Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Bведение

1. Анализ состояния вопроса. Цели и задачи проектирования

2. Kонструкторская часть

2.1 Расчет и проектирование привода ленточного транспортера

2.1.1 Назначение, устройство и принцип действия ленточного конвейера

2.1.2 Расчет ленточного транспортера

2.1.3 Энергокинематический расчёт привода и выбор электродвигателя

2.1.4 Подбор стандартных узлов привода

2.1.5 Ориентировочный расчет и конструирование приводного вала

2.1.6 Предварительный подбор подшипников вала

2.1.7 Проверка долговечности подшипников

2.1.8 Уточнённый расчёт приводного вала

2.1.9 Расчет муфты

2.1.10 Подбор и проверка прочности шпоночных соединений

2.1.11 Выбор смазочных материалов

2.2 Расчёт и проектирование гидропривода передвижения тележки ленточного транспортёра

2.2.1 Расчет и выбор гидравлического двигателя

2.2.1.1 Определение нагрузочных и скоростных параметров гидравлического двигателя

2.2.1.2 Определение геометрических параметров и выбор гидравлического двигателя

2.2.2 Составление принципиальной схемы гидропривода

2.2.3 Расчет и выбор насосной установки

2.2.4 Расчет и выбор гидравлической аппаратуры и трубопроводов

2.2.4.1 Выбор гидравлической аппаратуры

2.2.4.2 Расчёт и выбор трубопроводов

2.2.5 Разработка конструкции гидравлического блока управления

2.2.6 Определение потерь давления

3. Технологическая часть

3.1 Технологическое проектирование процесса изготовления «корпуса подшипника»

3.1.1 Описание конструкции и назначения «корпуса подшипника»

3.1.2 Анализ технологичности конструкции

3.1.3 Выбор типового оборудования и типовых универсальных приспособлений

3.1.4 Составление маршрутной и операционной карты

3.2 Расчет и проектирование червячной фрезы

3.2.1 Способы зубообработки

3.2.2 Выбор конструктивных характеристик фрезы

3.2.3 Расчёт червячной фрезы

Заключение

Список использованных источников



Bведение

электродвигатель шпоночный гидравлический фреза

Окатыши - комочки измельченного рудного концентрата. Полуфабрикат металлургического производства железа. Является продуктом обогащения железосодержащих руд специальными концентрирующими способами. Используется в доменном производстве для получения чугуна.

Как правило, для производства окатышей используются небогатые железом руды, различные железосодержащие отходы. Для удаления минеральных примесей исходную (сырую) руду мелко измельчают и обогащают различными способами.

Процесс изготовления окатышей часто называют окатывание руды. Шихта, то есть смесь тонко измельчённых концентратов железосодержащих минералов, флюса (добавок, регулирующих состав продукта), и упрочняющих добавок (обычно это бентонитовая глина), увлажняется и подвергается окатыванию во вращающихся чашах (грануляторах) или барабанах-окомкователях.

В результате окатывания получают близкие к сферическим частицы диаметром 1ч30 мм. Они высушиваются и обжигаются при температурах 1200ч1300° C на специальных установках -- обжиговых машинах. Обжиговые машины (обычно конвейерного типа) представляют собой конвейер из обжиговых тележек (палет), которые движутся по рельсам. В верхней части обжиговой машины над обжиговыми тележками располагают отопительный горн, в котором происходит сжигание газообразного, твердого или жидкого топлива и формирование теплоносителя для сушки, нагревания и обжига окатышей. Различают обжиговые машины с охлаждением окатышей непосредственно на машине и с выносным охладителем.

Со склада готовой продукции сырье посредством ленточных транспортеров или железнодорожных вагонов доставляется на бункерные эстакады доменных печей.



1. Анализ состояния вопроса. Цели и задачи проектирования

Доменный цех ПАО «Северсталь» был пущен в 1955 году. В 1983 году была задута ДП-4. Совместно с задувкой печи был запущен Краново-конвейерный участок подачи сырья, в том числе окатыша. Участок подачи сырья рентабелен и приносит прибыль, но основные фонды изношены, устарели морально, и нуждаются в мероприятиях по реконструкции оборудования производства и модернизации оборудования. Участок подачи шихты доменного производства Компании требует реконструкции, где процесс погрузки окатышей осуществляется транспортёром производительностью 40т/час, имеющий механический привод передвижения тележки не обеспечивающего равномерное распределение груза в вагоне. Погрузка окатыша осуществляется в вагоны типа «теплушка». Данный тип погрузки низкопроизводителен и трудоемок, так как для погрузки используется ручной труд. Бригада грузчиков вручную с помощью лопат распределяет отгружаемый материал по вагону.

