Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
ВСТУП
Сучасні металорізальні верстати, які використовують за кордоном обладнані несучою системою підвищеної жорсткості, мають швидкості обертання шпинделя більш як 25…27 тис. об/хв. а, механічну обробку виконують на підвищених режимах. Ці верстати мають високу продуктивність і забезпечують якісну оброблювану поверхню. Забезпечення аналогічних характеристик верстатів вітчизняного виробництва обмежується не тільки великими розмірами їх кінематичних ланцюгів а й конструкцією шпиндельних вузлів. Ці верстати можуть працювати на швидкостях до 1,6…2,0 тис. об/хв., що пов’язано з використанням роликових і шарикових підшипників.
В зв’язку з цим модернізація верстата мод. 6Б444, з науковим обґрунтуванням використання шпиндельних вузлів з гідростатичними опорами є актуальним і своєчасним.
Модернізація верстата повинна проводиться на підставі аналізу конструкції з врахуванням результатів огляду літературних та патентних матеріалів і сприяє більш ефективному використанню устаткування. За час експлуатації верстата з’являються нові технологічні процеси і нові інструменти, підвищується ступінь автоматизації виробництва, зростає продуктивність праці. Одночасно з’являються нові конструктивні рішення по окремих вузлах і механізмах верстатів із застосуванням більш зносостійких і міцних матеріалів. Все це призводить до необхідності модернізувати устаткування, наближаючи його технічні показники до рівня нових машин.
Пояснювальна записка містить: відомості про напрямки модернізації фрезерних верстатів, аналіз варіантів модернізацій, аналіз конструкції базової моделі верстата, задачі проектування. Проводиться розробка кінематичної схеми і кінематичний розрахунок модернізованого вузла – шпиндельної бабки, визначення потужності приводу головного руху, вибір електродвигуна і силовий розрахунок, розрахунок на міцність зубчатих коліс модернізованого верстату.
Наукова частина пов’язана з науковим обґрунтуванням раціональної конструкції шпиндельного вузла з гідростатичними підшипниками і є невід’ємною складальною частиною всієї роботи.
Графічна частина представлена: кресленням розгортки модернізованого верстата, кінематичної схеми, демонстраційного листа з можливими видами модернізації, структура рішень модернізації верстата.
В додатках містяться специфікації для кожного складальнго креслення.
1 ТЕХНОЛОГІЧНЕ ОБГРУНТУВАННЯ І МОДЕРНІЗАЦІЯ МЕТАЛОРІЗАЛЬНОГО ВЕРСТАТА
1.1Технологічне обгрунтування модернізації верстата. Аналіз конструкції базової моделі верстата
Загальні відомості. Верстат горизонтально-фрезерний моделі 6Б444 призначений для виконання універсальних фрезерних робіт в умовах одиничного та дрібносерійного виробництва при обробці деталей з чорних та кольорових металів. Верстат оснащений електроустаткуванням, що забезпечує високо - продуктивну обробку виробів із просторовою конфігурацією в автоматичних і ручних режимах методом копіювання. Основу комплексу складає автоматична копіювальна система, керування якої в автоматичних режимах здійснюється спеціальної релейно-контакторной схемою. Ця система здійснює одночасне переміщення інструмента по двох чи трьох координатах у залежності від обраного режиму обробки.
До складу комплексу входить також головний привід (обертання фрези), електроприводи допоміжних вузлів і механізмів.
Обертання шпинделя здійснюється від асинхронного двигуна через редуктор.
Подачі і настановні переміщення вузлів верстата здійснюються від двигунів постійного струму. Швидкість переміщення вузлів можна змінювати варіатором у діапазоні 6,3…1000мм/хв.
Кожен двигун подачі має регульований реверсивний тиристорний перетворювач.
До складу комплексу входять також електроприводи допоміжних вузлів і механізмів. Електроустаткування верстата набудоване і випробувано на стендах заводу-виготовлювача. Експлуатацію і ремонт електроустаткування верстата можна довірити тільки кваліфікованому електрику після ознайомлення з даним керівництвом і розміщенням електроустаткування на верстаті.
Привід подач. Переміщення робочих органів (столів, поперечки і шпиндельної бабки) здійснюється за допомогою трьох швидкодіючих електромеханічних приводів: горизонтального (х), вертикального (у) і осьового (z) із широким діапазоном регулювання швидкості виконавчого двигуна (див. принципову схему тиристорного перетворювача і принципову схему приводів подач). Усі приводи побудовані за схемою: тиристорний перетворювач двигун.
Для забезпечення необхідної точності підтримки швидкості приводи виконані у виді замкнутої системи регулювання з негативним зворотним зв'язком
по швидкості і з використанням тахогенератора як вимірювальний елемент.
При будь-якій зміні швидкості двигуна внаслідок зовнішніх збурювань (зміна навантаження й ін.) відбувається відповідна зміна вихідної напруги
тахогенератора, що є сигналом, що компенсує, для відновлення вихідної швидкості двигуна.
Сигнал, що задається, надходить на вхід варіатора подачі S10 і через рухливий контакт варіатора подається на вхід тиристорного перетворювача.
На другий вхід подається сигнал зворотного зв'язку по швидкості з тахогенератора.
При працюючому приводі тахогенератор розвиває ЭДС, що відповідає швидкості переміщення робочого органа. Ця ЕДС із полярністю, зворотної полярності опорного сигналу, порівнюється з напругою сигналу. Різниця напруги визначає швидкість переміщення робочого органа.
Основні відмінності приводу з тиристорним перетворювачем:
а) роздільне керування групами тиристорів при спрощеній схемі блоку логіки, що працює без інформації про струми;
б) одноконтурна система регулювання швидкості з Пі-регулятором, побудованим на базі інтегрального операційного підсилювача, з токоограничением у перехідних процесах;
в) харчування тиристорного керованого выпрямителя від джерела підвищеної частоти
г) застосування виконавчого двигуна постійного струму з гладким якорем з убудованими вентилятором охолодження і тахогенератором постійного струму.
Таблиця 1.1 – Технічна характеристика верстата
|
Найменування |
Дані |
|
1 |
2 |
|
Розмір робочих поверхонь |
|
|
стола виробу |
1000 2000 |
|
стола копіра |
1000 2000 |
|
Найбільше вертикальне переміщення шпиндельної бабки, мм |
800 |
|
Найбільше горизонтальне переміщення мм |
|
|
стола виробу |
1400 |
|
стола копіра |
1400 |
|
Найбільше осьове переміщення |
500 |
|
Додаткове ручне переміщення |
250 |
|
Число Т-образних пазів |
5 |
|
Найбільша відстань від торця шпинделя до робочої поверхні стола виробу, мм |
782 |
|
Відстань між пазами, мм |
200 |
|
Ширина паза |
28 |
|
Кінець шпинделя |
50 |
|
Частоти обертання шпинделя, об/хв |
25-2000 |
|
Кількість швидкостей шпинделя |
20 |
|
Найбільший крутний момент на шпинделі, кгс см |
10000 |
Продовження таблиці 1.1
|
Діапазон робочих подач, мм/хв. |
6,3-1000 6,3-1000 6,3-1000 |
|
вертикальної |
|
|
горизонтальної |
|
|
осьової |
|
|
Швидкість установочних переміщень, мм/хв |
4000 4000 4000 |
|
вертикальної |
|
|
горизонтальної |
|
|
осьової |
|
|
Діапазон періодичних подач, мм/ход |
0,4-112 |
|
Габаритні розміри верстата |
4260 4000 3500 |
|
довжина |
|
|
ширина |
|
|
висота |
|
|
Мощність головного приводу верстата кВт |
7,5 |
|
Найбільша маса оброблює мого виробу, кг |
5000 |
1.2 Огляд і аналіз технологічних та конструктивних рішень вузлів сучасних металорізальних верстатів і систем. Обгрунтування напрямків модернізації верстата
1.2.1 Напрямки модернізації фрезерних верстатів
Привід головного руху фрезерної бабки розміщений у цій бабці, що переміщається по стійці і складається із самі і коробки швидкостей, жорстко закріпленої на санях. Коробки швидкостей має шліфовані колеса з легованої хромом сталі і пристрій дистанційного переключення (за допомогою гідроциліндра) двох діапазонів частоти обертання шпинделя; у кожнім діапазоні здійснюється безступінчасте регулювання частоти обертання.
Електродвигун постійного струму потужністю 7,5кВт розвиває на шпинделі момент, що крутить, до 1000Нм, що дозволяє використовувати торцеві фрези діаметром до 200мм. Жорсткість шпинделя діаметром 100мм, виготовленого з високолегованої загартованої сталі, і довговічність комплекту радіально-упорних кулькопідшипників, встановлених з попереднім натягом, забезпечують глибоке (до 268мм) силове різання кінцевими фрезами, що вигідно відрізняє дані верстати від існуючих вітчизняних і закордонних аналогів.
З метою підвищити плавність переміщень бабки по стійці застосоване гідророзвантаження бабки від власної ваги за допомогою гідроциліндра, шарнірно з'єднаного із саньми. Закріплення інструмента в шпинделі верстата і його звільнення виробляються автоматично пружинно-гідравлічним пристроєм, що забезпечує зусилля затиску 20...25кН. При високій частоті обертання шпинделя його гільза примусово прохолоджується олією, що надходить від станція, що здійснює змазування коробки швидкостей.
Для збору стружки і відводу ЗОР перед салазками і за ними встановлені жолоби, усередині яких маються шкребки, прикріплені до столу. Вони зрушують стружку від середини жолоба до його кінців, де розташовані баки для збору стружки і ЗОР. Для запобігання напрямних і більш ефективного збору й евакуації стружки застосований телескопічний пристрій захисту салазок і станини, що має шатрову форму.
Для охолодження інструмента насос подає до шпинделя ЗОР (50л/хв), що через три сопла розподіляється в довжині інструмента. Насосна установка має комплект магнитны сепараторів і гідроциклонний пристрій для очищення ЗОР від включень розміром більш 10...15 мкм, що додатково підвищує стійкість інструмента і якість оброблюваної поверхні
1.2.2 Аналіз варіантів модернізацій.
В металорізальних верстатах до 60х років, самим розповсюдженим типом привода головного руху (ГР) є привод зі ступінчастим регулюванням швидкості.
В подальшому стали застосовувати комбіноване регулювання, яке поєднує трьох-швидкісний регулюємий електродвигун зі ступінчастою коробкою швидкостей
Після того як були розроблені та введенні на верстатах автоматизовані коробки швидкостей (АКШ), привод головного руху був розділений на дві частини - шпиндельну головку і редуктор, роль якого виконує АКШ.
Електродвигун через пасову передачу передає крутний момент АКШ, а з АКШ через пасову передачу крутний момент передається до шпиндельної головки, яка має кінематичну схему таку саму. З застосуванням АКШ попередня КШ привода головного руху стала простішою, а сама АКШ, завдяки електромагнітним муфтам, має порівняно малі габарити і її можна вбудувати в старий верстат при його модернізації.
В якості редуктора застосовується АКШ, яка з’єднана зі шпиндельною головкою через пасову передачу. Швидкості вихідного вала АКШ змінюють безпосередньо перемиканням електромагнітних муфт , які встановлені на валах.
Муфти перемикаються за допомогою ручного перемикача шляхом командоапарата або за програмою одночасним вмиканням двох електромагнітних муфт, розташованих на вихідному валу, досягається гальмування АКШ. В уніфікованих АКШ застосовуються електромагнітні муфти з безконтактним струмопроводом.
Муфти стандартизовані і їх розміри вибирають за моментом, при цьому враховується час перемикання. АКШ входять як складова частина в приводи головного руху різних верстатів, замінюючи звичайні кінематичні групи.
З появою електродвигунів з частотним регулюванням ( від 1об/хв до 4000об/хв), відпала необхідність і в АКШ. Замість коробок швидкостей стали застосовуватись шпиндельні головки
При модернізації старих металорізальних верстатів можна, використовувати електродвигун з частотним регулюванням, а також спростити кінематику привода головного руху до мінімуму.
Крім електромагнітних муфт в шпиндельних головках і модернізованих коробках швидкостей для перемикання зубчастих передач застосовуються стандартні малогабаритні гідроциліндри, приведені в довіднику по верстатним пристроям.
Окрім вище перерахованих способів модернізації верстатів можна також застосовувати встановлення на верстат магазин інструментів.
Винахід відноситься до обробки металів різанням і може бути використане у фрезерних і розточувальних верстатах [1]. Ціль винаходу - підвищення точності роботи за рахунок виключення навантаження на підшипники шпинделя при віджимі інструмента. Бабка верстата містить корпус 1. на якому розташований електродвигун 2, що передає обертання шпинделю 3 через зубчасту муфту 6 і зубчасте колесо 7, переміщуване двигуном 8. На корпусі 1 також закріплена стійка 13 підоймового механізму, що складає з важелів 14 і 15. На важелі 14, що діють твердими упорами 19 на втулці 20, розташований двигун 21, що робить віджим інструмента шляхом впливу своїм штоком 22, на важіль 15, що повертаючи навколо осі 16, діє твердими упорами 19 на рухливе кільце 23, розташоване на шпинделі 3 і через штифт 24 передавальне зусилля на штовхальник 25, що віджимає інструмент шляхом стиску пакета пружин 26, зусиллям якого производиться затиск інструмента гайкою 27, нагвинченої на штовхальник 25.
|
Рисунок.1.2 - Інструментальна бабка |
зачеплення блок шестірень 10 із зубчастим колесом 9 і напівмуфтою 6 рисунок 1.2.
Після цього включається двигун 2, що передає обертання шпинделю 3 прямо через напівмуфту 6 із внутрішнім зубом, і зубчасте колесо 7. При такій конструкції приводу обертання максимально припустима частота обертання шпинделя цілком визначається швидкохідністю двигуна 2 і підшипникова опори 4 шпинделі 3. У результаті зростає частота обертання шпинделя, збільшується ККД його приводу і полегшуються умови розгону і гальмування. При низькій частоті обертання шпинделя обертання двигуна 2 передається на шпиндель 3 через переборну групу, що складається з зубцюватої напівмуфти 6, зубчастого колеса 9 і рухливого блоку 10 шестірень. При цьому послу ocтановки двигуна 2 двигун 8 виводить із зачеплення зубчасте колесо 7 з напівмуфтою 6, а двигун 12 вводить у зачеплення блок шестірень 10 із зубчастим колесом 9 і напівмуфтою 6.[1]
Після закінчення обробки деталей відключають двигун 2, і роблять віджим інструмента двигуном 21, шток 22 якого впливає на важіль 15, що повертається навколо осі 16 і давить твердим упором 9 на рухливе кільце 23, що передає зусилля через штифт 24 на штовхальник 25, що впливає на оправлення з інструментом. Одночасне зусилля двигуна 21, закріпленого на важелі 14, діє на цей важіль, викликаючи поворот важеля 14 разом із двигуном 21 навколо осі 16 до упора важеля 14 у втулку 20, жорстко закріплену на шпинделі 3, замикаючи зусилля двигуна 21 на шпинделі 3, що звільняє підшипникові опори 4 і 5 від додаткового навантаження.
Винахід відноситься до верстатобудування і може бути використане у фрезерних верстатах з поворотною голівкою[2].
Ціль винаходу - розширення технологічних можливостей і спрощення конструкції.
Ціль досягається за рахунок того, що збільшується діапазон повороту фрезерних голівок і виключається вплив на голівку додаткової сили, рівної ваги электро- і гідрокомунікацій .
Металорізальний верстат містить шпиндельну бабку 1, встановлену в поперечці 2 з можливістю вертикального переміщення. Поперечка 2 змонтована на траверсі 3 з можливістю горизонтального переміщення рисунок 1.2, а.
У шпиндельній бабці 1 на підшипниках 4 і 5 установлений порожній вертикальний вал 6, до нижнього торця якого прикріплена своїм корпусом фрезерна поворотна голівка 7. Порожній вал 6 приводить в обертання голівку 7 навколо вертикальної осі О1 О2, на кут плюс-мінус 180 .У поворотній голівці 7 установлений поворотний вертлюг 8, у якому змонтований робочий обертовий шпиндель 9 із фрезою 10. Поворотний вертлюг 8 може обертатися навколо горизонтальної осі O1 О2, на кут плюс 110°. Усередині верхньої частини шпиндельної бабки 1 встановлені електродвигун, коробка швидкостей, вихідний вал 11 якої змонтований усередині порожнього вала 6. Вихідний вал 11 з'єднаний зі шпинделем 9 кінематичним ланцюгом (не показана), що допускає поворот вертлюга. Можлива також конструкція фрезерної голівки, наприклад, високошвидкісний з однією швидкістю обертання, у якій електродвигун головного руху встановлюється на вертлюгу 8, а шпиндель 9 безпосередньо з'єднаний з його валом. Обертання порожнього поворотного вала 6 здійснюється через зубчасту передачу 12 і 13 від редуктора 14 до електродвигуна 15.
|
а |
б |
|
Рисунок 1.3. а – зображена шпиндельна бабка металорізального верстата, оснащеного пристроєм для підвода гнучких електро і гідро комунікацій, б – зображено вид А, в – головка повернена на кут 900 |
в |
На задньому торці шпиндельної бабки 1 закріплена роздавальна коробка 18, до якої закріплені штанги 19 электро- і гідрокомунікацій, у яких розташовані електропроводи для подачі електричної енергії до двигуна, установленому на вертлюгу 8, і для зв'язку індукційних датчиків 16 і 17 із системою програм багато керування верстата, а також шланги 19 для подачі змащення і СОР, число шлангів може бути різним. Інший кінець шлангів закріплений у прийомній коробці 20, прикріпленої до кронштейна 21, встановленому в корпусі фрезерної голівки 7.
Середні частини шлангів 19 закріплені в пристрої для напрямку комунікації, що виключає їх захлестиваніє за зовнішню поверхню шпиндельної бабки 1 і передчасний вихід з ладу.
Пристрій для напрямку виконано у виді двох важелів, до вільні-кінцям яких прикріплені шланги 19 важеля 22, установленого на шпиндельній бабці 1, і важеля 23, установленого в кронштейні 21, прикріпленого до корпуса фрезерної голівки 7. Осі обертання важелів 22 і 23 розташовані паралельно осі обертання фрезерної голівки 7, т. то осі вала 6. На валу 24 важеля 22 закріплений блок 25. На задній кінець порожнього вала 6 і на блок 25 намотано кілька рядів тросика 26, кінці якого закріплені (притиснуті) гвинтами до зовнішньої поверхні блоку 25. Діаметр останнього виконаний у два рази більшим, ніж діаметр заднього кінця порожнього вала 6. Тросик 26, намотаний на задній кінець порожнього вала 6,- і блок 25 утворять кінематичну передачу з понижуючою редукцією, що має передатне відношення 0,5. Важіль 22 виконаний цільним. Важіль 23 на свобідному кінці має поворотну насадки 27 у якій закріплені шланги 19. Насадка 27 важеля 23 виключає перегин шлангів 19 при повороті фрезерної голівки 7 на максимальний кут.
Верстат працює в такий спосіб: У вихідному положенні шланги 19 розташовані приблизно в одній площині.
При повороті фрезерної голівки 7 на α=90° (для приклада прийнятий поворот проти вартовий стрілки) важіль 22 примусово повертається на кут у два рази менший, тобто β=45 Важіль 23 самостійно повертається на якийсь кут, обумовлений натягом шлангів 19. При подальшому повороті фрезерної голівки 7, наприклад, на кут α=180, важіль 22 повертається відповідно на кут β=90. При цьому важіль 23 повертається також на якийсь кут, приблизно 90° щодо вихідного положення, обумовлений натягом шлангів.
Таким чином, при повороті фрезерної голівки 7 на кут α = ±180 шланги 19 розташовуються в просторі по кривої лінії, що нагадує гвинтову й обгинає шпиндельну бабку 1. Це виключає тертя шлангів 19 ,об поверхню шпиндельної бабки 1, що збільшує їхній термін служби.
Для модернізації також можна застосувати різні автоматичних затискних механізмів.
|
Рисунок.1.4 - Види автоматичних затискних механізмів. |
Пристрій для обробки фасоних поверхонь. Пристрій містить приводний вал 1, що має східчасту эксцентриковую шейку 2, з'єднаний зі шпинделем верстата (не показаний) [3]. На шейку 2 установлена планшайба 3 за допомогою підшипника 4. Планшайба 3 упирається в підшипник 5, розташований у корпусі 6. Мається обмежник 7 проворота планшайби 3 щодо корпуса 6. Планшайба 3 з'єднана з інструментотримачем 8 за допомогою пружних елементів 9. На шейку 10 приводного вала установлено водило 11, на торці якого виконаний торцевий кулачок. Торцевий кулачок знаходиться до контакті з упором 12, розташованим на інструментотримачем 8. Упор .12 виконаний у виді завзятого підшипника.
Пружні елементи 9 забезпечують безперервність контактів у ланцюзі: кулачок - упор - власник інструмента. На власнику закріплений інструмент 13, що має робочий профіль, негативний профілю оброблюваного виробу 14, що закріплюється на столі верстата 15. Δ - зазор, розкривається плавно між інструментом 13 і заготівлею 14 по всьому контурі обробки за один цикл. Кожух 16 служить для запобігання влучення в порожнину пристрою абразивної суспензії, подаваної в зону обробки. Пружні елементи 9 рисунок 1.5 являють собою Ш - образні плоскі пружини рисунок 1.6 у кількості не менш двох штук, рівномірно розташовані по окружності планшайби. Крайні пелюстки пружини з'єднані з інструментотримачем 8, а середній - із планшайбою 3.
|
Рисунок 1.5 – Пристрій для вихрекопировальной обробки фасонних поверхонь. |
Рисунок 1.2 – Конструкція упругого елемента |
Пропонований пристрій працює в такий спосіб. Вал 1 пристрою одержує обертальний рух від шпинделя верстата. При цьому планшайба 3 завдяки обмежнику проворота 7 одержує поступальний круговий рух з частотою, рівній частоті обертання вала 1. Аналогічний рух одержує власника, з'єднаний із планшайбою за допомогою пружних елементів 9. Обертальний рух вала 1 одночасно передається водило 11, торець якого являє собою торцевий кулачок. Обертання останнього приводить до осьових коливальних рухів власника. інструментотримачем разом із закріпленим на ньому інструментом одержує як поступальне кругове, так і осьове коливальне руху. Пружні елементи 9 виконують також роль обмежника проворота інструментотримачем 8 щодо планшайби 3.
Спосіб фрезерования різьби і пристрій для його здійснення. Ціль винаходу - підвищення точності обробки, що досягається шляхом усунення кінематичної погрішності, що виникає при фрезеруванні різьблення у виді огранювання" на різьбовій поверхні деталі [4].
На рисунку 1.6 схематично показаний пристрій для фрезерування різьблення розріз; на рисунку 1.6,а перетин А-А на рисунок 1.6,б - перетин Б-Б (схема обробки деталі),
Пристрій містить корпус І у виді втулки, жорстко зв'язаної з перехідною втулкою 2, встановленої в шпинделі верстата, 8 корпусі 1 у виді втулки виконана гайка з кроком різьблення, рівним кроку оброблюваного різьблення, що взаємодіє з гвинтом встановленої в корпусі обойми 3, жорстко зв'язаної з гвинтовою фрезою 4, що взаємодіє з деталлю 5, Зуби фрези розташовані по гвинтовій лінії з профілем із шагом нарізаємо різьби. У корпусі І виконані рівнобіжні його осі отвору для установки пружин 6 стиску, закріплених щодо корпуса регулювальними гвинтами 7. Для обмеження величини повороту фрези щодо корпуса 1 в останньому виконаний паз, а в обоймі 3 установлений змінний фіксатор 8.
|
а |
|
|
Рисунок 1.6 - Пристрій для фрезерування різьби. а – перетин А-А, б – схема обробки деталі |
|
|
б |
Мета - підвищення точності і продуктивності шляхом стабілізації силового параметра при обробці по трьох координатних осях, забезпечення оптимального значення подачі на врізання і повторного позиціонування столу у вихідну координату з високою точністю в напрямку трьох координатних осей, причому одночасного повторного позиціонування в напрямку двох координатних осей [5].
Верстат складається з підстави 1 рисунок 1.7, на якому встановлена станина 2, консолі 3, закріпленої на направляючих 4 станини 2. Усередині станини 2 розміщений привід головного руху (не показаний), усередині консолі 3 розміщений привід подач, що складає із кінематичного ланцюга точного повторного позиціонування і кінематичного ланцюга стабілізації силового параметра. Ланцюг точного повторного позиціонування має вхідний вал 5, на протилежному кінці якого встановлена електрична муфта 6, кінематично з'єднана з повідцем 7, виконаним у виді повного циліндра, усередині якого проходить вал 5, а на зовнішній його поверхні 8 установлене: зубчасте колесо 9 для приводу кулачка 10, що керує мікроперемикачами 11 і 12, і зубчасте колесо 13, з'єднане, наприклад, гвинтами 14 і штифтами 15 зі стопором 16. Зубчасте колесо 13 і стопор 16 притиснуті пружиною 17 до фланцевого виступу 18 повідця 7 через зносостійкі опори 19 і входить у зачеплення з зубчастим колесом 20, що з'єднано з повідцем-упором 21 і розташовано на валу 22. Кінематичний ланцюг стабілізації силового параметра складається з електродвигуна 23, сполученого муфтою 24 із вхідним валом 5, на якому встановлене зубчасте колесо 25, що входить у зачеплення з колесом 26, з'єднаним з електромагнітною муфтою 27, що знаходяться на валу 22. Повідець-упор 21 сполучений з електромуфтою 28 і валом 22, на якому встановлене зубчасте колесо 29, що передає обертання колесу 30 і валу 31, на якому встановлене два колеса 32. Гвинт 33 вертикального переміщення консолі 3 сполучений з валом 31 через колеса 32 і 34 за допомогою електромуфта 35, установленої на валу 36, на якому встановлене конічне колесо 37, сполучене з колесом 38. Гвинт 39 подовжнього переміщення столу 40 зв'язаний з валом 31 за допомогою зубчастих коліс 41 і 42 валів 43 і 44, конічної пари 45 і 46 і електромуфта 47, ходовий гвинт 48 поперечного переміщення столу 40 зв'язаний з валом 31 за допомогою зубчастих коліс 49 і 50, електромуфта 51, коліс 41, 32 і валів 36 і 43. Для відліку координатних переміщень на виконавчих органах верстата встановлені датчики 52-54 лінійних переміщень, а для управління верстатом установлена система 55 ЧПУ, кожен кадр програми якої несе інформацію про значення осей координат і координат крапок позиціонування, допоміжні команди для реалізації функцій управління швидкостями і подачами виконавчих органів рисунок 1.7 б.
Система 55 ЧПК зв'язана з блоком 56 електроавтоматики верстата. Блок 56 електроавтоматики верстата електрино зв'язаний з верстатним пультом 57 оператора і розташованим у ньому задатчиком 58 на врізання, що служить для завдання установки швидкості оптимальної форсованої подачі на врізання, у виді еталона напруги Uф.п пропорційно її значенню, тиристорним перетворювачем 59 приводу лінійних переміщень, приводом 60 точного повторного позиціонування і приводом 61 головного руху. Інформація про процес різання 62 через вимірювальний перетворювач 63 надходить у блок 64 стабілізації силового параметра, у якому розташований задатчик 65 рівня стабілізації силового параметра, службовець для завдання установки потужності на різання у виді еталона напруги Uр. У блоці 56 електроавтоматики верстата виконана зв'язана з ним, схема 66 переключення еталонів напруги уставок величини подачі на врізання Uф.п: робочої Up і прискореної Uyc за допомогою контактів К1 ,К2 КЗ і К4 рисунок 1.7 в.
Верстат працює в такий спосіб. У запам'ятовуюче пристрій системи 55 ЧПУ рисунок 1.7 б уводять програму на обробку деталі, а за допомогою задатчика 65 рівня стабілізації силового параметра, розташованого в блоці 64 задають величину уставки Up , пропорційну потужності на різання. Задатчиком 58 задають
|
а |
б |
|
в |
|
|
Рисунок 1.7 – Фрезерний верстат а- кінематична схема верстата б – блок-схема електричних зв’язків, в – схема обробки, г – схема переключення еталонів напруги установок величини подачі |
г |
величину уставки Up , що визначає оптимальне значення форсованої подачі на врізання. При надходженні команди "Пуск", з пульта 57 оператора, із запам'ятовуючого пристрою системи 55 ЧПУ, автоматично вибирається черговий кадр програми, що відпрацьовується в наступній послідовності: наприклад, при фрезеруванні поверхонь А, Б и паза В рисунок 1.7,г автоматично включається привід головного руху не показаний , із системи ЧПУ надходить еталон напруги Uycк відповідний уставки швидкості прискореної подачі, що через блок 56 електроавтоматики і замкнутий контакт К1 рисунок 1.7, д впливає на тиристорний перетворювач 59 приводу лінійних переміщень, забезпечуючи обертання електродвигуна 23 з частотою обертання, пропорційної прискореного ходу. При цьому здійснюється підведення заготівлі по осі (+Х) на прискореному ходу до інструмента рисунок 1.7 а,г, для обробки поверхні А включається электромуфта 27 і обертання від електродвигуна 23 через муфту 24 передається вхідному валу 5 і далі через зубцювату пару 25 і 26 валу 22. З останнього через зубчасті колеса 29 і 30 обертання переміщається валу 31 і далі зубчастою передачею 32,41 і 42 при включеній муфті 47 валу 43 і конічній парі 45 і 44 і через конічну пару 46 ходовому гвинту 39 подовжнього переміщення столу 40 по осі (+Х).
2 ОБГРУНТУВАННЯ І ПРАКТИЧНИЙ АНАЛІЗ ПРИЙНЯТИХ ДО ПРОЕКТУВАННЯ ВАРІАНТІВ ВУЗЛІВ
2.1 Аналіз конструкції базової моделі верстата
Загальні відомості. Верстат горизонтально-фрезерний моделі 6Б444 призначений для виконання універсальних фрезерних робіт в умовах одиничного та дрібносерійного виробництва при обробці деталей з чорних та кольорових металів. Верстат оснащений електроустаткуванням, що забезпечує високо - продуктивну обробку виробів із просторовою конфігурацією в автоматичних і ручних режимах методом копіювання. Основу комплексу складає автоматична копіювальна система, керування якої в автоматичних режимах здійснюється спеціальної релейно-контакторной схемою. Ця система здійснює одночасне переміщення інструмента по двох чи трьох координатах у залежності від обраного режиму обробки.
Таблиця 2.1 – Технічна характеристика.
|
Найменування |
Дані |
|
1 |
2 |
|
Розмір робочих поверхонь |
|
|
стола виробу |
1000 2000 |
|
стола копіра |
1000 2000 |
|
Найбільше вертикальне переміщення шпиндельної бабки, мм |
800 |
|
Найбільше горизонтальне переміщення мм |
|
|
стола виробу |
1400 |
|
стола копіра |
1400 |
|
Найбільше осьове переміщення |
500 |
|
Додаткове ручне переміщення |
250 |
|
Найбільша відстань від торця шпинделя до робочої поверхні стола виробу, мм |
782 |
|
Відстань між пазами, мм |
200 |
|
Ширина паза |
28 |
|
Кінець шпинделя |
50 |
|
Частоти обертання шпинделя, об/хв |
25-2000 |
|
Кількість швидкостей шпинделя |
20 |
|
Найбільший крутний момент на шпинделі, кгс см |
10000 |
Продовження таблиці 2.1
|
1 |
2 |
|
Діапазон робочих подач, мм/хв. |
|
|
вертикальної |
6,3-1000 |
|
горизонтальної |
6,3-1000 |
|
осьової |
6,3-1000 |
|
Швидкість установочних переміщень, мм/хв |
|
|
вертикальної |
4000 |
|
горизонтальної |
4000 |
|
осьової |
4000 |
|
Діапазон періодичних подач, мм/ход |
0,4-112 |
|
Габаритні розміри верстата |
|
|
довжина |
4260 |
|
ширина |
4000 |
|
висота |
3500 |
|
Мощність головного приводу верстата кВт |
7,5 |
|
Найбільша маса оброблює мого виробу, кг |
5000 |
До складу комплексу входить також головний привід (обертання фрези), електроприводи допоміжних вузлів і механізмів.
Таблиця 2.2 – Технична характеристика гідро обладнання і системзмащування верстата.
|
Найменування параметрів |
Данні |
|
1. Марка мастила для змащування |
Турбіне 22П ГОСТ 32-74 |
|
2. Насос пластинчатий станції гідроприводу Тип |
Г12-31 |
|
Продуктивність |
8 |
|
Тиск, кгс/см2 |
63 |
|
3. Фільтр пластинчатий |
0,08Г41-12 |
|
4. Фільтр тонкої очистки |
|
|
5. Гідропневмоакамулятор Тип |
АПХ-40/160 |
|
Об’єм, л |
40 |
|
Номінальний тиск, кгс/см2 |
160 |
Обертання шпинделя здійснюється від асинхронного двигуна через редуктор.
Подачі і настановні переміщення вузлів верстата здійснюються від двигунів постійного струму. Швидкість переміщення вузлів можна змінювати варіатором у діапазоні 6,3…1000мм/хв.
Кожен двигун подачі має регульований реверсивний тиристорний перетворювач.
До складу комплексу входять також електроприводи допоміжних вузлів і механізмів. Електроустаткування верстата набудоване і випробувано на стендах заводу-виготовлювача. Експлуатацію і ремонт електроустаткування верстата можна довірити тільки кваліфікованому електрику після ознайомлення з даним керівництвом і розміщенням електроустаткування на верстаті.
Кінематична схема та графік частот зображено на рисунку 2.1, на рисунку 2.2 зображена схема змащування верстата моделі 6Б444.
2.2 Обгрунтування і аналізприйнятих до проектування техпологічних рішень. Задачі проектування.
Мета роботи – розширення технологічних можливостей верстата і підвищення якості оброблюваної поверхні на основі науково обґрунтованих рішень.
Для досягнення цієї мети були поставлені і вирішені задачі:
Мета наукової частини роботи – наукове обґрунтування конструктивних і технічних рішень, які приймаються під час модернізації верстата. Задачі, які вирішуються для досягнення цієї мети органічно пов’язані з першою частиною роботи і розглядаються окремо.
Важливо підкреслити, що технологічне обґрунтування модернізації верстата пов’язане з виготовленням штампа для отримання лопатки турбіни, що, звичайно, попередньо без аналізу технологічного процесу його механічної обробки конкретизує поставлені задачі.
3 ПРОЕКТУВАННЯ ВУЗЛІВ МЕТАЛОРІЗАЛЬНОГО ВЕРСТАТА
3.1 Розробка кінематичної схеми і кінематичний розрахунок приводу головного руху
При розробці кінематичної схеми шпиндельної бабки спрощуємо схему базового верстату рисунок 3.1. Для полегшення кінематичних розрахунків складаємо табл.3.1.
Таблиця 3.1
|
№ п/п |
Число зуб’ів z |
Модуль m, мм |
Ділильний діаметр d, мм |
Ширина зубчатого вінця b, мм |
Передаточне відношення i |
|
1 |
31 |
2,5 |
83 |
12 |
1,06 |
|
2 |
29 |
74 |
12 |
||
|
3 |
29 |
2,5 |
74 |
12 |
1,06 |
|
4 |
31 |
83 |
12 |
||
|
4 |
31 |
2,5 |
83 |
12 |
1,61 |
|
5 |
50 |
123 |
12 |
||
|
6 |
38 |
2,5 |
100 |
12 |
1,05 |
|
7 |
40 |
105 |
12 |
||
|
8 |
32 |
3 |
85 |
27 |
1 |
|
9 |
32 |
85 |
8 |
||
|
10 |
45 |
3 |
139 |
12 |
1,21 |
|
11 |
37 |
113 |
14 |
||
|
12 |
59 |
3 |
180 |
20 |
1,25 |
|
13 |
47 |
140 |
51 |
Будуємо графік частот обертання шпинделя рисунок 3.1.
3.2 Визначення потужності приводу головного руху, вибір електродвигуна і силовий розрахунок.
