Проектирование привода тележки пакетирующего устройства

Размещено на Allbest.ru

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1 АНАЛИЗ СОСТОЯНИЯ ВОПРОСА, ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ ПРОЕКТА

2 ЦЕЛЬ МОДЕРНИЗАЦИИ, УСТРОЙСТВО И ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ ПАКЕТИРУЮЩЕГО УСТРОЙСТВА И ТРАНСПОРТНОЙ ТЕЛЕЖКИ

2. 1 Расчет подшипниковых узлов ходового колеса и натяжной звездочки

2. 2 Расчет пружины натяжного устройства

2. 3 Расчет ходового колеса на долговечность

2. 4 Крепление к полу цеха

2. 5 Расчет детали и тяговой цепи

3 проектирование привода тележки пакетирующего устройства

3. 1 Анализ кинематической схемы привода

3. 2 Энергокинематический расчет привода

3. 3 Подбор стандартного редуктора

3. 4 Расчет цепной передачи привода тележки

3. 5 Ориентировачный расчет и конструирование приводного вала

3. 6 Предварительный выбор подшипников и корпусов подшипниковых узлов приводного вала

3. 7 Эскизная компановка узла приводного вала

3. 8 Проверка долговечности предварительно выбранных подшипников

3. 9 Уточненный расчет приводного вала

3. 10 Подбор муфты

3. 11 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночного соединения

4 РАЗРАБОТКА КОНСТРУКЦИИ ГИДРОПРИВОДА ПОДЪЁМА ПЛАТФОРМЫ ТРАНСПОРТНОЙ ТЕЛЕЖКИ

4. 1 Расчет и выбор исполнительного гидродвигателя

4. 2 Состояние принципиальной схемы гидропривода

4. 3 Расчет и выбор насосной установки

4. 4 Расчет и выбор гидроаппаратуры и трубопроводов

4. 5 Разработка конструкции гидроблока управления

4. 6 Определение потерь давления в аппаратуре и трубопроводах

4. 7 Расчет суммарных потерь давления

5 РАЗРАБОТКА ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ПРОЦЕССА МЕХАНИЧЕСКОЙ ОБРАБОТКИ ДЕТАЛИ ЗВЕЗДОЧКА

5. 1 Описание конструкции и назначение детали

5. 2 Анализ технологичности конструкции детали

5. 3 Выбор метода изготовления и формы заготовки

5. 4 Выбор маршрута обработки

5. 5 Выбор типа производства и формы технологического процесса

5. 6 Расчет припуска на обработку

5. 7 Выбор оборудованния

5. 8 Выбор режущих инструментов и приспособления

5. 9 Выбор средств измерений

5. 10 Выбор режимов резания

5. 11 Определение технической нормы времени

5. 12 Проектирование технологической операции на станке с ЧПУ

6 РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ТОРЦЕВОЙ ФРЕЗЫ

6. 1 Обоснование способа обработки и выбора резца

6. 2 Расчет торцевой фрезы

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫЙ ИСТОЧНИКОВ

ВВЕДЕНИЕ

привод тележка приводный вал

ПАО «Северсталь» - главный производитель российского металла. Сегодня доля продукции открытого акционерного общества составляет 64% от объема выпускаемой промышленной продукции Череповца и 56% - Вологодской области. Среди предприятий Российской Федерации ПАО «Северсталь» занимает одну из первых позиций: каждая пятая тонна российского проката - череповецкая. Создание Череповецкого металлургического комбината превратило Северо - Запад России в крупную индустриальную базу, подобную Уралу и Кузбассу. За сутки на «Северстали» выплавляются 19000 тонн чугуна, 24000 тонн стали, производится 20000 тонн проката.

Расположен металлургический завод в г. Череповце в Вологодской области. Железнодорожные магистрали и Волго - Балтийский водный путь связывают ПАО «Северсталь» с крупными промышленными центрами, а также с портами Балтийского, Белого, Каспийского, Черного и Азовского морей.

Надежность и бесперебойная работа основных цехов и производств ПАО «Северсталь» обеспечивается мощным энергитическим хозяйством, технически оснащенной ремонтной базой, специализированной лабораторией, транспортными службами.

Шестнадцать управления главного энергетика обеспечивают производства металла электроэнергией, газом теплом, паром, кислородом, сжатым воздухом, водой и др. Почти половина необходимой электрической и тепловой энергии обеспечивается за счет вторичных ресурсов.

Десять цехов управления главного механика по мощности не уступают крупному многопрофильному машиностроительному предприятию. Ремонтная служба в полном объеме обеспечивает завод нестандартным и сменным оборудованием, деталями и узлами для проведения текущих и капитальных ремонтов.

Лаборатория завода оснащена современным контрольным и исследовательским оборудованием и приборами.

Модернизация, расширение сортамента, повышение качества выпускаемой продукции - вот основные направления по которым строит инвестиционную политику ПАО «Северсталь» в области своего будущего. Главная её цель - поддержание конкурентоспособности металлопродукции и приобретение новых потребителей.

Большая часть выплавляемой стали проходит через прокатные цехи, где металлу придают форму готового изделия или заготовки для переката. ПАО «Северсталь» изготовляет прокат широкого сортамента: толстый и тонкий горячекатаный лист, полосы в рулонах, катанку в бунтах и мотках, прутки, швеллеры, уголки, гнутые профили, холоднокатаный металл в листах и рулонах.

Основные направления поставок холоднокатаного металла в рулонах и пачках за 2001г. : Европа - 33, 5%, Южная и Центральная Америка - 15%, Юго-Восточная Азия - 14, 8%, Африка - 13, 5%, США и Канада - 10, 8%, Ближний Восток - 10, 3%.

1 АНАЛИЗ СОСТОЯНИЯ ВОПРОСА, ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ ПРОЕКТА

Главная ставка в технической политики ПАО «Северсталь» делается на производство холоднокатаного металла: автолиста, динамной стали, проката с цинковым и алюмоцинковым или алюмокремниевым покрытием. В производство холоднокатаного листа направляются основные инвестиции, ибо тонна реализованного холоднокатонного проката приносит предприятию столько денег, сколько полторы тонны горячекатаного.

Потребители холоднокатаного металла предъявляют жесткие требования по качеству продукции, выпускаемой технологами производства.

Оцинкованный прокат изготовляется из углеродистой холоднокатаной стали с химическим составом в соответствии с ГОСТ 9045, ГОСТ 1050, и ГОСТ 380 с содержанием серы S не более 0, 045% и фосфора Р не более 0, 04%.

Агрегат непрерывного цинкования - агрегат с непрерывной работой, его любая самая непродолжительная остановка или замедление выливается в выбраковку и отсортировку оцинкованного листа, который в дальнейшем полностью или частично непригоден для использования. Следовательно, важную роль в работе всего агрегата в целом, играют машины и механизмы, управляющие технологическим процессом.

