Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Анализ состояния вопроса, цели и задачи работы

1.1 Анализ состояния вопроса

1.2 Постановка цели и задачи работы

2. Проектирование привода аппарата для установки шайб подшипников

2.1 Разработка кинематической схемы привода

2.2 Энергокинематический расчет привода

2.3 Определение частот вращения и моментов на валах

2.4 Подбор стандартного редуктора

2.5 Проектирование цепной передачи

2.6 Ориентировочный расчет и конструирование выходного вала

2.7 Предварительный выбор подшипников

2.8 Эскизная компановка узла приводного вала

2.9 Проверка долговечности предварительно выбранных подшипников

2.10 Уточненный расчет вала

2.11 Выбор муфты

2.12 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений

3. Разработка гидропривода аппарата

3.1 Расчет и выбор исполнительного гидродвигателя

3.2 Составление принципиальной схемы гидропривода

3.3 Расчет и выбор насосной установки

3.4 Расчет и выбор гидроаппаратуры и трубопроводов

3.5 Разработка конструкции гидроблока управления

3.6 Определение потерь давления в аппаратах и трубопроводах

4. Разработка технологического процесса изготовления червячного зубчатого колеса

4.1 Описание конструкции и назначения детали

4.2 Выбор метода изготовления и формы заготовки

4.3 Выбор структуры технологического процесса обработки детали

4.4 Выбор типа производства и формы организации технологического процесса

4.5 Расчёт припусков на обработку

4.6 Выбор оборудования, инструмента и приспособлений

4.7 Выбор и расчет режимов резания

4.8 Техническое нормирование времени операций

4.9 Разработка управляющей программы для станка с ЧПУ

5. Расчет и конструирование червячной фрезы для нарезания зубьев

5.1 Расчет червячных фрез содержит определение размеров профиля фрезы в нормальном к виткам фрезы сечении

5.2 Определение конструктивных размеров фрезы

Заключение

Список использованных источников



Введение

шайба подшипник червячный колесо

Среди многих определений нынешнего века все чаще такое: «Век технологии». Степень совершенства, производительность изготовления сложных современных машин во многом определяет степень развития общества.

В наше время машиностроение постепенно переходит к безлюдной технологии, то есть человек исключается из непосредственного процесса производства, а его функции выполняются автоматизированными устройствами и системами. В этих условиях роль инженера-технолога резко возрастает, он становится ключевой фигурой на производстве. Именно он основывает и разрабатывает задание на проектирование автоматизированного оборудования - станков с ЧПУ, автоматических линий, промышленных роботов и робототехнических комплексов и т.п. Он проектирует производственные участки, оснащенные таким оборудованием. Политика в области качества требует пересмотра отношения к выпускаемой продукции. В политике прослеживаются тенденции на улучшение качества.

Улучшение качества - мероприятия, предпринимаемые повсюду в организации с целью повышения эффективности и результативности деятельности структурных подразделений персонала требованиям, установленным в документации для получения выгоды, как для организации так и для потребителей.

Закрытое акционерное общество «Вологодский подшипниковый завод», крупнейшее машиностроительное предприятие Вологодской области и Российской подшипниковой промышленности.

ЗАО «ВПЗ» является крупнейшим предприятием города и размещается на площади около 100 га. Наряду с производственными корпусами, цехами, управленческими отделами, службами - здесь располагаются столовые, здравпункт, предприятия службы быта, типография, оздоровительный центр, библиотека.

По объему выпускаемой продукции ЗАО «ВПЗ» занимает лидирующее положение среди подшипниковых заводов. В 2013 году акционерное общество произвело более 20 % от всего объема выпускаемой товарной продукции подшипниковых предприятий России.

Проектная мощность ЗАО «ВПЗ» предусматривает выпуск подшипников в количестве 24 млн. шт. в год.

Поиск рынков сбыта потребовал расширения номенклатуры подшипников. На заводе выпускается более 1700 типоразмеров подшипников различной конструкции с внутренним размером от 10 мм до 2000 мм и весом от 19 гр. до нескольких тонн. В сутки выпускается около 100 тыс. подшипников. В 1991 г. впервые на заводе изготовлены и выпускаются по настоящее время роликовые подшипники для трубных и металлургических заводов.

Объектом данной выпускной квалификационной работы является модернизация аппарата для развальцовки шайб подшипников.

Выпускная квалификационная работа, включает несколько разделов:

Обзорная часть, в которой необходимо провести анализ состояния вопроса, поставить основную цель и оговорить задачи дипломной работы.

Конструкторская часть. Работая над этой частью необходимо рассчитать привод.

Технологическая часть. В этой части необходимо разработать технологический процесс изготовления зубчатого червячного колеса.

Организационно-экономическая часть включает в себя расчет затрат на модернизацию аппарата и обоснование целесообразности предлагаемых нововведений.

При выполнении выпускной квалификационной работы последовательно прорабатывается множество вариантов, начиная от анализа исходных данных до окончательного выбора, расчета и оформления сборочного чертежа и комплекта технологической документации.



1. Анализ состояния вопроса, цель и задачи работы

1.1 Анализ состояния вопроса

В современных условиях борьба за рынок вынуждает предприятие постоянно совершенствовать свои технологии, производственные фонды, структуру, управление, готовить и вести переподготовку кадров. Эти работы связаны с необходимостью овладения наукоемкими современными, быстро обновляемыми производственными, обучающими и информационными технологиями. Как правило, на предприятиях иметь структуры, поддерживающие и развивающие такие наукоемкие технологии, экономически не оправдано. Появляется необходимость в реконструкции предприятия.

Высокие значения критериев могут быть достигнуты за счет таких свойств производственной системы, как совершенство конструкции изделий, использование высоких технологий, гибкости производства, его автоматизации.

Под гибкостью производства понимается его способность перестраивать свою организационную, технологическую, функциональную и другие структуры или параметры под влиянием изменений внешних или внутренних условий с целью наилучшего обеспечения принятых критериев производственной системы. Можно отдельно рассматривать организационную гибкость, технологическую и др. Гибкость производственной системы обеспечивает такие ее свойства как реактивность производства, надежность выполнения заказов.

Нужно отметить, что все направления повышения эффективности производственной системы взаимосвязаны, иногда противоречивы, и могут рассматриваться только в совокупности. Так совершенство конструкции определяется не только ее потребительскими свойствами, но и возможностью экономичного изготовления в условиях конкретного производства. Высокие технологии прогрессивны не сами по себе, а исходя из возможности их реализации в конкретной производственной системы с имеющимся оборудованием и системой автоматизации. Разрешение противоречий возможно на основе оптимизации соответствующих локальных или глобальных критериев.

В настоящее время на «ЗАО» ВПЗ для изготовления валков холодной прокатки тел качения применяются автоматические линии устаревшего образца, которые не отвечают современным требованиям, предъявляемым качеству продукции.

Также есть ряд существенных недостатков, таких как:

- Ручная транспортировка комплектующих;

- Большинство операций проводятся операторами в ручном режиме;

- Нет ритмичности работы участка;

- Возможность механических повреждений при транспортировке комплектующих.

Из-за этого увеличивается себестоимость продукции, время на изготовление, что в настоящее время не может способствовать успешному экономическому существованию предприятия, не позволяет увеличивать объемы производства, уменьшать себестоимость.

Производство инструмента требует специального оборудования и оснастки.

Закупка импортного профилешлифовального оборудования затрудняется очень высокой ценой.

Имеющийся достаточно широкий парк отечественного оборудования позволяет производить инструмент для поперечно-винтовой прокатки, отвечающий всем техническим требованиям.

В дипломном проекте рассмотрены следующие вопросы:

- проектирование привода аппарата для развальцовки шайб подшипников;

- разработка гидропривода аппарата;

- расчет и проектирование фрезы;

- разработка технологии изготовления зубчатого червячного колеса;

- рассчитаны технико-экономические показатели;

- приведены меры по безопасному ведению работ.

1.2 Постановка цели и задачи работы

Экономическое развитие предприятия зависит от внедрения новых технологий, прогрессивных конструкторских решений. Необходимо, что бы проектируемое изделие было обосновано как экономически, так и технологически.

Поэтому целью данной выпускной квалификационной работы является модернизация аппарата для развальцовки шайб подшипников, позволяющая уменьшить трудоемкость, себестоимость и увеличить производительность, и повысить качество продукции.

Исходя из поставленной цели, необходимо решить следующие задачи:

- рассчитать и спроектировать гидропривод завальцовочной головки;

-разработать привод аппарата для развальцовки шайб подшипников.



2. Проектирование привода аппарата для развальцовки шайб подшипников

2.1 Разработка кинематической схемы привода

Кинематическая схема привода показана на рисунке 2.1.

Рисунок 2.1 Кинематическая схема привода: М - электродвигатель; Р - редуктор червячный; ЦП - цепная передача; Мф - муфта соединительная; I - ведущий (быстроходный) вал червячного редуктора; II - ведомый (тихоходный) вал червячного редуктора; III - вал приводной шпинделя; Z₁ - ведущие звездочка цепной передачи; Z₂ - ведомые звездочка цепной передачи

2.2 Энергокинематический расчет привода

2.2.1 Определение общего КПД

Для определения общего КПД привода проанализируем его кинематическую схему и определим источник потерь мощности при ее передаче от электродвигателя исполнительному органу. Общий КПД определяем по формуле:

_пр = _муф·_пк²·_черв·_цеп, (2.1)

где _пр - КПД привода (начиная от вала электродвигателя и заканчивая шпинделем);

_муф = 0,98 0,99 - КПД соединительной муфты, принимаем окончательно _муф = 0,99;

предварительно червячный редуктор разобьем на:

_пк - КПД пары подшипников качения, (_пр = 0,99 - кпд пары подшипников качения);

_черв - КПД червячной пары (_черв = 0,8 - кпд червячной пары);

_цеп = 0,95 0,97 - КПД цепной передачи, принимаем _цеп = 0,96;

Подставляем значения в формулу, получаем:

_пр = 0,98·0,99²·0,8·0,96 = 0,75

2.2.2 Подбор электродвигателя

Требуемая мощность на шпинделе (эффективная мощность N) составляет 0,26 кВт. Фактически требуемая мощность автомата это и есть ни что иное, как величина требуемой мощности на приводном валу шпинделя. Привод должен обеспечить скорость вращения шпинделя 22, 36, 57 мин-1. Исходные данные для расчета привода:

эффективная мощность на шпинделе: N = 0,26 кВт.

После определения мощности на приводном валу необходимо определить потребную мощность электродвигателя, которую определяем по формуле:



, кВт (2.2)

кВт

По справочным таблицам принимаем электродвигатель с мощностью

N_эф ^ст = 0,37 кВт.

Выбираем электродвигатель 4АА 63 В ЧУЗ,

который имеет следующие основные технические характеристики:

мощность двигателя, кВт - 0,37;

синхронная частота вращения, мин-1 - 1500.

Привод должен обеспечить скорость вращения шпинделя 22,36,57 об/мин.

Для расчета выбираем скорость при которой будет максимальный крутящий момент мин-1.

2.2.3 Разбивка передаточных отношений

Общее передаточное число привода определяем по формуле:

, (2.3)

где n_дв - мин-1- частота вращения вала электродвигателя

n_пр= 11 мин-1- частота вращения приводного вала конвейера

n_дв = 1500 мин-1



Согласно кинематической схеме передаточное отношение привода разбиваем следующим образом:

, (2.4)

где U_пр - передаточное отношение привода;

U_черв - передаточное число червячного редуктора;

U_цеп - передаточное число цепной передачи.

Предварительно назначаем червячный одноступенчатый редуктор с номинальным передаточным отношением 40.

Тогда требуемое передаточное отношение цепной передачи определяем по формуле:

(2.5)

2.3 Определение частот вращения и моментов на валах

n_эл = 1500 мин^-1- частота вращения вала электродвигателя;

n_эл = n₁ = 1500 мин^-1- частота вращения ведущего вала червячного редуктора;

n₂ - частота вращения выходного вала редуктора, об/мин, определяемая по формуле:

, (2.6)

мин^-1.

n₃ = 22 об/мин - частота вращения шпинделя.

Угловые скорости определяем по формуле:

, (2.7)

₁ = _эл - угловая скорость вращения вала электродвигателя и ведущего вала редуктора, рад/сек.