Для приводу головного руху приймаємо трьохфазний короткозамкнутий частотно-регулюємий асинхронний двигун збільшеної точності по встановлювальним та з’єднувальним розмірам з природним охолодженням і вбудованим температурним захистом 4А132СЧПУ3 ТУ16-510.760-81.
Технічні данні: : Nдв = 7,5кВт, nдв=1450об/хв, d=38мм, m=150кг, , cosφ=0,88, η=90%, Мдоп=30Нм, Uном=380В.
Крутний момент на валу електродвигуна:
(3.1)
де Nе – потужність електродвигуна,
пе – число оборотів вала електродвигуна.
МПа.
Крутний момент на першому валу шпиндельної бабки:
(3.2
де ηзм=0,98 – ККД зубчатої муфти;
ηп=0,99 – ККД підшипників (1–пара)
МПа.
3.2.1 Розрахунок модулів передач виконуємо для тих передач, при роботі яких найбільше повно використовується потужність верстата. Вибір цих передач робимо за графіком частот обертання. Для групи передач приймається один модуль [10].
При проектному розрахунку циліндричних зубчастих передач модуль визначаємо відповідно до ГОСТ 21.354–76.
а) розрахунок за контактними напругами:
(3.3)
б) розрахунок за напругами вигину:
(3.4)
де Kd, Km – допоміжні коефіцієнти. Для прямозубих передач: Kd,=770, Km=14;
z – число зубів шестірні;
u – передаточне число;
KHβ, KFβ – коефіцієнти, що враховують нерівномірність розподілу навантаження по ширині зубцюватого вінця. Приймаємо: KHβ=1,14, KFβ=1,55;
TK – крутний момент на шестерні;
– коефіцієнт довжини зуб’їв (0,2...0,4). Приймаємо ψbd=0,3;
YF – коефіцієнт форми зуба. Приймають у залежності від числа зубів шестерні за таблицею 1.3.
Таблиця 1.3
|
Z |
18 |
20 |
25 |
30 |
40 |
50 |
60 |
80 |
100 |
|
YF |
4,20 |
4,08 |
3,90 |
3,80 |
3,70 |
3,65 |
3,63 |
3,61 |
3,60 |
Перша група передач. Крутний момент на II валу розраховуємо по формулі:
(3.5)
iк – передаточне відношення першої групи.
Мінімальний момент на II валу:
Максимальний момент на II валу:
Як матеріал зубчастих коліс приймаємо сталь 40Х. (цементація з загартуванням); σFp =210МПа, σHp=1100МПа.
Перша передача першої групи ( і= 1/1,06 – сповільнююча, z=29, YF=3,79) . При розрахунках на міцність ураховуємо крутний момент на першому валу .
а) розрахунок за контактними напругами:
б) розрахунок за напругами вигину:
Друга передача першої групи (і= 1/1,72 – сповільнююча, z=22, YF=4,2). При розрахунках на міцність ураховуємо крутний момент на першому валу .
а) розрахунок за контактними напругами:
б) розрахунок за напругами вигину:
Приймаємо модуль зачеплення першої групи передач: m = 2,5мм.
Друга група передач. Крутний момент на III валу розраховуємо по формулам:
Мінімальний
(3.6)
Максимальний
(3.7)
Мінімальний момент на III валу:
Максимальний момент на III валу:
Перша передача другої групи ( і2= 1/1,05 – сповільнююча, z=38, YF=3,82). При розрахунках на міцність ураховуємо крутний момент на другому валу .
а) розрахунок за контактними напругами:
б) розрахунок за напругами вигину:
Друга передача другої групи ( і4= 1/1,61– сповільнююча, z=31, YF=3,81). При розрахунках на міцність ураховуємо крутний момент на другому валу .
а) розрахунок за контактними напругами:
б) розрахунок за напругами вигину:
Приймаємо модуль зачеплення другої групи передач: m = 2,5мм.
Третя група передач. Максимальний крутний момент на ІV валу:
(3.8)
Мінімальний крутний момент на ІV валу:
(3.9)
.
Передача третьої групи (і= 1 – пряма, z=31, YF=3,82). При розрахунках на міцність ураховуємо крутний момент на третьому валу .
а) розрахунок за контактними напругами:
б) розрахунок за напругами вигину:
Приймаємо модуль зачеплення третьої групи передач: m=2,5мм.
Четверта група передач. ( і= 1/1,21 – пряма, z=45, YF=369). Розрахунок ведемо за
а) розрахунок за контактними напругами:
б) розрахунок за напругами вигину:
Приймаємо модуль зачеплення четвертої групи передач: m=3 мм.
П’ята група передач.
Максимальний крутний момент на шпиндельному валу:
(3.10)
Мінімальний крутний момент на шпиндельному валу:
(3.11)
.
Перша передача п’ята групи (і9= 1,25– підвищуюча, z=59, YF=3,62).
а) розрахунок за контактними напругами:
б) розрахунок за напругами вигину:
Приймаємо модуль зачеплення четвертої групи передач: m=3 мм.
3.3 Силовий розрахунок вала
Для розрахунку вибираємо V вал коробки швидкостей.
3.3.1 Крутний момент на валу електродвигуна:
(3.12)
де Nе – потужність електродвигуна,
пе – число оборотів вала електродвигуна.
МПа.
3.3.2 Крутний момент на V валі коробки швидкостей
Середній діаметр вала Ø50 мм
Розмір с=60 мм, а=30мм, розмір в=150 мм
3.3.3 Будуємо розрахункову схему валу з розташуванням всіх сил. Колова сила на шестерні:
(3.13)
де Т1 – момент на першому валу;
d – діаметр шестерні.
Радіальна сила [9, стор.3]:
Рр1=0,48Р=0,48·230,3=110,54Н.
Рр2=0,48Р=0,48·324,1=154,27Н.
Осьова сила Р0=0.
а) в вертикальній площині
б) в горизонтальній площині
3.3.4 Будуємо епюри згинаючих моментів (рисунок 3.2).
а) в вертикальній площині (Mx)
б) в горизонтальній площині (My)
3.3.5 Визначаємо сумарний момент:
3.3.6 Визначаємо еквівалентний момент в небезпечному перерізу – в місці встановлення шестерні:
3.4 Розрахунок статичної міцності валу
3.4.1 Визначаємо номінальні напруги згину і кручення першого валу.
Напруги згину визначаємо за формулою:
(3.14)
Напруги кручення:
(3.15)
; .
3.4.2 Визначаємо коефіцієнту запасу міцності при згину:
(3.16)
де σТ – границя текучості матеріалу валу [10, табл.1] (σТ=650МПа для стали 45).
.
Визначаємо коефіцієнту запасу міцності при крученні:
(3.17)
де τТ – границя текучості при крученні [10, табл.1] (τТ=390МПа для стали 45).
.
3.4.3 Визначаємо запас міцності за границею текучості:
(3.18)
умова виконується.
3.5. Розрахунок на втому
3.5.1 Запас опору втоми першого валу:
(3.19)
де nσ – запас опору втоми за згином:
(3.20)
σ-1 – допустимі напруги згину при циклічних навантаженнях [10, табл.1];
ψσ – коефіцієнт, що враховує пульсацію навантаження;
kd – коефіцієнт, що враховує вплив абсолютних розмірів [10, табл.7];
kf – коефіцієнт, що враховує стан поверхні валу [10, табл.5];
kσ – коефіцієнт, що враховує концентрації напруг для валів зі шліцями [10, табл.3];
nτ – запас опору втоми за крученням:
(3.21)
τ-1 – допустимі напруги кручення при циклічних навантаженнях [10, табл.1];
ψτ – коефіцієнт, що враховує пульсацію навантаження;
kτ – коефіцієнт, що враховує концентрації напруг для валів зі шліцями [3, табл.3].
Розрахунок втоми виконуємо за номінальним навантаженням, цикли напруг згину – симетричні, а напруг кручення – віднулеві. Тобто:
σа = σЗ=135,14МПа, σт =0, τа =τт =τКР/2=4,1МПа.
Механічні властивості сталі 45 [10, табл.1]: НВ=270; σв=900МПа2, σТ=650МПа, σ-1=380МПа, τ-1=230МПа, τТ=390МПа.
ψσ=0,1; ψτ =0,05;
За табл.3 kσ =1,7; kτ =1,55 (для евольвентних шліців).
За табл.5 kf =1,18.
За табл.7 kd =0,81 (для згину), kd =0,76 (для кручення).
Проводимо розрахунки:
– умова виконується.
3.5.2 Запас опору втоми другого валу розраховуємо за формулами (3.18), (3.19) та (3.20). Розрахунок втоми виконуємо за номінальним навантаженням, цикли напруг згину – симетричні, а напруг кручення – віднулеві. Тобто:
σа = σЗ=83,71МПа, σт =0, τа =τт =τКР/2=9,995МПа.
Механічні властивості сталі 45 [10, табл.1]: НВ=270; σв=900МПа2, σТ=650МПа, σ-1=380МПа, τ-1=230МПа, τТ=390МПа.
ψσ=0,1; ψτ =0,05;
За табл.3 kσ =1,7; kτ =1,55 (для евольвентних шліців).
За табл.5 kf =1,18.
За табл.7 kd =0,81 (для згину), kd =0,76 (для кручення).
Проводимо розрахунки:
– умова виконується.
3.5.3 Розрахунок корисну потужність яку може передати зубчасте колесо.
Розрахунки ведемо за джерелом [11]. Корисна потужність, яку може передати зубчате колесо, визначається як менше з двох значень потужностей, що отримуються розрахунок на згин та за контактними напругами.
При розрахунках користуємось формулами:
Для напруг вигину:
МПа2 (3.22)
Для контактних напруг:
МПа (3.23)
де z – число зуб’їв;
N – корисна потужність, кВт;
m – модуль, мм;
b – ширина зубчатого колеса, мм;
n – частота обертання, об/хв.;
y – коефіцієнт форми зуба;
d – діаметр ділильного кола, мм;
i – передаточне відношення.
Корисна потужність визначається за формулою:
(3.24)
де NТ – потужність, що передається зубчатим колесом, кВт;
NД – потужність, що витрачається на динамічні навантаження, кВт.
Проведемо розрахунки для двигуна з потужністю N=7,5кВт з частотою обертання 1450об/хв.
Перший вал.
Для наруг згину NТ=1,58 [4, табл.2], для контактних напруг NТ=0,659 [11, табл.3], динамічні навантаження NД=0,053 [11, табл.4].
кВт.
МПа.
кВт.
МПа.
Для наруг згину NТ=1 [4, табл.2], для контактних напруг NТ=0,380 [11, табл.3], динамічні навантаження NД=0,015 [11, табл.4].
кВт.
МПа.
кВт.
МПа.
Другий вал.
Для наруг згину NТ=1,58 [11, табл.2], для контактних напруг NТ=0,659 [11, табл.3], динамічні навантаження NД=0,053 [10, табл.4].
кВт.
МПа.
кВт.
МПа.
Для наруг згину NТ=1,40[11, табл.2], для контактних напруг NТ=1,200 [11, табл.3], динамічні навантаження NД=0,023 [4, табл.4].
кВт.
МПа.
кВт.
МПа.
Третій вал.
Для наруг згину NТ=1,59 [4, табл.2], для контактних напруг NТ=0,75 [11, табл.3], динамічні навантаження NД=0,019 [11, табл.4].
кВт.
МПа.
кВт.
МПа.
Для наруг згину NТ=4,52 [4, табл.2], для контактних напруг NТ=2,01 [11, табл.3], динамічні навантаження NД=0,043 [11, табл.4].
кВт.
МПа.
кВт.
МПа.
Четвертий вал
Для наруг згину NТ=2,8 [10, табл.2], для контактних напруг NТ=1,87 [11, табл.3], динамічні навантаження NД=0,023 [11, табл.4].
кВт.
МПа2.
кВт.
МПа.
Шпиндель
Для наруг згину NТ=2,83 [4, табл.2], для контактних напруг NТ=2,0 [11, табл.3], динамічні навантаження NД=0,023 [11, табл.4].
кВт.
МПа2.
кВт.
МПа2.
Допустимі напруги [σЗ]=360МПа2 та [σК]=900МПа.
4 ЕКСПЛУАТАЦІЯ І РЕМОНТ МЕТАЛОРІЗАЛЬНОГО ВЕРСТАТА
4.1 Поточний ремонт
4.1.1 Уточнення обсягу робіт.
4.1.2 Часткове розбирання верстата, подетальне розбирання декількох вузлів, підданих найбільшому зношуванню й забрудненню. Розкриття кришок для внутрішнього огляду й промивання інших нерозібраних вузлів.
4.1.3 Очищення, промивання й протирання верстата, розібраних вузлів і деталей.
4.1.4 Розбирання вузла шпинделя, зачищення шийок шпинделя, зачищення й пришабривание підшипників.
4.1.5 Перевірка зазорів, між валиками й втулками, заміна зношених втулок.
4.1.6 Регулювання фрикційних муфт і гальм, додавання фрикційних дисків і пришабривание фрикціонів.
4.1.7 Перевірка зубчастих шестерень у коробках швидкостей, подач, редуктора й т.д. Зачищення заусенців на зубах шестерень, заміна шестерень і коліс із викришеними зубами.
4.1.8 Заміна зношених кріпильних деталей, зачищення інших.
4.1.9 Перевірка зазорів у клинів і притискних планок, пришабривание або зачищення зношених клинів і притискних планок.
4.1.10 Перевірка люфтів у парі "гвинт-гайка", зачищення різьблення
на гвинті й заміна зношених маткових гайок.
4.1.11 Перевірка роботи й регулювання важелів і рукояток (включення прямий і зворотний ходи, перемикання швидкостей і подач), що блокують і фіксують пристроїв, обмежників.
4.1.12 Перевірка плавності переміщення вузлів; зачищення задирів, подряпин, вибоїв і заусенців на напрямних станин, кареток, стола, траверс. Підтяжка клинів і притискних планок. Перевірка пристроїв очищення напрямних.
4.13 Огляд і усунення несправностей огороджувальних пристроїв (кожухів, футлярів, щитків, екранів), а також пристроїв для зашиті оброблених поверхонь від стружки.
4.1.14 Регулювання натягу пружин у падаючих черв'яків і інших механізмів, що мають пружини.
4.1.15 Перевірка справності й регулювання встановлених обмежників, упорів і перемикачів.
4.1.16 Перевірка й ремонт системи охолодження. Промивання ємності й заливання нової охолодної рідини. Усунення витоків.
4.1.17 Перевірка й ремонт системи змащення. Промивання ємностей, заливання мастила й наповнення консистентних змащень. Усунення витоків. Очищення або заміна фільтруючих елементів.
4.1.18 Перевірка й ремонт гідросистеми. Промивання ємностей, заливання масла й усунення витоків у мастилопроводах і з'єднаннях. Регулювання й настроювання гідроапаратури й гідропідсилювачів моменту відповідно до гідросхеми й паспортних даних. Перевірка й зарядка пневмогидроаккумуляторов.
4.1.19 Перевірка й ремонт насосів, заміна зношених деталей. Чищення або заміна фільтруючих пристроїв.
4.1.20 Виявлення деталей, що вимагають заміни при найближчому плановому ремонті (середньому, капітальному), із записом у попередній дефектній відомості у журналі ТЕ й Р.
4.1.21 Зборка верстата із заміною деталей, які не можуть забезпечити роботу верстата до наступного ремонту.
4.1.22 Шпаклівка окремих місць, підфарбовування зовнішніх неопрацьованих поверхонь верстата.
4.1.23 Обкатування на холостому ходу на всіх швидкостях і подачах, перевірка на шум, нагрівання й (по виготовлених деталях) - на точність і чистоту обробки.
4.1.24 Перевірка на геометричну точність верстата (якщо верстат включений у перелік устаткування, що піддає періодичній перевірці на точність).
4.2 Середній ремонт
4.2.1 Перевірка на точність перед розбиранням: геометричної точності верстата;
точності виробів, оброблюваних на верстаті.
4.2.2 Вимір зношування тертьових поверхонь перед ремонтом:
4.2.3 Часткове розбирання верстата відповідно до результатів його перевірки на точність я виміру зношування тертьових поверхонь , а також по дефектній відомості. .
4.2.4 Очищення, промивання й протирання розібраних і нерозібраних вузлів.
4.2.5 Очищення, промивання й протирання розібраних деталей від бруду.
4.2.6 Огляд і дефектація розібраних вузлів: виявлення поверхневих дефектів, тріщин, забоїн, раковин, механічних ушкоджень, зношування й деформації за допомогою оглядів і вимірів; визначення й сортування деталей на групи: придатного, потребуючого ремонту, негідні; ескезированіє деталей, на які немає креслень.
4.2.7 Уточнення попередньо складеної дефектної відомості. Визначення дефектів верстата в цілому, кожного вузла окремо й кожній деталі, що підлягає відновленню або зміцненню.
4.2.8 Заміна зношених деталей або їхнє відновлення.
4.2.9 Відновлення напрямних станин, траверс, кареток, столів, стійок, консолей і т.п. (забезпечити прямолінійність, площинність і паралельність напрямних).
4.2.10 Заміна або відновлення зношених клинів і притискних планок.
4.2.11 Ремонт ходових гвинтів і маткових гайок.
4.2.12 Ремонт валів, шестерень і шпинделів:
4.2.13 Ремонт сполучних і запобіжних муфт:
4.2.14 Ремонт клинопасових і ланцюгових передач:
4.2.15 Ремонт деталей кулісного механізму й відновлення поверхонь паза лаштунки. Зношений кулісний камінь замінити.
4.2.16 Ремонт деталей оптико-механічної системи:
часткове розбирання оптико-механічної системи; відновлення зношених деталей або заміна новими.
4.2.17 Заміна зношених кріпильних деталей і зачищення інших у нерозібраних вузлах.
4.2.18 Ремонт або заміна огороджувальних пристроїв відповідно до правил техніки безпеки. Ремонт або заміна пристроїв для захисту оброблених поверхонь верстатів від стружки й абразивного пилу (протектори, футляри, екрани, щитки, "гармошки").
4.2.19 Ремонт системи охолодження, арматур і насоса:
4.2.20 Ремонт системи змащення й масляного насоса;
4.2.21 Ремонт всіх гідравлічних вузлів, що одержують рух від гідроприводу. Відновлення або заміна мастилопроводів, ремонт або заміна гідроапаратури і її регулювання. Відновлення або заміна фільтруючих пристроїв. Випробування гідравлічної системи після її зборки.
4.2.22 Ремонт або заміна насосів гідросистеми.
4.2.23 Ремонт гідроциліндрів, що регулюють і керуючих пристроїв гідросистеми.
4.2.24 Зборка всіх вузлів, укомплектованих новими або відновленими деталями й зборка верстата.
Перевірка правильності взаємодії вузлів і всіх механізмів.
4.2.25 Фарбування внутрішніх і зовнішніх неопрацьованих поверхонь верстата з подшпаклевкой.
4.2.26. Проводиться: перевірка стану й виправлення фундаменту; перевірка установки верстата й підлива цементного розчину.
4.2.27 Зовнішній огляд і обкатування на холостому ходу, випробування
верстата під навантаженням. При зовнішньому огляді перевірити: комплектність устаткування; відповідність зовнішнього вигляду верстата вимогам до якості обробки. При випробуванні на холостому ходу перевірити:
можливі дефекти зборки й приробітку що сполучають поверхонь; температуру нагрівання підшипників, стукіт і шум у зубчастих передачах.
Перевірити: справність і надійність роботи всіх вузлів протягом не
менш 30 хв.
(Допускається перевантаження до 25% від номінальної потужності двигуна й незначне підвищення шуму в зубчастих передачах).
4.2.28 Перевірка на геометричну точність верстата.
4.2.29 Випробування верстата на твердість.
4.3 Капітальний ремонт
4.3.1 Перевірка на точність перед розбиранням:
4.3.2 Вимір зношування тертьових поверхонь перед ремонтом:
4.3.3 Повне розбирання верстата й всіх його вузлів.
4.3.4 Очищення, промивання й протирання розібраних деталей від
бруду.
4.3.5 Огляд і дефектація всіх деталей:
виявлення поверхневих дефектів, тріщин, забоїн, раковин, механічних ушкоджень, зношування й деформації за допомогою оглядів і вимірів;
визначення й сортування деталей на групи: придатного, потребуючого ремонту, негідні; ескизированіє деталей, на які немає креслень.
4.3.6 Уточнення попередньо складеної дефектної відомості Визначення дефектів верстата в цілому, кожного вузла окремо й кожній деталі, що підлягає відновленню або зміцненню.
4.3.7 Заміна зношених деталей або їхнє відновлення.
4.3.8 Відновлення напрямних станин, траверс, кареток, столів, стійок, консолей і т.п. (забезпечити прямолінійність, площинність і паралельність напрямних).
4.3.9 Заміна або відновлення зношених клинів і притискних планок.
4.3.10 Ремонт ходових гвинтів і маткових гайок.
4.3.11 Ремонт валів, шестірень і шпинделів:
4.3.12 Ремонт сполучних і запобіжних муфт:
розточування посадкових отворів у пальцевих муфтах; виготовлення нових пальців;
4.3.13 Ремонт клиноремінних і ланцюгових передач:
4.3.14 Ремонт деталей кулісного механізму й відновлення поверхонь паза лаштунки. Зношений кулісний камінь замінити.
4.3.15 Ремонт деталей оптико-механічної системи:
4.3.16 Заміна зношених кріпильних деталей.
4.3.17 Ремонт або заміна огороджувальних пристроїв відповідно до правил техніки безпеки. Ремонт або заміна пристроїв для Запиті Оброблених поверхонь верстатів від стружки й абразивного пилу (протектори, футляри, екрани, щитки "гармошки").
4.3.18 Ремонт системи охолодження, арматурам і насоса:
промивання й ремонт резервуара; промивання й продувка трубопроводів; відновлення трубопроводів, сполучних деталей заміна зношених, випробування системи охолодження.
4.3.19 Ремонт системи змащення ж масляного насоса:
4.3.20 Ремонт гідравлічних пристроїв всіх вузлів, що одержують рух від гідроприводу. Відновлення або заміна мастилопроводів. Ремонт або заміна гідроапаратури до її регулювання. Відновлення або заміна фільтруючих пристроїв,
4.3.21 Ремонт або заміна насосів гідросистеми.
4.3.22 Ремонт гідроциліндрів, що регулюють і керуючих пристроїв гідросистеми.
4.3.23 Зборка всіх вузлів, укомплектованих новими або встановленими деталями, зборка верстата. Перевірка правильності взаємодії у всіх механізмах.
4.3.24 Шпаклівка й фарбування всіх внутрішніх і зовнішніх неопрацьованих поверхонь.
4.3.25 Зовнішній огляд верстата, обкатування на холостому ходу, випробування рік навантаженням і в роботі.
При зовнішньому огляді перевірити: комплектність устаткування; відповідність зовнішнього вигляду верстата вимогам до якості обробки.
При випробуванні на холостому ходу перевірити: якість ремонту верстата й правильність взаємодії його вузлів і деталей шляхом обкатування; можливі дефекти зборки й приробітку поверхонь, що сполучають; температуру нагрівання підшипників, стукіт і шум у зубчастих передачах.
При роботі під навантаженням перевірити справність і надежність роботи всіх вузлів протягом не менш 30 хв. (Допускається перевантаження до 25% від номінальної потужності двигуна й незначне підвищення шуму в зубчастих передачах).
4.3.26 Перевірка на геометричну точність верстата.
4.3.27 Випробування верстата на жорсткість.
5 НАУКОВА ЧАСТИНА
5.1 Огляд та аналіз літературних, проектних та патентних матеріалів, які відповідають темі роботи
Гідростатичний підшипник - це підшипник тертя з мастильним матеріалом, тиск у робочому шарі мастильного матеріалу якого створюється джерелами подачі, розташованими поза підшипником і працюючими незалежно від нього. Ці підшипники забезпечують високу точність обертання, мають практично необмежену довговічність в наслідок відсутності зношування, володіють великою навантажувальною здатністю у всьому діапазоні частот обертання. Висока демпфіруюча здатність гідростатичних підшипників, що забезпечує гарну вібростійкість верстата, дозволяючи одержувати відмінну якість поверхні оброблюваної деталі і високу швидкість різання. Крім того, гідростатичні підшипники застосовують як приводи мікропереміщень, для фіксації шпинделів, як датчики в системах адаптивного керування і для інших цілей. Усе це визначає перспективність їхнього подальшого використання в ШВ верстатів.
Конструкції гідростатичних підшипників досить різноманітні. З усіх конструкцій виділяють два основних типи: радіальні (циліндричні) і упорні (підп'ятники).
Радіальні підшипники рисунок 5.1,в виконують з рівномірно розташованими по окружності кишенями, у кожний з яких від джерела подачі через дроселюючий пристрій подається мастильна рідина під тиском, за рахунок чого утвориться під’ємна сила і вал спливає.
Під дією зовнішнього навантаження F вал займає ексцентричне (у - ексцентриситет) положення щодо втулки рисунок 5.1, а,б. Утвориться різниця робочих зазорів, через котрі випливає мастильний матеріал із протилежних кишень, а отже, змінюються і гідравлічні опори на виході кишень. Це
приводить при наявності гідравлічних опорів дроселів на вході в кишені до зміни тисків у кожній кишені: результуюча, тисків сприймає зовнішнє навантаження і повертає вал у центральне вихідне положення. Гарантований шар мастильної рідини має місце не тільки в сталому режимі, що і під час пуску й остановки, що є істотним достоїнством гідростатичного способу змазування. Принцип дії упорних підшипників рисунок 5.1, г,д аналогічний.
Існують гідростатичні підшипники без дроселюючих пристроїв на вході в кишені, коли мастильна рідина в кожну кишеню приводиться від власного джерела подачі. Таку систему називають "насос - кишеня" і застосовують у великогабаритних підшипниках [13].
Рисунок 5.1 - Розподіл тисків у гідростатичних підшипниках:
а - без дренажних канавок; б - із дренажними канавками; в -у поздовжньому перетині; г - з центральним підведенням мастильної рідини; д - з підведенням мастильної рідини в кільцеву кишеню
Для гідростатичного розвантаження валів застосовують незамкнуті гідростатичні підшипники, у яких втулка з несучими кишенями схоплює вал тільки з однієї сторони [13].
Сили демпфірування, гідродинамічного ефекту, вихрового (планетарного) руху шпинделя, а також нагріванням мастильної рідини і її стискальністю через наявність у ній нерозчиненого повітря.
Оскільки в гідростатичній опорі мають місце всі явища, що спостерігаються порізно в інших типах опор ковзання при процесах різної швидкості, то вона являє собою найбільш загальний випадок шпиндельних опор ковзання, а її математична модель - найбільш загальна й універсальна і з неї шляхом трансформації або спрощення можуть бути отримані моделі розрахунку гідростатичної опори.
Радіальні підшипники застосовують двох основних типів. Підшипники першого типу циліндричні з дроселюючими пристроями на вході в кожну кишеню. Вони можуть бути виконані без дренажних (маслоотводящих) канавок між кишенями рисунок 5.2, а або з дренажними канавками рисунок 5.2, б. Перевага віддається першим, що як має меншу витрату мастильної рідини. Підшипники другого типу з внутрішнім дроселюванням; дроселі утворяться щілинами між поверхнями вала і втулки, протилежними поверхням, що утворять опору на виході з кишені рисунок 5.2, в. Опір внутрішніх дроселів автоматично регулюється завдяки зворотному зв'язку по переміщенню вала і зворотного зв'язку по тиску мастильної рідини в кишені. Твердість такого підшипника вище, ніж звичайного підшипника з незалежними від навантаження вхідними дроселями.
Упорні підшипники виконують з одною кільцевою камерою або
багатокамерними. Підп'ятники з кільцевою камерою бувають з підведенням мастильного матеріалу в кільцеву кишеню рисунок 5.2г і з центральним підведенням мастильного матеріалу рисунок 5.2б. Перші характеризуються великою витратою мастильного матеріалу і трохи більшою навантажувальною здатністю. Другі частіше застосовують у комбінованих підшипниках.
Багатокишенькові підп'ятники застосовують у тяжконавантажених вузлах. Їх відрізняє більша витрата мастильної рідини, більш складна технологія виготовлення, а також можливість незалежного регулювання тисків у кожній кишені, що іноді є перевагою. Ці підп'ятники виконують із дренажем між кишенями рисунок 5.2ж і без нього рисунок. 5.2е.
Радіально-упорні підшипники можуть бути комбінованими або конічними. Вони сприймають осьове навантаження як в одному напрямку (однобічні), так і в обох (двосторонні).
Комбіновані підшипника виконують із дренажем між упорною і радіальною частинами рисунок 5.2з, або без дренажу; рисунок 5.2. Перші можуть мати або не мати дренаж між кишенями. Другі мають кілька різновидів. Радіальна t упорна частини можуть мати самостійні підведення мастильного матеріалу рисунок 5.2и, або ж упорний підшипник може харчуватися через радіальний рисунок 5.2д, л (підшипники частіше виконують двохсторонніми). Кишені упорного підшипника можуть бути виконані у виді одного рисунок 5.2к або двох рисунок 5.2л пасків. Комбіновані підшипники без дренажу між упорною і радіальної частина і загальної подачі відрізняються меншою витратою мастильної рідини виконана з внутрішнім дроселюванням.
Конічні підшипники виконують як однобічними рисунок. 5.2, м, так і двосторонніми. Конусність підшипників може бути різної в залежності від їхнього призначення і співвідношення діючих радіальних і осьових
|
Рисунок 5.2(а, б, в, г) - Шпиндельні гідростатичні підшипники |
|
Рисунок 5.2(д, ж, е, з, и, к, л, м) - Шпиндельні гідростатичні підшипники
навантажень. Технологія їхнього виготовлення складніша, ніж комбінованих. Крім описаних існують ще деякі різновиди конструкцій гідростатичних підшипників. Однак вони або мають несуттєві відмінності від описаних, або їх застосовують у ШВ вкрай рідко. Конструкція шпинделя з гідростатичними опорами прецизійного токарно-гвинторізного верстата показана на рисунок 5.3. Розрахунок характеристик. Значення діаметрів Dі, довжини L, ширини перемички lо, що обмежує кишені в осьовому напрямку, і ширини перемички lк між кишенями підшипника встановлюють у залежності від призначення проектованого вузла. На практиці для радіальних гідростатичних підшипників L - (0,8...1 ,5)D lо = (0,05…0,15)D, lк - (0,08...0 ,20)D, однак проектувальник може змінити межі значень зазначених величин.
Ефективна площа, мм2, підшипника, у першу чергу визначає його
навантажувальну здатність, у загальному виді
(5.1)
де рк - тиск у кишенях опори, Ма; р - поточне значення тиску на поверхні опори, МПа; А - площа опори, що сприймає зовнішнє навантаження.
Рисунок 5.3 - ШВ з гідростатичними підшипниками
Робочі формули для визначення значень Аэф приведені в таблиці 5.1. При розповсюджених співвідношеннях L≈D, lо≈0,08D, lк≈0,1D зручно використовувати вираження Аєф=0,6D2.
Число кишень z у радіальному підшипнику приймають рівним або більш чотирьох. Чим більше м, тим вище твердість. По технологічних розуміннях у ШУ легких і середніх верстатів приймають z=5. У важких верстатах z>5. Упорні підшипники з декількома кишенями застосовують при великих габаритних розмірах вузла і приймають z =8...25 відповідно до рекомендацій, приведеними в роботі [13].
Первісне значення робочого зазору l0 (або hо), мм, для
Таблиця 5.1 - формули для розрахунку характеристик гідростатичних підшипників
|
Див. рисунок |
Ефективна площа Аэф підшипника мм2 |
Витрата Q смазочного матеріалу, мм3 |
|
5.2 а |
Продовження таблиці 5.1
|
1 |
2 |
3 |
|
5.2 г |
||
|
5.2 в |
||
|
5.2 г |
||
|
5.2 д |
мастильні рідини з динамічною в'язкістю μ=5...50 МПа·с (олії И-5А, И-12А, И-20А) і при тиску джерела подачі рн=2...5 МПа для радіальних підшипників зручно визначати по формулі. Для упорних підшипників з D1=50...2000 мм приймають h0 = 0,01 ... 0,05мм.
Навантажувальна здатність підшипника:
(5.3)
де С (ε, k1) - функція, що залежить від відносного зсуву вала в опорі і геометричних параметрах опори.
Умови роботи гідростатичних опор такі, що зсуви вала в опорі обмежені або розуміннями прецизійності, або умовами збереження навантажувальної здатності (обмежується значення перекосу вала в опорі). Цьому цілком відповідає умова 0≤ε≤0,35, при виконанні якого з достатньої для технічних розрахунків точністю можна прийняти С (ε, k1) 3/(2ε).
Твердість радіального підшипника, Н/мм,
(5.4)
для рисих значень відносного ексцентриситету (ε ≤ 0,35)
(5.5)
твердість завзятого підшипника при рисих зсувах
(5.6)
Твердість j гідростатичного підшипника приймають з урахуванням балансу твердості усього вузла, що проектує. Вона повинна бути порівнянна з твердістю шпинделя, втулки і сполучених деталей.
Витрата мастильного матеріалу, необхідний для забезпечення функціонування підшипника,
(5.7)
Робочі формули для визначення витрати Q у гідростатичних підшипниках, показаних на рисунок 5.2, приведені в таблиці 5.1.
Демпфірування в загальному випадку має три складові:
демпфірування, що виникає в тонкому шарі мастильної рідини при періодичному зближенні поверхонь, що змазуються, у результаті чого ув'язнений у зазорі між ними шар олії видавлюється і виникаюча при цьому реакція масляного шару являє собою силу демпфірування; демпфірування в системі нагнітання, обумовлене наявністю в цій системі гідравлічних опорів (дроселя і робітника зазору опори), що гальмують динамічний рух грузлої рідини; демпфірування, що виникає при періодичному відносному ковзанні поверхонь, що змазують без їхнього зближення.
У розрахунках варто враховувати першу складову демпфірування, на частку якої приходиться до 80% загальної сили демпфірування.
Сила демпфірування в радіальній опорі на перемичках між кишенями при концентричному положенні вала (ε=0)
(5.8)
де L - довжина підшипника;
на перемичках, що обмежує кишені в осьовому напрямку,
(5.9)
Ці рівняння справедливі для випадку, коли вектор швидкості v спрямованій на середину перемички між кишенями. У загальному випадку, коли вектор v спрямований під довільним кутом α щодо перемички, змінюються граничні умови. З обліком цього отримані робочі формули коефіцієнтів демпфірування таблиці 5.2 для найбільш розповсюджених конструкцій радіальних гідростатичних підшипників.
Сила демпфірування, пропорційна швидкості зближення поверхонь, зростає нелінійно зі збільшенням ексцентриситету. Отже, приймати її постійної не можна, а думати її зміною лінійно можна тільки при рисих значеннях переміщень рухливої частини опори (ε<0,35).
Таблиця 5.2 - Формули для розрахунку коефіцієнта демпфірування в гідростатичних підшипниках
|
Див. рисунок |
Коефіцієнт димфирування ξ Н, с/мм |
|
5.10, а |
|
|
5.10, б |
Продовження таблиці 5.2
|
1 |
2 |
|
5.10, в |
|
|
5.10, г |
|
|
5.10, 3 |
|
|
5.10, е |
Аналіз результатів чисельних рішень показав, що для швидкостей υ=10-2 м/с і малих (ε <0,35) значень ексцентриситету функцію сили демпфірування, що виникає в тонкому шарі мастильної рідини на обмежуючі кишені перемичках, припустимо апроксимувати вираженням
ε <0,35 (5.11)
При цьому погрішність не перевищує 3% при ε <0,2 і 7 % при ε =0,35 (для v≤10-2 м/с),
Сила демпфірування для завзятих підшипників (підп'ятників)
(5.12)
де А - площа диска. .
Примітка. При розрахунку значення величин, що входять у формули, повинні мати наступні одиниці виміру: Dі, Δ, h,l1. - у мм, μ -у МПа·з, Θ, φ - у рад, FД - у Н, υ - у мм/с.