Пакетирование оцинкованных листов в пачки производится на участке пакетирующей линии агрегата непрерывного оцинкования стальной полосы (АГНЦ). АГНЦ входит в состав цеха покрытия металла производства холоднокатаного листа ПАО «Северсталь». АГНЦ предназначен для производства листового металла с цинковым покрытием. Конечная продукция цеха может быть представлена в виде металла, смотанного в рулон или металла порезанного на мерные длины и упакованного в пачки. Пакетирование листов осуществляется на пакетирующей линии.

транспортная тележка - предназначена для транспортирования пачки из под оси линии пакетирования в пролет цеха. В каждом кармане находятся по две транспортных тележки: в то время как одна тележка находится под агрегатом, другая вывозится в пролет и разгружается с помощью специальных захватов мостовым краном. В состав тележки входит несущая рама, опорные ходовые колеса и подъемный стол, который поднимается гидравлическим механизмом подъема.

С целью повышения надежности работы была проведена модернизация транспортной тележки, которая предназначена для приема пачки и перемещения её в сторону пролета цеха для дальнейшего снятия. Суть модернизации транспортной тележки состоит в изменении её конструкции, а также канатного привода. А именно в изменении узла крепления тяговой (цепной) передачи к кронштейну тележки посредством рычага. Эта модернизация была обусловлена частыми нарушениями в работе тележки, что влекло за собой остановки в работе агрегата. С введением новой конструкции тележки, а также с заменой канатного привода на цепной надежность работы пакетирующего устройства значительно снизила количество без заказной продукции и следовательно уменьшила затраты на производство оцинкованного листа.

Исходя из поставленной цели необходимо решить ряд задач:

Рассчитать привод тележки.

Рассчитать гидропривод стола тележки.

Рассчитать конструкцию транспортной тележки.

Разработать технологию изготовления звёздочки.

Произвести расчёт инструмента.

2 ЦЕЛЬ МОДЕРНИЗАЦИИ, УСТРОЙСТВО И ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ ПАКЕТИРУЮЩЕГО УСТРОЙСТВА И ТРАНСПОРТНОЙ ТЕЛЕЖКИ

Модернизация транспортной тележки входит в проект по модернизации привода пакетирующего устройства, который заключается в изменении тягового органа транспортной тележки. В связи с этим изменятся и конструкция тележки, а точнее способ крепления цепи ПРЛ - 44, 45 -13000 к осям кронштейнов тележки.

Транспортная тележка входит в состав пакетирующего устройства, которое предназначено для транспортировки листов от летучих ножниц, сортировки, промасливания, подсчета листов и укладки их в пакеты.

Каждый карман готовой продукции состоит из установки подъемного стола и двух транспортных тележек, которые перемещаются за счет привода состоящего из:

электродвигателя мощностью Р=5, 5 кВт и частотой вращения n=960 мин-1;

тормоза ТКП;

редуктора РМ;

промежуточных валов;

соединительных муфт;

цепной передачи.

Рабочий ход стола составляет 900 мм, максимальная скорость подъема/опускания стола 80мм/с, грузоподъемность Q=10 т.

Технические данные транспортной тележки:

грузоподъемность Q=10 т;

скорость передвижения =0, 5 м/с;

ход тележки 7100 мм;

колея тележки 3000 мм;

база тележки 1400 мм;

диаметр ходовых колес 250 мм.

Технические требования:

ходовые колеса должны свободно вращаться от руки;

Тележка должна быть окрашена в серый цвет;

Смазка подшипников качения густая закладная;

Натяжение цепи производится при помощи пружины натяжной звездочки и уменьшением числа звеньев цепи.

Размеры выдаваемых оцинкованных листов:

длина листа 700 - 4000 мм;

ширина листа 400 - 1500 мм;

толщина листа 0, 35 - 1, 5 мм;

вес пачки 5 т.

2. 1 Расчет подшипниковых узлов ходового колеса и натяжной звездочки

Расчет подшипника качения натяжной звездочки.

Для поддержания звездочки, вращающейся вокруг своей оси и передачи крутящего момента применяется подшипник шариковый радиальный однорядный средней серии.

Исходные данные:

d - номинальный диаметр отверстия подшипника, мм;

D - номинальный наружный диаметр подшипника, мм;

B - ширина подшипника, мм;

Cr -динамическая грузоподъемность, Cr=48500 Н;

Cor - статическая грузоподъемность, Cor=36300 Н.

Эквивалентную динамическую нагрузку для радиальных шарикоподшипников Pr определяем по формуле (2. 1) :

Pr= (XVFr + YFa) Kб Kт, Н, (2. 1)

где Fr - радиальная нагрузка, Fr=3500 Н;

Fa - осевая нагрузка, Fa=1000 Н

X, Y - коэффициенты, учитывающие разное повреждающее действие радиальной и осевой нагрузок;

V - коэффициент вращения, V=1, 2 при вращении наружного кольца;

Kб - коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку, Kб=1, 2 при легких толчках;

Kт - температурный коэффициент, Kт =1 при t<100o C.

Fa/Cor=1000/36300=0, 027=0, 028; (2. 2)

e=0, 22.

Для однорядных радиальных шариковых подшипников для определения коэффициентов X и Y воспользуемся формулой (2. 3) :

Fa/ (VFr), Н, (2. 3)

1 000/ (1, 2•3 500) =0, 24 Н.

Так как e<0, 24 то X=0, 56 и Y=1, 99.

Pr= (1, 2•0, 56•3 500+1, 99•1000) •1, 2•1=5210 Н.

Определяем номинальную долговечность подшипника L по формуле (2. 4) :

L= (Cr/P) k, млн. об, (2. 4)

где k - показатель степени, для шарикоподшипников k=3.

L= (48 500/5 210) 3=806 млн. об.

Определяем долговечность подшипника Lh по формуле (2. 5) :

Lh = a1•a23 • (Cr/P) k•106/60•n, час, (2. 5)

где a1 - коэффициент долговечности в функции необходимой надежности, при вероятности безотказной работы 90% a1=1;

a23 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, для шарикоподшипников a23=0, 7;

n - частота вращения кольца, n=33, 6 мин-1.

Lh=1•0, 7• (48500/5210) 3•106/ (60•33, 6) =27986 ч.

Проверочный расчет на долговечность сводится к проверке неравенства:

LhLE,

где LE - эквивалентная долговечность, которую подшипник должен выдержать за полный срок службы, LE12000 ч.

Так как расчетный ресурс больше требуемого 27986>12000, то назначенный подшипник 310 пригоден, при требуемом ресурсе надежности свыше 90%.

Расчет подшипника качения ходового колеса транспортной тележки.

В качестве опоры ходового колеса транспортной тележки применяется подшипник роликовый радиальный сферический двухрядный.

Исходные данные подшипника 3516:

Cr -динамическая грузоподъемность, Cr=100200 Н;

Cor - статическая грузоподъемность, Cor=120000 Н;

б - номинальный угол контакта, б=15є.

Эквивалентную динамическую нагрузку для роликовых радиально - упорных подшипников Pr определяем по формуле (2. 6) :

Pr= (XVFr + YFa) Kб Kт, Н, (2. 6)

где Fr - радиальная нагрузка, Fr=10000 Н;

Fa - осевая нагрузка, Fa=3000 Н;

X, Y - коэффициенты, учитывающие разное повреждающее действие;

V - коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца;

Kб - коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку, Kб=1, 2 при легких толчках;

Kт - температурный коэффициент, Kт =1 при t<100o C.

