Расчет параметров исполнительного устройства с учетом регулируемой среды (молоко известковое)

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Содержание

  • Введение
  • 1. Определение потерь давления в цеховом технологическом трубопроводе
  • 1.1 Расчет критерия Рейнольдса и определение режима движения среды
  • 1.2 Определение, путем расчета давления, места установки внезапного расширения
  • 1.3 Определение гидравлического сопротивления технологического трубопровода
  • 1.3.1 Определение давления, необходимого для создания скорости потока на выходе из трубопровода
  • 1.3.2 Определение давления, необходимого для преодоления трения в прямой трубе при ламинарном режиме
  • 1.3.3 Определение давления, расходуемого на преодоление местных сопротивлений
  • 1.3.4 Определение давления, необходимого для подъема жидкости (преодоления гидростатического давления)
  • 1.3.5 Давление, необходимое для преодоления гидравлического сопротивления технологического аппарата
  • 1.3.6 Расчет общих потерь давления
  • 1.4 Выбор насоса и трубопроводной арматуры
  • 1.4.1 Выбор насоса
  • 1.4.2 Выбор обратного клапана
  • 1.4.3 Выбор отводов
  • 1.4.4 Выбор запорной арматуры
  • 1.5 Расчет и выбор исполнительного устройства
  • 2. Разработка пневматической схемы управления поршневым пневматическим исполнительным механизмом
  • 3. Расчет пневматического поршневого исполнительного механизма (ППИМ)
  • 3.1 Расчет поршневых исполнительных механизмов
  • 3.2 Расчет параметров трубопровода пневматического питания
  • 3.3 Расчет быстродействия пневматического исполнительного механизма
  • 3.4 Расчет расхода сжатого воздуха, потребляемого исполнительным механизмом
  • 3.5 Выбор компрессора, аппаратуры управления и блока подготовки воздуха
  • 3.6 Конструктивная схема силового агрегата
  • Заключение
  • Библиографический список

Введение

Автоматизация является одним из направлений научно-технического прогресса, находит выражение в применении саморегулирующих технических средств, экономико-математических методов и систем управления, освобождающих человека полностью от непосредственного участия в процессах получения, преобразования, передачи и использования энергии, материалов или информации.

Одним из неотъемлемых элементов системы управления посредством изменения расхода какой-либо является регулирующий орган, который в совокупности с исполнительным механизмом называется исполнительным устройством. Исполнительные устройства применяются в таких отраслях, как например, химическая или целлюлозно-бумажная.

1. Определение потерь давления в цеховом технологическом трубопроводе

Горизонтальная проекция расположения технологического оборудования в цехе

Вертикальная проекция расположения технологического оборудования в цехе

Рисунок 1.1 — Схема технологического трубопровода

1.1 Расчет критерия Рейнольдса и определение режима движения среды

Re=; (1. 1)

где v — скорость потока среды, м/с;

d — диаметр трубопровода, м;

с — плотность среды, кг/м3;

м — динамический коэффициент вязкости, нс/м2;

н — кинематический коэффициент вязкости, м2/с.

Рекомендуемая скорость транспортировки жидких сред в нагнетательных трубопроводах насосных установок 1−3. Примем скорость транспортировки среды равную v=1,8 м/с.

По номограмме (рисунок 19 [2]) определяем, что при скорости в 1.8 м/с и расходе 11,0 м3/ч, диаметр трубы круглого сечения необходимо выбрать 50 мм. Примем диаметр трубопровода, равный 50 мм.

Коэффициент кинематической вязкости для молока известкового равен 1,115 см2/с = 0,1 115 м2/с.

Вычислим Re:

Численное значение критерия Рейнольдса меньше 10 000, то режим движения среды — ламинарный.

1.2 Определение, путем расчета давления, места установки внезапного расширения

Для выбора места установки внезапного расширения проведем вначале расчет давлений, необходимых для преодоления трения в прямой трубе, при:

а) установке внезапного расширения в начале трубопровода (между насосом и запорным вентилем);

б) установке внезапного расширения в конце трубопровода (между обратным клапаном и регулирующей арматурой).

