Проектирование систем смазки и разработка технологии монтажа

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СБОРОЧНЫХ И МОНТАЖНЫХ УЗЛОВ ДЛЯ МАШИНЫ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СХЕМ СТРОПОВКИ И РАСЧЕТ СТРОПОВ Разобьем привод распределителя шихты на следующие сборочные и монтажные узлы табл. 1.1.

Таблица 1.1 — Монтажные и сборочные узлы

Для выбранных узлов производим расчет усилия возникающего в стропах по формуле:

где — сила тяжести поднимаемого груза;

— число ветвей стропа;

— угол наклона ветвей стропа к горизонтали (рис. 1.1);

— коэффициент неравномерности нагрузки на ветви стропа. Если груз подвешен на одной или двух ветвях, то. При количестве ветвей больше двух .

Значение рассчитанного усилия с учетом коэффициента запаса должно быть меньше допускаемого для стального каната из которого сделан строп:

где — коэффициент запаса прочности, который принимается в зависимости от грузоподъёмности канатов и режима работы. В нашем случае при работе стропами грузоподъёмностью до 50 т, .

Рисунок 1.1 — Схема для определения угла в Выполняем расчет усилия в стропах и выбор каната для строповки оси:

Принимаем, , ;

Принимаем канат стальной двойной свивки с линейным касанием проволок в прядях с одним органическим сердечником тип ЛК-Р конструкции 6×19(1+6+6/6)+1 о.с.) ГОСТ 2688–80.

Диаметр каната d=7,6 мм, разрывное усилие Sр.табл.=32 300 Н. Канат грузового назначения из проволок без покрытия, марки В, правой односторонней свивки, нераскручивающийся, не рихтованный, нормальной точности, маркировочной группы 1770 МПа. Обозначение каната — Канат 6,9-Г-В-О-Н-1770 ГОСТ 2688–80.

Для всех остальных монтажных узлов проведем расчет и выбор каната аналогичным способом, полученные данные сведем в таблицу 1.1.

Таблица 1.1 — Исходные данные и выбор канатов

2. РАЗРАБОТКА ТЕХНОЛОГИИ СБОРКИ РЕЗЬБОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ

2.1 Расчет силы предварительной затяжки соединений 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 не раскрытия стыка или из условия герметичности.

Рассчитаем усилие предварительной затяжки для болта М24×125, который крепит мотор-редуктор к раме.

Таблица 2.1 — Данные для расчета силы предварительной затяжки

Расчеты будем вести согласно методике предложенной в.

Необходимое усилие предварительной затяжки для болтов М24×125 определяется по следующей формуле:

где к — коэффициент затяжки резьбового соединения (к=1,25−1,75);

Р — внешняя осевая сила (Р=50 кН);

ч — коэффициент основной нагрузки.

где л0 — податливость болта;

л1, л2 — податливость промежуточных деталей.

где l0 — деформируемая длина болта;

мм, где — высота гайки, =19 мм;

— высота головки болта, =15 мм.

Е0 — модуль упругости материала (сталь Е0=2,1?105 МПа);

F0 — площадь поперечного сечения болта:

F0 = =,

dв = 22,917 мм — внутренний диаметр резьбы болта.

мм/Н.

Податливость промежуточного деталей вычисляем, используя теорию профессора И. И. Бобарыкова.

Так как l>d для податливость рассчитаем последующей формуле:

где D0 — диаметр кольцевой опорной поверхности (D0=34,2 мм);

d0 — диаметр отверстия в промежуточной детали (d0=25 мм);

ц=22…27?;

Е1 — модуль упругости промежуточной детали (чугун Е1=1,2?105 МПа);

Е2 — модуль упругости промежуточной детали (сталь Е2=2,1?105 МПа);

мм/Н.

мм/Н.

Тогда,

.

.

Определяем крутящий момент необходимый для затяжки резьбового соединения, Н· м:

где М1 — момент сопротивления между гайкой и опорной поверхностью промежуточной детали, Н· м:

где м1 — коэффициент трения на торце гайки (м1=0,18);

r1 — средний радиус опорной поверхности, мм:

М2 — момент сопротивления в резьбе, Н· м

где dср — средний диаметр резьбы, (dср=23,35 мм);

в — угол подъема винтовой линии (в=1,70);

с — угол трения в резьбе (с= 1+в=1+1,7=2,70).

Длина рукоятки ключа, м:

где Tрабочее усилие (Т=200 H).

м.

Так как для затяжки резьбовых соединений необходим ключ с длиной рукоятки равной 1,125 м, то затяжку будем производить с помощью гидроключа.

Необходимое давление в цилиндре гидроключа:

= Q0 / Fц ,

где Fц — площадь поперечного сечения цилиндра (Fц = 50 см2).

Тогда,

= 6100 / 50=122 кг/см2.

По полученному значению необходимого усилия предварительной затяжки выбираем гидроключ типа ГКТ 2036 (Обеспечиваемая сила затяжки 220 кН).

Для определения усилия предварительной затяжки и гидроключа для болтов М36×300 воспользуемся программой, разработанной кафедрой МОЗЧМ RSVGK (рис. 2.1).

Рисунок 2.1 — Результат работы программы RSVGK

2.2 Выбор метода контроля за силами предварительной затяжки. Составление инструкции слесарю по сборке резьбовых соединений Отказы резьбовых соединений могут происходить как при чрезмерном, так и при недостаточном усилии предварительной затяжки. Поэтому его контроль — одна из ответственных операций монтажа.

Различают прямые и косвенные методы контроля усилия предварительной затяжки. 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 2.2 — Сводная таблица метода контроля, силы предварительной затяжки и гидроключей

Инструкция слесарю:

затянуть болт М24, применив силу предварительной затяжки, равную 61 кН; контролировать силу предварительной затяжки по манометру гидроключа создав давление Р=122 кг/см2;

затянуть болт М36, применив силу предварительной затяжки, равную 236 кН; контролировать силу предварительной затяжки по манометру гидроключа создав давление Р=473 кг/см2.

3. РАЗРАБОТКА ТЕХНОЛОГИИ СБОРКИ И РАЗБОРКИ ПОДШИПНИКОВ Для подшипников устанавливаемых в механизме составляем сводную таблицу (табл. 3.1).

Таблица 3.1 — Таблица подшипников

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 деталей в горячем масле аналогичен нагреву в кипящей воде с той толь-ко разницей, что в качестве нагревающей среды (теплоносителя) здесь используется не вода, а минеральное масло.

Применение масла позволяет избежать выделений пара и производить нагрев детали до температуры свыше 100єС. Это делает нагрев маслом незаметным при посадке шарикои роликоподшипников.

Нагрев подшипников до температуры 80−90єС обычно осуществляется в электрических ваннах, заполняемых минеральным маслом с достаточно высокой температурой вспышки. При нагреве подшипники подвешиваются, укладываются на сетку или устанавливаются на специальные деревянные прокладки для предотвращения непосредственного контакта с дном и стенками ванны, а также для равномерного окружения подшипника со всех сторон слоем масла не менее 30−40 мм. Нагрев продолжается 10−15 мин.

Схема нагрева в минеральном масле показана на рисунке 3.1.

Определим температуру нагрева подшипника 2 097 732 ГОСТ 6364–78 с посадочным диаметром Ш160 :

Т = ,

гдеКм=(2…3) — коэффициент, учитывающий условия монтажа и конструктивные особенности детали, Км = 3;

б=(11…12)· 10−6 град-1 — коэффициент линейного расширения;

d = 160 мм — диаметр контактной поверхности;

i — натяг.

Натяг определяется:

i=es-EI=0,028−0=0,028 мм.

Т = =48 єС.

Рисунок 3.1 — Схема нагрева в минеральном масле Для нахождения усилия распрессовки данного подшипника используем программу PKVS разработанную кафедрой МОЗЧМ, в результате использования которой, получаем следующие результаты (рис. 3.2):

1)Сила распрессовки — 181,8 кН;

2)Необходимый съемник — 30 т.

Рисунок 3.2 — Результат работы программы PKVS

4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ СИСТЕМ СМАЗКИ Для узлов трения в механизме составляем сводную таблицу (табл. 4.1).

Таблица 4.1 — Таблица узлов трения

4.1 Расчет систем пластичной смазки смазка сборка резьбовый шихта В соответствии с методикой ВНИИметмаш рекомендуется рассчитывать норму расхода пластичной смазки по следующей формуле:

q = 11. К1. К2. К3. К4. К5 ,

где 11 — минимальная норма расхода смазки;

К1 — коэффициент, учитывающий зависимость нормы расхода смазки от диаметра подшипника (подшипники качения К1 = 1+ (d-100)· 10−3);

К1 = 1+ (160−100)· 10−3=1,06,

К2 — коэффициент, характеризующий зависимость нормы расхода смазки от частоты вращения, К2 = 1;

К3 — коэффициент, учитывающий влияние качества трущейся поверхности на норму расхода смазки (суммарная площадь дефектов превышает 5% контактной поверхности, К3 = 1);

К4 — коэффициент, зависящий от рабочей температуры подшипника Тр (если Тр = 75.150 С, то К4 = 1,2, если Тр < 75С, то К4 = 1);

К5 — коэффициент учета нагрузки, если рабочая нагрузка не превышает проектное значение, то К5 = 1.

q = 111,06 1 1 1. 1 = 11,66 см3/м2· ч, Объем пластичной смазки, периодически подаваемой питателем в подшипники качения:

V = q· F·T,

где F — площадь контактной поверхности подшипника;

F=D· B=0,27·0,15=0,0405 м² ,

где D — наружный диаметр подшипника;

B — ширина подшипника;

Т — продолжительность цикла смазывания (Т=2 ч).

V = 11,66· 0,0405·2=0,94 см³.

Выбираем питатели с ближайшим большим значением номинальной подачи: 2М-01−1-К (01 — 1 см3/ход, номинальная подача в один отвод; 1 — число отводов).

Принимаем, что для автоматических станций пластичной смазки резервуар заполняется один раз в сутки слесарем — смазчиком, поэтому количество смазки, расходуемое за один цикл работы системы:

Qц=Уаi· Vi,

где аi — количество двухлинейных питателей данного типоразмера;

Vi — номинальная производительность питателя, см3/ ход.

Qц=3· 1·1=3 см3/ход.

Cуточный расход пластичной смазки:

Q c= nц. Qц ,

где nц — количество циклов смазки за сутки;

nц = ==12,

Q c= 12.3=36 см3/сутки.

Расчетная подача насоса автоматической системы пластичной смазки:

где в — коэффициент, учитывающий уменьшение подачи при износе насоса (0,75−0,8);

Тн — время нагнетания смазки (при Т?2 ч, Тн=15−20 мин).

см3/мин.

Число автоматических систем пластичной смазки:

где Рк — подача принятого насоса (Рк=50 см3/мин).

шт.

Принимаем 1 автоматическую станцию подачи пластичной смазки.

4.2 Расчет жидкой смазки Проведем расчет жидкой смазки для открытой зубчатой передачи по исходным данным: nв=3,43 об/мин, М=6520 Н· м, U=14,08, з=0,96, передаваемая мощность 15 кВт.

Характеристики зубчатого зацепления:, m=10 мм, B=125 мм Дк=260 мм.

Сорт минерального масла определяется вязкостью.

Вязкость масла, применяемого в зубчатых зацеплениях:

где ВУ50 — условная вязкость масла при 50? С;

m — коэффициент зависящий от окружной скорости зубчатых колес;

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

где М — момент, передаваемый зубчатым зацеплением; Дк — диаметр зубчатого колеса; В — длина зуба.

.

Определим окружные скорости зубчатых колес:

Так как окружные скорости не превышают 8 м/с то m=1,6.

Тогда, Выбираем масло И-20А ГОСТ 20 799.

Метод смазывания выбирают на основе анализа теплового баланса.

Так как вся теплота, выделяющаяся в узлах трения, отводится в окружающее пространство теплопередачей. Применяем любой метод смазывания. В качестве метода смазывания выберем способ разбрызгиванием. Объем масла подаваемого на зубчатое зацепление можно рассчитать по передаваемой мощности:

где N=15 кВтпередаваемая мощность.

л.

ВЫВОДЫ В курсовой работе были закреплены теоретические положения лекций изучаемой дисциплины, получены навыки проектирование систем смазки и разработки технологии монтажа.

Для привода распределителя шихты были определены монтажные узлы и схемы их строповки; выбраны канаты для изготовления строп; произведён расчёт сил затяжки резьбовых соединений, выбран метод контроля за силами предварительной затяжки; разработана: технология сборки и разборки подшипников качения и зубчатых зацеплений; проведён расчёт системы смазки.

ПЕРЕЧЕНЬ ССЫЛОК Королёв А. А. Механическое оборудование прокатных цехов чёрной и цветной металлургии. -М: Металлургия, 1976.-544с.

Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т. Т.3.-5-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1979г-557 с., ил.

Целиков А. И. Машины и агрегаты металлургических заводов. Учебник. — 2-е изд., перераб. и доп. — Г.: Металлургия, 1987. — 438с.

Элементы гидропривода (Справочник). Абрамов Е. И., Колесниченко К. А., Маслов В. Т. «Техніка», 1969, 320 стр.

Седуш В. Я. Надежность, ремонт и монтаж металлургических машин: Учебник. — 3 — изд. перераб. и доп. — К.: УМК ВО, 1992. — 368 с.

Смазка металлургического оборудования. Гедык П. К., Калашникова М. И. Изд-во «Металлургия», 1971, 376 с.