Целью реконструкции участка подачи сырья является:

- повышение производительности труда;

- увеличение объема погрузки выпускаемой продукции;

- проектирование новой технологической схеме производства;

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

Исходя из выше указанных целей, одной из задач проектирования является разработка ряда направлений вопросов связанных с внедрением новой технологией, проектированием и расчетом оборудования производства, методами обработки деталей и их изготовления. Для этого необходимо спроектировать и рассчитать установку для загрузки полувагонов и хопперов производительностью 60т/час, рассмотреть её основные узлы и характер работы. Транспортер поднимается на отметку +5,5 метров, что позволяет грузить открытые полувагоны, а также заменяется механический привод передвижения тележки на гидравлический, что позволит плавно перемещать ленточный транспортер. В результате проведения реконструкции при погрузке вагонов обеспечивается равномерная, качественная погрузка сырья в вагон. Одним из ключевых показателей эффективности Компании ПАО «Северсталь» является повышение уровня безопасности. Поэтому важной задачей является изучение вопроса о безопасности нового технологического процесса и его экономической целесообразности. После проведения анализа основных недостатков рассматриваемого участка цеха предлагается провести его реконструкцию. Реконструкция позволит увеличить производительность труда, за счет установки дополнительного оборудования погрузки окатыша, повысит эффективность производства и улучшит условия труда на участке загрузки печей.

После рассмотрения новой технологии необходимо спроектировать и рассчитать соответствующее оборудование, то есть, то основное оборудование, которое будет установлено в цехе. Основное производственное оборудование включает ленточный конвейер (транспортер погрузки навалом). Таким образом, следует рассмотреть основные узлы и детали установки для загрузки железнодорожных вагонов, особенности её конструкции, системы приводов.

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

1 Приемный бункер.

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

2 Питатель.

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

3 Основной рабочий шибер с пневматическим приводом.

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

4 Транспортёр подачи окатыша в полувагон или хоппер.

5 Площадка обслуживания.

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

6 Маневровое устройство.

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

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

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



2. Kонструкторская часть

2.1 Расчет и проектирование привода ленточного транспортера

2.1.1 Назначение, устройство и принцип действия ленточного конвейера

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

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

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

К конвейерной ленте предъявляется ряд требований:

высокая продольная точность;

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

высокая сопротивляемость изнашиванию и расслаиванию при многократных перегибах;

малые упругие и остаточные удлинения;

высокая влаго и теплостойкость.

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

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

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

На рисунке 1 представлен общий вид погрузчика.

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



2.1.2 Расчет ленточного транспортера

Исходные данные:

Производительность конвейера: Q = 60т/час.

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

Максимальный размер гранулы удобрения: а_max = 4 мм.

Длина ленточного конвейера: l = 12м.

Расчет ширины ленты.

Определяем ширину ленты по формуле (1):

м,(1)

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

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

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

k - коэффициент, зависящий от угла наклона конвейера, k = 1 [25,с.55].

м

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

Расчет погонных нагрузок.

Определяем по формуле (2) погонную нагрузку от массы груза:



(2)

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

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

Определяем погонную нагрузку от массы ленты по формуле (3) и (4):

мм,(3)

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

В - ширина ленты, м;

д - толщина ленты, м.

мм,(4)

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

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

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

i - число прокладок, i =4 .

мм,

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

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

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

Определяем погонную величину нагрузки от вращающихся частей роликов по формуле (5).

На нагруженной ветви:

(5)

где G_p - масса одной роликовой опоры, Н;

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

На холостой ветви по формуле (6):

(6)

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

Определяем погонную нагрузку от движущихся частей конвейера по формуле (7):

(7)



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

Длина проекции конвейера на горизонтальную плоскость:

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

Н= 0 м - высота конвейера.

Определяем тяговую силу транспортера по формуле (8):

(8)

где m - масса груза,m = 1,57 Н.

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

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

Определяем максимальное статическое натяжение ленты по формуле (9):

Н,(9)

Значение номинального запаса прочности, по справочным данным, конвейерной ленты n_o = 10.

Предел прочности прокладок выбранной ленты k_р = 550 Н.

Определяем требуемое количество прокладок по формуле (10):



(10)

,

Условие выполнено.

Требуемый диаметр приводного барабана а=125…130.

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

Определяем диаметр натяжного барабана по формуле (11):

(11)

Принимаю D_п.б.=300 мм.

Определяем длину приводного и натяжного барабанов по формуле (12):

(12)

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



Рисунок 2 - Участки транспортера

Определяю по формуле (13) величину нагрузки на ленту в отдельных точках транспортера при помощи метода обхода по контуру. Направление обхода начинаем с точки 1. В точке 1 натяжение пока неизвестно. Значение сопротивления на поворотных пунктах в зависимости от их диаметров и условий работы при расчётах принимают:

(13)

где S₁ - величина натяга в точке 1, Н;

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

k_п - коэффициент увеличения натяжения тягового органа на поворотном пункте, Н.

При угле обхвата тяговым органом k_п = 1,03…1,05 [25, с.58].

Натяжение в точке 2 определим по формуле (14) и (15):

(14)

,(15)



Сопротивление на участке 2-3 определим по формуле (16):

(16)

Натяжение в точке 3 определим по формуле (17):

(17)

Натяжение в точке 4 определим по формуле (18):

(18)

Натяжение в точке 5 определим по формуле (19):

(19)

Сопротивление на погрузочном органе определим по формуле (20):

(20)

Сопротивление от направляющих бортов загрузочного лотка определим по формуле (21):

(21)



Сопротивление на участке 5-6 определим по формуле (22):

(22)

Натяжение в точке 6 определим по формуле (23):

(23)

Сопротивление на участке 6-7 определим по формуле (24):

(24)

Натяжение в точке 7 определим по формуле (24):

(25)

Подставив это соотношение в полученное выше выражение:



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

Рисунок 3 - Диаграмма натяжений ленты

Выполняем проверочный расчёт конвейера.

Определяем минимальное количество необходимых прокладок по формуле (26):

(26)

Проводим проверку правильности выбора диаметра приводного барабана по формуле (27):



(27)

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

a - угол обхвата лентой барабана, = 180⁰;

W₀ - сопротивление барабана , Н по формуле (28)

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

(28)

Определяем КПД приводного барабана по формуле (29) и (30):

(29)

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

(30)



2.1.3 Энергокинематический расчёт привода и выбор электродвигателя

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

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

Определяем значение мощности на приводном валу транспортера N₀ кВт по формуле (31):

(31)

где W₀ - сопротивление барабана, Н;

V - скорость перемещения ленты, м/с;

з_бар - коэффициент полезного действия барабана, з_бар=0,87.

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

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

Муфта - 2шт.

Цилиндрическая передача - 1шт.

Коническая передача - 1шт.

Подшипники качения - 3пары.

Определяем общий коэффициент полезного действия привода по формуле (32):

(32)

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

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

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

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

Определяем потребную мощность электродвигателя по формуле (33):

(33)



Подбор электродвигателя происходит по условию по формуле (34):

(34)

Выбор электродвигателя производится в таблице 1.

Таблица 1 - Выбор электродвигателя

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

Определяем частоту вращения выходного вала по формуле (35):

(35)

Для выбора оптимального варианта проводим сравнение общего передаточного число, в соответствии с выбранными электродвигателями в таблице 2.

Таблица 2 - Определение передаточного числа ступеней привода конвейера

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

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

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

Выбираем стандартные значения передаточных чисел: u_б=5, u_т=4.

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

Определяем мощность электродвигателя, кВт: Р_ном= 11 кВт;

Определяем мощность на быстроходном валу редуктора, кВт по формуле (36):

(36)

Определяем по формуле (37) мощность на промежуточном валу редуктора, кВт:

(37)

Определяем по формуле (38) мощность на тихоходном валу редуктора:

(38)



Определяем мощность на приводном валу рабочей машины по формуле (39), кВт:

(39)

Определяем частоту вращения электродвигателя, об/мин:

Определяем по формуле (40) частоту вращения быстроходного вала редуктора, об/мин:

(40)

Определяем частоту вращения промежуточного вала редуктора по формуле (41), об/мин:

(41)

Определяем частоту вращения тихоходного вала редуктора по формуле (42), об/мин:

(42)

Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины, об/мин по формуле (43):



, (43)

Определяем угловую скорость электродвигателя, с^-1 по формуле (44):

(44)

Определяем угловую скорость быстроходного вала редуктора, с^-1 по формуле (45):

(45)

Определяем угловую скорость промежуточного вала редуктора, с^-1 по формуле (46):

(46)

Определяем угловую скорость тихоходного вала, с^-1 по формуле (47):

(47)

Определяем угловую скорость приводного вала исполнительного механизма, с^-1 по формуле (48):



(48)

Определение крутящих моментов на валах коническо-цилиндрического редуктора.