Общая протяженность трубопровода составляет 14,7 м.

исполнительное устройство механизм поршневый

Коэффициент трения для прямых труб при ламинарном режиме не зависит от шероховатости и определяется по формуле:

(1. 2)

Значение коэффициента А приведены в таблице 14 [2]. Он равен для круглого сечения 64.

Выбираем следующие трубы:

1) Труба бесшовная черная

Наружный диаметр: 57 мм

Толщина стенки: 3,5 мм

Тип: горячедеформированная

Марка стали: ст. 10

2) Труба бесшовная черная

Наружный диаметр: 73 мм

Толщина стенки: 4 мм

Тип: горячедеформированная

Марка стали: ст. 10

При установке в начале трубопровода получим:

(1. 3)

где коэффициент трения;

L — длина трубопровода, м;

dэ — эквивалентный деаметр трубопровода, м, для труб круглого сечения dэ=d.

L1=0,5 м; d1=0,05 м; v1=1,8 м/c.

L2=14,2; d2=0,065 м; v2=1,1 м/c.

=2360 кг/м3.

Общие потери равны:

При установке в конце трубопровода получим:

L1=14,2 м; d1=0,05 м; v1=1,8 м/c.

L2=0,5; d2=0,065 м; v2=1,1 м/c.

=2360 кг/м3.

Общие потери равны:

По расчетам видно, что установка внезапного расширения в начале трубопровода ведет к меньшим сопротивлениям, значит устанавливаем внезапное расширение в начале трубы.

1.3 Определение гидравлического сопротивления технологического трубопровода

Гидравлическое сопротивление измеряется величиной разности давлений и определяется как сумма гидравлических сопротивлений необходимые для преодоления средой (включая трубопровод, местные сопротивления и трубопроводную арматуру).

Вычисляется по следующей формуле:

р=ск+трм. сподапп+доп. (1. 4)

где: Дрск — давление, необходимое для создания скорости потока среды на выходе трубопровода;

Дртр - давление, необходимое для преодоления трения потока в прямом трубопроводе;

Дрм. с. - давление, расходуемое на преодоление местных сопротивлений;

Дрпод — давление, необходимое для преодоления гидростатического сопротивления жидкости;

Драпп — давление, необходимое для преодоления гидравлического сопротивления технологического аппарата;

Дрдоп — дополнительное давление в конце трубопровода (зависит от давления внутри аппарата).

1.3.1 Определение давления, необходимого для создания скорости потока на выходе из трубопровода

Давление, необходимое для создания скорости потока на выходе трубопровода.

Данное давление определяется по формуле:

; (1. 5)

где с — плотность среды, кг/м3;

с = 2360 кг/м3;

v — скорость потока среды, м/с; v = 1,1м/с.

.

1.3.2 Определение давления, необходимого для преодоления трения в прямой трубе при ламинарном режиме

Давление необходимое для преодоления трения потока в прямых трубопроводе определяется по формуле:

(1. 6)

значение коэффициента трения для прямых труб при ламинарном режиме течение жидкости по формуле, коэффициент равен: л0,08.

Трубопровод имеет прямых участков:

L1= 0,5 м;

L2= 0,5 м;

L3=0,5 м;

L4=5м;

L5=0,45 м;

L6=3м;

L7=3,25 м;

L8=1,5 м, (перепад высоты трубопровода).

Вычислим разность давлений

До внезапного расширения:

После внезапного расширения:

где — длина трубопровода до внезапного расширения (L1), — длина трубопровода после внезапного расширения. (L2 — L8)

Общие потери равны:

1.3.3 Определение давления, расходуемого на преодоление местных сопротивлений

Давление, расходуемое на преодоление местных сопротивлений (повороты, вентили, краны, сужения, расширения и т. п.) без учета потерь на трение, определяется по формуле:

(1. 7)

Для нахождения значений коэффициентов местных сопротивлений воспользуемся таблицей 22. 2

Рассчитаем давление, расходуемое на преодоление внезапного расширения.

