Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

• Введение
• 1. Анализ состояния вопроса. Цели и задачи ВКР
• 2. Разработка привода поворота манипулятора
• 2.1 Описание конструкции и принципа действия манипулятора
• 2.2 Разработка и описание кинематической схемы привода
• 2.3 Энергокинематический расчет привода
• 2.3.1 Определение общего КПД привода
• 2.3.2 Расчёт общего передаточного числа привода
• 2.3.3 Определение частоты вращения и моментов на валах
• 2.4 Подбор редуктора привода
• 2.5 Расчет и проектирование открытой зубчатой передачи
• 2.5.1 Нагрузочные параметры передачи
• 2.5.2 Расчет на прочность зубчатой передачи
• 2.5.3 Усилия в зацеплении зубчатой передачи и нагрузки на валы
• 2.6 Ориентировочный расчет и конструирование приводного вала
• 2.7 Предварительный подбор подшипников вала
• 2.8 Эскизная компоновка узла приводного вала
• 2.9 Проверка долговечности подшипников
• 2.10 Уточненный расчет приводного вала
• 2.11 Расчет муфты
• 2.12 Подбор и проверка прочности шпоночных соединений
• 3. Разработка гидропривода подвода захвата манипулятора
• 3.1 Анализ конструкции и задания на разработку
• 3.2 Расчёт и выбор исполнительного гидроцилиндра
• 3.3 Составление принципиальной схемы привода
• 3.4 Расчёт и выбор насосной установки
• 3.5 Расчёт и выбор трубопроводов
• 3.6 Выбор гидроаппаратуры
• 3.7 Разработка конструкции гидроблока управления
• 3.8 Определение потерь давления в аппаратах на этапе перемещения комплектов
• 3.9 Расчёт потерь давления в трубопроводах ?Ре
• 3.10 Местные потери давления
• 3.11 Расчёт суммарных потерь
• 4. Разработка технологического процесса изготовления приводной шестерни
• 4.1 Описание конструкции и назначения детали
• 4.2 Анализ технологичности конструкции детали
• 4.3 Выбор способа изготовления заготовки
• 4.4 Разработка маршрута обработки детали
• 4.5 Расчет припуска на обработку
• 4.6 Предварительное нормирование операций
• 4.7 Выбор типового оборудования и типовых универсальных приспособлений
• 4.8 Выбор типа производства и формы организации технологического процесса
• 4.9 Выбор режимов резания
• 4.10 Программирование станка с ЧПУ
• 4.11 Проектирование специального приспособления
• 5. Разработка режущего инструмента для изготовления шестерни
• 5.1 Характеристики червячных фрез
• 5.2 Расчет червячной фрезы
• 5.2.1 Исходные данные
• 5.2.2 Расчет параметров фрезы
• Заключение
• Список использованных источников

Введение

Развитие материальной культуры человеческого общества неразрывно связано с совершенствованием техники производства и орудий труда, для изготовления которых требуется применение различных материалов. Среди многих материалов, созданных природой и человеком, особая роль принадлежит черным металлам, представляющим собой сплав железа с углеродом и другими элементами.

В настоящее время нет такой отрасли народного хозяйства, где бы ни применялись черные металлы. Промышленность, строительная индустрия, сельское хозяйство нашей страны требуют огромного количества черных металлов. Поэтому черная металлургия является основой всей промышленности страны. Широкое применение черных металлов объясняется высокими механическими свойствами, большим распространением исходного сырья - железных руд в недрах земли и экономичностью переработки железных руд в чугун и сталь.

Металлургическая отрасль по праву считается второй отраслью в стране, после топливно-энергетического комплекса, по наполнению федерального бюджета и внесению вклада в валютные поступления страны. Доля металлургов в промышленном производстве России составляет около 20%. Кроме того, отечественная металлургия характеризуется весьма высокими производственными показателями в мировом производстве. Так, по производству стали, Россия находится на пятом месте после США, Индия на третьем, Япония по экспорту металлопродукции -- на 2-м месте (смотреть таблицу 1.1).

Вологодская область является лидирующей в Северо-Западном федеральном округе по объемам металлургического производства. В частности, на долю ПАО "Северсталь" (г. Череповец) - одного из крупнейших и высокорентабельных предприятий металлургии - приходится более 22% металлопроката, производимого в России.

Таблица 1.1 Страны-лидеры в производстве стали

№ п/п.	Страны	2016 год (млн. тн.)	2017 год (млн. тн.)	%
1	КНР	422989	489241	15,7
2	Япония	104226	110199	6,4
3	Индия	98557	107212	5,8
4	США	78620	84220	4,8
5	Россия	70850	83080	4,35
6	Корея	68455	71367	4,2
7	Германия	42224	46550	2,5
8	Турция	33892	38830	2,04
9	Бразилия	30901	33784	1,8
10	Украина	24623	28890	1,4
11	Италия	23315	25761	1,5
12	Тайвань	21570	23450	1,3
13	Мексика	19852	20252	1,17
14	Иран	17893	20050	1,1
15	Франция	14633	16170	0,9

На сегодняшний день ПАО «Северсталь» - ведущий производитель металла в России, и по объему выпускаемой продукции занимает 12 место в мире. Такого успеха ПАО «Северсталь» добилась благодаря объединению в рамках холдинга всех этапов производственного цикла. Теперь под контролем находятся добыча сырья, получение, переработка металла и сбыт продукции. Благодаря продуманной, рассчитанной на перспективу финансовой и технологической политике ПАО «Северсталь» за 10 лет кризиса в стране не только выстояло, но и достигло того, что его продукцией пользуется весь мир. Аппарат управления поддерживает дисциплину, осуществляет четкий производственный контроль, распределение функций по подразделениям и цехам предприятия.

Агрегаты большой единичной мощности и современные технологии позволяют выплавлять десятки марок стали, в том числе стали специального назначения.

Постоянная модернизация оборудования, внедрение новейших технологий, высокий научный потенциал сотрудников дают возможность непрерывно расширять ассортимент продукции, что позволяет удовлетворять запросы самых взыскательных потребителей.

Надежная и бесперебойная работа основных цехов и производств обеспечивается мощным энергетическим хозяйством, хорошо оснащенной ремонтной базой, специализированными лабораториями, транспортными службами. Почти половина необходимой электрической и тепловой энергии обеспечивается за счет вторичных ресурсов. ПАО «Северсталь» имеет свой промышленный порт, железнодорожную сеть, авиакомпанию, самолеты которой совершают регулярные рейсы в Санкт - Петербург, Москву и Хельсинки.

Программу по сбыту готовых изделий реализует торговая сеть ПАО «Северсталь», включая ЗАО «Северсталь - Инвест», основной задачей которого является выход на конечного покупателя.

В составе холдинга ПАО «Северсталь» развиваются также направления, связанные с жизненно важными сферами существования человека. Одной из таких является страхование, которым занимается одна из лучших на Северо-Западе страховая компания «СОГАЗ». В область ее деятельности входят медицинское страхование, поставка медицинского оборудования и медикаментов, дополнительное пенсионное обеспечение, промышленная экспертиза и оценка имущества, туризм.