Определяем крутящий момент на выходном валу электродвигателя, Н?м по формуле (49):

(49)

Определяем крутящий момент на быстроходном валу редуктора, Н•м по формуле (50):

(50)

Крутящий момент на промежуточном валу редуктора, Н?м по формуле (51):

(51)

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Н?м по формуле (52):

(52)

Крутящий момент на приводном валу исполнительного механизма, Н?м по формуле (53):



(53)

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

2.1.4 Подбор стандартных узлов привода

Уточняю по формуле (54) скорость ленты:

(54)

Скорость незначительно отличается от значения взятой при расчете ширины ленты.

Определяем фактическую производительность конвейера по формуле (55):

т/час,(55)

где В - ширина ленты, м;

V - скорость, м/с;

г - удельный вес транспортируемого материала, т/м³;

k - коэффициенты производительности.

т/час

Определяем усилие натяжного устройства по формуле (56):



(56)

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

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

2.1.5 Ориентировочный расчет и конструирование приводного вала

Для определения размеров приводного вала выделяем исходные данные:

- передаваемый момент на валу -1295,5 Нм;

- вал изготовлен конструкционной легированной стали 40Х.

Определяем минимально возможный диаметр вала с учетом передаваемого крутящего момента по формуле (57):

(57)

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

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

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

Длина первой ступени вала определяется по формуле (58) , мм:

, мм,(58)



2 - я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

Диаметр второй ступени вала определим по формуле (59), мм:

(59)

Принимаем d=70мм.

Длина второй ступени вала определяется по формуле (26), мм:

(60)

3 - я ступень вала под барабан:

Диаметр ступени под барабан определяется по формуле (61), мм:

(61)

где r - радиус скругления, r=5мм.

Длина третьей ступени вала определяется конструктивно.

4 -я ступень вала под опору:

длина 4-й ступени равна ширине подшипника.

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

К корпусу крепятся крышки при помощи резьбового соединения, болтов.

Рисунок 5 - Эскиз вала

2.1.6 Предварительный подбор подшипников вала

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

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

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

Внутренний диаметр вала при его конструировании принят 70 мм.

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

Подшипник 1214 обладает техническими характеристиками:

- внутренний диаметр подшипника d=70 мм;

- наружный диаметр подшипника D=125 мм;

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

Сборочный чертеж вала представлен на рисунке 6.

Рисунок 6 - Сборочный чертеж вала и подшипникового узла

2.1.7 Проверка долговечности подшипников

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

Ресурс, полученный в результате расчета, должен превышать требуемый.

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

Определяем окружную силу F по формуле (62):



(62)

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

D_б - диаметр барабана, м.

Определяем изгибающее усилие от муфты по формуле (63):

(63)

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

F_t - тангенциальное усилие, возникающее на валу, Н.

По причине того, что усилие от действия муфты возникает из-за неточностей изготовления, монтажа и его направление не может быть точно определено. Поэтому это усилие считаем действующим в плоскости максимальной нагрузки.

Выполняя расчетную схему вала в соответствии с рисунком 7 производим схематизация нагрузок, опор, формы вала. Вал представляет собой балку, установленную на двух опорах. На схеме подшипники заменяем шарнирно-подвижными опорами.



Рисунок 7 - Схема нагружения вала

Определяем реакции опор А и В из уравнения моментов равновесия. Реакции опор в плоскости XOУ: УМ_А=0,

,

Н

УМ_А=0,

,

Н

Проверка:

0=0

Условие выполнено

Определяем реакции опор в плоскости XOХ:

Н,

Н

Проверка:

,

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

0=0

условие выполнено.

Определяем суммарные реакции опор А и В по формуле (64) и (65):

кН,(64)кН,

кН,(65) кН

Проверка долговечности подшипников производится по наиболее нагруженной опоре А.

Нагрузка в опоре А R_A=7,6 кН.

Коэффициент осевого нагружения подшипника е=0,17.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку на подшипник по формуле (66):

,Н,(66)

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

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

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

Н

Определяем расчетный ресурс подшипника номер 1214 по формуле (67):

, час,(67)

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

С - динамическая грузоподъемность подшипника, Н;

P -эквивалентная нагрузка, Н;

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

Р - эквивалентная нагрузка, Н.

час

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

Подшипник пригоден к эксплуатации, если выполняется условие по формуле (68):

(68)

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

,

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

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

Расчетная динамическая грузоподъемность рассчитывается по формуле (69), Н:

час, (69)

Подшипник №1214 пригоден по грузоподъемности.



2.1.8 Уточнённый расчёт приводного вала

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

В опасном сечении вала действует крутящий и изгибающий момент.

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

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

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

Определяем изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

М_х1=0,

М_х2=0,

М_х3=R_by?0,345=4,6?0,345=1,587 кН?м,

М_х4=0,

Эпюры изгибов моментов в горизонтальной плоскости:

Му₁=0,

My₂=Fм?l,

My₂=4,6?0,214=0,9844 кH?м,

My₃= R_bx?0,345=0,49 кН?м,

My₄=0.

Суммарные изгибающиеся моменты в опасном сечении вала рассчитываются по формуле (70) и (71), H?м:

, кН?м,(70)кН?м

, кН?м,(71)кН?м



Определяем крутящий момент по формуле (72), Н?м:

, Н?м,(72) Н?м=1,84 кН?м

Схема нагружения вала представлена на рисунке 8.

Рисунок 8 - Схема нагружения приводного вала

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

Определяем приведенный момент в опасном сечении С по формуле (73):

, Н?м,(73)

где Ми - изгибающий момент в опасном сечении вала, ;

М_кр - крутящий момент в опасном сечении вала, ;

б - коэффициент, при реверсивной нагрузке б=1.

кН?м

Определяем минимально возможный диаметр вала в опасном сечении по формуле (74) и (75):

, мм, (74)

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

, Па, (75)

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

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

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

Определяем предел усталости материала по изгибу по формуле (76):



, Па, (76)

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

Па

Па

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности в опасном сечении вала по формуле (77):

(77)

где n_у - коэффициент запаса сопротивления по изгибу;

n_ф - коэффициент запаса по кручению;

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

Определяем коэффициент запаса сопротивления по изгибу по формуле (78):

(78)

где у _-1 - предел усталости материала по изгибу, Па;

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

е_m - масштабный фактор, е_m=0,75;

е_n - фактор шероховатости, е_n=0,95;

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

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

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

Определяем переменную составляющую циклов напряжений по формуле (79):

, МПа,(79)

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

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

Определяем коэффициент запаса прочности по кручению по формуле (80) и (81):

(80)

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

k_ф - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении, К_ф =1,4;

ф_а - переменная составляющая циклов напряжений, Па;

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

ф_m - постоянная составляющая циклов напряжений, Па.

, Па,(81)

Па

9,7>1,5

Условие выполнено.

2.1.9 Расчет муфты

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

Расчетный момент, с которым муфта действует на вал, определяется по формуле (82):

Н?м,(82)

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

Т_1. - вращающий момент на валу, Н·м.

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

Момент: Т = 4000 Н·м;

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

посадочное отверстие: d = 90 мм;

общая длина: L = 350 мм;

наибольший диаметр муфты: D = 320 мм;

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

угловое: не более Д = 0?30ґ.

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

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

Момент: Т = 1000 Н·м;

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

посадочное отверстие: d = 60 мм;

общая длина: L = 170 мм;

наибольший диаметр муфты: D = 220 мм;

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

угловое: не более Д = 1?;

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

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

2.1.10 Подбор и проверка прочности шпоночных соединений

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

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

Выполняем расчет шпоночных соединений проектируемого приводного вала.

Для фиксации барабана на валу в зависимости от диаметра вала (Ш112 мм) подбираем призматическую шпонку со скругленными концами, изготовленную из стали 45.

Шпонка 32Ч18Ч90 ГОСТ 23360-78, где 32 мм - это ширина шпонки (b), 18 мм- высота шпонки (h), 125 мм - длина шпонки ().

Проверяем шпоночное соединение на прочность по величине напряжения смятия на боковой стенке призматической шпонки по условию для вала по формуле (83):

, МПа,(83)

где - напряжение смятия, МПа;

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

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

[у]_см - допустимое напряжение смятия, МПа, [у]_см =100…120 МПа.

- рабочая длина шпонки, определяемая по формуле (84):

мм, (84)

где - длина шпонки, мм;

- ширина шпонки, мм

мм

МПа

39,3 МПа<120 МПа

По ГОСТ 23360-78 [29, с.449] для фиксации муфты в зависимости от диаметра вала (Ш90 мм) подбираем призматическую шпонку 22Ч14Ч140 со скругленными концами, изготовленную из стали 45, где 22 мм - это ширина шпонки (b), 14 мм- высота шпонки (h), 55 мм - длина шпонки ().

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

мм

МПа

75,86 МПа<120 Мпа

2.1.11 Выбор смазочных материалов

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

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

Смазка в механизме выполняет функции:

- уменьшение силы трения между трущимися поверхностями;

- снижать износ трущихся поверхностей;

- защищать металл от коррозионного воздействия окружающей среды;

- уплотнять зазоры между сопряженными деталями;

- снижать шум и вибрацию.

Карта смазки приведена в таблице 3.



Таблица 3 - Карта смазки

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

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

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

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

Предусмотрена система смазывания элементов конвейера.

2.2 Расчёт и проектирование гидропривода передвижения тележки ленточного транспортёра

2.2.1 Расчет и выбор гидравлического двигателя

2.2.1.1 Определение нагрузочных и скоростных параметров гидравлического двигателя

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

Исходными данными для проектирования являются:

- гидравлический двигатель вращательного движения;

- движение приводной шестерни, вращательное;

- максимальная осевая нагрузка 2000 Н (паспортные данные);

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

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

2.2.1.2 Определение геометрических параметров и выбор гидравлического двигателя

В качестве рабочего гидравлического двигателя выбираем гидромотор реверсивный.

Рабочий объём q гидромотора определяется по формуле (85):

Р, см³,(85)

где М_max - крутящий момент гидродвигателя, Н?м;

Р - перепад давления, МПа.

Крутящий момент гидродвигателя определяется по формуле (86):

, Н?м, (86)

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

D_р - диаметр приводной шестерни, D_р = 200мм.

Н?м

Перепад давления определяется по формуле (87):



Р = Р₁ - Р₂, МПа,(87)

Р = 6,3 - 0,5 = 5,8 МПа,

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

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

Характеристики гидромотора:

q - рабочий объём, см³250

Р_ном - давление на входе номинальное, мПа25

Q_ном - номинальный расход, л / мин127

М_ном - крутящий момент, Нм932

n_ном - частота вращения номинальная, мин^-1480

n_мин - частота вращения минимальная, мин^-18

- КПД гидромоторане менее0,9

Эффективная мощность - N_ном = 45,9 кВт.

Число оборотов гидромотора определим по формуле (88):

, об/мин,(88)об/мин

Расход масла в гидромоторе определим по формуле (89):

, м³/мин,(89)



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

м³/мин= 0,00006 л/с

2.2.2 Составление принципиальной схемы гидропривода

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

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

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

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

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

В состав основных узлов привода входят:

Н - насос;

М - электродвигатель;

Ф - фильтр;

МН - манометр;

КП - клапан предохранительный;

КО - клапан обратный;

РР - реверсивный распределитель;

ТО - теплообменник;

ДР - дроссель;

БУ - блок управления;

ГМ - гидравлический мотор;

НЛ - линия напорная;

СЛ - линия сливная;

ГБ - гидравлический бак.

Рисунок 9 - Схема работы гидравлического привода

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

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

Схема работы гидропривода:

Золотник распределителя перемещен в правое положение.

2.2.3 Расчет и выбор насосной установки

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

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

Давление насоса определим по формуле (90):

, МПа,(90)МПа

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

Характеристика насосной установки:

Марка электрического двигателя (исп. 1М3081)4АМ80А4

Номинальная мощность электродвигателя N - кВт2,2

Частота вращения вала, n - об/мин1500

Марка насоса: НПл5/16ТУ2-053-1826-82

Рабочий объём насоса, V_о - см³5

Номинальная подача насоса, Q_н - л / мин5,3

Давление на выходе насоса, Р_н - МПа16

Номинальный объём бака, л63

Масса насосной установки, кгне более 175

Проверяем пластинчатый насос на допустимое давление.

Допустимое давление пластинчатого насоса определим по формуле (91):

, МПа,(91)

где N - номинальная мощность двигателя, кВт;

Q - подача пластинчатого насоса, л/мин;

з - полный КПД пластинчатого насоса.

МПа

2.2.4 Расчет и выбор гидравлической аппаратуры и трубопроводов

2.2.4.1 Выбор гидравлической аппаратуры

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

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

1 - обозначает условный проход, 12мм;

ФГМ - обозначает фильтр гидравлический механический;

16 - обозначает номинальное давление, 16МПа;

5- обозначает номинальную тонкость фильтрации, 5 мкм;

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

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

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

ТУ-053-1748-85 с параметрами:

10 - обозначает диаметр условного прохода, мм;

20 - обозначает исполнение по номинальному давлению настройки;

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

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

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

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

Р_max - обозначает максимальное давление настройки, 25МПа.

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

МПТ - обозначает манометр показывающий технический;

100 - обозначает диаметр корпуса в мм;

М - обозначает материал корпуса металл;

10 - обозначает верхний предел измерений, 10МПа;

4 - обозначает класс точности.

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

16 - обозначает диаметр условного прохода, d_у, мм;

32 - обозначает номинальное давление, Р_ном, МПа;

В - обозначает тип исполнения, встраиваемого исполнения;

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

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

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

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

М - обозначает присоединительные размеры принятые в международной практике;

ДВ - обозначает дроссель встраиваемый;

16 - обозначает условный проход 10 мм;

3 - обозначает номинальное давление 32 МПа;

В - обозначает способ монтажа, встраиваемый;

2 - обозначает с дросселированием потока подводимого с боку;

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

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

4 - обозначает категорию размещения;

Q_ном - обозначает номинальный расход жидкости 63 л/мин;

р_ном - обозначает номинальный перепад давления 0,025 МПа.

Гидравлический распределитель ВМР6 64А УХЛ4 с параметрамии:

В - обозначает гидрораспределитель золотниковый;

МР - обозначает управление ручное;

6 - обозначает диаметр условного прохода, мм;

64 - обозначает исполнение по схеме 64;

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

4 - обозначает категорию размещения;

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

Р_ном - обозначает номинальное давление 32 МПа;

р_ном - обозначает перепад давления 0,3 МПа;

Теплообменник Г44-23 с обратным клапаном КО:

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

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

Р_ном - обозначает номинальное давление, 12,5 МПа;

р_ном - обозначает номинальный перепад давления 0,2 МПа.

2.2.4.2 Расчёт и выбор трубопроводов

Внутренний диаметр трубопровода находится по формул (92):

, мм,(92)

где Q - расход рабочей жидкости через трубопровод;

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

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

В сливном трубопроводе скорость U_с =2м/с.

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

, мм, мм

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

, мм,мм

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

мм

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



, мм, мм

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

, мм,, мм

Для участка 6 (18-19), сливная линия:

, мм, мм

Максимально допускаемая толщина стенки трубопровода определяется по формуле (93):

, мм,(93)

гдеР - максимальное давление рабочей жидкости в трубопроводе МПа;

у_вр - величина предела прочности на растяжение материала трубопровода, ;

К_Б - коэффициент безопасности, принимаем .

Трубопроводы разбиваем на участки и проводим расчёт для каждого участка.

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

мм

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

мм

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

мм

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

мм

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

мм

Для участка 6 (18-19), сливная линия:

мм

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

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

Участок 1 (1-2) труба 14х2.

Участок 2 (3-6)(6-17) труба 10х2.

Участок 3 (6-8-Рр) труба 10х2.

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

Участок 5(Тр-13-16) труба 12х2.

Участок 6 (18-19) труба 10х2.

2.2.5 Разработка конструкции гидравлического блока управления

Гидравлический блок управления включает аппараты:

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

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

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

Принципиальная схема гидравлического блока управления выполнена на рисунке 10.

Рисунок 10 - Принципиальная схема гидроблока управления

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

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

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

Размеры отверстий представлены в таблице 4.

Таблица 4 - Параметры отверстий корпуса гидроблока управления

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

2.2.6 Определение потерь давления

Потери давления в гидравлических аппаратах определяются по формуле (94):