Расхождение между заданными и действительными параметрами (не превышают 10 %) просчитывают по

формуле:

Расчет гидропривода кантователя рулонов

 

Исходные данные представленный в таблице 5, взяты из технологической инструкции ТЭСЦ – 3, а также из документов, регламентирующих работу кантователя.

 

Таблица 5 – «Исходные данные»

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

 

1. Выбор номинального давления

где - нагрузка, преодолеваемая гидроцилиндром, Н;

- площадь поршня, мм².

 

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

 

2. Выбор шестеренного насоса

2.1. Находим скорость прямого хода поршня

где - прямой ход, м;

- время кантовки, сек.

2.2. Определяем подачу насоса

 

где - диаметр поршня, м;

- скорость прямого хода поршня, ;

.

2.3 Определяем теоретическую подачу насоса

где - объемный КПД.

Принимаем теоретическую подачу .

2.4.Находим рабочий объем насоса

где – номинальная частота вращения вала

2.5.Находим рабочую мощность насоса

2.6.Определяем полную мощность насоса

где – общий КПД.

Выбираем по каталогу насос V_85-2 со следующими техническими характеристиками:

номинальная частота вращения ;

номинальная подача ;

давление на выходе ;

давление на выходе ;

мощность .

2.7. Определяем параметры насоса.

где n – номинальная частота вращения вала

или

где m – модуль зуба

z – число зубьев (z=10)

b – ширина венца зуба (b=4 m)

Определяем диаметр шестерни

Уточняем ширину венца зуба

3. Определение параметров гидроцилиндра

3.1 Максимально допустимая величина нагрузки на шток определяется из соотношения

где — коэффициент запаса по прочности.

3.2. Диаметр штока можно определить по формуле:

Принимаем диаметр штока равный

3.3.Находим толщину стенки гидроцилиндра

где – допустимое напряжение

Толщина стенки гидроцилиндра равна .

3.4. Вычисляем толщину дна гидроцилиндра

3.5. Определяем напряжение сжатия штока

4. Расчет трубопроводов

4.1. Определяем диаметр трубопроводов напорной линии:

где — расход, л/мин;

— скорость жидкости напорной линии, м/с.

Полученный в результате расчета значения диаметра округляют до ближайшего большего значения из стандартного ряда:

4.2. Определяем диаметр трубопроводов сливной линии:

где — расход, л/мин;

— скорость жидкости сливной линии, м/с.

Полученный в результате расчета значения диаметра округляют до ближайшего большего значения из стандартного ряда:

4.3. Расчет трубопроводов на прочность. Определяем толщину стенки трубопроводов.

напорная линия

Принимаем толщину стенки трубопроводов напорной линии .

сливная линия

Принимаем толщину стенки трубопроводов напорной линии .

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

- максимальное давление.

5. Расчет потерь давления в гидросистемах

5.1. Определяем режим движения жидкости:

напорная линия

где — кинематическая вязкость жидкости.

Следовательно, режим движения жидкости турбулентный.

сливная линия

где — кинематическая вязкость жидкости.

Следовательно, режим движения жидкости турбулентный.

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

напорная линия

сливная линия

Потери давления на трение по длине трубопровода:

напорная линия

где — плотность рабочей жидкости;

— коэффициент потерь на трение по длине;

- длина трубы;

— диаметр трубы;

— средняя скорость потока в расчетном участке трубопровода;

сливная линия

где — плотность рабочей жидкости;

— коэффициент потерь на трение по длине;

- длина трубы;

— диаметр трубы;

— средняя скорость потока в расчетном участке трубопровода

Потери давления на местных сопротивлениях:

напорная линия

где — коэффициент потерь на местном сопротивлении;

— количество крутых поворотов;

сливная линия

где — коэффициент потерь на местном сопротивлении;

— количество крутых поворотов;

Принимаем потери давления в гидроаппаратах, по справочным таблицам

Определяем суммарные потери давления в гидроприводе поступательного движения, представленного на рисунке

потери давления в напорной линии

потери давления в сливной линии

6. Поверочный расчет гидроприводов

6.1. Действительное давление, развиваемое насосом в приводе поступательного движения, равно:

при выдвижении штока цилиндра

при втягивании штока цилиндра

где — нагрузка, приложенная к штоку цилиндра;

— площадь цилиндра в поршневой полости;

-площадь цилиндра в штоковой полости;

— коэффициент, учитывающий потери на трение в уплотнениях цилиндра.

6.2. Расхождение между заданными и действительными параметрами не должно превышать 10%.

при выдвижении штока цилиндра

при втягивании штока цилиндра

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

номинальная частота вращения ;

номинальная подача ;

давление на выходе ;

давление на выходе ;

мощность , обеспечивает работу гидросистемы в полном объеме.

Рис.2. Схема гидропривода

Кинематический расчет привода с червячным редуктором для листоправильной машины.

 

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

Общие замечания к расчету

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

2. Редуктор одноступенчатый на ступени: глобоидная червячная передача;

3. Одноступенчатый червячный редуктор имеет оптимальную конструкцию.

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

Выбор основных параметров. Заданному передаточному числу можно удовлетворить как при числе заходов 2. с точки зрения повышения к.п.д. следует стремиться к увеличению числа заходов червяка. Для двухзаходного червяка предварительно принимаем q = 10.

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

Витки червяка имеют твердость HRC 45 и чистоту ∆ 7. Из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев червяка и витков червяка определяем межосевое расстояние.

Принимаем 2, q = 10, .

= = 11000 - наибольший момент в цикле нагрузки. Так как для безоловянистых бронз расчет на усталостное выкрашивание не производится, то допускаемое напряжение находим исходя из недопустимости заедания по формуле:

Для бронзы Бр.АЖ9-4Л имеем = 650 из (табл. 1). При скорости скольжения = 0,876

В редуктор будет залито масло из числа приведенных в (табл. 2) для которого = 1.

 

При известных числовых значениях имеем:

= .

По (табл. 3) при q = 10, =1,2. При подстановке числовых значений в расчетную формулу для передачи 2, q = 10, межосевое расстояние будет:

Модуль

Принимаем по ГОСТ 2144-76 стандартные значения m и q1 (табл.4)

Для проверки правильности выбора материала колеса найдем скорость скольжения в зацеплении. Для этого вычисляем диаметр делительного цилиндра червяка.

Принимаем = 8 , тогда .

Скорость скольжения в зацеплении:

.

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

Отклонение ; к тому же межосевое расстояние по расчету было получено =179 мм, а после выравнивания m и q по стандарту было увеличено до А=196 мм, т.е. на 10 %, и пересчета по делать не надо, необходимо лишь проверить . Для этого уточняем КПД редуктора:

при скорости =6,15 м/с приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка (см. табл. 5)

f'= 0,020·1,5=0,03 и приведенный угол трения p'= 1º43'.

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

= 8 , 2, 39, q = 10.

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

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

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки

К = 1+ (

где коэффициент деформации червяка при q=10 и = 2 по табл. 8 Ө = 86.

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

К = 1+(.

Коэффициент нагрузки

К= К К = 1,04·1,1 1,14.

Проверяем контактное напряжение.

σ =

H/мм

Расчетные контактные напряжения:

.

Уточняем значения допускаемых напряжений. При скорости скольжения

= для безоловянистой бронзы = 0,9, тогда:

= .

Таким образом, расчетные контактные напряжения не превышают допускаемые.

Проверка зубьев червячного колеса на прочность при изгибе.

Расчетные напряжения изгиба в зубьях колеса определяются по формуле:

Находим величины, входящие в формулу:

= = 11000 ,

= 8 =

= = 0,981, тогда:

.

Допускаемое напряжение определяется по формуле:

= .

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

HRC 45 и нереверсивной нагрузке = 870 Для определения эквивалентного числа циклов напряжений находим эквивалентное время за цикл работы передачи :

=

Эквивалентное число циклов напряжений:

= циклов;

здесь

Общее время работы передачи

Подставив числовые значения, получим

= .

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

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

 

Геометрический расчет червячной передачи.

Диаметр длительного цилиндра червяка = 80 .

Наружный диаметр червяка:

.

Диаметр впадин червяка:

.

Угол подъема витков червяка на длительном цилиндре для 2 и q = 10.

= . Ход винтовой линии:

.

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

.

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

Диаметр длительной окружности колеса:

= = .

Диаметр окружности выступов колеса в его средней плоскости:

.

Наружный диаметр колеса:

.

Ширина колеса .

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

.

Определение к.п.д. редуктора. Для червячного редуктора с опорами валов на подшипниках качения к.п.д. определяется по формуле:

.

Коэффициент, учитывающий потери в зацеплении,

=

Угол трения принят по таблице 6 для определения величины коэффициента, учитывающего потери мощности на размешивание. Т.к. в масло погружается червяк, то определяем среднюю мощность на валу червяка через среднюю мощность на валу колеса по формуле:

;

=

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

червяка:

Коэффициент, учитывающий потери мощности на

размешивание и разбрызгивание масла:

К.п.д. редуктора

Выбор подшипников червячного вала. Усилия, действующие на червячный вал, определяем по формулам.

Усилия в зацеплении при наибольшем крутящем моменте на валу колеса.

Окружное усилие:

Радиальное усиление:

Осевое усилие, приложенное на расстоянии 0,5 от оси вала:

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

Реакции опор. Схема расположения усилий,

Направления усилий представлены на рис. 1; опоры, воспринимающие внешние осевые усилия, обозначим цифрами 2 и 4.

Рисунок 1- Усилия в червячном зацеплении и опорные реакции

 

Вал червяка

Расстояние между опорами l₁ = 340 мм. Диаметр d₁ = 80 мм.

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

В плоскости xz

;

В плоскости yz

;

;

;

.

Проверка: ;

Суммарные реакции:

;

;

Осевые составляющие радиальных реакций шариковых

радиально-упорных подшипников

;

,

где для подшипников шариковых радиально-упорных с

углом коэффициент осевого нагружения e = 0,68(см. табл.7)

Осевые нагрузки подшипников (см. табл.8). В нашем случае ; ; тогда ; .

Рассмотрим левый («первый») подшипник.

Отношение ; осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

.

Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.

Рассмотрим правый (второй) подшипник.

Отношение ≥e,

 

Поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учетом осевой:

.

Расчетная долговечность, млн. об.,

млн.об.

Расчетная долговечность,ч,

,

где n = 1440 об/мин – частота вращения червяка.

Ведомый вал (см. рис.1).

Расстояние между опорами (точнее, между точками приложения радиальных реакций и ) l₂ = 125 мм; диаметр d₂ = 312 мм.

Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу P_а2, обозначим цифрой «4» и при определении осевого нагружения будем считать ее «второй»; см. табл. 9).

В плоскости xz

В плоскости yz

;

;

;

.

Проверка:

Суммарные реакции:

;

;

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

;

,

Где для подшипников 7211 коэффициент влияния осевого нагружения e = 0,411(см. табл. 10).

Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 11) в нашем случае ;

F_a = P_a2 > S₄ – S₃; тогда F_a3 = S₃ = 580H; F_a4 = S₃ + F_a = 580 + 810 = 1390 H.

Для правого (с индексом «3») подшипника отношение , поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

В качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7211. Долговечность определим для левого подшипника («четвертого»), для которого эквивалентная нагрузка значительно больше.

Для левого (индекс «4») подшипника ;

Мы должны учитывать осевые силы и определять эквивалентную нагрузку; Примем V = 1; К_б – 1,3 и К_т = 1; для конических подшипников 7211 при

Коэффициенты X = 0,4 и Y = 1,459 (см. табл. 12 и П11);

.

Расчетная долговечность, млн. об.,

млн. об.

Расчетная долговечность, ч,

ч,

где n = 74 об/мин – частота вращения вала червячного колеса.

Столь большая расчетная долговечность объясняется тем, что по условию монтажа диаметр шейки должен быть больше диаметра d_в2 = 48 мм. Поэтому был выбран подшипник 7211.Возможен вариант с подшипником 7210, но и для него долговечность будет порядка 1 млн.ч.

Червячный вал проверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчета геометрических характеристик d , значительно превосходят те, которые могли быть получены расчетом на кручение. Напомним, что диаметр выходного конца получился при расчете на кручение 18,7 мм, а мы по соображениям конструирования приняли d = 32мм.

Проверим стрелу прогиба червяка (расчет на жесткость).

Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка

.

Стрела прогиба

f=

Допускаемый прогиб

= (0,005 8= 0,04 0,08 мм.

Таким образом жесткость обеспечена, так как

f = 0,0062 мм .

В данном примере запасы прочности больше , так как диаметр участков вала, выбранные по условиям монтажа, превышают расчетные.

 

Проверочный расчет червячного вала.

 

При проверочном расчете определяются запасы статической прочности и выносливости в наиболее опасных сечениях вала. Вначале целесообразно произвести уточненный расчет на статическую прочность и по его результатам судить о необходимости проведения уточненного расчета на выносливость.

Запас прочности по пределу текучести определяется по формуле:

=

где и - расчетные запасы прочности соответственно по изгибу и кручению;

= = .

в этих формулах:

и - пределы текучести гладкого образца соответственно при изгибе и кручении;

- коэффициент влияния абсолютных размеров вала;

и - номинальные напряжения изгиба и кручения, определяемые по формулам;

= = ,

где и - моменты сопротивления соответственно при изгибе и кручении;

F- площадь поперечного сечения.

Для рассматриваемого вала имеем:

=

= 2 =

= ;

= ;

здесь

=

.

Так как напряжения кручения незначительны, то при дальнейшем расчете ими пренебрегаем.

Для приготовления