Модернизация стола подъема слябов стана 2000 ЛПЦ-2

Размещено на http://www.allbest.ru/

6

Введение

Производство проката - это одна из наиболее распространенных форм обработки металлических заготовок. Около 90% всей изготовляемой стали и весомая часть цветных металлов так или иначе прокатывают. Собственно, прокатка - это такой вид обработки металлов давлением, который обеспечивает пластичную деформацию металла, за счет работы вращающихся валков. Прокатное производство является завершающим звеном металлургического цикла в процессе производства готовой продукции - проката различного сортамента. Стан 2000 является одним из основных прокатных станов, эксплуатируемых в прокатных цехах ОАО «Северсталь».

Стан 2000 осуществляет горячую прокатку слябов, поставляемых кислородно-конвертерным цехом. Слябы складируются на складе слябов, после этого поступают в нагревательные печи.

Непрерывный широкополосный стан 2000 горячей прокатки был выпущен в 1976 году. Он предназначен для производства горячекатаных полос свернутых в рулоны, шириной до 1835 мм. Расчетная производительность стана - до 5,6 млн. тонн проката в год при полном портфеле заказов.

В настоящее время очень актуальным становится увеличение выпуска продукции и уменьшения ее себестоимости. Для этого на стане 2000 листопрокатного цеха №2 было предложено, загрузку печей осуществлять горячими слябами температурой 400° С, не дожидаясь их остывания на складе слябов.

Однако конструкция подъемного стола не позволяет осуществлять подачу горячих слябов, т.к. из-за высокой температуры резко уменьшается ресурс подъемного стола, что приводит к аварийным простоям стана.

Существующая система подъёмного стола была установлена при постройке стана в 1976 году. Данная система основывается на подъемном механизме с механическим приводом и представляет собой червячный редуктор с парой винт-гайка преобразующий крутящий момент от электродвигателя в поступательное движение стола. Так как предыдущая система проектировалась на электропривод с одним электродвигателем, то система состоит из двух редукторов с парами винт-гайка соединенными между собой промежуточным валом который синхронизирует вращательное движение редукторов.

Так как система старая то не существует удовлетворительных систем диагностики, позволяющих отслеживать как текущее состояние, так и находить неисправности. Из-за сильного износа системы происходит постоянный выход оборудования из строя. Так как данная система снята с производства очень давно, готовых узлов и блоков нет, приходится чинить вышедшее из строя оборудование собственными силами, что не всегда позволяет материальная база. В результате чего стол функционирует практически только в ручном режиме с большими простоями оборудования, что замедляет работу стана и приносит убытки.

Сопоставив все вышеперечисленные факты, было решено произвести реконструкцию подъемного стола. Основной целью реконструкции является замена механического привода подъема стола на гидравлический.

Данная реконструкция позволит решить эту проблему.



1. Литературный обзор

1.1 Описание подъемного стола

Оборудование, стол подъемный, относится к прокатному производству, преимущественно к толстолистовым и непрерывным широкополосным станам (НШС) горячей прокатки, и предназначено для приема слябов с тележки, подающей их со склада, и передачи слябов на загрузочный рольганг у нагревательных печей при помощи сталкивателя, расположенного у стола.

В линии загрузки слябов в нагревательные печи №1-4 установлены четыре подъемных стола: по два со стороны нагревательной печи №1 и со стороны печи №4.

Кинематическая схема подъемного стола представлена на рисунок 1.1

Рисунок 1.1- Кинематическая схема подъемного стола



Стол состоит из подвижной рамы 1, (см. рисунок 1.1) на которую укладывают стопу слябов 3.

Рама опирается на два вертикально расположенных гидроцилиндра 5. Между рамой и торцами плунжеров гидроцилиндров имеются сферические опоры. К верхней поверхности рамы прикреплены стационарно с равномерным распределением по длине рамы (через 1000 мм) десять стоек 2, между которыми могут проходить консольные балки передаточной тележки (на рисунке не показана) при подъеме стола в момент приема с нее слябов.

Устойчивое положение подвижной раме при ее перемещении и при сталкивании слябов на загрузочный рольганг придают две опорные стойки - левая и правая 4, закрепленные стационарно на фундаменте.

На левом и правом краях верхней поверхности подвижной рамы предусмотрены горизонтальные щитки, предохраняющие направляющие стоек от засорения окалиной.

Стол оснащен двумя гидроприводами от плунжерных гидроцилиндров. Гидроцилиндры имеют автономный подвод рабочей жидкости в полости. Для синхронизации работы гидроцилиндров и предотвращения перекосов при подъеме стол оборудован торсионным валом с зубчатыми рейками. Рейки стационарно расположены в стойках.

От гидроцилиндров стол получает поступательное движение вверх, перемещаясь по направляющим, встроенных в левую и правую стойки. Опускание стола производится под собственным весом.

Грузоподъемность стола зависит т максимальной массы слябов, характерных для данного стана, и при укладке трех наиболее тяжелых слябов составляет величину - 135 т. Минимальное число (два - три сляба) принято, исходя из возможности обеспечения передачи очередной стопы слябов со склада подъемными кранами или передаточной тележки. Контакт между торцевыми поверхностями плунжеров гидроцилиндров и опорными узлами рамы контролируется контактными конечными выключателями типа КУ - 701 (на схеме они обозначены соответственно SQ1 и SQ2), установленными на кронштейнах 6.

С правым гидроцилиндром через речно-шестеренную передачу 7 сопрягается датчик простого типа. Указанный датчик позволяет контролировать с высокой точностью текущее положение плунжера гидроцилиндра и крайние, верхние и нижние положение стола с обеспечением остановки его в этих положениях.

В процессе подъема стола со слябами возможно дискретное контролирование хода стола с фиксацией промежуточных положений, соответствующих толщине сляба.

На уровне, соответствующем верхней поверхности сляба на загрузочном рольганге, параллельно продольной оси стола прокладывается линия визирования фотореле. При этом осветитель может быть установлен по правую сторону от стола, а фотореле по левую.

1.2 Описание работы подъемного стола

Для приёма слябов стол находится в рабочем положении. Индикация механизма 20 единиц (одна единица соответствует одному миллиметру хода). Тележка со стопой слябов заходит своей консольной частью в пределы стола таким образом, чтобы стопа слябов оказалась над столом. Затем стол поднимается вверх, принимая на себя слябы и освобождая от них тележку.

Тележка уходит за очередным пакетом слябов, а стол поднимается на расчётное положение, при котором нижняя плоскость верхнего сляба находится на уровне верхней кромки роликов загрузочного рольганга. Расчет нижней плоскости слябов производится следующим образом: при движении подъёмного стола вверх в момент срабатывания третьего фотодатчика из шести установленных, в контроллер заносится фактическое положение подъёмного стола. Следующим шагом к этой величине прибавляется толщина сляба, задаваемая оператором с поста управления, и вычитается число коррекции равное разнице расстояния луча светового барьера и уровня рольганга. Число коррекции вносится в контроллер при настройке фотодатчиков. В дальнейшем стол поднимается на величину, соответствующую толщине сляба и при свободном загрузочном рольганге производится передача поднятого сляба на этот рольганг сталкивателем с подъёмного стола. Подъём очередного сляба на требуемый уровень представляется возможным только при нахождении сталкивателя в исходном положении. На уровне 8 и 978 единиц индикации подъёмного стола находится минимальный и максимальный конечный выключатель. При подъёме стола происходит синхронизация индикации и фактического положения механизма.

1.3 Анализ состояния вопроса, цели и задачи работы

ОАО «Северсталь» -- российская вертикально-интегрированная сталелитейная и горнодобывающая компания, владеющая Череповецким металлургическим комбинатом (Вологодская область), вторым по величине сталелитейным комбинатом России. Полное наименование -- Открытое акционерное общество «Северсталь».

Компания отсчитывает свою историю с 1955 года. В феврале 1959 года в Череповце был выпущен первый стальной прокат, что ознаменовало окончание строительства интегрированного металлургического производства.

В 1993 году предприятие было акционировано и позже приватизировано. С ноября 2006 года GDR на акции «Северстали» торгуются на Лондонской фондовой бирже.

Череповецкий металлургический комбинат (ЧерМк) ОАО «Северсталь» расположен в городе Череповце на территории Вологодской области. От Москвы его отделяют 620 километров, от Санкт-Петербурга - 475 [20]. Железнодорожные магистрали и Волго-Балтийский водный путь связывают Череповец с крупными промышленными центрами, а также с портами Балтийского, Белого, Каспийского, Черного и Азовского морей.

Современные технологии и агрегаты позволяют выплавлять сотни марок стали - от рядовых углеродистых до сталей специального назначения.

ОАО «Северсталь» представляет собой комбинат с полным циклом металлургического производства [28]. Многопрофильная номенклатура «Северстали» включает производство горячекатаного и холоднокатаного листа, сортового проката, гнутых профилей, труб и мебели на их основе, товаров народного потребления.

Мощности включают в себя коксохимическое, агломерационное, доменное, сталеплавильное и прокатное производство.

В производстве проката задействованы мощности трех цехов: ЛПЦ-1, ЛПЦ-2 и ЛПЦ ТПП (листопрокатный цех трубопрокатного производства).

Стан 2000 ЛПЦ-2 осуществляет горячую прокатку слябов, поставляемых кислородно-конвертерным цехом. Слябы складируются на складе слябов, после этого поступают в нагревательные печи. Подъемный стол обеспечивает подачу слябов для нагревательных печей.

В настоящее время очень актуальным становится увеличение выпуска продукции и уменьшения ее себестоимости. Для этого на стане 2000 листопрокатного цеха №2 было предложено, загрузку печей осуществлять горячими слябами температурой 400° С, не дожидаясь их остывания на складе слябов.

Однако конструкция подъемного стола не позволяет осуществлять подачу горячих слябов, т.к. из-за высокой температуры резко уменьшается ресурс подъемного стола, что приводит к аварийным простоям стана.

Существующая система подъёмного стола была установлена при постройке стана в 1976 году. Данная система основывается на подъемном механизме с механическим приводом и представляет собой червячный редуктор с парой винт-гайка преобразующий крутящий момент от электродвигателя в поступательное движение стола. Так как предыдущая система проектировалась на электропривод с одним электродвигателем, то система состоит из двух редукторов с парами винт-гайка соединенными между собой промежуточным валом который синхронизирует вращательное движение редукторов.

Так как система старая то не существует удовлетворительных систем диагностики, позволяющих отслеживать как текущее состояние, так и находить неисправности. Из-за сильного износа системы происходит постоянный выход оборудования из строя. Так как данная система снята с производства очень давно, готовых узлов и блоков нет, приходится чинить вышедшее из строя оборудование собственными силами, что не всегда позволяет материальная база. В результате чего стол функционирует практически только в ручном режиме с большими простоями оборудования, что замедляет работу стана и приносит убытки.

Сопоставив все вышеперечисленные факты, было решено произвести реконструкцию подъемного стола.

Основной целью реконструкции является замена механического привода подъема стола на гидравлический.

1.4 Задачи проекта

В проекте реконструкции подъемного стола необходимо отразить следующие задачи:

- разработка гидросистемы подъемного стола с расчетом и выбором гидроаппаратуры;

- расчет привода сталкивателя слябов;

- разработка процесса обработки детали с выбором металлорежущих станков и расчетом применяемого инструмента;

- разработка системы автоматизации работы подъемного стола;

В проекте также необходимо затронуть вопросы экономической целесообразности проведения реконструкции, рассчитать экономический эффект от ее проведения.



2 КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ

2.1 Расчет привода сталкивателя слябов

2.1.1 Техническое задание

Исходные данные:

Наибольшее усилие сталкивания, кН	120
Вес сляба, т	36
Размеры слябов: толщина, мм	150 - 250
Ширина, мм	900 -1850
Длина, мм	4500 - 10500
Скорость рабочего хода, м / сек Мощность двигателя, кВт	0,407 50
Скорость холостого хода, м /сек	0,814
Рабочий ход сталкивателя, мм	3400
Выходная мощность, кВт	50
Мощность двигателя, кВт	67
Число оборотов, об/мин	1120
Тормоз ТКП 400	400

2.1.2 Описание конструкции, назначения и принципа действия исполнительной машины

Сталкиватель слябов предназначен для сталкивания слябов с подъемного стола на рольганг загрузки нагревательных печей стана 2000.

Вращение от вала электродвигателя передается через муфту на быстроходный вал редуктора.

От тихоходного вала редукторов на муфту вращения реечной передачи.

Привод сталкивателя слябов состоит из следующих основных узлов:

- электродвигатель переменного тока с возможностью реверсирования.

Электродвигатель снабжен электромеханическим тормозом.

- двухступенчатого цилиндрического редуктора.

- реечной передачи.

Вращение от вала электродвигателя передается через муфту на быстроходный вал редуктора. От тихоходного вала редуктора через муфту вращение передается на опорный вал реечной передачи. На рейке смонтирована штанга, которая перемещается по направляющим с помощью кареток с подшипниками качения.

Для предотвращения выхода из зацепления рейки с валом - шестерней предусмотрены конечные выключатели. Торможение штанг осуществляется с помощью электромагнитного тормоза. Вал-шестерня реечной передачи смонтирован на подшипниках качения. Принципиальная схема сталкивателя представлена на рисунке 2.1.

Рисунок. 2.1 - Принципиальная схема сталкивателя

2.1.3 Разработка и описание кинематической схемы привода

От двигателя переменного тока (позиция 1) вращающий момент через муфту (позиция 2) передается на быстроходный вал редуктора (позиция 3). Тихоходный вал редуктора соединен с валом-шестерней (позиция 5) муфтой (позиция 4). Вал размещен в закрытом корпусе на двух подшипниковых опорах. Посредством реечной передачи (позиция 6) крутящий момент передается на штангу сталкивателя. Кинематическая схема привода представлена на рисунке 2.2



Рисунок 2.2 - Кинематическая схема привода

От двигателя переменного тока (позиция 1) вращающий момент через муфту (позиция 2) передается на быстроходный вал редуктора (позиция 3). Тихоходный вал редуктора соединен с валом-шестерней (позиция 5) муфтой (позиция 4). Вал размещен в закрытом корпусе на двух подшипниковых опорах. Посредством реечной передачи (позиция 6) крутящий момент передается на штангу сталкивателя.

2.1.4 Энергокинематический расчет привода

Для подбора электродвигателя выполним энергокинематический расчет привода.

Для определения общего КПД привода устанавливаем источники потери мощности на основе анализа кинематической схемы привода. В данном приводе к ним относятся: муфта, цилиндрическая передача, подшипники качения.

По требуемой мощности на выходе проверяем существующий электродвигатель по формуле (2.1):

F · V,кВт, (2.1)

где F - усилие сталкивания, кН;

V - скорость рабочего хода, м / сек.

120 · 0,407 = 48,8 кВт,

При выборе электродвигателя должно соблюдаться условие

N_ЭЛ =N_p.

По значению N_p делаем вывод, что существующий электродвигатель переменного тока ДП - 72 удовлетворяет условиям.

Техническая характеристика двигателя:

Двигатель переменного тока ДП - 72.

N_дв - 67 кВт, n_дв- 560/1120 мин ^-1;

Определение крутящих моментов на валах.

Определяем число оборотов вал - шестерни по формуле (2.2):

n = = 19.8 мин. (2.2)

Передаточное отношение двухступенчатого редуктора:

u_ред. = 560 / 19,8 = 28,2 Hм.

Определим угловые скорости валов по формуле (2.3):

n₁ / 30 = 3,14 · 1120 / 30 = 117,2 с; (2.3)

n₂ / 30 = 3,14 · 1120 / 30 = 117,2 с;

n₃ / 30 = 3,14 ·39,7 / 30 = 4,15 с;

n₄ = 4,15 с.

Определим крутящие моменты на валах по формулам (2.4), (2.5), (2.6):

T_i = N_i / U_I,Нм, (2.4)

где N_i - мощность приводимая к валу, кВт;

U_I - угловая скорость вала.

N_i = N_i-1,кВт.(2.5)

Подставив значения в формулу мощности получим:

N₁ = 67 кВт, (2.6)

N₂ = N₁·^з1_м,·n_1п.кач.= 67·0,99² = 65,66 кВт,

N₃ = N₂·^з2_ред,n_2п.кач.= 66,33 ·0,99²· 0,99 = 59,91 кВт,

N₄ = N₃· ^з3_м,·n_3п.кач. = 59,91·0,96 · 0,99 = 58,13 кВт.

Крутящие моменты:

T₁ = N₁ / n₁ = 67000 / 117,2 = 571,7 Нм; (2.7)

T₂ = N₂ / n₂ = 65660 / 117,2 = 565,9 Нм;

T₃ = N₃ / n₃ = 59910 / 4,15 = 14291,5 Нм;

T₄ = N₄ / n₄ = 58130 / 4,15 = 14007,2 Нм.

2.1.5 Подбор редуктора привода наматывающего устройства

Редуктор относится к стандартным изделиям, параметры которого регламентированы ТУ. Каждый тип редуктора имеет условное обозначение (марку и основные параметры), которые приводятся в специальных справочниках. Тип редуктора и схема сборки определяется передаточным отношением редуктора и особенностями привода (взаимным расположением входных концов).

Марку редуктора подбираем с учетом условия:

Передаточное отношение редуктора равно 28,2 соответственно при передаточных числах от 8 до 30 выбираем двухступенчатый редуктор. Момент на тихоходном валу равен 14291,5 Нм, согласно этого значения, с учетом выше названного условия, подбираем по справочным материалам редуктор.

Редуктор марки ЦД2 1160 (цилиндрический двухступенчатый) с максимальным крутящим моментом Мб =4250 кг м. = 42500 Нм.

Число оборотов быстроходного вала - n_б=1500 мин ^-1,

Передаточное число редуктора u_ред = 28,2,

Межосевое расстояние А _{1, 2} = 450мм, 710мм,

На быстроходной и тихоходной ступенях зубчатые колеса выполнены косозубыми.

2.1.6 Расчет и проектирование реечной передачи

Подбор материала реечной передачи.

Назначаем материал вала-шестерни и рейки. В нашем случае для вала-шестерни и рейки выбираем широко распространенную в машиностроении сталь 40ХН (поковка). Термообработка: улучшение с твердостью принимаемое в данном разделе.

Геометрический расчет реечной передачи.

Допускаемые напряжения реечной передачи.

Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость определяют по формуле (2.8):

(2.8)



где - предел контактной выносливости зубьев.

НВ =

= 2·HB + 70 = 2·248 + 70 = 567 МПа,

где K_HL - коэффициент долговечности;

Для улучшенных колес K_HL= 1,6;

[S_H] - коэффициент безопасности. [S_H] = 1,1.

НВ =

[у_H] = 567·1.6 / 1.1 = 824 МПа.

Определяем предварительное значение делительного диаметра по формулам (2.9), (2,10), (2.11):

d¹ = (2.9)

где К_н - коэффициент нагрузки

К_н = К_нб· К_нв· К_нн,

где К_нб - коэффициент распределения нагрузки;

Для прямозубых передач К_нб = 1;

К_нв - коэффициент концентрации;

К_нв = К_нв⁰· (1-х) +х = 1,23·(1-0,7) +0,7 = 1,07;

К_нн = 1, т.к. н < 1 м/с;

К_н = 1·1,07·1 = 1,07;

Ш_d - коэффициент ширины Ш_d = 0,4.

= 391 мм. (2.10)

Для реверсивных передач уменьшаем допускаемое напряжение на изгиб 25 %:

[у_F] = 255·0,75 = 191 МПа.(2.11)

Определяем предварительное значение модуля по формуле (2.12):

m¹ = (2.12)

где K_F - коэффициент нагрузки по изгибу;

K_F - коэффициент учитывающий динамическое действие нагрузки;

K_Fв - коэффициент неравномерности и распределения нагрузки по длине

зуба;

K_Fн - коэффициент учитывающий динамическое действие нагрузки;

K_Fв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки.

[у_F] = 571,4 ·0,8 = 457,1 МПа,

m¹ = = 27.4 мм. Примем m = 28 мм;

Определение числа зубьев вал - шестерни по формуле (2.13),(2.14):

Z₁ = d¹ / m = 391 / 28 = 13.9мм. (2.13)

Округляем количество зубьев до z = 14,

Уточняем значение делительного диаметра.

d = m · z₁, мм,(2.14)

d = 28 · 14 = 392 мм.

Диаметр вершин зубьев определяем по формуле (2.15):



d_б1 = d + 2(h_б+ x₁) m,мм,(2.15)

где h_б - коэффициент высоты головки;

х₁ - коэффициент смещения.

d_б1 = 392 + 2(1+0,52)28 = 477мм.

диаметр впадин определяем по формуле (2.16):

d_f1 = d - 2 (h_б+ c- x₁) m,мм,(2.16)

где c - коэффициент радиального зазора.

d_f1 = 392 - 2(1+0,25-0,52)m = 351 мм.

Толщина зуба на поверхности делительного цилиндра в торцовом сечении определяется по формуле (2.17):

s_t = (0.5р + 2x₁tgб)·m / cos в, (2.17)

s_t = (0.5·3.14 + 2·0.52·tg20)28 / cos 0 = 54 мм.

Расчет рейки

Нормальный шаг определяем по формуле (2.18):

Р_n = р · m = 3.14 · 28 = 87.92 мм.(2.18)

Число зубьев определяем по формуле (2.19):Ц

Z₂ = L / Р_n + 0.5,(2.19)

где L - рабочий ход сталкивателя, мм.

Z₂ = 3400 / 87.92 + 0.5 = 40.

Высоту зуба определяем по формуле (2.20):



h = (2· h_б+ c)m = (2·1+0.25) 28 = 63 мм.(2.20)

Высоту головки зуба определяем по формуле (2.21):

h_б = h_б·m = 1·28 = 28 мм. (2.21)

Толщину зуба определяем по формуле (2.22):

S_у = 0.5рm = 0.5·3.14·28 = 43.96 мм. (2.22)

Передаточное отношение передачи определяем по формуле (2.23):

u = z₂ / z₁ = 40 / 14 = 2.8мм. (2.23)

Ширину рейки определяем по формуле (2.24):

b = (2 - 10) m = 275 мм.(2.24)

Расчет зубьев реечной передачи на контактную прочность и изгиб.

Проверку передачи на контактную выносливость производим по формуле

Окружную сила определяем по формуле (2.26):



F_t = (2.26)

= 709 H / мм²

Проверку зубьев на выносливость производим по формуле (2.27), (2.28):

(2.27)

где Y_в - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Y_F - коэффициент формы зуба;

Для прямозубых Y_в = 1, Y_F = 4,28.

у_F = = 42.9 H / мм² (2.28)

Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку.

Максимальные контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев определяем по формуле (2.29):

Максимальное напряжение изгиба в зубьях зубчатых колес.

При действии перегрузок проверяют деталь на пластическую деформацию по формуле (2.30):

Силы, действующие в зацеплении.

Окружную силу определяем по формуле (2.31):

Радиальную силу определяем по формуле (2.32):

2.1.7 Ориентировочный расчет и конструирование приводного вала

Данный расчет выполняется как проектный с целью определения предварительного диаметра вала, при этом учитывается только крутящий момент, значение которого находится по результатам энергокинематического расчета. Влияние изгиба вала компенсируется понижением допускаемых напряжений при кручении.

Минимальный диаметр вала определяем по формуле (2.33):

(2.33)



где допускаемое напряжение при кручении, для стальных опор опорных валов.

Выходной вал редуктора и приводной вал открытой цилиндрической передачи соединяются посредством муфты поэтому предварительный диаметр приводного вала согласуем с посадочным диаметром муфты.

Минимальный диаметр вала получаем 180 мм;

Длина первой ступени вала.

Первая ступень рассчитана для установки зубчатой полумуфты.

Принимаем: d₁ = 180 мм, l₁ = 180 мм;

Вторая ступень промежуточная высота бурта для опоры полумуфты 5мм;

Принимаем: d₂ = 190 мм, l₂ = 180 мм;

Третья ступень вала рассчитана под канавку для упорных полуколец.

Принимаем: d₃ = 175 мм, l₃ = 16 мм;

Четвертая ступень вала рассчитана под вспомогательную опору (подшипник качения), поэтому диаметр вала на этом участке согласуем с диаметром внутреннего кольца подшипника, при действии перегрузок проверяют деталь на пластическую деформацию.

Длина четвертой ступени исходя из конструктивных особенностей и предполагаемого подшипника.

Принимаем: d₄ = 190 мм, l₄ = 180 мм;

Пятая ступень вала - упорный бурт. Диаметр выбираем ориентируясь на подшипник и исходя из конструктивных особенностей конструкции.

Принимаем: d₅ = 220 мм, l₅ = 37,5 мм;

Шестая ступень вала рассчитана под установку бандажа - для регулирования зазора между вал - шестерней и рейкой.

Принимаем: d₆ = 280 мм, l₆ = 90 мм;

Цилиндрическая шестерня находится на седьмой ступени.

Принимаем: d₇ = 477 мм, l₇ = 275 мм;

Восьмая ступень вала рассчитана под установку бандажа - для регулирования зазора между вал - шестерней и рейкой.

Принимаем: d₈ = 280 мм, l₈ = 90 мм;

Девятая ступень - упорный бурт. Диаметр выбираем ориентируясь на подшипник и исходя из конструктивных особенностей конструкции. Принимаем: d₉ = 220 мм, l₉ = 37,5 мм;

Десятая ступень вала рассчитана под вспомогательную опору (подшипник качения), поэтому диаметр вала на этом участке согласуем с диаметром внутреннего кольца подшипника.

Принимаем: d₁₀ = 190 мм, l₁₀ = 180 мм;

Одиннадцатая ступень вала рассчитана под канавку для упорных полуколец.

Принимаем: d₁₁ = 175 мм, l₁₁ = 16 мм;

Двенадцатая промежуточная. Высота бурта для опоры полумуфты 5 мм.

Принимаем: d₁₂ = 190 мм, l₁₂ = 180 мм;

Тринадцатая ступень рассчитана для установки зубчатой полумуфты.

Принимаем: d₁₃ = 180 мм, l₁₃ = 180 мм;

2.1.8 Предварительный выбор подшипников и корпусов подшипниковых узлов приводного вала

Проектирование начинаем с выбора типа опоры (качения, скольжения). Нагрузки и скорость вала располагаются в пределах, допускаемых для подшипников качения. Эти опоры проще и дешевле, легче обеспечивается смазка и защита от загрязнения. Подшипники качения разных типов отличаются величиной и направлением воспринимаемой нагрузки, формой и числом тел качения, способностью самоустанавливаться, жесткостью в осевом и радиальном направлениях, быстроходностью, стоимостью, точностью изготовления и другим признакам.

При выборе способа крепления подшипников на валу следует учитывать тип опоры, величину осевой нагрузки, тип подшипника, характер посадки. Левый и правый подшипник фиксируем жестко.

Выберем тип подшипника с учетом конкретных условий эксплуатации. Основными требованиями к опорам приводного вала являются: высокая грузоподъёмность, жесткость, способность передавать большие мощности, незначительная окружная скорость, способность воспринимать преимущественно радиальные нагрузки, т.е. нагрузку, действующую перпендикулярно оси вращения подшипника. Особенностью данной реконструкции является использование существующих посадочных мест. Согласно всех перечисленных требований к опорам, наиболее подходящими вариантами являются подшипники роликовые конические двухрядные.

По посадочным диаметрам подбираем марки и условное обозначение подшипников.

При выборе способа крепления подшипников на валу следует учитывать тип опоры, величину осевой нагрузки, тип подшипника, характер посадки. Левый и правый подшипник фиксируем жестко. Внутреннюю обойму зажимаем торцевой шайбой, наружную между буртом и крышкой, которая крепится к корпусу болтами.

Техническая характеристика подшипника представлена в таблица 2.2.

Таблица 2.2 - Техническая характеристика подшипников

Марка подшипника	d	D	B	Допустимая нагрузка, С	Допустимая статическая нагрузка, С0
2097738	190	320	172	101000	132000

2.1.9 Эскизная компоновка вала

Окончательный вид приводного вала с насаженными на него зубчатыми шестернями и опорами представлен на чертеже.

Эскиз узла приводного вала разработан на основе принятых данных расчетно-пояснительной записки.

2.1.10 Проверка долговечности выбранных подшипников

Составляем расчетную схему вала на основе эскизной компоновки. При этом производится схематизация конструкций, опор, действующих нагрузок. Подшипники, воспринимающие только радиальные нагрузки, заменяются шарнирно-подвижными опорами. Силы на вал передаются через поставленные на него детали и узлы. Принимается, что эти детали и узлы передают силы посередине своей рабочей ширины.

Так как в компоновке вала правая опора используется лишь как вспомогательная и на распределение сил не влияет, то проведем расчет без ее учета. Данная опора используется лишь для центровки длинной консольной части вала, которую пришлось выполнять из-за привязки к корпусным деталям существующего привода. Расчетная схема представлена на рисунке 2.3.

Рисунок 2.3-Расчетная схема приводного вала

Определение реакций опор;

Они определяются из уравнений моментов:

Рассмотрим плоскость ZOX.

L₁ = 375 мм, L₂ = 385 мм, L₃ = 385 мм, L₄ = 375 мм,

R_bz = R_az = = 13005,6 H.

Рассмотрим плоскость YOX.

R_by = R_ay=

R_by = R_ay=

Составляющие опорных реакций суммируются геометрически:

= 66,6 кH,

= 66,6 кH.

В результате расчета получены усилия, которые будут действовать в плоскостях на опоры А и В. Сведем данные в таблицу 2.3.

Таблица 2.3 - Усилия, действующие на подшипниковые опоры

Опора	Допустимая статическая нагрузка, кН	Усилие, кН	Суммарное усилие, кН
		плоскость ZOX	плоскость YOX
А	1320	13,005	65,320	66.6
В	1320	13,005	65,320	66.6

Определение долговечности подшипника.

Расчетную долговечность подшипника определяют по формуле (2.34):



(2.34)

для опоры А,

для опоры В.

Подшипники пригодны для машины, если расчетная долговечность больше или равна требуемой . Рекомендуемые значения приведены в справочной литературе. Для машин с кратковременной и прерывистой эксплуатацией, с повышенными требованиями к надежности, рекомендуемые значения ресурсов подшипников.

Уточненный расчет выполняется как проверочный, с целью определения коэффициента запаса усталостной прочности в опасных сечениях вала. Расчет выполняется в паре с ориентировочным.

Делаем вывод, выбранные подшипники пригодны для машины и будут применяться в дальнейшем с коэффициентом запаса.

2.1.11 Уточненный расчет приводного вала

Уточненный расчет выполняется как проверочный, с целью определения коэффициента запаса усталостной прочности в опасных сечениях вала. Расчет выполняется в паре с ориентировочным.

Признаком опасных сечений является:

Пиковое значение нагрузок моментов;

Наличие источников концентраций напряжений (канавок, шпоночных пазов, посадок с натягом).

Исходные данные:

- конструкция и размеры вала (с эскизной компоновки);

- материал вала - сталь 40ХH;

- величина крутящего момента (из энергокинематического расчета);

- величина и направление сил, действующих на вал.

Расчет вала на выносливость и заключение о работоспособности вала.

Составление расчетной схемы вала.

Определение реакций опор рассмотрено в пункте 2.1.10.

Конструкция и размеры вала.

Определение изгибающих моментов и построение эпюр с целью выявления опасных сечений.

Плоскость ZOX

Сечение1-1, смотреть со стороны опоры А:

Сечение 2-2

Сечение 3-3

Сечение 4-4

Расчетная схема приводного вала наглядно представлена на рисунке 2.4



Рисунок 2.4-Расчетная схема приводного вала.

Эпюра моментов приводного вала наглядно представлена на рисунке 2.5

Рисунок 2.5-Эпюра изгибающих моментов в плоскости приводного вала.

Эпюра крутящих моментов приводного вала представлена на рисунке 2.6

Рисунок 2.6-Эпюра изгибающих моментов в плоскости YOX приводного вала.



Определение изгибающих моментов и построение эпюр с целью выявления опасных сечений.

Сечение 4-4

Плоскость YOX

Сечение 2-2

Сечение 3-3

Сечение 4-4

Самый большой изгибающий момент в сечении вала 3-3.

Проверочный расчет вала на выносливость.

Определение коэффициента запаса прочности.

Определение коэффициента запаса прочности по формуле (2.35):

где S_у - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_ф - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям по формулам (2.36):

S_у = (2.36)

S_ф =

Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала по формулам (2.37):

(у_-1)_D = (2.37)

(ф_-1)_D =

Определим напряжения в опасном сечении по формуле (2.38):

у_a = (2.38)

ф_a =

Суммарный изгибающий момент определим по формуле (2.39)

(у_-1)_D = 380 / 2,9 = 131,03 H / мм, (2.39)

(ф_-1)_D = 220,4 / 2,6 = 84,76 H / мм,

у_a =

ф_a =

(ф_-1)_D = 220,4 / 2,6 = 84,76 H / мм.

Коэффициенты концентрации нормальных и касательных напряжений определим по формулам (2.40):

где K_у и К_ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

K_у = 1,45.

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_d = 0,5.

S_у = 131,03 / 8 = 16,37,

S_ф = 84,76 / 1,16 = 73,06,

S =

Следовательно, проверочный расчет вала на выносливость в опасном сечении вала в отношении прочности прошел.

2.1.12 Подбор муфт

В данной конструкции привода наматывающего устройства применены зубчатые муфты типа МЗ. Они более долговечны и чаще всего применяются в других отраслях.

Для зубчатых муфт максимальный расчетный момент М_к, который муфта может передать и по которому муфта подбирается по ГОСТу, определяется по формуле (2.41):

М_к = k₁·k₂·Т,Hм, (2.41)

где k₁ - коэффициент безопасности, равный 1,2;

k₂ - коэффициент условия работы муфты, равный 1;

Т - момент передаваемый муфтой.

М_к1 = k₁·k₂·Т₁ = 1,2·1·571,7 = 686,04 Нм,

М_к3 = k₁·k₂·Т₃ = 1,2·1·14291,5 = 17149,8 Нм.

Исходя из полученных значений и диаметров валов подбираем муфты по справочнику [3]:

Техническая характеристика зубчатых муфт далее будет представлена в таблице 2.4.

Таблица 2.4 - Характеристика зубчатых муфт

Обозначение муфты	d, мм	Мк, кгс м	n, об/мин	Масса, кг (не более)
МЗ 7	120	1900	2120	110
МЗ 10	180	5000	1400	262

2.1.13 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений

Размеры шпонок нормированы, шпонки призматические обыкновенные ГОСТ 8788-58 и 8789-58. Размеры сечений (b · h) принимаются в зависимости от диаметра вала - d. На приводном валу рассчитываемой нами зубчатой передачи применяется шпоночное соединение для крепления зубчатой муфты. Диаметр этого участка приводного вала равен 180 мм, исходя из которого подбираем номинальные размеры шпонок. Ширину шпонок выбираем равной (0,25 - 0,30) d, тогда для вала сечением 180 мм ширина шпонки 45 - 54 мм. Размеры сечений призматических шпонок выбираем нестандартные: 4540мм. либо определяется длиной ступицы, либо величиной передаваемого момента. Для нашего вала длина шпонки l=200 мм.

Проверочный расчет призматических шпонок производится по формулам:

а) на смятие по формуле (2.42):

(2.42)

б) на срез по формуле (2.43):

где у - действительное и допускаемое напряжения на смятие для шпоночного соединения;

ф - действительное и допускаемое напряжения на срез для шпоночного соединения;

P - крутящий момент, передаваемый соединением;

d - диаметр вала;

i, d, s - высота, ширина, рабочая длина шпонки;

Чаще всего ограничиваются расчетами на смятие.

S - рабочая длина шпонки.

L_раб1 = l - b = 200 - 45 = 155 мм,

L_раб2 = l - b = 500 - 45 = 155 мм.

Находим действительное напряжение смятия для шпоночного соединения по формуле (2.44):

у_см1 = (4·14291,5·10³) / 180 / 155 / 40 = 51,22 Н/мм,(2.44)

у_см2 = (4 ·14291,5·10³) / 180 / 155 / 40 = 51,22 Н/мм.

Условие проверочного расчета на смятие для шпонки зубчатой муфты выполняется.

2.2 Разработка гидропривода подъемного стола

2.2.1 Расчет и выбор исполнительного гидродвигателя

Гидропривод подъемного стола состоит из двух параллельно установленных в линии гидроцилиндров и распределительной аппаратуры.

Исходя из нагрузки N, действующей на гидроцилиндры и рабочего давления Pp в гидросистеме определяем диаметры плунжеров гидроцилиндров.

В данном задании рассматривается случай, где рабочий орган и выходное звено ГЦ.

Нагрузка N состоит из нагрузки, создаваемой грузом Nгр и нагрузки от веса подъемного стола Nст и определяется по формуле: (2.45)

N = Nгр + Nст = 1300 кН + 387 кН = 1687 кН. (2.45)

Ввиду того, что плунжеры гидроцилиндров будут втягиваться род действием внешней нагрузки, гидроцилиндры будут выполнены однополостными (плунжерными).

Рабочий ход плунжера гидроцилиндра выбираем из условий работы стола

Диаметр штока плунжера определяем по формуле (2.46):

d = (2.46)

Примем рабочее давление Рр = 14 МПа, руководствуясь техническими характеристиками привода.

d == 0,277 м.

Примем диаметр плунжера равным dпл = 0,28 м.

Рабочий ход плунжера гидроцилиндра выбираем из условий работы подъемного стола и равен Н = 0,95 м.

Геометрические характеристики гидроцилиндров представлены с расчетами в таблице 2.5.

Таблица 2.5 - Геометрические характеристики гидроцилиндров

Обозначение	d, м	Н, м	F, м2	V, м3
ГЦ1, ГЦ2	0,28	0,95	0,061	0,058

2.2.2 Расчет и выбор насосной установки

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

Для цилиндра с односторонним штоком по формуле (2.47), 2.48), (2.49):

Q = V·F,м, (2.47)

где V - скорость поршня гидроцилиндра при подъеме:

V = 0,047 м/с,(2.48)

Q = 0,047·0,061·2 = 0,0057 м³/с.

Опускание без груза:

V = 0,047 м/с, (2.49)

Q = 0,047·2·0,061 = 0,0057 м³/с (344 л/мин).

Величина требуемого давления на выходе из насоса определяется по формулам (2.50), (2.51):

Рн = Рр + Рн, МПа,(2.50)



гдеРн - суммарные потери давления в линии, соединяющей насос с ГЦ при рабочем ходе.

Потери давления Рн могут быть определены лишь после разработки конструкции гидроблока управления и ГП в целом, поэтому первоначально примем, а затем выполним проверочный расчет.

Рн = ·14 = 21 МПа.(2.51)

На основании полученных значений Рн и Qпод выбираем насос.

Аксиально - поршневой встраиваемый насос высокого давления, с электрогидравлическим механизмом управления подачей, и вспомогательным насосом низкого давления.

Рабочий объем 224 см³

Давление на выходе поршневого насоса 32 МПа

Номинальная подача 200л/мин

Давление на выходе шестеренного насоса 2,5МПа

Номинальная подача 22л/мин

2.2.3 Описание работы гидропривода

Гидросистема подъемного стола представляет собой однопоточную систему и состоит из двух гидроцилиндров подъема и опускания стола, управляющей и распределительной гидроаппаратуры, фильтров, трубопроводов. Источником давления в гидросистеме являются два насоса НАМ 74М - 224/320.

В напорной линии установлены два обратных клапана КО1 и КО2 для предотвращения слива жидкости в бак при выключенных насосах. Для регулирования потока жидкости выбраны гидрораспределители 1Р 323, схема распределения потока - 44.

Для предотвращения самопроизвольного опускания стола в гидросистеме установлен гидрозамок (клапан обратный управляемый).

Фильтрация рабочей жидкости осуществляется двумя магнитными фильтрами, установленными в сливной линии.

Конечные выключатели КВ1 и КВ2 предназначены для остановки стола при подъеме и при опускании.

2.2.4 Расчет и выбор гидроаппаратуры и трубопроводов

Гидроаппаратуру выбираем по максимальному расходу и по давлению.

Гидрозамок (клапан обратный управляемый) 1КУ - 50 по ТУ2-053-0221244.063-91 [4. с.102]

Условный проход 50 мм

Номинальный поток рабочей жидкости 500л/мин

Давление нагнетания 32МПА

Номинальный перепад давления 0,4 МПа

Гидрораспределитель золотниковый [4. с.76]

Условный проход 32 мм

Номинальный перепад давления 0,4 МПа

Давление на входе 32 МПа

Расход рабочей жидкости 500л/мин

Способ установки золотника - пружинный возврат

Вид управления - электрогидравлический с двумя электромагнитами и с пружинным возвратом золотника пилота.

Схема распределения 44 мм

Гидроклапан обратный 40 МПа

Условный проход 32 мм

Номинальный поток рабочей жидкости 400 л/мин

Давление нагнетания 32 МПа

Номинальный перепад давления 0,25 МПа

Давление открывания 0,15 МПа

Условный проход 32 мм

Номинальное давление 32 МПА

Номинальный расход 250 л/мин

Магнитный очистительный сепаратор типа ФММ 27 по ТУ2-053-1838- 87 [4. с.277].

Диаметр условного прохода 100 мм

Номинальный поток рабочей жидкости 400л/мин

Номинальное давление 1,6 МПа

Перепад давления при номинальном 0,025 МПа

Расход

Степень очистки 88 %

Дроссель с обратным клапаном КВМК 32 G 1.1 по ТУ2-053-1753-85 [4. с.138]:

Диаметр условного прохода 32 мм

Номинальный поток рабочей жидкости 250л/мин

Рабочее давление 32 МПа

Клапан предохранительный КПрЖ 80м

Вентиль угловой фланцевый с ручным управлением 32 Мпа

Номинальное давление 40 МПа

Диаметр условного прохода 32 мм

Номинальное давление 32 МПа

Внутренний диаметр определяется по формулам (2.52), (2.53), (2.54), (2.55), (2.56), (2.57), (2.58):

d = 2·, м, (2.52)

где Q - расход жидкости в трубопроводе, м;

Vp - рекомендуемая скорость жидкости в трубопроводе [4.с.447], м/с:

Vp = 4 м/с.(2.53)

при Q = 200 л/мин участки 0 - 1, 0 ¹- 1¹, 1 - 46, 1¹ - 46,

d = 2·= 0,032 м.

при Q = 175 л/мин участки 1 - 6, 1¹ - 6¹, 8 - 15, 7 - 15¹, 18 - 19,

d = 2·= 0,03 м.

при Q = 344 л/мин участки 6¹ - 8, 15¹- 18,

d = 2·= 0,043м. (2.54)

Сливная линия:

Vp = 2 м/с.(2.55)

при Q = 175 л/мин участки 20 - 23, 20¹- 26, 28 - 35, 28 - 43,

d = 2·= 0,043 м. (2.56)

при Q = 344 л/мин участки 23 - 28, 35 - 45,

d = 2·= 0,060м. (2.57)

Для обеспечения ламинарного режима течения жидкости принимаем внутренний диаметр трубопровода:

При 175 л/мин и 200 л/мин = 55 мм,

При 344 л/мин = 70 мм.

Минимально допустимая толщина стенки трубопровода:

д = (2.58)

где у_вр - предел прочности на растяжение материала трубопровода;

у_вр - расход жидкости в трубопроводе;

Р - максимальное давление жидкости в трубопроводе;

Кб - коэффициент безопасности; Кб = 2 - 8.

д = = 0,0068 м,

д = = 0,0086 м.

Выбираем стальные бесшовные холоднодеформированные трубы по ГОСТ 8734 - 75.

1. 70·7 - для участков 0 - 1, 0 ¹- 1¹, 1 - 46, 1¹ - 46¹, 1 - 6, 1¹ - 6¹, 8 - 15, 7 - 15¹, 15 - 12, 15¹ - 12¹, 18 - 19, 28 - 35, 28 - 43.

2. 89·9 - для участков 6¹ - 8, 15¹ - 18, 20 - 23, 20¹ - 26, 23 - 28, 28 - 35, 28 - 43, 35 - 45.

2.2.5 Определение потерь давления в аппаратах и трубопроводах

Определение потерь давления в аппаратах.

Потери давления ДРга в гидроаппаратах с достаточной точностью определяются по формулам (2.59), (2.60), (2.61), (2.63), (2.64):

ДРга = ДРо + А·Qмах+B·Q²мах,(2.59)

где ДР - давление открывания или настройки аппарата;

А и В - коэффициенты аппроксимации экспериментальной зависимости потерь давления в аппарате от расхода жидкости через него;

Qмах - максимальный расход жидкости в аппарате;

Коэффициенты А и В определяются по формуле: (2.60)

А = (2.60)

В =

где Q - номинальный расход аппарата;

ДРном - потери давления в аппарате при номинальном расходе;

При подъеме:

Гидрозамок 1КУ - 50,

А = = 15 (2.61)

В = = 1814

ДРга = 0,15 + 15 · 0,0057 + 1814 · 0,0057² = 0,29 МПа.

Гидроклапан обратный 1МКО 32/32:

А = = 7,6 (2.62)

В = = 1148

ДРга = 0,15 + 7,6· 0,0029 + 1148^х0,0029² = 0,18 МПа.

Гидрораспределитель 1Р 323 - АЛ1 - 44 В6 220В УХЛ:

А = = 6 (2.63)

В = = 726

ДРга = 0 + 6·0,0029 + 726· 0,0029² = 0,02 МПа.

При опускании:

Гидрозамок 1КУ - 50,

А = = 15 (2.64)

В = = 1814

ДРга = 0,15 + 15·0,0057 + 1814· 0,0057² = 0,29 МПа.

Гидрораспределитель 1Р 323 - АЕ1 - 44 В6 220В УХЛ:

А = = 6 (2.65)

В = = 726

ДРга = 0 + 6·0,0029 + 726·0,0029² = 0,02 МПа.

Дроссель с обратным клапаном КВМК 32 G 1.1:

А = = 35,7 (2.66)

ДРга = 0 + 35,7·0,0029 + 8503·0,0029² = 0,17МПа.

Магнитный очистительный сепаратор типа ФММ 27:

А = = 1,9 (2.67)

В = = 2869

ДРга = 0 + 1,9·0,0029 + 2869·0,0029² = 0,029МПа.

Общие потери давления в гидроаппаратах напорной линии:

ДРга= 0,29 + 0,18 · 2 + 0,02 ·2 = 0,69 МПа.

Общие потери давления в гидроаппаратах сливной линии:

ДРга = 0,29 + 0,02·2 + 0,17·2 + 0,029^х2 = 0,73 МПа.

Определение потерь давления в трубопроводах.

Потери связаны с вязким трением. Влияние оказывает и режим течения жидкости. Различают два режима: ламинарный и турбулентный, причем переход из одного режима в другой происходит при критическом числе Рейнольдса.

Определяем число Рейнольдса по формулам (2.68), (2.68):

Re = (2.68)

где u - фактическая скорость течения жидкости,

v - кинематический коэффициент вязкости жидкости. Выбираем И - 40 А;

v = 40·10м²/с,(2.69)



u =

Потери давления ДР на вязкое трение в трубопроводе определяются по формуле (2.70), (2.71):

ДР = (2.70)

где p - плотность рабочей жидкости;

Q - расход жидкости в линии;

л - коэффициент гидравлического трения на i-том участке;

n - число участков;

p - плотность рабочей жидкости;

Коэффициент л для гладких цилиндрических трубопроводов.

Ламинарный режим.

Турбулентный режим.

Местные потери давления в трубопроводе.

Для гладких круглых труб, а также для отверстий в корпусе гидроблока управления Re= 2300 МПа.

При подъеме:

На участках 0 - 1, 0 ¹- 1¹, 1 - 46, 1¹ - 46,

х = = 1,34 м/с,(2.71)

Re = = 1876 МПа

л = = 0,034 м,

ДР = = 0,0024 МПа.

При опускании:

На участках 18 - 19, 15 - 12, 15¹ - 12,

х = = 1,17 м/с, (2.72)

Re = = 1638 МПа,

л = = 0,039 м,

ДР = = 0,0025 МПа.

Местные потери давления в трубопроводе:

Местные потери (ДРм ) складываются из потерь в различных местных сопротивлениях.

(ДРм) и определяются по формуле: (2.73)

ДРм = МПа, (2.73)

где У - коэффициент местного сопротивления, выбираем из справочнина: [ 4. с.448 ].

F - площадь внутреннего сечения трубопровода перед сопротивлением;

n- число местных сопротивлений.

Напорная линия:

Со внутренним диаметром d = 0.056 м имеется:

2 - местных сопротивления тройник У = 0,3,

У = 2.

ДРм = = 0,0005 МПа. (2.74)

Опускание:

На участках 18 - 19, 15 - 12,

Со внутренним диаметром d = 0.056 м имеется:

1 - резкое расширение У = 0.5;

4 - резкое сужение У = 0.3;

1 - резкое сужение У = 0.5;

4 - резкое расширение У = 0.95;

1 - тройник - потоки складываются У = 1,5;

ДРм = = 0,004 МПа. (2.75)

Заключительным этапом является расчет суммарных потерь давления в напорной и сливной линиях, которые сводятся в таблицу 2.8.

Таблица 2.8-Суммарные потери давления

Линия	Этап цикла	ДРга МПа	ДР МПа	ДРм МПа	ДР МПа
1	2	3	4	5	6
напорная	подъем	0,69	0,028	0,0042	0,72
сливная	опускание	0,73	0,025	0,0165	0,77

По результатам расчета уточняем расчет и выбор насосной установки по давлению.

Рн = Рр + Рн = 14 + 0,72 = 14,72 МПа < 32 МПа.(2.76)

Выбранный насос подходит, т. к. обеспечивает необходимое давление в гидроприводе.

Настройка насосов будет производится на 15 МПа.



3. Технологическая часть

3.1 Разработка технологического процесса изготовления рейки

3.1.1 Описание конструкции и назначения детали

Деталь «Рейка» предназначена для преобразования вращательного движения вала-шестерни в поступательное движение штанги сталкивателя. Деталь состоит из зубчатой части, которая имеет следующие параметры: модуль нормальный m = 28 мм, число зубьев z = 20, длина зубчатой части b = 1671,24 мм, шаг Р = 87,96 мм, высота зуба h = 63 мм. Для крепления к штанге в рейке просверлены 12 отверстий d = 22 мм, а также для удобства крепления имеется паз глубиной 12 мм во всю длину рейки.

Допуски на размеры шероховатости поверхностей, указанные на чертеже, выбраны в соответствии со стандартами и условиями работы.

Марка материала для изготовления данной детали - сталь 40ХН. Механические свойства стали 40ХН приведены в таблице 3.1.

Таблица 3.1 - Механические свойства стали 40ХН (ГОСТ 1050-88)

ут, МПа	ув, МПа	НВ
630	800	248

3.1.2 Нормоконтроль чертежа

Технический чертеж данной детали выполняется на формате А4, в масштабе 1:5. На чертеже показывается главный вид детали, указываются все размеры поверхностей с допусками. Проставляются габаритные размеры детали и линейные размеры зубчатой части. Указываются размеры, угол и количество фасок, имеющихся на детали, указывается линейный размер длины и глубины паза.

Для того, чтобы показать глубину и ширину паза, делается сечение А-А. На главном виде проставляются шероховатости всех поверхностей и предельные отклонения от правильной геометрической формы и правильного взаимного расположения поверхностей, указываются базовые поверхности. В правом верхнем углу чертежа строится таблица с указанием всех остальных параметров зубчатой части детали. Также на чертеже указывается твердость детали и неуказанные предельные отклонения.

3.1.3 Анализ технологичности конструкции детали

Для обеспечения точности установки детали обработку посадочного места необходимо выполнить со шлифовкой.

Изготовление данной детали имеет несколько недостатков. Одним из них является использование как минимум трех различных станков: фрезерный, сверлильный, шлифовальный. Это затрудняет изготовление детали и увеличивает время на производство детали. Также недостатком можно назвать высокую твердость исходной заготовки (сталь 40ХН имеет твердость НВ=230-280). Для этого необходимо выбирать износостойкий дорогой инструмент.

3.1.4 Выбор метода изготовления и формы заготовки

В условиях заданной программы, материала и технических требований оптимальным вариантом заготовки будет являться полосовой прокат, обжатый по размерам детали с учетом припусков. Заготовку получаем с помощью ручной газовой (ацетилено - кислородная) резки. Точность резки от ± 4 до ± 10 мм. Длина заготовки 1928,11 мм с припуском 28,11 мм, ширина 421,6 мм и толщина 136,6 мм с припусками 16,6 мм.

...