Череповецкий металл пользуется устойчивым спросом на внутреннем рынке, поставляется в страны СНГ, экспортируется в десятки зарубежных государств.

Сейчас практически все виды продукции из черных металлов получают путем предварительной выплавки чугуна из руд в доменных печах с последующим переделом его в сталь или непосредственным изготовлением из него изделий с помощью литья. Прямое получение железа из руд хотя и возможно, но экономически невыгодно по сравнению с двухступенчатым способом получения черных металлов, то есть доменное производство еще долгие годы будет основной базой черной металлургии страны. Это обязывает неуклонно совершенствовать и развивать технику и технологию доменного производства, повышать и совершенствовать квалификацию инженерно-технических и рабочих кадров.

Рост производства черных металлов в мире основан на экспериментальных и теоретических исследованиях в этой области. Совершенствование доменного процесса во многом зависит от разработки и внедрения новых методов и технических средств управления газодинамикой процесса, в первую очередь автоматического регулирования и управления ходом плавки.

Данное ВКР посвящено проектированию поворотного манипулятора для укрытия чугунных желобов доменной печи, который является частью мероприятий по улучшению и совершенствованию оборудования доменного производства.

1. Анализ состояния вопроса. Цели и задачи ВКР

Доменный процесс представляет собой совокупность механических, физических и физико-химических явлений, протекающих в работающей доменной печи. Загружаемые в доменную печь шихтовые материалы - кокс, железосодержащие компоненты и флюс - в результате протекания доменного процесса превращаются в чугун, шлак и доменный газ.

В химическом отношении доменный процесс является восстановительно-окислительным: из окислов восстанавливается железо, а окисляются восстановители. Однако доменный процесс принято называть восстановительным, так как цель его состоит в восстановлении окислов железа до металла.

Доменная печь шахтного типа предназначена для выплавки чугуна; основными частями печи являются: колошник, шахта, распар, заплечики, горн, лещадь и фундамент.

Через верхнюю цилиндрическую часть печи - колошник - загружают шихтовые материалы в печь и отводят образующийся в ней газы. Ниже колошника доменной печи расположено конической формы шахта, в которой материалы, нагреваясь и расширяясь в объёме, беспрепятственно опускаются вниз под действием собственного веса. Распар - наиболее широкая цилиндрическая часть печи, соединяет шахту с заплечиками, ликвидируя угол, в котором могли бы задерживаться куски материала. В заплечиках печи происходит выгорание кокса и образование жидких продуктов плавки, т. е. Уменьшение объёма загружаемых материалов. Нижняя часть печи, называемая горном, делится на две зоны: верхнюю зону - фурменную, в которой установлены фурмы для вдувания горячего воздуха (дутья) и топлива (природного газа, мазута), и нижнюю зону - металлоприёмник, в котором накапливаются жидкие чугун и шлак, и затем выпускаются через отверстие в печи - лётки по желобам в ковши. Лётка вскрывается с помощью бурильной машины. Основанием или дном горна является лещадь.

Образование чугуна в доменной печи начинается при сравнительно низких температурах. Свежевосстановленное губчатое железо реагирует с сажистым углеродом 3Fe+C_cаж Fe₃ С в твердых растворах. Максимальная растворимость С в б- Fe составляет 0,02-0,03%, в ?-Fe - до 2%. Взаимная растворимость углерода и железа, кремния и железа в жидком состоянии не ограничена.

В результате растворения С в твердом железе температура его плавления понижается. При содержании С до 2% температура плавления металла понижается с 1535 (для чистого Fe) до 1382 ⁰С. Переход сплава из твердого в жидкое состояние происходит и при более низком содержании углерода.

При движении расплавленной капли металла в низ печи в него переходят Ni, Сu, Со, As, происходит дальнейшее науглероживание сплава как за счет C_cаж, так и за счет С_к. кокса. Причем содержание углерода довольно быстро повышается до 3-4% (в распаре, заплечиках). Окончательное содержание углерода в чугуне устанавливается в горне печи. В зонах высоких температур в жидкий чугун переходят восстановленные прямым путем Si, Mn, V, Cr, Ti.

Ввод в эксплуатацию доменных печей большой единичной мощности с высоким давлением газа на колошнике и четырьмя чугунными летками изменил характер работы печи. В таких печах производство чугуна достигает 10-12 тыс. тонн в сутки, что обуславливает непрерывный его выпуск поочередно на одной из леток.

Одним из главных условий повышения производительности работы доменных печей является интенсификация доменного процесса. Под интенсификацией доменного процесса понимаются технологические мероприятия: улучшение качества шихты, повышение давления газа под колошником, увеличение температуры литья, обогащение дутья кислородом, автоматизация процесса загрузки шихты в печь и другие мероприятия, направленные на сокращение времени плавки, уменьшение расхода кокса, повышение качества, снижение себестоимости чугуна и т. д.

Выпуск чугуна и шлака является такой же технологической операцией, как и регулировка газового, теплового и шлакового режимов доменной плавки. Задержка выпуска чугуна и шлаков снижает осевой поток газов и увеличивает их периферийный ход. Поэтому графики выпусков чугуна и шлака должны соблюдаться.

Порядок подготовки чугунных и шлаковых леток к работе, установки ковшей под налив и контроля за их наполнением на выпусках содержится в технологических инструкциях по ведению доменной плавки.

Во время выпусков чугуна и шлака отбираются соответствующие пробы для химического анализа. Пробы чугуна диаметром 41 мм и толщиной не более 7 мм не должны иметь на изломе газовые пузыри. Проба считается бракованной и подлежит замене при наличии неровностей на рабочей поверхности, а также раковин, трещин, спаев, неметаллических включений, наплывов или с видом неполной «плюшки».

Отбор проб чугуна проводится в конце налива первого ковша. Отобранный из желоба чугун выдерживается 15 с в ложке, а затем заливается в изложницу. Одна проба чугуна отправляется в лабораторию с указанием номера печи и времени ее отправления. Вторая проба остается на печи для визуального определения содержания Si в чугуне. В случае надобности данная проба может служить контрольной пробой.

Подобным образом берется проба шлака. Лабораторный анализ химического состава шлака является основанием для определения количества флюсующих добавок, но мастер по внешнему виду застывшего в ложке шлака и по его излому достаточно точно определяет основность и степень прогрева шлака. По этим данным можно предварительно изменить расход флюса примерно на 2/3 относительно определенной визуальной основности. Окончательно расход флюса устанавливается после получения данных лабораторного анализа.

Укрытия чугунных желобов служат для: сохранения и поддержания температуры жидкого чугуна; для уменьшения выбросов в атмосферу продуктов плавки, газа и графита. Они устанавливаются на литейном дворе над желобом по всей его длине от горна до сливного чайника, однако укрытие расположенное у горна находиться в мертвой зоне для мостового крана литейного двора, что не позволяет снять и установить его обратно.

Предлагаемый проект позволит достичь следующих задач:

- обеспечит стабильность выполнения производственной программы;

- техническое перевооружение, замена физически изношенного и морально устаревшего оборудования;

- повысить надежность работы оборудования и его эксплуатационных характеристик;

- уменьшить количество простоев.

