АвтоАвтоматизацияАрхитектураАстрономияАудитБиологияБухгалтерияВоенное делоГенетикаГеографияГеологияГосударствоДомДругоеЖурналистика и СМИИзобретательствоИностранные языкиИнформатикаИскусствоИсторияКомпьютерыКулинарияКультураЛексикологияЛитератураЛогикаМаркетингМатематикаМашиностроениеМедицинаМенеджментМеталлы и СваркаМеханикаМузыкаНаселениеОбразованиеОхрана безопасности жизниОхрана ТрудаПедагогикаПолитикаПравоПриборостроениеПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРадиоРегилияСвязьСоциологияСпортСтандартизацияСтроительствоТехнологииТорговляТуризмФизикаФизиологияФилософияФинансыХимияХозяйствоЦеннообразованиеЧерчениеЭкологияЭконометрикаЭкономикаЭлектроникаЮриспунденкция

Определение технологической нагрузки

Читайте также:
  1. I. Определение жестокого обращения с детьми.
  2. I. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРЕДМЕТА МАТЕМАТИКИ, СВЯЗЬ С ДРУГИМИ НАУКАМИ И ТЕХНИКОЙ
  3. T.5 Определение нормальной скорости распространения пламени и термодинамических параметров
  4. T.5. Определение нормальной скорости распространения пламени и термодинамических параметров.
  5. V. Определение классов
  6. V. Определение основных параметров шахтного поля
  7. V.2 Определение величин удельных ЭДС.
  8. VI. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕЗУЛЬТАТОВ ПЕРВЕНСТВА
  9. VI. Определение учебной нагрузки педагогических работников, отнесенных к профессорско-преподавательскому составу, и основания ее изменения
  10. VII. Определение установившихся скоростей поезда рассчитанной массы на прямом горизонтальном участке пути при работе электровоза на ходовых позициях.
  11. XI. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОБЕДИТЕЛЕЙ И ПРИЗЕРОВ
  12. А Определение годовых амортизационных отчислений различными способами

Рисунок 13- Кинематическая схема подъема свода

Определение статических характеристик привода

Находим горизонтальные реакции в радиальных подшипников

, (1)

где х0 – расстояние от центра тяжести системы до оси вращения, мм,

х0 =3940 мм;

h – расстояние между опорами, мм, h = 2365 мм ;

G – вес свода АКП, кН, G = 110 кН ;

.

Находим силы трения, возникающие в опорах толкателя:

(2)

,

,

где f – коэффициент трения 0,1.

Находим усилие в момент отрыва крышки:

, (3)

где - усилие на разрыв шлаковой перемычки, МПа, ;

Sk - площадь кольца свода, ;

с- будем считать, что сварке подвергается 10 % площади.

Sk = ,

где D-большой диаметр крышки свода, м;

d- малый диаметр крышки свода, м.

Полная нагрузка на гидроцилиндр при подъеме свода:

, (4)

434,6 кН≈435 кН

Полная нагрузка на гидроцилиндр при опускании свода:

(5)

1.11Определение параметров гидропривода

1.11.1 Выбор рабочей жидкости

Рабочая жидкость – масло МГЕ

Основные характеристики рабочей жидкости:

Плотность 900 кг/м3

Коэффициент кинематической вязкости 10-14 мм2/с.

Температура застывания/вспышки -15/165˚С.

Пределы рабочих температур

1.11.2 Определение расхода гидросистемы

Теоретический расход рабочей жидкости гидроцилиндра:

Qц=fп v; (6)

fп- площадь плунжера, ;

v - скорость плунжера, м/с, vпз=0,2 м/с;

fп= ; (7)

fп= = ;

Qц=0,08 =0,016 м3/с.

Расход гидросистемы [4]:

Qc=1,02 Qц (8)

Qc=1,02 Qц=1,02·0,016=0,01632м3/с.

1.11.3 Расчет давления в гидроцилиндре

Рабочее давление в цилиндре [4]:

рц= ; (9)

рц= ;

-предварительный коэффициент полезного действия гидросистемы. 0,7.

1.11.4 Расчет трубопроводов

Для расчета трубопровода предварительно выбираем [4]:

=3,2 м/с – для напорной линии,

=2 м/с – для сливной,

=1.6 м/с – для всасывающей.

Диаметр трубопровода для всасывающей магистрали [4]:

d= , (10)

d= 0,113м,принимаем Dу=0,1м;

Диаметр трубопровода для напорной магистрали:

для цилиндра d= 0,08м, принимаем Dу=0,08м;

Диаметр трубопровода для сливной магистрали:

для цилиндра d= 0,1м, принимаем Dу=0,1м.

Скорости движения жидкости определится [4]:

V= , (11)

VВ= 2,07м/с;



Vн= 3,23м/с;

Vс= =2,07м/с.

Потери давления по длине трубопровода

Напорный трубопровод:

Dу=0,08м, l=75м, vн=3,23 м/с.

