Анализ компоновки оборудования железнодорожного скраповоза участка подготовки лома в условиях филиала ОАО "ОМК-Сталь"

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ

Анализ компоновки оборудования железнодорожного скраповоза участка подготовки лома в условиях филиала ОАО «ОМК-Сталь»



Введение

редуктор скраповоз железнодорожный

Производство высококачественной стали на современных предприятиях не возможно без оснащенных шихтовых дворов. Шихтовый двор в филиале ОАО «ОМК-Сталь» не исключение. Благодаря его техническому оснащению и квалифицированному персоналу осуществляется своевременная подготовка и подача металлошихты для производства жидкой стали в электросталеплавильный цех. На сегодняшний день освоено производство более 70 марок стали, освоение которых в не малой степени, зависело от качества и своевременной доставке задаваемых материалов к месту производства.

Для уменьшения себестоимости производимой стали необходимо иметь надежные транспортные средства для доставки зашихтованного лома.



1. Оборудование участка подготовки лома

1.1 Электромостовые краны

Участок подготовки лома представляет собой крытое здание длиною 240 метров, разделенное на два пролета. Каждый пролет имеет железнодорожные пути для приема полувагонов с металлоломом и по четыре единицы электромостовых кранов грузоподъемностью 32 тонны каждый. Подвеска крана имеет два спаренных электромагнита по 2 метра в диаметре. Магниты могут поднимать разный вес лома, в зависимости от марки(плотности) лома. От 6-7 тонн чугуна до 3 тонн легковесного лома. Наличие 8 кранов в УПЛ позволяет иметь суточный оборот металлолома до четырех тысяч тонн!

Кроме того участок подготовки лома имеет один козловой кран на открытых складах УПЛ. Он оборудован двумя грузозахватными приспособлениями, это грейфер объемом 1,7 м³ и один электромагнит грузоподъемностью 10 тонн.

1.2 Железнодорожные скраповозы

Для транспортировки металлолома в ЭСПУ используются железнодорожные скраповозы. Скраповоз, представляет из себя рамную металлическую конструкцию, оборудованную дизельной установкой, которая передает крутящий момент на железнодорожные колеса посредством гидропривода. Рама оборудована четырьмя весовыми тензометрическими датчиками, на которые установлена приемная чаша для съемной корзины для завалки скрапа. Показания от датчиков передаются как на весовое табло ж/д скраповоза, так и на дистанционный экран, расположенный для безопасности, в отдалении от зоны погрузки. Скраповозы перемещаются по железным рельсам КР 120 и управляются посредством радиосвязи шихтовщиками участка.

Рис. 1 Железнодорожный скраповоз «DANIELI»

1.3 Автомобильные скраповозы

Так УПЛ имеет еще и открытые склады для хранения лома, то для доставки шихты с отдаленных территорий используются два автомобильных скраповоза немецкой фирмы «KIROV», грузоподъемностью 200 тонн. Транспортировка лома происходит при помощи паллет для транспортировки скрапа, на которые и устанавливаются корзины для завалки скрапа.

Скраповоз имеет активную подвеску всех колес, для опускания и подъема платформы, которая в зависимости от ситуации, может как поднять паллету с бадьей для перемещения, так и опустить на место шихтовки.

Рис. 2 Автоскраповоз «KIROV»

1.4 Напольные весы

Для учета металлолома отдаваемого в производство с открытых участков используются напольные платформенные весы грузоподъемностью 200 тонн. На них ставится корзина с ломом и данные автоматически передаются на монитор сталевара и контролера-учетчика УПЛ. Весы располагаются в завалочном пролете ЭСПУ, для оперативного взвешивания металлолома. Кроме того весы используются для тарировки весовых систем ж/д скраповозов.

Таким образом весовые системы всей техники УПЛ взаимосвязаны между собой. Тарировка самих напольных весов происходит с помощью постоянных контр грузов.

