| ВВЕДЕНИЕ
Под гидроприводом понимают совокупность устройств (в число которых входит один или несколько объемных гидродвигателей), предназначенную для приведения в движение механизмов и машин посредством рабочей жидкости под давлением. В качестве рабочей жидкости в станочных гидроприводах используется минеральное масло.
Широкое применение гидроприводов определяется рядом их существенных преимуществ перед другими типами приводов и, прежде всего возможностью получения больших усилий и мощностей при ограниченных размерах гидродвигателей. Гидроприводы обеспечивают широкий диапазон бесступенчатого регулирования скорости, возможность работ в динамических режимах с требуемым качеством переходных процессов, защиту системы от перегрузки и точный контроль действующих усилий.
К основным преимуществам гидропривода следует отнести также высокое значение коэффициента полезного действия, повышенную жесткость и долговечность.
Гидроприводы имеют и недостатки, которые ограничивают их использование в станкостроении. Это потери на трение и утечки, снижающие коэффициент полезного действия гидропривода и вызывающие разогрев рабочей жидкости. Внутренние утечки через зазоры подвижных элементов в допустимых пределах полезны, поскольку улучшают условия смазывания и теплоотвода, в то время как наружные утечки приводят к повышенному расходу масла, загрязнению гидросистемы и рабочего места. Необходимость применения фильтров тонкой очистки для обеспечения надежности гидроприводов повышает стоимость последних и усложняет техническое обслуживание.
Наиболее эффективно применение гидропривода в станках с возвратно-поступательным движением рабочего органа, в высокоавтоматизированных многоцелевых станках и т.п. Гидроприводы используются в механизмах подач, смены инструмента, зажима, копировальных суппортах, уравновешивания и т.д. гидроприводами оснащаются более трети выпускаемых в мире промышленных роботов.
Современное развитие производства технической продукции требует совершенствования её технология изготовления, модернизации технологического оборудования и повышения её качества.
Поэтому вопросы разработки высокоэффективного технологического оборудования резки тонколистовой рулонной стали являются актуальной.
Целью дипломного проектирования является автоматизация процесса поперечной резки электротехнической стали 0,1…0,6х800мм.
Дипломный проект выполняется по заданию ООО НЭВЗ
1. Анализ и обоснование выбранной конструкции
1.1 Обзор аналогов автоматической линии поперечной резки рулонной стали
Линия автоматизированная для поперечной разки рулонной стали предназначена для качественной правки тонколистового материала и поперечного раскроя рулона на карты (листы).
В состав линии входят:
· Устройство разматывающие.
· Машина правильная.
· Подача валковая.
· Ножницы специальные.
· Устройство стапелирующие.
Линия автоматизированная для поперечной резки электротехнической стали, включая в себя отдельные машины, устройства и комплекты, указанные выше, предназначена для автоматической правки в пределах заданных величин поперечного раскроя рулонного материала на листы требуемой длины.
Операции, предшествующие технологическому процессу на линии:
· Транспортировка рулона к линии внутренним транспортом.
· Предварительная распаковка рулона.
· Укладка распакованного рулона цеховым краном на платформу подъемника разматывающего устройства.
Описание технологического процесса получения листовой карты.
В устройстве разматывающем, подъем рулона и перемещение на уровень оси шпинделя осуществляется гидроподъемником. Перемещение устройства на позицию загрузки рулона и обратно на рабочую позицию размотки осуществляется гидроцилиндром. Фиксация рулона на поверхности шпинделя осуществляется разжимом секторов гидроцилиндром зажима. Прижим ленты и предохранение от самопроизвольного раскручивания осуществляется роликом прижимным с приводом от гидроцилиндра через систему рычагов. Вращение шпинделя при заправке и торможение в процессе работы осуществляется гидромотором через зубчатое зацепление.
В машине правильной, предварительное устранение кривизны листа, полученной в намотанном рулоне, осуществляется устройством натяжным. Вытягивание ленты и её правка осуществляется валками рамы правильной и механизма правки, имеющих общий привод, состоящий из электродвигателя и редуктора.
Правка листа в ленте осуществляется при помощи изменения перекрытия валков, путём поворота эксцентрикового вала, перемещающего раму правильную. При поднятии вверх величина перекрытия правильных валков уменьшается, что можно визуально отслеживать по шкале, установленной на лицевой стороне машины, и наоборот.
Прижатие правильных валков верхнего ряда и раскрытие правильной рамы осуществляется гидроцилиндрами и тягами привода рамы.
В подаче валковой осуществляется периодическое перемещение ленточного материала на величину шага, в зависимости от заданной ей программы системой управления линией. Перемещение ленты осуществляется при помощи привода и редуктора и валков подающих. Одновременно подаваемая на шаг лента при необходимости может дополнительно правиться при помощи группы валков правильных. Боковое смещение свободной полосы ограничивается роликами направляющими ленту. Лента на период резки карты останавливается, её избыток собирается в компенсаторе петлевом, работа которого осуществляется от гидроцилиндров.
Длина карты определяется роликом отсчетным через систему управления линией.
В ножницах специальных осуществляется прижим полосы листа и периодическая рубка по команде системы управления, транспортировка отрезанной карты транспортёром до стапелера.
Привод ножниц осуществляется от электродвигателя, ременную передачу, шкив – маховик и муфту – тормоз.
Верхняя балка ножевая перед каждым резом в верхнем положении удерживается при помощи двух уравновешивателей. Периодической работой ножниц управляют выключатели бесконтактные, работающие от экранов.
Привод транспортёра осуществляется от электродвигателя рольганга стапелера.
Для периодической смазки трущихся частей ножниц использована импульсивная система смазки с собственным электроприводом.
В устройстве стапелирующем карта, нарезанная из ленты, попадает на рольганг, имеющий общий приводной электродвигатель с ленточным транспортёром ножниц специальных. Для лучшего контакта карты с роликами применяются наддув воздухом сверху от вентилятора. Часть воздуха этого вентилятора используется на создание воздушной подушки под картой при укладке с стопу. Распределение объемов воздуха осуществляется распределителем воздуха. Кроме воздушного прижима карты к рольгангу предусмотрен прижимной ролик с приводом имеющий три скорости: равную скорости рольганга, замедляющую и быстрого противовключения. Прижимной ролик имеет пневмоприжим двумя цилиндрами. Карта, прошедшая рольганг, укладывается в стопу на тележку между стенками механизма боковых ограничителей и упором передним. По мере роста высоты стопы тележка опускается вниз при помощи подъемников, а затем выкладывается за счет собственного привода по рельсам для разгрузки стопы заготовок краном.
