Определение технологической нагрузки

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:

Q_ц=f_п v; (6)

f_п- площадь плунжера, ;

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

f_п= ; (7)

f_п= = ;

Q_ц=0,08 =0,016 м³/с.

Расход гидросистемы [4]:

Q_c=1,02 Q_ц (8)

Q_c=1,02 Q_ц=1,02·0,016=0,01632м³/с.

1.11.3 Расчет давления в гидроцилиндре

Рабочее давление в цилиндре [4]:

р_ц= ; (9)

р_ц= ;

-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 D_у=0,1м;

Диаметр трубопровода для напорной магистрали:

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

Диаметр трубопровода для сливной магистрали:

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

Скорости движения жидкости определится [4]:

V= , (11)

V_В= 2,07м/с;

V_н= 3,23м/с;

V_с= =2,07м/с.

Потери давления по длине трубопровода

Напорный трубопровод:

D_у=0,08м, l =75м, v_н=3,23 м/с.

Потери давления по длине напорного или сливного трубопровода:

Δр_l= ; (12)

где - плотность жидкости;

– коэффициент гидравлического трения;

lтр - длина рассчитываемого трубопровода.

Δр_l.н= =0,137 МПа;

Δр_l.с=

Режим движения жидкости определяется по числу Рейнольдса:

R_e= , (13)

R_e= =8613;

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

где k_э – эквивалентная шероховатость труб, принимаем k_э=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:

Δр_м= ; (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;

Δр_{м .}

Сливная линия:

=

=0,15+0,2+0,15+0,15+0,2+0,25=1,1 МПа;

Δр_м 1,101 МПа.

Гидравлические потери в трубопроводе:

= =0,137 + 1,302=1,4 МПа;

= .

1.11.6 Определение давления в гидроцилиндре

=Р/f_п; (16)

=435000/0.08=5,5МПа

Р – технологическая нагрузка, Н;

f_п – площадь плунжера, м²;

КПД гидроцилиндра найдем, определив:

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

Δр_тр= (17)

bp- сила трения в гидроцилиндре;

b =0,04 при D_ц > 0,125 м;

Δр_тр= =0,00005 МПа.

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

Δр_мех=Δр_тр+ (18)

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

Δр_мех= 0,00005+ 0.00005 МПа.

в) Давление, подведенное к гидроцилиндру[4]:

р_ц= +Δр_мех; (19)

р_ц = +Δр_мех=5,43+0.00005=5,43МПа;

Тогда КПД гидроцилиндра определится [4]:

η_ц=1- ; (20)

η_ц=1- =1- =0,9

1.11.7 Выбор насоса

р_нас=р_ц+ р_г; (21)

р_ц – давление в цилиндре, МПа;

р_г – суммма гидравлических потерь;

р_нас=5,43+2,4=7,83 МПа;

Давление настройки предохранительного клапана [4]:

р_н.к=(1,1-1,3)р_нас; (22)

р_н.к=(1,1-1,3)р_нас=1,2 7,83=9,4МПа;

Выбираем регулируемый аксиальный роторно-поршневой насос типа IIД50:

Q_н=12,9 л/с; Q_нт=13,35 л/с р_н=10 МПа; р_max=16 МПа; n_н=1750 об/мин; N=29 кВт; η_н=0,9; η_об=0,97; η_мн=0,94; Т_н=1500час.

1.11.8 Расчет КПД и мощность гидропривода

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

η_с=р_ц/р_нас; (23)

η_с=р_ц/р_нас=5,5/10=0,55;

Находим КПД гидропривода [4]:

η_г.п=η_с·η_н·η_об; (24)

η_г.п=η_с·η_н·η_об=0,55 =0,55

Подсчитываем полезную мощность гидропривода [4]:

N_е= Рv_пз; (25)

N_е= Рv_пз=345000·0,2=69 кВт;

Затраченная

N=N_е/η_г.п; (26)

N=N_е/η_г.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

v_п= ; (27) а_г.п.= = ; (28)

а_г.п.= = = =0,00004 ^-6 м⁴ /кг

Тогда при U_н=1, р =р_нк;

v_п= =0,164м/с;

при U_н=1, р =0, v_п= v_max;

v_п= =0,166 м/с;

при U_н=0.9, р = ;

v_п= =0,147 м/с;

при U_н=0,8, р =4,6 МПа;

v_п= =0,131 м/с;

при U_н=0,7, р =4,2 МПа;

v_п= 0,114 м/с;

при U_н=0,6, р= МПа;

v_п 0,098 м/с;

при U_н=0,5, р =3,4МПа;

v_п= м/с;

при U_н=0,4, р =3,0МПа;

v_п= 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]:

V_м=3 60 Q_н; (29)

Q_н- подача насоса, м³/с;

V_м=3 60 12,9 10^-3=2,32м³;

Значение V_м округляем до ближайшего большего значения из ряда номинальных вместимостей по ГОСТ 12448-806 V_м = 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=V_м/(0,8ab); (30)

Н=V_м/(0,8ab)=2,5/(0,8 1,4 2,2)=1м;

a – длина бака, м;

b – ширина бака, м.

V_м = 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:

t_м= t_в+ (31)

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

V_м- вместимость бака, м³;

- мощность, теряемая в гидроцилиндре, кВт;

(32)

-приводная мощность насосы, кВт;

-КПД гидропривода;

, (33)

;

t_м=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.

Поиск по сайту: