Реконструкция участка финишной обработки труб в цехе гнутых профилей

Содержание

Введение

. Анализ состояния вопроса и постановка целей и задач проекта

. Разработка привода вращения промывочного барабана

.1 Описание конструкции, назначения и принципа действия исполнительной машины

2.2 Разработка и описание кинематической схемы привода

2.3 Энергокинематический расчёт привода

.4 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

.5 Расчёт закрытой конической зубчатой передачи

.6 Расчёт и проектирование червячной передачи

.7 Ориентировочный расчет и конструирование приводного вала

.8 Предварительный выбор подшипников

.9 Проверка долговечности предварительно выбранных подшипников

.10 Уточненный расчет приводного вала

.11 Подбор муфт

.12 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений

. Разработка гидравлического привода зажима трубы

.1 Исходные данные

.2 Расчет и выбор исполнительного гидродвигателя

.3 Определение производительности для ГЦ

.4 Расчет и выбор насосной установки

.5 Составление принципиальной схемы гидросистемы промывочного станка линии зажима (отжима) труб

.6 Принцип работы гидросхемы промывочного станка

.7 Расчет трубопроводов линии ''зажима'' (''отжима'') труб

.8 Выбор гидроаппаратуры линии ''зажима'' (''отжима'') труб

.9 Прочая гидроаппаратура

.10 Определение потерь давления в гидроаппаратах и трубопроводах

.11 Расчет потерь давления по длине трубопровода лини ''зажима'' труб

.12 Определение местных потерь давления DР_М

. Разработка механизма зажима трубы

. Разработка технологического процесса изготовления шестерни привода транспортера

.1 Описание конструкции и назначения детали

.2 Технологический контроль чертежа детали. Анализ технологичности конструкции детали

.3 Выбор способа изготовления и формы заготовки

.4 Выбор плана обработки детали

.5 Выбор типа производства и формы организации технологического процесса

.6 Расчет припусков на обработку

.7 Выбор оборудования

.8 Выбор режущих инструментов

.9 Выбор средств измерения и контроля размеров

.10 Выбор режимов резания

.11 Техническое нормирование времени операций

.12 Проектирование операции с применением станка с ЧПУ

.13 Организация производственного процесса

.14 Расчет стоимости механической обработки детали

. Разработка шпоночной протяжки

. Разработка компоновочной схемы участка для промывки труб

Заключение

Список использованных источников

Введение

ОАО “ Северсталь” создано на базе Череповецкого металлургического комбината, основанного в 1955 г. и специализирующегося на производстве сортового и листового проката. В составе сортового блока эксплуатируются следующие сортовые и прокатные станы: блюминг, непрерывно-заготовочный стан, сортовые станы 350 250 , проволочные станы 150 и 280. Листовое производство представлено двумя станами горячей прокатки: непрерывным широкополосным 2000 и комбинированным 2800/1700 , а также цехом холодной прокатки углеродистого листа.

Обеспечение прокатного производства осуществляется из собственных сталеплавильных цехов, конвертерного, электросталеплавильного и мартеновского. Разливка стали производится непрерывным способом (конвертерный цех и частично ЭСПЦ) и в слитки (мартеновский цех и ЭСПЦ).

Головные цеха комбината включают две углеобогатительные фабрики, коксохимическое производство, три агломерационные фабрики и доменный цех в составе пяти печей. Производство товаров народного потребления представлено цехом эмалированной посуды и цехом ширпотреба.

год являлся последним годом стабильной работы комбината. Период с 1989 г. по 1998 г. характеризовался неуклонным спадом производства. С 1999 г. начинается медленный рост объемов производства.

Цех гнутых профилей является конечным потому, что цех предназначен для проката гнутых профилей и труб различного диаметра, что является готовой продукцией.

Основной задачей цеха является производство прямошовных, электросварных труб и гнутых профилей широкого сортамента. Готовая продукция цеха пользуется большим спросом у потребителей из многих стран, она находит применение в строительстве, машиностроении, автопроме, судостроении и в других производствах. В составе цеха два трубоэлектросварочных стана ТЭСА 19-50, ТЭСА 50-76 и два профилегибочных агрегата 1-4 50*200, 2-8 200*400, так же есть агрегаты перфорации и производства S-образного профиля. Заготовкой является штрипс в рулонах, поставляемый из других подразделений.

После реконструкции и перевода на трубную технологию на ПГА 2-8 производят водо-газопроводные трубы диаметром от 89 до 159 мм, длинной от 6 до 12 метров. В технических требованиях на данный вид продукции указывается необходимость обработанных кромок торцов труб. Для выполнения данного требования был спроектирован и установлен участок торцовки, промывки и гидроиспытаний труб ТПГ 159.

1. Анализ состояния вопроса, постановка целей и задач проекта

В настоящее время в цехе гнутых профилей проведена реконструкция целью, которой являлся полный перевод стана на трубную технологию. При изготовлении водо-газопроводных труб последним этапом является: подрезка торцов трубы, устранение посторонних частиц из нее, проверка на стенде гидроиспытаний. Для того чтобы изготовленные в ЦГП трубы считались готовой продукцией, удовлетворяющей требованиям заказчика, в цехе был спроектирован и установлен участок ТПГ - 159 задачей, которого является финишная обработка труб.

В процессе работы ПГА 2-8 был расширен типоразмер производимых водо-газопроводных труб.

Однако установка для промывки водо-газопроводных труб в этом случае имела ряд недостатков:

. Механизм зажима трубы не соответствовал новым типоразмерам.

. Недостаточная мощность гидросистемы станка.

. Недостаточная мощность привода вращения барабана.

Поэтому для решения этих недостатков необходима модернизация установки для промывки водо-газопроводных труб, являющейся частью участка ТПГ - 159.

Исходя из поставленной цели необходимо решение следующих задач:

. Разработать и спроектировать привод вращения барабана.

. Разработать и спроектировать гидропривод зажима трубы.

. Разработать схему участка.

. В технологической части проекта разработать технологический процесс изготовления детали привода станка - шестерня.

. Спроектировать режущий инструмент - шпоночную протяжку.

. Расчитать капитальные затраты на модернизацию.

. Расчитать эксплуатационные расходы.

. Определяеть экономический эффект от использования нового агрегата.

. Представить анализ условий труда на участке, меры по обеспечению безопасных условий труда.

. Рассчитать целесообразность использования индивидуальных средств защиты.

11. Меры по охране окружающей среды и экологии ПАО «СеверСталь» вцелом.

2. Разработка привода вращения промывочного барабана

.1 Описание конструкции, назначения и принципа действия исполнительной машины представлены на рисунке 2.1.

Рисунок 2.1 - Принципиальная схема привода

Наименование машины: Привод станка для промывки труб.

Станок работает следующим образом.

Трубы после обработки торцов шнековым транспортером (устройством для задачи труб) подаются к подъемному механизму станка (стойки транспортирующие) с одновременной ориентацией в направлении оси машины по торцу и параллельно оси.

После этого подъемные механизмы стоек транспортирующих поднимают трубы до оси барабана, в этом положении осуществляется зажим трубы зажимным механизмом. Сопло вращающегося промывочного барабана копиром подается вперед и прижимается к торцу трубы, при этом открывается полость, соединяющая сопло с подводимой к барабану эмульсией, эмульсия проходит через трубу, вымывая стружку и грат, сливается в отводной кожух, сбрасывается по склизу на движущийся транспортер, расположенный рядом со станиной, стружка и грат с транспортера попадают в короб для стружки, а эмульсия через отверстия сливается по желобу в бак, где повторно используется.

Состав привода станка:

В состав станка входят: станина и привод, состоящий из электродвигателя, муфты, цилиндрической передачи, конической передачи, червячной передачи, приводного вала.

Станина является несущим элементом станка и состоит из головной части и двух секций.

Головная часть станины состоит из двигателя привода станка, первой и второй опоры привода вращения промывочного барабана.

Две секции служат для монтажа стоек транспортирующих, устройства для задачи труб и установки для отвода эмульсии и стружки на стружкотранспортер.

Промывочный барабан с четырьмя соплами монтируется на упомянутых опорах. На барабане крепятся: вращающийся гидроподвод, зажим труб и вентиль подвода эмульсии.

Привод вращения барабана:

Привод вращает барабан и соединенный с ним вал стоек транспортирующих. Состоит привод из электродвигателя и механизма, встроенного в корпус, который является также и разъемной опорой барабана, на корпус привода крепится вентиль для промывочной жидкости и копир для перемещения сопел. Электродвигатель крепится на головной части станины и соединен с входным валом механизма муфтой с резиновыми вставками.

.2 Разработка и описание кинематической схемы привода

После ознакомления с устройством и принципом действия машины в целом переходим к разработке кинематической схемы привода.

Одним из основных элементов любой машины является двигатель, который передает вращающий момент рабочему органу, в нашем случае валу рабочей машины (цилиндрической передаче, конической передаче, червячной передаче и барабану).

Для согласования режима работы двигателя и рабочего органа исполнительной машины, для понижения угловой скорости и увеличения передаваемого момента в передаточное число раз производим расчет передач привода. Число ступеней привода определяем в зависимости от общего передаточного числа - u _общ.

Для обеспечения силовой и кинематической связи сборочные узлы (двигатель и привод) соединяем между собой муфтой. Весь привод монтируем на отдельной плите (станине).

В качестве опор для всех вращающихся валов соответствующего механизма применим подшипники качения. Двигатель, муфта, подшипники качения являются стандартными изделиями, параметры которых регламентированы ТУ, ГОСТОМ.

Кинематическая схема привода представлена на рисунке 2.2.

.3 Энергокинематический расчет привода

Разработать привод вращения барабана:

Мощность исполнительного механизма N_рм =5,3 кВт

Частота вращения выходного вала привода n = 5,3 об./мин.

Выбор двигателя

Для проектируемых машин агрегатов рекомендуется применять трехфазные короткозамкнутые асинхронные двигатели серии 4. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет их использовать для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях. [1, стр. 40]. Определяем требуемую мощность рабочей машины по заданию N_рм =5,3 кВт 

Определяем общий коэффициент полезного действия привода. Для определения общего КПД привода устанавливаем источники потери мощности на основе анализа кинематической схемы привода. В данном приводе к ним относятся: муфта, закрытая цилиндрическая передача, закрытая коническая передача, червячная передача, подшипники качения.

Рисунок 2.2 - Кинематическая схема привода

 (2.1)

значения КПД передач и подшипников качения принимаем по (2 таблица 1.1.]

где  - кпд муфты;

- кпд подшипника качения;

- кпд цилиндрической передачи;

- кпд конической передачи;

- кпд червячной передачи.

Тогда

Определяем требуемую мощность электродвигателя

 , кВт (2.2)

= кВт

Из найденных данным, учитывая условие,  выбираем По найденным данным, учитывая условие,  выбираем электродвигатель Д-31 ГОСТ 184-71:

Номинальные данные двигателя

Номинальная частота вращения, 840 об/мин.

Максимальная частота вращения, 3600 об/мин.

Мощность двигателя, 8.0 КВт

Определяем передаточные числа привода

Общее передаточное число привода

 (2.3)

Задаёмся передаточными числами:

червячная передача - U_чер. = Z2/Z1=75/1=75,

передаточное число конической передачи принимаем U_кон.=1,

тогда общее передаточное число цилиндрической передачи находим следующим образом.

 (2.4)

Определение силовых и кинематических параметров привода

Определяем мощность

на двигателе: 

на быстроходном валу:

 ,  (2.5)

=

на промежуточном валу:

, (2.6)

=

на червячном валу:

 ,  (2.7)

=

рабочей машины:

 ,  (2.8)

=

Определяем частоту вращения

вал двигателя:

 (2.9)

на быстроходном валу:

 (2.10)

на промежуточном валу:

 ,об/мин (2.11)

=

на червячном валу: 

 ,об/мин (2.12)

=

вал рабочей машины:

 ,об/мин (2.13)

Определяем угловую скорость

вал двигателя:

, (2.14)

=

на быстроходном валу: 

 (2.15)

на промежуточном валу:

 (2.16)

на червячном валу:

, (2.17)

вал рабочей машины:

, (2.18)

Определяем вращающий момент

вал двигателя:

, (2.19)

быстроходный вал:

, (2.20)

на промежуточном валу:

, (2.21)

на червячном валу:

  (2.22)

вал рабочей машины:

 (2.23)

.4 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Выбор материала цилиндрической зубчатой передачи и расчёт допускаемых напряжений

Выбираем материал для изготовления цилиндрической зубчатой передачи сталь 35ХМ. Термообработка колеса и шестерни - улучшение.

Механические характеристики колеса:

НВ = 235…262, σ_в =800 МПа, σ_т =670 МПа

Механические характеристики шестерни:

НВ = 269…302, σ_в =920 МПа, σ_т =790 МПа.

Допускаемое контактное напряжение:

 (2.24)

где МПа, - предел контактной выносливости поверхности зубьев

 (2.25)

 (2.26)

= 1,1 - коэффициент безопасности

=16·10⁶ - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости

 - эквивалентное число циклов перемены напряжений

 (2.27)

где  - суммарное число циклов перемена напряжений

 = 1 - коэффициент приведения

 (2.28)

где n₁ = 840об./мин. - частота вращения колеса₂ = 400об./мин. - частота вращения шестерни= 20000ч. - срок службы передачи

Поскольку число N_не>N_но то их отношение примем равным единице

 МПа

 МПа

Допускаемое напряжение на изгиб

 (2.29)

где =1,8НВ МПа, - предел выносливости зубьев при изгибе

 (2.30)

 (2.31)

= 1,75 - коэффициент безопасности

=4·10⁶ - базовое число циклов перемены напряжений

 - эквивалентное число циклов перемены напряжений

 (2.32)

где  - суммарное число циклов перемена напряжений

 = 1 - коэффициент приведения

 (2.33)

где n₁ = 840об./мин. - частота вращения колеса₂ = 400об./мин. - частота вращения шестерни= 20000ч. - срок службы передачи

Поскольку число N_не>N_но то их отношение примем равным единице

 МПа

 МПа

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости

,мм (2.34)

где:  Т₂ - вращающий момент на валу, Нм;

 - для косозубых передач;

передаточное число передачи;

=1,0 - коэффициент неравномерности нагрузки

-коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

тогда:

принимаем из стандартного ряда  100 мм (3. таб. 13.15)

Определяем нормальный модуль зацепления

,мм (2.35)

Определяем рабочую ширину венца

 (2.36)

Определяем угол наклона зубьев

 (2.37)

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

 (2.38)

принимаем: 97

Уточняем значение угла наклона зубьев

 (2.39)

тогда:

Определяем число зубьев шестерни

 (2.40)

принимаем z1=31

Определяем число зубьев колеса

 (2.41)

Фактическое значение передаточного числа

 (2.42)

где  - число зубьев колеса

 - число зубьев шестерни

Определяем делительный диаметр шестерни

 (2.43)

Определяем делительный диаметр колеса

 (2.44)

Проверяем межосевое расстояние

 (2.45)

Определим диаметр вершин и диаметр впадин зубьев шестерни

  (2.46)

 (2.47)

Определим диаметр вершин и диаметр впадин зубьев колеса

 (2.48)

 (2.49)

Определим ширину шестерни

 (2.50)

Определим окружную скорость колес и степень точности передачи

 (2.51)

при такой скорости принимаем 9 степень точности [3. Таблица 4.2.]

Определим коэффициент нагрузки

 (2.52)

, [3 таблица 3.5.] для приработавшихся зубьев с симметричным расположением;

 [3 таблица 3.4.];

методом интерполирования:, [3 таблица 4.3.]

тогда: 

Производим проверку контактных напряжений

 (2.53)

Условие выполнено.

Определяем окружную силу, действующую в зацеплении

 (2.54)

Определяем коэффициент нагрузки

 (2.55)

значения  при  и НВ [3 таблица 3.7.]

 [1 таблица 3.8.]

тогда: 

Определяем коэффициент формы зуба ,

у шестерни:

 (2.56)

у колеса:

 (2.57)

При этом по [3 страница 35]  

Находим отношение

Определяем коэффициенты  и

 (2.58)

 для средних значений коэффициента торцевого перекрытия  

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

  (2.59)

 МПа

 МПа

.5 Расчет закрытой конической зубчатой передачи

Выбор материала конической зубчатой передачи и расчёт допускаемых напряжений. Выбираем материал для изготовления конической зубчатой передачи сталь 35ХМ. Термообработка колеса и шестерни - улучшение.

Механические характеристики колеса:

НВ = 235…262, σ_в =800 МПа, σ_т =670 МПа

Механические характеристики шестерни:

НВ = 269…302, σ_в =920 МПа, σ_т =790 МПа.

Допускаемое контактное напряжение:

 (2.60)

где МПа, - предел контактной выносливости поверхности зубьев

 (2.61)

 (2.62)

= 1,1 - коэффициент безопасности

=16·10⁶ - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости

 (2.63)

где  - суммарное число циклов перемена напряжений

 = 1 - коэффициент приведения

 (2.64)

где n = 400об./мин. - частота вращения вала= 20000ч. - срок службы передачи

Поскольку число N_не>N_но то их отношение примем равным единице

 МПа

 МПа

Допускаемое напряжение на изгиб

 (2.65)

где =1,8НВ МПа, - предел выносливости зубьев при изгибе

 (2.66)

 (2.67)

= 1,75 - коэффициент безопасности

=4·10⁶ - базовое число циклов перемены напряжений

 - эквивалентное число циклов перемены напряжений

 (2.68)

где  - суммарное число циклов перемена напряжений

 = 1 - коэффициент приведения

 (2.69)

где n = 400об./мин. - частота вращения вала= 20000ч. - срок службы передачи

Поскольку число N_fе>N_fо то их отношение примем равным единице

 МПа

 МПа

Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности колеса

 (2.70)

гдe Т = 175.3 Н·м - номинальный крутящий момент на валу колеса_кон. = 1 - передаточное число конической передачи

- коэффициент распределения нагрузки по ширине венца

 - коэффициент динамической нагрузки

 МПа - допускаемое контактное напряжение

 - коэффициент для колёс с прямыми зубьями и линейным контактом

 мм

По ГОСТ 12289 - 76 принимаем значение  мм

Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни

 (2.71)

где i_кон. = 1 - передаточное число конической передачи

 мм - значение диаметра внешней делительной окружности

Колеса

 мм

Число зубьев шестерни

 (2.72)

где i_кон. = 1 - передаточное число конической передачи

 мм - значение диаметра внешней делительной окружности

Шестерни

Принимаем число зубьев шестерни

Принимаем число зубьев колеса

Фактическое значение передаточного числа

 (2.73)

где  - число зубьев колеса

 - число зубьев шестерни

Углы делительных конусов

Колеса:

Шестерни:

Внешний окружной модуль

 (2.74)

где  - число зубьев колеса

 мм - значение диаметра внешней делительной окружности

Колеса

Окончательное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни

 (2.75)

где  - число зубьев шестерни

мм - внешний окружной модуль

мм

Внешнее конусное расстояние

 (2.76)

где i_кон. = 1 - передаточное число конической передачи

 мм - значение диаметра внешней делительной окружности

Шестерни

.5.10 Ширина зубчатых венцов колёс

 (2.77)

где - внешнее конусное расстояние

мм

Коэффициент смещения инструмента

Принимаем коэффициент смещения инструмента для шестерни  и коэффициент смещения инструмента для колеса

Внешние диаметры вершин зубьев

Шестерни:

 (2.78)

где  мм - значение диаметра внешней делительной окружности шестерни

мм- внешний окружной модуль

 -делительный угол конуса шестерни

 мм

Колеса:

 (2.79)

где  мм - значение диаметра внешней делительной окружности колеса

мм- внешний окружной модуль

 -делительный угол конуса колеса

 мм

Средний модуль

 (2.80)

где мм- внешний окружной модуль

Окружная скорость колёс

 (2.81)

где мм - средний модуль

 - число зубьев шестерни

n = 400об./мин. - частота вращения третьего вала

 м/с

Проверка передачи по контактным напряжениям

 (2.82)

где Т = 175,3 Н·м - номинальный крутящий момент на валу колеса_кон. = 1 - передаточное число конической передачи

- коэффициент распределения нагрузки по ширине венца

 - коэффициент динамической нагрузки

 МПа - допускаемое контактное напряжение

 - коэффициент для колёс с прямыми зубьями и линейным контактом

 мм - значение диаметра внешней делительной окружности шестерни

 МПа

Расчётное напряжение в опасном сечении зуба колеса

 (2.83)

где Т = 175,3 Н·м - номинальный крутящий момент на валу колеса

- коэффициент распределения нагрузки по ширине венца

 - коэффициент динамической нагрузки

мм- внешний окружной модуль

 мм - значение диаметра внешней делительной окружности колеса

мм - ширина венца колеса

 - коэффициент формы зуба

 - коэффициент вида конической передачи

=310,6 МПа, - предел выносливости зубьев при изгибе

Расчётное напряжение в опасном сечении зуба шестерни

 (2.84)

где  - коэффициент формы зуба

 - коэффициент формы зуба

- расчётное напряжение в опасном сечении зуба колеса

 = 269,5 МПа, - предел выносливости зубьев при изгибе

Окружная сила на среднем диаметре

 (2.85)

где Т = 175,3 Н·м - номинальный крутящий момент на валу колеса

 мм - значение диаметра внешней делительной окружности колеса

 Н

Окружная сила на шестерне

 (2.86)

где  Н - Окружная сила на среднем диаметре

 - делительный угол конуса шестерни

 Н

Радиальная сила на шестерне

 (2.87)

где  Н - Окружная сила на среднем диаметре

 - делительный угол конуса шестерни

 Н

.6 Расчет и проектирование червячной передачи

Выбор материалов червяка и червячного колеса

Выбираем материал для изготовления червяка:

сталь 40Х. Термообработка червяка - улучшение.

Механические характеристики червяка:

НВ = 235…262, σ_в =800 МПа, σ_т =630 МПа.

Ожидаемая скорость скольжения

 (2.88)

где n₃ = 5,33об./мин. - частота вращения червяка

Т = 9811,3 Н·м - Момент кручения на четвёртом валу:

 м/с

Выбираем материал для изготовления червячного колеса: СЧ18 - 36.

Механические характеристики червячного колеса:

σ_Н = 360 МПа, Е = 1·10⁵ МПа.

Допускаемое контактное напряжение

, (2.89)

где  - коэффициент интенсивности износа

 МПа - исходное допускаемое контактное напряжение

Допускаемое напряжение изгиба

 (2.90)

где  МПа - предел изгибной выносливости

 МПа - предельное допускаемое напряжение

- коэффициент безопасности

 - эквивалентное число циклов перемены напряжений

 (2.91)

где  - суммарное число циклов перемена напряжений

 = 1 - коэффициент приведения

 (2.92)

где n = 5,33об./мин. - частота вращения червяка

t = 20000ч. - срок службы передачи

Поскольку число N_fе>10⁶ то его примем равным 10⁶МПа

Выбор числа заходов червяка и числа зубьев колеса

Число заходов червяка принимаем:

Тогда число зубьев колеса:

 (2.93)

_чер. = 75 - передаточное число червячной передачи

Межосевое расстояние

 (2.94)

где Т = 9811,3 Н·м - Момент кручения на четвёртом валу

- ориентировочное значение коэффициента нагрузки

 МПа - допускаемое контактное напряжение

мм

Конструктивно принимаем значение межосевого расстояния мм

Осевой модуль

 (2.95)

где мм - межосевое расстояние

 - число зубьев колеса

Примем из ближайшего стандартного значения m = 10

Коэффициент диаметра червяка

 (2.96)

где мм - межосевое расстояние

 - число зубьев колеса

- осевой модуль

Расчётное значение округляется до  по ГОСТ1972 -74

Определим коэффициент смещения инструмента

 (2.97)

Определим фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение Du от заданного u

 (2.98)

Определим фактическое значение межосевого расстояния

 (2.99)

мм

Определим основные геометрические параметры передачи

а) Основные размеры червяка:

делительный диаметр:

 (2.100)

 мм

начальный диаметр:

 (2.101)

 мм

диаметр вершин витков:

 (2.102)

 мм

диаметр впадин витков:

 (2.103)

 мм

делительный угол подъема линии витков:

 (2.104)

принимаем =3⁰ 34^/ 3,5^// [по 3 таблице 4.3.]

длина нарезаемой части червяка:

 (2.105)

 мм

Принимаем b₁=300 мм по [3 таблице 13.15]

б) основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр:

 (2.106)

 мм

диаметр вершин зубьев:

 (2.107)

 мм

наибольший диаметр колеса:

 мм (2.108)

диаметр впадин зубьев:

 (2.109)

 мм

ширина венца:

 (2.110)

условный угол обхвата червяка венцом колеса 2d:

 (2.111)

 (2.112)

;

 мм

Определение сил в червячном зацеплении

Окружное усилие на червяке:

_t (2.113)

_t

Окружное усилие на колесе:

_t (2.114)

F_t

Радиальное усилие на колесе и червяке:

  (2.115)

Осевое усилие на колесе:

 (2.116)

Осевое усилие на червяке:

 (2.117)

.7 Ориентировочный расчет и конструирование приводного вала

Определяем геометрические параметры ступеней вала

а) Определяем диаметр 1 ступени (выходного конца):

 (2.118)

Так как червяк соединяется с промежуточным валом через коническую передачу, то учитывая влияние на изгиб вала осевых нагрузок примем

Учитывая диаметр червяка равный 180 мм. и ширину 300 мм принимаем диаметры ступеней:

а) Диаметр третьей и пятой ступени принимаем равным 110 мм.

б) Диаметр второй и шестой ступени под подшипник принимаем равным 100мм.

в) Диаметр первой ступени принимаем равным 60 мм.

г) Длину первой ступени принимаем равной 60 мм.

д) Длину второй ступени принимаем равной сумме ширины корпуса подшипника и крышек подшипника .

е) Длина третьей и пятой ступени и состоит из разницы ширины червяка полученной расчетным путем и расстояния между опорами.

ж) Длина шестой ступени получается конструктивно

Схема вала приведена на рисунке 2.7.

Рисунок 2.7 - Эскизная компоновка вала

.8 Предварительный выбор подшипников

Согласно всех перечисленных требований к опорам, наиболее подходящим вариантом является подшипник роликовый конический радиально-упорный.

По посадочному диаметру (d=100мм) подбираем марку и условное обозначение подшипника.

При больших радиальных нагрузках конический роликоподшипник может быть использован в плавающей опоре.

Выбранный роликоподшипник радиально-упорный конический однорядный легкой серии марки 7520 ТУ37.006.162 - 89

Техническая характеристика подшипника представлена в таблице 2.8.

Таблица 2.8 - Техническая характеристика подшипника

.9 Проверка долговечности предварительно выбранных подшипников

Вертикальная плоскость:

Определяем опорные реакции

;

Н

;

Н

Проверка

Верно

Определяем изгибающие моменты вдоль оси ОХ

Горизонтальная плоскость:

Определяем опорные реакции

Проверка

Верно

Определяем изгибающие моменты вдоль оси ОY

Определяем крутящий момент

Определяем суммарные моменты

Суммарные радиальные реакции опор подшипников

  (2.119)

Левая сторона:=

Правая сторона=

Строим эпюры изгибающих и крутящего моментов

Построение эпюр представлено на рисунке 2.9.

Определяем по [1. таблице 9.1. страница 141]:

Коэффициент радиальной нагрузки: X=0.56

Коэффициент безопасности: Кб=1.1

Коэффициент температурный: КT=1

Коэффициент вращения: V=1

Определяем коэффициент влияния осевого нагружения:

e = 0.36 [1. таблица 9.2.]

Определяем коэффициент осевой нагрузки:=1.4 [1. таблица 9.2.]

Задаемся требуемой долговечность подшипника по ГОСТ 16162-85 для зубчатых редукторов

Определяем радиальные нагрузки

Определяем по наиболее нагруженному подшипнику

 (2.120)

Н

Рисунок 2.9- Эпюры

Осевая нагрузка подшипника

  (2.121)

Определяем отношения

 (2.122)

Определяем отношения

 (2.123)

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку

 (2.124)

Определяем динамическую грузоподъемность

 (2.125)

подшипник пригоден

2.10 Уточненный расчет приводного вала

Определяем нормальное напряжение в опасном сечении вала

 (2.126)

где  - максимальный изгибающий момент

осевой момент сопротивления сечения

Определяем касательное напряжение

 (2.127)

где  - крутящий момент на валу

осевой момент сопротивления сечения

Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений:

 (2.128)

 (2.129)

Где , - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

 - коэффициент влияния размеров

- коэффициент влияния шероховатости

-коэффициент влияния упрочнения

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала

 (2.130)

 (2.131)

гдеМПа - предел выносливости

МПа - предел выносливости

Определяем коэффициенты запаса прочности

 (2.132)

 (2.133)

Определяем общий коэффициент запаса прочности

 (2.134)

.11 Подбор муфт

Муфты применяют практически во всех механизмах. Ее тип выбирают в зависимости от тех требований, которые предъявляют к ней в данном приводе. В данной конструкции приводного устройства используются муфта для соединения быстроходного вала двигателя и привода. При установке привода на общей раме, допускается несоостность валов,которая сравнительно невелика, поэтому от муфт не требуется высоких компенсирующих свойств. Соединяемые муфтой валы - горизонтальные. Одним из немаловажных требований, предъявляемых к приводу и соответственно и к муфте, является высокая нагрузочная способность. Исходя из перечисленных требований, наиболее подходящим типом муфты для привода является муфта упругая со звездочкой.

Эта муфта применяется для соединения горизонтальных соосных валов при передаче вращающего момента от 2,5 до 400H·M и диаметрах валов от 6 до 60 мм. Основной характеристикой при подборе муфт является передаваемый муфтой крутящий момент, учитывающий наиболее тяжелые условия ее нагружения, называемый расчетным моментом и определяемый по формуле:

 (2.135)

где k₁ = 1,2 - коэффициент безопасности;₂ = 1 - коэффициент условия работы муфты.

Т =90,99 H·м - момент, передаваемый муфтой.

 H·м

Муфты упругие со звездочкой по ГОСТ 14084 - 93

125 - 60 - 1 - 60 - 2 - У3 ГОСТ14084 - 93

.12 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений

Подбор шпонок

На приводном валу рассчитываемой нами передачи насажена коническая шестерня, закрепленная на валу с помощью шпоночного соединения. Диаметр этого участка приводного вала равен 60 мм, исходя из которого, подбираем номинальные размеры шпонки. Ширину шпонки выбираем равной (0,25 - 0,30) d, тогда для вала сечением 60 мм ширина шпонки будет равна 18 мм. Размеры сечений стандартных призматических шпонок выбираем из стандартного ряда: 1811мм.

Длина шпонки выбирается по ГОСТ 23360 - 78 =50 мм.

Кроме посадки конической шестерни, шпоночное соединение применяется и для крепления выходного конца вала закрытой зубчатой передачи в упругой муфте Принцип подбора тот же.

Проверочный расчет шпонок

Проверочный расчет призматических шпонок производится по формулам:

а) на смятие

, (2.136)

б) на срез

, (2.137)

где ,- действительное и допускаемое напряжения на смятие для шпоночного соединения;

,- действительное и допускаемое напряжения на срез для шпоночного соединения;

M_K - крутящий момент, передаваемый соединением;

d - диаметр вала; b, l, h - высота, ширина, рабочая длина шпонки.

Чаще всего ограничиваются расчетами на смятие.

Найдем рабочую длину шпонки:

мм

Находим действительное напряжение смятия для шпоночного соединения:

H/мм²

Допускаемое напряжение смятия для шпоночного соединения :

,

.2  100

условие проверочного расчета на смятие выполняется

3. Модернизация гидропровода открывания-закрывания вентиля в промывочном станке

.1 Исходные данные

1 Вид механизма: механизм зажима трубы.

Тип оборудования: станок промывочный.

Тип гидродвигателя: поступательное движение.

Способ регулирования скорости: дроссельное, на выходе.

Нагрузочные параметры привода:

.1 Осевое усилие R (H) по базовому станку

Скоростные параметры привода:

.1 Наибольшая линейная скорость V (м/с) по базовому станку.

Способ монтажа аппаратуры встраиваемый.

3.2 Расчет и выбор исполнительного гидродвигателя

Схема приведена на рисунке 3.2

1 Механизм закрытия (открытия) управляемых вентилей В1,В2,В3.

Р= 3 МПа; R^max= 12.5МПа; V^max=0.01м/с.

Расчет ведем на один гидродвигатель

Рисунок 3.2 - Схема гидроцилиндра

, мм; (3.1)

где Р₁=1,98 МПа; Р₂=1,98 МПа; y₁=y₂=0,5; R_max=8000H.

мм

P_н=6,3 МПа

Р₁=2/3 P_н ≈4,2 МПа

Q_max=Q₁=F₁·V_max

Q₂=F₂·V_max

Q_max=Q₁=0,00126·0,1=0,000126 м³/с

Q₂=F₂·V_max=0,00037·0,1=0,000037 м³/с

2 Механизм зажима (отжима) труб.

R₁=2/3 R_н=2/3·6,3=4,2 МПа; R_max=12500 H; V_max=0,1 м/с

 ,мм; (3.2)

Где P₁=4,2 МПа, Р₂=0,6МПа, y₁=y₂=0,5

мм

По ГОСТ 12447 - 80 принимаем Dст =40мм, dшт =y₂*Dст=0,7*40=28 мм

F₁=0,00126м² , F₂=0,00037м²

По таблице 5[4,страница 70] принимаем по ОСТ 2 Г 21 - 2 - 73 гидроцилиндр:

П 241 - 40·28·120 ОСТ 21 - 2 - 73. Количество ГЦ - 4шт.

3.3 Определение производительности для ГЦ

Механизм открывания (закрывания) В1,В2,В3

Q^max=Q₁=F₁·V^max м³/с (3.3)₂=F₂·V^max м³/с (3.4)

Q^max=Q₁=F₁·V^max=0,00126·0, 1 = 0, 000126 м³/с

Q₂=F₂·V^max=0,00037·0,1 = 0,000037 м³/с

Механизм зажима(отжима) труб

Q^max=Q₁=F₁·V^max=0,000126м³/с=7,6 л/мин

Q₂=F₂·V^max=0,000037м³/с=2,22 л/мин

Определяем максимальную производительность для обоих механизмов

Q^max =SQ^max1 + SQ^max2 м³/с (3.5)

SQ^{max 1}=3·Q^max м³/с (3.6)

SQ^max2 =4·Q^max м³/с (3.7)

SQ^{max 1}=3·Q^max = 3·0,000126=0,000378 м³/с

SQ^max2 =4·Q^max = 4·0,000126=0,0005 м³/с

Q^max =0,000378+0,005=0,00088 м³/с=53 л/мин

3.4 Расчет и выбор насосной установки

Выбор насосной установки осуществляется исходя из требуемой производительности Qтр и давления в системе гидропривода Р^max .

Qтр = Q^max =53 л/мин; Р^max =Р₁·3/2= 3·3/2=4,5МПа.

По таблице 48 [4. страница 366] выбираем насосную установку: тип 4Г 48 - 1 с клапанной коробкой Г33 - 1 для автоматического переключения ступеней насосов, с пластинчатым нерегулируемым двухпоточным насосом 18Г12 - 33М.

Q^max=18/35 л/мин, Р^max=6.3МПа, SQ_н.у = 18+35=53 л/мин.

3.5 Составление принципиальной схемы гидросистемы промывочного станка линии зажима (отжима) труб

Линия запитана так же от насоса НП1, через напорный фильтр Ф1 и обратный клапан КО5, масло под давлением подается на клапан давления КД1, который настраивается на рабочее давление (Р₁=2МПа) и далее через дроссель ДР2 рабочая жидкость поступает во вращающийся гидрораспределитель ВР, к точкам: ''зона давления зажима'' и ''зона давления разжима''. В зависимости от положения ВР масло поступает в ту или иную полость ГЦ4, ГЦ5, ГЦ6, ГЦ7, происходит ''зажим'' или ''разжим'' трубы. Далее масло по линии слива ВР сливается в бак. Регулирование скорости ''зажима'' и ''разжима'' трубы осуществляется с помощью дросселя ДР2, а контроль за давлением в системе осуществляет реле давления РД1. Визуальный контроль - манометр МН1.

Схема движения рабочей жидкости в линии ''зажим'' (''отжим'') труб.

ГЦ4(ПК)/ГЦ4(ШК)

БАК-НП1-Ф1-КО5 - КД1 - ДР2 - ВР - ГЦ5(ПК)/ГЦ5(ШК)

ГЦ6(ПК)/ГЦ6(ШК)

БАК - ГЦ7(ПК)/ГЦ7(ШК) - БАК

Схема 2 ''Зажим''

ГЦ4(ШК)/ГЦ4(ПК)

БАК-НП1-Ф1-КО5 - КД1 - ДР2 - ВР - ГЦ5(ШК)/ГЦ5(ПК)

ГЦ6(ШК)/ГЦ6(ПК)

БАК - ГЦ7(ШК)/ГЦ7(ПК) - БАК

Схема 3 '' Отжим'

3.6 Принцип работы гидросистемы промывочного станка

Обрабатываемую трубу вставляют в патрон станка и включают его. Включается в работу система смазки коробки скоростей. Оператор включает кнопку ''зажим'' и труба зажимается в патроне. Линия ''зажима'' (''разжима'') работает по схеме №3. Затем включается линия ''закрытия'' (''открытия'') управляемых вентилей В1, В2, В3. Оператор включает в работу насос НП1, затем кнопку ''открытие'', включаются электромагниты Y2, Y3, Y5 гидрораспределителей Р1, Р2, Р3. Происходит открывание вентилей В1, В2, В3. Затем включаются насосы НП2, НП3, НП4, НП5 и промывочная жидкость(эмульсия) начинает поступать на обработку трубы. После обработки, оператор выключает насосы НП2, НП3, НП4, НП5, по мере необходимости 'закрывает' управляемый вентиль В1 (или оставляет его открытым, для дальнейшей работы) и производит ''отжим'' трубы. Обработанную (промытую) трубу вынимают из патрона станка.

3.7 Расчет трубопроводов линии ''зажима''(''отжима'') труб

Участок 16-17-17-19-19А-20-21-22-23-24-25-26 - линия нагнетания

Q^max = Q^max ·4=7,64=30,4 л/мин, P^max =2 МПа; V_рек =2 м/с

 (3.8)

 (3.9)

мм

мм

Выбираем трубу: Æ 20·1 ГОСТ 8734 - 75

Участки: 27 - 28; 29 - 30; 31 - 32; 33 - 34 - линии напорно-сливные

Q^max = 7,64 л/мин, P₁ =2 МПа; V_рек =2 м/с

мм

мм

Выбираем трубу: Æ 20·1 ГОСТ 8734 - 75

Участки: 35 - 36; 37 - 38; 39 - 40; 41 - 42 - линии напорно-сливные

Q^max = 2,22 л/мин, P₁ =2 МПа; V_рек =2 м/с

мм

мм

Выбираем трубу: Æ 11·0,5 ГОСТ 8734 - 75

Участок: 43 -44 - 45 - 48 - 49 линии слива

Q^max = 7,64 л/мин, P₁ =2 МПа; V_рек =2 м/с

мм

мм

Выбираем трубу: Æ 20·1 ГОСТ 8734 - 75

3.8 Выбор гидроаппаратуры линии ''зажима''(''отжима'') труб

Клапан давления КД1

Выбираем гидроклапан давления: тип Г 54 - 23

Q_ном=40 л/мин; Q_max =63 л/мин;Pmax =2,5МПа; d_у=16 мм;

DР_ном= 0,25 МПа;

Дроссель ДР 2

Выбираем дроссель: тип ПГ 77 - 14

Q_min=0,25 л/мин; Q_max =80 л/мин; P^max =20 МПа; d_у= 20 мм; DР_ном =0,2 МПа

Реле давления РД1

Выбираем реле давления: тип ПГ 62 - 11

Контролируемое давление Р₁=0,6 - 5 МПа

3.9 Прочая гидроаппаратура

Манометр МН1 - МТП - 3 - 100 С ГОСТ 8625 - 77

Золотник включения манометра Тип ЗМ6 - 320, Р_ном = 32МПа

3.10 Определение потерь давления в гидроаппаратах и трубопроводах

Определение потерь давления в ГА

DР_Гаi = DР_Оi + AQ_i + BQ_i,(МПа) (3.10)

DР_О - давление открывания или настройки ГА

 (3.11)

 (3.12)

P_ном - потери давления в ГА при номинальном расходе

Q_max - максимальный расход через ГА

Q_i - расход жидкости через ГА фактический

Фильтр Ф1

Q_max =63 л/мин = 0,00105 м³/с; DР_ном= 0,12 МПа;

DР_О =0; Q_i =53 л/мин = 0,00088 м³/с

 МПа/м³

МПа/м³

DР_Ф1 =0+57· (0,00088)+54422· (0,00088)² = 0 + 0,05 + 0,042 = 0,092 МПа

Клапан обратный КО5

Q_max =80 л/мин =0,00133 м³/с; DР_ном= 0,25МПа; DР_О=0,1МПа; Q_i =0,00088 м³/с

МПа/м³

Мпа/м³

DР_КО5 = 0,1 + 56· (0,00088)+42399· (0,00088)²=0,1+0,049+0,033=0,18МПа

Дроссель ДР1

Q_max = 80 л/мин = 0,00133 м³/с; DР_ном = 0,2МПа;

DР_О= 0; Q_i = 2,3 л/мин = 0,00038 м³/с

 Мпа/м³

 МПа/м³

DР_ДР1=0+75· (0,00038)+ 56532· (0,00038)² = 0,0285 + 0,008 = 0,0365 МПа

Клапан давления КД1

Q_max = 63 л/мин = 0,00105 м³/с; DР_ном = 0,25 МПа;

DР_О = 0,15 МПа; Q_i = 30,4 л/мин = 0,00051 м³/с

МПа/м³

 МПа/м³

DР_КД1=0,15+48(0,00051)+45351(0,00051)²=0,015+0,025+0,012=0,19МПа

Дроссель ДР2

Q_max =80л/мин=0,00133м³/с; DР_ном =0,2МПа; Q_i ⁼30,4л/мин = 0,00051 м³/с

МПа/м³;

 МПа/м³

DР_ДР2=0+75· (0,00051)+ 56532· (0,00051)² = 0,0382 + 0,018 = 0,0562 МПа

Вращающийся распределитель ВР

Q_max = 80 л/мин = 0,00133 м³/с; DР_ном = 0,45МПа;

Q_i = 30,4 л/мин = 0,00051 м³/с

 МПа/м³;

МПа/м³

DР_вр= 0,086 + 0,033 = 0,12 МПа

Вращающийся распределитель ВР

Q_max = 80 л/мин = 0,00133 м³/с; DР_ном = 0,45МПа;

Q_i = 2,22·4 = 8,88 л/мин = 0,000147 м³/с

 МПа/м³;

МПа/м³

DР_вр =169· (0,000147) + 127197· (0,000147)² = 0,025 + 0,003 = 0,028 МПа.

3.11 Расчет потерь давления по длине трубопровода линии ''зажима''труб

Участок: 16-17 -18-19-19А -20-21-22-23-24-25-26 линия нагнетания

L =2,5 м ; Q_max=30,4 л/мин; V_рек= 2 м/с; dст =18мм

 (3.13)

< Reкр

Режим течения жидкости - ламинарный.

 (3.14)

 (3.15)

 (3.16)

 м/с < U_рек

Участки: 27 -28; 29 - 30; 31 -32; 33 - 34 - линии напорно-сливные

L_общ =0,5 м ; Q_max=7,6 л/мин; V_рек= 2 м/с; dст=10мм

 < Reкр

Режим течения жидкости - ламинарный.

 МПа

 м/с < U_рек

Участки: 35 - 36; 37 - 38; 39 - 40; 41 - 42 - линии напорно-сливные

L_общ =0,5 м ; Q_max=2,22 л/мин; V_рек= 2 м/с; dст=5мм

 < Reкр

Режим течения жидкости - ламинарный.

 МПа

 м/с < U_рек

Участок: 43 - 44 - 45-46 - 47 -48 - 49 линия слива

L_общ =2 м ; Q_max= 30,4 л/мин; V_рек= 2 м/с; dст=18мм

 < Reкр

Режим течения жидкости - ламинарный.

 МПа

 м/с < U_рек

Участок: 43 -44 -45- 46- 47- 48 - 49 линия слива

L_общ =2 м ; Q_max=2,22·4=8,88 л/мин; V_рек= 2 м/с; dст=18мм

 < Reкр

Режим течения жидкости - ламинарный.

 МПа

 м/с < U_рек

3.12 Определение местных потерь давления DРМ

Местные потери давления (DР_М) складывается из потерь в различных местных сопротивлениях (DР_Мi) и определяются по формуле:

 МПа (3.17)

где Q - л/мин; dст - мм; x - коэффициент местного сопротивления.

 МПа

 МПа

4. Разработка механизма зажима трубы

Механизм зажима трубы представляет собой совокупность цепного транспортера и рычажного механизма с гидравлическим приводом.

Труба, находящаяся на поверхности накопителя представляющего собой винтовой рольганг захватывается крюками цепного транспортера и перемещается к торцевой поверхности промывочного барабана.

На торцевой поверхности промывочного барабана расположены четыре гидроцилиндра с рычагами, на которых закреплены сменные вставки.

Сменные вставки отличаются друг от друга типоразмером в зависимости от диаметра обрабатываемой трубы.

Зажим трубы осуществляется следующим образом: при движении трубы по цепному транспортеру происходит перемещение поршня в поршневую полость гидроцилиндра при этом рычаг, закрепленный на штоке гидроцилиндра, движется на встречу крюку, труба, находящаяся между ними оказывается зажатой. В этот момент к трубе подводится сопло, через которое подается промывочная жидкость.

После промывки трубы сопло отводится в исходное положение, и поршень перемещается в направлении штоковой полости гидроцилиндра. Рычаг зажимного механизма движется по направлению цепного транспортера и труба, находящаяся между рычагом и крюком освобождается.

Труба скатывается по направляющим на рольганг.

Передаточный рольганг приводится в движение, и обработанная труба движется в упаковочный карман.

Пачка упаковывается и снимается электромостовым краном.

Схема стойки указана на рисунке 4.1

Рисунок 4.1 - Стоика транспортирующая и механизм зажима трубы

5. Разработка технологического процесса изготовления шестерни привода транспортера

В данной части рассмотрен технологический процесс изготовления цилиндрической шестерни входящей в состав привода транспортера промывочного станка. Существующий технологический процесс изготовления шестерни недостаточно совершенен, поэтому ниже представлен технологический процесс, удовлетворяющий всем современным требованиям машиностроения с применением станков с ЧПУ.

5.1 Описание конструкции и назначения детали

Зубчатые колеса (шестерни) широко используются в машиностроении в различных механизмах и служат для изменения передаточных отношений и для передачи крутящего момента.

Рассматриваемая шестерня имеет шпоночный паз для крепления её на валу и передачи крутящего момента, имеет простую цилиндрическую форму без ступицы. Посадочное место имеет две фаски 1 ´ 45^о и шероховатость R_а = 2,5 мкм. Шестерня цилиндрическая, прямозубая изготовлена из стали 38 ХС ГОСТ 4543 - 71. В целом деталь не габаритная и не требует специальных станочных приспособлений и оборудования для её обработки. Ниже приведена таблица 5.1 химического состав стали

Таблица 5.1 - Химический состав стали 38 ХС, %

5.2 Технологический контроль чертежа детали. Анализ технологичности конструкции детали

Чертеж детали соответствует требованиям стандартов и другим нормативным документам. Форма детали имеет рациональную компоновку, способствующую эффективным способам получения заготовки с минимальными припусками на механическую обработку. Материал детали сталь 38 ХС соответствует эксплуатационным требованиям, предъявляемым к детали. Количество размеров на чертеже достаточно для правильного его чтения и изготовления качественных деталей. Основные конструктивные элементы - радиусы детали - унифицированы. Мест труднодоступных для обработки деталь не имеет. В ходе технологического процесса необходимо выдержать все допуски и посадки, указанные на чертеже. А так же проследить за требуемой шероховатостью поверхности. Изготовление детали может производиться на типовых станках, типовом оборудовании при помощи стандартных режущих инструментов, контроль размеров может производиться непосредственным способом при помощи стандартных измерительных инструментов.

В целом деталь шестерня зубчатая является технологичной.

5.3 Выбор способа изготовления и формы заготовки

Общие исходные данные:

Материал детали - сталь 38 ХС ГОСТ 4543 - 71

Масса детали q = 0,9 кг

Годовая программа N = 50 штук

Данные приведены в таблице 5.2

Таблица 5.2 - Данные для расчета стоимости заготовки по вариантам

Стоимость заготовки по 1 варианту:

Масса заготовки:

, кг (5.1)

где  - обьем заготовки, см³:

 удельный вес стали,  = 7,85 г/см²

, см³

 , кг

стоимость заготовки:

, руб. (5.2)

где Кт, Кс, Кв, Км, Кп - коэффициенты, зависящие от класса точности, массы, марки материала, и объема производства заготовок;

С - стоимость 1 тонны заготовок принятых за базу, руб.;- масса заготовки, кг

 руб.

Стоимость заготовки по 2 варианту

Масса заготовки, кг

 кг

Стоимость заготовки:

 руб.

Таким образом, стоимость заготовки получаемой методом штамповки на кривошипном горячештамповочном прессе ниже, чем стоимость заготовки из сортового круглого проката, следовательно, её и выбираем для дальнейшего проектирования.

5.4 Выбор плана обработки детали

Шестерня представляет собой тело вращения, следовательно, однозначно предполагается токарная обработка детали. Она выполняет роль формообразующей и является основной в процессе изготовления детали. Поскольку необходимо произвести полную обработку, и нет возможности выполнить это за одну установку детали, то токарная операция выполняется с переустановкой детали.

Поскольку обработка детали предполагается в условиях единичного производства ремонтного комплекса предприятия, то основным видом оборудования будут являться универсальные станки, однако по заданию проекта необходимо применение станка с ЧПУ.

Рисунок 5.1 показывает пример детали

Предварительный маршрут технологического процесса обработки детали «Шестерня зубчатая» приведен в таблице 5.3.

Рисунок 5.1 - Эскиз детали

Таблица 5.32 Предварительный маршрут технологического процесса обработки детали «Шестерня зубчатая»

5.5 Выбор типа производства и формы организации технологического процесса

Шестерня зубчатая изготавливается в условиях ремонтного комплекса производства, и её изготовление осуществляется небольшими партиями, по мере износа и замены, выходящих из строя. Программа выпуска деталей составляет 50 штук в год.

В связи с этим изготовление подобных деталей осуществляется на специальных участках, которые относятся к службе главного механика и входят в группу ремонтного производства. Такие участки оснащены, в основном, универсальным оборудованием, поскольку они направлены на изготовление различного вида продукции, т.е производство, отличается большой номенклатурой изделий.