Рис. 3 Напольные весы в ЭСПУ

1.5 Скраповые бадьи

Для передачи металлошихты в ЭСПУ используются корзины для завалки скрапа емкостью 143 м³ и грузоподъемностью 130 тонн. Вес самой бадьи составляет около 70 тонн. Завалка происходит двумя приемами - 1 это завалка 120 тонн и 2 подвалка 60 тонн.

Рис. 4 Корзина(бадья) для завалки скрапа.



2. Конструкция железнодорожного скраповоза

2.1 Дизельный двигатель

Железнодорожный скраповоз «Danieli» оснащен турбированным дизельным двигателем (рис. 5) внутреннего сгорания итальянской фирмы «Ferrero» мощностью 120 л/с при 3500 об/мин. Имеет воздушную систему охлаждения и автоматической контроль оборотов двигателя, в зависимости от нагрузки.

Рисунок 5. дизельный двигатель «Ferrero»

2.2 Гидравлическая система ж/д скраповоза

Усилие, необходимое для движения железнодорожного скраповоза от двигателя передается гидравлическому насосу (рис 6), с выходным давлением 200 bar. После которого, посредством трубопровода высокого давления (рис 7), масло под высоким давлением поступает на гидроаккумулятор и соленоиды распределения потоков (рис 8) и далее к приводным гидромоторам, от которых крутящий момент передается к редукторам приводных колес (рис 9). Масло в процессе работы охлаждается проходя через радиатор (рис 10).

редуктор скраповоз железнодорожный

Рисунок 6. Гидравлический насос

Рисунок 7. Трубопроводы высокого давления

Рисунок 8. Гидроаккумулятор и соленоиды распределения



Рисунок 9. Гидромотор и приводной редуктор

Рисунок 10. Радиатор охлаждения масла

2.3 Ведомые колеса

Перемещение по железнодорожным рельсам скраповоз осуществляет на четырех колесах, два из которых приводные и два холостых. Колеса состоят из самого колеса изготовленного из стали марки 65Г, вала из стали 45, двух подшипников, стопорных колец, корпусов подшипников.

2.4 Ведущие колеса

Двигается скраповоз благодаря двум приводным колесам, которые расположены на одной оси. Состоят колеса из тех же деталей, что и холостые, с одним отличием, в конструкции вала, у которого есть шлицевая часть, для соединения с редуктором.

2.5 Гидромоторы

Гидромоторы вращающие передачи редуктор представляют собой нерегулируемые аксиально-поршневые моторы с наклонным блоком для открытых и закрытых гидростатических систем, применим как для стационарных так и мобильных систем, которой является система железнодорожного скраповоза. Номинальное давление до 400 bar, максимальное давление до 450 bar. Обороты данного двигателя пропорциональны подаче масла и обратно пропорциональны рабочему объему. Развиваемый момент растет с увеличением перепада давления на входе и выходе. Оптимальное соотношение массы и мощности, имеет компактную конструкцию. У данных двигателей оптимальный КПД и предназначен для промышленного использования. Работа осуществляется при помощи конусных поршней с поршневыми уплотнительными кольцами.

Максимальное количество оборотов 1600 n/min^-1

Максимальный крутящий момент 5570 Nm при давлении 350 bar.

2.6 Редуктор приводных колес

Редуктор приводного колеса это соосный планетарный редуктор Brevini (рис. 18), который применяются в различных отраслях промышленности. Редуктор Brevini спроектирован на основе гибкой модульной системы, что позволяет иметь в распоряжении большое количество опций, такие как с полым выходным валом, который применяется в конструкции ж/д скраповоза. Конфигурация с полым валом применяется для того, когда возможности пространства ограничены и требуется более компактная конструкция (рис. 19). Редукторы с фланцевым креплением имеют большой выбор дополнительных адаптеров для электрических и гидравлических моторов.