Поэтому целью данного ВКР является проектирование манипулятора для укрытий чугунных желобов доменной печи №4.

Исходя из поставленной цели, необходимо решить следующие задачи:

- рассчитать и спроектировать электромеханический привод механизма поворотной части;

- рассчитать и спроектировать гидравлический цилиндр механизма подвода захвата;

- разработать технологический процесс изготовления шестерни привода механизма поворотной части;

- рассчитать и спроектировать режущий инструмент для нарезания зубчатого колеса;

- обосновать необходимость проектирования;

- разработать систему мероприятий, обеспечивающих безопасность.

2. Разработка привода поворота манипулятора

2.1 Описание конструкции и принципа действия манипулятора

Поворот манипулятора осуществляется за счет передачи вращательного движения от электродвигателя через червячный редуктор и внешнюю цилиндрическую передачу, зубчатый венец которой жестко закреплен на основании манипулятора.

Исходные данные:

- Передаваемое усилие на исполнительном механизме - 22051 Н;

- Ход манипулятора -3,4м;

- Время поворота -20с;

- Угол поворота -270град.;

- Скорость вращения манипулятора - 2,2 об/мин.

2.2 Разработка и описание кинематической схемы привода

Кинематическая схема поворота манипулятора изображена на рисунке 2.1, состоит из: электродвигателя передающий крутящий момент червячному редуктору через муфту. Крутящий момент с выходного вала редуктора передается через шлицевое соединение на приводной вал с закреплённой на нем шестернёй.

Таким образом, необходимо подобрать редуктор для передачи мощности не менее 4,0 кВт с передаточным числом близким к 31,5 и допускаемым моментом на выходном валу более 690 Нм. Передача предназначена для индивидуального производства и Ки ней не предъявляются жесткие требования к габаритам.

Источниками потери мощности в данном приводе является:

- Зубчатая цилиндрическая передача открытая откр=0,92;

- Подшипники качения редуктора 2 пары пш=0,99;

- Подшипники качения открытой передачи 1 пара пш=0,99;

- Червячная передача ч =0,8;

- Муфта зм = 0,98.

Рисунок 2.1 Кинематическая схема привода: 1 электродвигатель; 2 - муфта; 3 червячный редуктор; 4 - муфта; 5 приводной вал с открытой зубчатой передачей

2.3 Энергокинематический расчет привода

2.3.1 Определение общего К.П.Д. привода

Общий К.П.Д. привода определяем по формулам (2.1), (2.2) и (2.3):

0= _ред з_{вн пр,} (2.1)

где 0 - общее КПД привода;

_ред - КПД редуктора;

з_{вн пр} - КПД внешней передачи.

_ред = _м з_ч з_пш, (2.2)

_ред = 0,98 0,80 0,99 0,99 = 0,768,

_{вн пр} = _м з_откр з_пш, (2.3)

_{вн пр} = 0,98 0,92 0,99 = 0,892,

0 = 0,768 0,892 = 0,685.

Находим мощность, требуемую для приведения механизма в действие по формуле (2.4):

Nпотр = Nвых / = Fн U / _, (2.4)

где N_вых - требуемая мощность на приводном звене механизма, Вт;

F_н - номинальное усилие, н;

V - скорость перемещения рабочего органа, м/с.

Скорость перемещения суппорта находим по формуле (2.5):

V=h/s, (2.5)

где h - ход манипулятора;

s - время поворота.

V=3,4/20=0,17м/с.

Номинальное усилие поворота Fн = 22051, Н :

потр = 22051 0,17 / 0,685 = 38766 Вт.

Выбираем электродвигатель соблюдая условие (2.6):

Nэл.д?Nпотр. (2.6)

По справочным таблицам выбираем электродвигатель марки 4А132S8УЗ.

- Номинальная мощность, кВт, 4,0;

- Напряжение питания, В, 380;

- Номинальное число оборотов, об/мин., 720.

2.3.2 Расчёт общего передаточного числа привода по формуле (2.7):

_, (2.7)

где n_эл - скорость вращения электродвигателя, об/мин;

n_м - скорость поворота, 2,2 об/мин;

n_р - скорость вращения выходного вала редуктора, 23об/мин;

u_ред - передаточное число редуктора.

Подставим значения в формулу:

,

.

Передаточное число внешней передачи рассчитывается по формуле (2.8):

(2.8)

где u_внпр - передаточное число внешней передачи.

.

2.3.3 Определение частоты вращения и моментов на валах

Частота вращения электродвигателя n1, об/мин, 720. Частота вращения выходного вала редуктора, 46 об/мин. Частота вращения манипулятора n2, об/мин, 2,2. Допустимое отклонение частоты вращения ±5 процентов.

Определяем угловую скорость по формуле (2.9):

= n / 30 рад/с, (2.9)

где ю - угловая скорость, рад/с;

р - постоянная равна, 3,14;

n - частота вращения, об/мин.

1 = 3.14 720 / 30 = 75,36 рад/с,

2 = 3,14 46 / 30 = 4,81 рад/с,

3 = 3,14 2,2 / 30 = 0,23 рад/с.

Мощность электродвигателя N1, кВт, 4,0; мощность редуктора N2, кВт. мощность, передаваемая манипулятора на поворот N₃, кВт по формуле (2.10):

2 = 1 ред. кВт, (2.10)

3 = 2 випр. кВт,

2 = 4 0,768 = 3,1 кВт,

N₃=3.1 0,892=2,8кВт.

Определяем крутящий момент по формуле (2.11):

Нм_, (2.11)

где Т - крутящий момент, м;

N - мощность, кВт;

ю - угловая скорость, рад/с.

1 = 4000 / 75,36 = 53,8, Нм,

2 = 3100 / 75,36 = 690, Нм,

3 =2800 / 75,36 = 12022,6, Нм.

Частота вращения на выходном валу редуктора равняется 46 об/мин. Частота вращения манипулятора равняется 2,2 об/мин. Крутящий момент на выходном валу редуктора равняется 690 Нм. Крутящий момент манипулятора равняется 12022,6 Нм. Угловая скорость на выходном валу редуктора равняется 4,81рад/с. Угловая скорость манипулятора равняется 0,23 рад/с.

2.4 Подбор редуктора привода

Для выбора редуктора необходимо знать мощность электродвигателя и частоту вращения выходного вала редуктора. Таким образом, необходимо подобрать редуктор для передачи мощности не менее 4,0 кВт с передаточным числом близким к 31,5 и допускаемым моментом на выходном валу более 690 Нм. По справочнику[1,с.741] принимаем червячный одноступенчатый редуктор Ч -160 -54 исполнения.

Краткая техническая характеристика редуктора Ч 160:

- Допускаемый крутящий момент на выходном валу = 1600 Нм;

- Передаваемое усилие на входном валу - 11000 Н;

- КПД редуктора - 0,79;

- Масса редуктора -157 кг;

- Передаточное число номинальное -31,5;

- Диаметр выходного вала редуктора - 80 k6;

- Длина выходного вала редуктора - 140 мм,

- Диаметр конического вала редуктора - 40 мм;

- Диаметр конического вала электродвигателя - 38 мм.

2.5 Расчет и проектирование открытой зубчатой передачи

2.5.1 Нагрузочные параметры передачи

- Угловая скорость манипулятора;

- Угловая скорость вала: ;

- Мощность на венце манипулятора N3=2,8 кВт;

- Мощность на валу: N2=3,1кВт;

- Крутящий момент на венце манипулятора: Т3=12022,6 Нм;

- Крутящий момент валу: Т2=690 Нм.

Максимальная нагрузка на зубья передачи при кратковременных нагрузках определяется по формулам (2.12), (2.13):

T3max = Kn T1 = 2 12022,6 = 24045,2 Нм, (2.12)

T2max = Kn T2 = 2 690 = 1380 Нм. (2.13)

2.5.2 Расчет на прочность зубчатой передачи

Минимальное межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи по формуле (2.14):

. (2.14)

Передача предназначена для индивидуального производства и Ки ней не предъявляются жесткие требования к габаритам. Но учитывая значительные кратковременные перегрузки, принимаем для изготовления зубчатых колес следующие материалы заносим в таблицу 2.5:

Таблица 2.1 Кратковременные перегрузки для изготовления зубчатых колёс

	Для шестерни	Для колеса
Материал	Сталь 45	Сталь 45
Температура закалки в масле, С	840	850
Температура отпуска, С	400	400
Твердость НВ	350	310
в, МПа	940	805
т, МПа	785	637

Допускаемое контактное напряжение по формуле (2.15):

(2.15)

Для зубьев шестерни определяется: предел ограниченной контактной выносливости поверхности зубьев при базе испытаний N_HO.

Предварительно принимается:

- коэффициент безопасности для колес с однородной структурой зубьев SH =1.1;

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности ZR=0.95.

Коэффициент долговечности находится с учетом базы испытаний и эквивалентного числа циклов нагружения зубьев, база испытаний определяется в зависимости:

.

Так как: , то для переменного тяжелого режима нагружения k_HL=1.

Допускаемое контактное напряжение:

.

Для зубьев колеса соответственно определяется:

; S_H=1.1; Z_R=0.95,

,

, то k_HL2=1.

Допускаемое контактное напряжение:

.

Допускаемого контактного напряжение:

.

Число зубьев шестерни принимаем: Z₂=23;

Число зубьев колеса: ,

Принимаем Z₃=242;

Фактическое передаточное число передачи:

.

Вспомогательный коэффициент k_a=450;

Коэффициент ширины зубчатого венца ш_a=0.4, и соответственно:

.

Коэффициент k_HB, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца k_HB=1,05.

Минимальное межосевое расстояние:

.

По ГОСТ 13755-81 для цилиндрических зубчатых передач:

- угол главного профиля Ь=200; коэффициент высоты зуба ha=1;

- коэффициент радиального зазора с=0.25;

- коэффициент высоты ножки зуба hf=1.25;

- коэффициент радиуса кривизны переходной кривой р=0.38.

Размеры зубчатого венца шестерни делительный диаметр шестерни:

,

,

Df2 = d2 - 2,5 mn = 230 - 2,5 10 = 205.

Размеры зубчатого венца колеса делительный диаметр колеса:

,

,

.

Окружная скорость зубчатых колес:

Номинальная окружная сила в зацеплении:

.

Коэффициент торцевого перекрытия:

.

Коэффициент осевого перекрытия:

.

2.5.3 Усилия в зацеплении зубчатой передачи и нагрузки на валы

Усилия в зацеплении прямозубых цилиндрических зубчатых колес определяются по формулам (2.16) и (2.17):

Окружное усилие:

. (2.16)

Радиальное усилие:

(2.17)

2.6 Ориентировочный расчет и конструирование приводного вала

В качестве исходных данных принимаем:

- передаваемый момент на валу - 690 Нм;

- Материал вал - сталь 40Х.

Учитывая только крутящий момент, определяем минимально возможный диаметр вала по формуле (2.18):

, мм, (2.18)

где - крутящий момент на валу, Н?м ;

- допускаемое напряжение при кручении, н/мм².

мм.

Принимаем размер, округленный до ближайшего большего, кратного 5 - 54мм. После предварительной оценки диаметра вала из расчета только на кручение выполняем конструирование вала изображённого на рисунке 2.2.

Конструкция вала определяется в основном деталями, которые на валу размещаются, и расположением опор. Принимаем диаметр, полученный при предварительном расчете в качестве минимального диаметра вала - это хвостовик с шлицами для соединения вал с редуктором. Длина шейки - 92 мм (участок №1). Для опор вала принимаем диаметр 70 мм. Со стороны привода длину шейки, на которой размещается подшипник, принимаем 45 мм, а с противоположной стороны 35мм, длина шейки под уплотнение выбирается конструктивно. Диаметр основной части вала принимаем 88 мм. Диаметр под приводную шестерню принимаем 80мм, а длинна 115мм.

Для передачи вращающего момента применяем шпонку. Подшипники качения установлены в корпусах и фиксируются с помощью крышек. Крышки с помощью болтов крепятся к корпусам.

Для опор вала предпочтение отдаем радиальным однорядным роликоподшипникам. Эти подшипники предназначены в основном для работы под радиальными нагрузками, они обладают значительно более высокой грузоподъемностью, чем равногабаритные сферические шарикоподшипники.

2.7 Предварительный подбор подшипников вала

Допустимые частоты вращения значительно ниже, чем у подшипников с короткими цилиндрическими роликами, но в нашем случае частота вращения вала относительно мала. Однорядные роликоподшипники применяются для двух опорных валов (как в нашем случае), подверженным значительным прогибам под действием внешних нагрузок, а также для узлов, в которых технологически не обеспечивается строгая сносность посадочных мест.

Рисунок 2.2Приводной вал

При конструировании вала было принято, что внутренний диаметр подшипников для опор должен быть равен 70 мм. По ГОСТ 5721-75 для опор приводного вала выбираем подшипник 7514А, имеющий следующие характеристики см.[6], часть 2 с.68 : внутренний диаметр d=70 мм, наружный диаметр D=125 мм, ширина колец подшипника B=32,75мм, динамическая грузоподъемность C=147 кН, статическая грузоподъемность С₀.=118 кН, масса 1,68 кг.

2.8 Эскизная компоновка узла приводного вала

На эскизной компоновке показан вал, подшипники, корпуса подшипников и шестерня, насаженная на вал и закрепленная шпонкой рисунок 2.3.

В связи с тем, что усилие от муфты возникает из-за неточностей изготовления и монтажа и его направление не может быть точно определено, то это усилие считаем действующим в плоскости максимального усилия.

Рисунок 2.3 Эскизная компоновка узла приводного вала

2.9 Проверка долговечности подшипников

Расчет долговечности подшипников дает ответ на вопрос о соотношении расчетного и требуемого ресурса предварительно выбранного подшипника. При этом расчетный ресурс должен превышать требуемый.

