Рішення деяких типових задач задача № или условие

РІШЕННЯ:

Тиск рідини в гідроциліндрі штовхальника визначається за формулою:

(Па)

де W – зусилля на штоку гідроциліндра (опір від тертя при русі вагонеток), (Н);

Д_Ц – діаметр гідроциліндра, (М);

η_М - механічний КПД гідроциліндра.

З цього виразу знаходимо діаметр гідроциліндра

, (М)

Р_Ц у даному виразі дорівнює

Р_Ц = Р₁ – ΔР ,

де Р₁ – тиск гідронасоса;

ΔР – втрати тиску в нагнітальній лінії.

Р_Ц = 6,3 – 0,3 = 6 МПа

Зусилля на штоку буде дорівнює опорові від тертя при русі вагонеток і визначається по формулі:

, (Н)

де G_в – вага вагонетки, (Н);

G_к – вага цегли, (Н);

μ – плече тертя катання, (М);

f – коефіцієнт тертя в підшипниках опор вала колеса;

К_р – коефіцієнт від тертя реборд К_р = 1,5;

d _n – діаметр цапфи підшипника, (м);

Д _ДО – діаметр колеса вагонетки (м);

Z – число вагонеток.

W= (1960 + 9800)

W=2998,8Н

Підставивши значення Р_Ц = 6·10⁶ (Па) і W=2998,8 Н визначаємо діаметр гідроциліндра:

Приймаємо діаметр гідроциліндра Д_ц = 30 мм.

Швидкість переміщення штока гідроциліндра (швидкість заталкивания вагонеток) визначаємо по формулі:

(м/с);

де Q₁ – подача насоса, (м³/с);

Д_ц – діаметр циліндра, (М).

(м/с);

V ₃ = 0,32 м/с

Задача 12.13.

РІШЕННЯ:

Гідронасос вибираємо по заданій подачі q1 і тискові р1 з урахуванням робочого обсягу g1 і частоти обертання вала насоса n1.

Подачу насоса Q₁ визначаємо по формулі:

де V _р.х. – швидкість робочого ходу поршня гідроциліндра (швидкість заталкивания вагонеток), м/с;

Д_ц – діаметр гідроциліндра.

Робочий тиск Р₁ визначається з вираження:

Р₁ = Р_ц + ΔР,

де Р_ц – тиск рідини в гідроциліндрі;

?Р – утрати тиску в нагнітальній лінії.

Тиск рідини в гідроциліндрі визначаємо по формулі:

(Па)

де W - зусилля на штоку гідроциліндра (опір від тертя при русі вагонеток), (Н);

F - площа поршня гідроциліндра, (м²);

η_м – механічний КПД гідроциліндра.

Опір від тертя при русі вагонеток визначаємо по формулі:

(Н)

де G_в – вага вагонетки, (Н);

G_к – вага цегли, (Н);

μ – плече тертя катання, (м);

f – коефіцієнт тертя в підшипниках опор вала колеса;

К_Р – коефіцієнт від тертя реборд, К_Р =1,5;

Д_ц – діаметр цапфи підшипника колеса, (м);

Д_к – діаметр колеса вагонетки, (м);

Z – число вагонеток.

Підставивши значення одержимо:

Визначаємо величину тиску в гідроциліндрі:

Визначаємо робочий тиск насоса:

Р₁ = 0,424 + 0,3 = 0,724 Мпа

По визначених параметрах вибираємо пластинчастий насос

Г12 – 33АМ Q₁ = 25 л/хв; Р₁ = 6,3 Мпа; g₁ = 32 див³ ; n₁ = 1450 хв^-1 .

ЗАДАЧА

Ви маєте лебідку без технічної документації і повинні використовувати її для демонтажу устаткування (зокрема преса, найважча частина якого має масу Q = 5 т). На барабані лебідки каната немає.

Обстеження лебідки дало таку інформацію:

• Потужність двигуна N дв = 5,5 квт;

• Частота його обертання n_ДВ = 1000 про/хв;

• Передаточне число редуктора ір = 50 ;

• Діаметр барабана Дб = 200 мм;

• Кінематична схема лебідки – на малюнку.

Необхідно:

1. Визначити максимальне стискальне зусилля W, кн, що може забезпечити лебідка.

2. Привести й обґрунтувати схему поліспаста, що дає можливість зробити демонтаж (обґрунтувати порівнянням Smax з W ).

3. Вибрати канат, блоки і гак. Привести ескізи блоку і гака з розмірами, а також позначення каната і його конструкції. При виборі каната і блоків можна приймати К_К = , К_Б = .Визначити довжину нарізного барабана, необхідну для укладання на неї 16 м каната.

РІШЕННЯ

1. Визначення максимального стискального зусилля W , кН, що забезпечує відновлений на лебідці двигун:

• номінальний момент двигуна

М_н = = = 35 Н·м,

де ω – кутова швидкість двигуна,

ω = = 157 з^-1 .

• момент, що крутить, на барабані лебідки відповідно до кінематичної схеми:

М_б = М_н · и_р · η_р = 35 · 50 · 0,94 = 1645 Н·м ,

де η_р – к.п.д. редуктора, η_р = η^z_з.п. = 0,97² = 0,94 (η_з.п. = 0,97 – к.п.д. зубчастої передачі; z = 2 – кількість зубчастих передач для сверхпопулярного двоступінчастого редуктора).

