Модернизация подъемной тележки агрегата продольной резки

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

• Введение
• 1. Анализ существующих решений и постановка задач реконструкции
• 1.1 Агрегат продольной резки
• 1.2 Анализ работы самоходной бунтоподъемной тележкой
• 1.3 Цель проводимой реконструкции
• 1.4 Задачи проводимой реконструкции
• 2. Конструкторская часть
• 2.1 Разработка кинематической схемы привода
• 2.2 Энергокинематический расчет привода
• 2.2.1 Расчет мощности электродвигателя
• 2.2.2 Определение передаточного числа привода
• 2.2.3 Определение угловых скоростей и моментов на валах
• 2.3 Выбор редуктора
• 2.4 Проектирование цепной передачи
• 2.4.1 Выбор цепи
• 2.4.2 Проверка работоспособности выбранной цепи
• 2.4.3 Основные параметры цепной передачи, конструирование звездочек
• 2.4.4 Силы действующие в передачи
• 2.5 Ориентировочный расчет и конструирование вала приводного ската
• 2.6 Предварительный выбор подшипников и корпусов подшипниковых узлов приводного вала
• 2.7 Проверка долговечности выбранных подшипников
• 2.8 Уточненный расчет приводного вала
• 2.9 Выбор муфты
• 2.10 Расчет и выбор тормоза
• 2.11 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений
• 2.12 Расчет и выбор гидроцилиндра
• 2.13 Составление принципиальной схемы гидропривода
• 2.14 Расчет и выбор насосной установки
• 2.15 Расчет и выбор гидроаппаратуры и трубопроводов
• 2.15.1 Выбор гидроаппаратуры
• 2.15.2 Расчет трубопроводов
• 2.16 Определение потерь давления в аппаратах и трубопроводах
• 2.16.1 Определение потерь давления в аппаратах
• 2.16.2 Определение потерь давления в трубопроводах по длине
• 2.17 Местные потери давления
• 2.18 Проверка насосной установки
• 3. Технологическая часть
• 3.1 Описание конструкции и назначения детали
• 3.2 Технологический контроль чертежа детали
• 3.3 Анализ технологичности детали
• 3.4 Выбор способа изготовления заготовки
• 3.5 Выбор плана обработки детали
• 3.6 Определение типа производства
• 3.7 Расчет припуска на обработку
• 3.8 Выбор оборудования
• 3.9 Расчет режимов резания
• 3.10 Техническое нормирование операций
• 3.11 Назначение и область применения протяжек
• 3.12 Расчёт и конструирование протяжки
• Заключение
• Список использованных источников
• Введение
• Производством холоднокатаной стали в России занято примерно 300 предприятий. Примерно 100 металлургического и около 200 машиностроительного профиля. Холодная прокатка является неотъемлемой частью тонколистового производства. Так как на современных станах лист толщиной менее 1,5 мм прокатывают в холодном состоянии.
• С развитием автопромышленности сильно возросла потребность в оцинкованной холоднокатаной конструкционной тонколистовой стали толщиной 0,5--2,5 мм, изготовляемой из качественной углеродистой стали. Эта сталь должна иметь хорошую поверхность и быть вязкой, так как при штамповке она подвергается глубокой вытяжке.
• Тонколистовую сталь прокатывают из конструкционной углеродистой стали обыкновенного качества толщиной 0,9--2 мм. Ее поставляют в виде листов размерами от 600x1200 до 1250x2500 мм, а также в рулонах. Кроме жести и конструкционной углеродистой стали, на станах прокатывают в холодном состоянии кровельную и декапированную сталь. Кровельную сталь производят толщиной 0,4-0,82 мм из мягкой углеродистой стали и поставляют в листах размерами 710Ч1420 мм и 750Ч150 мм и массой до 7,1 кг. Ее поставляют по массе в отожженном состоянии; испытывают на двойной кровельный замок. Декапированную (травленую) тонколистовую сталь прокатывают из мягкой мартеновской или бессемеровской (конвертерной) углеродистой стали; ее применяют для изготовления штамповкой посуды, арматуры и других изделий. Декапированную тонколистовую сталь прокатывают толщиной 0,25--2 мм и поставляют в листах размерами 510x710, 600x2000, 710x1420, 710x2000, 750x1500, 1000x2000 и 1250х2500мм в отожженном состоянии. Тонколистовую сталь толщиной 0,5-1,6 мм поставляют также оцинкованной.
• Холодную прокатку широко применяют при производстве электротехнической листовой стали, которая предназначена для сборки трансформаторов, различных электрических машин и прочих приборов. Известно, что таким требованиям лучше всего удовлетворяют кремнистые стали. Это объясняется тем, что Si повышает удельное электросопротивление. В зависимости от этого уменьшаются потери на вихревые токи. Так же образуются крупные зерна, которые во многом улучшат электромагнитные свойства стали. С расширением величины зерна стали повышается магнитная проницаемость и уменьшаются потери на гистерезис.
• Спрос на электротехнические и трансформаторные стали требует от производителя увеличения темпов и объёмов производства, расширения типоразмеров продукции. В связи с этим особую важность приобретает окончательная отделка металла - продольная порезка рулонов на агрегатах продольной резки. Значительно возрастают требования к надёжности агрегатов и их основных узлов. Важнейшей задачей является обеспечение бесперебойной работы устройств, предназначенных для задачи подката в технологическую цепочку агрегата продольной резки - транспортёров, подъёмных столов, передаточных тележек.
• Выполнение этой задачи достигается повышением ремонтопригодности оборудования путём увеличения степени стандартизации и унификации узлов и деталей оборудования. В данном проекте рассмотрены вопросы повышения надёжности транспортно-накопительной системы агрегата продольной резки стали путём проведения реконструкции бунтоподъёмной тележки задающего транспортера.