Технические характеристики

Макс. крутящий момент (T2 макс.): Нм: до 900 000 Нм

Передаточное отношение: до 3150

Номинальная мощность: до 720 кВт



3. Проблемы эксплуатации ж/д скраповозов

Из за интенсивной эксплуатации ж/д скраповозов 24 часа в сутки, неизбежны проблемы с оборудованием. Это пониженный ресурс двигателя, повышенный износ реборд колес и конечно же приводной системы. Вес перемещаемый скраповозом составляет около 250 тонн! Длина пути от тупика до тупика равна 150 метрам. Перемещения туда и обратно происходят до 25 раз в сутки. Вот тут и происходят поломки зубчатых валов приводных колес (рис. 20). Основной момент в который происходят поломки это - в период трогания с места и момент остановки. У гидравлической системы редуктора нет свободного вращения со стороны колес, но есть постепенный сброс давления на гидродвигатель, при команде от пульта управления на остановку. Инерция ж/д скраповоза достаточно высока и не всегда совпадает с сбросом давления, поэтому оставшаяся нагрузка ложиться на вал и редуктор - следует поломка. Все поломки происходят, как правило, неожиданно и это приводит к простоям производства.



4. Методы диагностики редукторов

Для избегания неожиданных поломок редукторов и приводных валов необходимо периодически диагностировать неполадки на ранней стадии. В случае обнаружения неисправности можно заранее запланировать ремонт.

Для диагностики можно использовать метод измерения акустических сигналов акустической эмиссии на корпусе вращающегося подшипника или на поверхности одного из не вращающихся колец подшипника, который установлен на валу с диагностируемой шестерней. Для этого применяют приборы типа АРП-11/2 (рис. 21)

Способ диагностики зубчатых передач, по которому предварительно фиксируют частоту вращения входного вала диагностируемой передачи, рассчитывают зубчатые частоты, по ним настраивают узкополосные фильтры, снимают сигнал с вибродатчика, установленного на корпусе диагностируемой передачи, отличающийся тем, что датчик акустической эмиссии устанавливают на корпусе вращающегося подшипника или на поверхности одного из не вращающихся колец подшипника, который установлен на валу с диагностируемой шестерней, определяют в заданной полосе частот от 30 до 300 кГц в равные, последовательные промежутки времени с частотой выборки от 50 до 0,1 мкс значение выброса максимальных амплитуд сигналов акустической эмиссии, следующих последовательно и неразрывно по времени, определяют время длительности выброса максимальных последовательных и неразрывных по времени сигналов акустической эмиссии и интервал времени между выбросами максимальных неразрывных по времени сигналов акустической эмиссии за время не менее одного оборота колеса зубчатой передачи;

размер дефекта, т.е. разрушения по длине рабочей поверхности зубьев, рассчитывают по формуле для цилиндрических прямозубых передач:



Р_деф.пр.=2mZш· t·n_ш/cos,

где Р_деф.пр. - размер дефекта, мм;

m - модуль зубьев;

Z_ш - число зубьев шестерни;

t - время длительности выброса сигналов акустической эмиссии с максимальной амплитудой, следующие один за другим неразрывно по времени, с;

n_ш - число оборотов шестерни в секунду;

- угол профиля зубьев,

для цилиндрических косозубых передач размер дефекта рассчитывают по формуле

Р _деф.кс.=2mZш· tn_ш/cos ·cos,

где Р_деф.кс. - размер дефекта, мм;

m - модуль зубьев;

- делительный угол наклона,

местоположение дефекта (выкрашивание одного или нескольких зубьев) зубчатой передачи определяют на основании сравнения определенного диагностикой интервала времени (Т_инт.) между максимальными неразрывными по времени сигналами акустической эмиссии с рассчитанным значением интервала времени по формуле для единичного дефекта зубьев шестерни:

Т_{инт.ед.ш.}=1/n _ш.,

где Т_{инт.ед.ш.} - интервал времени между максимальными неразрывными по времени выбросами сигналов акустической эмиссии, с;

n_ш. - число оборотов шестерни в секунду;

для единичного дефекта зубьев колеса по формуле (4)

где Т_{инт.ед.к.} - интервал времени между максимальными неразрывными по времени выбросами сигналов акустической эмиссии, с,

n_к. - число оборотов колеса в секунду,

о техническом состоянии зубчатой передачи судят путем сравнивания определенного диагностикой размера дефекта с допустимым размером дефекта, исходя из технических и эксплуатационных характеристик зубчатой передачи.



5. Предлагаемый способ решения существующей проблемы

Кроме своевременного определения степени износа редуктора, возможен вариант модернизации существующей конструкции ж/д скраповоза.

Для этого дополнительно понадобятся два редуктора и два приводных колеса. Суть в следующем, посадочные места приводных и не приводных колес абсолютно одинаковы (рис. 22) и поэтому установка двух дополнительных ведущих колес (полный привод) позволит разгрузить нагрузку с двух имеющихся приводных колес на четыре.

Или так же возможен вариант по парного использования приводных колес. А именно, постоянно, как и раньше приводными колесами будут только 2 колеса и в случае выхода их из строя, можно переключить на резервную пару колес, что позволит не останавливать производство и работать до планово - предупредительного ремонта.



6. Проект редуктора

6.1 Выбор двигателя

Расчет мощности двигателя

Выбор двигателя является одним из основных этапов создание исполнительного механизма. Он выбирается из списка стандартных двигателей исходя из рассчитанной выходной мощности на волу.

Мощность на выходном валу рассчитывается исходя из исходных данных по формуле:

N_вых=, (1)

где M_вых - выходной крутящий момент (Н*См),

выходная частота вращения (обр./мин). Подставив в формулу (1) свои значения получаем, что выходная мощность вала равна:

Мощность двигателя рассчитывается по формуле:

, (2)

где мощность на выходном валу, КПД механизма. Для редукторов с цилиндрической передачей мы взяли значение равное 0,85

Подставив рассчитанную мощность на выходном валу и КПД механизма в формулу (2), получаем, что мощность двигателя равна:

Рассчитав мощность двигателя, выбираем его из каталога двигателей, округлив при этом рассчитанную мощность двигателя большую сторону до ближайшего из каталога.

Был выбран обычный электродвигатель ДПМ-35. Параметры этого двигателя приведены в таблице 1.

Таблица 1. Параметры двигателя

Тип двигателя	Мощность (Вт)	Частота вращения (обр./ мин.)	Номинальный момент (Н*См)	Момент инерции якоря (Н*См)	Пусковой момент (Н*См)	Габариты мм.
						D	L		l	Отверстия для крепления
ДПМ-35	12,3	6000	1,5	0,062	7	33	92	4	14

6.2 Разработка кинематической схемы

Расчет передаточного числа редуктора

Передаточное число показывает во сколько раз редуктор уменьшает на выходе обороты двигателя.

Передаточное число редуктора рассчитывается по формуле:

U_ред=, (3)

где частота вращения двигателя (обр./мин),

выходная частота вращения (обр./мин).

Подставив данные в формулу (3), передаточное число редуктора равно:

U_ред=6000/80=75

Но для удобства расчета числа зубьев выберем передаточное отношение 78.

Расчет чисел зубьев

U=78.

1-1\78=(z2\z1)*(z4\z3)

(z2\z1)*(z4\z3)=77\78=(11*7)\(13*6)=0,9874

z1=13*13=169 - нет +7= 176

z2=11*13=143 - нет +1=144

z3=6*24=144 +1=145

z4=7*24=168 +7=175

Условие соосности:

z1+z2=z3+z4

176+144=145+175

Условие собираемости:

(z1*(1\U))\2*(1+2*P)=C

(176*(1\78))\2=176\2*78=88\78=44\39

(44\39)*(1+2*P)=44*39\39=44 (где P=19)

6.3 Расчет ошибки передачи

Расчет ошибки передачи является важным этапом разработки исполнительного механизма.

Оно показывает, на сколько были правильно выбраны коэффициенты передач и насколько правильно рассчитаны количества зубьев зубчатых колес и шестерней.

Ошибка передачи определяется по формуле:

, (4)

где заданная выходная частота вращения (обр./мин),

полная частота вращения, полученная в результате подбора коэффициентов передач, и расчета количества зубьев зубчатых колес и шестерней (обр./мин). Эта частота рассчитывается по формуле:

(5),

Подставив в формулу (7) частоту вращения двигателя и количества зубьев зубчатых колес к количествам зубьев шестерней получим:

(обр./мин.).

Подставив полученное значение в формулу (6), получим что ошибка передачи равна:

%

6.4 Расчет размеров зубчатой передачи

Расчет модуля зубчатых колес

Модуль зубчатого колеса выбирается из стандартных значений, путем округления полученного значения модуля либо на выкашивания, либо на изгиб в зависимости от того которое по расчетом получилось больше.

Выбор материала:

Для колеса: Сталь Ст-45 (нормализация)

Е=2,15*10⁷ Н/см²

Для шестерни: Сталь Ст-45 (нормализация)

Е=2,15*10⁷ Н/см²

Для цилиндрической передачи формулы расчета модуля на выкрашивание и на изгиб выглядят так:

; (6)

(7)

где - расчетный момент колеса, - число зубьев на колесе, - коэффициент, учитывающий разнородность материалов колеса и шестерни, ,допускаемое напряжение материала, - относительная толщина колеса, - число ступеней в схеме,

Y - коэффициент формы зуба.

К_Е - коэффициент, учитывающий разнородность материалов колеса и шестерни. К_Е =0,6…1,0 Н/см²;

Значение расчетного момента колеса рассчитывается по формуле:

(8)



где, - момент на колесе, -коэффициент концентрации нагрузки,

- коэффициент динамической нагрузки, - коэффициент режима работы.

Момент на последнем колесе у нас равен - 100 (Н*См), коэффициент концентрации нагрузки равен - 1.2, коэффициент динамической нагрузки, равен - берем равным 1,1, коэффициент режима работы берем равным так же -1,1. Подставив эти значения в формулу (17), мы получим расчетный момент колеса равен:

(Н*См).

Относительная толщина для нашего варианта равна -6, Число ступеней в схеме -4, значения допускаемых напряжений материала для колеса =10000, число зубьев колеса Z=175.

Подставив все эти значения в формулы: (14) и (15) мы получим, что модуль прочности на выкрашивание равен:

(мм),

Расчетные значения модуля округляют до ближайшего большего стандартного. В нашем случае m=0,8.

А модуль прочности на изгиб:

(мм).

Стандартное значение m=0,5.

Расчет модуля из условия прочности на изгиб выполняют для элемента, для которого произведение оказывается меньшим.

(18)

Выбираем по ГОСТ большее значение модуля и округляем его, с запасом, до ближайшего стандартного, в нашем случаи он будет равен 0,8 (мм).

6.5 Расчет размеров зубчатых колес

Геометрические размеры зубчатых колес зависят от модуля передачи. Диаметры прямозубого колеса вычисляют по формулам:

- диаметр делительной окружности (9)

- диаметр окружности выступов (10)

- диаметр окружности впадин (11)

Ширина зубчатого колеса вычисляется по формуле.

(12)

где, m - модуль зубчатого колеса, Z - количество зубьев, относительная толщина колеса или шестерни,

Подставив полученные значения в формулы (9), (10), (11), (12), мы получим что диаметры шестерней и колес равны:

Таблица 2. Геометрические параметры колес и шестерней

Номер колеса	Диаметры окружностей	Ширина зуба , мм
	Делительная , мм	Выступов , мм	Впадин , мм
Z1=176	140,8	142,4	138,8	4,8
Z2=143	114,4	116	112,4	4
Z3=144	115,2	116,8	113,5	4,8
Z4=175	140,0	141,6	138	4



6.6 Расчет валов

Расчет длины вала

Зная размеры зубчатых колес, составляют эскизную компоновку механизма и определяют необходимые размеры валов (рис. 2). Компоновку начинают с нанесения контуров передачи в виде прямоугольников с шириной в. Обычно для облегчения сборки ширина шестерни берется на 1 мм. больше чем ширина колеса. В нашем варианте мы берем ширину шестерни равной - 6 мм., а колеса соответственно равной 5 мм.

Расстояние L1 между серединами левого и правого подшипника определяю по формуле:

(13)

Расстояние от середины подшипника до края корпуса , берут в пределах от 3..5 мм и уточняется после выбора подшипника. В нашем случаи мы сделали его равным - 4. Расстояние между корпусом и шестерней С берут в пределах 2…4 мм, мы взяли его равным - 4 мм. Ширина ступицы К берется в пределах 5…11 мм. У нас это величина составила - 10 мм.

Подставив все эти значения в формулу (13) и принимая в расчет что в первых четырех ступенях передачи нашей схемы ширина шестерни больше на 1 мм чем ширина колеса, и каждая последующая ступица отсчитывается не от шестерни а от колеса. А значит она смещена относительно шестерни на 0,5 мм влево. Принимая во внимания все эти условия длинна вала равна:

Расчет диаметра валов

Рассчитав длинны валов, рассчитываем усилия, действующие в зацеплениях.

Для цилиндрических зубчатых колес для прямозубой передачи распорное и окружное усилие рассчитывается так:

(14)

(15)

Подставив в формулу (14) значения крутящих моментов и диаметров шестерней и колес для последних двух валов, получим значения окружных усилии равных:

;

Полученные значения распорных усилий подставив в формулу (15), а также зададим угол равным получим что окружные усилия равны:

;

Определив действующие на вал усилия, составляем расчетную схему вала.

На рис. 3 изображена расчетная схема усилий действующих в передаче. Зная усилия, действующие на вал, их проектируют на горизонтальную и вертикальную плоскости.

Сумма моментов относительно точки А равна нулю. Из этого условия ищем значения реакции относительно точки В.

(Н)

Сумма моментов относительно точки В равна нулю. Из этого условия ищем значения реакции относительно точки А.

(Н)

Изгибающий момент находится из произведения реакции на плечо. Плечо Х берется из равенства:

(Н*См)

(Н*См)

Сумма моментов относительно точки А равна нулю. Из этого условия ищем значения реакции относительно точки В.

(Н)

Сумма моментов относительно точки В равна нулю. Из этого условия ищем значения реакции относительно точки А.

(Н)

Изгибающий момент находится из произведения реакции на плечо. Плечо Х берется из равенства:

(Н*См)

(Н*См)

Сумма моментов относительно точки А равна нулю. Из этого условия ищем значения реакции относительно точки В.

(Н)

Сумма моментов относительно точки В равна нулю. Из этого условия ищем значения реакции относительно точки А.

(Н)

Изгибающий момент находится из произведения реакции на плечо. Плечо Х берется из равенства:



(Н*См)

(Н*См)

Сумма моментов относительно точки А равна нулю. Из этого условия ищем значения реакции относительно точки В.

(Н)

Сумма моментов относительно точки В равна нулю. Из этого условия ищем значения реакции относительно точки А.

(Н)

Изгибающий момент находится из произведения реакции на плечо. Плечо Х берется из равенства:

(Н*См)

(Н*См)

Построив эпюры, находим опасное сечение вала, и рассчитываем для него результирующий изгибающий момент, который рассчитывается по формуле:

(16)

где - максимальный изгибающий момент на горизонтальной плоскости,

- максимальный изгибающий момент на вертикальной плоскости. Теперь подставив в формулу (16) значения максимальных изгибающих моментов, рассчитаем изгибающие моменты для последнего и предпоследнего вала:

(Н*См)

(Н*См)

Вычислив изгибающие моменты, находим приведенный момент который рассчитывается по формуле:

. (17)

Рассчитаем приведенные моменты на последнем и предпоследнем валу:

(Н*См)

(Н*См).

