Обраний насос повинний розвивати тиск

Р_Н=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)

Р_Н=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 d_y=65мм, з (4.125) дійсна швидкість мастила

V'=21Q/d²=21635/65² = 3,2M/c.

Для усмоктувального трубопроводу V_BC =0,5..1,5 м/с; зливального V_CЛ=1,4...2,25 м/с

Приймаємо V_BC =1,5 м/с; V_CЛ = 2,25 м/с. Тоді

(приймаємо d_BC = 100мм);

V`_BC = 21635/100² = 1,33 м/с;

(приймаємо (d_BC =80 мм);

V`_CЛ = 21635/80² =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 Р_Т, втрат у місцевих опорах Р_М і втрат у гідроапаратах.

Втрати тиску

Р_Т =0,5LV²/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=(3,20,065)/(0,210^-4)=9455

Для усмоктувального Re=(1,330,1)/(0,210^-4)=6650

Для зливального Re=(2,10,8)/(0,210^-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 Р_Т = 10V²L/d

Тоді

Р_{Т(напір)} =109853,2²1,5/65=2328 (Па);

Р_Т(всм) =109851,33²0,5/100=871(Па);

Р_Т(злив) = 109852,1²1,5/80 = 814 (Па).

Втрати тиску в місцевих опорах

Р = 0,5V².

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

Р_МН = 0,5985(5 + 6 + 0,72 + 6 + 4) 3,2² = 145849 (Па).

Зливальна магістраль

Р_МС =0,5985(3+3,6+1,6+0,6+3+2,5)2,1² = 31058(Па).

Усмоктувальна магістраль

Р_МВС=0,5985-(0,6+0,8) 1,33² =1220(Па).

Втрати тиску в гідроапаратах: фільтр тонкого очищення Р_Ф=0,63Мпа. Втрати тиску у всій магістралі

Р=Р_МН+Р_МС+Р_МВС+Р_Ф=0,145849+0,031058+1,2210^-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`=0,13D=0,13230=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 = S_6pVz, (4.132)

де S_6p - 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

S_6p=r²+2r=r(r+2) (4.133)

Де r - радіус струмочка, м;  - зазор між вальцами, м.

Окружна швидкість обертання вальцов, м/с,

V=Dn, (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 = mі-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 р_бр, що визначає, у свою чергу, інші якісні характеристики сбрикетированного матеріалу. Величина Р визначається з графічної залежності р_6p=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 d_М варто приймати більшим, ніж висота спресованого брикету h_бр, 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 = dPcos. Тому що Р = R₀B 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 tga₀ 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 М_р - результуючий момент, що виникає у вальцьовому пресі при брикетировании матеріалу, Нм; - кутова швидкість обертання вальцов, рад/з: - КПД приводу.

Результуючий момент

M_P=TR₀

де Т - окружне зусилля, що діє на радіусі R₀, H.

Згідно мал. 4.23

T=2Psіn₀. (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; р_бр= 1800 кг/м³; р₀=830 кг/м³. Діаметр вальцов D=l,l м; ширина вальцов В=0,3 м; ширина осередків b=2810^-3м; довжина осередків 1=310^-2м; число оборотів вальцов n=0,17c^-1. У нашому випадку маса брикетів

m=р_брV=18001010^-6=1,810^-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 = mіn = 1810^-3 12340,17=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=2Рsin₀=27,0710⁵0,0593=83850(Н),

Де

Потужність приводу преса, що витрачається на брикетування шихти, при М_р=ТR₀

де =2n=6,280,17=1,068 рад/с.

Вузол амортизації валкового преса розраховуємо згідно [62…64] виходячи з розпірного зусилля Pmax=Р=7,0710⁵ 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= Р_max/8=7,0710⁵/8=0,88410⁵(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 - 810⁴ 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

0,1P₃<Р₁<0,5Р₃. (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 d_max= 0,04 м,

V₁= V₂ = 2 м/с.

З обліком циклічно-статичного нагружения пружин нмнослпносгь складає N_таб=l10⁵ циклів. Пружини відповідають ІІ класу (63, табл.2).

Критична швидкість пружини стиску

(4.154)

де  =810^-10 кгсс² /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`<sub>1</sub>=(n`₁-0,5) d₁=(6-0,5) 38=209(мм)

H`<sub>2</sub>=(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 = H_O-F₁. (4.167)

Для більшої і меншої пружин відповідно

H₁₁ = H_O1-F₁₁=353- 26,1 = 327 (мм)

H₁₂ = H_O2-F₁₂=337-26,2=310,8 (мм)

Довжина пружини при робочій деформації

H₂ = H_O-F₂ (4.168)

Для більшої і меншої пружин відповідно

H₂₁ = H_O1+F₂₁=353 – 98=255 (мм)

H₂₂ = H_O2+F₂₂=337-98=239 (мм)

Довжина пружини при максимальній деформації

H₃ = H_O-F₃ (4.169)

Для більшої і меншої пружин відповідно

H₃₁ = H_O1-F₃₁=353 - 1 30 = 223 (мм)

H₃₂ = H_O2-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=0,66210⁵+0,22210⁵=0,88410⁵H