1. Анализ существующих решений и постановка задач реконструкции

1.1 Агрегат продольной резки

В 1981 - 1982 годах на ПАО «Северсталь» в цехе проката холодного листа стали были установлены два агрегата продольной резки фирмы SKET (ГДР). Агрегат продольной резки используется для порезки рулонной электротехнической стали с электроизоляционным покрытием или без него на ленты и удаление боковых кромок путем резания.

Агрегат резки состоит из следующих механизмов: задающий транспортёр рулонов разматыватель с прижимным роликом, задающее устройство, гильотинные ножницы № 1, лентосварочная установка, механизм уборки обрези, клеть натяжения (S-образные ролики), дисковые ножницы, кромкомоталка, тормозная клеть, гильотинные ножницы № 2, заправочная тележка, моталка, передаточная тележка, поворотное устройство, отводящий транспортёр рулонов.

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

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

Задающий транспортёр состоит из накопительного стеллажа и передвижного подъемного стола - бунтоподъемной тележки.

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

Бунтоподъемная тележка выполняет функцию транспортировки рулона от приемного стеллажа к разматывателю и для установки рулона на барабан разматывателя. Подъёмный стол состоит из механизма передвижения тележки стола и гидравлической установки подъема стола. Рабочий ход тележки стола -8850мм. Скорость передвижения тележки - 0,25м/с. Рабочее давление в цилиндрах гидросистемы - 150 МПа - 15 кгс/см². Привод перемещения тележки приемного стола от электродвигателя мощностью не менее 2,2 кВт через редуктор.

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

Работа системы осуществляется исходя из схемы работы транспортно-накопительной системы агрегата представленном на рисунке 1.

Рисунок 1 - Схема работы транспортно-накопительной системы агрегата: 1 - бунтоподъемная тележка; 2 - подъемного стола; 3 - механизм передвижения; 4 - рельсовый путь; 5 - вал разматывателя; 6 - пластинчатый конвейер; 7 - рулон стали; 8 - ось агрегата продольной резки

Задающий транспортер агрегата продольной резки предназначен для подачи рулонов холоднокатаной стали к разматывателю агрегата и установки рулона на вал разматывателя.

Задающий транспортер состоит из бунтоподъемной тележки 1 с подъемным столом 2, пластинчатого конвейера 6, и рельсовых направляющих 4, расположенных на дне приямка, по которым перемещается бунтоподъемная тележка.

Бунтоподъемная тележка 1 выполняет операции перемещения рулонов в горизонтальной плоскости и в вертикальной плоскости. Для этого тележка оборудована механизмом передвижения и гидравлической установкой с подъемным столом.

Механизм передвижения 3 монтируется на станине бунтоподъемной тележки и предназначен для перемещения в горизонтальной плоскости. Конструкция механизма - электромеханическая.

Гидравлическая установка монтируется на станине бунтоподъемной тележки и предназначена для перемещения рулона в вертикальной плоскости. Основными элементами её конструкции являются гидравлический блок с насосом, гидробаком и элементами управления, и одноштоковый гидроцилиндр перемещения подъемного стола.

Пластинчатый конвейер 6 крепится конечными пластинами к бунтоподъемной тележке и предназначен для предотвращения падения посторонних предметов (технологического мусора и инструментов) в приямок

Работа транспортера происходит следующим образом. Электро-мостовой кран устанавливает до четырех рулонов 7 на накопительный стеллаж транспортера. Бунтоподъемная тележка 1 подъезжает под рулон и гидравлическая установка перемещения подъемного стола 2 приподнимает рулон над стеллажом на высоту, достаточную для свободного горизонтального перемещения (Позиция 1). Затем, включается механизм передвижения 3 и тележка, двигаясь по рельсовому пути 4, транспортирует рулон к валу разматывателя 5 и останавливается (Позиция 2). Включается гидравлическая установка, и гидроцилиндр поднимает подъемный стол 2 с рулоном до совмещения оси рулона с осью вала разматывателя 5. Включается механизм передвижения 3 тележки и тележка движется горизонтально, надевая рулон на вал разматывателя (Позиция 3). Подъемный стол 2 опускается и тележка выезжает из-под вала разматывателя. Управление механизмами осуществляет оператор поста управления в полуавтоматическом режиме.

1.2 Анализ работы самоходной бунтоподъемной тележки

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

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

Расположение узлов гидропривода (гидробака, насосной установки, блока управления) на раме самоходной бунтоподъемной тележки позволяет значительно сократить длину трубопроводов и снизить расход рабочей жидкости и нагрузку на насосную установку за счёт уменьшения утечек и общей длины трубопроводов. Гидравлические подъёмные столы других тележек питаются рабочей жидкостью от отдельно стоящих (стационарных) насосных установок через гибкие подводы.

В некоторых конструкциях тележки перемещаются горизонтально при помощи гидравлического привода, представляющего собой длинноходовый гидроцилиндр. Применение гидравлического привода для горизонтального перемещения тележки позволяет значительно повысить точность позиционирования и обеспечивает плавность передвижения. Базовая самоходная тележка оборудована электро-механическим приводом поэтому точность горизонтального позиционирования несколько ниже из-за высокой инерционности. Применение же гидропривода для горизонтального перемещения тележки в нашем случае не возможно из-за большой длины проходимого пути.

Кроме того конструктивный недостаток базовой тележки заключается в значительном собственном весе, в связи с тем, что механизм передвижения и гидропривод подъёма стола смонтированы на раме тележки.

Рассмотрим работу самоходной бунтоподъёмной тележки.

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

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

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

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

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

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

1.3 Цель проводимой модернизации

Целью проводимой модернизации является необходимость подготовки самоходной бунтоподъёмной тележки к замене узлов и деталей производства ГДР на стандартные узлы и детали отечественного производства. Повышение надёжности привода механизма передвижения бунтоподъёмной тележки, путём замены существующего редуктора на редуктор с более прочным корпусом, замены штифтовой муфты на фланцевую муфту, применения цепной передачи большей грузоподъемности.

1.4 Задачи проводимой модернизации

Выполнения заданной цели позволит добиться выполнение следующих задач таких, как модернизация привода бунтоподъемной тележки с заменой импортных узлов на стандартные аналоги отечественного производства; конструкция проектируемого привода аналогична конструкциям приводов, применяемых в механизмах передвижения грузоподъёмных тележек некоторых электро-мостовых кранов. Особенностью привода является высокое передаточное число, что достигается применением в его конструкции двухступенчатого редуктора и цепной передачи.

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

Требования к приводу: малые габаритные размеры, высокий крутящий момент на приводном скате, высокая надежность и ремонтопригодность привода.

Исходные данные: скорость передвижения тележки V = 10 м/мин = 0,2 м/с, грузоподъемность Q = 25 тонн, режим работы - кратковременный, вес тележки и механизмов G₀ = 10,111 тонн, диаметр обода ходового колеса, D_XK = 400мм.

В данной работе я проведу модернизацию гидропривода подъемного стола с заменой импортных узлов на стандартные аналоги отечественного производства. Разработаю конструкцию тележки, включающую разработку рамы для крепления узлов привода механизма перемещения и насосной установки гидропривода подъема стола. Разработаю технологический процесс изготовления детали звездочка, а так же разработаю инструмент, а именно протяжку для выполнения посадочного отверстия в звездочке цепной передачи.

2. Конструкторская часть

2.1 Разработка кинематической схемы привода

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

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

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

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

Редуктор, примененный в приводе цилиндрический двухступенчатый с косозубыми колесами.

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

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

Работа привода происходит в соответствии с рисунком 2. А именно следующим образом крутящий момент от электродвигателя 1 передается на быстроходный вал цилиндрического двухступенчатого редуктора 4 через муфту 2 с тормозным шкивом. С тихоходного вала редуктора 4 крутящий момент передается на приводной скат 6 через цепную 5 передачу. Остановка тележки достигается работой тормоза 3.

Рисунок 2 - Кинематическая схема привода механизма передвижения бунтоподъёмной тележки: 1 - электродвигатель; 2 - муфта с тормозным шкивом (глухая); 3 - тормоз; 4 - редуктор; 5 - цепная передача; 6 - приводной скат

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

2.2 Энергокинематический расчет привода

2.2.1 Расчет мощности электродвигателя

Сопротивление передвижению от сил трения:

, Н, (2.1)

где W_Т - сопротивление передвижению от сил трения, кгс;

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

Q - вес груза, кг (исходные данные);

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

f - коэффициент трения в подшипниках опор, 0,015 [1,c.36] ;

- плечо трения качения, 0,06 [6,c.36];

k_p - коэффициент сопротивления от трения, 2 [1,c.36].

кгс = 5793,3Н.

Сопротивление от уклонов подкрановых путей:

, Н, (2.2)

где - величина уклона путей, 0,001 [1,c.36].

кг = 351,10 Н.

Полное статическое сопротивление передвижению:

, Н, (2.3)

Коэффициент полезного действия привода:

, (2.4)

где _пр - коэффициент полезного действия привода;

_муфты - коэффициент полезного действия муфты, 0,99;

_п.к - коэффициент полезного действия подшипников качения, 0,99;

_ц.п - коэффициент полезного действия цепной передачи, 0,95;

_з.к - коэффициент полезного действия зубчатой передачи, 0,96.

.

Предварительная мощность электродвигателя привода:

, кВт, (2.5)

где N - предварительная мощность привода, кВт;

W - полное сопротивление передвижению, Н;

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

Z - число приводов, 1;

_пр - коэффициент полезного действия привода.

кВт.

Выбираю электродвигатель 4А135S8 асинхронный трехфазный короткозамкнутый закрытый обдуваемый по ГОСТ 19523 - 74 согласно [2,c.391].

Паспортные данные двигателя: мощность - 4,0 кВт; синхронная частота вращения ротора - 750 об/мин; асинхронная частота вращения ротора - 720 об/мин.

2.2.2 Определение передаточного числа привода

Угловая скорость приводного ската:

, рад/с, (2.6)

где - угловая скорость, рад/с;

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

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

рад/с.

Количество оборотов ската:

, об/мин, (2.7)

где - количество оборотов на скате, об/мин;

- угловая скорость, рад/с;

9,55 - числовой коэффициент.

об/мин.

Принимаю целое значение 10 об/мин.

Общее передаточное число привода:

U_прив = , (2.8)

где U_прив - общее передаточное число привода;

n_дв - асинхронная частота вращения ротора 720 об/мин;

n - частота вращения приводного ската, об/мин.

U_прив = .