Інтегрування вираження 5.12 з відповідною підстановкою граничних умов [13] дає можливість одержати робочі формули для обчислення коефіцієнтів демпфірування в найбільш розповсюджених конструкціях гідростатичних підп'ятників рисунок 5.2.
Гідродинамічна сила з'являється на обмежуючі кишені перемичках при обертанні шпинделя, і може в кілька разів перевищувати статичну піднірисьну
(5.13)
силу, а в радіальних підшипниках за певних умов і силу демпфірування. Вона істотно впливає на точність і вібростійкість ШВ. Функція Сг(е, k2) у вираженні 5.13 залежить від відносного ексцентриситету і геометричних параметрів k2 опори. Значення функції Сг приймають по номограмах, приведеним у [14]. При ε≤0,35 і l= (0,8 ... 1,2)D, С1=0,2 ... 0,5.
Віхрьовий (планетарний) рух, коли вісь обертового шпинделя рухається навколо осі втулки з кутовою швидкістю, специфічно для гідростатичних підшипників. Воно викликається обертаючими силами і силами інерції і наслідком є перекачування мастильної рідини з кишені в кишеню. Вихровий рух може бути синхронний або дрібно-швидкісним (коефіцієнт кратності вихрячи k =1, 2,). Найбільш типовий напівшвидкісний вихор, коли k=2. Середнє значення сили, що відновлює, прагнучої повернути вісь у центральне положення, la ε, та геометричних параметрів опори Rз.
(5.14)
При L=(0,8...1 ,2)D, l0= (0,08...0 ,12)D і ε≤O,35 можна з точністю, що задовольняє інженерним розрахункам, припадати СB = е/2, де ε - значення абсолютного ексцентриситету.
Гіроскопічний момент у ШВ варто враховувати, як показали результати чисельних і натурних експериментів, починаючи зі значень показника Dn>5·105мм·хв-1. У результаті змушеного прецессионного руху на опоры шпинделя діє пари сил, обумовлена за правилом Н. Е. Жуковського,
(5.15)
де І - момент інерції шпинделя; ωпр - кутова швидкість прецесії; b - межопорное відстань.
Для оцінки переміщень переднього кінця шпинделя необхідно описати рух його шийок в опорах.
Рух шийки шпинделя під дією радіальних складових зовнішньої навантаження FRx(τ) та FRy(τ) рисунок 5.5 описується системою рівнянь [при справедливих для гідростатичних опор допущеннях про рисість відносного ексцентриситету ε і безрозмірною швидкістю ω-1 (dε/dτ), порядок рисості якої збігається з порядком б]:
Рисунок 5.5 - Зсув шийки шпинделя в гідростатичному підшипнику під дією зовнішнього навантаження Fb
mх=РВх(τ)+РPх(х, у, х, у); (5.16)
my=FR,y (τ) +FPy (х, у, х, у), (5.17)
де m-маса шпинделя; РPх та FPy -складові сили, що виникають під дією тиску; х и у - складові зсуви шийки шпинделя в опорі по осях X иа Y; х и у - складові швидкості зсуву шпинделя.
Виражаючи складові РPх та FPy через тиски в кишенях, аналізуючи порядок рисості вхідних у систему величин і зробивши визначені перетворення відповідно до рекомендацій , одержуємо в результаті вираження для складових сил реакції в опорі:
(5.18)
Коефіцієнти при х и у у вираженні (5.9) є твердістю, а коефіцієнти при х и у - коефіцієнтами демпфірування.
Іноді необхідно враховувати стискальність мастильної рідини, обумовлену різким зростанням коефіцієнта стискальності при збільшенні відсотка змісту нерозчиненого повітря, що особливо сильно виявляється при рисих тисках (pH<0,5МПа). Найдужчим джерелом аерації є повітряні ущільнення, застосовувані в ШВ.
Облік стискальності приводить до появи додаткового члена в рівняннях балансу витрати, що відбиває зміну обсягу мастильної рідини зі зміною тиску. Система рівнянь 5.9 трансформується до рівнянь, що описують рух шпинделя в опорі під дією зовнішнього навантаження FR:
(5.19)
де j-твердість при відсутності обертання шпинделя; jв - складової твердості, обумовлена його обертанням; ζ - приведений коефіцієнт стискальності, пропорційний коефіцієнтові стискальності а.
Система рівнянь 5.19 має симетрію, достатньої для того, щоб звести їі до одного рівняння для комплексного ексцентриситету ε=х+у. Для цього друге рівняння системи множать на мниму одиницю Й і підсумовують з першим рівнянням:
(5.20)
де F=FRx+iFRy - комплексне навантаження на шпиндель.
Запис у комплексній формі істотно спрощує рішення рівнянь руху шпинделя і їхній аналіз. Повернення до вихідним перемінного виробляється по формулах:
(5.21)
Найбільш розповсюджений випадок, коли шпиндель піддається впливові гармонійної постійної по напрямку навантаження FRx=FRxcosωнFRy=0, рівняння 5.20 приймає вид
(5.21)
Для одержання кругової траєкторії руху осі шпинделя у втулці рівняння 5.12 необхідно проінтегрувати у часі.
Для частотного аналізу руху більш зручний безрозмірний вид рівняння 5.12.
Розрахункові залежності для визначення зсуву осі шпинделя в опорі одержуємо, вирішуючи рівняння:
(5.22)
де ζ = ζ1 /ξ - безрозмірний коефіцієнт стискальності; - безрозмірна частота обертання шпинделя; ω - безрозмірна частота навантаження
Коефіцієнти j, j, ξ та ξ що входять у рівняннях (5.25) і (5.26), визначають у такий спосіб:
статичну твердість j визначають для різних конструкцій гідростатичних підшипників по формулах 5.3 та 5.5, а вхідну в них величину Аэф по таблиці 5.2;
коефіцієнт демпфірування ξ визначають по формулах, приведеним у таблиці 5.3; складову твердість jв, обумовлену обертанням шпинделя, розраховують по формулі ;
приведений коефіцієнт стискальності t; для радіальних чотирьох кишенькових підшипників визначають по наближеній залежності,
(5.23)
де V - обсяг кишені;
а при довільному числі z для найбільше часто застосовуваних радіальних підшипників, зображених на рисунок 1.1, а, б - по більш точному вираженню:
(5.24)
Описані математичні моделі руху шпинделя в гідростатичних опорах дозволяють оцінювати положення осі шпинделя при варіюванні вхідних у моделі аргументів.
Теплові втрати в гідростатичних опорах складаються з утрат Рμ на грузле тертя в масляних шарах опори і витрат потужності PQ, необхідної для прокачивания мастильної рідини через опору при встановленому тиску.
Утрати на грузле тертя для радіальних підшипників загалом , виді при лінійному розподілі швидкостей у зазорі і без обліку впливу розподілу тисків у робочому зазорі
(5.25)
де z - координата, обмірювана уздовж осі підшипника: Θ - кутова координата
- швидкість відносного переміщення поверхонь, що змазуються.
Для завзятих підшипників (підп'ятників) і кругових направляючі втрати на грузле тертя
(5.26)
де r0 - зовнішній радіус підп'ятника; r - поточний радіус підп'ятника. Для конічних підшипників рисунок 5.2, и момент тертя
(5.27)
Утрати на грузле тертя складаються з втрат у кишенях опор і на перемичках, що обмежують ці кишені. Якщо глибина кишень на порядок перевищує робочий зазор і показник Dп<2·105мм·хв-1, то величиною втрат у кишенях можна зневажити.
Оцінка втрат на грузле тертя в більшості випадків зводиться до визначення їхніх па перемичках, що обмежує кишені. З виражень 5.25 - 5.27 виведені робочі залежності для втрат таблиці 5.3.
Витрати потужності на прокачування робочої рідини через опору PQ - QPн Робітники залежності для прогнозування значень PQ приведені також у таблиці. 5.3. При дросельній системі подачі фактичну продуктивність насоса призначають на 20 - 30 % більше розрахунковій.
Приведені залежності виведені для опор із дросельною системою подачі, найбільше часто застосовуваної в ШВ. Однак з виражень 5.25 - 5.27 легко можуть бути отримані залежності для прогнозування втрат в опорах із системою подачі насос - кишеня і з регуляторами витрати. При цьому варто враховувати рекомендації, приведені в роботі [13], а для розрахунку величин Pμ і РQ треба використовувати формули, зазначені в таблиці 5.3.
Функції сумарних втрат енергії PΣ= Pμ+PQ для всіх типів гідростатичних опор і напрямних мають екстрерисьний характер у залежності від робочого зазору і в'язкості мастильної рідини. Отже, вибір оптирисьних значень робочого зазору і в'язкості може бути здійснений за умовою мінімізації втрат на тертя.
Моделі для енергетичних втрат у високошвидкісних гідростатичних опорах. Удосконалювання конструкцій гідростатичних опор дозволило застосувати них як підшипники високошвидкісних ШВ, призначених, наприклад, для швидкісного силового шліфування зі швидкістю різання 100 м/с і вище. Окружна швидкість шпинделя в гідростатичних підшипниках при цьому досягає 50 м/с, і відповідно показник Dn=10-6 мм·хв-1. При проектуванні гідростатичних опор з такими швидкостями ковзання особлива увага варто приділяти прогнозуванню втрат на тертя, тому що вони обмежують область застосування опор. Починаючи з Dn>2·105 мм·хв-1 необхідно враховувати втрати в кишенях, що викликають істотне збільшення потужності неодруженого ходу, або ж враховувати таке зменшення зазорів у завзятих підшипниках, що не забезпечує їхня працездатність і навіть викликає заклинювання шпинделя.
Таблиця 5.3 - Формули розрахунку енергетичних втрат у гідростатичних підшипниках
|
Див. мал. |
Втрати кВт |
|
5.28 б |
|
|
5.28 в |
|
|
5.28 г |
|
|
5.28 е |
|
|
5.28 м |
Примітка: При розрахунку значення величин, що входять у формули, повинні
мати наступні одиниці виміру: μ - у МПа·с; рн - у МПа; n - у хв-1; Θ, ΘК - у рад; лінійні - у мм.
Для одержання виражень, що враховують утрати на грузле тертя в кишенях гідростатичних опор, підсумовують сили грузлого з противления, що діють на елементарні площадки кишені при загальноприйнятому допущенні про сталість в'язкості мастильної рідини у всьому обсязі рідини, що розраховується, (і в зазорі, і в кишені).
Така елементарна площадка має ширину l (дорівнює ширині кишені), а довжину dx. Сила грузлого опору
(5.29)
де dv/dh - градієнт швидкості руху мастильної рідини; він є показником інтенсивності зміни швидкості по норрисі до її напрямку і величиною, що безпосередньо визначає силу тертя між рухливою і нерухомою поверхнями гідростатичної опори.
У результаті інтегрування одержуємо силу тертя від грузлого опору в кишені опори:
(5.30)
де знак мінус означає, що сила грузлого опору F протилежна по напрямку l; p - щільність мастильної рідини, кг/м3; υв - швидкість руху вала: bк - ширина кишені.
У загальному виді момент тертя в кишенях гідростатичного підшипника
(5.31)
Робоча формула для визначення енергетичних утрат, кВт, у кишенях циліндричного підшипника в прийнятих одиницях виміру буде мати вигляд:
(5.32)
У найбільш загальному випадку, починаючи з якогось перетину, глибина t кишені стає менше tmіn рисунок 5.12, що забезпечує найменші втрати на тертя в кишенях, і тертя в кишенях збільшується, тому що швидкість
Рисунок 5.5 - Розподіл швидкостей кісти потоці змащувальної рідини
потоку рідини на дні кишені не може досягти мінімуму. Сумарні втрати, кВт, на грузле тертя за умови, що глибина кишені в кожнім перетині по X відповідає tmіn, для розповсюдженої конструкції радіального підшипника без дренажу
(5.33)
У вираженні 5.35 перший доданок являє собою втрати на грузле тертя на перемичках, що обмежує кишені опори, друге - утрати ;на грузле тертя в частині кишені, що розширюється, (кут Θb), третє - утрати на грузле тертя в частині кишені (кут ΘС). глибиною t<tmіn. Утратами на тертя при звуженні кишені справедливо зневажити, тому що вони, принаймні , на порядок менше втрат при розширенні потоку.
Міркування, аналогічні приведеним вище, приводять пручи одержанні розрахункових залежностей для визначення енергетичних втрат у завзятих підшипниках. Для підшипників з одною кільцевою кишенею рисунок 5.2, в втрати, кВт, на грузле тертя з урахуванням втрат у кишенях
(5.34)
Для підшипників с. декількома кишенями на опорній поверхні рисунок 5.2, е утрати на тертя
(5.35)
На рисунок5.6 приведені результати розрахунку сумарних утрат на грузле тертя в завзятому многокарманном гідростатичному підшипнику планшайби важкого токарно-карусельного верстата. Розміри підшипника: D1 = 5350мм, D2=5650 мм, D3=5950 мм, D5=6260 мм, h= 0,19мм, t = 5мм, z=20, z = 0,2 рад, Θb = 0,05 рад, Θc = 0.15 рaд, μ= 22 МПа·с, ρ = 860 кг/м3, рH=0,7 МПа. Втрати в кишенях при частоті обертання n=15 хв-1 складають стосовно втрат на перемичках 17%.
Розрахунок загальних енергетичних утрат Px = Pμ+PQ дає трохи занижені (до 10%) результати. Це варто пояснити тим, що, по-перше, вираження PΣ не цілком враховує втрати в гідравлічних опорах усієї системи.
Рисунок 5.6 - Втрати на грузле тертя в завзятих гідростатичних підшипниках токарно-карусельного верстата з планшайбою діаметром 8750мм
додаткові втрати в разі потреби доцільно враховувати відповідним коефіцієнтом, не роблячи складних обчислень); по-друге, важко визначити фактичну в'язкість мастильної рідини в опорі, тому що вона міняється зі зміною температури.
Оптимізація параметрів підшипників. Параметри гідростатичних підшипників можуть бути оптимизировані по кожному з приватних критеріїв (масі, демпфіруванню, твердості, тепловим утратам, швидкодії й ін.), що є локальними критеріями оптимізації системи шпиндель - опори при мінімізації зсувів переднього кінця шпинделя. При оптимізації по якому-небудь з цих критеріїв інші переходять у розряд обмежень.
Оптимізація по демпфіруванню. Реальне демпфірування в системі шпинделя-опори має екстрерисьний характер рисунок 5.7, а
Рисунок 5.7 - Зміни коефіцієнта демпфірування ξ (а) і амплітуди коливань у переднього кінця шпинделя (б) у залежності від зазору Δ (діаметр задньої опори 0,92D)
і назад пропорційно [(Δ/2)3] висоті радіального зазору. Тому коефіцієнт демпфірування ξ повинний був би необмежено зростати зі зменшенням зазору в опорі. Однак, по-перше, у реальних умовах твердість шпинделя, втулок і деталей, що сполучаються з ними, а також стиків між втулками і корпусом кінцева. По-друге, зі зменшенням зазору Δ зростає максимальне значення відносного зсуву ε в опорі, тому що мінімальне значення абсолютного зсуву е обмежено самим принципом дії і можливостями гідростатичних опор. По-третє, ще більш сильний вплив на демпфірування в опорі зі зменшенням зазору робить перекіс шийки шпинделя у втулці; з ростом перекосу демпфірування знижується тим сильніше, чим менше діаметр шпинделя.
Ексцентричний характер реальної функції демпфірування ξр у системі шпиндель - опори може бути з достатньою точністю описаний функцією
(5.36)
де ξ - теоретичне значення коефіцієнта демпфірування гідрі статичної опори (див. табл. 3.3); Е=ехр[10-7(D/Δ)2].
Значення ξр - розраховані по вираженню 5.36 при трьох різних діаметрах D, мм, передньої опори, приведені на рисунок 5.7, a (див. суцільні лінії). Розбіжність розрахункової й експериментальних (див. крапки) даних знаходиться в межах 10% і зменшується зі збільшенням діаметра опори. На рисунок 5.7, б показана розрахована за допомогою ЕОМ функція у=F(Δ), де в - амплітуда коливань переднього кінця шпинделя. Вона має чітко виражений екстрерисьний характер з мінімумом у, що відповідає максимумові ξр.
Оптимізація по теплових утратах. У високоточних і тяжконавантажених верстатах найважливішим критерієм, оптимізації гідростатичних опор представляється енергетичний (тепловиділення в опорах повинне бути мінімальним).
Функції сумарних втрат енергії РΣ=Рμ+РQ для всіх типів гідростатичних опор і напрямних мають ексцентричний характер у залежності від робочого зазору Δ (або h) і від в'язкості μ мастильної рідини. Отже, за умовою мінімізації втрат на тертя можна вибрати робочий зазор dPΣ/dΔ=0 і в'язкість dPΣ /dμ=0.
Функцію PΣ доцільно чисельно досліджувати за допомогою ЕОМ. Алгоритм автоматизованого дослідження енергетичних втрат в опорі враховує специфічні особливості проектування гідростатичних опор і, зокрема , дискретність їхніх параметрів. Він дозволяє досить докладно переглянути значення функції PΣ і області її мінімальних значень при обмеженні пошуку значень в екстремальної області шляхом порівняння значень її складових Pμ і PQ. Пошук у напрямку зменшення значень Δ відносно Δопт закінчується при Pμ =15РQ, а в напрямку збільшення Δ - при Pμ = РQ. Крім того, пошук доцільно обмежити гранично припустимими значеннями Δmin і Δmax, μmsn і μmin, а також гранично припустимими тепловими втратами.
Дослідження тепловиділення дозволяє на стадії ескізного проекту вибрати конструкцію гідростатичного підшипника при заданому припустимому рівні теплових втрат у проектованому ШВ, що сприяє підвищенню параметричної надійності ШУ завдяки зменшенню теплових зсувів шпинделя.
Порівняльна оцінка теплових втрат в однотипних опорах приведена на рисунок 5.7. Значення функції Рx=F(Δ) показані для трьох конструкцій радіальних підшипників рисунок 5.2, а - б при D=100 мм; рн=3 МПа; n =2000 хв-1; υ = 30°С й розповсюджених співвідношеннях геометричних параметрів (L=D; l=0,8D; l=0,2D; lо=l2=0,1D ;l1=b=0,05D). Якщо за домінуючий критерій при виборі типу опори прийняти енергетичний, то кращим є підшипник без дренажних канавок рисунок 5.8а, криві 1.
Такий же порівняльний аналіз був проведений і для двох найбільше розповсюджених конструкцій завзятих підшипників рисунок 5.2, м, д при тих же значеннях D, рн, n та υ, що і для радіальних підшипників. Найменші теплові втрати в зоні оптимальних значень hопт має завзятий підшипник з центральним підведенням мастильної рідини рисунок 5.8, б, криві 5.
Рисунок 5.8 - Тягові втрати оптимізація по теплових втратах у високоточних і тяжконавантажених верстатах найважливішим критерієм, оптимізації гідростатичних опор представляється енергетичний (тепловиділення в опорах повинне бути мінімальним)
Отже, якщо критерієм оптимізації є енергетичний, то проектувальник має можливість варіювати зазор в опорі в межах ±(25...30)% мінімальногозначення, що дозволяє щонайкраще задовольнити вимогам інших критеріїв оптимізації (наприклад, демпфірування і твердості). Теплові втрати при цьому зростають незначно (у межах 10 -15%).
Глибину кишені, мм, випливає оптимізировать по втратах на тертя у високошвидкісних гідростатичних опорах. Для опор реверсируємих ШВ умова мінімізації втрат на тертя в кишенях висуває обмеження на глибину кишені, що є крітеріальним при оптимізації опор по енергетичних утратах:
(5.37)
Після підстановок υВ=πDn/(1000·60) и bк=DΘ/2, где Θ - центральний кут кишені, одержуємо
(5.38)
Вираження 5.18 дозволяє визначати оптимальну по енергетичних утратах глибину кишень для всіх конструкцій радіальних і завзятих гідростатичних підшипників, тому що воно інвариантно стосовно розмірів і числа кишень підшипників.
На рисунок 5.9 приведені значення t, що відповідають tопт й які забезпечують найменші втрати на тертя в кишенях Якщо t<tопт, тертя в кишені зростає, тому що перепад швидкостей у ньому не може досягти мінімуму. При t>tопт збільшується імовірність появи вихрів на дні кишені і підсилюється небажаний вплив повітря, нерозчиненого в мастильній рідині.
Оптимізація по швидкодії. Гідростатичні опори застосовують у верстатах з адаптивними системами керування, причому необов’язково, щоб підшипник можливо швидше реагував на зміну навантаження р. У цьому випадку dF/dΔ повинно бути максимальним.
Рисунок 5.9 - Екстремальні значення глибини кишень
Практичний інтерес для оптимізації гідростатичних опор по швидкодії представляє нормований ступінь стійкості, що для будь-якої стійкості динамічної системи знаходиться в межах від 0 до 1. Оптимальним значення РН і μ, а також гідравлічний опір RДР дроселя затримки для гідростатичних опор з регуляторами витрати вибирають по максимуму нормованого ступеня стійкості системи.
5.2 Безрозмірні комплекси гідростатичного підшипника
В основу визначення критеріїв подоби покладено аналіз розмірностей всіх можливих суттєвих факторів, які впливають на роботу гідростатичного підшипника рис 5.10.
Визначення цих факторів виконуємо на основі розглянутої літературної, наукової та патентної інформації . У якості параметра оптимізації обираємо переміщення переднього кінця шпинделя м.
Для отримання безрозмірних комплексів виконуємо аналіз розмірностей параметру оптимізації та всіх факторів, які можуть бути представленні у вигляді відповідної функції довжини [L], маси [M] та час [Т].
Тобто:
|
Переміщення переднього кінця шпинделя – δ |
[L]1 [M]0 [T]0 |
|
|
Діаметр – D |
м |
[L]1 [M]0 [T]0 |
|
Площа опори – А |
М2 |
[L]2 [M]0 [T]0 |
|
Тиск у кишенях – Рк |
МПа |
[L]-1 [M]1 [T]-2 |
|
Витрата змащувальної рідини – Q |
м3/с |
[L]3 [M]0 [T]1 |
|
Динамічна густина – μ |
МПа·с |
[L]-1 [M]1 [T]-1 |
|
Робочий зазор – Δ0 |
м |
[L]1 [M]0 [T]0 |
|
Частота обертання вала –nв |
1/с |
[L]0 [M]0 [T]-1 |
|
Момент інерції –І |
М5 |
[L]5 [M]0 [T]0 |
|
Міжопорна відстань – b |
м |
[L]1 [M]0 [T]0 |
|
Маса шпинделя – m |
кг |
[L]0 [M]1 [T]0 |
|
Радіальне навантаження на передній кінець шпинделя – N |
Н |
[L]1 [M]1 [T]-2 |
|
Виліт шпинделя – L |
м |
[L]1 [M]0 [T]0 |
Первинна задача полягає в тому, щоб отримати загальну функціональну залежність параметру оптимізації від факторів, яка в загалі може бути представлена у вигляді співвідношення
δ = f(D, А, Рк, Q, μ, Δ0, nв, І, b, m, P, L) (5.39)
Серед всієї множини факторів обираємо незалежні фактори, визначник розмірностей яких не дорівнює нулю. Для нашої задачі такими факторами можуть бути: площа опори, А, тиск у кишенях – Рк, витрата змащувальної рідини – Q, тобто
(5.40)
Враховуючи, що Δ≠0, маємо підставу прийняти ці фактори, як незалежні, а їх розміри – основними.
Тоді функціональне співвідношення (1) представимо як критеріальне рівняння у загальному вигляді:
(5.41)
Виходячи з умови отримання безрозмірних комплексів визначаємо відповідні ступені xі, yі, zі (і = 1,2...8).
5.2.1 В загальному вигляді перший критерія подоби може бути записаний, як
. (5.42)
Враховуючи, що потрібно отримати безрозмірний комплекс К1, справедливо буде скласти та вирішити систему рівнянь на основі співвідношення:
(5.43)
Тобто система рівнянь має вигляд:
.
Тоді (5.44)
5.2.2 Діаметр валу. Загальний вигляд другого критерія подоби
(5.45)
Співвідношення для розрахунку показників ступенів x2, y2, z2 цього критерія
(5.46)
Система рівнянь:
Тоді (5.47)
5.2.3 Тиск у кишенях. Загальний вигляд третього критерія подоби
(5.48)
Співвідношення для розрахунку показників ступенів x3, y3, z3 цього критерія
(5.49)
Система рівнянь:
Тоді (2.50)
5.2.4 Робочий зазор. Загальний вигляд четвертого критерія подоби
(5.51)
Співвідношення для розрахунку показників ступенів x5, y5, z5 цього критерія
(5.52)
Система рівнянь:
Тоді (5.53)
5.2.5 Частота обертання валу. Загальний вигляд п’ятого критерія подоби
(5.54)
(5.55)
Співвідношення для розрахунку показників ступенів цього критерія
Система рівнянь:
Тоді (5.56)
5.2.6 Момент інерції. Загальний вигляд шостого критерія подоби:
(5.57)
Співвідношення для розрахунку показників ступенів
(5.58)
Система рівнянь:
Тоді (5.59)
5.2.7 Міжопорна відстань. Загальний вигляд сьомого критерія подоби:
(5.60)
(5.61)
Система рівнянь:
Тоді (5.62)
5.2.8 Маса шпинделя. Загальний вигляд восьмого критерія подоби:
(5.63)
. (5.64)
Система рівнянь:
Тоді (5.65)
5.2.9 Радіальне навантаження на передній кінець шпинделя. Загальний вигляд дев’ятого критерія подоби:
(5.66)
(5.67)
Система рівнянь:
Тоді (5.68)
5.2.10 Виліт шпинделя. Загальний вигляд дев’ятого критерія подоби:
(5.69)
(5.70)
Система рівнянь:
Тоді (5.71)
Повна подоба досягається, якщо виконується співвідношення:
(5.72)
Тобто
(5.73)
Висновок. За результатами виконаного огляду літературних, проектних і патентних матеріалів обрані й обґрунтовані найбільш цікаві і раціональні конструкції підшипникових вузлів гідростатичних опор.
Виконано теоретичні дослідження гідростатичних опор для одержання критеріїв подоби (безрозмірних комплексів).
Проаналізовані усі фактори які впливають на твердість ГО, складене критеріальне рівняння, установлені незалежні фактори, отримані аналітичні вираження критеріїв подоби в загальному виді, отримані співвідношення дев'яти критеріїв подоби.
5.3.1. Лабораторний стенд
Опис стенду. Конструкція установки припускає оцінити твердість шпиндельних вузлів навантажених не тільки радіальними і тангенціальної складовими силами різання (Ру і Pz), але і її осьовий складової (Px). На першому етапі досліджень передбачається оцінка твердості ШВ, навантажених тільки складовими (Ру і Pz), спільне дія яких імітується навантажувальним гвинтом 13. Величина навантаження на консольну частину шпинделя 5 контролюється динамометром стиску 15, а деформація шпинделя виміряється індикатором годинного типу 5. Зміна вильоту частини шпинделя, що навантажується, досягається переустановкою розпірних втулок 6. Установка диска 10 з підшипниками 11 дозволяє робити виміру при обертовому шпинделі.
Гідродинамічний двосторонній осьовий підшипник. Диск п'яти разом з валом спирається на підп'ятник, що складається з восьми колодок, що сприймають осьове навантаження, спрямованому вниз. Для кращого тепловідвода колодки виконані з олов’янистої бронзи Бр.010Ф1. Робочі поверхні колодок наплавлені бабітом Б-83 товщиною 3мм із шорсткістю поверхні Ra 0,32. Кожна колодка має опорне ребро, рівнобіжне вихідній крайці колодки зі зсувом щодо осі симетрії на 9%. Колодка установлюється на пакет ресор зі сталі 60С2А с твердістю поверхні HRC 50..58. Напруга вигину під навантаженням 196 кН складає 50 МПа при прогині пакета ресор 0,59мм. Максимальний зазор між нижньою пластиною ресори і фундаментом підп'ятники дорівнює 0,7мм. При
Рисунок 5.10 – Лабораторний стенд
1 - муфта, 2 - радіальний гідростатичний підшипник, 3 - гідродинамічний осьовий підшипник, 5 - шпиндельний вал, 5 - індикатор годинного типу, 6 - розпірні втулки 7 - шайба, 8 - гайка, 9 - шпонка, 10 - диск, 11 - підшипник, 12 - кронштейн, 13 - гвинт навантажувальний, 14 - динамометр стиску.
Навантаженнях більш 295 кН ресори лягають на твердий фундамент і підп'ятник працює як непідресорений підп'ятник Мітчеля. П'ята виготовляється зі сталі 50ХН із твердістю загартування КТ60. Товщина диска п'яти 100мм, розрахунковий прогин диска на ширині колодок 125мм під навантаженням 196 кН складає 12,5мкм. Диск п'яти після шліфування притирається по плиті першого класу і після остаточного доведення має задану шорсткість поверхні.
Оскільки на вал можуть діяти значні сили, що виштовхують, осьовий підшипник виконаний двостороннім з відповідним набором колодок фундаменту і комплекти ресор для сприйняття навантаження, спрямованої нагору. Система змащення п'яти - циркуляційна з фільтрацією й охолодженням олії. Осьовий підшипник вала витримує пуски і зупинки при питомому тиску 2.95 МПа і номінальній частоті обертання і працює при питомому тиску до 5,9 МПа. При зусиллі 519,5 кН максимальна температура в шарі бабіту дорівнює приблизно 110 град З, коливання тиску в масляному клині складають 2-3% середнього тиску, а нерівномірність навантаження окремих колодок не перевищує 15%. Конструкція радіального підшипника являє собою цельновтулочный гідродинамічний підшипник. Він має змінну втулку залиту бабітом Б-83. Відповідною деталлю є напресована на вал насоса втулка з углеродистої сталі з цементованою робочою поверхнею. Змащення й охолодження підшипника здійснюється примусовою циркуляцією мастила під тиском.
Рисунок 5.11 - Гідростатичний двосторонній осьовий підшипник.
2, 16 – колодки; 5, 6 – комплект ресор; 7, 8 – втулки
Гідростатичний радіальний підшипник.
Принцип роботи ГП. Колектор 3 з'єднаний отвором 5 зі стороною високого тиску, а по торцях А и Б - зі стороною низького тиску джерела подачі підшипника рідиною. Під дією цієї різниці тисків вода через дроселі 1 надходить у камери 2, а з них по зазорі між валом 5 і корпусом підшипника випливає з камер у порожнину низького тиску. Тиск у камері визначиться наступним вираженням: Р=Рк-dрд
де: Рк -тиск у колекторі;
dрд - утрати тиску при протіканні рідини через дросель.
Тому що всі камери з'єднані з загальним колектором, то у випадку однакових дроселів у всіх камер і концентричного розташування вала (ексцентриситет ε=0) у підшипнику витрати рідини через камери, втрати в дроселях і, отже тиску в камерах будуть однакові. Якщо змістити вал у напрямку до якої-небудь камери (тобто ε відрізняється від 0), то опір гідравлічного тракту через камеру (від колектора до зливу) збільшиться.
Рисунок 5.12 - Схема роботи гідростатичного підшипника: 1 - дросель;
2 - робоча камера; 3 - колектор; 5 - підведення рідини; 5 - вал; 6 - корпус.
Витрата рідини через цю камеру зменшиться, а тиск у ній зросте внаслідок зниження втрат у дроселі. Одночасно в діаметрально протилежній камері тиск упаде. Таким чином, при зсуві вала від концентричного положення створюється різниця тисків у камерах, що утворить силу, що відновлює, діючу на вал у напрямку, протилежному його зсуву. При визначенні ексцентриситету ε, величину якого задають при розрахунку виходячи з умов роботи ГСП, можна домогтися того, що вал буде утримуватися в підшипнику в зваженому стані. Підшипник, виконаний за цією схемою, називається камерним ГСП із постійними дроселями на вході і відводом рідини через торці підшипника.
Рисунок 5.15 - Схема камерного підшипника. 1 - дросель; 2 - робоча камера; 3 - корпус; 5 - зливальний отвір;
Корпус підшипника 3 виконаний зі сталі 20Х13. На його внутрішній поверхні рівномірно по всій окружності розташовані дванадцять несучих камер 3. Мастило в несучу камеру надходить через дросель 1 з діаметром отвору 7мм. Витрата через ГСП у номінальному режимі складає 50-55 м3/ч. На шийку вала наприсовується втулка, виготовлена також зі сталі 20Х13. Щоб зафіксувати положення підшипника при різких змінах температури, корпус підшипника центрується чотирма шпонками 5. Злив мастила з ГСП на усмоктування робочого колеса здійснюється по отворах 5.
5.3.2 Принцип роботи лабораторного стенду
Конструкція установки включає шпиндельний вал 4, установлений у корпусі на двох гідростатичних підшипниках 2, і гідродинамічний осьовий підшипник 3. Масло під тиском Рк подається в гідростатичні підшипники по мастилопроводу від промислової маслостанції. Шпиндельний вал приводиться в обертання електродвигуном постійного струму потужністю 1,3 кBт через муфту 1 з номінальною частотою обертання 3000 про/хв. Навантаження переднього кінця шпинделя здійснюється через диск 10 гвинтом 13, установленим на кронштейні 12. Обертання від шпиндельного вала передається диску 10 через ковзну шпонку 9. На диску 10 установлений радіальний підшипник 11, зовнішнє кільце якого зафіксовано від обертання стопорним елементом, установленим у прорізі кронштейна 12. Установка диска 10 з підшипниками 11 дозволяє робити виміри при обертовому шпинделі під навантаженням.
Навантаження на консольну частину шпинделя 4 контролюється динамометром стиску 14. Попередньо, перед початком експерименту динамометр 14 тарують по еталонному динамометрі стиску. Величину переміщення переднього кінця шпинделя вимірюють індикатором годинного типу 5. Тиск масла в кишенях підшипників вимірюють манометром. Зміна вильоту L навантажує части, що, шпинделя досягається переустановкою розпірних втулок 6 заданої довжини відповідно до плану експерименту. Розпірні втулки 6 фіксують гайками 8 із шайбами 7. Відстань b між осями гідростатичних підшипників у ході експерименту не змінюється.
Методика експериментальних досліджень припускає оцінити твердість шпиндельних вузлів 2, навантажених не тільки радіальними й тангенціальної складовими силами різання Ру й Px, але і її осьовий складової Pz.
На першому етапі досліджень передбачається оцінка твердості шпиндельного вузла, навантаженого тільки поперечними складової сили різання Ру й Px, спільне дія яких імітують навантажувальним гвинтом 13.
У конструкції стенда передбачений гідродинамічний осьовий підшипник 3, раціональні параметри якого будуть визначатися на другому етапі досліджень. Планується оцінити вплив частоти обертання шпинделя на твердість шпиндельних вузлів, що плавно змінюється електричним регулюванням швидкості електродвигуна за допомогою пристрою РЭН–2. На цьому етапі шпиндель навантажують поздовжньою осьовою силою, що імітує третю складову силу різання Pz, разом з поперечною силою, імітуємо гвинтом 13. Навантаження шпинделя поздовжньою осьовою силою здійснюють через гідростатичний підп'ятник 15, установлений на вільному торці шпинделя 4. Такий спосіб осьового навантаження шпинделя не перешкоджає переміщенню його переднього кінця.
Динамічні збурювання, що виникають на передньому кінці шпинделі при механічній обробці заготівель, імітують на стенді за допомогою безконтактного електромагнітного вібратора 16. Вібратор включають короткочасно (2...3 с) і відключають при виконанні виміру.
Висновок. Для встановлень чисельних значень критеріїв подоби розроблена напівпромислова конструкція стенда. Дослідження можна проводити як у статиці, так і в динаміку. Для імітації динамічного навантаження яке виникає при механічній обробці був розроблений оригінальний пристрій який імітує силу різання.
5.3.3 Планування та математична обробка
результатів досліджень
В основу експериментальних досліджень покладені математичні методи планування екстрерисьних експериментів, які базуються на методах математичної статистики. Дослідження планується проводити на повномасштабній лабораторній установці рисунок 5.10 загальний вид.
У процесі досліджень передбачається отримати математичну модель переміщення переднього кінця шпинделя, як функцію його навантаження –N–(x1), вилиту ––L–(x2), тиску у кишенях підшипника –Р–(x3).
Математична модель в загальному вигляді може бути представлена у вигляді співвідношення:
(5.74)
де – коефіцієнти регресії; y – параметр оптимізації; x1, x2,x3 – фактори, які впливають на параметр оптимізації.
Перед початком моделювання обґрунтовуємо основні рівні факторів, шаг їх варїрування. Данні заносимо у таблицю.
Таблиця 5.5 – Таблиця рівнів факторів
|
Рівні факторів |
Фактори |
||
|
Навантаження N (Н) |
Виліт шпинделя L (м) |
Тиск у кишенях підшипника Р (МПа) |
|
|
X1 |
x2 |
х3 |
|
|
Основний Хо |
2000 |
0,1 |
3,5 |
|
Шаг вар’їрування hi |
1000 |
0,05 |
1,5 |
|
Верхній рівень |
3000 |
0,15 |
5,0 |
Продовження таблиці 5.5
|
1 |
2 |
3 |
4 |
|
Нижній рівень |
1000 |
0,05 |
2,0 |
Фактори кодуємо по формулі
(5.75)
де – натуральне значення фактору; – середнє значення фактору;
– інтервал варїрування фактора.
Вирази для кодування факторів
;; (5.76)
де хi- кодоване значення фактора (+1, -1, 0, ),
натуральне значення факторів,
- основний рівень фактору (середнє значення),
- шаг (інтервал варїрування – h1=1000; h2,=0,05; h3=1,5),
α – плече “зіркової” точки (залежить від кількості факторів).
Матриця моделювання (табл. 5.6)
Кількість строк матриці (N)
, (5.77)
де k – число факторів, k = 3
n0 – число нульових точок n0 =6.
Кількість паралельних вимірів визначимо по формулі [15]:
, (5.78)
де , значення нормованої функції Лапласа, при прийнятому рівні надійності
; (5.79)
– похибка у визначенні значення параметру оптимізації (погрішність вимірювального приладу).
- середнє квадратичне відхилення.
; (5.80)
m- кількість попередніх паралельних вимірів;
- середнє виміряне значення параметру оптимізації (переміщення переднього кінця шпинделя).
- поточне виміряне значення параметру оптимізації.
Результати вимірів перевіряються на рівноточність по критерію Кохрана для частки матриці :
: (5.81)
Якщо , то приймають припущення про те, що виміри рівноточні.
Коефіцієнти регресії математичної моделі розраховуємо по формулам [16]:
вільний член рівняння:
(5.82)
де -а- та –в - допоміжні коефіцієнти
(5.83)
(5.84)
(5.85)
(5.86)
(5.87)
(5.88)
(5.89)
коефіцієнти при факторах
(5.90)
коефіцієнти при взаємодії факторів
(5.91)
коефіцієнти при квадратах факторів
. (5.92)
Одержані значення коефіцієнтів регресії перевіряємо на значимість по критерію Стьюдента
; ; ; ; (5.93)
де - середньоквадратичні відхилення, що визначаються по їх дисперсіям:
; ;
; (5.94)
де - дисперсія, яка характеризує помилку у визначені параметру оптимізації:
; ; (5.95) . (5.96)
Якщо , то приймаємо припущення статистичного значення коефіцієнтів регресії.
Адекватність моделі визначаємо по критерію Фішера [16]
, (5.97)
де - дисперсія неадекватності,
, (5.98)
- число коефіцієнтів регресії у моделі після перевірки їх значимість по критерію Стьюдента;
- кількість паралельних вимірів;
– розраховане значення параметру оптимізації по отриманому рівнянню регресії (математичної моделі).
Якщо , то приймається припущення адекватного опису результатів вимірів одержаним рівнянням регресії (математичною моделлю).
Після одержання математичної моделі виконуємо ії аналіз з метою оцінки екстремальних результатів досліджень шляхом рішення системи частних проізводних по кожному з досліджених факторів.
Висновок. Вірогідність дослідження проведена за допомогою математичних методів статистики, що дозволило значно скоротити обсяги вимірів і одержати достовірні дані.
Установлено рівні їхнього варіювання, складені співвідношення для кодування факторів, розроблена рототабельна матриця моделювання, розроблені і проаналізовані співвідношення для розрахунку коефіцієнтів регресії, адекватність моделі оцінена за критерієм Фисшера, перевірка коефіцієнтів регресії на значимість зроблена за критерієм Стьюдента.
5.3.4 Теоретичні дослідження вістового гідростатичного підп’ятника
Друга частина проведеної роботи присвячена дослідженню гідростатичного підп’ятника
Ціль цих досліджень - визначити вісьове зусилля, що може розвивати ГС підп'ятник.
На першому етапі цієї роботи проводилися теоретичні дослідження з трьох розрахункових схем.
1 - теоретична схема,
2 - це апроксимація епюри тиску яка описується трьома параболами у декартовой системі координат
3 - це апроксимація епюри тиску яка описується трьома параболами в полярній системі координат
Отримано співвідношення для розрахунку осьових зусиль по указаним розрахункових схемах.
Для ідеального гідростатичного підп'ятника епюра тиску може бути представлена у вигляді прямокутника рисунок 5.16.
Рисунок 5.16 – Епюра тиску ідеального гідростатичного підп’ятника
Вісьова сила
, (5.99)
де
. (5.100)
, (5.101)
позначимо
(5.102)
тоді вісьова сила
, (5.103)
де F – площа епюри
Для реального гідростатичного підп’ятника у Декартові системі координат епюра має бути представлена, як сума систем трьох рівнянь рисунок 5.17
Рисунок 5.17 – Епюра тиску реального гідростатичного підп’ятника
Епюра описується системою рівнянь:
(5.104)
Площа епюри:
(5.105)
F=F1+F2+F3
Обчислюємо інтеграл:
(5.106)
(5.107)
(5.108)
Тоді площа епюри
(5.109)
Вісьова сила
тоді
(5.110)
Випадок другий, коли епюра має вигляд, як сума систем двох рівнянь рисунок 5.18
Рисунок 5.18 – Епюра тиску гідростатичного підп’ятника з явним екстремумом
Епюра описується системою рівнянь:
(5.111)
(5.112)
(5.113)
(5.114)
Площа епюри:
(5.115)
Вісьова сила
тоді
(5.116)
5.3.5 Розрахунок вістової сили у гідростатичному п підп’ятнику в полярній системі координат
Епюра має вид рисунок 5.19 і може бути описана системою трьох рівнянь
Рисунок 5.19 – Епюра тиску реального гідростатичного підп’ятника у полярній системі координат
(5.117)
Площа епюри:
(5.118)
Вістова сила:
(5.119)
5.3.5 Гідравлічна схема лабораторного стенда для випробування гідростатичного підп’ятника
Для перевірки результатів теоретичних досліджень гідростатичного підп’ятника була розроблена гідравлічна схема яка включає в себе: манометри годинникового типу для проведення замірів, насос для нагнітання змащувальної рідини, фільтр для очистки змащувальної рідини після промивки системи. Гідравлічна схема зображена на рисунку 5.20.
Висновок. За результатами критичного огляду літературних, проектних і патентних матеріалів обґрунтована й обрана раціональна конструкція гідростатичного підшипника.
Отримано безрозмірні комплекси (критерії подоби) основних конструктивних і технологічних параметрів гідростатичних опор шпиндельних вузлів, чисельні значення яких будуть отримані в ході обробки даних експериментальних досліджень.
Розроблено конструкцію повнорозмірної експериментальної установки, що дозволяє робити виміри переміщення переднього кінця обертового шпинделя, установленого на гідростатичних опорах під навантаженням.
Розроблено методику експериментальних досліджень, заснована на математичних методах планування екстремальних експериментів, що дозволяє оцінити вірогідність отриманих даних.
6 БЕЗПЕКА ЖИТТЄДІЯЛЬНОСТІ
6.1 Засоби індивідуального захисту від небезпечних та шкідливих виробничих факторів
6.1.1 Спецодяг: чоловічий костюм для захисту від нетоксичних речовин і забруднень ГОСТ 12.4.086-80, жіночий костюм для захисту від нетоксичних речовин і забруднень ГОСТ 12.4.085-80.
6.1.2 Спецвзуття: чоботи від механічних впливів ГОСТ12.4.072-79.
6.1.3 Засоби захисту очей: захисні окуляри тип ПРО – відкриті захисні ГОСТ 12.4.003-80.
6.1.4 Засоби захисту органів слуху: вкладиші ГОСТ 12.4.051-79.
6.1.5 Дерматологічні засоби: захист від ЗОР ГОСТ 12.4.068-79.
6.2 Евакуація людей із приміщень та будівель
Дільниця має ступінь вогнестійкості Д. Цех розташований в одноповерховій будівлі, ступінь вогнестійкості якої ІІІб. Один центральний повздовжній проїзд шириною 4,5м та поперечні проходи шириною 1,5м з обох сторін проїзду встановлені ворота з дверима для проходу людей, які в умовах вимушеної евакуації відіграють роль евакуацій виходів.
Відповідно до СНиП 2.09.02-85 максимально допустима відстань від найвіддаленішого робочого місця до евакуаційного виходу з приміщення при такому значенні Z та об’ємі дільниці цеху 5000м3 становить 130м. В нашому випадку ця вимога виконується.
Визначаємо необхідну (мінімальну) ширину евакуаційного виходу, якщо відомо, що нормова кількість людей на 1м ширини такого виходу становить 180осіб.
У нашому випадку ширина воріт, яка рівна ширині проїзду і становить 4,5м відповідає вимозі СНиП 2.09.02-85.
Визначаємо розрахунковий час евакуації з механічного врахувавши, що найбільшим він буде для людей, які працюють на найвіддаленіших робочих місцях.
Визначаємо щільність потоку людей у проході та в проїзді цеху за формулою:
(6.1)
осіб/хв.
де N – число осіб на даному відрізку шляху;
f – середня площа горизонтальної проекції людини (дорослого в літньому чи зимовому одязі);
l – довжина даного відрізку шляху;
δ – ширина даного відрізку шляху.
Скориставшись одержаними значеннями визначаємо швидкість потоку людей в проході (υ1=40м/хв.) та проїзді цеху (υ2=47м/хв.)
Значення t1, t2:
(6.2)
хв
(6.3)
хв
7 ЕКОНОМІЧНА ЧАСТИНА
7.1 Вихідні данні
Головним завданням економічного розділу є виконання техніко-економічних розрахунків ефективності виконання модернізації верстата та розширення його технологічних характеристик.
Під час модернізації було викинуто один вал та декилька зубчастих коліс Все це приводе до зменшення штучно-калькуляційного часу на виконання операції.
1) тип верстата, що модернізується 6Б444;
2) потужність електродвигуна базового верстату (Nбаз=7,52кВт);
3) гуртова ціна верстату 85000грн;
4) рівень кваліфікації робітників, які залучаються до робіт з модернізації v розряду;
5) номенклатура деталей, які обробляються на базовому верстаті: корпусні, матриця і пуансон;
6) ціна інструментів, які використовуються під час експлуатації верстата: фреза кінцева;
7) ціна 1кг матеріалу з якого випускається базова деталь 17,3грн;
8) ціна 1кг відходів основного матеріалу 0,50грн;
9) штучно-калькуляційний час виготовлення деталі на базовому верстаті на одну операцію ТШТ.О=0,41год; сумарний час обробки деталі ТШТ.К=0,75год
10) штучно-калькуляційний час виготовлення деталі на модернізованому верстаті на одну операцію ТШТ.О=0,31год; сумарний час обробки деталі ТШТ.К=0,5год
11) партія виготовлення деталей 1000шт;
7.2 Ввизначення тривалості робот з модернізації верстата та кількості робітників
Тривалість робіт з модернізації верстатів (ТМ) визначається, виходячи з показника частки трудозатрат на модернізацію під час проведення капітального ремонту( трудомісткості робіт з модернізації, нормо-год.) за формулою:
ТМ = (7.1)
де tрм –трудомісткість робіт з модернізації верстата, нормо-год.;
Трудомісткість складається з таких операцій:
1) підгонка деталей та зборка вузла приводу головного руху 320хв;
2) підгонка деталей та зборка вузла приводу подач 100хв;
3) підгонка деталей та зборка вузла системи охолодження 80хв;
4) загальна зборка верстата, обкатка, випробування під навантаженням та здача ВТК 360хв;
tрм=280+100+90+450=920хв=15,3год
Ч - число робітників-виконавців;
Квн=1,2–коефіцієнт виконання норм виробітку;
Фр =155 –плануємий фонд робочого часу робітника за місяць, год.
Число робітників-виконавців можна визначити за формулою [20]:
Ч= (7.2)
Ч==1,19
Так як модернізація верстата потребує точного виконання, то приймаю Ч=2.
ТМ ==0,041міс
7.3 Визначення капітальних затрат з модернізації
Капітальні затрати з модернізації (Км) можна визначити за таким виразом[20]:
Км=ВПР+ВДВ+ВЗП+ВН (7.3)
де ВПР –витрати на придбання необхідних матеріалів і комплектуючих деталей, грн.;
В витрати на придбання необхідних матеріалів і комплектуючих деталей входять:
1) витрати на придбання 2 муфт вартістю 35грн за штуку Цм=2×35=70грн;
5) витрати на придбання 2 гідростатичних підшипників 85грн за штуку Цп=2×85=170грн;
ЦГ= Цп+ Цм (7.4)
ЦГ =70+170=240грн
ВДВ – витрати на деталі які використовуються під час модернізації і виробляються в цехах власного підприємства, грн.;
ВЗП –витрати на оплату праці робітників-налагоджувальників, слюсарів, які виконують роботи з модернізації обладнання, грн.;
ВП=240грн (7.5)
Витрати на заробітну плату ВЗП робітників-почасовиків, зайнятих під час модернізації, розраховується таким чином:
Фонд тарифної заробітної плати почасових робітників, грн.
ФТ = Ч×FЕФ ×СТj (7.6)
де Ч –чисельність робітників, чол.;
FЕФ –ефективний фонд часу роботи робітника, який зайнятий модернізацією обладнання, год.;
FЕФ = ТМ×Фр (7.7)
де Фр =155 –плануємий фонд робочого часу робітника за місяць, год.
FЕФ =0,041×155=6,35год
СТj =1,149 грн/год-погодинна тарифна ставка слюсаря-почасовика v-го разряду.
ФТ =2×6,36×1,149=14,6грн/год
У данному розрахунку доплата за роботу в вечірній час приймається у розмірі 20% від фонду тарифної заробітної плати.
ФД= ФТ×0,2=14,6×0,2=2,92грн/год (7.8)
Оплата преміальних здійснюється у розмірі 40% від фонду тарифної заробітної плати.
ФП= ФТ×0,4=14,6×0,4=5,8 грн/год (7.9)
ВЗП=ФТ+ФД+ФП=14,6+2,92+5,84=23,36 грн/год (7.10)
Накладні витрати (ВН) можна розрахувати у розмірі 120% від фонду тарифної заробітної плати слюсарів-почасовиків.
ВН=ФТх1,2 (7.11)
ВН=14,6×1,2=17,52грн/год
Км=17,52+23,36+240=280,88грн
7.4 Визначення технологічної собівартості операції
Технологічну собівартість операції (СТО) з обробки деталі, що виконується
на заданому верстаті за базовим та новим (після модернізації) варіантами, можна розрахувати таким чином, грн./дет.:
СТО =(НЗВ+НЗН+НСЕ+НДМ+НРІ+НАО+НПЛ+НВМ)хТШТ.К (7.12)
де НЗВ ,НЗН ,НСЕ ,НДМ ,НРІ ,НАО ,НПЛ ,НВМ –нормативи витрат грн./год., відповідно: на заробітну плату (основну і додаткову) верстатника, з відрахуван- ням на заробітну плату (основну і додаткову); налагоджувальника з відрахуван-нями; на силову електроенергію; допоміжні матеріали; на різальний інструмент; на амортизацію обладнання; на площу; на вимірювальний інструмент.
ТШТ.К –норма часу виконання операції, год.
Норматив витрат на заробітну плату верстатника НЗВ визначається:
НЗВ =СГВ×КС×КДЗ (7.13)
де СГВ =1.262–годинна тарифна ставка верстатника v розряду для базового верстату,
СГВ =1,122–годинна тарифна ставка верстатника III розряду для модернізованого верстату грн./год.
КДЗ =1,8 коефіцієнт, що враховує додаткову заробітну плату верстатника для сучасних умов виробництва;
КС =1,375 коефіцієнт, що враховує відрахування на соціальне страхування;
для базового верстату
НЗВ =1,262×1,375×1,8=3,12грн/год
для модернізованого верстату
НЗВ =1,122×1,375×1,8=2,78грн/год
Норматив витрат на оплату праці налагоджувальника для базового та модернізованого верстатів:
НЗН =СГН×КС×КДЗ ×(1/βН) (7.14)
де СГН=1.527 годинна тарифна ставка налагоджувальника VІ розряду, грн./год.(додаток1);
βН=4-число одиниць обладнання, які обслуговуються одним налагоджувальником.
НЗН =1,527×1,375×1,8×(1/4)=0,94грн/год
Норматив витрат на силову електроенергію
НСЕ=((Ny×KN×Kврдв×Код×Кω)/η) ×Вел.ен (7.15)
де Ny=7,5кВт потужність електродвигуна,кВт;
KN=0,6-середній коефіцієнт завантаження електродвигуна за потужністю;
Kврдв=0,8- середній коефіцієнт завантаження електродвигуна;
Код=0,8- середній коефіцієнт одночасної роботи обладнання;
η=1,1-коефіцієнт, що враховує використання двигуна;
Кω-коефіцієнт, що враховує утрату електроенергії в мережі підприємства, для металорізальних верстатів Кω=1,06;
Вел.ен=0,23-вартість 1 кВт год. електроенергії, грн.;
НСЕ=((7,5×0,6×0,8×0,8×1,06)/1,1)×0,23=0,63грн/год
Норматив витрат на різальний інструмент:
НРІ= (7.16)
де Ві-ціна інструмента фреза кінцева 273 грн
Квт=1,1-коефіцієнт випадкової втрати для різця токарного підрізного та токарного прохідного, для розточувального 1,08;
Тст=1,5-стійкість інструментів, год.;
Кпер-кількість переточувань 7
n=1- кількість інструментів, шт.
Фреза кінцева для базового верстату:
НРІ==10,72грн/год
для модернізованого верстату:
НРІ==8,11 грн/год
Сумарні витрати на різальний інструмент для базового верстату:
ΣНРІ=10,72 /год
Сумарні витрати на різальний інструмент для модернізованого верстату:
ΣНРІ=8,11грн/год
Норматив витрат на вимірювальний інструмент для базового та модернізованого верстатів:
НВМ= (7.17)
де Сім-сума затрат на амортизацію і ремонт комплекту універсальних вимірювальних інструментів, що приходяться на 1 рік роботи верстату, грн.;
FД=4015-дійсний річний фонд часу роботи верстату, год.;
КТВ-коефіцієнт, що враховує тип виробництва (для серійного виробництва КТВ=0,9);
Кзч=0,7-коефіцієнт завантаження верстату за часом;
Сім визначається за формулою:
Сім=γвмd Сімd Кn (7.18)
де γвмd- частка часу використання вимірювального інструменту d-го типорозміру в загальному часі роботи обладнання (додаток 3);
γвмd=0,15-для мікрометра;
γвмd=0,05-для глибиноміра мікрометричного;
m=1-кількість типорозмірів вимірювального інструменту, що використовується на даному верстаті;
Квмd-кількість вимірювальних інструментів даного типорозміру в комплекті для одного верстату(Квмd=1-для мікрометра; Квмd=1-для глибиноміра мікрометричного);
Сімd-затрати на амортизацію і ремонт одиниці універсального вимірювального інструменту d-го типорозміру, що приходиться на один рік його роботи, грн.;
Кn=0,6-коефіцієнт, що враховує типорозмір верстату;
Величина Сімd розраховується за формулою:
Сімd= (7.19)
де Цімd-ціна вимірювального інструменту d-го типу середніх розмірів, грн. (Цімd=84,7грн/од-для мікрометра; Цімd=112,7грн/од-для глибиноміра мікрометричного) (додаток4);
Ктв-коефіцієнт, що враховує транспортно-заготівельні витрати з інструменту;
Тпівd-строк погашення на інструмент(Тпівd=3 - для мікрометра, Тпівd=3 - для глибиноміра мікрометричного),роки;
Рімd-кількість відновлюваних ремонтів вимірювального інструменту d-го типу середніх розмірів за період його служби(експлуатації) (Рімd=0 - для мікрометра, Рімd=10 - глибиноміра мікрометричного);
Срімd-затрати на один ремонт(Срімd=7,49 - для мікрометра, Срімd=7,49- глибиноміра мікрометричного), грн.;
Zімd-кількість перевірок вимірювального інструменту впродовж строку його служби(Zімd=12 - для мікрометра, Zімd=6 - для глибиноміра мікрометричного);
Спімd-вартість однієї перевірки(Спімd=2,42- для мікрометра, Спімd=4,69- для глибиноміра мікрометричного), грн.;
Кут-коефіцієнт, що враховує втрату вимірювального інструменту(Кут=1,01 - для лімікрометра, Кут=1,00 для глибиноміра мікрометричного);
Ктв-коефіцієнт, який складає(за середніми заводськими даними) 1,02;
для мікрометра:
Сімd==64,3грн
для глибиноміра мікрометричного:
Сімd==72,64грн
для ьікромутра:
Сім=0,15 1 64,3 0,6=5,78грн
для глибиноміра мікрометричного:
Сім=0,05 1 72,64 0,6=6,05грн
для мікрометра:
НВМ==0,001грн/год
для глибиноміра мікрометричного:
НВМ==0,001грн/год
Сумарні витрати на вимірювальний інструмент складають:
НВМ=0,001+0,001=0,002 грн/год
Норматив витрат на амортизацію обладнання:
Нао= (7.20)
де Вбо-балансова вартість верстата, грн.;
На-норма амортизації (24%);
FД=4015-дійсний річний фонд часу роботи верстату, год.;
Кзо=0,85-коефіцієнт завантаження обладнання;
Балансова вартість верстата визначається за формулою:
Вбо=Цг× (1+αт+αм) (7.21)
де Цг=85000-гуртова ціна верстата, грн.;
αт=0,04; αм=0,05-відповідно коефіцієнти, які враховують транспортно-заготівельні витрати та витрати на монтаж;
Вбо=85000×(1+0,04+0,05)=92650грн
Під час модернізації були вилучені такі деталі:
зубчаті колеса 9шт вартістю 19,55грн за шт. Цк=9х19,55=176,85грн
вали 1шт вартістю 9,44грн за шт. Цв=13грн;
підшипники 2шт вартістю 40грн за шт.Цп=80грн;
Сумарна вартість вилучених деталей:
Ц=Цк+Цв+Цп (7.22)
ΣЦ=176,85+80+13=269,85грн
Балансова вартість верстата з врахуванням вилучених деталей:
Вб=Вбо-Ц (7.23)
Вб=92650-269,85=92424грн
Балансова вартість модернізованого верстата:
Вбо=Вб+ВП (7.24)
Вбо=92424+261,6=92685,6грн
Норматив витрат на амортизацію базового верстата:
Нао==5,20грн/год
Норматив витрат на амортизацію модернізованого верстата:
Нао==6,51грн/год
Норматив витрат на площу
Нпл= (7.25)
де S=12,545-площа, що займає верстат, м2;
Кf=2,5-коефіцієнт, що враховує потребу в допоміжній площі (на проходи, проїзди, службові та побутові приміщення) з розрахунку на одиницю обладнання (додаток 5);
Зв.пр=109,2-річні затрати, пов’язані з використанням 1м2 виробничого приміщення для базового та модернізованого верстатів, грн. (додаток6);
Нпл==0,79грн/год
Норматив вартості основного матеріалу Ном визначається за формулою для базового та модернізованого верстатів:
Ном= (7.26)
де Цз=1,13, Цв=0,8-відповідно ціна заготовки та відходів, грн./кг;
Мз=3,452,Цв=0,112-відповідно маса заготовки і відходів, кг;
Для базового верстата: Ном==5,09грн/год
Для модернізованого: Ном==7,64грн/год
Норматив витрат на допоміжні матеріали Ндм визначається з розрахунку 4% від нормативу вартості основного матеріалу Ном для базового та модернізованого верстатів:
Ндм=0,04×Ном (7.27)
Ндм=0,04×137,25=5,49грн/год
Технологічна собівартість операції з обробки деталі, що виконується на базовому верстаті:
СТО=(3,12+5,09+5,49+0,94+0,63+0,002+0,79+5,20)×0,75=17,9грн
Технологічна собівартість операції з обробки деталі, що виконується на модернізованому верстаті:
СТО=(2,78+8,11+6,51+5,49+0,94+0,63+0,002+7,64)×0,5=16,05грн
7.5 Розрахунок річної економії від зниження поточних витрат та загального економічного ефекту отриманого в наслідок модернізації
Річна технологічна собівартість, грн., дорівнює:
Стр=СТО×Чр (7.28)
де СТО- технологічна собівартість виконання операції з обробки деталі, грн.;
Чр-річний обсяг деталей, шт.;
Річна технологічна собівартість операції з обробки деталі, що виконується на базовому верстаті:
Стр=17,9×1000=17900грн
Річна технологічна собівартість операції з обробки деталі, що виконується на модернізованому верстаті:
Стр=16,05×1000=16050грн
Передбачувана річна економія від зниження витрат становитиме, грн.:
Екр =(СТОб-СТОн)×Чр (7.29)
СТОб, СТОн - технологічна собівартість відповідно базового та нового варіантів виконання операції з обробки деталі, грн.;
Екр=(17900-16050)=1850грн
Передбачуваний річний ефект від упровадження нового варіанта технології внаслідок модернізації верстата визначається, грн.:
Ер=Екр-Є×Км (7.30)
де Км-додаткові капітальні вкладення, пов’язані з модернізацією верстата, грн.;
Є=0,15-коефіцієнт ефективності капітальних вкладень.
Ер=1850-0,15×280,88=1807,9грн
Строк окупності додаткових капітальних витрат, роки
Ток===0,15роки (7.31)
Прийнятий строк капітальних витрат на модернізацію технологічних
прцесів-2...3роки, так як Ток≤Тжц (0,15<7), то модернізацію проводити доцільно.
де Тжц=7-термін життєвого циклу верстата, роки
ЛІТЕРАТУРА
1.Авторское свидетельство СССР №402433., кл. В 23 С5/26. Инструментальная бабка / Автор М.И. Старков, А.М. Колпаков.
В.Н. Садовский. Заяв. 4605190/08 / 05.11.84. Опубликовано 07.02.91. Бюл. №5.
2. Каталог на станок REX фирмы Шисс-ФРОРИП. ФРГ Металлорежущий станок / Авторы: С.К. Чупыра, В.А. Бармашов, В.Н. Коробейник. Заяв. 3857848/25-08 / 18.02.85. Опубликовано 07.04.86. Бюл. №13.
3. Авторское свидетельство СССР №1177080., кл. В 23 С1/16. Устройство для обработки фасонных изделий / Авторы: Г.А. Налян, Ю.В. Арутюнян, Л.И. Густин. Заяв. 4117006/25-08 / 05.11.84. Опубликовано 07.06.89. Бюл. №5.
4. Авторское свидетельство СССР. Способ фрезерования резьбы и устройство для его осуществления / Авторы: М.П. Мернерт. Заяв. 3921843/31-08 / 03.07.85. Опубликовано 30.03.87. Бюл. №12.
5. Авторское свидетельство СССР №984714., кл. В 23 С1/00. Фрезерный станок / Авторы: П.А. Ратомский, В.М. Шафранович. Заяв. 3715151/25-08 / 13.02.84 Опубликовано 23.04.86 Бюл. №15.
6.Авторское свидетельство СССР №791468., кл. В 23 С1/04. Фрезерный станок / Автор: Д.Д. Блинов, В.В. Клюев, И.К. Субботин Заяв. 2705827/25-08 / 04.01.79. Опубликовано 30.12.80. Бюл. №48.
7. Фельдман С.Я. Новая гамма вертикально-фрезерных станков.–Станки и инструмент. 1992. №2. с.9…11.
8. Кочергин А.И. Конструирование и расчёт металлорежущих станков и станочных комплексов – Минск: «Высшшая школа», 1991.–382с.
9. Модульное оборудование для гибких производственных систем механической обработки: Справочник/ Р.Э. Сафраган, Г.А. Кривов, В.Н. Титаренко и др.; под ред.канд.техн.наук Р.Э. Сафрагана.– К.: „Тэхника”, 1989. – 175с.
Кривой Рог, 1998. –5с.
10. Методичні вказівки до виконання курсового проекту з курсу: „Конструювання та іспит металорізальних верстатів” для студентів V-го курсу спеціальності 709203. Укладач: доц., к.т.н. Аралкін А.С. – Кривий Ріг, 2003. –11с.
11. Методические указания к практическим занятиям, курсовому и дипломному проектированию по дисциплине: «Металлообрабатывающее оборудование» для студентов специальностей 7090203 и 709202 – Расчёт на прочность цилиндрических зубчатых колёс. Составитель: проф. Марутов В.А.,
12. Гузенков П.Г. Краткий справочник к расчётам деталей машин – М.: «Высшая школа», 1968. – 312с.
13. Проектирование металлорежущих станков и станочных систем: справочник-Учебник в 3-х томах / Под ред. А.С. Проникова. – М.: Изд-во МВТУ им. Н.Э. Баумана: Машиностроение, 1995-96.
14. 2.Кузнецов Ю.Н. Станки с ЧПУ и станочные комплексы. Ч.II. Учеб. пособие - К. – Тернополь. ООО“ЗМОК”, 2000. – 343 с.
15. Проектирование металлорежущих станков и станочных систем: Справочник-Учебник в 3-х томах /Под ред. А.С. Проникова. – М.: Изд-во МВТУ им. Н.Э. Баумана: Машиностроение, 1995.
16. Балута А.М., Деркач Н.И., Калиниченко В.Ф., Чуб В.Ф. Применение математических методов планирования экспериментов при разработке рудных месторождений К.: Наукова думка, 1973.- 161 с.
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КТУ.РМ. 8 090.203.05.5-02.ВС
Разраб.
Кучерявий
Провер.
Аралкін
Н. Контр.
Дербас
Утверд.
Кіяновський
ВСТУП
Лит.
Листов
гр.МВС-00
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1.1
КТУ.РМ.8 090.203.05.5-02.01.ТО
Разраб.
Кучерявий
Провер.
Аралкін
Н. Контр.
Дербас
Утверд.
Кіяновський
ТЕХНОЛОГІЧНЕ ОБГРУНТУВАННЯ І МОДЕРНІЗАЦІЯ МЕТАЛОРІЗАЛЬНОГО ВЕРСТАТА
Лит.
Листов
гр.МВС-00
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1.2
КТУ.РМ.8 090.203.05.5-02.01.ТО
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1.3
КТУ.РМ.8 090.203.05.5-02.01.ТО
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1.4
КТУ.РМ.8 090.203.05.5-02.01.ТО
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1.5
КТУ.РМ.8 090.203.05.5-02.01.ТО
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1.6
КТУ.РМ.8 090.203.05.5-02.01.ТО
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
.7
КТУ.РМ.8 090.203.05.5-02.01.ТО
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1.8
КТУ.РМ.8 090.203.05.5-02.01.ТО
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1.9
КТУ.РМ.8 090.203.05.5-02.01.ТО
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1.10
КТУ.РМ.8 090.203.05.5-02.01.ТО
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1.11
КТУ.РМ.8 090.203.05.5-02.01.ТО
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1.12
КТУ.РМ.8 090.203.05.5-02.01.ТО
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1.13
КТУ.РМ.8 090.203.05.5-02.01.ТО
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1.14
КТУ.РМ.8 090.203.05.5-02.01.ТО
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2.1
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.02.ОА
Разраб.
Кучерявий
Провер.
Аралкін
Н. Контр.
Дербас
Утверд.
Кіяновський
ОБГРУНТУВАННЯ І ПРАКТИЧНИЙ АНАЛІЗ ПРИЙНЯТИХ ДО ПРОЕКТУВАННЯ ВАРІАНТІВ ВУЗЛІВ
Лит.
Листов
гр.МВС-00
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2.2
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.02.ОА
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2.3
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.02.ОА
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3.1
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.03.ПВ
Разраб.
Кучерявий
Провер.
Аралкін
Н. Контр.
Дербас
Утверд.
Кіяновський
ПРОЕКТУВАННЯ ВУЗЛІВ
МЕТАЛОРІЗАЛЬНОГО ВЕРСТАТА
Лит.
Листов
гр.МВС-00
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3.3
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.03.ПВ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3.4
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.03.ПВ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3.5
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.03.ПВ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3.6
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.03.ПВ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3.7
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.03.ПВ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3.8
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.03.ПВ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3.9
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.03.ПВ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3.10
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.03.ПВ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3.11
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.03.ПВ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3.12
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.03.ПВ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3.13
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.03.ПВ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3.14
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.03.ПВ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
4.1
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.04.ЕР
Разраб.
Кучерявий
Провер.
Аралкін
Н. Контр.
Дербас
Утверд.
Кіяновський
ЕКСПЛУАТАЦІЯ І РЕМОНТ МЕТАЛОРІЗАЛЬНОГО ВЕРСТАТА
Лит.
Листов
гр.МВС-00
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
4.2
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.04.ЕР
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
4.3
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.04.ЕР
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
4.4
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.04.ЕР
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
4.5
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.04.ЕР
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
4.6
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.04.ЕР
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
4.7
КТУ. РМ. 8 090.203.05.5-02.04.ЕР
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.1
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Разраб.
Кучерявий ВввВВ
Провер.
Аралкін
Н. Контр.
Дербас
Утверд.
Кіяновський
НАУКОВА ЧАСТИНА
Лит.
Листов
гр.МВС-00
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.2
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.3
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.4
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.5
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.6
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.7
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.8
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.9
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.10
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.11
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.12
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.13
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.14
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.15
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.16
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.17
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.18
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.19
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.20
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.21
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.22
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.23
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.24
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.25
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.26
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.27
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.28
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.29
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.30
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.31
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.32
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.33
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.35
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.36
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.37
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.38
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.39
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.40
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.41
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.42
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5.43
КТУ. РМ.8 090203.05.5-02.05.ЧН
Змн.
Арк.
№ докум.
Підпис
Дата
Арк.
7.1
Розроб.
Кучерявий
Перевір.
Комісаренко
Рецензент
Аралкін
Аралкін
ко
Н. Контр.
Дербас
Затверд.
Кіяновський
БЕЗПЕКА ЖИТТЄДІЯЛЬНОСТІ
Літ.
Аркушів
Змн.
Арк.
№ докум.
Підпис
Дата
Арк.
6.2
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
6.1
КТУ. РМ. 8 090. 203. 05.5-02.07. ЕЧ
Разраб.
Кучерявий
Провер.
Варава
Н. Контр.
Дербас
Утверд.
Кіяновський
ЕКОНОМІЧНА
ЧАСТИНА
Лит.
Листов
КТУ. гр.МВС-00
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
6.2
КТУ. РМ. 8 090. 203. 05.5-02.07. ЕЧ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
6.3
КТУ. РМ. 8 090. 203. 05.5-02.07. ЕЧ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
6.4
КТУ. РМ. 8 090. 203. 05.5-02.07. ЕЧ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
6.5
КТУ. РМ. 8 090. 203. 05.5-02.07. ЕЧ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
6.6
КТУ. РМ. 8 090. 203. 05.5-02.07. ЕЧ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
6.7
КТУ. РМ. 8 090. 203. 05.5-02.07. ЕЧ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
6.8
КТУ. РМ. 8 090. 203. 05.5-02.07. ЕЧ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КТУ.РМ. 8 090.203.05.5-02.Л
Разраб.
Кучерявий
Провер.
Аралкін
Н. Контр.
Дербас
Утверд.
Кіяновський
ЛІТЕРАТУРА
Лит.
Листов
гр.МВС-00
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
КТУ.РМ. 8 090.203.05.5-02.Л