Значение о определяется по таблице 22.2 в зависимости от отношения площади меньшего поперечного сечения F0 к площади большего поперечного сечения F1.

Найдем площадь меньшего поперечного сечения:

d0 — меньший диаметр

Найдем площадь большего поперечного сечения:

d1 — больший диаметр

Рассчитаем давление, расходуемое на преодоление сопротивления стандартного проходного вентиля.

Dу

При полном открытии значение о, отнесённое к скорости потока в трубе, определяется по таблице 22. 13. Значение при Dy=65мм, находим из таблицы указанной выше:

.

По формуле (1,7) получим:

Для регулирования молока магнезиального применяются (при данной величине условного прохода) диафрагмовые или шланговые регулирующие органы. Выбираем для регулирования среды шланговый регулирующий орган. Его гидравлическое сопротивление приближено равно гидравлическому сопротивлению шаровому крану при небольшом угле закрытия.

Значение определяется по таблице 22. 12 в зависимости от угла б=200.

.

По формуле (1,7) получим:

.

Расчет давления, в точке ОК (обратный клапан)

Значение для расчета местного сопротивления обратного клапана найдём из таблицы 22. 22.

Диаметр условного прохода Dy=65мм, следовательно,

,

Трубопровод имеет повороты на 900, на месте которых устанавливаются фитинги. Коэффициент трения определяем по таблице 22. 11.

Точка 1 — угол отвода, =65 мм, о=0,4;

Точка 2 — угол отвода, =65 мм, о=0,4;

Точка 3 — угол отвода, =65 мм, о=0,4;

Точка 4 — угол отвода, =65 мм, о=0,4;

Суммарное давление, расходуемое на преодоление местных сопротивлений, получается равным:

1.3.4 Определение давления, необходимого для подъема жидкости (преодоления гидростатического давления)

Давление, необходимое для подъема жидкости определяется по формуле:

, (1. 8)

где — плотность среды, кг/м3;

g — ускорение силы тяжести, м/с2;

H — высота подъема или слоя жидкости, м.

Подставив значения в формулу (11) получим,

.

1.3.5 Давление, необходимое для преодоления гидравлического сопротивления технологического аппарата

Гидравлическое сопротивления пучка труб при поперечном омывании (перпендикулярно оси труб) рассчитывается по формуле 1.5 при значении о определенной по формуле для шахматных пучков:

(1. 9)

1.3.6 Расчет общих потерь давления

Общие потери в цеховом технологическом трубопроводе составляют:

1.4 Выбор насоса и трубопроводной арматуры

1.4.1 Выбор насоса

При выборе насоса необходимо учитывать свойства среды, расход (11,0 м3/ч) и давление. Следует учесть, что потери давления в трубопроводе должны составлять не более 10% от давления насоса. Исходя из этого, давление, которое должен обеспечивать насос, рассчитываем по формуле

(1. 10)

Напор, который должен обеспечивать насос, рассчитываем по формуле:

(1. 11)

Учитывая, что насос должен обеспечивать напор 36,15 м, выберем следующий насос:

Марка: АХ 50−32−200 К-СД

Подача: 11,0 м3

Напор: 50 м

Давление: 11,8 кгс/см2

Мощность двигателя: 11 кВт

Частота вращения электродвигателя: 3000 об/мин

1.4.2 Выбор обратного клапана

Обозначение: VYC 170

Диаметр, Ду: 65 мм

Условное давление, Ру: 40 бар

Рабочая среда: агрессивные среды

Температура рабочей среды: — 60 — 120? С

Материал корпуса изделия: нержавеющая сталь

Функциональное назначение: обратная арматура

1.4.3 Выбор отводов

Отвод крутоизогнутый 90 гр Ду 65 ГОСТ 3262–75.

Материал деталиуглеродистая сталь.

Количество отводов — 4 шт.