Производим разбивку общего передаточного отношения:

U_прив= U_ред U_{цп ,} (2.9)

где U_прив - передаточное отношение привода;

U_ред - передаточное отношение редуктора;

U_цп - передаточное отношение цепной передачи.

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

Передаточное отношение цепной передачи:

U_цп = , (2.10)

U_цп = .

2.2.3 Определение угловых скоростей и моментов на валах

Мощность на быстроходном валу редуктора:

N_б = (2.11)

где N_б - мощность на быстроходном валу редуктора, кВт.

N_б =

Угловая скорость быстроходного вала:

, рад/с, (2.12)

где - угловая скорость быстроходного вала, рад/с;

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

рад/с.

Крутящий момент на быстроходном валу редуктора:

М_б= , Нм, (2.13)

где М_б - крутящий момент на быстроходном валу, Нм.

M_б = Нм.

Мощность на тихоходном валу редуктора:

N_т = (2.14)

где N_т - мощность на тихоходном валу редуктора, кВт.

N_т =

Угловая скорость на тихоходном валу редуктора:

, рад/с, (2.15)

где - угловая скорость, рад/с.

рад/с.

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора:

М_т = , Нм, (2.16)

где М_т - крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Нм.

M_т = Нм.

Мощность на приводном скате:

N_с = , Вт, (2.17)

где N_с - мощность на приводном скате, Вт.

N_с =

Угловая скорость приводного ската:

, рад/с, (2.18)

где - угловая скорость, рад/с.

рад/с.

Крутящий момент на приводном скате:

М_с= , Нм, (2.19)

где М_с - крутящий момент на приводном скате, Нм.

M_с = Нм.

2.3 Выбор редуктора

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

По имеющимся данным выбираю двухступенчатый цилиндрический редуктор типа ГД - V - 31.5 - A [3,c.36].

Технические характеристики редуктора ГД - V - 31.5 - A: номинальная частота вращения быстроходного вала n_б = 750 об/мин; максимальная мощность на быстроходном валу N_мах.б = 7,0 кВт; передаточное число U_ред = 31,5; коэффициент полезного действия _ред = 0,97; диаметр шейки быстроходного вала d_б = 40мм; длина быстроходного вала l_б =110мм; диаметр шейки тихоходного вала d_т = 80 мм; длина шейки тихоходного вала l_т = 170 мм; вариант сборки - А.

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

2.4 Проектирование цепной передачи

2.4.1 Выбор цепи

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

Частота вращения тихоходного вала редуктора:

, об/мин, (2.20)

об/мин.

Числа зубьев звёздочек выбираю из условия обеспечения минимальных размеров передачи и более плавного хода цепи. Для обеспечения плавности работы, высокой долговечности, ограничения шума в передачах со средними и высокими скоростями рекомендуется принимать [4,c.255].

, (2.21)

, (2.22)

где Z₁ - число зубьев ведущей звёздочки;

Z₂ - число зубьев ведомой звёздочки;

U_цп - передаточное отношение цепной передачи.

,

.

Принимаю , .

Фактическое передаточное число:

, (2.23)

.

Отклонение не превышает допустимого значения.

Коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи:

К_э = k_д k_а k_н k_рег k_см k_реж , (2.24)

где К_э - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи;

k_д - коэффициент динамической нагрузки, 1,2 [4,c.258];

k_а - коэффициент влияния длины цепи на износ, 1 [4,c.258];

k_н - коэффициент расположения передачи, 1,25 [4,c.258];

k_рег - коэффициент монтажа передачи, 1,25 [4,c.258];

k_см - коэффициент смазки, 1,5 [4,c.258];

k_реж - коэффициент режима, 1 [4,c.258].

К_э = .

Шаг цепи:

, мм, (2.25)

где [p]_и - допустимое давление в шарнирах, 3,5 кгс/мм² [4,c.258];

Z₁ - число зубьев на ведущей звёздочке, мм;

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

К_м - коэффициент, для трёхрядной цепи принимаю, 2,5 [4,c.258];

N_т - мощность на тихоходном валу редуктора, кВт.

мм.

Выбираю по ГОСТ 13568 - 75 приводную роликовую нормальной серии шага трёхрядную цепь согласно данных [5,с.10] цепь 3ПР-38,1-38100 ГОСТ 13568 - 75. Технические характеристики цепи: шаг цепи t = 38,1 мм; площадь опоры F_оп = 1182мм²; разрушающая нагрузка Q = 381 кН = 38100 кгс; масса одного метра цепи q = 16,5 кг; допустимое давление в шарнирах [p] = 2,8МПа.

2.4.2 Проверка работоспособности выбранной цепи

Так как допустимое значение не превышает предварительно выбранного, то выбранная цепь удовлетворяет условию износостойкости.

Скорость цепи:

, м/с, (2.26)

м/с.

При данной линейной скорости цепная передача может работать в условиях периодической смазки [4,c.258].

Полезная нагрузка:

, Н, (2.27)

кгс = 11683,6 Н.

Проверка статической грузоподъёмности выбранной цепи:

, кгс, (2.28)

где k - коэффициент, согласно рекомендациям, 3 … 5 [4,c.257];

Q_min - разрушающая нагрузка для цепи, 38100 кгс.

условие прочности выполнено, выбранная цепь пригодна.

Амплитуда переменных напряжений:

_а = , МПа, (2.29)

где _а - амплитуда переменных напряжений, МПа;

S - толщина пластины, мм [5,с.10];

h - ширина пластины, мм [5,с.10];

d - диаметр ролика, мм [5,с.10].

_а = МПа.

Запас прочности по переменным напряжениям:

n = ?[n], (2.30)

где k - коэффициент концентрации напряжений, 1,46 [4,c.260];

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

n = 3.

Прочность по переменным напряжениям обеспечена.

Окружная сила:

, Н, (2.31)

где F_t - окружная сила, Н;

N - мощность на валу, Вт;

V - линейная скорость, м/с.

Давление в шарнире:

[p], МПа, (2.32)

где К_ц - коэффициент качества цепи, 0,85 [4,c.261];

К_м - коэффициент, учитывающий ряды цепи, 2,5 [4,c.258];

F_оп - проекция опорной поверхности шарнира, 1182 мм² [3,c.10];

[p] - допустимое давление в шарнире, 35 МПа [5,c.13].

[p].

Все условия прочности выполняются, следовательно работоспособность цепи обеспечена.

2.4.3 Основные параметры цепной передачи, конструирование звездочек

, мм, (2.33)

где а - межосевое расстояние, 710 мм.

мм.

, (2.34)

.

Число звеньев цепи:

, (2.35)

.

Округляем до целого числа L_t = 83.

Уточненное межосевое расстояние:

мм. (2.36)

Диаметр делительной окружности ведущей звёздочки:

, мм, (2.37)

мм.

Диаметр делительной окружности ведомой звездочки:

, мм, (2.38)

мм.

Диаметры наружных окружностей звездочек:

, мм, (2.39)

312,62 мм,

, мм, (2.40)

689,52мм.

Диаметр ступицы ведущей звёздочки:

, мм, (2.41)

где d_в - диаметр посадочной поверхности вала, мм.

мм.

Длина ступицы ведущей звёздочки:

, мм, (2.42)

где l_ст - длина ступицы, мм.

мм.

Диаметр ступицы ведомой звёздочки:

, мм, (2.43)

мм.

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

Толщина диска ведомой звездочки:

, мм, (2.44)

где В_вн - расстояние между пластинами внутреннего звена, 25,4мм.

мм.

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

2.4.4 Силы действующие в передаче

Силы действующие на цепь: окружная сила F_t = 11454,5 Н.

От центробежных сил:

F_v = , кг/м, (2.45)

F_v = кг/м.

От провисания:

F_f = , Н, (2.46)

где k_f - коэффициент расположения передачи, 1.

F_f = Н.

Расчетная нагрузка на валы:

F_в = F_t + 2F_f , Н, (2.47)

F_в = Н.

2.5 Ориентировочный расчет и конструирование вала приводного ската

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

Проектирование приводного вала начинают с определения диаметра предназначенного для посадки звёздочки цепной передачи из расчёта на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба. Материал вала - сталь 45.

, мм, (2.48)

где d - диаметр вала, мм;

Т - крутящий момент, Н/мм²;

[ф_к] - допускаемое напряжение на кручение,15…20 МПа [2,c.161].

мм.

Таким образом минимальный диаметр вала приводного ската должен быть не менее 115,57мм; по ряду стандартных чисел [2,c.161] принимаю предварительно.

Диаметр для посадки ходовых колёс равен 130мм.

Диаметр шеек для посадки подшипников качения равен 140мм.

Диаметр для посадки звёздочки зубчатой передачи равен 165мм.

Диаметр свободной поверхности вала равен 175мм.

2.6 Предварительный выбор подшипников и корпусов подшипниковых узлов

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

Предварительно выбираю роликовые радиальные сферические подшипники легкой серии. Для диаметра вала 140 мм предварительно выбираю подшипник 3003128 ГОСТ 5721-57 с диаметром внутреннего кольца 140 мм [6,c.466].

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

2.7 Проверка долговечности выбранных подшипников

По результатам эскизной компоновки строим расчетную схему вала приводного ската, которая представлена на рисунке 3.

Рисунок 3 - Расчетная схема вала приводного ската

Вал приводного ската несет нагрузки от половины веса рулона Р_р, половины веса металлоконструкций тележки и установленных на ней механизмов Р_м.т и нагрузку от цепной передачи F_в. Значит Р_р = 125000 Н; Р_м.т=50555Н; F_в= Н.

Нагрузку от цепной передачи раскладываем на составляющие:

, Н, (2.49)

Реакции опор в вертикальной плоскости:

0, (2.50)

, (2.51)

, Н, (2.52)

Н.

, Н, (2.53)

Н.

Проверка:

, (2.54)

.

Условие выполнено, уравнения составлены верно.

Строим эпюру моментов:

.(2.55)

Нм. (2.56)

Нм. (2.57)

. (2.58)

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

, (2.59)

, (2.60)

, Н, (2.61)

Н.

, Н, (2.62)

Н.

Проверка:

, (2.63)

.

Условие выполнено, уравнения составлены верно.

Построение эпюры моментов:

. (2.64)

Нм. (2.65)

Нм. (2.66)

. (2.67)

Суммарные реакции:

, Н, (2.68)

Н.

, Н, (2.69)

Н.

Опора А является наиболее нагруженной, следовательно проверку выбранных подшипников следует производить по опоре А.

Эквивалентная нагрузка:

, Н, (2.70)

где k - температурный коэффициент, 1 [2,c.215];

Х - коффициент, 1 [6,c.471];

V - коэффициент при вращении внутреннего кольца, 1 [6,c.471];

Р - нагрузка, Н;

k - коэффициент нагружения, 1,1 [2,c.214].

Н.

Номинальная долговечность в оборотах:

, млн/об, (2.71)

где L - номинальная долговечность, млн/об;

С - динамическая грузоподъемность подшипника, Н;

- показатель степени,[2,c.211].

млн/об.

Номинальная долговечность в часах:

, ч, (2.72)

ч.

Минимальная долговечность для подшипников качения составляет 10000 часов по ГОСТ16162-85 [2,c.220]. Долговечность выбранных подшипников выше допустимой, следовательно выбор подшипника выполнен верно.

2.8 Уточненный расчет приводного вала

Примем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу и касательные напряжения от кручения - по отнулевому (пульсирующему) циклу [2,c.161].

Уточненный расчет состоит из определения коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их с допускаемыми значениями [S]. Прочность обеспечена при S[S]. Расчет будем производить для предположительно опасных сечений вала.

Материал вала приводного ската является сталь 45. Термообработка нормализация. Предел выносливости _в = 570 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

_-1 = , МПа, (2.73)

_-1 = МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле кручения:

_-1=, МПа, (2.74)

_-1=МПа.

Масштабные факторы при диаметре вала 130мм принимаем согласно [7,c.166]: - масштабный фактор для нормальных напряжений, 0,61; - масштабный фактор для напряжений кручения, 0,52.

Сечение А - А. Концентрация напряжений вызвана наличием шпоночной канавки. Рассчитываем это сечение на кручение.

Момент сопротивления кручению:

, мм³, (2.75)

мм³.

Амплитуда и напряжение отнулевого цикла:

, МПа, (2.76)

Коэффициент запаса по касательным напряжениям:

, (2.77)

.

Амплитуда цикла нормальных напряжений:

, МПа, (2.78)

МПа.

Среднее напряжение _m = 0 согласно рекомендациям [2,c.163].

Коэффициент запаса по нормальным напряжениям:

, (2.79)

.

Результирующий коэффициент:

, (2.80)

где - значение коэффициента запаса прочности, 2,5 [2,c.163].

.

Условие , прочность сечения обеспечена.

Сечение Б - Б. Концентрация напряжений вызвана посадкой ведомой звездочки с натягом.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Нм. (2.81)

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Нм. (2.82)

Суммарный изгибающий момент в сечении:

, Нмм, (2.83)

Осевой момент сопротивления:

, мм³, (2.84)

мм³.

Амплитуда нормальных напряжений:

, МПа, (2.85)

МПа.

Среднее напряжение _m = 0 согласно рекомендациям [2,c.163].

Полярный момент сопротивления:

, мм³, (2.86)

W_р = 2 • 440789,766 = 881579,53 мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

, МПа, (2.87)

Коэффициент запаса по нормальным напряжениям по формуле (2.79):

.

Коэффициент запаса по касательным напряжениям по формуле (2.77):

.

Результирующий коэффициент по формуле (2.80):

.

Условие , прочность сечения обеспечена.

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

При и согласно рекомендациям [7,c.164] принимаю следующие показатели.

Коэффициенты концентрации напряжений k = 1,96 и k =1,30.

Масштабные факторы: = 0,61 и = 0,52.

Осевой момент сопротивления:

, мм³_, (2.88)

мм³_.

Амплитуда нормальных напряжений:

, МПа, (2.89)

МПа.

Среднее напряжение _m = 0 согласно рекомендациям [2,c.163].

Полярный момент сопротивления:

, мм³ _, (2.90)

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

, МПа, (2.91)

Коэффициент запаса по нормальным напряжениям по формуле (2.79):

.

Коэффициент запаса по касательным напряжениям по формуле (2.77):

.

Результирующий коэффициент по формуле (2.80):

.

Условие , прочность сечения обеспечена.

Сечение Б - Б. Концентрация напряжений вызвана наличием шпоночной канавки. Рассчитываем это сечение на кручение.

Момент сопротивления кручению:

, мм³, (2.92)

мм³.

Амплитуда и напряжение от нулевого цикла по формуле (2.76):

Коэффициент запаса по касательным напряжениям по формуле (2.77):

Амплитуда цикла нормальных напряжений по формуле (2.78):

МПа.

Коэффициент запаса по нормальным напряжениям по формуле (2.79):

Результирующий коэффициент по формуле (2.80):

Условие , прочность сечения обеспечена.

2.9 Выбор муфты

Для передачи момента с вала двигателя на вал редуктора требуется выбрать муфту. Если соосность соединяемых валов в процессе монтажа и эксплуатации выдерживается, то допустимо использовать глухую (закрытую) фланцевую муфту. Конструкция глухой (закрытой) фланцевой муфты позволяет использовать её в качестве тормозного шкива [8,c.11].

Типоразмер муфты выбираю по диаметрам валов и величине расчетного крутящего момента.

, Нм, (2.93)

где Т_р - допустимый крутящий момент, Нм;

Т_ном - номинальный расчетный крутящий момент, Нм;

k - коэффициент условий эксплуатации, 1,2 [7,c.272].

Нм.

Выбираю фланцевую муфту исполнения 1:

Муфта фланцевая 250-40-11-38-11 ГОСТ 20761-80.

Допустимый крутящий момент муфты [T] = 250 Нм.

Диаметры отверстий полумуфт 40 и 38 мм; исполнение полумуфт 1

, условие выполняется, надежность муфты обеспечена.

Производить проверку выбранной муфты на прочность не требуется, так как во первых она стандартная, а во вторых крутящий момент выбран с большим запасом. Это позволяет утверждать, что прочность муфты обеспечена.

2.10 Расчёт и выбор тормоза

Тормозной момент:

, Нм, (2.94)

где М_ин - момент сил инерции поступательно движущихся масс, Нм;

М_с - момент сил сопротивления, приведенный к валу двигателя, Нм.

Для груженой тележки:

, Нм, (2.95)

где Q - грузоподъёмность, 25000 кг (исходные данные);

m_т - масса тележки, 10111кг (исходные данные);

а_т - замедление при торможении, 0,3…0,6 м/с² [7,c.272];

k_ин - коэффициент неучтённых инерционных масс, 1,1…1,3 [7,c.272].

Нм.

, Нм, (2.96)

где W_ст - статическое сопротивление движению тележки с грузом, Н.

Нм.

Нм.

Выбираем колодочный тормоз с пружинным замыканием и приводом от электромагнита [9.табл.2.7] типа ТКТ - 200, с приводным электромагнитом МО - 200Б.

Параметры тормоза: максимальный тормозной момент М_{т мах}=160 Нм при продолжительности включения ПВ 25% - 40%.

Диаметр тормозного шкива d_шк=200 мм.

2.11 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений

Шпоночные соединения предназначены для соединения валов с деталями передающими вращение. В приводе механизма передвижения шпоночные соединения применяются для передачи крутящего момента с вала электродвигателя на полумуфту, передачи крутящего момента с полумуфты на быстроходный вал редуктора, передачи крутящего момента с тихоходного вала редуктора к звёздочке цепной передачи, передачи крутящего момента с ведомой звёздочки на вал приводного ската, передачи крутящего момента с вала ската ходовым колёсам.

Выходной конец вала электродвигателя имеет диаметр d₁ = 38мм, а так же длину l₁ = 80мм. Для передачи крутящего момента с вала электродвигателя на полумуфту при заданных размерах вала выбираю шпонку призматическую со скруглёнными торцами. Материал шпонки - сталь 45ГОСТ 1050 - 88 [10,c.295].

Шпонка 12 8 70 ГОСТ 23360 - 78.

Проверяем шпоночное соединение на смятие.

Напряжение смятия:

, МПа, (2.97)

где t₁ - глубина паза вала, мм [10,c.295];

[_см] - допустимое напряжение смятия, 100…200 МПа;

l - длина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм;

Т - крутящий момент на валу электродвигателя, Нм.

.

Условие прочности выполнено, прочность шпоночного соединения обеспечена.

Выходной конец быстроходного вала редуктора имеет диаметр d_б = 40мм и длину l_б = 110 мм. Для передачи крутящего момента с полумуфты на вал при заданных размерах вала выбираю шпонку призматическую со скруглёнными торцами. Материал шпонки - сталь 45 ГОСТ 1050 - 88 [10,c.295].

Шпонка 12 8 70 ГОСТ 23360 - 78.

Расчёт данной шпонки уже производился. Прочность соединения обеспечена.

Выходной конец тихоходного вала редуктора имеет диаметр d_б = 80 мм и длину l_б = 170 мм. Для передачи крутящего момента с вала редуктора на звёздочку цепной передачи при заданных размерах вала выбираю шпонку призматическую со скруглёнными торцами. Материал шпонки - сталь 45 ГОСТ 1050 - 88 [10,c.295].

Шпонка 22 14 150 ГОСТ 23360 - 78.

Проверяем шпоночное соединение на смятие.

Напряжение смятия по формуле:

.

Условие прочности выполнено, прочность шпоночного соединения обеспечена.

Ступень вала приводного ската для посадки ведомой звёздочки цепной передачи имеет диаметр d_с = 165 мм и длину l_с = 170 мм. Для передачи крутящего момента со звёздочки на вал при заданных размерах вала выбираю шпонку призматическую со скруглёнными торцами. Материал шпонки - сталь 45 ГОСТ 1050 - 88 [10,c.295].

Шпонка 40 22 140 ГОСТ 23360 - 78.

Проверяем шпоночное соединение на смятие.

Напряжение смятия по формуле:

.

Условие прочности выполнено, прочность шпоночного соединения обеспечена.

Ступень вала приводного ската для посадки ходового колеса имеет диаметр d_хк = 130 мм и длину l_хк = 123 мм. Для передачи крутящего момента с вала на ходовое колесо, при заданных размерах вала выбираю шпонку призматическую со скруглёнными торцами. Материал шпонки - сталь 45 ГОСТ 1050 - 88 [10,c.295].

Шпонка 32 18 120 ГОСТ 23360 - 78.

Проверяем шпоночное соединение на смятие.

Напряжение смятия по формуле:

.

Условие прочности выполнено, прочность шпоночного соединения обеспечена.

2.12 Расчет и выбор гидроцилиндра

Выбираем поршневой гидроцилиндр двустороннего действия с односторонним штоком.

Руководствуясь техническими характеристиками привода, принимаем следующие значения для основных характеристик.

Осевое усилие, необходимое для перемещения рабочего органа с грузом:

Н.

Максимальная скорость движения рабочего органа:

м/с.

Рабочее давление насоса принимаем равным Р_н = 16 МПа.

Рабочее давление в гидроцилиндре с предварительным учетом потерь давления:

, МПа ,(2.98)

МПа.

Диаметр поршня гидроцилиндра:

, мм, (2.99)

где Р₁ - давление, равное рабочему давлению, МПа;

Р₂ - противодавление, 0,3…0,9 МПа;

₁ и ₂ - коэффициенты, зависящие от выбранного гидроцилиндра.

Выбран гидроцилиндр с односторонним штоком: ₁ = 0 и ₂ =0,71.

.

По полученному значению D выбираем стандартный гидроцилиндр соблюдая условие D_ст D. Гидроцилиндр ЦГ 180х125х1000 ТУ 4143-005-00235466-2002. Технические характеристики: диаметр поршня D_ст = 180 мм; диаметр штока d_ст = 125мм; ход штока S = 1000 мм; Р_ном = 32 МПа.

Проверяю выбранный гидроцилиндр на устойчивость в соответствии с таблицей 10.2 [11] работы исходя из требуемой длины хода. При диаметре штока 180 мм и длине хода 1000 мм устойчивость штока обеспечена.

2.13 Составление принципиальной схемы гидропривода

Рисунок 4 - Принципиальная схема гидропривода подъёма стола тележки: НУ - насосная установка, Ф - фильтр, МН - манометр , ПК - предохранительный клапан, ГД - гидроклапан давления, ГЗ - гидрозамок, Д - дроссель с обратным клапаном, ОК - обратный клапан, РР - гидрораспределитель, ГЦ - гидроцилиндр

Принцип работы гидропривода.

Подъем стола или «Быстрый подвод»: от поворота командного ключа включается ЭМ1, распределитель РР включается в правую по схеме позицию. Схема движения потоков жидкости для рассматриваемого случая представлена на рисунке 5.

Рисунок 5 - Движение потоков жидкости при «быстром подводе»

Опускание стола или «Быстрый отвод»: от поворота командного ключа включается ЭМ2, распределитель РР включается в левую по схеме позицию. Схема движения потоков жидкости для рассматриваемого случая представлена на рисунке 6.

Рисунок 6 - Движение потоков жидкости при «быстром отводе»

Стоп: командный ключ находится в положении «стоп». ЭМ1 и ЭМ2 выключены, золотник распределителя РР находится в нейтральном положении. Схема движения потоков жидкости представлена на рисунке 7.

Рисунок 7 - Движение потоков жидкости при положении ключа в режиме «стоп»

2.14 Расчет и выбор насосной установки

Максимальный расход жидкости необходимый для питания гидроцилиндра при быстром подводе:

, л/мин, (2.100)

Максимальный расход жидкости необходимый для питания гидроцилиндра при быстром отводе:

, л/мин, (2.101)

где - максимальная скорость поршня, м/с;

F_1ст, F_2ст - эффективные площади, мм².

, мм²_,(2.102)

, мм²_,(2.103)

где D - диаметр поршня, мм;

d - диаметр штока стандартного выбранного гидроцилиндра, мм.

м².

м².

Q _БП = 0,039 • 0,25 = 0,00099 м³/с.

Q _БО = 0,039 • 0,13 = 0,00051 м³/с.

0,001 м³/с = 60 л/мин, тогда Q _БП = 59,5 л/мин, Q _БО = 30,8 л/мин.

Насосная установка выбирается по большему из расходов Q_Н Q_МАХ.

Величина требуемого давления на выходе из насоса P_H = 16 МПа.

Выбираем пластинчатый регулируемый насос типа НПл - 56/16. Данный тип насосов обладает малой пульсацией потока, более низким уровнем шума и меньшей стоимостью по сравнению с шестерёнными насосами. Техническая характеристика насоса НПл - 56/16:

- рабочий объём: 56 см3;

- номинальная подача: 71,4 л/мин;

- номинальная частота вращения вала: 1450 об/мин;

- номинальное давление на выходе: 16 МПа;

- максимальное кратковременное давление на выходе до 17 МПа.

Для насоса выбираем насосную установку типа:

ЗКС100.В1.16.71,4.18.3.2.3 УХЛ4 ТУ2-053-1781-86

З - исполнение по высоте;

К - с кожухом;

С - тип насосной установки;

100 - вместимость бака 100 л;

В1 - горизонтальный с насосом типа НПл;

16 - номинальное давление, МПа;

71,4 - номинальная подача насоса;

18 - мощность электродвигателя, кВт;

3 - тип первого гидроаппарата предохранительного блока;

2 - диаметр условного прохода;

2 - номинальная мощность настройки гидроаппарата;

УХЛ4 - климатическое исполнение.

2.15 Расчет и выбор гидроаппаратуры и трубопроводов

2.15.1 Выбор гидроаппаратуры

Выбираем аппаратуру по величине расхода и рабочего давления в той линии, где установлен аппарат.

Фильтр тип 3ФГМ 32 ТУ 2 - 053 - 1778 - 86:

- номинальное давление Р_ном = 32 МПа;

- номинальный расход Q_ном = 100 л/мин;

- перепад давлений Р = 0,08 МПа;

- внутренние утечки Q = 0,08 л/мин.

Манометр показывающий тип МТ-25-4 ТУ 25-02.72 -- 75:

- верхний предел измерений - 25МПа;

- класс точности - 4.

Гидрозамок тип ГЗМ 16/3МА ТУ 2 - 053 - 1828 - 87:

- тип монтажа - модульный;

- номинальное давление Р_ном = 32 МПа;

- условный проход d_у = 16 мм;

- номинальный расход Q_ном = 100 л/мин;

- перепад давлений Р = 0,35 МПа;

- гидрозамок установлен в линии А;

- внутренние утечки Q = 0,035 л/мин.

Обратный клапан тип МКОМ 16/3МР ТУ 2 - 053 - 1829 - 87:

- тип монтажа - модульный;

- номинальное давление Р_ном = 32 МПа;

- условный проход d_у = 16 мм;

- номинальный расход Q_ном = 100 л/мин;

- перепад давлений Р = 0,25 МПа;