Для проведения расчета долговечности подшипников необходимо составить расчетную схему приводного вала и определить нагрузки, приложенные к данному валу:

- Крутящий момент на валу = 690 Нм;

- Окружная сила постоянна и равна Ft=9,9 кН;

- Радиальная сила постоянна и равна Fr=3,6 кН.

По рекомендациям изгибающее усилие от муфты можно принимать по формуле (2.19):

F_м=(0,2…0,5)Ft, (2.19)

где F_M -усилие, возникающее от муфты на валу, Н;

Ft - тангенциальное усилие, возникающее на валу Н.

F_м=0,2?9,9= 1,98 кН .

В связи с тем, что усилие от муфты возникает из-за неточностей изготовления и монтажа и его направление не может быть точно определено, то это усилие считаем действующим в плоскости максимального усилия.

При составлении расчетной схемы вала производится схематизация нагрузок, опор и формы вала. Вал будем рассматривать как балку, установленную на двух опорах. При этом подшипники заменяем шарнирно-подвижными опорами смотреть рисунок 2.4.

Рисунок 2.4 Схема приложения сил приводного вала

Находим расстояние положения реакции по формуле (2.20) и изображаем его на рисунке 2.5:

а=1,3В, (2.20)

где а- расстояние приложения реакций, мм;

В-ширина подшипника, мм.

а=1,333,1=43,03мм.

Определяем реакции опор А и В из уравнения моментов равновесия реакции опор в плоскости XOZ

Рисунок 2.5 Расчетная схема вала

, Fr 129+Fm147Rz(129+54)=0,

Rbz = (Fr129-Fm147) / (129+54) кН,

Rbz = (3,6 129 - 1,98 147) / 183 = 0,95.

, Fr 54 + Fm(147 + 129 +54) - Raz(129 +54) = 0,

Raz = Fr54 + Fm(147 + 129 +54) / (129 + 54) = 0.кН,

Raz = (3.6 54 + 1.98 330) / 183 = 4.63 кН.

Проверка по формуле (2.21):

, (2.21)

4,63-3,6-1,98+0,95= 0.

Определяем реакции опор в плоскости XOY [4,с.144]:

; Ft 129 + Rby (129 + 54) = 0,

RAZ = (Ft 129) / (129 + 54),

RBY = (9,9 129) / 183 = 6,9 кН.

; Ft 54 + Ray (129 + 54) = 0,

RAY = (Ft 54) / (129 + 54),

RAY = (9,9 54) / 183 = 2,9 кН.

Проверка по формуле (2.22):

, (2.22)

2,9-9,9+6,9=0.

Определяем суммарные реакции опор А и В по формулам (2.23) и (2.24):

кН, (2.23)

кН. (2.24)

Проверку долговечности подшипников будем производить по наиболее нагруженной опоре А. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник по формуле (2.25):

,Н, (2.25)

где - радиальная нагрузка, действующая на

подшипник(=);

V - коэффициент вращения (V=1-для подшипников);

X - коэффициент радиальной нагрузки(X=1);

Y - коэффициент осевой нагрузки;

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

коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника (=1,05).

кН .

Определяем расчетный ресурс подшипника 7514А по формуле (2.26):

, час, (2.26)

где n - частота вращения подшипника, мин^-1;

С - динамическая грузоподъемность подшипника, Н;

Р - эквивалентная нагрузка, Н;

P степенной показатель.

для роликовых подшипников p = 3,333.

час.

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

Подшипник пригоден к эксплуатации, если выполняется условие (2.27):

, (2.27)

где нагрузкой рекомендуемое значение долговечности подшипника в зависимости от оборудования и условий эксплуатации;

=25час (машины для односменной работы, эксплуатируемые не всегда с полной , условие выполняется.

Окончательно для проектируемого вала выбираем подшипник 7514А ГОСТ 5721-75 с внутренним диаметром d=70 мм, наружным D=125 мм, шириной колец В=33,4 мм.

2.10 Уточненный расчет приводного вала

Уточненный расчет вала выполняется как проверочный с целью определения коэффициента запаса прочности в опасных сечениях вала. При расчете учитывается и крутящий момент, и изгибающий момент. Для уточненного расчета вала необходимо знать: конструкцию и размеры вала, материал вала, значение крутящего момента, величину и направление сил действующих на вал. Для проведения уточненного составляется расчетная схема вала,при этом производится схематизация нагрузок, опор и формы вала. Вал рассматриваем как балку, установленную на двух опорах. При этом подшипники заменяем шарнирно-подвижными опорами. В приведенных выше расчетах были определены реакции опор в двух плоскостях.

Реакции опор в плоскости XOZ:

.

Реакции опор в плоскости XOY:

.

Окружная сила равна Ft=9,9кН;

Радиальная сила равна Fr=3,6кН;

Усилие, возникающее от муфты на валу F_M =1,98кН;

Определяем изгибающие моменты в плоскости XOZ.

Сечение 1-1:

, м.

при , М₁=0.

при м, Нм.

Сечение 2-2:

, .

при , .

при ,.

Сечение 3-3:

, .

при , .

при.

.

Определяем изгибающие моменты в плоскости XOY:

Сечение 1-1:

, .

при м,Нм.

при м, Нм.

Сечение 2-2:

, .

при , Нм.

при , Нм.

Сечение 3-3:

, .

при , Нм.

при, .

Строим эпюры изгибающих моментов в плоскости XOZ и в плоскости XOY на рисунке 2.6.

Определяем крутящие моменты и строим эпюру крутящих моментов по формуле (2.28):

, (2.28)

,

,

.

Сечение 1-1: кН.

Сечение 2-2: кН.

Сечение 3-3: кН.

Рисунок 2.6 Эпюры изгибающих моментов

Из полученных эпюр видно, опасным сечение будет сечение в районе посадки шестерни. обозначим это сечение С.

Определяем приведенный момент в опасном сечении С по формуле (2.29):

,, (2.29)

где - изгибающий момент в опасном сечении вала, ;

- крутящий момент в опасном сечении вала, ;

- коэффициент (при реверсивной нагрузке =1.

Определяем изгибающий момент в опасном сечении вала по формуле (2.30):

, , (2.30)

где - изгибающий момент в опасном сечении вала в плоскости XOZ, ;

- изгибающий момент в опасном сечении вала в плоскости XOY, .

кНм,

кНм.

Определяем минимально возможный диаметр вала в опасном сечении по формуле (2.31):

, мм, (2.31)

где - допускаемое напряжение по изгибу;

Определяемое по формуле (2.32):

, Па, (2.32)

где - предел усталости материала по изгибу, Па;

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

- допускаемый запас прочности, =1,5 [8,c.20].

Предел усталости материала по изгибу определяем по формуле (2.33):

,Па, (2.33)

где - предел прочности, Па - (для стали 40Х)

=9,8 Па,

Па,

, Па,

мм.

Диаметр вала в опасном сечении должен быть не менее 38,5 мм. В проектируемом валу данный диаметр вала был принят 80 мм по конструктивным соображениям.