1.4.4 Выбор запорной арматуры

Обозначение: V229

Диаметр, Ду: 65 мм

Рабочая среда: агрессивные среды

Температура рабочей среды: до 300? С

Присоединение к трубопроводу: фланцевое

Метал корпуса изделия: Чугун GG-25

1.5 Расчет и выбор исполнительного устройства

Данные для расчета:

Регулируемая среда: молоко известковое;

Плотность регулируемой среды: 2360 кг/м3;

Кинематическая вязкость: 1,115*10-4 м2/с;

Температура: 200С;

Максимальный расход среды: Qmax=13 м3/ч;

Минимальный расход среды: Qmin=12 м3/ч;

Абсолютное давление среды при максимальном расходе:

До ИУ: P1=11,644 кгс/см2;

После ИУ: P2=11,617 кгс/см2;

Абсолютное давление среды в трубопроводе:

В начале расчетного участка: P0=11,8 кгс/см2;

В конце расчетного участка: Pк=10,981 кгс/см2;

Абсолютное давление насыщенных паров, жидкости: рп=0,2 383 кгс/см2;

Потери давления в трубопроводе при максимальном расходе:

На прямых участках: ДРп=0,283 кгс/см2;

На местных сопротивлениях и в технологическом аппарате: ДРм=0,556 кгс/см2;

Коэффициент запаса: 1,3.

Расчет ИУ с учетом влияния трубопровода:

Определение потерь давления в трубопроводе при максимальном расходе среды без учета потерь в ИУ:

(1. 11)

Определение перепада давления в ИУ при максимальном расходе среды:

(1. 12)

Определение пропускной способности трубопровода KV. T. :

(1. 13)

Определение максимальной расчетной пропускной способности ИУ:

(1. 14)

Необходимо выполнение условия KV. Y. > KV. МАКС. и DУ.

DУ=65 мм.

KV. Y. =200 м3/ч.

Выберем ИУ соответствующее этим параметрам.

Задвижка шланговая с электроприводом ОАО «ЗЭиМ», т/ф 33а929р1, БПА98 001

Диаметр условного прохода: Ду=80мм;

Давление: Ру=1,6МПа;

Присоединение к трубопроводу: фланцевое.

Рабочая среда: жидкие среды для систем водоснабжения и канализации, неагрессивные и агрессивные среды, минеральные масла и нефтепродукты.

Проверка влияния вязкости на KV. Y. :

Re=3530*Qmax/ (Dy*v); (1. 15)

Re=3530*13/ (65*1,115*10-4) =6 331 838,57.

Re> 2000, влияние вязкости не учитывается.

Проверим ИУ на возможность возникновения кавитации.

Определим коэффициент гидравлического сопротивления ИУ:

(1. 16)

Определим коэффициент кавитации КС. в зависимости от о:

КС. =0,65.

Определим перепад давления на ИУ, при котором возникает кавитация:

(1. 17)

ДРМИН. < ДРКАВ (0,03< 7,55), следовательно кавитации не возникает (выбранное ИУ прошло проверку на возникновение кавитаций).

Определение отношения пропускных способностей ИУ и трубопровода:

n=KV. Y. /KV. T. (1. 18)

n=200/21,82=9,17.

Определение относительных расходов среды, максимального и минимального:

Предварительное значение максимального относительного расхода:

qПРМАКС=KV. МАКС. /KV. Y. (1. 19)

qПРМАКС=191,4/200=0,957.

Определим истинное значение относительного расхода qМАКС. , qМАКС. =0,98.

Определение минимального относительного расхода среды:

qМИН=qМАКС* (QМИН/QМАКС); (1. 20)

qМИН=0,98* (12/13) =0,905.

Определение рабочего участка расходной характеристики:

Максимальный относительный ход затвора: lМАКС=0,93;

Минимальный относительный ход затвора: lМИН=0,7.

2. Разработка пневматической схемы управления поршневым пневматическим исполнительным механизмом

/

1. Компрессор

2. Вентиль

3. 1, 3. 2, 3.3 Обратный клапан

4. Фильтр влагоотделитель

5. Пневмораспределитель 3/2 с кнопочным управлением и возвратом от пружины

6. Главный пневмораспределитель 4/2

7. Пневмораспределитель 3/2 с кулачковым управлением и возвратом от пружины

8. Пневмораспределитель 3/2 с ручным управлением

9. Пневмораспределитель 5/2 с ручным управлением

10. Исполнительный механизм

11. 1, 11. 2, 11.3 Дроссели

3. Расчет пневматического поршневого исполнительного механизма (ППИМ)

3.1 Расчет поршневых исполнительных механизмов

Определение коэффициента нагрузки К, учитывающего действие силы вредного сопротивления, таблица 1. 1: К=1,12;

Определение приближенного значения усилия Nпор, развиваемого поршнем (для тендема):

(3. 1)

— учитывается только при расчете пружинных исполнительных механизмов.

Выбор величины давления в выхлопной полости механизма

Рв=0,2кгс/ см2.

Определение предварительного значения диаметра поршня ИМ:

(3. 2)

Округлим полученное значение диаметра поршня до большего стандартного значения (ГОСТ 12 447−80): D = 280 мм.

Определим условный ход поршня:

; (3. 3)

Произведем выбор пневматического цилиндра: так как подходящего нам цилиндра типа тандем не нашлось выбираем цилиндр другого исполнения.

Определение предварительного значения диаметра поршня ИМ:

(3. 4)

Округлим полученное значение диаметра поршня до большего стандартного значения (ГОСТ 12 447−80):

D = 400 мм.

Определим условный ход поршня:

; (3. 5)

Выберем цилиндр московского завода «Пневмоаппарат»: 11М — 400 — 600.

1 — односторонний (вид штока);

1 — трубная цилиндрическая (присоединительная резьба для подвода воздуха);

М — с магнитом на поршне;

400 — диаметр поршня цилиндра;

600 — ход поршня цилиндра;

d=90 — диаметр штока цилиндра.

Определим сумму сил вредного сопротивления Nт м:

Шток уплотняется резиновыми кольцами:

; (3,6)

где: p2 — радиальное давление кольца на стенку цилиндра или крышки,

кгс/ см2, ориентировочно р2=6 кгс/ см2;

м — коэффициент трения, примем м=0,15;

D — диаметр поршня, D=40см;

d — диаметр штока, d=9см;

b — ширина уплотнительного кольца в месте контакта с крышкой или стенкой гильзы цилиндра, b=0,4 см;

n — число уплотнительных колец, n=2;

.

Поршень уплотняется резиновыми кольцами:

(3,7)

Сумма сил вредного воздействия равна:

; (3. 8)

Найдем эффективную площадь поршня по формуле:

; (3. 9)

.

Определим значение действительного (расчетного) давления трогания поршня:

; (3. 10)

.

Определение усилия противодавления на выхлопе:

; (3. 11)

.

Определение уточненного значения усилия, развиваемого поршнем механизма двухстороннего действия:

; (3. 12)

.

Уточненное значение без учета NВ, Nпор =2410,779 кгс, не должно отличаться более чем на 15% от приближенного. Найдем 15% от приближенного значения: 15% = 361,62 кгс, т. е. уточненное значение не отличается от приближенного более чем на 15%, то выбранный вариант пневматического цилиндра удовлетворяет условиям эксплуатации.

3.2 Расчет параметров трубопровода пневматического питания

Определим величину условного прохода пневмопривода:

; (3. 13)

Определим среднюю установившуюся скорость V1 движения выходного элемента механизма, которую рекомендуется выбирать равной (0,05 — 0,3) м/с и скорость воздуха в пневмоприводе V2, рекомендуемое значение которой лежит в пределах (7−15) м/с.

Выбираем скорость движения выходного элемента (штока) механизма: V1 = 0,1 м/с, скорость воздуха в пневмоприводе V2=20 м/с.

Подставив значения в формулу (3. 11) получим:

.

Вычислим коэффициент расхода пневмопривода:

; (3. 14)

где ?Р — сумма общих потерь давления в пневмоприводе от командного блока системы управления до исполнительного механизма; р — плотность воздуха при абсолютном давлении. Величину? Р вычисляют по формуле:

; (3. 15)

где ?Р1 — потери давления на прямых участках пневмопровода.

2 — потери давления на местных сопротивлениях.

1 найдем из таблицы 2.1 [2]:

Исходя из материала трубопровода и диаметра условного прохода выбираем значение? Р1 = (0,18−0,22) кгс/см2 на длине 10 м. Так как длина трубопровода составляет 17 м., то? Р1=0,2*1,7=0,34 кгс/см2.

2 найдем из таблицы 2.2 [2]:

Местные сопротивления — фильтр-влагоотделитель, вентиль проходной, пневмораспределитель, три поворота на 900, поворот на 1350 и поворот на 450.

2=0,2+0,12+0,13+0,1=0,55 кгс/см2.

?Р=0,89 кгс/см2.

Так как суммарные потери в трубопроводе превышают давление питания более чем на 10%, то необходимо увеличить давление питания до 6 кгс/см2.

Определим плотность воздуха по таблице 2.3 [2]: с=7 кг/м3.

Подставив значения в формулу (3. 12) получим:

.

Найдем величину параметра нагрузки, который характеризует плавность хода штока:

; (3. 16),.

Определим функцию параметра нагрузки ц (б), значение которой в зависимости от б приведены в таблице 2.4 [2]: ц (б) = 0,255.

Вычислим максимальный расход воздуха по формуле:

; (3. 17)

.

Полученное значение не должно превышать более чем на 10% значение Q = 4 м3/мин, найденное по таблице 2.1 [2].

Трубопровод выбранного диаметра способен пропускать необходимое количество воздуха.

3.3 Расчет быстродействия пневматического исполнительного механизма

Определим время распространения воздушной волны от блока управления системы до рабочей полости исполнительного механизма по формуле:

; (3. 18)

где С — скорость распространения воздушной волны, определяемая по выражению:

м/с; (3. 19),.

Тогда:

Определим время наполнения начального объема рабочей полости ИМ до момента начала движения его рабочего органа.

Рабочий орган механизма совершает непрерывное возвратно-поступательное движение.

Для определения времени t2 строят графики изменения давления в рабочей полости (t2P) и выхлопной полости (t2B).

; (3. 20)

; (3. 21)

где Ш2 — функция, определяемая по рисунку 2.2 [2] в зависимости от отношения 1/Рпит, Ш2=0,17;

Ш3 — функция, определяемая по рисунку 2.2 [2] в зависимости от отношения Ррпит;

Ш4 — функция, определяемая по рисунку 2.3 [2] в зависимости от отношения 1/РВ;

Ш6 — функция, определяемая по рисунку 2.3 [2] в зависимости от отношения 1/РН,

РН= (Nр. о. /Fэ) +1

РН=2661,979/1256+1=3,119;

Ш6=0,84.

Таблица 3.1 — Расчет t, t

Рр, Рв

Ррпит

ш3

t

1/Рв

ш6

ш4

t

1

0,166 667

0,16

-0,99 338

1

0,84

1,05

1,12 057 028

2

0,333 333

0,3

0,12 913 885

0,5

0,84

0,91

0,373 523 427

3

0,5

0,49

0,31 788 024

0,333 333

0,84

0,845

0,26 680 245

4

0,666 667

0,68

0,50 662 163

0,25

0,84

0,825

5

0,833 333

0,86

0,68 542 927

0,2

0,84

0,79

Рисунок 3.1 — График зависимости РР и РВ от t2

По построенным графикам методом подбора определяют время t2, при котором будет соблюдено равенство:

; (3. 22)

При Pp=3,85 кгс/см2 и PВ=1,83 кгс/см2 выполняется равенство (3. 22), время t2=0,6 с. Определим время движения рабочего органа в секундах:

; (3. 23)

где Z — параметр времени движения рабочего органа, определяемая по графику рисунок 2.4 [2] в зависимости от отношения Pн/Pпит и конструктивного параметра К, который определяется по формуле:

; (3. 24)

.

где G=59. 16 кг, масса подвижных частей исполнительного устройства.

Определим Z: Z=5,3.

