Проектирование систем смазки и разработка технологии монтажа редуктора механизма передвижения заливочного крана

35

Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВАЯ РАБОТА

по предмету

Эксплуатация металлургических машин

на тему:

Проектирование систем смазки и разработка технологии монтажа редуктора механизма передвижения заливочного крана

Введение

Для достижения кардинального повышения производительности общественного труда и на этой основе ускорения темпов экономического роста в черной металлургии, масса механического оборудования которой составляет 7 млн. т, необходима интенсификация технического перевооружения производства прогрессивными машинами и механизмами. В связи с этим эффективность металлургических предприятий в значительной мере будет определяться надежностью оборудования, которая обеспечивает высокую производительность и экономичность технологических процессов.

Эксплуатация механического оборудования - это совокупность трех взаимосвязанных процессов: технологического, изнашивания и восстановления. Скорость изнашивания машин и механизмов зависит как от интенсивности технологических воздействий, так и от качества монтажных работ, режимов смазки узлов трения, периодичности и полноты технического обслуживания. Качество процессов восстановления (техническое обслуживание и ремонты) определяются уровнем знаний о закономерностях отказов деталей, организацией ремонтного производства, квалификацией обслуживающего персонала.

Для успешной эксплуатации металлургических машин и агрегатов в условиях перестройки народного хозяйства нашей страны используются новые принципы и подходы для решения задач технического обслуживания и ремонтов. К таким новым подходам на современном этапе в первую очередь относится широкое использование вычислительной техники и средств технической диагностики, позволяющих сократить затраты труда на обслуживание и ремонт.

1. Таблица узлов трения

Для составления таблицы узлов трения воспользуемся чертежом, полученным во время прохождения конструкторско-технологической практики.

Таблица 1. Узлы трения

Наименование узла трения	Вид смазочного материала	Количество узлов	Технические параметры
			d,мм	n,об/мин	N,кВт
Подшипники качения входного вала Подшипники качения первого промежуточного вала Подшипники качения второго промежуточного вала Подшипники качения выходного вала Зубчатое зацепление 1-й ступени Зубчатое зацепление 2-й ступени Зубчатое зацепление 3-й ступени	Пластичная Пластичная Пластичная Пластичная Жидкая Жидкая Жидкая	2 2 2 2 1 1 1	50 65 90 125 - - -	650 260 65 21,6 - - -	- - - - 15,4 14,5 14	- - - - 0,99 0,99 0,99

2. Проектирование систем пластичной смазки

К основным задачам, которые решают в период проектирования централизованных систем, относится расчет и выбор двухлинейных питателей, насосных установки магистральных трубопроводов.

Двухлинейные питатели пластичной смазки характеризуются номинальной подачей, которая зависит от условий эксплуатации, периодичности работы систем, конструктивных (диаметр, длина подшипника, диаметральный зазор, качество трущихся поверхностей) и энергосиловых (нагрузка, скорость) параметров узлов трения. Изменения во времени этих параметров описываются уравнениями теории случайных процессов, что препятствует разработке теоретических методов расчета расхода пластичной смазки, необходимого для нормальной работы узлов трения. Известные в настоящее время методики являются приближенными. Поэтому в конструкцию питателя введено индивидуальное устройство регулирования хода поршня.

Таблица 2. Данные для проектирования систем пластичной смазки

Тип подшипника	частота вращения, об/мин	количество подшипников	режимы смазывания	рабочая температура,С
Подш.кач.№1 Подш.кач.№2	650 260	2 2	2 2	60 60

2.1 Подшипник качения входного вала

Методика ВНИИметмаш, основанная на результатах статистического исследования реальных узлов трения, рекомендует рассчитывать норму расхода пластичной смазки так:

q =11*,

где 11 - минимальная норма расхода смазки для подшипников диаметром d мм при рад/с;

k₁ - коэффициент, учитывающий зависимость нормы расхода смазки от диаметра подшипника, для подшипника качения:

k₁ = 1+ (d-100)*10^-3=1+(50-100)* 10^-3 =0,95

k₂ - коэффициент, учитывающий зависимость нормы расхода смазки от частоты вращения,

к₂=1+4*(650-100)*0.001=3,2,

k₃ - коэффициент, учитывающий влияние качества трущихся поверхностей на норму расхода смазки (при хорошем качестве, т.е. когда суммарная площадь дефектов не превышает 5% контактной поверхности,

k₃ = 1;

k₄ - коэффициент, зависящий от рабочей температуры подшипника,

Т_р <75,k₄ = 1;

k₅ - коэффициент учета нагрузки, т.к. рабочая нагрузка не превышает проектное значение, то k₅ = 1.

q = 11*0,95*3,2*1*1*1=33,44см³ /м² ч.

Объем пластичной смазки, периодически подаваемой питателем в подшипник качения, определяем по формуле:

,

где Т - продолжительность цикла смазывания;

F - площадь контактной поверхности подшипника,

,

где D - наружный диаметр подшипника;

В - ширина подшипника.

F = 0.11*0.3 = 0.0033 м² ;

V = 33,44*0.0033*2 = 0.22см³ /ход.

По значению V выбираем питатель с ближайшим большим значением номинальной подачи .выбираем питатель 2 - 0025 - 2 .,

где 2 означает двухлинейный питатель типа 2;

0025 - номинальную подачу, равную 0.25 см³/ход;

2 - количество отводов.

2.2 Подшипники качения первого промежуточного вала

Норма расхода пластичной смазки

q =,

k₁ = 1+ (d-100)*10^-3=1+(65-100)* 10^-3 =0,965,

к₂=1+4*(260-100)*0.001=1.64,

k₃ = 1; Т_р <75, k₄ = 1; k₅ = 1.

Значит

q = 11*0,965*1.64*1*1*1=17,4 см³ /м² ч.

Объем пластичной смазки, периодически подаваемой питателем в подшипник качения, определяем по формуле:

,

где Т - продолжительность цикла смазывания;

F - площадь контактной поверхности подшипника,

,

где D - наружный диаметр подшипника;

В - ширина подшипника.

F = 0.14*0.036 = 0.005 м² ;

V = 17,4*0.005*2 = 0.18см³ /ход.

По значению V выбираем питатель с ближайшим большим значением номинальной подачи .выбираем питатель 2 - 0025 - 2 .

2.3 Подшипники качения второго промежуточного вала

Норма расхода пластичной смазки

q =,

k₁ = 1+ (d-100)*10^-3=1+(90-100)* 10^-3 =0,99,

к₂=1+4*(65-100)*0.001=0,86,

k₃ = 1; Т_р <75, k₄ = 1; k₅ = 1.

Значит

q = 11*0,99*0,86*1*1*1=9,37 см³ /м² ч.

Объем пластичной смазки, периодически подаваемой питателем в подшипник качения, определяем по формуле:

,

где Т - продолжительность цикла смазывания;

F - площадь контактной поверхности подшипника,

,

где D - наружный диаметр подшипника;

В - ширина подшипника.

F = 0.16*0.0425 = 0.0068 м² ;

V = 9,37*0.0068*2 = 0.12см³ /ход.

По значению V выбираем питатель с ближайшим большим значением номинальной подачи .выбираем питатель 2 - 0025 - 2 .

2.4 Подшипники качения тихоходного вала

Норма расхода пластичной смазки

q =,

k₁ = 1+ (d-100)*10^-3=1+(125-100)* 10^-3 =1,025,

к₂=1+4*(21,6-100)*0.001=0,68,

k₃ = 1; Т_р <75, k₄ = 1; k₅ = 1.

Значит

q = 11*0,68*1.025*1*1*1=7,7 см³ /м² ч.

Объем пластичной смазки, периодически подаваемой питателем в подшипник качения, определяем по формуле:

,

где Т - продолжительность цикла смазывания;

F - площадь контактной поверхности подшипника,

,

где D - наружный диаметр подшипника;

В - ширина подшипника.

F = 0.23*0.075 = 0.017 м² ;

V = 7,7*0.017*2 = 0.26см³ /ход.

По значению V выбираем питатель с ближайшим большим значением номинальной подачи .выбираем питатель 2 - 0050 - 2 .

Вид системы смазки выбирают в зависимости от режима работы машин, количества узлов трения и характера их расположения.

При расчете централизованных ручных систем пластичной смазки в качестве исходного параметра принимают частоту перезарядки резервуаров. Если принять частоту, равную одному разу в сутки, то перезарядку можно выполнять ремонтный персонал в дневную смену, что удобно с эксплуатационной точки зрения.

Расход пластичной смазки (за один цикл работы системы) определяем по формуле:

,

где а_i - количество двухлинейных питателей данного размера;

V_i - номинальная подача питателей данного размера, см³/ход.

Q_ц =2*25+2*25+2*25+2*50 = 250 см³/ход.

Число циклов работы системы в сутки определяем по формуле:

,

где Т - продолжительность цикла смазывания.

.

Суточный расход пластичной смазки определяем по формуле:

см³ /сут.

Необходимое количество централизованных ручных систем пластичной смазки определяем по формуле:

· исходя из количества узлов трения:

N_р = 8 шт.

· исходя из необходимой подачи:

,

где - коэффициент заполнения резервуара,

= 0,85 - 0,9;

V_р - объем резервуара,

V_р = 3 л².

.

Принимаем N_Р. = 2 шт.

Число автоматических систем пластичной смазки определяется по формуле:

,

где Р_к - подача принятого насоса,

Р_к = 50 см³/мин;

Р_н - расчетная подача насоса автоматической системы пластичной смазки для заданной группы машин определяется по формуле:

,

где - коэффициент, учитывающий уменьшение подачи при износе насоса,

;

Т_н - время нагнетания смазки,

Т_н = 5 - 20 мин.

м³/мин.

шт.

Так как N_авт < 1, то подключаем узлы трения к общецеховой станции смазывания.

3. Проектирование систем жидкой смазки

При проектировании систем жидкой смазки необходимо выбрать метод смазывания и сорт масла, рассчитать подачу насосной установки или объем смазочного материала, заливаемого в корпус, и параметры основных агрегатов.

Сорт минерального масла определяется вязкостью. Известные в настоящее время методики позволяют вычислить этот показатель для отдельных узлов трения (подшипники скольжения, зубчатые зацепления).

Вязкость масла, применяемого в зубчатых зацеплениях, определяется по формуле:

,

где ВУ₅₀ - условная вязкость масла при температуре 50;

m - коэффициент, зависящий от окружной скорости зубчатых колес;

q - усилие на единицу длины зуба, Н/см.

Определяем сорт масла, используемый для смазывания зубчатого

зацепления 1-й ступени редуктора:

Угловая скорость

= n/30,

= 3.14*650/30 = 68 рад/с.

Определяем окружную скорость:

V = *d_w/2,

где d_w =84 мм - начальный диаметр шестерни.

V = 68*0.84/2 = 2,8 м/с.

Т.к. V < 8 м/с, то коэффициент, который зависит от окружной скорости, будет равен m = 1,6.

Усилие на единицу длины зуба:

q₁ = 102N/(V*B) кН /см,

где N = 16 кВт - передаваемая мощность;

V = 2,8 м/с - окружная скорость;

B = 80 мм - длина зуба.

q₁ = 102*16/2,8*8 = 0.07*10³ Н/см.

.

Определяем сорт масла, используемый для смазывания зубчатого зацепление 2-й ступени редуктора:

Угловая скорость

= n/30,

= 3.14*260/30 = 27,2 рад/с.

Определяем окружную скорость:

V = *d_w/2,

где d_w =95 мм - начальный диаметр шестерни.

V = 27,5*0.095/2 = 1.29 м/с.

Т.к. V < 8 м/с, то коэффициент, который зависит от окружной скорости, будет равен m = 1,6.

Усилие на единицу длины зуба:

q₁ = 102N/V*B кН /см,

где N = 14,5 кВт - передаваемая мощность;

V = 1.29 м/с - окружная скорость;

B = 100 мм - длина зуба.

q₁ = 102*14,5/1.29*10 = 0.12*10³ Н/см.

.

Определяем сорт масла, используемый для смазывания зубчатого

зацепления 3-й ступени редуктора:

Угловая скорость

= n/30,

= 3.14*65/30 = 6,8 рад/с.

Определяем окружную скорость:

V = *d_w/2,

где d_w =120 мм - начальный диаметр шестерни.

V = 6,8*0.12/2 = 0,48 м/с.

Т.к. V < 8 м/с, то коэффициент, который зависит от окружной скорости, будет равен m = 1,6.

Усилие на единицу длины зуба:

q₁ = 102N/(V*B) кН /см,

где N = 14 кВт - передаваемая мощность;

V = 0,4 м/с - окружная скорость;

B = 120 мм - длина зуба.

q₁ = 102*14/0,4*12 = 0.29*10³ Н/см.

.

Однако в каждом цехе желательно использовать один вид сорта минерального масла. Поэтому необходимо рассчитать среднее значение вязкости условной либо при температуре 100, либо при температуре 50.

.

Следовательно, принимаем общий сорт масла, используемый для смазывания редукторa индустриальное ИСТ-11 ГОСТ 8675-59.

Метод смазывания выбирают на основе анализа теплового баланса. Количество теплоты , выделяющегося в узлах трения одноступенчатого редуктора, определяем по формуле:

,

где - КПД i -го узла трения;

n - количество узлов трения в машине;

N - передаваемая мощность.

Q₁ = 3600((1 - 0.95)*15,4*10³+(1 - 0,95)*14,5*10³+(1-0,95)*14*10³) = 7,9 MДж/час.

Количество теплоты, которое может быть отведено в окружающее пространство через стенки корпуса и крышку, определяется по формуле:

,

где k - общий коэффициент теплопередачи в окружающую среду;

Т₂ - рабочая температура масла;

Т₃ - температура окружающей среды;

F = 9,24 м² - площадь поверхности машины, через которую теплота отводится в окружающее пространство.

Тогда,

кДж/час.

Так как Q₁ < Q₂, т.е. вся теплота, выделяющаяся в узлах трения, отводится в окружающее пространство теплопередачей.

4. Расчет сил предварительной затяжки резьбовых соединений

Резьбовые соединения - наиболее распространенный вид разъемных соединений. Их используют для крепления деталей (фундаментные болты, винты, шпильки) и преобразования движений (винтовые домкраты, механизмы прижима и прессования электропушек, нажимные и установочные механизмы).

Надежность крепежных резьбовых соединений зависит от многих факторов, главными из которых являются материал и усилие предварительной затяжки. Материал необходимо выбирать таким, чтобы при максимальных нагрузках соединение работало в упругой области. Усилие предварительной затяжки определяется из условия нераскрытия стыка или из условия герметичности.

Таблица 3. Данные для расчета силы предварительной затяжки резьбовых соединений

Диаметр резьбы d, мм	Толщина	Внешняя сила, кН	Материал
	верх. фланца l1, мм	нижн. фланца, l2, мм		болта	верхнего фланца	нижнего фланца
16 16 32	12 22 22	12 24 24	3,8 4,6 5,6	ст. ст. ст.	сталь сталь сталь	сталь сталь сталь

Определяем силу предварительной затяжки:

,

где К - коэффициент затяжки резьбового соединения,

К = 1,5;

Р - внешняя сила;

- коэффициент основной нагрузки,

,

где - податливость промежуточных деталей (фланца);

- податливость болта.

,

где l₀ - деформируемая длина болта;

Е₀ - модуль упругости 1-го рода, для материала болта Н/мм²;

F₀ - площадь поперечного сечения болта без учета резьбы.

,

где - высота гайки, мм;

- высота головки болта, = 10 мм.

мм.

мм.

Тогда,

.мм.

,

где Е₁ - модуль упругости материала фланца, Н/мм²;

F₁ - площадь сечения условного цилиндра,

,

,

где D - диаметр описанной окружности гайки, D=24 мм;

- угол конусности, ;

d₀ - диаметр отверстия в промежуточной детали. d₀ = 16 мм.

мм².

F₂=(3.14/4)*(24+12*tg25)² - 16² = 452 мм².

Тогда,

мм/Н.

Отсюда,

.

Далее определяем силу предварительной затяжки:

кН.

мм.

мм.

Тогда,

.мм.

мм².

F₂=(3.14/4)*(24+24*tg25)² - 16² = 690 мм².

Тогда,

мм/Н.

Отсюда,

.

Далее определяем силу предварительной затяжки:

кН.

М 32

мм.

мм.

Тогда,

.мм.

мм².

F₂=(3.14/4)*(44+24*tg25)² - 30² = 1685 мм².

Тогда,

мм/Н.

Отсюда,

.

Далее определяем силу предварительной затяжки:

5. Выбор метода контроля за силами предварительной затяжки. Составление инструкции слесарю по сборке резьбовых соединений

Надежность резьбовых соединений зависит от конструкции стопорящих элементов, стабильности усилия предварительной затяжки и повышается с увеличением податливости деталей группы болта и уменьшением количества стыков. Отказы резьбовых соединений могут происходить как при чрезмерном, так и при недостаточном усилии предварительной затяжке. Поэтому его контроль - одна из ответственных операций монтажа.

Различают прямые и косвенные методы контроля усилия предварительной затяжки. Прямые основаны на измерении усилий в болтах (шпильках), а косвенные - на измерении удлинения болтов, угла поворота гайки и вращающего момента на ключе. Усилия в болтах определяют различными тензометрами, которые обеспечивают высокую точность, но значительно увеличивают стоимость резьбовых соединений

Таблица 4. Выбор метода контроля

Диаметр резьбы d, мм	Метод контроля	Сила предварительной затяжки резьбового соединения Q0, кН
16 16 32	прямой прямой прямой	4,56 5,31 6,17

Составление инструкции слесарю:

· затянуть болт М16, соединяющий крышку и корпус редуктора, применив силу предварительной затяжки, равную 4,56 кН;

· затянуть болт М16 на редукторе, применив силу предварительной затяжки, равную 5,31 кН;

· затянуть болт М32 на редукторе, применив силу предварительной затяжки, равную 6,17 кН;

6. Выбор и расчет стропов

Схемы строповки редуктора представлены на чертеже 1.

1. Редуктор.

Принимаем угол = 10.

Усилие в канатах

S_k= G_CT/cos(5),

где G_CT = 8 кН - вес редуктора.

S_k= 8/ cos(5) = 8,03 кН.

Так как канатов четыре

S_k1= S_k/4.

S_k1= 8,03/4 = 2,007 кН.

Разрывное усилие

P>=S*k,

где к - коэффициент запаса прочности. Для строп с обвязыванием груза до 50 т, принимаем к = 8 [1. с 6].

Значит

Р >= 2,007*8 = 16,06 кН.

Принимаю канат стальной, двойной свивки, типа ЛК-О ГОСТ 3081-80. Р = кН, d = мм.

Длина верхних стропов - 2м, длина боковых - 3 м.

2. Рама редуктора

Принимаем угол = 40.

Усилие в канатах

S_k= G_CT/cos(20),

где G_CT = 4 кН - вес рамы редуктора.

S_k= 4/ cos(20) = 4,25 кН.

Так как канатов четыре

S_k1= S_k/4.

S_k1= 4,25/4 = 1,06 кН.

Разрывное усилие

P>=S*k,

где к - коэффициент запаса прочности. Для строп с обвязыванием груза до 50 т, принимаем к = 8 [1. с 6].

Значит

Р >= 1,06*8 = 8,51 кН.

Принимаю канат стальной, двойной свивки, типа ЛК-О ГОСТ 3081-80. Р = кН, d = мм.

3. Узлы скатов.

Принимаем угол = 40.

Усилие в канатах

S_k= G_к/cos(20),

где G_к = 10 кН - вес узла.

S_k= 10/ cos(20) = 10,64 кН.

Так как канатов два

S_k1= S_k/2.

S_k1= 10,64/2 = 5,32 кН.

Разрывное усилие

P>=S*k,

где к - коэффициент запаса прочности. Для строп с обвязыванием груза до 50 т, принимаем к = 8 [1. с 6].

Значит

Р >= 5,32*8 = 42,56 кН.

Принимаю канат стальной, ЛК-О ГОСТ 3081-80. Р = кН, d = мм.

4. Трансмиссионные валы.

Принимаем угол = 40.

Усилие в канатах

S_k= G_Cн/cos(10),

где G_Cн = 5 кН - вес вала.

S_k= 5/ cos(20) = 5,32 кН.

Так как канатов два

S_k1= S_k/2.

S_k1= 5,32/2 = 2,66 кН.

Разрывное усилие

P>=S*k,

где к - коэффициент запаса прочности. Для строп с обвязыванием груза до 50 т, принимаем к = 8 [1. с 6].

Значит Р >= 2,66*8 = 21,3 кН.

Принимаю канат стальной, двойной свивки, типа ЛК-О ГОСТ 3081-80. Р = кН, d = мм.

5. Двигатель

Принимаем угол = 40

Усилие в канатах

S_k= G_дв/cos(20),

где G_дв = 9.57 кН - вес двигателя.

S_k= 9.57/ cos(20) = 10.2 кН.

Так как канатов четыре

S_k1= S_k/4.

S_k1= 10.2/4 = 2.5 кН.

Разрывное усилие

P>=S*k,

где к - коэффициент запаса прочности. Для строп с обвязыванием груза до 50 т, принимаем к = 8 [1. с 6].

Значит

Р >= 2.5*8 = 20.4 кН.

Принимаю канат стальной, двойной свивки, типа ЛК-О ГОСТ 3081-80. Р = 25 кН, d = 4.5 мм.

6. Муфты

Принимаем угол = 20

Усилие в канатах

S_k= G_дв/cos(20),

где G_дв = 1,5 Н - вес муфты.

S_k= 1,5/ cos(20) = 1,59 Н.

Так как канатов два

S_k1= S_k/2.

S_k1= 1,59/2 = 0,8 Н.

Разрывное усилие

P>=S*k,

где к - коэффициент запаса прочности. Для строп с обвязыванием груза до 50 т, принимаем к = 8 [1. с 6].

Значит

Р >= 0,8*8 = 6,4 Н.

Принимаю канат стальной, двойной свивки, типа ЛК-О ГОСТ 3081-80. Р = Н, d = мм.

7. Расчет соединений с гарантированным натягом

В узлах металлургических машин, передающих значительные осевые усилия или вращающие моменты, используют соединения с гарантированным натягом, в которых диаметр вала всегда больше диаметра отверстия. Прочность соединения достигается за счет разности диаметров (натяга) без применения дополнительных деталей.

В зависимости от характера деформации сопрягаемых деталей при сборке и разборке соединения монтируют с гарантированным натягом различными способами:

· приложением осевых сил;

· нагревом охватывающей детали;

· охлаждением охватывающей детали;

· расширением охватывающей детали с помощью подачи на контактную поверхность масла под высоким давлением.

Сборку соединений с приложением осевых сил выполняют на прессах или вручную нанесением ударов по одной из сопрягаемых деталей. Недостаток такого способа - неизбежное разрушение микрошероховатостей контактных поверхностей, что уменьшает натяг, а, следовательно, и проектную прочность соединения.

При сборке соединений нагревом охватывающей детали или охлаждением охватываемой разрушение микрошероховатостей контактных поверхностей исключается.

Нагрев охватывающих деталей сопровождается значительными местными деформациями, которые приводят к чрезмерным температурным напряжениям и микротрещинам. Кроме того, посадки с нагревом не гарантируют сохранения исходной структуры и физико-механических свойств материалов сопрягаемых деталей.

Монтаж соединений с гарантированным натягом путем охлаждения охватываемой детали лишен указанных недостатков. Охлаждение повышает предел прочности и твердость стальных деталей и не изменяет их пластичные свойства. Исключение составляют стали с остаточным аустенитом. Мартенситное превращение таких сталей начинается при положительной температуре, а заканчивается при отрицательной и сопровождается увеличением объема детали.

Рассмотренные способы монтажа соединений с гарантированными натягами имеют и общие недостатки.

1. После разборки использовать обе детали соединения практически невозможно, так как большие усилия распрессовки приводят к повреждениям контактных поверхностей и снижению прочности соединений при повторной сборке.

2. Усилие распрессовки крупногабаритных соединений достигает 5000 кН и более. На металлургических заводах мощного прессового оборудования нет, поэтому приходится разрушать одну из деталей или отправлять узлы для демонтажа на машиностроительные заводы.

Гидропрессовый способ обеспечивает сохранность контактных поверхностей и не требует мощного прессового оборудования. Монтаж соединений выполняют путем расширения втулки, подавая на контактную поверхность масло под высоким давлением.

Определим зависимость между деформациями и давлениями при монтаже соединения , если вал и втулка находятся в промежуточном положении. В результате сжатия вала на величину i₁ и расширения втулки на величину i₂ на контактной поверхности создается давление Р₁. Считаем, что деформации деталей происходят в упругой области.

Определяем давление масла, которое создается на контактной поверхности, по формуле:

,

где i- натяг;

- коэффициенты пропорциональности;

Е₁ = 2,1*10⁵ МПа, модуль упругости материала вала;

Е₂ - модуль упругости материала втулки, Е₂ = 2.1*10⁵ Н/мм²

D₂, D₁ - диаметр соответственно вала и втулки (100 мм , 240 мм).

Коэффициенты пропорциональности определяем по формулам:

;

,

где D₀ - внутренний диаметр вала;

D_н - наружный диаметр втулки.

- коэффициенты Пуассона,

для вала 1 = 0.24;

для втулки 2 = 0.24.

.

.

Натяг определяется по формуле:

мм .

Подставляя все необходимые данные, определяем давление масла, которое создается на контактной поверхности:

.

Определяем давление масла, необходимое для того, чтобы диаметр втулки стал равным диаметру вала:

.

.

Втулка должна быть дополнительно расширена на величину 2h, для создания между сопрягаемыми деталями масляной прослойки. Данная величина определяется по формуле:

,

где Н_ср1 и Н_ср2 - высота микронеровностей соответственно вала и втулки.

.

Определяем давление масла, необходимое для расширения втулки на , определяем по формуле:

.

Определяем суммарное расчетное давление масла по формуле:

.

Высокое давление масла (100 - 200 МПа) может вызвать пластические деформации в сопрягаемых деталях. Предельные значения давлений определяем по формулам:

;

,

где - значения давлений масла, при которых появляются пластические деформации, соответственно для вала и втулки.

- предел текучести материала вала и втулки.

МПа.

P_m2=210* МПа.

При < , (т.е. 64,6 < 105) и при < , (т.е. 64,6 < 147) возможна распрессовка соединения без пластической деформации сопрягаемых деталей. пластичный жидкий смазка строповка сборочный монтажный узел

Давление масла создают ручными насосами. Расход масла на 100 см² контактной поверхности составляет 1 г.

При наличии масляной прослойки определяем усилие распрессовки по формуле:

,

где - коэффициент трения,

;

- диаметр втулки;

- длина втулки;

- суммарное расчетное давление масла.

.(1724 кг 2 т )

8. Составление линейного графика монтажа

Состав бригады:

6 разряд-1 чел.

4 разряд-1 чел.

3 разряд-2 чел.

2 разряд-1 чел.

Q = 145 чел.час. - норма времени на 23 тонны;

Время работы

Т = Q_сум/n_раб,

где n_раб = 5 - число человек в бригаде. Т = 145/5 = 29 ч.

Выводы

В данной курсовой работе спроектированы системы смазывания и разработана технология монтажа механизма передвижения заливочного крана.

В курсовой работе спроектированы системы пластичной и жидкой смазки. Выбран метод смазывания на основе анализа теплового баланса.

Рассчитаны силы предварительной затяжки резьбовых соединений, выбран метод контроля за силами предварительной затяжки; составлена инструкция слесарю по сборке резьбовых соединений, разработана схема геодезического обоснования монтажа и строповки сборочных и монтажных узлов, выбраны и рассчитаны стропы.

Рассчитаны соединения с гарантированным натягом, что позволило правильно выбрать инструменты для распрессовки этих соединений.

Разработан линейный график монтажа или сборки на основе нормы времени Q. График рассчитан на 29 часов. Реальное выполнение работ заняло 28 часов, что значительно уменьшило трудоёмкость и финансовые затраты.

Размещено на Allbest.ru