Зная приведенные моменты, рассчитаем диаметры валов, которые рассчитываются по формуле:

(18)

где, - среднее значение допустимого значения. Для валов берем материал Сталь 45, для него ровно - 7000 (). Подставив это значения в формулу (18) получим диаметры валов равные:

(См)

(См).

Для расчета итогового диаметра вала необходимо, домножить полученный диаметр на коэффициенты, и тогда формула для расчета итогового диаметра вала будет иметь вид:

(19)

Подставив эти диаметров вала в формулу (19). Мы получим что итоговый диаметр для последнего и предпоследнего вала равны:

(мм).

(мм).

Округляем получившиеся итоговые значения вала до стандартного

В итоге наши валы будут иметь диаметр равный - 5 мм.



6.7 Выбор подшипника

Шарикоподшипники используют в качестве опор валов. Тип подшипника выбирают в зависимости от соотношения между осевой и радиальной нагрузки:

- радиальный подшипник. Так как осевая сила у нас равна - 0. То это условие выполняется. Выбираем из таблицы подходящий по параметрам радиальный подшипник.

Этот подшипник имеет следующие параметры: Внутренний диаметр d - 3 мм, наружный диаметр D - 8 мм, толщина B - 3 мм., а грузоподъемность С - 440.

6.8 Расчет точности передачи

В Качестве показателей точности передачи принимаем кинематическую погрешность и мертвый ход, определяемый только для реверсивных передач.

При расчете точности применяют два метода: метод расчета на максимум - минимум и вероятностный метод.

Метод расчета на максимум - минимум основан на учете предельных отклонений и самых неблагоприятных их сочетаний. Метод гарантирует выполнение требований по точности передач.

Вероятностный метод расчета базируется на законах распределения погрешностей звеньев передач и вероятности различных их сочетаний, которая, в свою очередь, зависит от допустимого процента брака P. При практических расчетах коэффициент обычно принимают равным P=0.27.



6.9 Расчет долговечности

Типоразмер подшипника выбирают так, чтобы обеспечить требуемую для приборных редукторов долговечность. Долговечность подшипника рассчитывается по формуле:

(20)

где С - динамическая грузоподъемность, n - частота вращения колеса, P - эквивалентная динамическая нагрузка. Эквивалентная динамическая нагрузка рассчитывается по формуле:

(21)

где - коэффициенты динамической нагрузки и температуры, Х, У - коэффициенты приведения сил к , эквивалентной радиальной силе. V - коэффициент вращения внутреннего кольца. Коэффициенты динамической нагрузки и температуры ,

коэффициент вращения внутреннего кольца V=1, коэффициенты приведения сил Х=0,5, У=1,2.

Так как осевой силы нет то =0, а радиальная сила в этом случаи равна результирующий реакции относительно точки В и ровна:

(22)

редуктор скраповоз железнодорожный

Подставив значения реакций в формулу (22), мы получим, что радиальная нагрузка равна:



Подставив все эти значения в формулу (21) получим что эквивалентная динамическая нагрузка равна.

.

Получившееся эквивалентную динамическую нагрузку, а также значения грузоподъемности и частоту вращения вала подставим в уравнение (26).

часов.

По стандартным техническим проектам берем долговечность равной 1 год.



7. Организационная часть

7.1 Режим работы оборудования

Режим работы и фонд работы оборудования определен исходя из работы цеха по четырех бригадному графику.

Для предотвращения прогрессирующего износа оборудования, внеплановых ремонтов и поддержания оборудования в постоянной работоспособности в цехе применяется система планово-предупредительных ремонтов (ППР). Метод стандартных ремонтов заранее позволяет заранее определить межремонтные периоды, содержание и объем каждого ремонта, способы выполнения ремонтных работ.

Календарное, номинальное и плановое время работы агрегата представлены в таблице 4.

Таблица 4 - Баланс работы оборудования

Элемент баланса	Продолжительность, ч/год
Календарное время	8760,0
Капитальные ремонты	200
Текущие ремонты	680,0
Номинальное время работы	8080,0
Текущие простои	808,0
Праздничные дни	192,0
Плановое время работы	7080,0
Коэффициент использования календарного времени, %	80,8

Режим работы цеха - непрерывный. Это обусловлено непрерывностью технологического процесса. Работы ведутся по четырех бригадному графику. Баланс времени работы одного рабочего представлен в таблице 5.



Таблица 5 - Баланс рабочего времени

Элементы баланса	Количество дней
Календарное время	365
Выходные дни	91
Праздничные дни	-
Номинальное время	274
Невыходы:
- отпуск	25
-по болезни	3
Всего невыходов	28
Плановое время	246
Коэффициент списочности	274/246=1,1
Невыходы по болезни в процентах к плановому времени	3/246-100=1,2

7.2 Оплата труда

Форма оплаты труда рабочих - повременно - премиальная. При расчете заработной платы рабочих определяется средневзвешенные тарифные ставки для групп рабочих по тарифным коэффициентам и тарифным ставкам.

При расчете оплаты труда руководителей, специалистов и служащих (РСС) цеха использованы данные по штату РСС.

Оплата труда РСС производится по установленным окладам. Годовой фонд по окладам определяется, исходя из среднего значения окладов. Доплата за работу в ночное и вечернее время учтена в окладах. Процент выплат принимается равным по базовому варианту 10%. Оплата за время болезни исключается. Процент невыходов по болезни для РСС равен трем.

Инженерно - техническим работникам выплачивается премия в размере 75% оклада: 40% оклада выплачивается за выполнения недельных графиков, 10% - за экономию металла, 15% - за выполнение хозрасчетной себестоимости, 5% - за экономию электроэнергии и выполнение штатного расписания.

Рабочие вспомогательного или ремонтного персонала при сорокачасовой рабочей неделе работают в одну смену и отдыхают в праздничные дни, поэтому доплат за переработку по графику для этих групп не предусмотрено.

Рабочие вспомогательного или ремонтного персонала работают в одну смену и отдыхают в праздничные дни, поэтому доплаты за переработку графика для этих групп рабочих не предусмотрено.

В состав заработной платы включаются компенсации, предусмотренные ТКРФ:

- за работу в праздничные дни доплачивается еще один часовой тариф;

- за работу в ночное время доплачивается 40% часового тарифа;

- за переработку графика доплачивается 50% часового тарифа.



Заключение

В данном проекте мы рассмотрели работу оборудования участка подготовки лома, его достоинства и недостатки. При ближайшем рассмотрении можно увидеть, что возможностей для модернизации существующего оборудования очень много. Внедрение даже некоторых из них позволит сократить затраты на вынужденный и плановые ремонты, а также исключит простои основных агрегатов производства, о которых зависит своевременное обеспечение заказчика произведенной продукцией.

Выполненные расчеты на прочность редуктора и подтверждают, что данное оборудования работает с запасом прочности.



Список использованной литературы

1. СТО 22-2012 филиала ОАО «ОМК-Сталь»

2. Правила безопасности в электросталеплавильном производстве.

3. ТИ-С 01-2011 «производство жидкой стали в условиях филиала ОАО «ОМК-Сталь»

4. Патент RU 2337340 «Способ диагностики зубчатых передач»

5. Производственная инструкция по эксплуатации ж/д скракповоза на участке подготовки лома ЛПК.

6. Технологическая документация на стан ЛПК г. Выкса фирмы Danieli.

7. Сайт «Brevini»

Размещено на Allbest.ru