Потери давления по длине напорного или сливного трубопровода:

Δрl= ; (12)

где - плотность жидкости;

– коэффициент гидравлического трения;

lтр - длина рассчитываемого трубопровода.

Δрl= =0,137 МПа ;

Δрl=

Режим движения жидкости определяется по числу Рейнольдса:

Re= , (13)

Re= =8613;

=0,3164/ =0,3164/9,63=0,032 при 2320 < Re < 10 ,

где kэ – эквивалентная шероховатость труб, принимаем kэ=0,03 мм;

режим движения жидкости турбулентный, так как Re 2320

1.11.5 Потери давления в местных гидравлических сопротивлениях в напорном и сливном трубопроводе:

Δрм= ; (14)

– сумма коэффициентов местных сопротивлений, расположенных на рассчитываемом участке;

- сумма потерь давления в гидроаппаратах, расположенных на рассчитываемом участке трубопровода, МПа;

Напорная линия:

= (15)

=0,15+0,25+0,3+0,2+0,26+0,15=1,3МПа;

Δрм .

Сливная линия:

=

=0,15+0,2+0,15+0,15+0,2+0,25=1,1 МПа;

Δрм 1,101 МПа .

Гидравлические потери в трубопроводе:

= =0,137 + 1,302=1,4 МПа;

= .

1.11.6 Определение давления в гидроцилиндре

=Р/fп; (16)

=435000/0.08=5,5МПа

Р – технологическая нагрузка, Н;

fп – площадь плунжера, м2;

КПД гидроцилиндра найдем, определив:

а) Потери на трение в гидроцилиндре, МПа [4]:

Δртр= (17)

bp- сила трения в гидроцилиндре;

b =0,04 при Dц > 0,125 м;

Δртр= =0,00005 МПа.

б) Механические потери (давление, затраченное на преодоление сил трения в гидроцилиндре и силы противодавления), МПа [4]:

Δрмех=Δртр+ (18)

Рпр – давление в штоковой полости, которое определяется гидравлическим сопротивлением в трубопроводе от гидроцилиндра до бака, МПа, рпр=0,2 МПа;

Δрмех= 0,00005+ 0.00005 МПа.

в) Давление, подведенное к гидроцилиндру[4]:

рц= +Δрмех; (19)

рц = +Δрмех=5,43+0.00005=5,43МПа;

Тогда КПД гидроцилиндра определится [4]:

ηц=1- ; (20)

ηц=1- =1- =0,9

1.11.7 Выбор насоса

рнасц+ рг; (21)

рц – давление в цилиндре, МПа;

рг – суммма гидравлических потерь;

рнас=5,43+2,4=7,83 МПа;

Давление настройки предохранительного клапана [4]:

рн.к=(1,1-1,3)рнас; (22)

рн.к=(1,1-1,3)рнас=1,2 7,83=9,4МПа;

Выбираем регулируемый аксиальный роторно-поршневой насос типа IIД50:

Qн=12,9 л/с; Qнт=13,35 л/с рн=10 МПа; рmax=16 МПа; nн=1750 об/мин; N=29 кВт; ηн=0,9; ηоб=0,97; ηмн=0,94; Тн=1500час.

1.11.8 Расчет КПД и мощность гидропривода

Определяем КПД гидросети. В случае применения в гидроприводе регулируемого насоса [4]:

ηсцнас; (23)

ηсцнас=5,5/10=0,55;

Находим КПД гидропривода [4]:

ηг.пс·ηн·ηоб; (24)

ηг.пс·ηн·ηоб=0,55 =0,55

Подсчитываем полезную мощность гидропривода [4]:

Nе= Рvпз; (25)

Nе= Рvпз=345000·0,2=69 кВт;

Затраченная

N=Nег.п; (26)

N=Nег.п=232/0,6=125кВт.

1.11.9 Выбор гидроаппаратуры

1) В качестве дросселя выбираем дроссель КВМК 25G11 с диаметром условного прохода 25 мм, номинальное давление 32 МПа. Дроссель предназначен для регулирования скорости поршня (плунжера) в цилиндре, приводимого в движение насосом постоянной производительности. Эти цели достигаются отводом части (сбросом) жидкости в сливную магистраль или созданием перепада давлений.

 

 

   

 

 
 

 

Рисунок 14- Дроссель КВМК 25G11

2) В качестве предохранительного (разгрузочного) клапана выбираем перепускной предохранительный клапан с электромагнитным управлением типа DS3.Предназначен для автоматической защиты оборудования и трубопроводов от превышения давления свыше заранее установленной величины посредством сброса избытка рабочей среды.

Рисунок 15- Перепускной предохранительный клапантипа DS3

3) В качестве обратного клапана выбираем обратный клапан 1МК032/20, условный проход 32 мм, номинальное давление 20 МПа, номинальный расход 400 л/мин. Предназначен для недопущения изменения направления потока среды в технологической системе.


Рисунок 16 –Обратный клапан 1МК032/20

4) В качестве гидрозамка используем гидрозамок ГЗМ-20/3М, условный проход 20мм, номинальное давление 32 МПа, номинальный расход жидкости 200 л/мин. Предназначен для удержания гидравлических двигателей в статическом положении под нагрузкой.

Рисунок 17 – Гидрозамок ГЗМ -20/3М

5) В качестве распределителя выбираем золотниковый распределитель с электромагнитным управлением 1Р202, условный проход 20мм. Применяется в гидросистеме для изменения направления потока рабочей жидкости на отдельных ее участках с тем, чтобы изменить направления движения исполнительных механизмов агрегатов.

Рисунок 18 – Гидрораспределитель золотниковый 1Р202

6) В качестве фильтра используем фильтр 3ФГМ32-10М, тонкость очистки 10 мкм, номинальный расход 200 л/мин. Предназначен для удаления загрязнений из гидравлической жидкости.

Рисунок 19–Фильтр 3ФГМ32-10М

1.11.10 Построение механических характеристик

vп= ; (27) аг.п.= = ; (28)

аг.п.= = = =0,00004 -6 м4 /кг

Тогда при Uн=1, р =рнк;

vп= =0,164м/с;

при Uн=1, р =0, vп= vmax;

vп= =0,166 м/с;

 

при Uн=0.9, р = ;

vп= =0,147 м/с;

 

при Uн=0,8, р =4,6 МПа;

vп= =0,131 м/с;

 

при Uн=0,7, р =4,2 МПа;

vп= 0,114 м/с;

 

при Uн=0,6, р= МПа;

vп 0,098 м/с;

 

при Uн=0,5, р =3,4МПа;

vп= м/с;

при Uн=0,4, р =3,0МПа;

vп= м/с.

Рисунок 20- График механических характеристик гидропривода

1.11.11 Расчет гидробака для рабочей жидкости

Вместимость бака обычно выбирают равной трехминутной подаче насоса[4]:

Vм=3 60 Qн; (29)

Qн- подача насоса, м3/с;

Vм=3 60 12,9 10-3=2,32м3;

Значение Vм округляем до ближайшего большего значения из ряда номинальных вместимостей по ГОСТ 12448-806 Vм = 2500 дм3

Наиболее рациональной формой бака считают параллелепипед. Уровень рабочей жидкости не должен превышать 0,8 высоты бака Н.

Задавшись произвольными a=1,4м и b=2,2м, находим высоту бака;

Н=Vм/(0,8ab); (30)

Н=Vм/(0,8ab)=2,5/(0,8 1,4 2,2)=1м;

a – длина бака, м;

b – ширина бака, м.

Vм = а·b·Н=1,4·2,2·1=2,5 м3

1.11.12 Тепловой расчет гидропривода

Температура рабочей жидкости не должна превышать 60-700С и определяется по формуле:

tм= tв+ (31)

tв- температура воздуха, 0С , tв=300С;

Vм- вместимость бака, м3;

- мощность, теряемая в гидроцилиндре, кВт;

(32)

-приводная мощность насосы, кВт;

-КПД гидропривода;

, (33)

;

tм=30+ =310С;

К- коэффициент теплоотдачи от бака в воздух, К=17,5 вт/(м2*0С).

1.1 Прочностной расчет

1.11.1 Проверка стенок гидроцилиндра на прочность

На цилиндр действует внутреннее давление, поэтому в его стенках возникают напряжения:

– радиальные

, (34)

– тангенсальные

, (35)

– осевые от влияния дна

, (36)

где p - давление в цилиндре, МПа;

- радиус внутренней стенки, м;

- радиус наружной стенки, м.

По энергетической теории прочности эквивалентное напряжение определяется по уравнению, Па:

(37)

Величина допускаемого напряжения для кованных цилиндров из стали [ ] = 110 – 150 МПа.

Гидроцилиндр механизма подъема крышки АКП:

Радиальные напряжения

Тангенсальные напряжения

Осевые от влияния дна

Эквивалентные напряжения

- следовательно, условие прочности выполняется.

1.12.2 Расчет резьбовых шпилек, соединяющих крышку с корпусом цилиндра

Определим внешнюю силу, действующую на шпильки

, (38)

Внешняя нагрузка на одну шпильку (количество шпилек n=6) определится по формуле

(39)

;

Найдем осевую растягивающую силу

,где (40)

k - коэффициент затяжки (k = 2);

x - коэффициент внешней нагрузки (x = 0,25);

;

Определить проектный размер шпильки

, где (41)

- допускаемое напряжение при растяжении, Па.

, где

- допускаемый коэффициент запаса прочности

для стали 4ОХ равен 1120 ∙ 106 Па;

[ ] = = Па, тогда

d = 1,3 = 0,0239 м

Примем шпильки М24 в количестве 6 штук.

 


1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 | 9 | 10 | 11 |


Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Студалл.Орг (0.05 сек.)