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в опасном сечении вала по формуле (2.34):

, (2.34)

где - коэффициент запаса сопротивления по изгибу;

- коэффициент запаса по кручению;

- допускаемый коэффициент запаса прочности.

Определяем коэффициент запаса сопротивления по изгибу по формуле (2.35):

. (2.35)

где - предел усталости материала по изгибу, Па;

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе(=1,7);

- масштабный фактор(=0,75) [12,c.265];

- фактор шероховатости(=0,95) [12,c.265];

- поправочный коэффициент, учитывающий свойства материала(=0,1);

- постоянная составляющая циклов напряжений(=0);

- переменная составляющая циклов напряжений.

Определяемая по формуле (2.36):

, (2.36)

где d - диаметр вала в опасном сечении, м.

d= 80 м; М_и= 0,377 кНм,

Па,

.

Определяем коэффициент запаса прочности по кручению по формуле (2.37):

. (2.37)

где - предел усталости по кручению (=1,5 Па);

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении(=1,4);

- переменная составляющая циклов напряжений, Па;

- поправочный коэффициент, учитывающий свойства материала (=0,05);

- постоянная составляющая циклов напряжений, Па.

Определяем напряжение циклов по формуле (2.38):

, Па, (2.38)

, Па,

,

,

1,79>1,5, условие выполняется.

2.11 Расчет муфты

В данной конструкции привода применены упругие втулочно-пальцевые муфты типа ВУМП. Для упругих втулочно - пальцевых муфт максимальный расчетный момент М_к, который муфта может передать и по которому муфта подбирается.

Определяем максимальный расчетный момент по формуле (2.39):

М_к = k₁ k₂ Т, (2.39)

где k₁ - коэффициент безопасности, равный 1,2;

k₂ - коэффициент условия работы муфты, равный 1;

Т - момент передаваемый муфтой.

М_к1 = k₁ k₂ Т₁ = 1,2 1 53,8 = 64,56 Нм,

М_к2 = k₁ k₂ Т₂ = 1,2 1 690 = 828 Нм.

Исходя из полученных значений и диаметров валов подбираем муфты и заносим в таблицу 2.11;

- для вала №1 ВУМП - 9 ГОСТ 21424-93

- для вала №2ВУМП - 10 ГОСТ 21424-93

Таблица 2.2 Характеристики втулочно-пальцевых муфт

Обозначение муфты	d, мм	Мк, кгс м	n, об/мин	Масса, кг (не более)
ВУМП - 9	70	1000	2880	29,81
ВУМП - 10	80	2000	2280	36,07

2.12 Подбор и проверка прочности шпоночных соединений

Размеры шпонок нормированы, шпонки призматические обыкновенные ГОСТ 23360-78. 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. По ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра вала (Ш80 мм) выбираем шпонку 22Ч14Ч100 со скругленными концами, изготовленную из стали 45. Где 22 мм - это ширина шпонки (b), 14 мм- высота шпонки (h),100 мм - длина шпонки ().

Проверочный расчет призматических шпонок производится по формулам (2.40) и (2.41):

а) на смятие:

см = 4Мк / (dlh) см. (2.40)

б) на срез:

см = 2Мк / (dlh) cм, (2.41)

где см, см -действительное и допускаемое напряжения на смятие для шпоночного соединения;

с, с - действительное и допускаемое напряжения на срез для шпоночного соединения;

Мк-крутящий момент, передаваемый соединением;

d - диаметр вала ; b,l,h высота, ширина, рабочая длина шпонки.

Чаще всего ограничиваются расчетами на смятие.

Находим действительное напряжение смятия для шпоночного соединения:

s_см1 = (4 690 10³) / (80 100 14) = 24,64 Н/мм^2.

Допускаемое напряжение смятия для шпоночного соединения:

см = 100 120 Н/мм.

Условие проверочного расчета на смятие для шпонки зубчатой муфты выполняется.

3. Разработка гидропривода подвода захвата манипулятора

3.1 Анализ конструкции и задания на разработку

Предметом для разработки является гидравлический привод подвода манипулятора укрытий ДП-4. Привод необходим для подвода захвата манипулятора к укрытию. В схеме управления применяется Гидрозамок для предотвращения опускания захвата манипулятора при нормальном режиме работы. При проектировании требуется учесть:

Способ регулирования скорости - дроссельный на входе; способ монтажа аппаратуры - модульный; привод разрабатывается с применением стандартной гидроаппаратуры.

3.2 Расчёт и выбор исполнительного гидроцилиндра

Определение геометрических параметров и выбор гидроцилиндра.

Исходные данные:

- Время перемещения сек. 27;

- Ход цилиндра м, 0,460;

- Давление в гидросистеме Мпа, 32;

- Количество цилиндров шт, 1;

- Усилие на штоке гидроцилиндра Н, 15000.

Для данного механизма необходим поршневой гидроцилиндр двухстороннего действия с односторонним штоком. Ход поршня в соответствии с ГОСТом 6540-68 принимаем равным 1000мм.

Определяем диаметр поршня гидроцилиндра по формуле (3.1):

, (3.1)

где R_MAX - осевое усилие, Н;

Р₁ и Р₂ - давление соответственного в напорной и сливной полостях гидроцилиндра, МПа;

Ш₁ и ш₂ - принимаем с учётом выбираемой конструкции гидроцилиндра.

Для гидроцилиндра с односторонним штоком:

Ш ₁ = 0; Ш ₂ = 0,7.

Рн - номинальное давление МПа, 31;

Р₁ - с учётом потерь равно МПа, 2/3Р_н =20,7; Р₂ -2,24, Мпа.

мм.

По ГОСТ 12447-80 и ОСТ 2Г21-2-73 принимаем

По ГОСТ 2Г21 - 2 - 73 принимаем

Согласно справочника выбираем гидроцилиндр типа ГЦО по ТУ - 053.0221050.007 - 89. ГЦП - 145х105х460. Присоединительный конец штока проушиной.

Определяем эффектные площади по формулам (3.2), (3.3) и (3.4):

, (3.2)

где D - диаметр поршня, мм;

d - диаметр штока гидроцилиндра, мм.

, (3.3)

Fш.ст. = / 4 dст,м, (3.4)

F_cт = (3,14 0,021) / 4 = 0,0165м,²

Fш = 3,14 / 4 (0,021 + 0,011) = 0,0078 м.²

3.3 Составление принципиальной схемы привода

Составление гидросхемы начинаем от «двигателя» в данном случае это гидроцилиндр. Схема насосной установки окончательно определяется после выбора её модели. В составлении схемы используем только стандартные гидроаппараты, выбираем их по справочнику и изображаем на рисунке 3.1.

На входе устанавливаем дроссель.

Распределитель по схеме 44 насоса в положении «СТОП» осуществляет разгрузку через предохранительный клапан . Управление распределителем - электрическое.

Описание работы схемы:

От кнопки «Пуск» включается электромагнит 1, золотник РР перемещается влево и включает позицию 1. Происходит выдвижение гидроцилиндра.

Схема движения жидкости:

БАК-Н-Ф-КО-Р-ГЗМ- ДР- ГЦ-ГЗМ-Р-БАК.