Чтобы определить коэффициенты X и Y воспользуемся формулой (2. 7):

Fa/ (V•Fr), (2. 7)

3000/ (1•10 000) =0, 3.

e=1, 5•tgб, (2. 8)

e=1, 5·tg15є=0, 4.

Fa/ (VFr) <e.

Следовательно X=1, а Y=0, 45ctgб=1.

Pr= (1•1•10000+1•3000) •1, 2•1=15600 Н.

Определяем номинальную долговечность подшипника L по формуле (2. 9) :

L= (Cr/P) k, млн. об, (2. 9)

где k - показатель степени, для роликовых подшипников k=10/3.

L= (102000/15600) 10/3= 522 млн. об.

Определяем долговечность подшипника по формуле (2. 10) :

Lh = a1•a23• (Cr/P) k•106/60•n, час, (2. 10)

где a1 - коэффициент долговечности в функции необходимой надежности, при вероятности безотказной работы 90% a1=1;

a23 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, для подшипника 3516 a23=0, 3;

n - частота вращения кольца, n=33, 6 мин-1.

Lh=1•0, 3• (102000/15600) 10/3 •106/ (60•33, 6) =77782 ч.

Проверочный расчет на долговечность сводится к проверке неравенства:

LhLE,

где LE - эквивалентная долговечность, которую подшипник должен выдержать за полный срок службы, LE20 000 ч.

Так как расчетный ресурс больше требуемого 77782>20000, то назначенный подшипник 3516 пригоден, при требуемом ресурсе надежности свыше 90%.

2. 2 Расчет пружины натяжного устройства

Исходными величинами для определения размеров пружин являются силы Р1 и Р2, рабочий ход h, наибольшая скорость перемещения подвижного конца пружины при нагружении или при разгрузке, заданная выносливость N и наружный диаметр пружины D.

Для определения силы пружины при максимальной деформации воспользуемся формулой (2. 11) :

Р3=Р2/ (1-), кгс, (2. 11)

где - относительный инерционный зазор пружины сжатия, =0, 05/0, 25.

Р3=80/ (1-0, 05) /80/ (1-0, 25) =84/106, 7 кгс.

Учитывая, что данная пружина марки 60С2А принадлежит к 2 классу 3 разряда из таблицы в интервале от 84 до106, 7кгс выбираем силу Р3=106 кгс. Исходя из заданного диаметра и стремления обеспечить наибольшую выносливость выбираем пружину №83 со следующими данными: d=6мм, D=70 мм, z1=4, 939 кгс/мм, f3=21, 460 мм.

Принадлежность к 2 классу проверяем путем определения отношения о/кр, для чего предварительно находим критическую скорость по формуле (2. 12) :

кр=3• (1-Р2/Р3) /2•G, м/с, (2. 12)

где 3 - максимальное касательное напряжение при кручении (с учетом кривизны витка), 3=96 кгс/мм2;

G - модуль сдвига, G=8•103 кгс/мм2;

- плотность материала, =8•10-10.

кр=96• (1-80/100, 6) /3, 58=2, 74 м/с.

о/кр=0, 1/2, 74=0, 0361.

Полученная величина свидетельствует об отсутствии соударения витков, и, следовательно, выбранная пружина удовлетворяет заданным условиям.

Для определения жесткости пружины воспользуемся формулой (2. 13) :

z=Р2-Р1/h, кгс/мм, (2. 13)

z=80-20/60=1кгс/мм.

Определяем число рабочих витков n по формуле (2. 14) :

n=z1/z, (2. 14)

n=4, 939/15.

Определяем средний диаметр пружины Do по формуле (2. 15) :

Do=D-d, мм, (2. 15)

Do=70-6=64 мм.

Определяем индекс пружины с по формуле (2. 16) :

с=Do/d, (2. 16)

c=64/6=10, 6.

Определяем предварительную деформацию F1 по формуле (2. 17) :

F1=P1/z, мм, (2. 17)

F1=20/1=20 мм.

Определяем рабочую деформацию F2 по формуле (2. 18) :

F2=P2/z, мм, (2. 18)

F2=80/1=80 мм.

Определяем максимальную деформацию пружины F3 (при соприкосновении витков сжатия) по формуле (2. 19) :

F3=P3/z, мм, (2. 19)

F3=106, 7/1=106, 7 мм.

Находим высоту пружины при максимальной деформации по формуле (2. 20) :

H3= (n1+1-n3) •d, мм, (2. 20)

где n3 - число зашлифованных витков;

n1 - полное число витков.

H3= (6, 5+1-1, 5) •6=36 мм.

Находим высоту пружины в свободном состоянии Ho по формуле (2. 21) :

Ho=H3+F3, мм, (2. 21)

Ho=36+106, 7=142, 7 мм.

Определяем высоту пружины при предварительной деформации H1 по формуле (2. 22) :

H1=Ho-F1, мм, (2. 22)

H1=124, 7-20=104, 7 мм.

Определяем высоту пружины при рабочей деформации H2 по формуле (2. 23) :

H2=Ho-F2, мм, (2. 23)

H2=142, 7-80=62, 7 мм.

Определяем шаг пружины t с помощью формулы (2. 24) :

t=f3+d, мм, (2. 24)

t=24, 46+6=30, 46 мм.

Определяем длину развернутой пружины L по формуле (2. 25) :

L=3, 2•Do•n1, мм, (2. 25)

L=3, 2•64•6, 5=1331, 2 мм.

Определяем массу пружины Q по формуле (2. 26) :

Q=19, 25•10-6•Do•d2•n1, кг, (2. 26)

Q=19, 25•10-6•64•62•6, 5=0, 3 кг.

Определяем объем занимаемый пружиной W по формуле (2. 27) :

W=0, 758•D2•H1, мм3, (2. 27)

W=0, 758•702•104, 7=388877 мм3.

2. 3 Расчет ходового колеса на долговечность

Определим эффективное напряжение смятия при линейном контакте цилиндрического колеса с плоским рельсом э по формуле (2. 28) :

э=1, 67•10-4•kf{F•E/ (B•R) }?[э], МПа, (2. 28)

где kf - коэффициент учитывающий влияние тангенциальной нагрузки (силы трения) на работу ведущего и ведомого ходовых колес, для среднего режима kf=1, 05;

F - расчетная нагрузка, Н;

E - приведенный модуль упругости, МПа;

B - рабочая ширина головки рельса без учета закруглений, м;

R - радиус колеса, м;

[э] - допустимое эффективное напряжения смятия.

F=KтKнFс, Н, (2. 29)

где Kт - коэффициент толчков, учитывающий влияние вертикальной динамической нагрузки, возникающий при перемещении тележки, вследствие неравномерности рельсового пути и стыков, при =0, 5 м/с Kт=1;

Kн - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине рельса, для плоских рельсов Kн=2;

Fс - максимальная нагрузка на ходовое колесо при номинальных нагрузках тележки в рабочем состоянии, Н.

F=1•2•10000=20000 Н.

E=2E1•E2/ (E1+E2), МПа, (2. 30)

E=2•2•105•2•105/ (2•105+2•105) =2 МПа.

э=1, 67•10-4•1, 05{20 000•2/ (0, 06•0, 125) }=128 МПа?[э].

[э]= [э. о]•9{104/N}, МПа, (2. 31)

где [э. о] - базовое допускаемое значение эффективного напряжения, для стали 45 [э. о]=510 МПа;

N - приведенное число оборотов ходового колеса за срок службы.

[э]= 510•9{104/154}=487 МПа.

Из расчетов видно, что эффективное напряжение смятия э=128 МПа не превышает допустимого напряжения [э]=487 МПа.

Определяем максимальное контактное давление с:

с=0, 418v{q•Eпр/R}, МПа, (2. 32)

где q - интенсивность нагрузки, Н/м.

q=F/B, Н/м, (2. 33)

q=20103/0, 06=333•103 Н/м.

с=0, 418v{333•103•2/125}=305•103 Па.

2. 4 Крепление к полу цеха

Оборудование привода разгрузочного устройства устанавливается на плиты или на бетонный пол цеха, используя специальные фундаментные болты.

Рама изготавливается сварная из элементов сортового проката: швеллеров, уголков, полос и листов. В частности на раму устанавливаются электродвигатель, редуктор, тормоз и моторная муфта, использующаяся в качестве передачи крутящего момента и тормозного шкива.

Для крепления рамы к полу цеха применяют фундаментные болты, диаметр и число которых принимается согласно габаритам рамы (в нашем случае для крепления рамы используются восемь болтов).

Фундаментными болтами также крепится оборудование, установленное непосредственно на бетонном полу цеха.

Для установки натяжной звездочки к полу цеха применяются четыре фундаментных болта с коническим концом. Размеры, которого определяются исходя из диаметра шпильки. При диаметре шпильки М36 диаметр конического конца составит 66 мм, длина 68 мм, высота шпильки, заложенной в фундамент - 400 мм, диаметр скважины 85 мм.

2. 5 Расчет деталей тяговой цепи

Расчет крепления кронштейна.

Произведем расчет и выбор болтового соединения для крепления кронштейна к корпусу транспортной тележки. Группа болтов нагружена силой R, действующей в плоскости, перпендикулярной стыку. При расчете раскладываем силу R на составляющие Р1 и Р2.

Определяем составляющие нагрузки силы по формулам (2. 34), (2. 35) :

Р1=R•cos30, кН, (2. 34)

Р2==R•sin30, кН, (2. 35)

Р1=20•cos30=17, 3 кН.

Р2=20•sin30=10 кН.

Определяем изгибающий момент М по формуле (2. 36) :

М=Р1l1-P2l2, кН•м, (2. 36)

М=17, 3•0, 22-10•0, 22=1, 6 кН•м.

Определяем напряжение растяжения ур2 по формуле (2. 37) :

ур2=Р2/Fст, кН/м2, (2. 37)

где Fст - опорная площадь плиты, м2.

Fст=а•b, м2, (2. 38)

где а - ширина опорной плиты, м;

b - длина опорной плиты, м.

Fст=0, 275•0, 3=0, 08 м2.

ур2=10/0, 08=125 кН/м2.

ум=М/Wст, кН/м2, (2. 39)

где Wст - момент сопротивления изгибу, который определяется для площади стыка по формуле (2. 40) :

Wст=3, 5•а•b/48, м2, (2. 40)

Wст=3, 5•0, 275•0, 3/48=0, 006 м2.

ум=1, 6/0, 006=266 кН/м2.

По условию нераскрытия стыка, принимая коэффициент запаса К=1, 5 определяем напряжение смятия уv по формуле (2. 41) :

уv=1, 5• (ур2+ ум), кН/м2, (2. 41)

уv=1, 5• (125+266) =585, 5 кН/м2.

Определяем необходимую силу затяжки болтов V по формуле (2. 42) :

V=уv?Fст/z, кН, (2. 42)

V=585, 5•0, 08/4=11, 7 кН.

Проверяем силу затяжки по формуле (2. 43) : по условию отсутствия сдвига кронштейна силой Р1, приняв коэффициент трения в стыке ѓ=0, 15:

ѓ (уv-ур2) • Fст>Р1, кН, (2. 43)

0, 15• (585, 5-125) •0, 08=863 кН > 17, 3 кН.

Определяем диаметр болтов с помощью формулы (2. 44) :

Р0=1, 1•V, кН, (2. 44)

Р0=1, 1•11, 7=12, 87 кН.

Расчет пальца по допускаемой нагрузке.

Палец служит для надежного соединения кронштейна транспортной тележки с рычагом, на котором крепится роликовая цепь ПРЛ - 44, 45 - 13000. Материал пальца - сталь 45 с твердостью НRC 30. Так как палец крепится с натягом, то отверстия в кронштейне и рычага обрабатываются разверткой, а стержень пальца имеет чистую поверхность и точные размеры.

Допускаемая нагрузка соединения определяется из расчета тяг кронштейна на растяжение, пальца на срез, стенок отверстий в тягах на смятие и краев проушины рычага на срез.

Определяем допускаемую нагрузку [Fр] из расчета тяги кронштейна на растяжение по формуле (2. 45) :

[Fр]=[ур]•2 (b1-dш) д1, кН, (2. 45)

где [ур] - допускаемое напряжение на растяжение, [ур]=120 МПа;

b1 - ширина кронштейна, м;

dш - диаметр пальца, м;

д1 - толщина тяги кронштейна, м.

[Fр]=120•106•2 (0, 15-0, 05) •0, 035=0, 84•106 кН.

Допускаемую нагрузку из расчета рычага на растяжение по формуле:

[Fр2]=[ур]•b2•д2, кН, (2. 46)

[Fр2]=120•106•0, 1•0, 1=1, 2•106 кН.

Определяем допускаемую нагрузку [Fр2l] из расчета рычага на растяжение (по оси соединения) по формуле (2. 47) :

[Fр2l]=[ур]• (D-dш) ?д2, кН, (2. 47)

[Fр2l]=120•106• (0, 1-0, 05) •0, 1=0, 6•106 кН.

Определяем допускаемую нагрузку [Fср] из расчета пальца на срез по формуле (2. 48) :

[Fср]=[фср]-2• (р?dш/4), кН, (2. 48)

где [фср] - допускаемое напряжение на срез, МПа.

[Fср]=80•106•2• (р?0, 052/4) =0, 3•106 кН.

Определяем допускаемую нагрузку Асм из расчета стенок отверстий в проушинах на смятие. Для тяги кронштейна расчетная площадь смятия А'см, через которую определяется сила F, которая находится по формуле (2. 49) :

А'см=2•д1?dш, мм2, (2. 49)

А'см=2•35•50=3500 мм2.

Для тяги рычага расчетная площадь смятия А''см определяется по формуле (2. 50) :

А''см=д2?dш, мм2, (2. 50)

А''см=100•50=5000 мм2.

Таким образом, достаточно произвести расчет для более нагруженной, т. е. имеющей меньшую площадь смятия, проушины тяги кронштейна по формуле (2. 51) :

[Fсм]=[усм]•dш•д2, кН, (2. 51)

где [усм] - допускаемое напряжение на смятие.

[Fсм]=210•106•3500•10-6=0, 73•106 кН.

Определяем допускаемые нагрузки [Fвык] из расчета краев проушин на выкалывание по формуле (2. 52) :

[Fвык]'=[фср]•2е•2д1, кН, (2. 52)

[Fвык]'=80•106•2•0, 05•2•0, 035=0, 56•106 кН.

Для проушины тяги рычага допускаемая нагрузка [Fвык]'' определяется по формуле (2. 53) :

[Fвык]''=[фср]•2е•д2, кН, (2. 53)

[Fвык]''=80•106•2•0, 05•0, 1=0, 8•106 кН.

3 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА ТЕЛЕЖКИ ПАКЕТИРУЮЩЕГО УСТРОЙСТВА

3. 1 Анализ кинематической схемы привода

зубчатыми колёсами. Предлагаемая схема позволяет использовать стандартные редукторы, что упрощает изготовление и сборку всего механизма в заводских условиях. Быстроходный вал редуктора соединён с выходным концом вала электродвигателя посредством зубчатой муфты. С редуктора крутящий момент передается на нижние приводные валы тяговых звёздочек через зубчатую муфту. Кинематическая схема привода транспортной тележки приведена на рисунке 3. 1.

1 2

3 4 5

Д

Uред

Рисунок 3. 1 - Кинематическая схема привода механизма передвижения тележки: 1 - электродвигатель АИР 132S6; 2 - редуктор РМ - 400; 3 - соединительная муфта; 4 - вал промежуточный; 5 - тяговая звездочка

3. 2 Энергокинематический расчет привода

Исходные данные:

шаг цепи p=44, 45;

окружная сила на звёздочке выходного вала редуктора Ft=8 кН;

скорость цепи V=0, 5 м/c;

число зубьев звёздочки z=3.

Определение общего коэффициента КПД привода

Для определения общего КПД привода устанавливаем источники потери мощности на основе анализа кинематической схемы привода. Данные занесены в таблицу 3. 1.

Таблица 3. 1 - КПД передач

Цилиндрическая передача		0, 96.. 0, 98
Коническая передача		0, 95.. 0, 97
Ремённая передача		0, 94.. 0, 96
Цепная передача		0, 92.. 0, 95
Муфта		0, 98
Подшипники (пара)		0, 99

КПД цепной передачи з1=0, 95;

КПД зубчатой передачи з1=0, 98;

КПД муфты з1=0, 98;

КПД опор вала приводной звездочки з1=0, 99.

?I=?21 •?2 2 •?53 •?4 4, (3. 1)

?I=0, 952•0, 982•0, 985•0, 994=0, 75.

Соответствующие к. п. д. зубчатой передачи, опор валов приводной звёздочки, муфты, цепной передачи взяты из ? 4, с. 40 ??

Для выбора электродвигателя определяем требуемую его мощность и частоту вращения. Потребляемую мощность привода (мощность на выходе) Nв определяем по формуле (3. 2) :

Nв=Ft?н/10і, кВт, (3. 2)

где - Ft окружная сила на звездочке выходного вала редуктора, Н;

v - Скорость движения цепи, м/с.

Nв=8000?0, 5/103=4 кВт.

Определяем требуемую мощность электродвигателя Pэ. тр по формуле (3. 3) :

Nэ. тр=Pв/зобщ, кВт, (3. 3)

где зобщ - общий коэффициент полезного действия.

Nэ. тр=4/0, 75=5, 3 кВт.

Определяем нужную частоту вращения вала электродвигателя nэ. тр мин-1 по формуле (3. 4) :

nэ. тр=nв?uц?uт?uб, мин-1, (3. 4)

где nв - частота вращения выходного вала редуктора, об/мин;

uц - передаточное число цепной передачи;

uб - передаточное число быстроходной ступени редуктора;

uт - передаточное число тихоходной ступени цилиндрического двухступенчатого редуктора.

Передаточные числа выбираем из таблицы 3. 2.

Таблица 3. 2 - Рекомендуемые передаточные числа

1.	Тихоходная ступень в любом редукторе	2, 5.. 5
2.	Быстроходная ступень в развёрнутом редукторе	3, 15.. 5
3.	Быстроходная ступень в соосном редукторе	4.. 6, 3
4.	Коническая передача	1.. 4
5.	Червячная передача	16.. 50
6.	Цепная передача	1, 5.. 4
7.	Ремённая передача	2.. 4

Частоту вращения входного вала редуктора nв, находим по формуле (3. 5) :

V=??D?n / 60?1000, м/с, (3. 5)

где n= 60?1000?V / ??D 1/мин;

nзвездочки=nвых. ред. =60?V / ??Dзвездочки 1/мин;

Dзвездочки=z?p / ??1000;

nзвездочки=nвых. ред.

nзвездочки =60?0, 5???1000 / ??30?44, 45=22, 5 1/мин

где D - делительный диаметр тяговой звездочки, мм.

nэ. тр=22, 5?1, 5?3, 5?5=591 мин-1.

При выборе электродвигателя должно соблюдаться условие Nэл ? Np.

По полученным значениям требуемой частоты вращения и мощности выбираем электродвигатель серии АИР132M8 ТУ16 - 525. 564 - 84 с мощностью Nдв=5, 5 кВт и частотой вращения n=712 мин-1

Общее напряжение находим по формуле (3. 6) :

uобщ=nэл / nвых, Вт, (3. 6)

uобщ =712 / 22, 5=31, 6 Вт.

Расчёт тихоходной передачи производим по формуле (3. 7) :

Uтих=0, 9?, Вт, (3. 7)

Uтих =0, 9?=5, 06 Вт.

Принимаем Uтих ? 5, 5 Вт.

Расчёт быстроходной передачи производим по формуле (3. 8) :

Uб=Uред / Uт, Вт, (3. 8)

Uб = 42, 6/5, 5=5, 75 Вт.

Принимаем Uбыс=6 Вт.

Определение частот вращения валов, n1=nэл=712 1/мин находим по формуле (3. 9) :

n2=n1 / Uбыс, 1/мин, (3. 9)

n2= 712 / 6=118, 7 1/мин.

n3=n2 / Uтих, 1/мин, (3. 10)

n3= 118, 7 / 5, 5=21, 6 1/мин.

Отклонение от заданного значения частот вращения находим по формуле (3. 11) :

N1= Nдв??м??пк=5, 5•0, 98•0, 99=5, 34 кВт.

N2= N1??цил??пк=5, 34•0, 98•0, 99=5, 18 кВт.

N3= N2??м??пк=5, 18•0, 98•0, 99=5, 02 кВт.

Определение угловой скорости производим по формуле (3. 13) :

щ i=?ni / 30, рад/c, (3. 13)

щ1=3, 14?712/ 30=74, 52 рад/c.

