Расчет гидропривода кантователя рулонов 1 страница

Исходные данные представленные в таблице 3.6, взяты из технологической инструкции ТЭСЦ – 3, а также из документов, регламентирующих работу кантователя.

Таблица 3.6

Исходные данные

Диаметр поршня , мм	Ход поршня , мм	Нагрузка, преодолеваемая гидроцилиндром , кН	Длина напорной линии , м	Длина сливной линии , м

Выбор номинального давления:

МПа,

где - нагрузка, преодолеваемая гидроцилиндром, Н;

- площадь поршня, мм².

Округляем полученное значение номинального давления (МПа) до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 12445-80: МПа.

Выбор шестеренного насоса.

Находим скорость прямого хода поршня:

где - прямой ход, м;

- время кантовки, сек.

Определяем подачу насоса:

,

где - диаметр поршня, м;

V₁ - скорость прямого хода поршня, м/мин.

Определяем теоретическую подачу насоса:

,

где - объемный КПД.

Принимаем теоретическую подачу .

Находим рабочий объем насоса:

,

где мин^-1 – номинальная частота вращения вала.

Находим рабочую мощность насоса:

кВт.

Определяем полную мощность насоса:

кВт,

где – общий КПД.

Выбираем по каталогу насос V85-2 со следующими техническими характеристиками:

- номинальная частота вращения ;

- номинальная подача ;

- давление на выходе ;

- давление на выходе ;

- мощность .

Определяем параметры насоса.

,

где n – номинальная частота вращения вала;

;

Или ,

где m – модуль зуба;

z – число зубьев (z =10)

b – ширина венца зуба (b =4 m)

.

Определяем диаметр шестерни:

;

;

см;

см≈75 мм.

Уточняем ширину венца зуба :

см.

Определение параметров гидроцилиндра. Максимально допустимая величина нагрузки на шток определяется из соотношения: МН, где — коэффициент запаса по прочности.

Диаметр штока можно определить по формуле:

.

Принимаем диаметр штока равный мм

Находим толщину стенки гидроцилиндра:

мм,

где МПа – допустимое напряжение.

Толщина стенки гидроцилиндра равна мм.

Вычисляем толщину дна гидроцилиндра:

мм.

Определяем напряжение сжатия штока:

Расчет трубопроводов.

Определяем диаметр трубопроводов напорной линии:

мм,

где — расход, л/мин;

— скорость жидкости напорной линии, м/с.

Полученное в результате расчета значения диаметра значение округляют до ближайшего большего значения из стандартного ряда: мм.

Определяем диаметр трубопроводов сливной линии:

мм,

где — расход, л/мин;

— скорость жидкости сливной линии, м/с.

Полученное в результате расчета значения диаметра значение округляют до ближайшего большего значения из стандартного ряда: мм.

Расчет трубопроводов на прочность. Определяем толщину стенки трубопроводов.

- напорная линия:

мм.

Принимаем толщину стенки трубопроводов напорной линии мм.

- сливная линия:

мм.

Принимаем толщину стенки трубопроводов напорной линии мм.

где = 400...500 МПа - допустимое напряжение;

МПа - максимальное давление.

Расчет потерь давления в гидросистемах. Определяем режим движения жидкости:

- напорная линия:

,

где — кинематическая вязкость жидкости.

, следовательно, режим движения жидкости турбулентный.

- сливная линия:

,

где — кинематическая вязкость жидкости.

, следовательно, режим движения жидкости турбулентный.

Значение коэффициента потерь на трение по длине λ п ри турбулентном течении для гидравлически гладких труб, определяется:

- напорная линия: ;

- сливная линия: .

Потери давления на трение по длине трубопровода:

- напорная линия: МПа,

где — плотность рабочей жидкости;

— коэффициент потерь на трение по длине;

- длина трубы;

— диаметр трубы;

— средняя скорость потока в расчетном участке трубопровода;

- сливная линия: МПа,

где — плотность рабочей жидкости;

— коэффициент потерь на трение по длине;

- длина трубы;

— диаметр трубы;

— средняя скорость потока в расчетном участке трубопровода.

Потери давления на местных сопротивлениях:

- напорная линия: МПа,

где — коэффициент потерь на местном сопротивлении;

— количество крутых поворотов;

- сливная линия: МПа,

где — коэффициент потерь на местном сопротивлении;

— количество крутых поворотов.

Принимаем потери давления в гидроаппаратах, по справочным таблицам:

МПа; МПа; МПа;

- потери давления в напорной линии:

МПа;

- потери давления в сливной линии:

МПа

Поверочный расчет гидроприводов (рис. 3.9). Действительное давление, развиваемое насосом в приводе поступательного движения, равно:

- при выдвижении штока цилиндра:

МПа;

- при втягивании штока цилиндра:

МПа,

где - нагрузка, приложенная к штоку цилиндра;

— коэффициент, учитывающий потери на трение в уплотнениях цилиндра;

- площадь цилиндра в поршневой полости:

мм²;

- площадь цилиндра в штоковой полости:

мм²,

Расхождение между заданными и действительными параметрами не должно превышать 10%:

- при выдвижении штока цилиндра:

;

- при втягивании штока цилиндра:

.

Рис. 3.9. Схема гидропривода

Выдранный по каталогу шестеренный насос V_85-2 со следующими техническими характеристиками:

- номинальная частота вращения мин^-1;

- номинальная подача дм³/мин;

- давление на выходе МПа;

- давление на выходе МПа;

- мощность кВт, обеспечивает работу гидросистемы в полном объеме.

3.2.9. Кинематический расчет привода с червячным редуктором для листоправильной машины

Кинематический расчет привода состоит из следующих основных частей: определение общего передаточного числа; разбивка общего передаточного числа по ступеням; определение кинематической погрешности:

- Вращающий момент передается от электродвигателя входному валу редуктора через соединительную компенсирующую упругую втулочно-пальцевую муфту (МУВП) и частота вращения входного вала равна частоте вращения вала электродвигателя.

- Редуктор одноступенчатый на ступени: глобоидная червячная передача.

- Одноступенчатый червячный редуктор имеет оптимальную конструкцию.

- Передаточное число , график крутящих моментов на тихоходном валу, число оборотов червячного вала n = 1000 об/мин. Редуктор работает 22 часа в сутки, 320 дней в году. Календарный срок работы передачи – 10 лет, нагрузка нереверсивная.

Выбор основных параметров. Заданному передаточному числу можно удовлетворить как при числе заходов . С точки зрения повышения КПД следует стремиться к увеличению числа заходов червяка. Для двухзаходного червяка предварительно принимаем q = 10.

Предполагая, что скорость скольжения в зацеплении не превышает 4 м/сек, выбираем для червячного колеса бронзу Бр.АЖ9-4Л.

Витки червяка имеют твердость HRC 45 и чистоту ∆ 7. Из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев червяка и витков червяка определяем межосевое расстояние см. Принимаем z₁ =2, q = 10, z₂ =39. М_k2max=M_k21 =11000 кгс∙см – наибольший момент в цикле нагрузки. Так как для безоловянистых бронз расчет на усталостное выкрашивание не производится, то допускаемое напряжение находим исходя из недопустимости заедания по формуле:

Для бронзы Бр.АЖ9-4Л имеем кгс/см². При скорости скольжения м/сек, = 0,876.

В редуктор будет залито масло для которого = 1.

При известных числовых значениях имеем кгс/см² при q = 10, К₂ =1,2. При подстановке числовых значений в расчетную формулу для передачи z₁ =2, q = 10, z₂ =39 межосевое расстояние будет:

см.

Модуль м.

Принимаем по ГОСТ 2144-76 стандартные значения m и q₁

м.

Для проверки правильности выбора материала колеса найдем скорость скольжения в зацеплении. Для этого вычисляем диаметр делительного цилиндра червяка. Принимаем m_S =8 мм, тогда мм. Скорость скольжения в зацеплении:

м/сек.

Здесь . Так как скорость скольжения в зацеплении меньше то выбор материала червячного колеса оправдан.

Отклонение , к тому же межосевое расстояние по расчету было получено А =179 мм, а после выравнивания m и q по стандарту было увеличено до А =196 мм, т.е. на 10%, и пересчета А по делать не надо, необходимо лишь проверить . Для этого уточняем КПД редуктора. При скорости V_SK =6,15 м/с приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка f' =0,020·1,5=0,03 и приведенный угол трения p' =1º43'.

Таким образом, окончательно принимаем передачу с параметрами: А =196 мм,

m_S =8 мм, z₁ =2, q = 10, z₂ =39.

Так как окончательно принятые параметры передачи отличаются от параметров, принятых в предварительном расчете, необходимо произвести проверочный расчет передачи.

По каталогу выбираем 7-ю степень точности передачи и нормальный гарантированный боковой зазор х. В этом случае коэффициент динамичности К_σ =1,1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

где коэффициент деформации червяка при q =10, z₁ = 2, Ө =86.

Примем вспомогательный коэффициент х =0,6 (незначительные колебания нагрузки):

.

Коэффициент нагрузки: К= К К = 1,04·1,1 1,14.

Проверяем контактное напряжение:

H/мм² Н/мм²

Расчетные контактные напряжения:

кгс/см².

Уточняем значения допускаемых напряжений. При скорости скольжения V_SK = м/сек для безоловянистой бронзы Р_V =0,9, тогда:

кгс/см².

Таким образом, расчетные контактные напряжения не превышают допускаемые.

Проверка зубьев червячного колеса на прочность при изгибе. Расчетные напряжения изгиба в зубьях колеса определяются по формуле: Находим величины, входящие в формулу:

- М_k2max=M_k21 =11000 кгс∙см;

- ;

-

- ;

-

- = = 0,981.

Тогда: кгс/см².

Допускаемое напряжение определяется по формуле:

.

Для Бр.АЖ9-4Л, отливаемой в песок, при твердости рабочих поверхностей витков

HRC 45 и нереверсивной нагрузке кгс/см². Для определения эквивалентного числа циклов напряжений находим эквивалентное время за цикл работы передачи:

сек.

Эквивалентное число циклов напряжений:

= циклов;

здесь об/мин.

Общее время работы передачи ч.

Подставив числовые значения, получим:

кгс/см².

Так как допустимое напряжение больше расчетного, т.е. < , то усталостная прочность зубьев колеса по изгибу обеспечена.

По условиям работы передачи кратковременные перегрузки не возникают, поэтому производить расчет зубьев на пластическую деформацию не требуется.

Геометрический расчет червячной передачи.

- Диаметр длительного цилиндра червяка мм.

- Наружный диаметр червяка: мм.

- Диаметр впадин червяка: мм.

- Угол подъема витков червяка на длительном цилиндре для z₁ =2, q = 10, .

- Ход винтовой линии: мм.

- Длина нарезанной части червяка (предполагаем, что витки червяка закалены с поверхности т.в.ч.) мм.

Согласно ранее данным рекомендациям для закаленных с поверхности витков червяка величину L следует увеличить при m_S <10 на 25 мм. Окончательно принимаем L =132 .

- Диаметр длительной окружности колеса: мм.

- Диаметр окружности выступов колеса в его средней плоскости:

мм.

- Наружный диаметр колеса: мм.

- Ширина колеса мм.

- Радиус вершин зубьев колеса в плоскости, перпендикулярной оси червяка и проходящей через ось колеса, мм.

Определение к.п.д. редуктора. Для червячного редуктора с опорами валов на подшипниках качения к.п.д. определяется по формуле: . Коэффициент, учитывающий потери в зацеплении:

Угол трения принят по справочнику для определения величины коэффициента, учитывающего потери мощности на размешивание. Т.к. в масло погружается червяк, то определяем среднюю мощность на валу червяка через среднюю мощность на валу колеса по формуле:

кВт;

Предположим что при рабочей температуре масла () окружная скорость на делительном цилиндре червяка:

м/сек.

Коэффициент, учитывающий потери мощности на размешивание и разбрызгивание масла:

КПД редуктора .

Выбор подшипников червячного вала.

Усилия, действующие на червячный вал, определяем по формулам:

а) усилия в зацеплении при наибольшем крутящем моменте на валу колеса:

- окружное усилие: кгс

- радиальное усиление: кгс

б) осевое усилие, приложенное на расстоянии 0,5 от оси вала:

кгс.

Червячный вал с валом электродвигателя соединяется эластичной муфтой типа МУВП. При работе этого типа муфт на конец вала действует дополнительный изгибающий момент:

кгс.

Направления усилий представлены на рис 3.10; опоры, воспринимающие внешние осевые усилия, обозначим цифрами 2 и 4.

Рис. 3.10. Усилия в червячном зацеплении и опорные реакции

Вал червяка.

- Расстояние между опорами l₁ =340 мм.

- Диаметр d₁ =80 мм.

Реакции опор (правую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу Р_а1, обозначаем цифрой «2»):

- в плоскости xz: ;

- в плоскости yz:

;

Дата добавления: 2015-05-29