рад/сек

Максимальная мощность на валах регламентируется мощностью электродвигателя с учетом потерь. Таким образом, максимальное значение мощности на каждом из валов можно определить по формуле:

, (2.8)

где N₁ - мощность на валу, кВт

N_(1-1) - мощность на предыдущем валу, кВт

_i - КПД

Максимальная мощность:

Вал электродвигателя N_эл = 0,37 кВт;

I вал, кВт.

, (2.9)

N₁= 0,370,990,99 = 0,3626 0,363 кВт.

II вал, кВт

, (2.10)

N₂ =0,3630,990,8= 0,2874 0,287 кВт.

III вал (вал шпинделя)

, (2.11)

N₃ = 0,2870,960,99 = 0,272кВт.

Максимальная мощность на приводном валу не допустима, т.к. это приведет к разрушению звеньев цепи. Поэтому проводить расчеты элементов передач по максимальным величинам мощности не корректно, т.к. это приведет к увеличению запасов прочности передач, габаритов, массы, металлоемкости и стоимости конструкции. Поэтому расчет необходимо проводить по предельно допустимой величине мощности на валах.

Предельно допустимую мощность определяем, начиная с приводного вала конвейера:

III вал (приводной вал конвейера),

N₃ = N_эф/( _п ²), (2.12)

N₃ = 0,26 / (0,99²) = 0,265 кВт.

II вал,

, (2.13)

кВт.

I вал,

, (2.14)

кВт.

Вал электродвигателя,

, (2.15)

кВт.

Таким образом, при предельно допустимой мощности на валу шпинделя мощность электродвигателя привода составляет N_эл = 0,359 кВт.

Максимальные крутящие моменты на валах определяем по максимальной мощности на валах по формуле:



, (2.16)

- Вал электродвигателя:

Н

- I вал:

Н

- II вал:

Н

- III вал:

Н

Основные расчетные величины энергокинематического расчета сводим в таблицу 2.1.



Таблица 2.1

Основные параметры привода

Номер вала	Nmax, кВт	Nфакт, кВт	Частота, мин-1	Угловая скорость, рад/сек	Максимальный момент, Н	Фактический момент, Н
Вал в эл дв.	0,37	0,359	1500	157,000	2,357	2,287
I вал	0,363	0,352	1500	157,000	2,312	2,242
II вал	0,287	0,279	37	3,873	74,109	72,043
III вал	0,272	0,265	22	2,303	118,124	115,084

2.4 Подбор стандартного редуктора

Исходя из результатов энергокинематического расчета, по справочным таблицам назначаем стандартный червячный одноступенчатый редуктор. Исходными данными для выбора являются:

Максимальная мощность на ведущем валу редуктора (по максимальной мощности двигателя), 0,37 кВт;

частота вращения вала редуктора, 1500 мин-1;

передаточное число редуктора 40.

Назначаем редуктор червячный одноступенчатый с цилиндрическим червяком типа 2Ч-40-40-3-2-1. Маркировка подразумевает следующее обозначение:

2Ч - тип редуктора (червячный редуктор с цилиндрическим червяком);

40 - межосевое расстояние, мм;

40 - передаточное отношение редуктора;

3 - исполнение по варианту сборки по ГОСТ 20373-80;

2 - исполнение по схеме расположения червячной пары (червяк горизонтально под колесом);

1 - исполнение по способу крепления.

Основные технические данные и характеристики редуктора:

межосевое расстояние, 40 мм;

передаточное число 40;

расчетная мощность на входном валу, 0,37 кВт.

2.5 Проектирование цепной передачи

2.5.1 Определение чисел звеньев ведущей и ведомой звездочки

Для однорядных цепей Zmin = 13... 15 при частоте вращения ведущей звездочки . Приблизительно можно определить число зубьев звездочек по формуле:

Z₂ = 29 - 2· U_цеп Z_min, (2.17)

Определим минимальное количество зубьев:

Z₂ = 29 - 2·1,7 = 25,6,

где U_цеп - требуемое передаточное отношение цепной передачи.

Необходимо принять нечетное количество зубьев, при Z₂ = 27 ведущая звездочка Z₁ = Z₂·U_цеп = 27·1,7 = 45,9 - большие габариты передачи. Принимаем окончательно для расчета Z₁ = 43. Если после проверки на работоспособность и прочность передачи получим отрицательный результат, то вернемся и увеличим число зубьев Z₁ и повторим расчет.

Определим фактическое передаточное число цепной передачи по формуле:

; %



2.5.2 Расчет коэффициентов эксплуатации

Величину коэффициента эксплуатации определяем выражением:

К_Э = К₁ · К₂ · К₃ · К₄ · К₅, (2.18)

где К₁ - коэффициент, учитывающий характер изменения нагрузки (динамичность). Нагрузка близка к постоянной, без резких колебаний, К₁ =1.

К₂ - коэффициент, зависящий от угла наклона передачи к горизонту (б < 60), К₂ = 1.

К₃ - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения (при периодическом натяжении цепи К₃ = 1,25).

К₄ - учитывает влияние способа смазки передачи (при периодической смазке К₄ = 1,2)

К₅ - учитывает режим работы передачи (при двухсменной работе К₅ = 1,25).

Таким образом, подставляя значения в формулу, получаем:

К_Э = 1 · 1 · 1,25 · 1,2 · 1,25 =1,875

2.5.3 Определение шага цепи

Шаг цепи определяем по формуле:

, (2.19)

где m_p =1 - для однорядной цепи (количество рядов);

T₁ - крутящий момент на звездочке, T₁ = 72,043 Нм.;

К_э = 1,875 - коэффициент эксплуатации;

Z₁ = 43 - число зубьев ведущей звездочки;

[] - допускаемое давление в шарнирах цепи назначаем по справочным таблице.

Предварительно назначаем шаг 12,7 для которого [] = 40 МПа.

11,99мм

Принимаем Р = 12,7 мм

Назначаем цепь роликовую однорядную с шагом Р = 12,7мм ; ПР-12,7-900-2 по ГОСТ 13568 - 75

Размеры и параметры цепи:

- шаг 12,7 мм;

площадь опорной поверхности шарнира, (А) 70,5 мм²;

масса одного метра цепи, (q) 0,7 кг;

разрушающая нагрузка, (Q) 23,7 кН.