Определим быстродействие механизма:

; (3. 25)

3.4 Расчет расхода сжатого воздуха, потребляемого исполнительным механизмом

Определим максимальный объем пневматической системы:

; (3. 26)

; (3. 27)

; (3. 28)

; (3. 29)

Подставив значения в формулы (3. 25), (3. 26) и (3. 24), получим:

;

;

.

Определение требуемой производительности компрессора:

; (3. 30)

где: k3 — коэффициент запаса, учитывающий возможные потери воздуха в соединениях трубопровода и исполнительном механизме во время эксплуатации (k3=1,15−1,25);

N — число двойных ходов поршня в минуту.

.

3.5 Выбор компрессора, аппаратуры управления и блока подготовки воздуха

Выбор компрессора.

При выборе компрессора необходимо учитывать следующее:

каталожное (паспортное) значение производительности компрессора должно быть больше или равно расчетному значению, т. е. Qкат?Qрасч.

каталожное (паспортное) значение выходного давления компрессора должно быть больше давления питания исполнительного механизма, т. е. рвых> рпит;

Выбираем компрессор:

Наименование: С — 415М — 1

Производительность, м3/мин: 0,63

Объем ресивера, л: 430

Давление, кгс/см2: 10

Мощность двигателя, кВт: 5,5

Напряжение питания и фазность электродвигателя, В/фазы: 380/3

Масса, кг: 380

Выбор аппаратуры управления и блока подготовки воздуха.

Выбираем фильтр-влагоотделитель (3):

OSA 0050

Условный проход, мм: 25

Номинальное давление, кгс/см2: 16

Пропускная способность, м3/ч: 5,0

Размер патрубков (вход/выход), дюйм: 1

Выбираем пневматический дроссель с обратным клапаном (6,7):

П-ДМ 25−2 УХЛ4

Dу, мм: 25

Выбор пневмораспределителей (4, 5, 8,9):

главный пневмораспределитель (5): Пн/р 4/2 (для упр-я цилиндрами двухстор. действия) РЭП2.1. 25 (Ду=25 мм, Рн=0,63МПа).

пневмораспределитель (4): Серия 200, 3/2, присоединение — G1, привод — боковой переключатель (фиксируемый).

пневмораспределители (8 и 9): Серия 200, 3/2, присоединение — G1, привод — плунжер.

Выбор трубопровода:

Труба стальная водогазопроводная (ГОСТ 3262 — 75), Ду=25 мм,

3.6 Конструктивная схема силового агрегата

Данный пневматический поршневой исполнительный механизм можно применять для прессования различных материалов (мусора).

/

Рисунок 3.2 — Приспособление для прессования

Заключение

В данном курсовом проекте разработана схема цехового технологического трубопровода, произведен расчет параметров этого трубопровода и на основе рассчитанных параметров выполнен выбор трубопроводной арматуры для оснащения данного трубопровода. Разработана схема управления пневматического поршневого исполнительного механизма. Рассчитаны конструктивные параметры схемы управления и самого ППИМ. На основе рассчитанных параметров произведено оснащение схемы управления необходимым оборудованием и выбран исполнительный механизм. Также предложена схема применения ППИМ.

Библиографический список

1. Драчёв В. А., Драчёва О. В. Исполнительные устройства автоматизации: Практикум для студентов специальности 210 200 всех форм обучения [Текст] / В. А. Драчёв, О. В. Драчёва. — Красноярск: СибГТУ, 2004. — 68с.

2. Драчев В. А. Исполнительные устройства автоматизации: учебное пособие к выполнению курсового и дипломного проектирования для студентов специальности 220 301 всех форм обучения [Текст] / В. А. Драчёв. — Красноярск: СибГТУ, 2009. — 220с.

3. Емельянов А. И. Исполнительные устройства промышленных регуляторов [Текст] / А. И. Емельянов, В. А. Емельянов — М.: Машиностроение, 1975. — 224 с.

4. Электронный каталог [Электронный ресурс] / Режим доступа: http: //www. pnevmoapparat. ru.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой