Модернизация подъемного стола для подачи слябов в печь стана 2000 ЛПЦ-2 ПАО "Северсталь"

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ

1.1 Анализ состояния вопроса, цели и задачи работы

1.2 Задачи проекта

2. КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ

2.1 Конструкция и принцип действия подъёмного стола

2.1.1 Разработка конструкции узла торсионного вала

2.2 Разработка гидропривода подъемного стола

2.2.1 Расчет и выбор исполнительного гидродвигателя

2.2.2 Определение нагрузочных скоростных параметров гидродвигателя

2.2.3 Определение геометрических параметров и выбор ГД

2.2.4 Составление принципиальной схемы гидропривода

2.2.5 Расчет и выбор насосной установки

2.2.6 Расчет и выбор гидроаппаратуры и трубопроводов

2.2.7 Выбор гидроаппаратуры

2.2.8 Расчет трубопроводов

2.2.9 Определение потерь давления

2.2.10 Потери давления в гидроаппаратах

2.2.11 Местные потери давления

2.2.12 Проверка насосной установки

2.3 Разработка привода сталкивателя слябов

2.3.1 Описание конструкции, назначения и принципа действия сталкивателя слябов

2.3.2 Разработка и описание кинематической схемы привода

2.3.3 Энергокинематический расчёт привода

2.3.4 Подбор редуктора привода сталкивателя слябов

2.3.5 Расчёт и проектирование реечной передачи

2.3.6 Ориентировочный расчёт и конструирование приводного вала

2.3.7 Предварительный выбор подшипников и корпусов подшипниковых узлов приводного вала

2.3.8 Проверка долговечности подшипников

2.3.9 Уточнённый расчёт приводного вала

2.3.10 Подбор муфт

2.3.11Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений

2.4 Расчет и конструирование торцевой фрезы

2.4.1 Фрезерование

2.4.2 Конструкции фрез

2.4.3 Расчет и конструирование фрезы

2.4.4 Режимы резания при фрезеровании

3. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ.

3.1 Разработка технологии изготовления рейки привода сталкивателя слябов

3.1.1 Описание конструкции и назначения детали

3.1.2 Нормоконтроль чертежа

3.1.3 Анализ технологичности конструкции детали

3.1.4 Выбор метода изготовления и формы заготовки

3.1.5 Припуски на механическую обработку

3.1.6 Выбор плана обработки

3.1.7 Предварительное нормирование времени операций

3.1.8 Выбор типа производства

3.1.9 Выбор оборудования

3.1.10 Выбор режущего инструмента

3.1.11 Выбор приспособления

3.1.12 Выбор средств измерения

3.1.13 Расчет режимов резания

3.1.14 Расчет технической нормы времени

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ



ВВЕДЕНИЕ

Чёрная металлургия - основа могущества любого государства. Без неё не может обойтись ни одна отрасль народного хозяйства. Она являющаяся состав ной частью экономики России, переживает те же проблемы, что и экономика страны в целом. Бурное развитие металлургической отрасли началось во второй половине20 - го века. На металлургических предприятиях внедрялись новые высоко - производительные агрегаты. Производительность металла и металлопродукции достигла рекордных показателей. В России действуют около 700 предприятий черной металлургии, и у каждого предприятия есть своя, удачно или неудачно сложившаяся история. Одному с первых лет выпадает всеобщее признание и поддержка, другого преследуют неудачи как при строительстве, так и после него.

Решение о строительстве металлургического завода в Вологодской области было принято еще в начале 40-х годов, но из-за Великой Отечественной войны строительство так и не начали и только в 50-х годах началось строительство завода в Череповце. Открытие Череповецкого металлургического завода состоялось 24 августа 1955 года, когда был получен первый череповецкий чугун. Уже в 1958 году была получена первая мартеновская сталь, а с вводом в 1959 году крупнейшего в Европе листопрокатного стана, Череповецкий завод стал предприятием с полным металлургическим циклом. К середине 60-х годов доменщики добились наилучших показателей использования объема печей, сталеплавильщики - самых высоких показателей по съему стали с одного квадратного метра пода печи, прокатчики - самой высокой производительности блюминга. В результате Череповецкий металлургический завод перестал приносить убытки и вошел в ряды лидеров отечественной металлургии. Расширение и дальнейшее развитие предприятия продолжилось в 70-80 годы. Вошли в строй действующих широкополосный стан«2000», конвертерный цех и доменная печь № 5. 23 июня 1983 года указом Министерства черной металлургии СССР было принято решение о реорганизации Череповецкого металлургического завода в Череповецкий металлургический комбинат. 24 сентября 1993 года в соответствии с указом президента РФ государственное предприятие -Череповецкий металлургический комбинат сразу же было зарегистрировано в мэрии города Череповца как открытое акционерное общество «СеверСталь».

С первых лет создания акционерного общества, развитие компании определяют шесть стратегических программ, в реализацию которых вовлечены все работники предприятия. Работа по программам развитие персонала, сбытовой и коммерческой, организационно - экономической и организационно -технической, стратегическому бизнес-плану - позволила ОАО «СеверСталь» изменить подходы к основным направлениям своей деятельности, нацелив свое движение к повышению эффективности производства, мобилизации всех внутренних ресурсов для вхождения в группу лучших мировых сталелитейных компаний.

Главной составляющей движения компании к намеченной цели является персонал ОАО «СеверСталь», развитие профессионализма и инициативы всех работников. Вводя новые стандарты производственной культуры, компания придерживается концепции Всеобщего качества управления, реализуя ее во всех сферах деятельности предприятия.

Работа предприятия и успех во многом зависят от оборудования, участвующего в производственном процессе. Характерным для металлургического оборудования является его индивидуальность, а нередко и уникальность большинства его видов, высокая интенсивность работы в тяжелых условиях. Важной задачей является создание надежных и долговечных металлургических машин и агрегатов, повышающих продолжительность межремонтных периодов. Надежность металлургических машин определяется совершенством их конструкций, технологией изготовления и во многом зависит от условий эксплуатации. Задача создания высокоэффективных машин решается на трех стадиях: при проектировании, при изготовлении и при эксплуатации.

Предприятие может быть экономически эффективным и «выжить» в условиях рынка, только выпуская качественную продукцию. Это предполагает ужесточение требований к гарантированному соблюдению стандартов качества металлопродукции. Требования этих стандартов формируют новые отношения между потребителем и изготовителем металлопродукции на протяжении всего технологического цикла. Продукция требуемого качества может производиться только на исправном оборудовании. На данный момент износ основных фондов на предприятиях черной металлургии составляет до 70 %. Полная замена изношенных фондов не под силу ни одному предприятию. Замена старого оборудования на новое происходит крайне редко, только в случае предельного износа. Основным средством поддержания качества и конкурентоспособности выпускаемой продукции является регулярное проведение ремонтных работ, реконструкция и модернизация оборудования металлургических цехов. Реконструкция является наиболее дешевым и быстро окупающимся методом поддержания работоспособности оборудования и выпуска качественной и конкурентоспособной продукции. В прокатных цехах производительность и качество выпускаемой продукции в основном зависит от состояния главной рабочей линии - прокатных клетей и их приводов.

Предложенная тема дипломного проекта - реконструкция подъёмного стола печного участка стана 2000, который входит в состав агрегата поштучной загрузки слябов. Данный механизм установлен на стане с 1976 года.

Агрегат для поштучной загрузки слябов на рольганг, обеспечивает подачу слябов для нагревательных печей.

В состав агрегата поштучной загрузки слябов входят: подъемный стол, сталкиватель слябов со стола, рольганг загрузки.

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

В настоящее время очень актуальным становится увеличение выпуска продукции и уменьшения ее себестоимости.



1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ПРОЕКТИРОВАНИЯ

1.1 Анализ состояния вопроса, цели и задачи работы

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

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

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

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

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

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

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

1.2 Задачи проекта

В проекте реконструкции подъемного стола необходимо отразить следующие задачи :

- разработка гидросистемы подъемного стола с расчетом и выбором гидроаппаратуры;

- расчет привода сталкивателя слябов;

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

- разработка системы автоматизации работы подъемного стола;

В проекте также необходимо затронуть вопросы экономической целесообразности проведения реконструкции, рассчитать экономический эффект от ее проведения.



2. КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ

2.1 Конструкция и принцип действия подъёмного стола

Стол подъемный необходим для приема уложенных друг на друга слябов с передаточной телеги и следующей подачи по одному слябу на загрузочный рольганг с помощью сталкивателя слябов.

На линию погрузки слябов в печи №1-4 устанавливают четыре подъемных стола: по два со стороны печи №1 и со стороны печи №4.

Стол сконструирован из подвижной рамы 1, рисунок 2.1 на которую укладывают ряд из слябов 3.

Рисунок 2.1 - Кинематическая схема подъемного стола



Опора находится на двух вертикально стоящих гидроцилиндра 5. Между опорой и торцами плунжеров гидравлических цилиндров находятся сфероподобные опоры. К верхней части рамы присоединены постоянно с равномерным распределением по длине рамы (через 1000 мм) десять стоек 2, между которыми могут проходить консольные балки передаточной тележки (на рисунке не показана) при подъеме стола в момент приема с нее слябов.

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

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

Стол оборудован двумя гидроприводами от плунжерных гидроцилиндров. Гидроцилиндры оснащены автоматическим подводом рабочей жидкости в полости. Для синхронизации работы гидроцилиндров и предотвращения искривления при подъеме стол оснащен торсионным валом с зубчатыми рейками. Рейки согласно конструкции расположены в стойках.

От гидроцилиндров стол перенимает поступательное движение вверх, двигаясь по направляющим, установленных согласно конструкции в левую и правую стойки. Движение стола вниз производится под своим весом.

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

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

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

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

Описание работы подъемного стола

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

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

2.1.1 Разработка конструкции узла торсионного вала

Краткое описание и характеристика торсионного вала

Слябы металла имеют большую массу до 36тн. При контакте сталкивателя с металлическим слябом, на штанги возникает высокая нагрузка. В случае укладки слябов на стол не пропорционально, сталкиватель упирается в сляб не всейповерхностью. В таком положении нагрузка возникает на сталкиватель только с одной стороны и, поэтому, только на одну штангу. Под воздействием таких нагрузок не исключена возможность перекоса штанги, это может привести к выходу из стороя оборудования и выводу его из работы. Для исключения не ровной установки штанг сталкивателя устанавливается торсионный вал. Торсионный вал объединяет между собой обе штанги сталкивателя. Располагается в основании штанг. Поэтому вал синхронизирует совместное перемещение штанг. Не давая перекоса сталкивателя. Вал имеет большую раздницу в соотношении длины и диаметра. При выборе материалов для валов и осей, а так же и их термообработку оказывают влияние функции работоспособности, особенности конструкции, технологический процесс изготовления, условия работы. В некоторых случаях определяющим при выборе материалов и термообработки является работоспособность шлицев.

Основными материалами для изготовления валов и осей являются углеродистые и легированные стали. Использование легированной стали для валов обусловлено необходимостью высоких механических характеристик для сокращения габаритов и повышения надежности в ответственных случаях. Поперечные сечения валов, полученные по критерию жесткости, обеспечивают достаточную прочность даже в том случае, когда эти валы изготовлены из углеродистых конструкционных сталей. Для изготовления торсионного вала сталкивателя используют сталь 40 ХН. Вал работает под большими нагрузками, поэтому необходима большая твердость, которую получают закалкой токами высокой частоты. Торсионный вал имеет прочность 54-58 HRC [11].

Расчет вала на прочность от эквивалентного момента

Опорные реакции [5]:

RA = RB = F / 2 = 75,3 / 2 = 37,65 KH.

Максимальный изгибающий момент:

MMAX = RA • 6,64 = 125 KH•м.

Эпюра крутящего момента:

MKР = 100 • 10і H•M = 100 KH•м

Эквивалентный момент формула (2.1):

МЭКВ = v0,75МКРІ + МИЗГІ , Н•м. (2.1)

МЭКВ = v0,75 • (100 • 10і)І + (125 · 10і)І = 150·10і H•м.

Диаметр вала от эквивалентного момента:

d = іvМЭКВ ? 10і / 0,1 ? [у] =і?150?10і?10і / 0,1?160 = 215 мм < 220 мм,

где б = d / D = 110 / 220 = 0,5 (вал полый).

Условие прочности выполнено.

Расчет подшипников производим по требуемой динамической грузоподъёмности[7] формула (2.2):

СТР = Q • ?v(60 • n • Lh / 10) ? C? = 1000 KH, (2.2)

где m = 3- шариковые подшипники (3003156 ГОСТ 5721-75);

L h= 10час - долговечность работы торсионного вала.

h = 30 ? щ / р = 30 ? ? / р ? r = 30 ? 0,47 / 3,14 • 0,11 = 32 об/мин.

где ? = 0,47м/с - скорость подъёма;

r = D / 2 = 0,28 / 2 = 0,14м = 140 мм (D - диаметр вала).

Q=V • RA • KБ • КТ, кН

где V = 1 - вращается внутреннее кольцо подшипника;

A = 37650 Н.

Q = 37650 • 1,1= 41415 Н = 41,415 KH.

Откуда:

СТР = 41,415 • іv60 · 32 · 10 / 10 = 514,7 KH < 1000 KH.

Условие динамической грузоподъёмности выполнено, подшипник 3003156 ГОСТ 5721-75 пригоден.

Подбор и проверка шпонки

Рассчитываем шпонку крепления вала к муфте по 220. Крутящий момент, который действует на муфту с вала равен МКР = 100 KH • м.

Для соединения вала и муфты по 220 выбираем призматическую шпонку 50Ч28Ч250 ГОСТ 23360-75.

1)проверка на смятие формула (2.3):



усм = 2 • МКР • 10і / ? · K • E (d+k) ? [у]СП = 150 МПа, (2.3)

где ? = 1 - количество шпонок, К = 20 мм.

усм = 2 • 100000 • 10і / 1 · 20 · 250 (220 + 20) = 167 МПа > 150 МПа.

Условие прочности не выполнено, необходимо установить 2 шпонки

(? = 1) тогда:

усм? = 167 / 2 = 83,5 МПа.

Условие прочности выполнено.

2) проверка на срез:

фср = 2Мкр • 10і / z · в • е • d = 2 · 100000 · 10і / 2 · 50 · 250 · 220 = 36,4 МПа.

36,4 мПа < [у]ср = 100 МПа.

Условие прочности выполнено.

Проверочный расчет стяжных болтов , соединяющих крышку и корпус подшипника

Болты стяжные М48 ГОСТ 5915-70 - 4шт..

Материал крышки и корпуса - стальное литьё.

Материал болтов - сталь 3 (болты нормальной точности)

Толщина фланца крышки - h1 = 60 мм.

Толщина прокладки - h2 = 4 мм (алюминий).

На болтовое соединение действует внешняя сила, формула (2.4) равная опорной реакции :

FВ = RА = 37650 H (2.4)

Внешняя сила, приходящая на 1 болт:

F = FВ / 4 = 37650 / 4 = 9412,5 H.

Определяем осевую растягивающую силу, действующую на болт после предварительной затяжки и приложенной силы Fформула (2.5):

FA = [k (1-x) + x] • F, (2.5)

где к = 3 - коэффициент затяжки болта;

x = 0,5 - коэффициент внешней нагрузки.

FA = [3(1 - 0,5) + 0,5] • 9412,5 = 18825 H.

По ГОСТ 380-71 для Ст.3 предел прочности ут = 220 МПа.

Допускаемый коэффициент запаса прочности для болтов [S] = 2.

Определяем допускаемое напряжение на растяжение:

[ур] = 220 / 2 = 110 МПа.

Внутренний диаметр резьбы болта формула(2.6) :

d1 = 1,3 • vFA / [ур], мм (2.6)

d1 = 1,3 • v18825 / 110 • 10 = 0,017 м = 17 мм.

По ГОСТ 9150-88 для болтов принимаем резьбу М20 (с крупным шагом)

(d1 = 17,294 мм > 17 мм).

Имеем М20 < М48, т.е. условие выбора стяжных болтов оправдано и условия прочности выполняются.

2.2 Разработка гидропривода подъёмного стола

2.2.1 Расчет и выбор исполнительного гидродвигателя

2.2.2 Определение нагрузочных и скоростных параметров гидродвигателя

Решение этой задачи производится на основании нагрузочных и скоростных параметров привода, приведённых в задании, и кинематической схемы передаточного механизма между выходным звеном гидродвигателя и рабочим органом установки.

По заданию даны:

- гидродвигатель поступательного движения - гидроцилиндр плунжерный (2 гидроцилиндра);

- движение рабочего органа поступательное;

- максимальное осевое усилие Rmax = 3374 кН;

- наибольшая линейная скорость Vmax= 0,03 м/с.

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

На основании параметров привода определяются максимальная скорость и максимальное осевое усилие:

V д max = Vmax = 0,03 м/с;

R д max = Rmax = 3374 кН.

2.2.3 Определение геометрических параметров и выбор ГД

Основными параметрами плунжерного гидроцилиндра являются диаметры поршня и рабочее давление.

Диаметр поршня плунжерного гидроцилиндра по формуле (2.7).

(2.7)

где р1 - давление соответственно в напорной полости гидроцилиндра.

р1 = 2/3· pн

Предварительно выбираем насос, у которого pн=32 МПа

р1 = 2/3·32 = 21,33 МПа;

Принимаем: р2 = 0,9 МПа.

Отсюда диаметр плунжера при усилии на один ГЦ R д max / 2= 3374 / 2 = 1678 кН:

м

По полученному значению d выбирается стандартный гидроцилиндр, у которого диаметр поршня dст> dпл

dст = 250 мм.

Основные параметры гидроцилиндра по ГОСТ 6540-68:

- диаметр плунжера Dст=250 мм

- ход плунжера s=1000 мм;

- рном =32 МПа.

2.2.4 Составление принципиальной схемы гидропривода

Принципиальная схема ГП выполняется в соответствии с ГОСТ на правила выполнения гидравлических схем и условные графические изображения их элементов . Комплексы гидроаппаратов, входящих в состав насосных установок, гидроблоков управления, гидропанелей и других узлов, выделяются на схеме штрихпунктирными линиями.

Способы управления распределителями и соответственно их обозначения определяются при выборе гидроаппаратов и после этого указываются на принципиальной схеме.

Источником давления в гидросистеме является насос Н с регулировкой объема подачи. В напорной линии установлен обратный клапана КО1 для предотвращения слива жидкости в бак ГБ при выключенных насосах. Предохранительный клапан КП1 служит для предохранения системы от перегрузки. Для регулирования потока жидкости используется гидрораспределитель, схема распределения потока - 44. Для предотвращения самопроизвольного опускания стола в гидросистеме установлен гидрозамок ГЗ (клапан обратный управляемый). Регулирование скорости опускания стола производится дросселем ДР1, установленным на сливе. Фильтрация рабочей жидкости осуществляется фильтром Ф1, установленным в сливной линии.

Для управления срабатыванием гидрозамка на слив служит управляющая линия. Питание линии осуществляется от вспомогательного насоса насосной установки Н. Для предотвращение обратного хода рабочей жидкости к насосу служит обратный клапан КО2. Предохранительный клапан КП2 служит для предохранения управляющий линии от перегрузки. Регулирование направления потока осуществляется гидросраспределителм РР2, схема распределения потока. Гидравлическая схема установки показана на рисунке 2.2.



Рисунок 2.2 - Гидравлическая схема привода

Подъем стола:

Включается электромагнит ЭМ1 распределителя РР1, ЭМ3 распределителя РР2 выключен. Управляющая линия разгружена и соединена с баком. Через гидрозамок ГЗ рабочая жидкость свободно поступает в гидроцлиндры.

Потоки жидкости основной напорной линии движутся следующим образом рисунок 2.3.

Рисунок 2.3 - Схема потоков жидкости при подъеме стола

Стоп - отключается электромагнит ЭМ1. Гидрозамок ГЗ под напором жидкости из гидроцилиндров закрывается и предотвращается самопроизвольное опускание стола.

Опускание стола:

Включается электромагнит ЭМ2 распределителя РР1 и ЭМ3 распределителя РР2. Гидрозамок ГЗ под действием давления рабочей жидкости из управляющей линии открывается. Рабочая жидкость из гидроцилиндров самопроизвольно спускается в бак под тяжестью стола.

Потоки жидкости движутся следующим образом рисунок 2.4.

Рисунок 2.4 - Схема потоков жидкости при опускании стола

Стоп - отключаются электромагниты ЭМ1 и ЭМ3. Управляющая линия разгружена и соединена с баком. Насосы разгружаются в БАК через предохранительные клапана.

2.2.5 Расчет и выбор насосной установки

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

Для плунжерного гидроцилиндра расход от насоса идет только при быстром подводе БП расчет производится по формуле(2.8):

, м3/с, (2.8)

где F1ст - эффективная площадь гидроцилиндра формула (2.9);

VДmax = 0,03 м/c.

м2. (2.9)

м2.

Расход, необходимый для одного гидроцилиндра:

м3 (88,2 л/мин)

Расход, необходимый для двух гидроцилиндров.

м3 (176,4 л/мин)

Номинальная подача насоса должна превышать QБП:

Qн >QБП

Величина требуемого давления на выходе из насоса формула (2.10) :

рн=р1 + Дрн , (2.10)

где Дрн - суммарные потери давления в линии, соединяющей насос с гидроцилиндром при обратном ходе.

Потери давления могут быть определены только после разработки гидропривода, поэтому предварительно выбор насосной установки производится, приняв:

МПа

На основании полученных значений из выбираем модель насосной установки и насоса. Техническая характеристика насоса:

1. Номинальный рабочий объем насоса, см3:

аксиально-поршневого - 244;

шестеренного - 28.

2. Подача насоса, л/мин:

аксиально-поршневого - 20…200;

шестеренного - 22.

3. Давление на выходе из насоса, МПа:

аксиально-поршневого:

номинальное - 32;

максимальное - 40.

шестеренного:

номинальное - 2,5;

максимальное - 3,0.

Для насоса выбираем насосную установку:

ТУ2-053-1535-80

где 3 - исполнение по высоте гидрошкафа, Н = 1850 мм;

Н - исполнение по расположению и количеству агрегатов: два агрегата (перед щитом и за щитом);

Л - расположение насосного агрегата левое;

УХЛ - климатическое исполнение;

5 - исполнение по вместимости бака 250 л;

НАМ 74М - 224/32М/4А132М6 - в числителе - тип комплектующего насоса; в знаменателе - электродвигатель;

9Г49 - 33 - номер насосного агрегата.

2.2.6 Расчет и выбор гидроаппаратуры и трубопроводов

2.2.7 Выбор гидроаппаратуры

Параметрами для выбора гидроаппаратуры является величина расхода жидкости и рабочего давления в той линии, где установлен аппарат. Номинальные значения расхода и давления - ближайшие большие к расчетным значениям. Выбранные аппараты должны соответствовать заданному способу монтажа. При выборе направляющей аппаратуры предпочтение отдаём распределителям типа В, отличающимся меньшими габаритами и металлоёмкостью.

2.2.8 Расчет трубопроводов

Для нахождения диаметров трубопроводов зададимся скоростью движения жидкости согласно рекомендуемым в зависимости от давления в гидросистеме p = 32 МПа:

- для напорной и напорно-сливной линии uрек = 5 м/с;

- для сливной линии uрек = 2 м/с.

В качестве трубопроводов применяем стальные трубы ГОСТ 8734-75.

Внутренний диаметр участка трубы определяем по формуле (2.11).

, м, (2.11)

где Q - максимальный расход рабочей жидкости через трубу, м3/с;

uрек - рекомендуемая скорость течения рабочей жидкости, м/с.

Толщину стенки участка трубы определяем по формуле (2.12).

, мм (2.12)

где P - максимальное давление рабочей жидкости в трубе, МПа;

[у] - допускаемое напряжение на растяжение, для стали увр = 340 МПа;

kб - коэффициент запаса, kб = 2…8.

Напорный трубопровод 1-2:

м3/с = 200 л/мин, uрек = 5 м/с

м (29 мм)

Выбираем трубу 45х8 ГОСТ 8734-75.

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

Напорно-сливной трубопровод 3-4:

м3/с = 176,4 л/мин, uрек = 2 м/с

м (43 мм)

Выбираем трубу 63х10 ГОСТ 8734-75.

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

Напорно-сливные трубопроводы 4-5, 4-6:

м3/с = 88,2 л/мин, uрек = 2 м/с

м (30,6 мм)

Выбираем трубу 48х8 ГОСТ 8734-75.

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

Сливные трубопроводы 7-8, 9-10:

м3/с = 176,4 л/мин, uрек = 2 м/с

м (43 мм)

Выбираем трубу 51х4 ГОСТ 8734-75.

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

Сливной трубопровод 11-12:

м3/с = 200 л/мин, uрек = 2 м/с

м (46 мм)

Выбираем трубу 54х4 ГОСТ 8734-75.

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

Проверяем условие :

мм - условие выполнено.

Для соединения трубопроводов используем фланцевые соединения

2.2.9 Определение потерь давления

2.2.10 Потери давления в гидроаппаратах

При определении перепадов давлений исходят из расходов, на которые рассчитана гидроаппаратура. Действительные перепады давлений отличаются от справочных взятых предварительно для расчета. Поэтому необходимо уточнить их значения.

Потери давления в аппаратах определяются по формуле(2.13).

, МПа, (2.13)

где Дp0 - перепад давления открывания или настройки аппарата, МПа;

A и B - коэффициенты аппроксимации экспериментальной

Qmax - максимальный расход рабочей жидкости через гидроаппарат.

Коэффициенты аппроксимации экспериментальной зависимости потерь давления найдем по формулам (2.14).

, МПа · с/м3 , МПа · с2 / м6 (2.14)

где Дp0 - перепад давления открывания или настройки аппарата, МПа;

Дpном - потери давления при номинальном расходе, МПа;

Qном - номинальный расход гидроаппарата, МПа.

Номинальный расход, перепад давления открывания или настройки аппарата и потери давления при номинальном расходе указываются в характеристиках на гидроаппарат.

Согласно схемы быстрого подвода наибольшее влияние на потери давления оказывают: клапан обратный КО1, гидрораспределитель РР1 и гидрозамок ГЗ.

Приведем расчет потерь давления для гидрораспределителя РР1:

- л/мин (0,003 м3/с);

- МПа;

- МПа.

Коэффициенты аппроксимации:

МПа · с/м3

МПа · с2 / м6

Быстрый подвод (БП):

Максимальный расход м3/с.

МПа

Рассчитанные значения перепадов давлений для остальных гидроаппаратов представлены в таблице 2.1.

Таблица 2.1 - Расчетные значения полных перепадов давления в гидроаппаратах

Наименование гидроаппарата	Дp0, МПа	A, МПа · с/м3	B, МПа · с2 / м6	Линия	Qmax, м3/с	ДpГА, МПа
Быстрый подвод
Клапан обратный КО1	0,1	22,5	6750,0	Напор	0,00294	0,224
Распределитель РР1	0	50,0	16666,7		0,00294	0,291
Гидрозамок ГЗ	0	60,0	18000,0		0,00294	0,332
				ИТОГО		0,848

Для нахождения потерь давления по длине трубопроводов вычислим числа Рейнольдса по формуле (2.15).

, (2.15)

где u - фактическая скорость течения жидкости в трубопроводе, м/с;

- кинематический коэффициент вязкости жидкости, м2/с.

Потери давления на вязкое трение определяются по формуле (2.16)

, МПа, (2.16)

где - плотность рабочей жидкости, кг/м3;

Qmax - максимальный расход жидкости в линии, м3/с;

i - коэффициент гидравлического трения на - том участке;

Li - длина i - го участка трубопровода, м;

dст - внутренний диаметр i - го участка трубопровода, м;

fcn - площадь внутреннего сечения i - го участка, м.

Для гладких цилиндрических трубопроводов определяется:

при ламинарном режиме i = ;

при турбулентном режиме i = ,

Расчет потерь давления приведем для напорного трубопровода на участке 0-1 при максимальных значениях расхода жидкости. На данном участке используется труба 45х8 ГОСТ 87342-75.

- длинна трубопровода м;

- внутренний диаметр трубопровода м;

- максимальный расход жидкости м3/с.

Рабочая жидкость И-50А ГОСТ 20799-75:

- плотность рабочей жидкости кг/м3;

- кинематический коэффициент вязкости м2/с.

Площадь внутреннего сечения трубопровода по формуле (2.17)

, м2. (2.17)

м2.

Фактическая скорость жидкости в трубопроводе по формуле (2.18).

, м/с, (2.18)

м/с

Число Рейнольдса: - поток турбулентный.

Коэффициент гидравлического трения:

Па (0,0053 МПа)

Рассчитанные значения потерь на остальных участках трубопроводов представлены в таблице 2.2.

Таблица 2.2 - Потери давления по длине труб

Линия	Qmax, м3/с	Участок	dcт, м	fcт, м2	U м/с	Rei	лi	L м	Дрl МПа
Быстрый подвод
Напор	0,00333	1-2	0,0290	0,000661	5,00	2 658,2	0,0441	0,30	0,0053
	0,00294	3-4	0,0430	0,001452	2,02	1 582,8	0,0404	1,90	0,0033
	0,00147	4-5	0,0320	0,000804	3,66	2 126,9	0,0301	4,60	0,0263
ИТОГО	0,0349

2.2.11 Местные потри давления

Местные потери складываются из потерь в различных местных сопротивлениях (углы, тройники, изменение диаметра и т.д.) и определяются по формуле (2.19)

, МПа, (2.19)

где жj - коэффициент j-го местного сопротивления;

nн - число местных сопротивлений;

fМj - площадь внутреннего сечения трубопровода перед j - тем сопротивлением.

Полный расчет местных потерь произведем для местного сопротивления типа «тройник» на участке 1-2:

- местное сопротивление - резкое сужение (вход в плиту)

- количество местных сопротивлений n = 1;

- диаметр трубопровода Ф29/Ф20 мм;

- коэффициент местного сопротивления d0/d = 20/29 = 0,69 => => ж= 0,33;

Па (0,0169 МПа)

Остальные рассчитанные местные потери приведены в таблице 2.3.

Таблица 2.3 - Местные потери давления для этапа быстрого подвода

Линия	Участок	Qmax, м3/с	fстi, м2	Вид местного сопротивления	Параметр мест. сопротив.	Кол-во мест. сопрот.	о	Дрмi МПа
Напорная	1-2	0,003330	0,000314	Резкое сужение Ф29/Ф20 (Вход в плиту)	d0/d=0,69	1	0,33	0,0169
	2-3	0,003330	0,000314	Тройник Ф20		1	0,3	0,0153
	2-3	0,002940	0,000314	Колено Ф20	90 град.	3	1,2	0,1435
	3-4	0,002940	0,000314	Резкое расширение Ф20/Ф43 (Выход из плиты)	d0/d=0,47	1	1,5	0,0598
	3-4	0,002940	0,001452	Тройник Ф43		1	1,5	0,0028
	4-5	0,001470	0,000804	Колено Ф32	90 град.	1	1,5	0,0091
	4-5	0,001470	0,000804	Вход вемкость Ф32		1	2	0,0122
ИТОГО	0,2595

2.2.12 Проверка насосной установки

Результаты расчета местных потерь давления сводим в таблицу 2.4.

Таблица2.4 - Суммарные потери давления

Этап цикла	Линия	Дрга МПа	Дрl МПа	Дрм МПа	Др? МПа
БП	Напорная	0,848	0,0349	0,2592	1,142

По полученным данным уточняем расчет насосной установки по давлению расчет производим по формуле(2.20).

Рнтреб = Р1 + Р? = 21,33 + 1,142 = 21,472 Мпа (2.20)

Так как требуемое давление насоса Рнтреб= 21,472 МПа не превышает номинального Рн=32 МПа, создаваемого насосом, то выбранная насосная установка соответствуют требуемым параметрам.

2.3 Разработка привода сталкивателя слябов

2.3.1 Описание конструкции, назначения и принцип действия сталкивателя слябов

Сталкиватель слябов предназначен для сталкивания слябов с подъемного стола на рольганг загрузки нагревательных печей стана 2000.

Привод сталкивателя слябов состоит из следующих основных узлов:

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

- двухступенчатого цилиндрического редуктора.

- реечной передачи.

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

Для предотвращения выхода из зацепления рейки с валом - шестерней предусмотрены конечные выключатели. Торможение штанг осуществляется с помощью электромагнитного тормоза. Вал-шестерня реечной передачи смонтирован на подшипниках качения(рисунок 2.5).

Рисунок 2.5- Принципиальная схема сталкивателя



2.3.2 Разработка и описание кинематической схемы привода рисунок 2.6

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2.6 - Кинематическая схема привода

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

2.3.3 Энергокинематический расчёт привода

Исходные данные

Наибольшее усилие сталкивания, кН	120
Вес сляба, т	36
Размеры слябов : толщина , мм	150 - 250
ширина , мм	900 -1850
длина, мм	4500 - 10500
Скорость рабочего хода , м / сек	0,407
Скорость холостого хода , м /сек	0,814
Рабочий ход сталкивателя , мм	3400
Выходная мощность, кВт	50
Число оборотов вал-шестерни, об/мин	24,8

Для подбора электродвигателя выполним энергокинематический расчет привода.

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

Источниками потерь в данной схеме являются:

зубчатые муфты	2 шт;
подшипники (качения)	4 пары;
Цилиндрическая зубчатая передача	3 шт;

По справочным таблицам находим значения КПД указанных потерь:

КПД общую находим по формуле (2.21)

зз м = 0,99

зп к = 0,99

зз п = 0,96

зобщ = з2з м •з4п к •з3з п (2.21)

зобщ = 0,992• 0,994•0,963 = 0,83

Выбор электродвигателя

Мощность на выходном валу:



При выборе электродвигателя должно соблюдаться условие

NЭЛ ?Np

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

Техническая характеристика двигателя:

Двигатель переменного тока ДП - 72.

Nдв = 67 кВт , nдв= 1120 об / мин;

Определение крутящих моментов на валах.

Передаточное отношение двухступенчатого редуктора:

u ред. = 1120 / 24,8 = 25

Определяем значения частот вращения и моментов на валах:

Определим максимальный крутящий момент на вал - шестерне:

Вал электродвигателя n 1(эл max) = 1120 об/мин

Быстроходный вал редуктора n 2 = n 1 = 1120 об/мин

Тихоходный вал редуктора n 3 = n 2 / u ред = 1120 / 25 = 39,7 об/мин

Вал - шестерня n 4 = n 3 = 39,7 об/мин

1 = n1 / 30 = 3,14 • 1120 / 30 = 117,2 с-1

2 = n2 / 30 = 3,14 • 1120 / 30 = 117,2 с-1

3 = n3 / 30 = 3,14 • 39,7 / 30 = 4,15 с-1

4 = 4,15 с-1

Определим крутящие моменты на валах по формуле(2.22).



, (2.22)

где Ni - мощность приводимая к i - му валу по формуле(2.23)

I - угловая скорость i - го вала.

Ni = Ni-1 •i-1, (2.23)

Подставив значения в формулу мощности получим:

N1 = 67 кВт;

N2 = N1 • м,· п.кач. = 67 • 0,992 = 65,66 кВт

N3 = N2 • ред,· п.кач. = 66,33 • 0,992 • 0,99 = 59,91 кВт

N4 = N3 • м, • п.кач. = 59,91 • 0,96 · 0,99 = 58,13 кВт

Крутящие моменты:

T1 = N1 / 1 = 67000 / 117,2 = 571,7 Нм

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

T3 = N3 / 3 = 59910 / 4,15 = 14291,5 Нм

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

2.3.4 Подбор редуктора привода сталкивателя слябов

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

Марку редуктора подбираем с учетом условия: Ттих.треб.<= Тред.станд.

Передаточное отношение редуктора равно 25, соответственно при передаточных числах от 8 до 30 выбираем двухступенчатый редуктор. Момент на тихоходном валу равен 14291,5 Нм, согласно этого значения, с учетом выше названного условия, подбираем по справочным материалам редуктор.

Редуктор марки ЦД2_1160 (цилиндрический двухступенчатый) с максимальным крутящим моментом Мб =4250 кг м. = 42500 нм

Число оборотов быстроходного вала - nб=1500 об / мин.

Передаточное число редуктора _uред = 25

Межосевое расстояние А 1, 2 = 450мм, 710мм

На быстроходной и тихоходной ступенях зубчатые колеса выполнены косозубыми. Техническая характеристика представлена в таблице 2.5.

Таблица 2.5 - Техническая характеристика редуктора

Межосевое расстояние, мм	ma	Число зубьев	i
		шестерни	колеса
450	7	19	106	5,58
710	12	19	96	5,05

2.3.5 Расчёт и проектирование реечной передачи

Подбор материала реечной передачи

Назначаем материал вала-шестерни и рейки. В нашем случае для вала-шестерни и рейки выбираем широко распространенную в машиностроении сталь 40ХН (поковка). Термообработка: улучшение с твердостью НВ2 < 350 НВ 235…262; ед., ув = 800 Н/мм2, ут = 630 Н/мм2 .

Геометрический расчет реечной передачи

Допускаемые напряжения реечной передачи.

Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость определяют по зависимости формула(2.24).

, (2.24)



где - предел контактной выносливости зубьев.

НВср =

= 2·HB + 70 = 2·248 + 70 = 567 мПа

KHL - коэффициент долговечности.

Для улучшенных колес KHL= 1,6

[SH] - коэффициент безопасности. [SH] = 1,1

[уH] = 567·1.6 / 1.1 = 824 мПа

Определяем значение делительного диаметра по формуле(2.25).

d1 = , (2.25)

где Кн - коэффициент нагрузки определяем по формуле (2.26).

Шd - коэффициент ширины Шd = 0,4

Кн = Кнб· Кнв· Кнн, (2.26)

где Кнб - коэффициент распределения нагрузки

Для прямозубых передач Кнб = 1

Кнв - коэффициент концентрации

Кнв = Кнв0· (1-х) +х = 1,23·(1-0,7) +0,7 = 1,07

Кнн = 1 , т.к. н < 1 м/с

Кн = 1·1,07·1 = 1,07



d1 = = 391 мм

Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость определяют по зависимости: /[SF]

уF·limb - предел выносливости

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

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

[уF] = 447,3 / 1,75 = 255 мПа

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

[уF] = 255·0,75 = 191 мПа

Определяем предварительное значение модуля по формуле(2.27).

m1 = , (2.27)

где KF - коэффициент нагрузки по изгибу по формуле(2.28).

KF = KFв · KFн, (2.28)

где KFв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

KFн - коэффициент , учитывающий динамическое действие нагрузки;

KFв = 1,05 ; KFн = 1.

M1 = = 27.4 мм

примем m = 28 мм

Определение числа зубьев вал - шестерни:



Z1 = d1 / m = 391 / 28 = 13.9

Округляем количество зубьев до z = 14

Уточняем значение делительного диаметра по формуле(2.29).

d = m · z1,мм, (2.29)

d = 28 · 14 = 392 мм

Диаметр вершин зубьев по формуле(2.30).

dб1 = d + 2( hб + x1 )m, (2.30)

где hб - коэффициент высоты головки;

х1 - коэффициент смещения;

х1 =0,52; hб =1.

dб1 = 392 + 2(1+0,52)28 = 473мм

диаметр впадин по формуле(2.31).

df1 = d - 2( hб+ c- x1)m, (2.31)

где c- коэффициент радиального зазора;

c=0,25.

df1 = 392 - 2(1+0,25-0,52)m = 351 мм

Толщина зуба на поверхности делительного цилиндра в торцовом сечении

st = ( 0.5р + 2x1tgб)m / cos в = (0.5·3.14 + 2·0.52·tg20)28 / cos 0 = 54 мм

Расчет рейки

Нормальный шаг

Рn = р · m = 3.14 · 28 = 87.92 мм

Число зубьев по формуле(2.32).

Z2 = L / Рn + 0.5, (2.32)

где L - рабочий ход сталкивателя , мм

Z2 = 3400 / 87.92 + 0.5 = 40

Высота зуба

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

Высота головки зуба

hб = hб • m = 1 · 28 = 28 мм

Толщина зуба

Sу = 0.5рm = 0.5·3.14·28 = 43.96 мм

Передаточное отношение реечной передачи

u = z2 / z1 = 40 / 14 = 2.8

Ширина рейки

b = ( 2 … 10 ) m =9,8·28= 275 мм

Расчет зубьев реечной передачи на контактную прочность и изгиб

Проверка передачи на контактную выносливость по формуле(2.33).

, (2.33)

Окружная сила

Ft =

= 709 H / мм2

Проверка зубьев на изгибную выносливость по формуле(2.34).

, (2.34)

где Yв - коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для прямозубых Yв = 1;

YF - коэффициент формы зуба. YF = 4,28.

уF = = 42.9 H / мм2

Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку.

Максимальные контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев по формуле(2.35).

, (2.35)

Максимальное напряжение изгиба в зубьях зубчатых колес.

При действии кратковременных перегрузок зубья проверяют на пластическую деформацию по формуле(2.36).

, (2.36)

Силы, действующие в зацеплении.

Окружная сила

Радиальная сила

2.3.6 Ориентировочный расчёт и конструирование приводного вала

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

d = 180 мм

допускаемое напряжение при кручении, для стальных валов,

15….25 мПа.

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

Минимальный диаметр вала получаем 180 мм.

Длина первой ступени вала

Первая ступень рассчитана для установки зубчатой полумуфты.

Принимаем: d1 = 180 мм, l1 = 180 мм;

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

Принимаем: d2 = 190 мм, l2 = 180 мм;

Третья ступень вала рассчитана под канавку для упорных полуколец.

Принимаем: d3 = 175 мм, l3 = 16 мм;

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

Длина четвертой ступени исходя из конструктивных особенностей и предполагаемого подшипника.

Принимаем: d4 = 190 мм, l4 = 240 мм;

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

Принимаем: d5 = 220 мм, l5 = 37,5 мм;

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

Принимаем: d6 = 280 мм, l6 = 90 мм;

Цилиндрическая шестерня находится на седьмой ступени.

Принимаем: d7 = 477 мм, l7 = 275 мм;

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

Принимаем: d8 = 280 мм, l8 = 90 мм;

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

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

Принимаем: d10 = 190 мм, l10 = 240 мм;

Одиннадцатая ступень вала рассчитана под канавку для упорных полуколец.

Принимаем: d11 = 175 мм, l11 = 16 мм;

Двенадцатая промежуточная. Высота бурта для опоры полумуфты 5 мм.

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

Тринадцатая ступень рассчитана для установки зубчатой полумуфты.

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

Вал изображен на рисунке 2.6.



Рисунок 2.6 - Эскиз приводного вала цилиндрической открытой передачи

2.3.7 Предварительный выбор подшипников и корпусов подшипниковых узлов приводного вала

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

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

По посадочным диаметрам подбираем марки и условное обозначение подшипников. Рассмотрим характеристику подшипников в таблице 2.6.

Таблица 2.6 - Техническая характеристика подшипников

Марка подшипника	d	D	B	Допустимая динамическая нагрузка, С, кгс	Допустимая статическая нагрузка, С0, кгс
2097738	190	320	172	101000	132000

Выбираем корпус УМ320 ГОСТ 13218.80

Выбор крышек подшипника МН 320*200 ГОСТ 13219.6-81

2.3.8 Проверка долговечности подшипников

Построение расчетной схемы приводного вала

Составляем расчетную схему вала на основе эскизной компоновки. При этом производится схематизация конструкций, опор, действующих нагрузок. Подшипники, воспринимающие только радиальные нагрузки, заменяются шарнирно-подвижными опорами. Силы на вал передаются через поставленные на него детали и узлы. Принимается, что эти детали и узлы передают силы посередине своей рабочей ширины. Так как в компоновке вала правая опора используется лишь как вспомогательная и на распределение сил не влияет, то проведем расчет без ее учета. Расчетная схема приводного вала показана на рисунке 2.7



Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2.7 - Расчетная схема приводного вала

подъемный стол сталкиватель сляб

где -консольная сила от муфты, 7

Определение реакций опор

Они определяются из уравнений моментов:

Рассмотрим плоскость ZOX.

M A = 0 Fr • l2 _ Rbz • (l2+l3) = 0

M B = 0 _Fr • l3 + Raz • (l2+l3) = 0

Rbz = Raz = = 13005,6 H

Рассмотрим плоскость YOX.

M A = 0 _Fm• l1 + Ft • l2 + Rby • (l2+l3) + Fm • (l3+l4+ l4) = 0

M B = 0 -Fm • (l1+l2+ l3) _ Ray • (l2+l3) + Ft • l3 + Fm • l4 = 0

Rby = Ray = =

=6

Составляющие опорных реакций суммируются геометрически

В результате расчета получены усилия, действующ6ие на опоры А и В.

Сведем данные в таблицу 2.7

Таблица 2.7 - Усилия действующие на опоры Аи В

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

Расчетную долговечность подшипника определяют по формуле(2.37).

, (2.37)

4

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

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

для опоры А 388456912000

для опоры В 388456912000

Делаем вывод, выбранные подшипники пригодны для машины.

2.3.9 Уточнённый расчёт приводного вала

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

Признаком опасных сечений является:

- пиковое значение нагрузок _ моментов;

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

RA= 66,6 кН ; RВ= 66,6 кН.

Определение изгибающих моментов и построение эпюр с целью выявления опасных сечений рисунок 2.8.

Плоскость ZOX

Сечение1-1, смотреть со стороны опоры А

Сечение 2-2

Сечение 3-3

Сечение 4-4