,МПа, (2.45)

где с - плотность рабочей жидкости, кг/м ³;

Q - расход жидкости в линии, л/мин;

л - коэффициент гидравлического трения на i-том участке

n- число участков

Коэффициент л для гладких цилиндрических трубопроводов при ламинарном режиме

л =

при турбулентном режиме

л =

Для гладких круглых труб, а также для отверстий в корпусе гидроблока управления Re= 2300

При подъеме

Напорная линия на участках 0 - 1, 0 ¹- 1¹, 1 - 46, 1¹ - 46¹

х = = 1,34 м/с

Re = = 1876 - ламинарный режим

л = = 0,034 L = 5 м, d = 0.056 м

ДР = = 0,0024 МПа

При опускании

Сливная линия на участках 18 - 19, 15 - 12, 15^{1 -} 12¹

х = = 1,17 м/с

Re = = 1638 --- ламинарный режим

л = = 0,039 L = 6 м, d = 0.056 м

ДР = = 0,0025 МПа

Результаты расчета потерь давления по длине сводим в таблицу 2.7

Таблица 2.7- Потери давления по длине

Этап цикла	Линия	Qmax,	Участок	dст, м	fст, м 2	,	Re	л	L, м	ДР, МПа	ДР, МПа
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12
подъем	н	0,0033	0-1, 0'-1', 1-46, 1'-46'	0,056	0,0025	1,34	1876	0,034	5	0,0024
		0,0029	1-6, 1'-6', 8-15, 7-15', 18-19	0,056	0,0025	1,17	1638	0,039	12	0,005
		0,0029	6'-6, 15'-15, 7-8	0,071	0,0039	0,73	1300	0,049	3,5	0,0006
		0,0057	6-7, 15-18	0,071	0,0039	1,44	2556	0,044	34	0,02
											0,028
опускание	сл	0,0029	18-19, 15-12, 15'-12'	0,056	0,0025	1,17	1638	0,039	6	0,0025
		0,0057	18-15, 26-28, 43-45	0,071	0,0039	1,44	2556	0,044	39	0,02
		0,0029	15'-15, 20-26, 20'-26, 28-43	0,071	0,0039	0,73	1300	0,049	13	0,0022
											0,025

Местные потери давления в трубопроводе.

Местные потери (ДРм) складываются из потерь в различных местных сопротивлениях

(ДРм) и определяются по формуле (2.46)

ДРм = ,МПа, (2.46)

где, о - коэффициент i-того местного сопротивления, выбираем из справочника [ 4. с.448 ]

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

n- число местных сопротивлений

Подъем

Напорная линия

на участках 0 - 1, 0 ¹- 1¹