Определение скорости цепи

Скорость цепи определяем по формуле:

, м/с, (2.20)

= 0,33 м/с.

2.5.4 Расчет окружного усилия

Окружное усилие определяем по формуле:

, (2.21)

где Т₁ - момент на валу ведущей звездочки, Нм;

D₁ - делительный диаметр ведущей звездочки, мм.

Делительный диаметр ведущей звездочки определяем по формуле:

(2.22)

мм

= 828,175 Н

2.5.5 Проверка износостойкости цепи

Проверку износостойкости цепи по допускаемым напряжениям проводим, опираясь на формулу:

, МПа, (2.23)

где А - площадь проекции поверхности шарнира, мм².

=23,7 МПа,

где К_э - коэффициент эксплуатации.

Условие прочности выполняются. Параметры цепи назначены правильно.



2.5.6 Определение межосевого расстояния

Оптимальное межосевое расстояние находится в диапазоне

а_w = (30 … 50) · р, мм,

при этом:

а_{w max} = 80 · р, мм; а_{w min} = 25 · р, мм.

Подставляя значения в формулу, получаем:

а_w = (30 … 50)·12,7 = 381 … 635 мм,

а_{w max} = 80·12,7 = 1016, мм;

а_{w min} = 25 · 12,7 = 317,5 мм.

Минимальное межосевое расстояние определяют по условию, при котором угол обхвата цепью малой звездочки должен быть не менее 120 и при U 3, определяется по формуле:

, мм. (2.24)

где D_a1, D_a2 - диаметры окружностей выступов звездочек, определяемые по формуле:

(2.25)

мм

мм

177,437 … 197,437 мм

Конструктивно назначаем предварительное межосевое расстояние а_w = 300 мм.

2.5.7 Определение числа звеньев цепи

Число звеньев цепи определяем по формуле:

(2.26)

Значение числа звеньев получаем:

= 80,93

Округляем до четного числа L_р = 80

Тогда длина цепи будет:

L = L_р·р = 80·12,7 = 1016 мм



2.5.8 Уточнение межосевого расстояния

Межосевое расстояние уточняем по формуле:

, (2.27)

мм.

2.5.9 Проверка быстроходности передачи

Для оценки критической частоты вращения используется выражение:

N_1к = , мин^-1 (2.28)

где F_t - натяжение ведущей ветви, Н;

q - масса погонного метра цепи, кг/м.

С достаточной точностью принимают F₁= F_t. Очевидно, что должно выполняться условие n₁ n_1к

N_1к = = 83 мин^-1

Расчетное число ударов цепи при набегании на зубья звездочек должно отвечать условию:

, 1/с; [] = 30

Условие выполняется.

2.5.10 Определение усилий в передаче

Натяжение от провисания цепи

, H (2.29)

где К_f - коэффициент, зависящий от положения линии центров звездочек.

К_f = 6 для горизонтального расположения передачи, К_f = 3 для передачи с углом наклона более 40 к горизонту, К_f = 1 для передачи с углом наклона менее 40 к горизонту.

g = 9,8 - переводной коэффициент.

Н

Натяжение от центробежной силы

, Н (2.30)

F_v = 0,7·0,33² = 0,076 Н



2.5.11 Определение коэффициента запаса прочности

Коэффициент запаса прочности определяем по формуле:

, Н (2.31)

где Q - разрушающая нагрузка.

Проверяем коэффициент запаса прочности по формуле:

S = Н

Нормативный коэффициент запаса прочности ;

> условие прочности выполняется.

2.5.12 Определение силы давления на вал

Нагрузка на валы звездочек принимается направленной по линии валов и вычисляется как:

F_цеп = K_b·Ft + 2F_q, (2.32)

где К_b = 1,15 уточняющий коэффициент

F_цеп = 1,15·828,175+ 2·1,94 = 956,281 Н



2.6 Ориентировочный расчет и конструирование выходного вала

Проектирование начинаем с определения диаметра выходного конца, из расчета на чистое кручение по формуле:

, мм, (2.33)

где - момент на валу, Нм;

МПа - допускаемые напряжения при кручении;

мм.

Минимальный диаметр вала находится под ведомой звездочкой цепной передачи. Принимаем предварительно d₁ = 40 мм. В дальнейшем будем проводить уточненный расчет вала и в случае не выполнения условия прочности откорректируем.

Тогда под подшипниками качения посадочный диаметр равен мм. На валу устанавливается шпонка под ведомой звездочкой цепной передачи. В зависимости от посадочного диаметра назначаем сечение шпонки призматическую по ГОСТ 23360-78.Сечение шпонки: b = 12 мм - ширина шпонки, h - 8 мм - высота шпонки. Глубина паза, мм: вала, t₁= 4; ступицы, t₂ = 4,3. Длина шпонки, которая устанавливается под ведомой звездочкой цепной передачи мм. Шпонка 12х8х50 ГОСТ 23360-78.



2.7 Предварительный выбор подшипников

Осевые усилия на валу незначительные, в основном нагрузка на подшипники радиальная. Таким образом, назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные с двумя уплотнениями. Такая конструкция подшипника значительно упрощает и обслуживание конструкцию подшипникового узла. Графическое изображение подшипника приведено на рисунке 2.2.

Характеристика подшипника 80209 - ГОСТ 7242-81:

посадочный диаметр подшипника на вал,d= 45 мм;

посадочный диаметр подшипника в корпус, D= 85 мм;

высота подшипника Н= 19 мм;

радиус скругления R= 1,5;

динамическая грузоподъемность - 35,2;

статическая грузоподъемность - 12,6 кН.

Рисунок 2.2 Конструкция подшипника 80209 ГОСТ 7242-81



2.8 Эскизная компоновка узла приводного вала

Приводной вал - является одной из основных деталей приводной секции. Вал установлен на двух шариковых радиально-упорных подшипниках. Подшипник 80209 - ГОСТ 7242-81.

На входной конец вала устанавливается ведомая звездочка цепной передачи. Ведомая звездочка цепной передачи посажена на шпонку12х8х50 ГОСТ 23360-78. Эскизная компоновка приводного вала конвейера (рисунок 2.3).

2.9 Проверка долговечности предварительно выбранных подшипник

2.9.1 Составление расчетной схемы

После того как произвели компоновку выходного вала, т.е. знаем точное расположение кинематических элементов, а именно расстояния между подшипниками и расстояние между точками приложения сил, составляем расчетную схему. Расчетная схема представлена на рисунке 2.4.

Рисунок 2.3 Эскизная компоновка приводного вала



Рисунок 2.4 Расчетная схема вала

На данной схеме приняты следующие обозначения:

F_t - тяговое усилие на приводной звездочке,

F_t = 2·T₄/d₁

F_t =2·115,084/0,109=2111 Н

F_r -радиальное усилие,

F_r = F_{t ·} tgб,

где б=22⁰ - угол зацепления,

F_r =2111· 0,4 = 853 Н,

а, b, c - длина участков, м:

а = 0,042 м; b = 0,021 м; с = 0,037 м;

L_ab - расстояние между подшипниками, L_ab= 0,074 м;

L - общая длина вала, L = 0,109 м.

= 22 - угол наклона цепной передачи;

2.9.2 Определение реакций опор

Вертикальная плоскость (плоскость ХОZ). Для этого необходимо составить уравнения статики.

Определим реакции, возникающие в опорах в вертикальной плоскости. Для этого необходимо составить уравнения статики.

М_А = 0; М_А = F_r ·a + R_az · b = 0 Нм;

М_В = 0; М_В = F_r· (a+b)-R_bz · b= 0 Нм;

F_вер = 0 Н; F_вер = F_r - R_az +R_bz = 0 Н;

Из уравнений статики выражаем неизвестные:

R_az= F_r · (a+b)/ b

R_bz = F_r ·a / b

R_az= 853·0,063) / 0,021 = 2559 Н

R_bz= 853·0,042) / 0,021 = 1706 Н

Проверка: 853-2559+ 1706 = 0 Н - реакции определены верно.

Горизонтальная плоскость (плоскость YOZ)

Для этого необходимо составить уравнения статики.

Уравнение статики:

М_А = 0; М_А = F_t ·a + R_by · b = 0 Нм;

М_В = 0; М_В = F_t· (a+b)-R_ay · b= 0 Нм;

F_вер = 0 Н; F_вер = F_t -R_ay +R_by = 0 Н;

Из уравнений статики выражаем неизвестные:

R_ay = F_t· (a+b)/ b;

R_by = F_t ·a / b;

R_ay = 2111·0,063) / 0,021 = 6333 Н;

R_by = 2111·0,042) / 0,021 = 4222 Н;

Проверка 2111-6333+ 42222 = 0 Н - реакции определены верно.

Тождество верно, реакция определена правильно.

Определение реакций (суммарных) в опорах А и В.

Так как вал имеет круглое сечение, то:

R_?=

R_?А== Н

R_?В==Н

Эквивалентную нагрузку действующую на подшипники определяем по формуле:

P_э = R_?VK_бК_T,

где R_? - суммарная нагрузка на подшипник в опоре

V=1 - коэффициент вращения (кольцо наружное неподвижно, внутреннее вращается);

К_б - коэффициент безопасности (учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагрузки подшипника) К_б=1,2;

К_T - температурный коэффициент (при температуре подшипника ? 100? К_T=1

Опора А:

P_эА = R_?АVK_бК_T=68301,211=8196 Н

Опора B:

P_эB= R_?BVK_бК_T=45531,211=5463,6 Н

2.9.3 Определение расчетной долговечности подшипников

Расчет подшипников ведем по более нагружаемой опоре В согласно следующей формуле:

L = (С/Р_э)^р, млн/об, (2.34)

где L - расчетная долговечность, млн/об;

С - динамическая грузоподъемность подшипника, Н;

Р_э - эквивалентная нагрузка, Н;

р - знаменатель степени р=3 для шариковых подшипников.

Расчет проводим для наиболее нагруженной опоры. Определим расчетную долговечность подшипников в часах, установленных в опоре В.

L = (35200/12600)³ = 21,8 млн/об

Долговечность подшипников в часах:



L _h=, ч (2.35)

L _h= ч

Подшипники обеспечивают требуемую долговечность с большим запасом.

Подшипники пригодны.

2.10 Уточненный расчет вала

Выносливость вала (прочность при переменных во времени напряжениях) в большей степени зависит от влияния абсолютных размеров и его конструктивных форм в местах перехода между ступенями. В таких переходах возникает концентрация напряжений изгиба и кручения. Для учета этих факторов, очевидно, что конструкция и размеры вала должны быть оптимальны.

Расчет на выносливость выполняется после выполнения проектирования и окончательной компоновки рассчитываемого вала, расчета подшипников качения, выбора и расчета шпонок.

2.10.1 Построение эпюр изгибающих моментов

Вертикальная плоскость (плоскость ХОZ)

Построение эпюр изгибающих моментов для вертикальной плоскости (рисунок 2.5).

Рассмотрим первый участок: 0 Х₁ а; а = 0,042 м

Уравнение моментов:

М_{и1 Z} = F_r · Х₁

При Х₁ = 0, М_{и10 Z} = F_r · Х₁ = 853 · 0 = 0 Н;

При Х₁ = 0,037 М_{и11 Z} = F_r · Х₁ = 853 · 0,042 = 35,826 Н;

Рассмотрим второй участок: 0 Х₂ b; b = 0,021 м.

Уравнение моментов:

М_{и2 Z} = F_r · (а + Х₂)- R_az · Х₂

При Х₂ = 0, М_{и20 Z} = 853 · 0,021 = 17,91Н;

При Х₂ = 0,021 м; М_{и21 Z} = 853· (0,042 + 0,021)-2559· 0,021 = 0 Н.

Горизонтальная плоскость (плоскость YOZ)

Рассмотрим первый участок: 0 Х₁ а; а = 0,042 м

Уравнение моментов:

М_{и1 Y} = F_t · Х₁

При Х₁ = 0 м: М_{и10 Y} = 2111·0 = 0 Н;

При Х₁ = 0,037 м: М_{и11 Y} = 2111·0,042 = 88,66 Н;

Рассмотрим второй участок: 0 Х₂ b; b = 0,021 м.

Уравнение моментов:

М_{и2 Y} = F_t· (а + Х₂)- R_ay· Х₂

При Х₂ = 0 м; М_{и20 Y} = 2111·(0,042+0)-6333·0 = 88,66 Н;

При Х₂ = 0,021 м;

М_{и21 Y} = 2111·(0,042+0,021) - 6333·0,021= 0 Н;



Рисунок 2.5 Эпюры

2.10.2 Определение напряжения в опасном сечении

Построение эпюры суммарных изгибающих моментов

Построим эпюру суммарных изгибающих моментов. Так как вал имеет круглое сечение, то суммарные моменты определяем по формуле:

Ми_?=, Н м (2.36)

Рассмотрим первый участок: 0 Х₁ а; а = 0,042 м

Ми_?10=Нм

Ми_?11=Нм

Рассмотрим второй участок: 0 Х₂ b; b = 0,021 м

Ми_?20=Нм

2.10.3 Определение коэффициента запаса прочности для вала

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s].

Наиболее опасным сечением для данного вала является сечение под подшипником качения опоры A, в месте перехода с одного диаметра на другой.

Коэффициент запаса прочности определяется по формуле:

S=, (2.37)

где Sу - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

Sф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям;

[S] - допускаемый коэффициент запаса прочности [S]=2,5;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяем исходя из формулы:

(2.38)

где у_-1- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; для углеродистых конструкционных сталей у_-1= 0,43у_в;

у_в - предел прочности материала вала. у _в = 780 МПа

К_у - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

Е _у - масштабный фактор;

в - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

у_v- амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению привода у _u в рассматриваемом сечении.

Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения определяем согласно формуле:

(2.39)

где ф_-1- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, ф_-1= 0,58у_-1 МПа

Наиболее опасным сечением является сечение в опоре A. Материал вала - Сталь 45 ГОСТ 1050-88 нормализованная, у _в = 570 МПа. Диаметр вала в опасном сечении d=40 мм. Коэффициенты Ку = 1,96; К = 1,35; Еу = 0,88; Е = 0,77; в = 0,96; у_m = 0Н; _у = 0,2; = 0,1.

у_-1= 0,43у _в = 0,43570 = 245,1 МПа;

_-1= 0,58у _в = 0,58570 = 142,158 МПа;

Определяем изгибающие моменты в опасном сечении;

В горизонтальной плоскости:

Ми_Y=2111(0,042-0,015)=56,99 Н

В вертикальной плоскости:

Ми_Z=853(0,042-0,015)=23,03 Н

Суммарный изгибающий момент:

Ми_?10=

W-осевой момент сопротивления сечения;

W_p-полярный момент сопротивления вала.

Для полого сечения с полостью диаметром d₀:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

MПа

Амплитуда нормальных напряжений:

MПа

Тогда:

,

,

S= [S] = 1,5 … 2,5.

Прочность вала обеспечена.

2.11 Выбор муфты

Вал электродвигателя и вал редуктора необходимо соединить муфтой. В качестве муфты используем упругую втулочно-пальцевую муфту. Благодаря эластичным втулкам (конструктивные элементы) такая муфта дает возможность компенсации несоосности и углового смещения валов. Муфту необходимо подбирать по крутящему моменту, который возможно передать муфтой (по условию прочности элементов входящих в конструкцию муфты) и частоте вращения (допустимой) муфты.

Выходной вал электродвигателя имеет цилиндрический участок под посадку полумуфты диаметром d =19 мм. Выходной конец под посадку полумуфты на редукторе конический. Назначаем стандартную муфту типа МУВП 31,5-14-I.1-16-II.1-УЗ ГОСТ 21424-75 (рисунок 2.6), которая передает крутящий момент Т = 31,5 Нм, с цилиндрическим посадочным отверстием d = 14 мм в одной полумуфте и с коническим посадочным отверстием d = 16 мм в другой.

Рисунок 2.6 Втулочно-пальцевая муфта

2.12 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений

Проверочный расчет шпонок проводят по условию [16] смятия узких граней шпонок по следующему выражению.

, (2.40)

где Т - момент на валу, Н.м.;

d - диаметр вала, мм;

?_р - рабочая длина шпонки, мм, ?_р= ? - в;

? - длина стандартной шпонки, мм;

в - ширина стандартной шпонки, мм;

h - высота стандартной шпонки, мм;

t₁ - глубина паза вала, мм.

[д_ст] =100-120 МПа - допускаемое напряжение на смятие шпоночного соединения при стальной ступице.

В конструкции привода используются несколько шпоночных соединений: вал электродвигателя - полумуфта, вторая полумуфта - вал (ведущий) редуктора, выходной конец вала редуктора -втулка крепления звездочек цепной передачи, звездочка цепной передачи - выходной вала. Все перечисленные шпоночные соединения, кроме последнего, назначены исходя из стандартных нормативных узлов и поэтому условие прочности должно быть заложено и выполняться.

Необходимо проверить шпоночное соединения вала приводного и звездочки цепной передачи. Данное соединение выполнено посредством шпонки 12х7х50 ГОСТ 23360-78. Параметры шпонки:

в = 12 мм;

h = 7 мм;

?_р = 50 - 12 = 38 мм;

t₁ = 4 мм

Момент на валу, Т-115,084х10³ Нмм; диаметр вала -40 мм.

Подставляем значения в формулу и определяем напряжение смятия:

МПа [д] =120 МПа

Условие прочности соблюдаются.



3. Разработка гидропривода

3.1 Расчет и выбор исполнительного гидродвигателя

3.1.1 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 - подъема крышки редуктора.

По заданию даны:

- гидродвигатель поступательного движения (гидроцилиндр).

- движение рабочего органа поступательное;

- усилие подъема 7500 Н [по паспорту ];

- наибольшая линейная скорость V_max.=0,05 м/с [по паспорту].

В нашем случае рабочий орган и выходное звено гидродвигателя совершают поступательное движение.

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

V _{д max.}= V_max.=0,05 м/с

R _{д max.}= R_max.=5000 H

3.1.2. Определение геометрических параметров и выбор ГД

В качестве исполнительного гидродвигателя выбираем гидроцилиндр двухстороннего действия с односторонним штоком. Основными параметрами гидроцилиндра являются диаметры поршня и рабочее давление.

Диаметр поршня гидроцилиндра определяется по формуле:



, мм, (3.1)

где р₁ и р₂ - давление соответственно в напорной и сливной полостях гидроцилиндра;

р₁ = 4,2 МПа;

Принимаем: р₂ = 0,6 МПа;

- коэффициенты, которые принимаются с учетом выбранной конструкции ГЦ (с односторонним штоком).

м = 40,4 мм

По полученному значению D из справочника [1] выбирается стандартный гидроцилиндр, у которого диаметр поршня D_ст.> D

D_ст = 50 мм.

Диаметр штока:

мм

По справочнику [1] принимаем стандартное значение, ближайшее большее к расчетному: d_ст = 32 мм, с односторонним штоком.

Основные параметры гидроцилиндра по ГОСТ 6540-68:

D_ст=50 мм, d_ст=32 мм;

р_ном. =6,3 МПа.

Гидроцилиндр ГЦО ТУ2-053.0221050.007-89

3.2 Составление принципиальной схемы гидродвигателя

Составление принципиальной схемы гидропривода начинаем от гидроцилиндров, то есть наносим на схему гидроцилиндры, а затем на их гидролинии устанавливаем регулирующие и направляющие гидроаппараты в соответствии с циклограммой работы привода и способом регулирования скорости. После этого объединяем напорную, сливную и дренажную линии отдельных участков схемы. Последним этапом является изображение гидросхемы насосной установки, размещение фильтра, предохранительного клапана, обратного клапана, дросселя (рисунок 3.1).

Схема насосной установки окончательно определяется после выбора её модели. Необходимо предусмотреть разгрузку насоса в положении «стоп», что обычно достигается выбором соответствующей схемы реверсивного распределителя.

Схема работы гидропривода

Подвод: Н-Ф-ОК-Р(РР)А-Д1-ГЦ(ПП)/ГЦ(ШП)-Д2(КО)-В(РР)Т-бак

ПК

Отвод: Н-Ф-ОК-Р(РР)В-Д2- ГЦ(ПП)/ГЦ(ШП)-Д1(КО) -А(РР)Т-бак

ПК

СТОП: Н-Ф-ОК Р(РР)Т-бак

ПК



3.3 Расчет и выбор насосной установки

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

Для гидроцилиндра с односторонним штоком:

, (3.3)

Рисунок 3.1 Принципиальная схема



, (3.4)

где Q_п, Q_о - максимальные расходы жидкости соответственно при подъеме и опускании;

F_1ст, F_2ст - эффективные площади стандартного гидроцилиндра соответственно в напорной и сливной полостях гидроцилиндра;

v_Дmax=0,05 м/c (по условию).

, м² (3.5)

м²

, м² (3.6)

м²

Определяем максимальные расходы жидкости:

Номинальная подача насоса должна превышать максимального из полученных расходов жидкости т. е. Q_н >_.Q_{О max}

Величина требуемого давления на выходе из насоса: р_н=р₁ +Др_н,

где Др_н - суммарные потери давления в линии, соединяющей насос с гидроцилиндром при опускании крышки.

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

МПа

На основании полученных значений из справочника [1] выбираем модель насосной установки и насоса:

ТУ2-053-1535-80,

где 2 - исполнение по высоте гидрошкафа; Н = 1650 мм;

А - исполнение по способу охлаждения: с теплообменником и терморегулятором;

М - исполнение по расположению и количеству агрегатов: один агрегат за щитом;

П - расположение насосного агрегата: правое;

УХЛ - климатическое исполнение;

Г12-31М/4А90L6 - в числителе - тип комплектующего насоса; в знаменателе - электродвигатель;

12Г49 - 33 - номер насосного агрегата;

Q_н=8 л/мин=13,3·10^-5 м³/с;

Подача насоса данной установки удовлетворяет условию:

Q_н > Q_{П max} ; 8 >5,89



3.4 Расчет и выбор гидроаппаратуры трубопроводов

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, в данном случае стыкового. Выбор аппаратуры производим из справочника [1]. При выборе направляющей аппаратуры предпочтение отдаём распределителям типа В, отличающимся меньшими габаритами и металлоёмкостью.

РР(схема 44) - реверсивный распределитель;

Q_ном.=16 л/мин; Q_max.=30 л/мин; Р_ном=32 МПа

ВЕ6.44.31/ОФ.В220 - 50Н.Д. ГОСТ 24679 -81,

В - гидрораспределитель золотниковый;

Р - управление ручное;

6 - диаметр условного прохода, мм;

44 - исполнение по схеме 44 [1];

31/ - номер конструкции;

ОФ - без пружинного возврата с фиксатором;

В220 - 50 - вид тока; В - переменный, напряжение 220В, частота 50Гц;

Н - наличие кнопки для ручного переключения на электромагнитное;

Д - подвод кабеля сверху;

Ф - фильтр напорный;

Q_ном=8 л/мин; Р_ном.=6,3 МПа

10 - 80 -2 ГОСТ 16026-80

10 - номинальная пропускная способность, л/мин;

80 - номинальная тонкость фильтрации, мкм;

1 - исполнение по конструкции;

КО - клапан обратный модульного исполнения;

Q_ном=16 л/мин; Р_ном.=20 МПа

КОМ6/3Р ТУ2-053-1649-83Е

КП - клапан предохранительный модульного исполнения;

Q_max.=30 л/мин; Р_ном.=32 МПа

МКПВ-10/3-МР3 ТУ2-053-17-58-85

Д - сдвоенный дроссель с обратным клапаном;

Q_ном.=12,5 л/мин; Q_max.=30 л/мин; Р_ном=32 МПа

ДКМ 6/3 -В-АВ ТУ2-053-1397-78Е

ДКМ - дроссель с обратным клапаном модульного исполнения;

6 - условный проход, мм;

3 - номинальное давление 32 МПа;

В - исполнение по виду управления: рукоятка со шкалой;

АВ - дроссели с обратными клапанами установлены в линиях А и В;

Внутренний диаметр трубопровода:

, мм (3.8)

где Q - максимальный расход жидкости в трубопроводе, м³/с;

- рекомендуемая скорость течения жидкости в трубопроводе, м/с;

Максимально допускаемая толщина стенки трубопровода:

, (3.9)

где р - максимальное давление жидкости в трубопроводе;

- предел прочности на растяжение материала трубопровода:= 340 МПа;

К_б - коэффициент безопасности, К_б = 2;

Трубопроводы разбиваем на участки и производим расчёт для каждого участка.

Напорная линия

Напорные трубы: участок 1-4, 20-21; Q _max.=8л/мин=1,33·10^-4 м³/с;

м

Выбираем ближайшее большее стандартное значение [1]

D_уст=8,8 мм

D_ст=d_н - =10- 2·0,6=8,8 мм

мм

Для данного участка выбираем стальные бесшовные трубы 100,6 по ГОСТ 8734 -75

Соединение с развальцовкой: 2-10-К1/4” ОСТ 2 Г 93-4-78,

где 2 - конструктивное исполнение на давление до 16 МПа;

8 - наружный диаметр трубы d_н, мм;

К1/4”-резьба коническая;

Напорные трубы: участок 5-8; Q _max=5,89 л/мин=9,8·10^-5 м³/с;

м

Выбираем ближайшее большее стандартное значение [1]:

D_уст=8,8 мм

D_ст=d_н - =10-2·0,6=8,8 мм

мм

Для данного участка выбираем трубопроводы 100,6 по ГОСТ 8734-75.

Соединение с развальцовкой: 2-10-К1/4” ОСТ 2 Г93-4-78.

Напорно-сливные трубы: 12-13;

Q _max=5,89 л/мин=9,8·10^-5 м³/с;

м

Выбираем ближайшее большее стандартное значение [1]:

D_уст=8,8 мм

D_ст=d_н - =10-2·0,6=8,8 мм

мм

Для данного участка выбираем трубопроводы 100,6 по ГОСТ 8734-75.

Соединение с развальцовкой: 2-10-К1/4” ОСТ 2 Г93-4-78.

Напорно - сливные трубы: участок 14-14а; Q _max=2,84 л/мин=4,73·10^-5 м³/с;

м

Выбираем ближайшее большее стандартное значение [1]:

D_уст=6,8 мм

D_ст = d_н - =8-2·0,6=6,8 мм

мм

Для данных участков выбираем трубопроводы 80,6 по ГОСТ 8734-75.

Соединение с развальцовкой: 2-8-К1/4” ОСТ 2 Г93-4-78

Сливные трубы: участок 18-19; Q _max=5,89 л/мин=9,8·10^-5 м³/с;

м

Выбираем ближайшее большее стандартное значение [1]

D_уст=8,8 мм

D_ст=d_н - =10-2·0,6=8,8 мм

мм

Для данных участков выбираем трубопроводы 100,6 по ГОСТ 8734-75

Соединение с развальцовкой: 2 - 10 - К1/4” ОСТ 2 Г93-4-78

Сливные трубы: участок 22-23 Q _max.=8л/мин=13,3·10^-5 м³/с;

м

Выбираем ближайшее большее стандартное значение [1]

D_уст=10,8 мм

D_ст=d_н - =12-2·0,6=10,8 мм

мм

Для данных участков выбираем трубопроводы 120,6 по ГОСТ 8734-75.

Соединение с развальцовкой: 2-12-К3/8” ОСТ 2 Г93-4-78

3.5 Разработка и конструирование гидроблока управления

В гидроблок управления входят следующие аппараты: реверсивный распределитель РР (ВЕ6.44.31/ОФ.В220 - 50Н.Д. ГОСТ 24679 -81) стыкового исполнения и дроссель с обратным клапаном модульного исполнения

ДКМ 6/3-В-АВ ТУ2-053-1397-78Е.

Данные аппараты компонуются в виде пакета, и между аппаратами устанавливаются специально разработанные плиты. Для выбранной конструкции гидроблока управления необходимо спроектировать две плиты.

Плиты и аппараты скрепляются посредством стандартных крепёжных деталей. В данном случае - это шпильки. При проектировании плит гидроблока управления обеспечивается максимальная простота, компактность и технологичность конструкции, удобство сборки, а также возможность установки его на оборудование (предусмотрена установочная пластина с отверстиями). Диаметры отверстий в корпусе соответствуют диаметрам отверстий в аппаратах, которые к нему присоединяются. Толщина перемычек между отверстиями не превышает 3…5 мм.

На основе компоновки выполняется сборочный чертеж гидроблока управления, на котором проставляются габаритные, присоединительные и установочные размеры. На основании сборочного чертежа блока управления выполняются рабочие чертежи плит. Учитывая сложность конструкции корпуса, отверстия пронумеровываются (обозначаются) и их размеры указываются в таблице 3.1.

Таблица 3.1

Параметры отверстий плит гидроблока управления

Обозначение отверстия	Диаметр отверстий	резьба	Глубина сверления	Номера соединяемых отверстий
ПЛИТА 1
Рд	6	-	14	1, 2, Вд
Ад	6	-	34	3, 4, Тд
Вд	6	-	14	1, 2, Рд
Тд	6	-	34	3, 4, Ад
1	6	К ј'	31	Рд, Вд, 2
2	6	К ј'	34,5	Рд, Вд, 1
3	6	К ј'	31	Ад, Тд, 4
4	6	К ј'	36,5	Ад, Тд, 3
ПЛИТА 2
Р	6	К ј'	22	Рр
А	6	К ј'	28	Ад
В	6	К ј'	27	Вд
Т	6	К ј'	22	Тр
Рд	6	-	40	1, 2
Ад	6	-	10	А
Вд	6	-	10	В
Тд	6	-	30	3, 4
РР		-	10	Р
АР		-	40	А
ВР		-	30	В
ТР		-	10	Т
1	6	К ј'	32	Рд, Вр, 2
2	6	К ј'	32	Рд, Вр, 1
3	6	К ј'	32	Тд, 4
4	6	К ј'	32,5	Тд, 3

3.6 Определение потерь давления в аппаратах и трубопроводах

3.6.1. Определение потерь давления в аппаратах

Потери давления р_ГА в гидроаппаратах определяются по формуле: