Обраний насос повинний розвивати тиск
РН=Р+Р, (4.122)
Р - тиск на вході в гідроциліндр, Мпа; Р - повна втрата тиску у гідроцилиндре від насоса до гідробака, Мпа.
Вихідні дані для розрахунку гідравлічних утрат занесемо в табл.4.9.
Попередньо можна прийняти
Р=(0,06...0,1)Р=1,2 (Мпа); (4.123)
РН=20+1,2=21,2 (Мпа). (4.124)
Внутрішній діаметр труби, мм,
(4.125)
де Q - витрата рідини на розглянутій ділянці, л/хв; V - середня швидкість рідини (м/с). Приймаємо V = 4,5 м/с [66], тоді
Ввідповідно до ДСТ 8732-78 і 8734-75 приймаємо dy=65мм, з (4.125) дійсна швидкість мастила
V'=21Q/d2=21635/652 = 3,2M/c.
Для усмоктувального трубопроводу VBC =0,5..1,5 м/с; зливального VCЛ=1,4...2,25 м/с
Приймаємо VBC =1,5 м/с; VCЛ = 2,25 м/с. Тоді
(приймаємо dBC = 100мм);
V`BC = 21635/1002 = 1,33 м/с;
(приймаємо (dBC =80 мм);
V`CЛ = 21635/802 =2,1 м/с;
Таблиця 4.9
Вихідні дані для розрахунку гідравлічних втрат
N участка
|
Назначение
|
Скорость V, м/с
|
Расход Q, л/мин
|
Диаметр d, мм, трубопровода
|
Длина участка L, м
|
1 2 3 |
Всасывание Напорный Слив |
0,79 3,15 2 |
60 60 60 |
40 20 25 |
0,5 1,5 1,5 |
Гідравлічні втрати з гидроциликдрах складаються з утрат на гідравлічне тертя РТ, втрат у місцевих опорах РМ і втрат у гідроапаратах.
Втрати тиску
РТ =0,5LV2/d (4.126)
де - щільність олії, кг/м3; - коефіцієнт тертя.
Для обчислення коефіцієнта тертя необхідно визначити режим руху рідини на ділянці по числу Рейнольдса Re = V d/v.
Для напірного Re=(3,20,065)/(0,210-4)=9455
Для усмоктувального Re=(1,330,1)/(0,210-4)=6650
Для зливального Re=(2,10,8)/(0,210-4)=5586
Для нових сталевих безшовних труб і гумових шлангів середню эквивалентную нерівність стінок можна прийняти =0,03. Для напірного, всасывающего і зливального ділянок Re/d>10, тоді [65] приймаємо =0,02, а втрати на тертя РТ = 10V2L/d
Тоді
РТ(напір) =109853,221,5/65=2328 (Па);
РТ(всм) =109851,3320,5/100=871(Па);
РТ(злив) = 109852,121,5/80 = 814 (Па).
Втрати тиску в місцевих опорах
Р = 0,5V2.
З [66] значення місцевих опорів заносимо в табл. 4.10.
Таблиця 4.10
N участка |
Значения по участкам | ||
Напорный |
Сливной |
Всасывающий | |
1.Разделение потоков |
1x5 = 5 |
1x3 = 3 |
|
2.Выход из маслобака, фильтра, |золотника и.т.д. |
0,6x10 = 6 |
0,6 х 6 = 3,6 |
0,6 х 1 =0,6 |
3. Вход в фильтр, золотник и т.д. |
0,8 х 9 = 7,2 |
0,8 х 2 = 1,6 |
0,8 х 1 = 0,8 |
4 Заглубленное |
0,1 х 6 = 0,6 |
0,12x5=0,6 |
|
5.Обратный и предохранительный клапаны |
3x2 = 6 |
3x1=3 |
|
6. Дроссель |
|
2,5 |
|
7.Редукционный клапан |
4 |
|
|
Напірна магістраль
РМН = 0,5985(5 + 6 + 0,72 + 6 + 4) 3,22 = 145849 (Па).
Зливальна магістраль
РМС =0,5985(3+3,6+1,6+0,6+3+2,5)2,12 = 31058(Па).
Усмоктувальна магістраль
РМВС=0,5985-(0,6+0,8) 1,332 =1220(Па).
Втрати тиску в гідроапаратах: фільтр тонкого очищення РФ=0,63Мпа. Втрати тиску у всій магістралі
Р=РМН+РМС+РМВС+РФ=0,145849+0,031058+1,2210-3+0,63=0,808(Мпа). (4.127)
Діаметр штока d визначає зусилля на штоку при ході поршня назад
P'=P(/4) (D2-d2) (4.128)
При виборі діаметра штока користаємося величинами [66, табл. 3] d=140 мм.
Виходячи з ряду величин ходів поршня [66, табл. 5...9 ] і їх применяемости, приймаємо хід поршня рівним 200 мм. Діаметри отворів, що підводять, що рекомендуються, вибираємо в залежності від максимальної швидкості поршня і максимальної швидкості потоку рідини в прохідному отворі d`=0,13D=0,13230=29,9мм, приймаємо d=30 мм.
При монтажі силових гідроциліндрів у гідросистемах випливають применять такі методи кріплення, які б чи не допускали зводили до минимума бічні навантаження на шток. Для верхньої межі ходу поршня, ограниченного в 10 діаметрів, рекомендується величина закладення не менш 10% від максимального ходу [65]. Приймаємо Н=280 мм.
У розрахунковій практиці використовуються кілька різних формул для визначення товщини стінки циліндричних резервуарів труб, находящихся під дією внутрішнього тиску. Відповідно до норм ЦКТИ, товщину стінки [67] варто визначати по формулі
(4.129)
де [] - напруга, що допускається, для сталі 30 ХГС ДСТ 1050-74, прошедшей нормалізацію, [] = 1800 кгс/см2; - коефіцієнт міцності; С - запас на корозію; Р - внутрішній тиск, кг/см2, D - внутрішній діаметр циліндра, мм.
Товщина стінки циліндра
з обліком и с приймаємо = 16 мм.
Товщину днища циліндра визначаємо по формулі для розрахунку круглых пластин, навантажених рівномірно розподіленим тиском,
(4.130)
де [] - напруга розтягання, що допускається, для матеріалу днища циліндра - 1850 кгс/см2; d' - внутрішній діаметр дниша;
Розрахунок гідродинамічного акумулятора зводиться в основному до визначення конструктивного (повного) його обсягу, а також корисної ємності. У нашому випадку - до визначення необхідної корисної ємності акумулятора [66] :
(4.131)
де l - повний хід поршня, l=0,2 м; z - кількість циліндрів;
ПРАКТИЧНА РОБОТА №4
Розрахунок валкового пресу
Продуктивність вальцьового брикетного преса з ручейковой поверхностью формующих елементів, кг/c,
Q = S6pVz, (4.132)
де S6p - площа перетину брикету, м2; V - окружна швидкість обертання вальців, м/с; z - кількість струмочків на поверхні вальца; р - об'ємна маса брикетов, кг/м3.
Площа перетину брикету
S6p=r2+2r=r(r+2) (4.133)
Де r - радіус струмочка, м; - зазор між вальцами, м.
Окружна швидкість обертання вальцов, м/с,
V=Dn, (4.134)
де n - частота обертання вальцов, с-1; D - діаметр вальцов, м.
Кількість струмочків на поверхні вальца
де В - ширина вальцов, м; - коефіцієнт використання поверхні вальцов, у середньому = 0,8.
Продуктивність брикетних вальцов з формующими елементами ячеикового чи желобково-зубчатого типу, кг/с,
Q = mі-n, (4.135)
Де m - маса брикету, кг; i - кількість осередків на поверхні вальца:
, (4.136)
де b - ширина осередку (розмір брикету по окружності вальца), м; l–довжина ячейки (розмір брикету по утворюючої вальца), м.
Для брикетів овальної форми ОВ=0,86, желобково-зубчатой ЖЗ=0,92.
Результуюче зусилля пресування (сила натискання вальцов друг на друга)чависит від максимального тиску пресування на лінії центрів, діаметра D і ширини вальцов В.
По силі Р розраховують осі вальцов і їхні підшипники. Окружне зусилля Т (мал. 4.23), необхідне для обертання вальцов, пропорційно силі Р.
Рис. 4.23. Схема до розрахунку силових параметрів
Необхідна величина максимального тиску пресування определяется якісними характеристиками брикетів (міцністю при стиску, щільністю, термостійкістю і т.п.), що задовольняють вимогам производства. Непрямою характеристикою заданого тиску пресування може служити об'ємна маса брикетів рбр, що визначає, у свою чергу, інші якісні характеристики сбрикетированного матеріалу. Величина Р визначається з графічної залежності р6p=f(P), побудованої за експериментальним значенням. Причому для усунення перекручування діаграми пресування, характерної для вальцьового преса, використовується двостороннє пресування; для зменшення сил тертя діаметр прес-матриці dМ варто приймати більшим, ніж висота спресованого брикету hбр, тобто
З огляду на, що деформація матеріалу, що обжимається, пропорционально питомим тискам, можна записати так:
(4.137)
де та - відповідно поточний і максимальний тиск, Мпа; і відповідно поточне і кінцеве (на лінії центрів) значення товщини шару, м.
Підставляючи значення і у формулу (4.137), визначимо :
(4.138)
На мал. 4.23 видно, що dY = dPcos. Тому що Р = R0B то
(4.139)
Інтегруючи, одержимо
(4.140)
з урахуванням зони розширення по осі абсцис
(4.141)
по осі ординат
(4.142)
Кут нахилу 0 сили Р к лінії центрів знайдемо з рівняння
(4.143)
Можна записати, що
так як кут 0 дуже малий (0 4°), то
Підставляючи значенняX з рівняння (4.142) і значення tga0 з рівняння (4.143), після перетворення одержимо
(4.144)
Рівняння (4.144) для визначення сили натискання Р отримано шляхом додавання елементарних сил d і d з урахуванням їх напрямку.
Потужність, що витрачається на брикетування матеріалу у вальцьовому прес-сі, Вт
(4.145)
де Мр - результуючий момент, що виникає у вальцьовому пресі при брикетировании матеріалу, Нм; - кутова швидкість обертання вальцов, рад/з: - КПД приводу.
Результуючий момент
MP=TR0
де Т - окружне зусилля, що діє на радіусі R0, H.
Згідно мал. 4.23
T=2Psіn0. (4.146)
Для більш точного розрахунку потужності приводу необхідно враховувати потужність, що витрачається на подолання тертя в цапфах валків преса.
Проведемо розрахунок параметрів брикетного преса, призначеного для брикетування керамічної маси, виходячи з максимального тиску пресування Р=22 Мпа; рбр= 1800 кг/м3; р0=830 кг/м3. Діаметр вальцов D=l,l м; ширина вальцов В=0,3 м; ширина осередків b=2810-3м; довжина осередків 1=310-2м; число оборотів вальцов n=0,17c-1. У нашому випадку маса брикетів
m=рбрV=18001010-6=1,810-3кг.
З урахуванням тиску (Р=22Мпа) приймаємо формующие елементи желобково-зубчатого типу, для яких ЖЗ=0,92.
Кількість осередків на поверхні вальца . n-D У 3,14-1,1 0,3
Продуктивність преса
Q = mіn = 1810-3 12340,17=3,78 (кг/с)=13,6 (т/год)
Використовуючи залежності
визначимо ущільнення і деформації матеріалу упл і кут зони пружного розширення брикетів упр:
де
Сили натискання вальцов (розпірні зусилля)
Тоді окружне зусилля
Т=2Рsin0=27,071050,0593=83850(Н),
Де
Потужність приводу преса, що витрачається на брикетування шихти, при Мр=ТR0
де =2n=6,280,17=1,068 рад/с.
Вузол амортизації валкового преса розраховуємо згідно [62…64] виходячи з розпірного зусилля Pmax=Р=7,07105 H, що діє на підшипники (мал. 4.23). Величина розпірного зусилля дозволяє виконати вузол амортизації пружинним; приймаємо кількість здвоєних пружин рівним 8.
Величина зусилля, що діє на пружинну пару
Р`max= Рmax/8=7,07105/8=0,884105(H)
Рис. 4.24. Схема до розрахунку пружини
Сила, що діє на пару пружин при максимальній деформації
(4.147)
де - відносний інерційний зазор пружини, для пружин стиску І і ІІ класу = 0,05...0 ,25; приймаємо = 0,25;
Приймаємо індекс пружини (с=D0/d)c=5.
Діаметр зовнішньої пружини приймаємо D01 = 190 мм, тоді диаметр внутрішньої пружини (мал. 4.24)
(4.148)
де []- дотична напруга, що допускається, для сталі 50ХФА (ДСТ 14963-69) []= 750 Н/мм2. Приймаємо D02= 110 мм.
Діаметри дротів
(4.149)
Максимальні навантаження Р31 і P Р32 на пружини визначаємо зі спільного рішення рівнянь
(4.150)
Для більшого і меншого діаметрів відповідно
Піддатливість одного витка
(4.151)
де G - модуль зрушення для пружинної сталі, G - 8104 Н/ м м2;
Сила пружини при номінальній деформації
Сила пружини при номінальній деформації
Р2=Р3(1-) (4.152)
Для більшого і меншого діаметрів відповідно
Сила пружини при попередній деформації
0,1P3<Р1<0,5Р3. (4.153)
Для більшого і меншого діаметрів відповідно
Задаємося робочим ходом пружини
h1= h2 = 72 мм.
Найбільшу швидкість, переміщення рухливого кінця пружини приймаєм з урахуванням окружної швидкості валків Vcp=0,59 м/с і можливості захоплення включень, що дробляться, с dmax= 0,04 м,
V1= V2 = 2 м/с.
З обліком циклічно-статичного нагружения пружин нмнослпносгь складає Nтаб=l105 циклів. Пружини відповідають ІІ класу (63, табл.2).
Критична швидкість пружини стиску
(4.154)
де =810-10 кгсс2 /мм4- щільність пружинної сталі; 3=75 кгс/мм2 - максимальное дотичне напруження при крутінні.
Критичні швидкості стиску пружин
що вказує на відсутність зіткнень у витків пружини.
Твердість пружин, Н/мм,
(4.155)
Для більшого і меншого діаметрів відповідно
Робоче число витків пружини
(4.156)
Для більшого і меншого діаметрів відповідно
При півтора неробочих витках повне число витків
n' =n+(1,5...2). (4.157)
Для більшого і меншого діаметрів відповідно
n'1 =n1+1,5=4,5+1,5=6(витків);
n'2 =n2+1,5=7,5+1,5=9 (витків).
Пружний стиск під дією сили Р3 [10]
(4.158)
Для більшої і меншої пружин відповідно
Крок пружини
(4.159)
Для більшої і меншої пружин відповідно
Зовнішній діаметр пружини
D`=D+d (4.160)
Для більшої і меншої пружин відповідно
D`1 = D1 + d1 = 190 + 38 = 228 (мм);
D`2 = D2 +d2 = 110 + 22 = 132 (мм).
Внутрішній діаметр пружини
D" = D-d. (4.161)
Для більшої і меншої пружин відповідно
D``1 = D1 - d1 =190-38 = 152 (мм)
D``2 = D2 – d2 =110 - 22 = 88 (мм).
Попередня деформація пружини
(4.162)
Для більшої і меншої пружин відповідно
Pобоча деформація пружини
(4.163)
Для большей і меншої пружин відповідно
Максимальна робоча деформація пружини
(4.164)
Для більшої і меншої пружин відповідно
Довжина пружини,стиснутої до зіткнення витків
H`=(n`-0,5)d (4.165)
Для більшої і меншої пружин відповідно
H`1=(n`1-0,5) d1=(6-0,5) 38=209(мм)
H`2=(n`2-0,5) d2=(9-0,5) 22=187(мм)
Довжина навантаженої пружини
H0 = H' + n(t-d). (4.166)
Для більшої і меншої пружин відповідно
H01 = H'1 + n1(t1-d1)=209+4,5(70-38)= 353 (мм)
H02 = H'2 + n2(t2-d2)= 187+7,5(42-22)=337(мм)
Довжина пружини при попередній деформації
H1 = HO-F1. (4.167)
Для більшої і меншої пружин відповідно
H11 = HO1-F11=353- 26,1 = 327 (мм)
H12 = HO2-F12=337-26,2=310,8 (мм)
Довжина пружини при робочій деформації
H2 = HO-F2 (4.168)
Для більшої і меншої пружин відповідно
H21 = HO1+F21=353 – 98=255 (мм)
H22 = HO2+F22=337-98=239 (мм)
Довжина пружини при максимальній деформації
H3 = HO-F3 (4.169)
Для більшої і меншої пружин відповідно
H31 = HO1-F31=353 - 1 30 = 223 (мм)
H32 = HO2-F32=337- 131=206 (мм)
Кут підйому середньої гвинтової лінії
(4.170)
Для більшої і меншої пружин відповідно
Довжина дротів для виготовлення пружини
(4.171)
Для більшої і меншої пружин відповідно
Перевірочні розрахунки
(4.172)
де
Перевірочні розрахунки ведемо по зусиллю Р, що забезпечує здрібнювання материала в межвалковом просторі
для більшої і меншої пружин відповідно
так як 21=22[]=750 H/мм2, то вимога по напругах забезпечується.
Твердість пружини
(4.173)
Для більшої і меншої пружин відповідно
Необхідна твердість забезпечується обома пружинами, так як максимальна розрахункова величина твердості перевищує що допускається всього на 3,5%.
Здвоєний блок пружин сприймає максимальну деформацію
P2=P21+P22=0,662105+0,222105=0,884105H