• максимальне стискальне зусилля:

W = Мб · η_б/R = 1645 · 0,96:0,105 = 15040 Н = 15 кН ,

де R – радіус барабана по осі намотуваного каната,

R = Д_{б із}/2000 = 210 : 2000 = 0,105 м ,

Дб._с. = Д_б + d_к = 200 + 10 = 210 мм (d_к - діаметр каната, попередньо приймаємо d_к = 10 мм);

η_б = 0,96 – к.п.д. барабана.

2. Вибір і обґрунтування схеми поліспаста, необхідного для демонтажу преса.

Максимальне зусилля в канаті поліспаста одинарного з кратністю i_п:

S_max = ,

де η_п – к.п.д. поліспаста, попередньо можна прийняти η_п = 0,9.

Необхідне виконання умови:

S_max ≤ W

(зусилля в канаті поліспаста під час підйому найважчої частини преса не повинне перевищувати максимального стискального зусилля лебідки).

Тому:

Схема поліспаста

1. Лебедка

2. Канат

3. Неподвижный блок

4. Крепление блока к металлоконструкции

5. Крепление каната к металлоконструкции

6. Подвижный блок

7. Крюк

3. Вибір каната, блоків і гака.

Канат вибираємо по табл. 1.3. (стор. 6, Методичні вказівки до виконання індивідуальних завдань з дисципліни “Підйомно-транспортні машини (ПТМ) підприємств будівельних матерілаів та виробів”, далі [1]) по розривному зусиллю:

Р_к = S_{max ф} · к_к = 12,8 · 5 = 63,9 кН ,

де S_{max ф} - фактичне максимальне зусилля в канаті обраного

поліспаста,

S_{max ф} = кН

(η_{п ф} = 0,96 – к.п.д. поліспаста з кратністю і_п = 4 по табл. 1.2 (с. 5) [1]).

Канат 11,5-Г-Н-1600 ДСТ 7668-80 типу ЛК-РО, конструкції 6х36 (1+7+7/7+14)+10,0 з діаметром d_к = 11,5 мм має

Р_{к ф} = 66,75 кН > Р_к = 63,9 кН.

Діаметр блоків по дну жолоба повинен бути не менше

D_бл ≥ d_к(кб – 1) = 11,5 (16 – 1) = 172,5 мм.

Діаметр барабана D_б = 200 мм > D_бл , тому обраний канат може працювати з барабаном.

По табл. 1.6 (с. 9) [1] вибираємо блок діаметром D₁ = 320 мм, що може працювати з канатом d_к = 11-14 мм, маючи діаметр жолоба D_бл.ф = 276 мм > 172,5 мм. Розміри блоку – на ескізі.

Гак вибираємо по вантажопідйомності і режимові роботи з табл. 1.4 (с. 7) [1] - № 13 при Q = 5 т, режим 3М. Розміри – на ескізі.

Для навивки на барабан каната довжиною L_к = 10 м необхідна довжина барабана (див. схему):

L_б = l_закр + l = 60 + 294 = 354 мм ≈ 360 мм.

де l_закр = 5 · d_к = 5 · 11,5 = 57,5 ≈ 60 мм – необхідна довжина для закріплення барабана до верстата при нарізці канавок;

l – довжина нарізної частини барабана: l = t · z = 14 · 21 = 294 мм,

t = d_к · 1,2 = 11,5 · 1,2 ≈ 14 мм – крок нарізки;

z - кількість витків нарізки барабана:

z = z_загр + z₃ + z_p = 4 + 1,5 + 15,5 = 21,

де z_загр = 4 – кількість витків для закріплення каната на барабані;

z₃ = 1,5 – кількість запасних витків;

- кількість робочих витків,

де l_в = π · D_б.с.ф = 3,14 · 211,5 = 664 мм ≈ 0,66 м – довжина витка каната на барабані;

D_б.с.ф = 200 + 11,5 = 211,5 мм – фактичний середній діаметр барабана.

ЗАДАЧА 18

Для вузла нагнітального валка шнекового преса: 1) визначити розрахункові навантаження на вал; 2) виконати перевірочний розрахунок вала; 3) визначити ресурс найбільш навантаженого підшипника.

В

ихідні дані:

N = 55 квт; n_шн = 28 про/хв; N_н.в. = 0,15; N - споживана потужність нагнітальним валком; m = 10 мм; z₁ = 52; z₂ = 25; a = 150 мм; δ = 600 мм.

Підшипник № 320.

Рішення:

1. М_кр на нагнітальному валку:

М_кр = Н·м

ω = 0,1 · п = 0,1 · 28 = 2,8 р/с; ω_н.в. = 2,8 = 5,8 р/с.

2. Зусилля в зачепленні:

Р_з = = = 12000 Н

d₀ = m · z = 10 · 25 = 250 мм = 0,25 м.

3. Діаметр вала під підшипник № 210 - d_в = 50 мм.

4. Р

   ΣМ_Б = 0;

   Р_з (а + б) - R_А · δ = 0

   R_А =

   М_из^мах = Р_з · а = 12000 · 0,15 = 1800 Н·м

   озрахункова схема і визначення М_из і R_А:

5. Перевірочний розрахунок вала:

М_экв = √ М_из² + М_кр² = √ 1800² + 1420² = 230 Н·м = 23000 кг·см

кг/див² < [σ]

[σ] для сталі 45 термообработанной (м-48) – 2000 кг/див² (Анурьев, т.1, табл.15).