При включении электромагнита 2, золотник РР перемещается вправо и включает позицию 2. Происходит задвижение гидроцилиндра.

Схема движения жидкости:

БАК-Н-Ф-КО-Р-ГЗМ -ГЦ -ДР -ГЗМ-Р-БАК.

Рисунок 3.1 Принципиальная схема привода

3.4 Расчёт и выбор насосной установки

Выбор насосной установки осуществляется исходя из максимального расхода жидкости и давления.

Определяем максимальный расход жидкости необходимый для питания гидроцилиндра по формуле (3.5):

QH = FстV, (3.5)

где F_ст - эффективная площадь гидроцилиндра в напорной полости, мм².

Скорость перемещения поршня при подаче жидкости в поршневую полость по формуле (3.6):

V=L/txn, (3.6)

где L - ход штока, м;

tx - время хода, с;

n - объемный КПД.

V=0,460/270,9=0.0153м/с,

Q_н=0,01450,0153= 0,00022м³/с=13,2 л/мин.

Скорость перемещения поршня при подаче жидкости в поршневую полость равна скорости перемещения поршня при подаче жидкости в штоковую полость. V1=V2 .

Определяем расход жидкости подаваемой в штоковую полость гидроцилиндра по формуле (3.7):

Qн=V2 Fш, (3.7)

Qн = 0,01530,0078=0,00012м³/с=7,2 л/мин.

Выбираем нерегулируемый радиально-поршневой насос:

- Н-401У

- Номинальная подача, м3/с(л/мин) - 0,00028 (16,8).

- Давление на выходе из насоса, МПа -32.

- КПД- 0,85.

3.5 Расчёт и выбор трубопроводов

Выбор гидроаппаратуры производится из справочной литературы по величине расхода и рабочего давления. Выбираемые аппараты должны соответствовать заданному способу монтажа, в данном случае модульном.

Рекомендуемые скорости течения жидкости в трубопроводах круглого сечения:

- Линия нагнетания V_рек=3,8(м/с).

- Линия напорно-сливная - V_рек= 2(м/с).

- Линия слива - V_рек= 0,9 (м/с).

- Приемная линия - V_max= 1,6 (м/с).

Определяем внутренний диаметр трубопровода по формуле (3.8):

d = 2 (Q / Uрвк), (3.8)

где Q - расход жидкости в трубопроводе, мі/с;

U_рек - рекомендуемая скорость течения жидкости, в трубопроводе.

По рекомендации СЭВ РС 364472 принимаем:

Участок 1-2,3-4,5-6, линия нагнетания

,

d = 2 0,00028 / 3,14 3,8 = 0,0094 = 9,4 мм,

, по ГОСТ 16516 - 80.

Минимально допустимая толщина стенки трубопровода по формуле (3.9):

Smin = Pmax d / 2q Кв,мм, (3.9)

где Р_max - максимальное давление жидкости в трубопроводе, МПа;

q - предел прочности для стали=340МПа;

Кв-коэффициент безопасности =5.

Smin = (32 0,0094) / (2 340) 5 = 0,0021 м = 2,1 мм.

По таблице 3 [2] выбираем трубу бесшовную холоднокатаную из стали 20.

Труба 16 Ч 3 ГОСТ 8734 - 75.

Проверочный расчет:

Smin = (32 0,010) / (2 340) = 0,0023 = 2,3 м.

Участок 7-8,- напорная:

d = 2 0,00022 / (3,14 2) = 0,12 = 12 мм.

Принимаем dст = 12 мм, по ГОСТ 16516 - 80:

Smin = (32 0,012) / (2 340) 5 = 0,0028 = 2,8 мм.

По таблице 3 [2] выбираем трубу бесшовную холоднокатаную из стали 20:

Труба 16 Ч 3,6 ГОСТ 8734 - 75.

Участок 9-10 линия всасывания:

,

d = 2 0,0013 /3,14 2 = 0,09 = 9 мм.

Принимаем , по ГОСТ 16516 - 80.

Smin = (32 0,009) / (2 340) 5 = 0,0021 = 2,1 мм.

По таблице 3 [2] выбираем трубу бесшовную холоднокатаную из стали 20:

Труба 16 Ч 3 ГОСТ 8734 - 75.

Проверочный расчет:

Smin = (32 0,010) / (2 340) 5 = 0,0023 = 2,3 мм.

Участок 11-12 линия слива:

d = 2 0,0013 / (3,14 0,9) = 0,013 = 13 мм.

Принимаем , по ГОСТ 16516 - 80.

Smin = (32 0,013) / (2 340) 5 = 0,00286 = 2,86 мм.

По таблице 3 [2] выбираем трубу бесшовную холоднокатаную из стали 20:

Труба 20 Ч 3 ГОСТ 8734 - 75.

Выбираем стальные бесшовные трубы холоднодеформируемые по ГОСТ 8734 - 75 12Х2 соединение трубопроводов с шаровым ниппелем.

Соединения концевые ОСТ2 Г91-26 -78 с резьбой по ГОСТ 6111-52 К јґґ.

3.6 Выбор гидроаппаратуры

1) Гидрораспределитель ВЕ 10.44-ГНМ УХЛЧ ГОСТ 24679-81.

Основные параметры:

- Условный проход, мм - 16;

- Давление на выходе, МПа - 32;

- Расход рабочей жидкости, л/мин - 32;

- Внутренняя герметичность, см3/мин;

- при давлении 10 МПа 35;

- при давлении 32 МПа 15.

2) Дроссель с обратным клапаном типа: ДКМ-10/3В ТУ-053-1397-78:

- Расход рабочей жидкости, л/мин -32;

- Давление минимальное, МПа - 0,05;

- Давление максимальное, МПа -32;

- Потеря давления при полностью открытом дросселе и Qк, МПа - 0,1;

- Внутренние утечки при полностью открытом дросселе, см3/мин -500.

3) Гидрозамок типа ГЗМ. 16/3:

- Диаметр условного прохода, мм - 16;

- Давление на выходе, МПа-32

- Расход рабочей жидкости, л/мин - 63;

- Внутренние утечки, см3/мин - 150;

- Перепад давления, МПа при Qком ;

- на обратном клапане - 0,7;

- на открытом обратном клапане - 0,45.

4) Предохранительный клапан КПМ 16/3В ТУ2-053-1441-79:

- Диаметр условного прохода, мм - 16;

- Расход рабочей жидкости, л/мин - 32;

- Внутренние утечки, см3/мин - 15;

- Номинальный перепад давления, МПа - 0,2;

- Давление на входе, МПа - 32.

5) Напорный фильтр 1ФГМ 32-25М:

- Расход рабочей жидкости, л/мин - 25;

- Давление, МПа - 32.

6) Манометр МТ-2:

- Верхний предел измерений, МПа -40.

7) Обратный клапан типа КОМ 16/3 ТУ 053-1400-78:

- Диаметр условного прохода, мм - 16;

- Расход рабочей жидкости, л/мин - 32;

- Давление, МПа - 32;

- Внутренние утечки, см3/мин - 0,08.

3.7 Разработка конструкции гидроблока управления

Гидроаппаратуру компонуем в виде гидроблока управления на специальной плите. Гидроблок управления состоит из распределителя с электромеханическим управлением, дросселя, обратного клапана и предохранительного клапана. Монтаж стандартной аппаратуры встраиваемый рисунок 3.2.

Рисунок 3.2 Схема гидроблока управления

3.8 Определение потерь давления в аппаратах на этапе перемещения комплектов

Потери давления ДР_га в гироаппаратах определяются по формуле(3.10), (3.11) и (3.12):

ДР_га=ДР₀+АQ_max+ВQІ_max, МПа, (3.10)

где Р₀ - перепад давления открывания или настройки аппарата, МПа;

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

Q_max - максимальный расход жидкости в аппарате на данном этапе цикла, мі/с.

, МПа с/м³,(3.11)

, МПа с² / м⁶, (3.12)

где ДР_ном - потери давления при номинальном расходе, МПа;

Q_ном - номинальный расход аппарата, мі/с,

Определяем потери в гидрораспределителе ВЕ 10.44-ГНМ УХЛ4:

РХ1 Q_ном =0,00053 мі/с,

ДР_га = 0+47,17 0,00053+88967,97 (0,00053)І= 0,0499 МПа,

РХ2 Q_ном =0,00012 мі/с,

ДР_га=0+208,30,00012+1736111,1 (0,00012)І= 0,0499 МПа.

Определяем потери в дросселе;

РХ1 Q_ном =0,00053 мі/с,

ДР_га=0,01+9,43?0,00053+17793,59? (0,00053)І= 0,01998 МПа.

Определяем потери в гидрозамке;

РХ1 Q_ном =0,00053 мі/с,

ДР_га = 0,15+14,15 0,00053+26690,39 (0,00053)І= 0,165 МПа,

РХ2 Q_ном =0,00012 мі/с,

ДР_га=0,15+62,50,00012+520,833,3 (0,00012)І= 0,165 МПа.

Определяем потери в обратном клапане;

РХ1 Q_ном =0,00053 мі/с,

ДР_га=0,15+94,30,00053+177935,9 (0,00053)І= 0,1999 МПа.

Определяем потери в фильтре;

РХ1 Q_ном =0,00042 мі/с,

ДР_га=0,08+119,050,00042+283286,1 (0,00042)І= 0,18 МПа.

Расчёт потерь давления во всех гидроаппаратах заносим в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 Расчёт потерь давления во всех гидроаппаратах

Наименование и модель аппарата	ДР0, МПа	А,	В,	Этапы цикла	Qmax, мі/с	ДРга, МПа
Дроссель с обратным клапаномДКМ-10/3	0,01	9,43	17793,59	РХ1	0.00053	0,01998
Гидрозамок типа ГЗМ. 10/3	0,15	14,15 62,5	26690,39 520833,3	РХ1 РХ2	0,00053 0,00012	0,165 0,165
Гидрораспределитель ВЕ 10.44-ГНМ УХЛЧ	0	47,17 208,3	88967,97 1736111,1	РХ1 РХ2	0,00053 0,00012	0,0499 0,0499
Обратный клапан КОМ 10/3	0,15	94,3	177935,9	РХ1	0,00053	0,1999
Фильтр 1ФГМ 32-25М	0,08	119,05	283286,1	РХ1	0,00053	0,18

3.9 Расчёт потерь давления в трубопроводах ?Ре

1-2, 3-4,5-6 линия нагнетания;

Q_i=16,8 (л/мин);

dу=9.4(мм);

L=1,5 (м).

В соответствии с рекомендациями по формуле (3.13):

V - кинематический коэффициент вязкости жидкости (для масла ИГП - 30 равен 30 ммІ/с)

(3.13)

Режим течения жидкости ламинарный (3.14) и (3.15):

(=30 (м/с), масло ИГП - 30, ТУ38101413 - 78).

(3.14)

=

(3.15)

7-8линия нагнетания:

Q_i=13,2 (л/мин);

dу=12 (мм);

L=3,5 (м).

-режим ламинарный;

=

9-10 линия сливная:

Q_i=7,8 л/мин;

dу=9 (мм);

L=3,5 (м).

- режим ламинарный;

МПа.

11-12 Линия слива.

Q_i=7,8 (л/мин);

dу=13 (мм);

L=3 (м).

- режим ламинарный;

МПа,

Потери давления по длине в трубопроводах заносим в таблицу 3.2.

Таблица 3.2 Потери давления по длине в трубопроводах

Участки	Qmax, мі/с	dст, м	fст, мІ	U, м/с	Re	л	L, м	Дре, МПа	Уре, МПа
1-2, 3-4, 5-6.	0,00028	0,0010	0,000069	4.4	1187	0,053	1,5	0,077	0,13
7-8	0,00022	0,012	0.000113	1,9	777,3	0,082	3,5	0,053
9-10	0,00013	0,0010	0.000064	2.0	612,4	0,104	3,5	0,099	0,105
11-12	0,00013	0,013	0.000133	0.98	424	0.15	3	0,006

3.10 Местные потери давления

Местные потери складываются из потерь в различных сопротивлениях и заносятся в таблицу 3.3, определяются по формуле (3.16):

, МПа, (3.16)

где - коэффициент i - того местного сопротивления;

n - число местных сопротивлений;

f_стi - площадь внутреннего сечения трубопровода, мІ;

Участок (1-2-3);

Участок (2-3-4); .

Участок (4-5-6);

Вход в блок ;

Участок (7-8);

Вход в ГЦ; .

Участок (9-10);

Участок (10-11);

Таблица 3.3 Местные потери давления

Линия	Qi, м3/с	Участок	м2	Вид местного сопротивления	Кол. Шт.			?РМi, МПа	??РМ, МПа
Нагнета-ние		2-3-4 4-5-6 Вход в блок 7-8		Тройник 10 мм; Re=1187 Расширение ш10/ш12 мм; Re=777.3	1 1 1	0,3 1,2 0,8	0,3 1,2 0,8	0.023 0,021 0,01	0,058
Сил		9-10 11-12		Выход из ГЦ, Расширение ш10/ш13мм Re=42	1 1	0,8 1,2	0,8 1,2	0,014 0,05	0,068

3.11 Расчёт суммарных потерь

Заключительным этапом является расчёт суммарных потерь давления в напорной и сливной линиях на различных этапах цикла таблица 3.4.

По результатам расчёта уточняем выбор насосной установки по давлению, используя формулу (3.17):

Рн _рас=Р1+ДР, (3.17)

Р_{н ст} Р_{н рас.,}

Р_{н расч}=20,7+1,027=21,727 МПа,

31МПа >21,727 МПа.

Таблица 3.4 Суммарные потери давления

Линия	Этап	ДРга, МПа	Дре, МПа	ДРм, МПа	УР, МПа
Н	Перемещение РХ1	0,619	0,13	0.058	1,027
С	Перемещение РХ2	0,598	0,105	0,068	0,731

Условие выполняется, следовательно расчёт сделан верно и насосная установка выбрана верно.