Аналогом является автоматическая линия поперечной резки рулонной стали выпускаемая ООО «Аркада-Инжиниринг» г. Смоленск.
Рисунок 1. Схема автоматической линии поперечной резки рулонной стали.
Обозначения на схеме:
1 Разматыватель
2 Устройство загрузочное
3 Устройство гидравлическое
4 Кромкоотгибатель
5 Устройство базирующее
6 Машина правильная
7 Петлеобразователь
8 Устройство электрическое
9 Устройство подающее
10 Узел счётчика
11 Ножницы поперечной резки
12 Стол приёмный
Рисунок 2. Общий вид автоматической линии поперечной резки рулонной стали.
1.2 Анализ валковой подачи
Известны аналогичные подачи, выпускаемые зарубежными фирмами например: фирма «Шулер» Германия, линия поперечной резки рулонной стали 0,65..2х1600мм в которую входит валковая подача эксплуатируется на ВАЗ г. Тольятти.
Фирма «Комацу» Япония поставила на КАМАЗ г. Набережные челны автоматическую линию для поперечной резки рулонной стали 0,8..4х2000 в которую также входит валковая подача.
Азовское ОАО «Донпессмаш» с 1979г. изготавливает валковую подачу модели ВП-41 (по типу валковой подачи фирмы «Шулер») для ленты 0,6..2х1600. Данные подачи входят в состав линии поперечной резки рулонной стали модели Л116, которые эксплуатируются «Комбайновый завод» г. Тула, Красноярский комбайновый завод и др.
Конструкция и компоновка механизмов разрабатываемой подачи валковой, в основном принята аналогичной подаче валковой модели ВП-41 за исключением следующих особенностей:
· в разрабатываемом проекте изменены диаметры правильных и подающих валков.
· изменён шаг валков для обеспечения качественной правки.
· изменена конструкция мерительного ролика и применен серийно выпускаемый датчик ВЕ-178
Все составные части и отдельные детали подачи не представляют затруднений при изготовлении их на машиностроительных заводах.
Аналогичная валковая подача использовалась в автоматической линии поперечной резки рулонной стали 0,6..1.5х1250. Листы стали изготовленные этой линией использовались для производства холодильников, стиральных машин. Электротехническая сталь используемая в моей автоматической линии предназначена для производства трансформаторов.
В состав валковой подачи, входящей в автоматическую линию поперечной резки рулонной стали 0,6..1.5х1250, входят следующие узлы и механизмы:
· Станина.
· Привод.
· Тормоз.
· 2 гидроцилиндра.
· Мерительные ролики.
· Конечный выключатель.
· Валки правильные верхние.
· Валок подающий.
· Валки нижние.
· Прижим.
· Петлевой компенсатор.
· Направляющие ленты.
Процесс работы валковой подачи происходит следующим образом:
Перемещение ленточного материала осуществляется при помощи пары подающих валков.
Вращение этих валков осуществляется от двух индивидуальных электродвигателей асинхронных через зубчатые шестерни и карданный вал. Перемещение ленты на шаг от двигателя производится по программе заданной системой управления линии. Для затормаживания подающих валков предусмотрены колодочные тормоза.
Под нижним подающим валком и над верхним подающим валком
установлены охватывающие их с двух сторон опорные ролики регулируемые при помощи резьбовых штоков и винтов. По длине этих валков расположено по пять комплектов опорных роликов, которые воспринимают нагрузку при зажатии ленты между верхним и нижним валками и не допускают большого прогиба этих валков.
Два верхних валка и три нижних предназначены для правки ленты, также как и подающие валки они опираются на регулируемые опорные ролики. Каждый верхний правильный валок установлен на траверсе, которые размещены в направляющих станины. Траверсы соединены со штоками гидроцилиндров, при помощи которых верхние валки перемещаются вверх и вниз. В нижнем положении траверсы опираются на регулируемые по высоте штыри, которые опираются на клинья, регулируемые при помощи винтовой передачи. Этой регулировкой выставляется зазор между верхними и нижними валками правильными.
Прижим ленты балкой к валку при помощи пружины обеспечивает предохранение ленты от сползания под собственным весом. Подъем прижимной балки, т.е. освобождение ленты, осуществляется гидроцилиндрами.
Мерительные ролики вращаются от перемещения ленты, зажатой при помощи гидроцилиндра. Нижний мерительный ролик соединён с датчиком, который через каждые 0,3мм пройденного пути выдаёт сигнал в систему управления линией.
Горизонтальные ролики служат для поддержания ленты на уровне подачи, а ролики для направления её в петлевом компенсаторе при движении ленты от машины правильной. От смещения ленты относительно оси подачи предусмотрены две пары вертикальных роликов, которые регулируются в поперечном направлении в зависимости от ширины ленты вращением ходовых винтов при помощи маховиков.
2. РАСЧЕТНО-КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ
2.1 Расчет силовых гидроцилиндров подачи валковой
Выполним расчет гидроцилиндров привода валка подающего, валка правильного и тормоза барабана.
Рабочее давление рц
=10 МПа
.
Расчет гидроцилиндров валка подающего.
Нагрузка на шток гидроцилиндров привода валка подающего при рабочем ходе составляет F
нм1
= 60 кН
.
Ход гидроцилиндров привода валка подающего составляет L
1
=0,5 м
.
Нагрузка на шток при опускании валка подающего определяется силой вредных сопротивлений:
F
нр1
= 0,2
×
F
нм1
= 0,2
×
60 =12 кН
Для перемещения валка подающего применяем два гидравлических цилиндра. Для того, чтобы их поршни двигались одновременно, штоки гидроцилиндров соединяем механически. Эффективная площадь поршня одного гидроцилиндра:
м2
где h
м
= 0,88
Диаметр поршня цилиндра:
м
По ГОСТу 12447-80 принимаем стандартное значение диаметра поршня D
1
= 0,07 м
.
Уточним максимальное рабочее давление в цилиндре:
Па
Диаметр штока гидроцилиндра перемещения валка подающего:
d
ш1
= 0,5
×
D
1
= 0,5
×
0,07 = 0,04 м
Рассчитанное значение диаметра штока гидроцилиндра является стандартным по ГОСТу 12447-80.
Давление в штоковой камере цилиндра при реверсе.
Па
Расчет гидроцилиндров перемещения валка правильного.
Нагрузка на шток гидроцилиндров перемещения валка правильного при рабочем ходе составляет F
нм2
= 75 кН
.
Ход гидроцилиндров перемещения валка правильного составляет
L
2
=0,5 м
.
Нагрузка на шток при реверсе определяется силой вредных сопротивлений:
F
нр2
= 0,2
×
F
нм2
= 0,2
×
75 = 15 кН
Для перемещения валка правильного применяем два гидравлических цилиндра. Для того чтобы их поршни двигались одновременно, штоки гидроцилиндров соединяем механически.
Эффективная площадь поршня одного гидроцилиндра:
м2
Диаметр поршня цилиндра:
м
По ГОСТу 12447-80 принимаем стандартное значение диаметра поршня D
2
= 0,08 м
.
Уточним максимальное рабочее давление в одном цилиндре:
Па
Диаметр штока гидроцилиндра перемещения валка правильного:
d
ш2
= 0,5
×
D
2
= 0,5
×
0,08 = 0,04 м
Рассчитанное значение диаметра штока является стандартным по ГОСТу 12447-80.
Давление в штоковой камере цилиндра при реверсе:
Па
Расчет
гидроцилиндров
привода тормоза валка.
Привод тормоза валка состоит из двух гидравлических цилиндров одностороннего действие. Давление масла используется в них только при отводе тормозных колодок от барабана. В режиме торможения прижим тормозных колодок к барабану и перемещение поршней гидроцилиндров осуществляется пружинами.
Для обеспечения жесткости при перемещениях тормозных колодок диаметр штока гидроцилиндров привода тормоза валка принимаем по ГОСТу 12447-80 d
ш3
=0,025 м
.
Ход гидроцилиндров привода тормоза валка составляет L
3
=0,05 м
.
Нагрузка на шток гидроцилиндра при отводе тормозных колодок зависит от силы упругости пружины и сил трения. Для расчета принимаем F
нр3
= 1 кН
.
Диаметр поршня гидроцилиндра привода тормоза:
м
Так как при работе тормоза валков на поршень действует сжатая пружина, то по ГОСТу 12447-80 принимаем D
3
= 0,032 м
.
авление в штоковой камере цилиндра при отводе колодок от барабана:
Па
В справочной литературе нет стандартных гидроцилиндров на давление питания 10 МПа с диаметрами поршня, штока и ходом поршня как требуется для привода механизмов подачи валковой. Поэтому для ее гидропривода гидроцилиндры должны быть изготовлены.
2.2 Расчет нагрузок на привод валков подающих и выбор гидромотора
Перемещение ленты валковой подачи происходит с помощью валков подающих. Привод валков подающих в валковой подаче разработанной ООО «Спецпроект» осуществляется двумя электрическими двигателями через двухступенчатый редуктор. В дипломной работе предлагается заменить электрический привод валков подающих на гидравлический. Для привода валков используем один гидромотор.
Для выбора конкретной модели гидромотора надо знать момент нагрузки и частоту вращения его вала.
Момент на валу гидромотора:
,
где М1
– крутящий момент на подающих валках при перемещении и правке полосы наибольших размеров;
– крутящий момент от инерции вращающихся масс на валу гидромотора;
i
р
= 1
– передаточное число редуктора;
h
= 0,9
– КПД редуктора.
Крутящий момент на подающих валках при перемещении и правке полосы:
,
где F
п
– наибольшее потребное тянущее усилие на подающих валках;
r
= 0,08 м
– радиус подающих валков.
Наибольшее потребное тянущее усилие на подающих валках:
,
где F
пр
– усилие, необходимое для протягивания ленты через валки правильного устройства;
Q
п
- усилие, необходимое для преодоления инерции ленты.
Усилие, необходимое для протягивания ленты через валки правильного устройства:
,
где d
в
= 0,060 м
– диаметр правильного валка;
- суммарный момент нагрузки на подающих валках.
Суммарный момент нагрузки:
,
где М1
– момент, затрачиваемый на упругую и пластическую деформацию материала листа;
М2
– момент сил трения качения валков по ленте;
М3
– момент сил трения в опорах валков.
Момент, затрачиваемый на упругую и пластическую деформацию материала прокатываемого листа:
,
где Ми2
– момент, затрачиваемый на пластическую деформацию под 2-м и 3-м валком;
Ми4
– момент, затрачиваемый на упругую деформацию под 4-м и 3-м валком;
r
пл
– минимально допустимый радиус кривизны при пластическом изгибе;
r
упр
– минимально допустимый радиус кривизны при упругом изгибе.
Момент, затрачиваемый на пластическую деформацию:
,
где s
s
= 260
×
106
Па
– предел текучести материала листа;
s
– пластический момент сопротивления.
м3
,
где b
= 0,08 м
– максимальная ширина ленты;
h
= 0,0006 м
– максимальная толщина ленты.
Момент, затрачиваемый на пластическую деформацию:
Н
×
м
Момент, затрачиваемый на упругую деформацию:
,
где W
– упругий момент сопротивления.
м3
Рассчитаем момент, затрачиваемый на упругую деформацию:
Н
×
м
Минимально допустимый радиус кривизны при пластическом изгибе:
,
где Е = 2,1
×
1011
Па
– модуль упругости материала листа;
I
– момент инерции сечения листа;
Рассчитаем значения момента инерции сечения листа и изгибающего момента:
м4
,
Рассчитаем минимально допустимый радиус кривизны при пластическом изгибе:
м
Рассчитаем минимально допустимый радиус кривизны при упругом изгибе:
м
Рассчитаем значение момента, затрачиваемого на упругую и пластическую деформацию материала прокатываемого листа:
Н
×
м
Момент сил трения качения правильных валков по ленте:
,
где 
- суммарное давление листа на правильные валки;
т = 0,0008 м
– плечо трения качения с учетом трения скольжения для листовой стали и полосового материала.
Рассчитаем значения давления листа на каждый из роликов правильного устройства:
- давление ленты на первый валок
Н
,
- давление ленты на второй валок
Н
,
- давление ленты на третий валок
Н
,
- давление ленты на четвертый валок
Н
,
- давление ленты на пятый валок
Н
,
где t
= 0,08 м
– расстояние между осями правильных валков.
Рассчитаем численное значение момента сил трения качения правильных валков по ленте:
Н
×
м
Момент сил трения в опорах валков:
,
где d
= 0,04 м
– диаметр дорожки подшипника качения;
f
= 0,01
– коэффициент трения в подшипниках качения опор правильных валков.
Рассчитаем численное значение момента сил трения в опорах валков:
Н
×
м
Рассчитаем усилие, необходимое для протягивания ленты через валки правильного устройства:
Н
Усилие, необходимое для преодоления инерции ленты рассчитаем по формуле:
,
где G
3
= 370 Н
– сила тяжести половины петли;
G
10
= 1470 Н
– сила тяжести ленты, лежащей на горизонтальном участке длиной 10 м;
f
= 0,1
– коэффициент трения;
F
ин
– усилие инерции.
,
где g
= 9,8 м/с2
– ускорение свободного падения;
а
– ускорение подачи.
м/с2
Рассчитаем численные значения усилия инерции и усилия, необходимого для преодоления инерции ленты:
Н
,
Н
Рассчитаем наибольшее потребное тянущее усилие на подающих валках:
Н
Рассчитаем крутящий момент на подающих валках при перемещении и правке полосы:
Н
×
м
Крутящий момент от инерции вращающихся масс на валу гидромотора определяется по формуле:
,
где I
д.в.м.
– момент инерции вращающихся масс, приведенный к валу гидромотора;
e
- угловое ускорение на валу гидромотора.
Момент инерции вращающихся масс, приведенный к валу гидромотора определяется формулой:
где I
1
= 0,13 кг
×
м2
– момент инерции подвижных частей гидромотора;
т1
, т2
, т3
, т4
, т5
, т6
, т7
– масса муфты, шестерни, зубчатого колеса, карданов, барабана тормоза и подающих валков;
D
2
,
D
3
,
D
4
,
D
5
,
D
6
,
D
7
– диаметры муфты, делительных окружностей шестерни и зубчатого колеса, карданных валов, барабанов тормоза и подающих валков.
Рассчитаем численное значение момента инерции вращающихся масс, приведенный к валу гидромотора
кг
×
м2
Рассчитаем численное значение углового ускорения на валу гидромотора:
рад/с2
Тогда крутящий момент от инерции вращающихся масс на валу гидромотора составит:
Н
×
м
Рассчитаем момент нагрузки на валу гидромотора:
Н
×
м
Рассчитаем число оборотов подающих валков:
,
где v
наиб
= 1 об/с (60 об/мин)
наибольшая паспортная скорость подачи ленты;
D
= 0,139 м
– диаметр подающих роликов.
об/с
Число оборотов гидромотора:
об/с (120 об/мин)
Расчеты показали, что для привода подающих валков подачи валковой необходим гидромотор, обеспечивающий момент Мсопр
= 328,6
Н
×
м
и частоту вращения поб
= 2 об/с (120 об/мин)
.
Этим требованиям отвечает высокомоментный радиально-поршневой гидромотор типа МР-0,25/10 с параметрами:
Рабочий объем - 250 см3
.
Номинальный вращающий момент - 380 Н×м.
Номинальное давление - 10 МПа.
Максимальное давление - 12 МПа.
Минимальная частота вращения – 8 об/мин.
Максимальная частота вращения – 240 об/мин.
Максимальный расход - 65 л/мин.
КПД:
объемный - 0,94.
полный - 0,89.
Мощность - 9,3 кВт.
Момент инерции - 0,13 кг×м2
.
Расчетная долговечность - 5000 ч.
Масса - 70 кг.
Рассчитаем давление перед гидромотором.
Па
2.4 Расчет параметров и выбор насоса
По скоростям перемещения гидроцилиндров и частоте вращения гидромотора подачи валковой определим требуемые расходы в напорной и сливной гидролиниях.
Гидроцилиндры перемещения валка подающего.
Максимальная скорость перемещения при рабочем ходе
V
раб1
= 0,04
м/с
.
Максимальная скорость перемещения при реверсе V
рев1
= 0,04
м/с
.
Рабочий ход:
- напорная линия
м3
/с
- сливная линия
м3
/с
Реверс:
- напорная линия
м3
/с
- сливная линия
м3
/с
Гидроцилиндры перемещения валка правильного.
Максимальная скорость перемещения при рабочем ходе
V
раб2
= 0,05
м/с
.
Максимальная скорость перемещения при реверсе V
рев2
= 0,05
м/с
.
Рабочий ход:
- напорная линия
м3
/с
- сливная линия
м3
/с
Реверс:
- напорная линия
м3
/с
- сливная линия
м3
/с
Гидроцилиндры тормоза валка.
Максимальная скорость перемещения при рабочем ходе V
раб3
= 0,1
м/с
.
Отвод тормозных цилиндров:
- напорная линия
м3
/с
Гидромотор привода валков подающих.
Частота вращения при рабочем ходе nраб
= 120 об/мин.
Рабочий ход:
Напорная линия.
м3
/с
Расчет и выбор насоса проводим по максимальному расходу.
Максимальный из рассчитанных расходов будем в гидролинии гидромотора привода валков подающих.
Q
раб.н4
= 5,319
×
10-4
м3
/с
.
Найдем подачу и давление в линии гидромотора привода валков подающих.
Подачу (производительность) насоса рассчитываем по уравнению:
,
где 
- суммарные потери в гидроаппаратуре;
Q
кл
- расход масла через предохранительный клапан, необходимый для обеспечения устойчивой работы привода. Qкл=3-5 л/мин
.
м3/с
Объемные потери в гидроаппаратах определяются по уравнению:
Q
н
.
га
= r
га
i
×
р
ц
i
где r
га
i
- удельная утечка (ориентировочно для гидроаппаратуры r
га
= 0.017 см3
/(МПа с)
, для гидромотора r
м
= 0,8 – 1,2 см3
/(МПа с)
);
р м
- максимальное рабочее давление в гидромоторе.
В гидролинии, соединяющей насос с гидромотором привода правильных валков и механизма правки установлены обратный клапан, фильтр и гидрораспределитель.
м3
/с
Потребное наибольшее давление, развиваемое насосом, рассчитывают по уравнению:
,
где 
- суммарные потери давления в гидроаппаратуре;
- суммарные потери давления в трубопроводе;
рпр
- противодавление на сливе гидромотора рпр
= 0,3 – 0,8 МПа
.
Потери давления в проточной части гидроаппаратов принимаем из справочной литературы [3]: для обратных клапанов - D
рн.кл
= 0,05 МПа
, для распределителя - D
рн.р
= 0,2 МПа
, для фильтра D
рн.ф
= 0,15 МПа
.
Суммарные потери давления в гидролиниях 
на этом этапе расчета
принимаем ориентировочно равным (0,1-0,2)
×
.
Па
Мощность источника питания
N
=
Q
н
×
рн
= 6,062
×
10-4
×
9,773
×
106
= 5,9
×
103
Вт
В результате расчета получены значения расхода и давления гидростанции Qн
= 6,062
×
10-4
м3
/с (36,4 л/мин) и рн
= 9,773
×
106
(9,77
МПа).
Для гидростанции по выбираем нерегулируемый аксиально-поршневой насос типа НПА 32/32-01 ТУ2-053-1826-87 с параметрами:
Рабочий объем насоса - 32 см3
.
Частота вращения:
номинальная - 1450 об/мин.
максимальная - 1800 об/мин.
минимальная - 1000 об/мин.
Номинальная подача - 48 л/мин.
Мощность номинальная, не более - 27 кВт.
Номинальное давление на выходе - 32 МПа.
Давление на входе - 0,02 - 0,15 МПа.
КПД:
объемный - 0,87
полный - 0,7
Средний уровень звука, не более - 68 дБ(А).
Масса, не более - 48 кг.
2.5 Выбор гидроаппаратуры
По величинам расхода и давления выбираем типоразмеры регулирующей, управляющей и вспомогательной аппаратуры, устанавливаемой в напорной и сливной гидролиниях.
Для управления гидроцилиндрами перемещения валка подающего, валка правильного и гидромотора привода валков подающих выбираем распределители типа ВЕ10.574А 41/ОФ. В220-50. НД ГОСТ 24679-81 с параметрами:
Диаметр условного прохода – 10 мм.
Расход масла:
номинальный – 33 л/мин.
максимальный – 80 л/мин.
минимальный – 25 л/мин.
Давление:
номинальное – 32 МПа.
в сливной линии, не более – 15 МПа.
Потери давления - 0,25 .
Масса – 3,4 – 6,5 кг.
Для управления гидроцилиндрами отвода тормозных колодок от барабана выбираем распределитель типа ВЕ10.573 41/ОФ. В220-50. НД ГОСТ 24679-81. Он отличается от распределителя ВЕ10.574А 41/ОФ. В220-50. НД только типом гидросхемы. Все остальные характеристики этих распределителей одинаковы.
Для разгрузки гидравлической схемы после остановки выбираем гидрораспределитель типа ВЕ6.542 41/ОФ. В220-50. НД ГОСТ 24679-81 с параметрами:
Диаметр условного прохода – 6 мм.
Расход масла:
номинальный – 16 л/мин.
максимальный – 30 л/мин.
минимальный – 10 л/мин.
Давление:
номинальное – 32 МПа.
в сливной линии, не более – 6 МПа.
Потери давления - 0,15 .
Масса – 1,3 – 2,2 кг.
Регулирование скорости всех гидроцилиндров происходит с помощью регулируемых дросселей с обратными клапанами.
Для регулирования скорости гидроцилиндров перемещения валка подающего и валка правильного по справочнику выбираем сдвоенные гидродроссели с обратным клапаном типа ДКМ 102 ТУ 2-053-1446-79Е с параметрами:
Диаметр условного прохода – 10 мм.
Расход масла: номинальный – 40 л/мин.
максимальный – 60 л/мин.
Номинальное давление – 20 МПа.
Давление: открытия обратного клапана - 0,08 МПа.
в сливной линии, не более – 20 МПа.
Перепад давления при номинальном потоке, не более
через полностью открытый дроссель - 0,4 МПа.
через обратный клапан - 0,55 МПа.
Внутренние утечки при номинальном
авлении через полностью закрытый дроссель - 80 см3
/мин.
Масса – 2,1 кг.
Для регулирования скорости отвода гидроцилиндров тормоза валка и регулирования подачи масла в поршневые камеры гидроцилиндров перемещения валка подающего и валка правильного от аккумуляторов по авочнику выбираем сдвоенные гидродроссели с обратным клапаном типа ДКМ 6/3 ТУ 2-053-1397-78Е с параметрами:
Диаметр условного прохода – 6 мм.
Расход масла: номинальный – 12,5 л/мин.
максимальный – 30 л/мин.
Номинальное давление – 32 МПа.
Давление: открытия обратного клапана - 0,15 МПа.
в сливной линии, не более – 32 МПа.
Перепад давления при номинальном потоке, не более
через полностью открытый дроссель - 0,15 МПа.
через обратный клапан - 0,25 МПа.
Внутренние утечки при номинальном
давлении через полностью закрытый дроссель - 300 см3
/мин.
Масса – 1,3 кг.
Для создания потока масла только в одном направлении выбираем по справочнику обратный клапан типа КОМ-102 ТУ2-053-1533-80Е с параметрами:
Диаметр условного прохода – 10 мм.
Давление: номинальное – 20 МПа.
открытие клапана – 0,05 МПа.
Расход масла: номинальный – 40 л/мин.
максимальный – 70 л/мин.
Внутренние утечки в сопряжении клапан-седло, не более – 0,5 см3
/мин.
Перепад давления при номинальном потоке, не более – 0,3 МПа
Масса – 1,65 кг.
Для установки в линии слива гидромотора выбираем по справочнику клапан давления типа КЕМ 102-2 1 УХЛ 4 ТУ 2-053-1679-84Е с параметрами:
Диаметр условного прохода – 10 мм.
Давление настройки – 0,6-7 МПа.
Внутренние утечки, не более - 65 см3
/мин.
Давление на входе: номинальное – 20 МПа.
максимальное – 23 МПа.
Расход масла: номинальный – 40 л/мин.
минимальный – 1 л/мин.
Номинальный перепад давлений – 0,5 МПа.
Масса, не более – 3,3 кг.
Для защиты линии нагнетания от перегрузки выбираем по справочнику предохранительный клапан непрямого действия типа 10-20-1-132 ТУ 2-053-1748-85 с параметрами:
Диаметр условного прохода – 10 мм.
Расход масла: номинальный – 40 л/мин.
максимальный – 56 л/мин.
минимальный – 3 л/мин.
Суммарные утечки, не более – 200 см3
/мин.
Давление настройки – 1-20 МПа.
Максимальное давление – 25 МПа.
Установленный ресурс - 2400 час.
Для очистки масла в линии нагнетания выбираем по справочнику фильтр напорный типа 20-25-КВ ГОСТ 16026-80 с параметрами:
Диаметр условного прохода – 20 мм.
Номинальный расход – 63 л/мин.
Номинальный перепад давлений – 0,12 МПа.
Номинальное давление – 20 МПа.
Номинальная тонкость фильтрации – 25 мкм.
Перепад давлений: срабатывания сигнализатора – 0,3 ±0,02 МПа.
открытия перепускного клапана – 0,36±0,03 МПа.
Масса – 6,8 кг.
очистки масла в линии слива выбираем по справочнику фильтр типа 
с параметрами:
Диаметр условного прохода – 32 мм.
Номинальный расход – 100 л/мин.
Номинальная тонкость фильтрации – 25 мкм.
Номинальное давление – 0,63 МПа.
Перепад давлений: номинальный – 0,1 МПа.
срабатывания сигнализатора – 0,3 ±0,03 МПа.
открытия перепускного клапана – 0,38±0,03 МПа.
Масса – 4,5 кг.
2.6 Расчет параметров и выбор сортамента гидролиний
Параметры всасывающих, напорных, сливных и управляющих гидролиний определяются по максимальному расходу, давление, скорости движения потока на рассчитываемом участке магистрали.
Максимальный расход в гидравлической системе подачи валковой будет в гидролиниях гидромотора привода валков подающих.
Диаметр гидролинии определяется выражением:
,
где скорость потока жидкости рекомендуется принимать
- для всасывающих линий v
жв
= 1,2 м/с
.
- для сливных линий v
жс
= 2 м/с
.
- для напорных линий v
жн
= 5 м/с
.
Толщину стенки гидролинии (трубопровода) определяем из выражения
,
где k
3
- коэффициент запаса, учитывающий возможные пульсации давления; k
3
= 1,3
;
рн
- давление в гидролинии;
рнв
= 0,2 МПа
- давление во всасывающей гидролинии;
рнс
= 0,2 МПа
- давление в сливной гидролинии;
s
р
- допускаемые напряжения на разрыв сечения гидролинии,
s
р
= 500 МПа
.
Всасывающая линия
м
м
По сортаменту [ выбираем для линии всасывания стальную бесшовную холоднодеформированную трубу по ГОСТ 8734-75: внутренний диаметр трубопровода d
тр в
= 0,025м
, наружный диаметр трубопровода D
тр в
= 0,028 м
, толщина стенки трубопровода d
в
= 0,0015 м
.
Напорная линия.
м
м
По сортаменту выбираем лля линии нагнетания стальную бесшовную холоднодеформированную трубу по ГОСТ 8734-75: внутренний диаметр трубопровода d
тр н
= 0,01м
, наружный диаметр трубопровода D
тр н
= 0,014 м
, толщина стенки трубопровода d
н
= 0,002 м
.
Сливная линия
Давление на сливе принимаем рсл
= 0,2
×
106
МПа
.
м
м
По сортаменту выбираем для линии слива стальную бесшовную холоднодеформированную трубу по ГОСТ 8734-75: внутренний диаметр трубопровода d
тр с
= 0,017м
, наружный диаметр трубопровода D
тр с
= 0,02 м
, толщина стенки трубопровода d
с
= 0,0015 м
.
Уточним скорости движения жидкости в гидролиниях гидромотора привода валков подающих:
- всасывающая линия.
м/с
- линия нагнетания
м/с
- линия слива
м/с
Уточним скорости движения жидкости в гидролиниях гидроцилиндров перемещения валка подающего при рабочем ходе:
- линия нагнетания
м/с
- линия слива
м/с
Уточним скорости движения жидкости в гидролиниях гидроцилиндров перемещения валка правильного при рабочем ходе:
- линия нагнетания
м/с
- линия слива
м/с
Уточним скорости движения в гидролиниях гидроцилиндров привода тормоза валка при рабочем ходе:
- линия нагнетания
м/с
2.7 Выбор марки рабочей жидкости
В соответствии с рекомендациями справочной литературы выбираем марку рабочей жидкости - масло индустриальное И-30А ГОСТ 20799-74.
Вязкость кинематическая при 50 0
С n
= 28
×
10-6
- 33
×
10-6
м2
/c
Температура вспышки, не ниже 1900
С.
Температура застывания, не выше - 150
С.
Рекомендуемый предел рабочих температур - -5 - + 600
С.
Плотность при 200
С - 900 кг/м3
.
Определим режим движения жидкости во всасывающей, сливной и напорной гидролиниях по числу Рейнольдса.
В линиях гидромотора привода валков подающих.
Во всасывающей гидролинии
< 2300
Режим движения - ламинарный.
В напорной гидролинии
> 2300
Режим движения - турбулентный.
В сливной гидролинии
< 2300
Режим движения – ламинарный.
Определим режимы течения в гидролиниях гидроцилиндров перемещения валка подающего.
В напорной гидролинии
< 2300
Режим движения - ламинарный.
В сливной гидролинии
< 2300
Режим движения – ламинарный.
Определим режимы течения в гидролиниях гидроцилиндров перемещения валка правильного.
В напорной гидролинии
< 2300
Режим движения - ламинарный.
В сливной гидролинии
< 2300
Режим движения – ламинарный.
Определим режимы течения в гидролиниях гидроцилиндров привода тормоза валка.
В напорной гидролинии
< 2300
Режим движения – ламинарный.
2.8 Уточненный расчет потерь давления в гидромагистралях привода
Расчет ведут по уравнениям
;
,
где D
рн
,
D
рс
- суммарные потери в напорной и сливной линиях;
D
рс.га
,
D
рс.тр
,
D
рс.мс
- потери давления от сопротивлений гидроаппаратуры, трения жидкости о стенки гидролинии, местных сопротивлений.
Найдем потери в напорной линии гидромотора привода валков подающих.
В напорной линии гидромотора привода валков подающих установлены обратный клапан, фильтр и распределитель.
Потери давления на обратном клапане D
рн.ко
= 0,3
МПа
.
Потери давления на фильтре D
рн.ф
= 0,12
МПа
.
Потери давления на распределителе D
рн.р
= 0,25
МПа
.
В сливной линии гидромотора установлены распределитель, клапан давления и фильтр.
Потери давления на распределителе D
рс.р
= 0,25
МПа
.
Потери давления на клапане давления D
рс.кд
= 0,5
МПа
.
Потери давления на фильтре D
рс.ф
= 0,1
МПа
.
Потери давления от местных сопротивлений выражаются через суммарный коэффициент местных сопротивлений и скоростной напор.
,
где x
i
- коэффициент местных потерь.
В напорной гидролинии находятся местные сопротивления с коэффициентами сопротивлений [4]: 8 штуцеров - x
н1
= 0,15
, 4 прямоугольных тройника - x
н2
= 0,1
, 13 плавных колен - x
н3
= 0,12
.
В сливной гидролинии установлены: 7 штуцеров - x
с1
= 0,15
, 1 прямоугольный тройник - x
с2
= 0,1
, 8 плавных колен - x
с3
= 0,12
.
v
ж
i
- скорость движения потока на участке;
g
- удельный вес рабочей жидкости (g
= 8829
Н/м3
).
Линейные потери давления в гидролиниях (за счет трения жидкости о стенки трубопровода) рассчитывают по уравнению
,
где l
- длина сливной или напорной гидролинии. Для напорной гидролинии lн
= 8 м
, для сливной гидролинии l
c
= 5 м
.
l
- коэффициент сопротивления гидролинии.
Для турбулентного потока
l
= 0,316
×
Re
-0,25
Для ламинарного потока
Потери давления в напорной линии
МПа
Потери давления в сливной гидролинии
МПа
Потери давления в напорной гидролинии гидроцилиндров перемещения валка подающего.
В напорной линии гидроцилиндр гидроцилиндров перемещения валка подающего установлены два обратных клапана, фильтр и распределитель.
Потери давления на обратном клапане D
рн.ко1
= 0,55
МПа
.
В сливной линии гидроцилиндр гидроцилиндров перемещения валка подающего установлены регулируемый дроссель, распределитель и фильтр.
Потери давления на регулируемом дросселе D
рн.др
= 0,4
МПа
.
В напорной гидролинии установлены: 10 штуцеров, 3 прямоугольных тройника, 9 плавных колен.
В сливной гидролинии установлены: 7 штуцеров, 1 прямоугольный тройник, 5 плавных колен.
Длина напорной гидролинии lн
= 11 м
,
для сливной гидролинии l
c
= 9 м
.
Потери давления в напорной линии
МПа
Потери давления в сливной гидролинии
МПа
Приведем потери на сливе к эффективной площади поршня:
МПа
В сливной линии гидроцилиндров перемещения валка правильного установлены регулируемый дроссель, распределитель и фильтр.
В напорной гидролинии установлены: 10 штуцеров, 3 прямоугольных тройника, 11 плавных колен.
В сливной гидролинии установлены: 7 штуцеров, 1 прямоугольный тройник, 9 плавных колен.
В напорной гидролинии установлены: 15 штуцеров, 3 прямоугольных
тройника, 8 плавных колен.
В сливной гидролинии установлены: 5 штуцеров, 4 прямоугольных тройника, 9 плавных колен.
Длина напорной гидролинии lн
= 8 м
,
для сливной гидролинии l
c
= 10 м
.
Потери давления в напорной линии
МПа
Потери давления в сливной гидролинии
МПа
Приведем потери на сливе к эффективной площади поршня:
МПа
Потери давления в напорной гидролинии гидроцилиндров перемещения тормоза валка.
В напорной линии гидроцилиндров перемещения тормоза валка установлены обратный клапан, фильтр, распределитель и обратный клапан.
В напорной гидролинии установлены: 7 штуцеров, 3 прямоугольных тройника, 15 плавных колен.
Длина напорной гидролинии lн
= 15 м
.
Потери давления в напорной линии
МПа
2.9 Расчет рабочего давления гидропривода
Рабочее давление гидропривода подачи валковой рассчитывается по максимальному давлению в гидросистеме.
Давление в гидросистеме при рабочем ходе гидроцилиндров перемещения валка подающего:
рр1
= р1
+
D
рн1
+
D
рн.п1
= 6,782+1,709+0,589 = 9,079 МПа
Давление в гидросистеме при рабочем ходе гидроцилиндров перемещения валка правильного:
рр2
= р2
+
D
рн2
+
D
рн.п2
= 8,478+1,691+0,599 = 10,768 МПа
Давление в гидросистеме при вращении гидромотора:
рр4
= р4
+
D
рн
= 8,993+1,691 = 10,684 МПа
Максимальное давление будет в гидросистеме при перемещении гидроцилиндров валка правильного.
Определим давление настройки предохранительного клапана насосной установки.
ркп
= 1,1
×
р21
= 1,1
×
10,768 = 11,845 МПа
2.10 Расчет энергетических характеристик
Гидромотор привода валков подающих.
Мощность гидромотора найдем по формуле:
N4
= p4
×
Qpаб.н4
= 8,993
×
106
×
5,319
×
10-4
= 4784 Вт
Мощность, на выходе из гидростанции:
,
где рн
- рабочее давление насоса;
Qн
- расход насоса;
h
н
= 0,7
- полный КПД насоса.
Вт
При работе подачи валковой вся подача насоса расходуется только при вращении гидромотора. При перемещении гидроцилиндров к гидроцилиндрам поступает только часть подачи насоса, остальное масло сливается через предохранительный клапан.
Мощность, на выходе из гидростанции при перемещении гидроцилиндров:
Вт
Мощность на гидроцилиндрах перемещения валка подающего:
N1
= ( pкп
-
D
pн1
-
D
pн.п1
)
×
Qpаб.н1
=
= (11,845 –1,709 – 0,589)
×
106
×
4,021
×
10-4
= 3839 Вт
Мощность на гидроцилиндрах перемещения валка правильного:
N2
= ( pкп
-
D
pн2
-
D
pн.п2
)
×
Qpаб.н2
=
= (11,845 – 1,691 – 0,599)
×
106
×
5,027
×
10-4
= 4803 Вт
Мощность на гидроцилиндрах перемещения тормоза валка:
N3
= ( pкп
-
D
pн3
)
×
Qpаб.н3
=
= (11,845 – 1,318 )
×
106
×
6,267
×
10-5
= 660 Вт
КПД гидропривода валка подающего:
КПД гидропривода валка правильного:
КПД гидропривода тормоза валка:
КПД гидропривода валков подающих:
Среднецикловой КПД гидропривода.
,
где t1
...ti
- время рабочего цикла.
Определим время движения гидроцилиндров.
Гидроцилиндры перемещения валка подающего:
с
Гидроцилиндры перемещения валка правильного:
с
Гидроцилиндры перемещения тормоза валка:
с
Время работы гидромотора привода валков подающих t
4
= 60 с
.
Среднецикловой КПД гидропривода подачи валковой.
Суммарные потери мощности гидропривода за весь рабочий цикл определяются уравнением:
Суммарные потери мощности гидропривода за цикл работы подачи валковой:
кВт
2.11 Обеспечение рационального теплового режима работы гидропривода
Превышение установившейся температуры масла в баке над температурой окружающей среды составляет:
,
где Sб
- площадь поверхности бака;
Кт
- коэффициент теплопередачи в атмосферу.
Площадь боковой поверхности бака определяется формулой.
,
где Wб
- объем масла в баке.
При максимально допускаемом DТ = 35 0
С необходимый объем масла в баке W определяется выражением
л
Площадь боковой поверхности бака определяется формулой.
м2
Для уменьшения объема маслобака применяем принудительное водяное охлаждение.
Кт
= 200 Вт/(м2
×с) - коэффициент теплопередачи при принудительном водяном охлаждении.
Тогда при DТ = 35 0
С.
м2
Объем маслобака.
м3
(2.144)
2.12 Расчет мощности приводного электродвигателя насосной установки
Электродвигатель насоса выбирается по эквивалентной мощности:
кВт
По справочнику [9] выбираем электрический двигатель типа 4А 132М4У3.
Техническая характеристика электрического двигателя.
Частота вращения – 1500 об/мин.
Мощность – 11 кВт.
Cosj - 0,87.
Ммах
/ Мн
- 2,2.
Мпуск
/ Мн
– 2,0.
3. ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ГИДРОПРИВОДА ПОВОРОТА ВАЛКОВ ПОДАЮЩИХ
3.1 Математическое описание
гидропривода поворота валков подающих
Расчет динамики гидравлического привода валков подающих выполним с помощью программы Hydrocad.
В гидравлический привод валков подающих входят гидромотор, регулируемый насос, фильтр с установленным параллельно обратным клапаном, предохранительный клапан, обратный клапан линии нагнетания и трехпозиционный распределитель. На сливе гидромотора установлен клапан давления.
Расчетная схема гидравлического привода в программе Hydrocad показана на рисунке 4
Рисунок 4 – Расчетная гидравлическая схема привода валков подающих
Работа регулируемого насоса в математической модели описана формулами.
Расход на входе в насос:
,
где Рар_рег
– параметр регулирования;
qнас
– номинальный рабочий объем;
nном
– номинальная частота вращения.
Расход на выходе из насоса:
,
где h
о ном
– КПД объемный при номинальном режиме работы;
Рном
– номинальное давление насоса;
Р2
– давление на выходе насоса.
Работа фильтра описана формулами.
Площадь проходного отверстия фильтра.
,
где dусл
– диаметр условного прохода фильтра.
Расход на входе и выходе фильтра.
Р1
– давление на входе в фильтр;
Р2
– давление на выходе из фильтра.
Работа обратного клапана описана формулами.
Если
Р1
> Р2
То расход на входе и выходе обратного клапана описывается формулой
,
где dусл
– диаметр условного прохода обратного клапана;
m
- коэффициент расхода обратного клапана;
r
- плотность масла;
Р1
– давление на входе в обратный клапан;
Р2
– давление на выходе из обратного клапана.
Иначе
Q1
= 0
Работа предохранительного клапана описана формулами.
Если
Р1
> Рнастр
×
106
,
где Рнастр
- давление настройки предохранительного клапана;
Р1
– давление на входе в предохранительный клапан.
То расход на входе и выходе предохранительного клапана описывается формулами.
,
где m
- коэффициент расхода предохранительного клапана;
dусл
– диаметр условного прохода предохранительного клапана;
Р2
– давление на выходе из предохранительного клапана.
Иначе
Q1
= 0
Работа распределителя описана формулами.
Площадь проходного отверстия распределителя.
,
где dусл
– диаметр условного прохода распределителя.
Расход через распределитель зависит от его позиции.
Если
Рос = 0
,
то
Q1
=0
;
Q2
=0
;
Q3
=0
;
Q4
=0
;
Если
Рос = 1
,
то
;
Q2
= Q1
;
;
Q4
= - Q3
;
Если
Рос = 2
,
то
;
Q3
= Q1
;
;
Q4
= - Q2
;
где Рос
- позиция распределителя;
Р1
– давление на входе в распределитель;
Р2
– давление на входе в распределитель;
Р3
– давление на выходе из распределителя;
Р4
– давление на выходе из распределителя
Гидравлический мотор описан формулами.
Мтр1
= Мтр
,
где Мтр
содержание ..
203
204
205 ..
|