щ2=74, 52/ 6=12, 42 рад/c.

щ3=12, 42/ 5, 5=2, 26 рад/c.

Определение моментов на валах производим по формуле (3. 14) :

Ti=Ni / щi, Н?м, (3. 14)

T1=N1 / щ1=5340 / 74, 52=71, 66 Н?м,

T2=N2 / щ2=5180 / 12, 24=417, 07 Н?м,

T3=N3 / щ3=5020 / 2, 26=2221, 24 Н?м.

Результаты кинематического расчета сводим в таблицу 3. 3.

3. 3 Подбор стандартного редуктора

Исходя из расчетов выполненных выше выбираем зубчатый цилиндрический двухступенчатый горизонтальный редуктор с передачей Новикова общего применения Ц2У - 400Н - 20 - 13М - У3. Редуктор применяется при постоянной и переменной по величине и направлению, при работе с постоянной и периодическими остановками, при вращении валов в любую сторону без предпочтительности. Масса редуктора составляет 940 кг. Срок службы - не менее 10 лет.

Таблица 3. 3 - Результаты кинематического расчета

Расчетные	Валы
параметры	I	II	III
Мощность N,	25, 34	25, 18	5, 02
кВт
Асинхр. скор.
n, 1/мин	712	118, 7	21, 6
Угловая
скорость, рад/с	74, 52	12, 42	2, 26
Момент Т, Н?м	71, 66	417, 07	2221, 24

Обозначение редуктора в документации Ц2У - 400Н - 6 - 13М - У3, где:

Ц - редуктор цилиндрический;

2 - двухступенчатый;

У - узкий;

400 - горизонтальный с межосевым расстоянием 400 мм;

Н - с передачами Новикова;

20 - номинальным передаточным числом 20;

13 - вариант сборки;

М - конец тихоходного вала изготовлен под зубчатую муфту;

У - климатическое исполнение (умеренный климат) ;

3 - категория.

3. 4 Расчет цепной передачи привода тележки

Определение передаточного отношения цепной передачи.

Передаточное отношение определяется как отношение частот вращения ведущей и ведомой звездочек по формуле (3. 15) :

uц=n1/n2=z2 / z1, (3. 15)

где z1 и z2 - число зубьев ведущей и ведомой звездочек;

n1 и n2 - частота вращения ведущей и ведомой звездочек.

uц=30/20=1, 5.

Для посадки подшипников и обоймы предусматриваем цилиндрические участки, для головки ножевой ? конический участок. Для фиксации этих деталей, на валу предусматриваем упорные буртики. Зубчатое колесо выполняем цельным с валом. Вычерчиваем эскиз вала (рисунок 3. 2).

Рисунок 3. 2 - Эскиз вала

3. 6 Предварительный выбор подшипников и корпусов подшипниковых узлов приводного вала

По результатам ориентировочного расчёта приводного вала выбираем подшипники роликовые радиально упорные:

Для опоры А № 1517 ГОСТ 28428 - 90 2 шт:

D = 150мм; d = 85мм; Т = 36мм; С = 48500 Н; С0 = 36300 Н;

e=0, 28; Y=2, 43 (при Fa/Fг?e) и Y=3, 62 (при Fa/Fг>e).

3. 7 Эскизная компановка узла приводного вала

Эскизную компоновку приводного вала выполняем в масштабе 1: 10.

Эскизная компоновка устанавливает расположение звёздочки, приводного вала, подшипников качения и их корпусв.

3. 8 Проверка долговечности предварительно выбранных подшипников

Для поддержания звездочки, вращающейся вокруг своей оси и передачи крутящего момента применяется подшипник серии 1517 ГОСТ 28428 - 90.

Исходные данные:

d - номинальный диаметр отверстия подшипника, мм;

D - номинальный наружный диаметр подшипника, мм;

B - ширина подшипника, мм;

Cr -динамическая грузоподъемность, Cr=48500 Н;

Cor - статическая грузоподъемность, Cor=36300 Н.

Эквивалентную динамическую нагрузку для радиальных шарикоподшипников Pr определяем по формуле (3. 49) :

Pr= (XVFr + YFa) Kб Kт, Н, (3. 49)

где Fr - радиальная нагрузка, Fr=3 500 Н;

Fa - осевая нагрузка, Fa=1000 Н;

X, Y - коэффициенты, учитывающие разное повреждающее действие радиальной и осевой нагрузок;

V - коэффициент вращения, V=1, 2 при вращении наружного кольца;

Kб - коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку, Kб=1, 2 при легких толчках;

Kт - температурный коэффициент, Kт =1 при t<100o C.

Для однорядных радиальных шариковых подшипников для определения коэффициентов X и Y воспользуемся формулой (3. 50) :

Fa/ (VFr), (3. 50)

1000/ (1, 2?3500) =0, 23.

Так как e<0, 24 то X=0, 56 и Y=1, 99.

Pr= (1, 2?0, 56?3500+1, 99?1000) ?1, 2?1=5210 Н.

Находим номинальную долговечность подшипника L по формуле (3. 51) :

L= (Cr/P) k, млн. об, (3. 51)

где k - показатель степени, для шарикоподшипников k=3.

L= (48500/5210) 3=806 млн. об.

Определяем долговечность подшипника Lh по формуле (3. 52) :

Lh = a1?a23? (Cr/P) k?106/60?n, час, (3. 52)

где a1 - коэффициент долговечности в функции необходимой надежности, при вероятности безотказной работы 90% a1=1;

a23 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, для шарикоподшипников a23=0, 7;

n - частота вращения кольца, n=22, 5 мин-1.

Lh=1?0, 7? (48500/5210) 3?106/ (60?22, 5) =27986 ч.

Проверочный расчет на долговечность сводится к проверке неравенства: Lh?LE, где LE - эквивалентная долговечность, которую подшипник должен выдержать за полный срок службы, LE?12000 ч.

Так как расчетный ресурс больше требуемого 27986>12000, то назначенный подшипник пригоден, при требуемом ресурсе надежности свыше 90%.

3. 9 Уточненный расчет приводного вала

Построение эпюр. Расчетная схема вала представлена на рисунке 3. 3.

Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

МА=0; МB=100?0, 33=33 кН?м; Mcлев=100?0, 53-167, 3?0, 2=19, 48 кН?м;

Mcправ=59, 09?0, 34=20, 25 кН?м; МD=0; МE=0.

Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

МА=0; МВ=0; МСлев=-21, 39?0, 2=-4, 23 кН?м; МDправ=-13, 02?0, 31=-4, 04 кН?м; МЕ=0.

Эпюра суммарных изгибающих моментов:

MA?0; MB?33; MCлев?19, 482?4, 232?19, 93; MCправ?20, 252?4, 232?20, 69; MD?4, 04; MЕ?0.

Эпюра крутящих моментов:

MКР?T3?2, 71 кH?м.

Эпюра эквивалентных моментов:

MA?0; MB?33 кH?м; MCЛЕВ?19, 932?0, 45?2, 712? 20, 01 кH?м;

MCПРАВ?20, 692 ?0, 45?2, 712 ?20, 77 кH?м; MD?4, 042?0, 45?2, 712?4, 43 кH?м

MЕ?0, 45?2, 712?1, 82 кH?м.

Определение запаса прочности в опасном сечении:

Согласно построенным эпюрам опасным сечением является сечение под левым подшипником. Концентрации напряжений вызваны посадкой подшипника с натягом. В этом сечении M?=33 кН?м; Mкр=0 кН?м.



Рисунок 3. 3 - Эпюры моментов

Принимаем, что нормальное напряжение изменяется по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчётным напряжениям, т. е. :

уа=уu=M?103 / щнетто, Н/мм2 (3. 53)

Откуда: Wнетто=0, 1?d3, мм3, (3. 54)

Wнетто =0, 1?1803=583200 мм3.

уа=33?103?103 / 583200.

Коэффициент концентрации нормальных напряжений находим по формуле (3. 55) :

(Kу) D= (Kу / Kd +KF-1) ? (1/Ky), (3. 55)

где Kу/Kл=3, 95;

Ky=2;

KF=1.

(Kу) D= (3, 95+1-1) ?1/2=1, 975.

3. 10 Модбор муфты

Для передачи вращающего момента от электродвигателя к редуктору и от редуктора к тяговой звездочке наряду с промежуточными валами используются следующие виды муфт.

Муфта упругая втулочно-пальцевая. МУВП 1000 - 38 - 1 - 60 - 1 У3 ГОСТ 21424 - 93. Эта муфта предназначена для передачи крутящего момента от электродвигателя к редуктору. Для уменьшения габаритов привода втулочно-пальцевая муфта используется и как тормозной шкив для тормоза. Втулочно-пальцевая муфта (моторная муфта) состоит из двух половинок (каждая из которых крепится к валу электродвигателя и редуктора) и соединяется упругими элементами - стальными пальцами и насаженными на них резиновыми втулками. Пальцы закреплены своими коническими хвостами в одной полумуфте и входит в цилиндрическое отверстие другой полумуфты. Материал полумуфт - чугун СЧ 20. Материал пальцев по прочности - сталь 45, а материал колец - резина с временным сопротивлением при растяжении 8 МПа.

Рассчитаем муфту по допускаемым давлениям между пальцами и упругими элементами в предположении, что момент распределяется между пальцами равномерно, по формуле (3. 56) :

р=2?103Т/ (z?D?d?l) <[p], МПа, (3. 56)

где Т - вращающий момент, Н•м;

z - количество пальцев;

D - диаметр окружности расположения центров пальцев, D - диаметр пальцев;

l - длина упругого элемента, мм;

[p] - допустимое давление, [p]=3 МПа.

D= (3, 5…4) ?d, мм, (3. 57)

D=4?15=60мм.

l= (3, 5…4) ?d, мм, (3. 58)

l=3, 5?15=52, 5 мм.

р=2?103?276/5?60?15?52, 5=2, 3 МПа<[3].

Рассчитаем пальцы муфты на изгиб уи по формуле (3. 59) :

уи=2?103?Т? (0, 5?l+С) / (z?D?0, 1d3) ?[уи], МПа, (3. 59)

где С - зазор между полумуфтами;

[уи] - допустимое значение изгиба, 180 МПа.

уи=2?103?276 (0, 5?52, 5+3) / (5?60?0, 1?153) =159 МПа.

Таким образом, втулочно-пальцевая муфта удовлетворяет требованиям по допускаемому давлению как при расчете втулки на смятие, так и при расчете на пальцев на изгиб.

3. 11 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночного соединения

Для более надежного соединения вала со звездочкой и передачи крутящего момента применяем шпоночное соединение. Выбираем призматическую шпонку из чистотянутой стали. Материал шпонки - сталь Ст6 с пределом прочности 650 МПа.

Допускаемые напряжения для шпонки на смятие [?см], определяем по формуле (3. 60) :

[?см]=?т/[S], (3. 60)

где ?т - предел текучести материала, для стали Ст6 ?т=450 МПа;

[s] - рабочая нагрузка, при реверсивной молоизменяющейся нагрузке [S]=2, 5.

[?см]=450/2, 5=180.

Условие прочности на смятие шпонки определяем по формуле (3. 61) :

Мк?0, 5?d?K?l?[?см], (3. 61)

где d - диаметр вала, см;

K - выступ шпонки от шпоночного паза;

l - рабочая длина шпонки, см.

Мк?0, 5?9, 5?1, 04?9, 0, 0?[1800].

Мк?8002, 8.

Условие прочности на смятие соблюдено, так как крутящий момент Мк превосходит расчетный.

4 РАЗРАБОТКА КОНСТРУКЦИИ ГИДРОПРИВОДА ПОДЪЁМА ПЛАТФОРМЫ ТРАНСПОРТНОЙ ТЕЛЕЖКИ

4. 1 Расчет и выбор исполнительного гидродвигателя

Определяем нагрузочные и скоростные параметры ГД. Нам известно осевое усилие и наибольшая линейная скорость по базовому оборудованию. Так как характер движения рабочего органа и выходного звена совпадают, то в этом случае нагрузочные и скоростные параметры привода и ГД тоже совпадают.

На основании параметров привода определяем максимальную скорость Vд max и нагрузку Rд max на выходном звене ГД: Vд max=Vmax, Vд max=0, 3м/с, Rд max =Rmax, Rд max=20 кН.

Основными параметрами гидроцилиндра (ГЦ) являются диаметры поршня и штока, ход поршня и рабочее давление.

Ход поршня определяется исходя из величины наибольшего рабочего органа. Рабочим давлением р необходимо задаться, руководствуясь техническими характеристиками привода механизма, стандартных ГЦ и насосов и рядом номинальных давлений, регламентируемых ГОСТ 6840 - 68.

Диаметр поршня D гидроцилиндра определяется по формуле (4. 1) :

D=v{Rд max/р (p1? (1-Ш12) -p2? (1-Ш22)) }, мм (4. 1)

где p1 и p2 - давления соответственно в напорной и сливной полостях ГЦ;

Ш1 b Ш2 - коэффициенты конструкции ГЦ.

Величина p1 принимается равной рабочему давлению, т. е. р1=р=4, 2 МПа.

Противодавление выбирается из диапазона р2= (0, 3-0, 9) МПа.

Значения Ш1 и Ш2 принимаем с учетом выбранной конструкции ГЦ. Так как ГЦ с односторонним штоком, то для обеспечения равенства скоростей быстрых ходов при быстром подводе необходимо применять дифференциальную схему включения; Ш1=0; Ш2=0, 7;

Подставляя данные значения, получим:

D=

По полученному значению D=80мм из справочника выбираем стандартный ГЦ: ГЦ 1 80 - 56-800 по ТУ2 - 053 - 1625 - 82Е.

Параметры выбранного гидроцилиндра заносим в таблицу 4. 1.

Таблица 4. 1 - Параметры выбранного гидроцилиндра

Параметр	Единицы измерения	Числовое значение
Диаметр поршня	мм	80
Диаметр штока	мм	56
Ход штока	мм	800
Номинальное давление	МПа	10
Максимальная скорость поршня	м/с	0, 5
Давление холостого хода	МПа	0, 3
Давление страгивания	МПа	0, 5

Выбранный гидроцилиндр проверяем по условию обеспечения максимального осевого усилия при рабочем ходе, т. е. должно соблюдаться условие:

F1ст?F1,

где F1ст и F1 - эффективные площади в напорной полости соответственно расчетного и стандартного ГЦ.

Определяем площадь F1ст по формуле (4. 2) :

F1 ст=р?D2ст/4, м2, (4. 2)

F1 ст=3, 14?0, 082/4=0, 00246 м2.

Определяем площадь F2 ст по формуле (4. 3) :

F2 ст=р? (D2-d2) /4, м2, (4. 3)

F2 ст=3, 14? (0, 082-0, 0562/4=0, 00256 м2.

4. 2 Составление принципиальной схемы гидропривода

Принципиальную гидравлическую схему составляем из регулирующих и направляющих аппаратов, с помощью которых осуществляется технологический процесс. Скорость быстрого подвода (БП) и быстрого отвода (БО) рабочего органа должна быть примерно одинакова, поэтому необходимо обеспечить при БП дифференциальное включение ГЦ.

Для подачи рабочей жидкости в гидросистему используем насос. Очищение жидкости осуществляет напорный фильтр, обеспечивающий поточную фильтрацию. В напорной линии устанавливаем обратный клапан для исключения слива жидкости в бак при выключенном насосе. В напорно - сливной линии устанавливаем гидрозамок для запирания линий А и В при падении давления в гидросистеме. Способ регулирования скорости - дроссельное параллельно. Сдвоенный дроссель регулирует расход масла в линиях А и В в одном направлении и свободно пропускает в другом. В сливной линии устанавливаем предохранительный клапан, который при перегрузках пропускает масло из отверстия Р в Т1.

Схема работы ГД при БП и БО.

Быстрый подвод:

БП: Н - Ф - КО - РР - Д1 - КО1 - ГЗ - ГЦ - Д2 - РР - Б

КП

Включен Эм1.

Быстрый отвод:

БО: Н - Ф - КО - РР - Д2 - КО2 - ГЦ - Д1 - ГЗ - РР - Б

КП

Включен Эм2.

Н - насос; Ф - фильтр; КО - клапан обратный; РР - регулятор расхода; Д1 и Д2 - сдвоенный дроссель; ГЗ - гидрозамок; ГЦ - гидроцилиндр; РР - регулятор расхода; Б - бак.

При быстром подводе (поднятие платформы) насос подает рабочую жидкость через фильтр и обратный клапан на гидрораспределитель, где включается электромагнит Эм1 и через гидрозамок и дроссель Д1 поршень гидроцилиндра приводится в действие и жидкость со штоковой части через сдвоенный дроссель и регулятор расхода сливается в бак. При быстром отводе (опускание платформы) рабочая жидкость насоса подходит к регулятору расхода и при включении электромагнита Эм2 жидкость идет через сдвоенный дроссель Д2 в ГЦ откуда поступает через дроссель Д1, гидрозамок и распределитель в бак.

4. 3 Расчет и выбор насосной установки

Выбор насосной установки осуществляем исходя из требуемых расходов жидкости и давления в ГЦ.

Определяем максимальный расход жидкости, необходимый для питания ГЦ. Для гидроцилиндра с односторонним штоком рассчитываем максимальные расходы жидкости на всех этапах цикла: быстрый подвод и быстрый отвод.

Определяем максимальный расход жидкости Qбп при быстрой подаче по следующей формуле (4. 4) :

Qбп=Vд max?F1ст, л/мин, (4. 4)

Qбп=0, 3?0, 00246 =3, 69?10-4=21 л/мин.

Найдем максимальный расход жидкости Qбо при быстром отходе по формуле (4. 5) :

Qбо=Vд max•F2ст, л/мин, (4. 5)

Qбо=0, 3?0, 00256 =3, 83?10-4=23л/мин.

Номинальная подача насоса Qн должна превышать наибольший из этих расходов, т. е. Qн ?Qmax.

Qн ?Qmax=Qбо,

23=23 л/мин.

Величина требуемого давления на выходе из насоса определяется по формуле (4. 6) :

рн=р1+Дрн, МПа, (4. 6)

где Дрн, - суммарные потери в линии, соединяющей насос и ГЦ при рабочем ходе.

Потери давления Дрн, могут быть определены лишь после разработки конструкции гидроблока управления и ГП в целом, поэтому предварительно выбор насосной установки производится, приняв рн=3/2р1, а затем выполняется проверочный расчет:

рн=3?4, 2/2=6, 3 МПа.

На основании полученных значений из справочника выбираем насосную установку типа С100 по ТУ2 - 053 - 1781 - 86 с номинальным расходом жидкости Qном=24 л/мин и номинальным давлением Рн=6, 3 МПа. Основные параметры насосной установки занесены в таблицу 4. 2.

Таблица 4. 2 - Основные параметры насосной установки

Параметры	Единицы измерения	Числовые значения
Рабочий объем	см3	20
Номинальная подача	л/мин	23
Давление на выходе	номинальное	МПа	6, 3
	максимальное		7
Мощность	номинальная	кВт	3, 6
	затрачиваемая при нулевой подаче		0, 8
Масса	кг	17, 5

Шифр обозначения насосной установки С100:

З - исполнение по высоте; К - с кожухом; С - тип насосной установки; 100 - вместимость бака 100 л; Б - с теплообменником; РГ1 - горизонтально-регулирующий насос; 6, 3 - номинальное давление, МПа; 23 - номинальная подача насоса; 3, 6 - мощность электродвигателя, кВт; 3 - тип первого гидроаппарата предохранительного блока; 1 - диаметр условного прохода; 2 - номинальная мощность настройки гидроаппарата; УХЛЧ - климатическое исполнение.

Предварительно выбираем насос типа Г12- 23АМ.

Основные характеристики насоса занесены в таблицу 4. 3.

Таблица 4. 3 - Основные характеристики насоса

Параметры	Единицы измерения	Числовые значения
Рабочий объем	см3	20
Номинальная подача	л/мин	23
Давление на выходе	номинальное	МПа	6, 3 7
	максимальное
Мощность	номинальная	кВт	3, 6 0, 8
	затрачиваемая при нулевой подаче
Масса	кг	17, 5

4. 4 Расчет и выбор гидроаппаратуры и трубопроводов

Выбор гидроаппаратуры производится из справочной литературы по величине расхода и рабочего давления в той линии, где установлен аппарат; номинальные значения должны быть ближайшими большими к расчетным значениям. Выбираемые аппараты, входящие в блок управления, должны соответствовать способу монтажа.

Предназначены для изменения направления или пуска и остановки потока масла в двух и более линиях в зависимости от наличия внешнего управляющего воздействия. Они позволяют реверсировать движение рабочих органов, останавливать рабочие органы.

Для обеспечения необходимых условий работы гидропривода выбираем гидрораспределитель типа ВЕ 10 24 ОФ...