Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Дипломный проект - Станок для резки полосовых заготовок (роликовые ножницы) - файл Записка.doc


Загрузка...
Дипломный проект - Станок для резки полосовых заготовок (роликовые ножницы)
скачать (1313.3 kb.)

Доступные файлы (23):

ВЕДОМОСТЬ.CDW
Записка.doc2482kb.08.06.2010 23:06скачать
Звездочка.cdw
Лист 1...2.cdw
Лист 1...2.spw
Лист 5...6,5.cdw
Лист 5...6,5.spw
Лист 7_1.cdw
Лист 7_1.spw
Лист 7.cdw
Лист 7.spw
Лист 8_1.cdw
Лист 8_1.spw
Лист 8_2.cdw
Лист 8_2.spw
Лист 9.cdw
Лист 9.spw
Листы 3...4.cdw
Листы 3...4.spw
Опора-01.spw
Опора.cdw
Опора.spw
Экономика.cdw

Записка.doc

1   2   3
Реклама MarketGid:
Загрузка...



Определяем требуемую ширину колес
[b] = aw · ψba = 150 · 0,3 = 45 мм

Назначаем седьмую степень точности передачи [2, с. 32].

При модуле m = 5 мм и ширине венца b = 45 мм определяем контактные напряжения на активных поверхностях зубьев

где КН – уточнённый коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба
КН = КН  КН = 1,35  1,05 = 1,42
КН = 1,08 [2, с. 32] – при несимметричном расположении колёс относительно опор валов;

КН = 1,1 [2, с. 40] – при окружной скорости передачи   5 м/с и коэффициенте ширины венца ba = 0,3.

Из расчёта видно, что контактные напряжения на активных поверхностях зубьев не превышает предельно допустимых для выбранного материала и термообработки
Н = 834 МПа < [Н] = 991 МПа
Следовательно, колёса удовлетворяют требованиям контактной выносливости.

Определяем окружную силу, действующую в зацеплении

Определяем радиальную силу, действующую в зацеплении
Fr = Ft  tg = 8632  tg20 = 3142 Н
где  = 20 - угол зацепления.

Проверяем зубчатые зацепления на изгибную прочность.

Определяем допускаемые напряжения изгиба



где – предел усталостной прочности при изгибе для стали 40Х закаленной при отнулевом цикле изменения напряжений изгиба

= 13,5 · HRC = 13,5 · 60 = 810 МПа
[SF]’ = 1,8 [2, с. 44] – коэффициент безопасности для легированных сталей;

[SF]” = 1 [2, с. 45] – коэффициент, учитывающий непостоянство механических свойств материала безопасности для легированных сталей и зависящий от метода получения заготовки для штампованных заготовок.

При работе цилиндрической прямозубой передачи при одинаковых материалах и ширинах зубчатых венцов наибольшие изгибные напряжения возникают у зубчатых колёс имеющих меньшее число зубьев, поэтому проверочный расчёт на прочность при изгибе будем проводить для колеса z1.

Определяем действующие изгибные напряжения для колеса z1.

где KF = 1,26 [2, с. 43] – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений по ширине зуба,

YF = 3,9 [2, стр. 42] – коэффициент формы зуба.

Из расчёта видно, что изгибные напряжения не превышает предельно допустимых для выбранного материала и термообработки
F = 189 МПа < [F]= 386 МПа
Следовательно, рассчитанная передача удовлетворяет требованиям изгибной прочности.

Выполним проектировочный расчет цепной передачи. Исходные данные для расчёта цепной передачи:

- вращающий момент на ведущей звёздочке
Т1 = МII = 732792 Нмм;
- вращающий момент на ведомой звёздочке
Т2 = МIII = 835735 Нмм;
- число зубьев ведущей звёздочки z1 = 20;

- число зубьев ведомой звёздочки z2 = 24.

- передаточное число цепной передачи
u = z2 / z1 = 24/20 = 1,2;

- частота вращения ведущей звездочки
n = n2 · u = 10,5 · 1,2 = 12,6 об/мин;
Определяем коэффициент условий эксплуатации
КЭ = kД · kА · kН · kР · kС · kП = 1 · 1 · 1 · 1,25 · 1,5 · 1 = 1,875
где kД = 1 –коэффициент динамически при спокойной нагрузке;

kА = 1 – коэффициент при межосевом расстоянии в пределах А=(20…50)t;

kН = 1 – коэффициент при наклоне линии центров к горизонту не более 60º;

kР = 1,25 – коэффициент при периодическом регулировании натяжения цепи;

kС = 1,5 – коэффициент при периодической смазке;

kП = 1 – коэффициент при односменной работе.

Определяем предварительное значение допускаемого давления в шарнирах цепи

[p] = [p’] · [1 + 0,01(z1 – 17)] = 42,8 · [1 + 0,01(20 – 17)] = 44 МПа
где [p’] = 42,8 МПа – допускаемое давление при числе зубьев меньшей звездочки z1 = 17

Определяем ориентировочное значение шага однорядной цепи

Принимаем цепь приводную однорядную роликовую типа ПР по ГОСТ13568-97 с параметрами [2, с. 147, таблица 7.16]:

- шаг t = 38,1 мм;

- разрушающая нагрузка Q = 12700 Н;

- масса одного метра цепи q = 5,5 кг/м;

- проекция опорной поверхности шарнира
АОП ≈ 0,28 · t2 = 0,28 · 38,12 = 406,5 мм2.
Определяем скорость цепи

Определяем диаметр делительной окружности ведущей звёздочки

Определяем диаметр наружной окружности ведущей звёздочки

где d1 = 22,12 мм [2, таблица 7.15, с. 147].
Определяем окружную силу в передаче
F = 2Т1 / dД1 = 2 · 732792 / 243,55 = 6018 Н
Проверяем давление в шарнире цепи
МПа
Из расчёта видно, что расчётное давление в шарнире цепи меньше допускаемого: р < [р] = 44 МПа, следовательно, выбранная цепь может быть использована.

Определяем ориентировочное межосевое расстояние передачи
ац ≈ 20  t = 20  38,1 ≈ 762 мм = 0, 762 м
Определяем силы, действующие на цепь:

- окружная F = 6018 Н;

- от центробежных сил F = q  2 = 5,5  0,162 ≈ 0 Н;

- от провисания цепи Ff = 9,81  kf  q  aЦ = 9,8135,50,762 = 123 Н.
где kf = 3 [2, с. 151] – коэффициент при наклоне линии центров передачи 60º.

Определяем расчётную нагрузку на валы
FB = F + 2Ff = 6018 + 2123 = 6264 Н.
Определяем коэффициент запаса прочности цепи на растяжение
> 1
где Q = 12700 Н – разрушающая нагрузка [2, с. 147, таблица 7.16];

kД = 1 – коэффициент динамичности нагрузки [2, с. 149].

Расчётный коэффициент запаса прочности цепи на растяжение s = 2 больше единицы, следовательно, условие прочности цепи выполнено.

Далее произведен расчет валов коробки передач.

Исходными данными для расчета являются нагрузки, действующие на валы со стороны механических передач (эти нагрузки были определены при расчете соответствующих передач), а также осевые размеры валов. При расчете валов не учитываем весовые нагрузки в виду их незначительности по сравнению с усилиями в передачах.

Ориентировочные размеры валов получим из предварительной эскизной компоновки редуктора с учетом расположения цилиндрических зубчатых колес. Расчетная схема для силового расчета коробки передач представлена на рисунке 5.

Произведем расчет вала I.

По посадочным диаметрам валов под опоры подбираем стандартные подшипники: подшипник 210 ГОСТ 8338-75 (внутренний диаметр 50 мм).

Расчетная схема вала, эпюры моментов представлены на рисунке 6.

Для определения реакции опоры RY1 составляем уравнение моментов относительно опоры «2»


тогда


где FY1 = 8632 Н – вертикальная сила в зацеплении колес 25/35, равная окружной;

1 = 62,5 мм; ℓ2 = 229,5 мм – осевые размеры вала (рисунок 6).

Рисунок 5 – Схема нагружения валов


Рисунок 6 – К расчету вала I

Для определения реакции опоры RY2 составляем уравнение моментов относительно опоры «1»


тогда


Проверяем правильность определения опорных реакций, составив уравнение проекций сил на вертикальную ось

Для определения реакции опоры RX1 составляем уравнение моментов относительно опоры «2»


тогда


Для определения реакции опоры RX2 составляем уравнение моментов относительно опоры «1»


тогда


Проверяем правильность определения опорных реакций, составив уравнение проекций сил на горизонтальную ось

Определяем суммарные радиальные реакции опор



Рассмотрим наиболее нагруженный подшипник.

Эквивалентная нагрузка
РЭ2 = R2 · V · Кб · КТ = 7219 · 1 · 1,2 · 1 = 8662,8 Н
где V = 1 [3, с. 212] – коэффициент от вращения внутреннего кольца;

Кб = 1,2 [3, с. 214, таблица 9.19] – коэффициент от условий работы;

КТ = 1 [3, с. 214, таблица 9.19] – коэффициент от температуры.

Для более нагруженного подшипника вычисляем расчетный ресурс

где а1 = 1 [3, 132] – коэффициент, учитывающий вероятность отказов подшипника;

а2 = 0,7 [3, 132] – коэффициент, учитывающий условия работы;

C = 35100 [3, с. 233, таблица 136] – динамическая грузоподъемность.

Рекомендуемое значение расчетного ресурса для заданных условий работы 10000 ч [4, с. 129, таблица 71]. Так как расчетный ресурс подшипников больше требуемого, то делаем вывод о достаточной надежности подшипников вала I.

Уточненный расчет вала состоит в определении коэффициентов запаса прочности для опасных сечений и сравнения их с допускаемыми значениями [S] = 2,5 [3, с. 162].

Определим коэффициенты запаса прочности для опасного сечения ведущего вала, принимая, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные – по отнулевому (пульсирующему).

Назначаем материал вала – сталь 45, имеющую механические свойства:

- временное сопротивление на разрыв в =598 МПа;

- предел выносливости по нормальным напряжениям -1 =309 МПа;

- предел выносливости по касательным напряжениям -1 =179 МПа.

Определяем результирующие изгибающие моменты в середине посадочного места колеса

где MY – изгибающий момент в опасном сечении в плоскости y0z
MY = RY1 · ℓ2 = 1848 · 229,5 = 424116 Н·мм
MX – изгибающий момент в опасном сечении в плоскости y0z
MX = RX1 · ℓ2 = 673 · 229,5 = 154453,3 Н·мм
В качестве концентратора напряжений в середине колеса выступают шлицы. Предварительно намечаем шлицы легкой серии (наружный диаметр 58 мм, внутренний диаметр 52 мм, ширина шлица 10 мм, число шлицев 8).

Проверяем вал на усталостную прочность в опасном сечении при одновременном действии изгибающего и крутящего моментов. Для этого определяем коэффициент запаса усталостной прочности


где S – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе

-1 = 309 МПа [3, с. 200] – предел выносливости стали 45 при изгибе;

kσ / (εσ∙β) = 2,17 [5, с. 554] – эффективный коэффициент концентрации напряжений изгиба;

 – поправочный коэффициент, учитывающий качество обработки и состояние поверхности вала (для термообработанных валов с последующим шлифованием);

– масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;

V – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле

W – момент сопротивления изгибу шлицевого сечения вала


d = 52 мм – диаметр впадин шлицев;

ξ = 1,13 – коэффициент, учитывающий усиление вала выступами шлицев

S – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении

-1 = 179 МПа [3, с. 200] – предел выносливости при кручении;

kτ / (ετ∙β) = 3,84 [5, с. 554] – эффективный коэффициент концентрации напряжений кручения;

 – поправочный коэффициент, учитывающий качество обработки и состояние поверхности вала (для термообработанных валов с последующим шлифованием);

– масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;

V – амплитуда цикла напряжений при кручения


WКР – момент сопротивления кручению сечения вала

ψτ = 0,1 – коэффициент чувствительности материала вала к постоянной составляющей отнулевого цикла касательных напряжений;

М = V = 8,6 МПа – постоянная составляющая отнулевого цикла касательных напряжений

Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения вала S = 3,5 больше предельно допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5, следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Проверяем на прочность шпоночное соединение выходного конца быстроходного вала с полумуфтой по допускаемым напряжениям смятия [СМ]=100 МПа [3, с. 170]

где d = 58 мм – диаметр вала,

lP – длина рабочей грани шпонки
lP = l – b = 100 – 16 = 84 мм
l = 40 мм – общая длина шпонки,

h = 5 мм – высота шпонки,

t1 = 3 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 5 мм – ширина шпонки.

Проверяем на прочность шлицевое соединение блока шестерен с валом по допускаемым напряжениям смятия [СМ] = 100 МПа [3, с. 175]

где z = 8 – число шлицев,

АСМ – расчетная площадь смятия,

RCP – средний радиус соединения
RCP = 0,25(D+d) = 0,25(58+52) = 27,5 мм
D = 58 мм – диаметр вершин шлицев,

d = 52 мм – диаметр впадин шлицев,

f = 0,5 мм – фаска при вершине шлица.

Из расчета видно, что напряжение смятия в шлицевом соединении не превышает предельно допустимого, т.е. СМ = 14 МПа < [СМ] = 100 МПа.

Произведем расчет вала II.

Расчетная схема вала, эпюры моментов представлены на рисунке 7.

Рисунок 7 – К расчету вала II

Определяем предварительные значения диаметра вала из расчета на чистое кручение по пониженным касательным напряжениям

где [τ] = 16 МПа [3, с. 161] – допускаемое напряжение при кручении.

По посадочным диаметрам валов под опоры подбираем стандартные подшипники: подшипник 113 ГОСТ 8338-75 (внутренний диаметр 65 мм).

Для определения реакции опоры RY1 составляем уравнение моментов относительно опоры «2»


тогда

где FY1 = 8632 Н – вертикальная сила в зацеплении колес 25/35, равная окружной;

FY2 – вертикальная составляющая силы в цепной передаче
FY2 = FB · cos 60º = 6264 · cos 60º = 5423 Н
1 = 62,5 мм; ℓ2 = 229,5 мм; ℓ3 = 107,5 мм – расстояние от места приложения нагрузки до середин опор вала.

Для определения реакции опоры RY2 составляем уравнение моментов относительно опоры «1»


тогда


Проверяем правильность определения опорных реакций, составив уравнение проекций сил на вертикальную ось

Для определения реакции опоры RX1 составляем уравнение моментов относительно опоры «2»


тогда

где FX1 = 3124 Н – горизонтальная сила в зацеплении колес 25/35, равная радиальной;

FX2 – горизонтальная составляющая силы в цепной передаче
FX2 = FB · sin 60º = 6264 · sin 60º = 3132 Н
Для определения реакции опоры RX2 составляем уравнение моментов относительно опоры «1»


тогда


Проверяем правильность определения опорных реакций, составив уравнение проекций сил на горизонтальную ось

Определяем суммарные радиальные реакции опор



Рассмотрим наиболее нагруженный подшипник.

Эквивалентная нагрузка
РЭ2 = R2 · V · Кб · КТ = 8877 · 1 · 1,2 · 1 = 10652,4 Н
где V = 1 [3, с. 212] – коэффициент от вращения внутреннего кольца;

Кб = 1,2 [3, с. 214, таблица 9.19] – коэффициент от условий работы;

КТ = 1 [3, с. 214, таблица 9.19] – коэффициент от температуры.

Для более нагруженного подшипника вычисляем расчетный ресурс

где а1 = 1 [3, 132] – коэффициент, учитывающий вероятность отказов подшипника;

а2 = 0,7 [3, 132] – коэффициент, учитывающий условия работы;

C = 30700 [3, с. 233, таблица 136] – динамическая грузоподъемность.

Рекомендуемое значение расчетного ресурса для заданных условий работы 10000 ч [4, с. 129, таблица 71]. Так как расчетный ресурс подшипников больше требуемого, то делаем вывод о достаточной надежности подшипников вала II.

Определим коэффициенты запаса прочности для предположи­тельно опасных сечений ведомого вала.

Определяем результирующие изгибающие моменты в середине посадочного места подшипника «1»

где MY1 – изгибающий момент в опасном сечении в плоскости y0z
MY1 = FY2 · ℓ3 = 5423 · 107,5 = 582972,5 Н·мм
MX1 – изгибающий момент в опасном сечении в плоскости y0z
MX1 = FX · ℓ1 = 3132 · 107,5 = 336690 Н·мм
Определяем результирующие изгибающие моменты в середине посадочного места зубчатого колеса

где MY2 – изгибающий момент в опасном сечении в плоскости y0z
MY2 = RY2 · ℓ1 = 8781 · 62,5 = 548812,5 Н·мм
MX2 – изгибающий момент в опасном сечении в плоскости y0z
MX2 = RX2 · ℓ1 = 1302 · 62,5 = 81375 Н·мм
Из эпюр изгибающих моментов положение опасного сечения очевидно – это сечение в середине посадочного места подшипника «1». В качестве концентратора напряжений выступает переходная посадка с возможным натягом.

Проверяем вал на усталостную прочность в опасном сечении при одновременном действии изгибающего и крутящего моментов. Для этого определяем коэффициент запаса усталостной прочности

где S – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе

-1 = 309 МПа [3, с. 200] – предел выносливости стали 45 при изгибе;

kσ / (εσ∙β) = 3,52 [5, с. 554] – эффективный коэффициент концентрации напряжений изгиба;

 – поправочный коэффициент, учитывающий качество обработки и состояние поверхности вала (для термообработанных валов с последующим шлифованием);

– масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;

V – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле


W – момент сопротивления изгибу круглого сечения вала


d = 65 мм – диаметр вала в опасном сечении;

S – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении

-1 = 179 МПа [3, с. 200] – предел выносливости при кручении;

kτ / (ετ∙β) = 3,79 [5, с. 554] – эффективный коэффициент концентрации напряжений кручения;

– масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;

V – амплитуда цикла напряжений при кручения


WКР – момент сопротивления кручению сечения вала

ψτ = 0,1 – коэффициент чувствительности материала вала к постоянной составляющей отнулевого цикла касательных напряжений;

М = V = 6,7 МПа – постоянная составляющая отнулевого цикла касательных напряжений

Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения вала S = 3,1 больше предельно допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5, следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Проверяем на прочность шпоночное соединение вала с зубчатым колесом z = 35 по допускаемым напряжениям смятия [СМ] = 100 МПа [3, с. 170]


где d = 75 мм – диаметр вала в шпоночном соединении,

lP – длина рабочей грани шпонки
lP = l – b = 100 – 20 = 80 мм
l = 100 мм – общая длина шпонки,

h = 12 мм – высота шпонки,

t1 = 7,5 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 20 мм – ширина шпонки.
^ 1.5 Расчет привода при обработке коррозионно-стойкой стали
Выполним расчет привода при включении передачи 20/40 (n2 = 7,4 об/мин).

В соответствии с расчётной цепочкой определяем крутящие моменты на валах привода.

На первичном валу коробки передач
MI = M = 539500 Н·мм;
На выходном валу коробки передач

На валу роликового ножа

где З = 0,98 [1, с. 24] – коэффициент полезного действия цилиндрической прямозубой передачи;

Р = 0,96 [1, с. 24] – коэффициент полезного действия цепной передачи,

П = 0,99 [1, с. 25] – коэффициент полезного действия пары подшипников качения.

Выполним проектировочный расчет зубчатой передачи 20/40.

Материалы передачи и требования к термообработке для передачи 20/40 аналогичны передаче 25/35. Основные расчетные характеристики (согласно 1.4):

- модуль зацепления m = 5 мм;

- ширина венца b = 45 мм;

- межосевое расстояние aW = 150 мм;

- передаточное число u = 2;

- допускаемые контактные напряжения [σH] = 991 МПа;

- уточнённый коэффициент контактных напряжений КН = 1,42;

- допускаемые изгибные напряжения [σF] = 463 МПа;

Определяем контактные напряжения на активных поверхностях зубьев

Из расчёта видно, что контактные напряжения на активных поверхностях зубьев не превышает предельно допустимых для выбранного материала и термообработки
Н = 976 МПа < [Н] = 991 МПа
Следовательно, колёса удовлетворяют требованиям контактной выносливости.

Определяем окружную силу, действующую в зацеплении

Определяем радиальную силу, действующую в зацеплении

Fr = Ft  tg = 107902  tg20 = 3927 Н
где  = 20 - угол зацепления.

Определяем действующие изгибные напряжения для колеса z1.

где KF = 1,204 [2, с. 43] – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений по ширине зуба,

YF = 4,09 [2, стр. 42] – коэффициент формы зуба.

Из расчёта видно, что изгибные напряжения не превышает предельно допустимых для выбранного материала и термообработки
F = 254 МПа < [F]= 386 МПа
Следовательно, рассчитанная передача удовлетворяет требованиям изгибной прочности.

Выполним проектировочный расчет цепной передачи 20/24. Исходные данные для расчёта цепной передачи:

- вращающий момент на ведущей звёздочке Т1II=1046846 Нмм;

- вращающий момент на ведомой звёздочке Т2III=1193907 Нмм;

- передаточное число цепной передачи u = 1,2;

- частота вращения ведущей звездочки
n = n1 · u = 7,4 · 1,2 = 8,9 об/мин;
- коэффициент условий эксплуатации КЭ = 1,875

- допускаемое давление в шарнирах цепи [p] = 44 МПа

- шаг цепи t = 38,1 мм;

- разрушающая нагрузка Q = 12700 Н;

- масса одного метра цепи q = 5,5 кг/м;

- проекция опорной поверхности шарнира АОП = 406,5 мм2.

- диаметр делительной окружности ведущей звездочки dД1 = 243,55 мм;

- диаметр наружной окружности ведущей звёздочки DД1 = 260,59 мм;

- межосевое расстояние передачи ац = 762 мм = 0, 762 м

Определяем скорость цепи

Определяем окружную силу в передаче
F = 2Т1 / dД1 = 2 · 1046846 / 243,55 = 8597 Н

Проверяем давление в шарнире цепи
МПа
Из расчёта видно, что расчётное давление в шарнире цепи меньше допускаемого: р < [р] = 44 МПа, следовательно, выбранная цепь может быть использована.

Определяем силы, действующие на цепь:

- окружная F = 8597 Н;

- от центробежных сил F = 0 Н (см. 1.4);

- от провисания цепи Ff = 123 Н (см. 1.4).

Определяем расчётную нагрузку на валы
FB = F + 2Ff = 8597 + 2123 = 8843 Н.
Определяем коэффициент запаса прочности цепи на растяжение
> 1
Расчётный коэффициент запаса прочности цепи на растяжение s=1,5 больше единицы, следовательно, условие прочности цепи выполнено.

Далее произведен расчет валов коробки передач.

Расчетная схема для силового расчета коробки передач в режиме резки коррозионно-стойкой стали представлена на рисунке 8.

Произведем расчет вала I.

Расчетная схема вала, эпюры моментов представлены на рисунке 9.

Для определения реакции опоры RY1 составляем уравнение моментов относительно опоры «2»



тогда


где FY1 = 10790 Н – вертикальная сила в зацеплении колес 20/40, равная окружной;

1 = 229,5 мм; ℓ2 = 62,5 мм – расстояние от места приложения нагрузки до середин опор вала (рисунок 9).

Рисунок 8 – Схема нагружения валов


Рисунок 9 – К расчету вала I
Для определения реакции опоры RY2 составляем уравнение моментов относительно опоры «1»


тогда


Проверяем правильность определения опорных реакций, составив уравнение проекций сил на вертикальную ось

Для определения реакции опоры RX1 составляем уравнение моментов относительно опоры «2»


тогда


Для определения реакции опоры RX2 составляем уравнение моментов относительно опоры «1»


тогда


Проверяем правильность определения опорных реакций, составив уравнение проекций сил на горизонтальную ось

Определяем суммарные радиальные реакции опор




Рассмотрим наиболее нагруженный подшипник.

Эквивалентная нагрузка

РЭ1 = R1 · V · Кб · КТ = 9024 · 1 · 1,2 · 1 = 10828,8 Н

где V = 1 [3, с. 212] – коэффициент от вращения внутреннего кольца;

Кб = 1,2 [3, с. 214, таблица 9.19] – коэффициент от условий работы;

КТ = 1 [3, с. 214, таблица 9.19] – коэффициент от температуры.

Для более нагруженного подшипника вычисляем расчетный ресурс

где а1 = 1 [3, 132] – коэффициент, учитывающий вероятность отказов подшипника;

а2 = 0,7 [3, 132] – коэффициент, учитывающий условия работы;

C = 35100 [3, с. 233, таблица 136] – динамическая грузоподъемность.

Рекомендуемое значение расчетного ресурса для заданных условий работы 10000 ч [4, с. 129, таблица 71]. Так как расчетный ресурс подшипников больше требуемого, то делаем вывод о достаточной надежности подшипников вала I.

Определим коэффициенты запаса прочности для опасного сечения ведущего вала.

Определяем результирующие изгибающие моменты в середине посадочного места колеса

где MY – изгибающий момент в опасном сечении в плоскости y0z
MY = RY1 · ℓ2 = 8480 · 62,5 = 530000 Н·мм
MX – изгибающий момент в опасном сечении в плоскости y0z
MX = RX1 · ℓ2 = 3086 · 62,5 = 192875 Н·мм
Проверяем вал на усталостную прочность в опасном сечении (в середине колеса z = 25), ослабленного шлицами. Для этого определяем коэффициент запаса усталостной прочности

где S – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе

-1 = 309 МПа [3, с. 200] – предел выносливости стали 45 при изгибе;

kσ / (εσ∙β) = 2,17 [5, с. 554] – эффективный коэффициент концентрации напряжений изгиба;

 – поправочный коэффициент, учитывающий качество обработки и состояние поверхности вала;

– масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;

V – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле

W = 15598 мм3 – момент сопротивления изгибу шлицевого сечения вала (см. 1.4);

S = 5,3 – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении (см. 1.4).

Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения вала S = 3,1 больше предельно допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5, следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Проверяем на смятие соединения быстроходного вала: шпоночное соединение с полумуфтой и шлицевое соединение с блоком шестерен по допускаемым напряжениям [σСМ] = 100 МПа.

Так как крутящий момент на входе коробки передач для обоих режимов одинаков, то напряжения смятия на рабочих гранях шпонки и шлицев равны 55 и 14 МПа соответственно (см. 1.4). Следовательно, шлицевое и шпоночное соединения удовлетворяют требованиям прочности при смятии.

Произведем расчет вала II.

Расчетная схема вала, эпюры моментов представлены на рисунке 10.

Для определения реакции опоры RY1 составляем уравнение моментов относительно опоры «2»


тогда

где FY1 = 10790 Н – вертикальная сила в зацеплении колес 20/40, равная окружной;

1 = 229,5 мм; ℓ2 = 62,5 мм; ℓ3 = 107,5 мм – расстояние от места приложения нагрузки до середин опор вала.


Рисунок 10 – К расчету вала II

Для определения реакции опоры RY2 составляем уравнение моментов относительно опоры «1»


тогда


Проверяем правильность определения опорных реакций, составив уравнение проекций сил на вертикальную ось

Для определения реакции опоры RX1 составляем уравнение моментов относительно опоры «2»


тогда

где FX1 = 3927 Н – горизонтальная сила в зацеплении колес 20/405, равная радиальной;

FX2 – горизонтальная составляющая силы в цепной передаче
FX2 = FB · sin 60º = 8843 · sin 60º = 3829 Н
Для определения реакции опоры RX2 составляем уравнение моментов относительно опоры «1»



тогда


Проверяем правильность определения опорных реакций, составив уравнение проекций сил на горизонтальную ось

Определяем суммарные радиальные реакции опор



Рассмотрим наиболее нагруженный подшипник.

Эквивалентная нагрузка

РЭ1 = R1 · V · Кб · КТ = 8561 · 1 · 1,2 · 1 = 10273,2 Н

где V = 1 [3, с. 212] – коэффициент от вращения внутреннего кольца;

Кб = 1,2 [3, с. 214, таблица 9.19] – коэффициент от условий работы;

КТ = 1 [3, с. 214, таблица 9.19] – коэффициент от температуры.

Для более нагруженного подшипника вычисляем расчетный ресурс


где а1 = 1 [3, 132] – коэффициент, учитывающий вероятность отказов подшипника;

а2 = 0,7 [3, 132] – коэффициент, учитывающий условия работы;

C = 30700 [3, с. 233, таблица 136] – динамическая грузоподъемность.

Рекомендуемое значение расчетного ресурса для заданных условий работы 10000 ч [4, с. 129, таблица 71]. Так как расчетный ресурс подшипников больше требуемого, то делаем вывод о достаточной надежности подшипников вала II.

Определим коэффициенты запаса прочности для предположи­тельно опасных сечений ведомого вала.

Определяем результирующие изгибающие моменты в середине посадочного места подшипника «1»

где MY1 – изгибающий момент в опасном сечении в плоскости y0z
MY1 = FY2 · ℓ3 = 7658 · 107,5 = 823235 Н·мм
MX1 – изгибающий момент в опасном сечении в плоскости y0z
MX1 = FX · ℓ1 = 3132 · 107,5 = 336690 Н·мм
Определяем результирующие изгибающие моменты в середине посадочного места зубчатого колеса

где MY2 – изгибающий момент в опасном сечении в плоскости y0z
MY2 = RY2 · ℓ1 = 5129 · 229,5 = 1177105,5 Н·мм
MX2 – изгибающий момент в опасном сечении в плоскости y0z
MX2 = RX2 · ℓ1 = 569 · 229,5 = 130585,5 Н·мм
Из эпюр изгибающих моментов положение опасного сечения очевидно – это сечение в середине посадочного места колеса z = 40. В качестве концентратора напряжений выступает шпоночный паз глубиной 7,5 мм и шириной 20 мм.

Проверяем вал на усталостную прочность в опасном сечении при одновременном действии изгибающего и крутящего моментов. Для этого определяем коэффициент запаса усталостной прочности

где S – коэффициент запаса усталостной прочности при изгибе

-1 = 309 МПа [3, с. 200] – предел выносливости стали 45 при изгибе;

kσ / (εσ∙β) = 2,37 [5, с. 554] – эффективный коэффициент концентрации напряжений изгиба;

 – поправочный коэффициент, учитывающий качество обработки и состояние поверхности вала;

– масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;

V – амплитуда цикла изгибных напряжений при симметричном цикле

W – момент сопротивления изгибу круглого сечения вала


d = 75 мм – диаметр вала в месте посадки колеса z = 40;

t1 = 7,5 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 20 мм – ширина шпоночного паза;

S – коэффициент запаса усталостной прочности при кручении

-1 = 179 МПа [3, с. 200] – предел выносливости при кручении;

kτ / (ετ∙β) = 2,61 [5, с. 554] – эффективный коэффициент концентрации напряжений кручения;

– масштабный фактор, учитывающий влияние размеров сечения вала на усталостную прочность;

V – амплитуда цикла напряжений при кручения


WКР – момент сопротивления кручению сечения вала

ψτ = 0,1 – коэффициент чувствительности материала вала к постоянной составляющей отнулевого цикла касательных напряжений;

М = V = 6,6 МПа – постоянная составляющая отнулевого цикла касательных напряжений

Из расчета видно, что фактический коэффициент запаса усталостной прочности для опасного сечения вала S = 3,7 больше предельно допустимого коэффициент запаса [S] = 2,5, следовательно, рассчитанный вал обладает достаточной усталостной прочностью.

Проверяем на прочность шпоночное соединение вала с зубчатым колесом z = 40 по допускаемым напряжениям смятия [СМ] = 100 МПа [3, с. 170]


где d = 75 мм – диаметр вала в шпоночном соединении,

lP =80 мм – длина рабочей грани шпонки (см. 1.4);

h = 12 мм – высота шпонки,

t1 = 7,5 мм – глубина шпоночного паза на валу;

b = 20 мм – ширина шпонки.
^ 1.6 Проверка тягового усилия на ножах
Построим схему относительного расположения ножей и листовой заготовки на момент начала резания (рисунок 11).

Определяем радиальную силу на ноже [1, с. 65]


где S = 3 мм – расчетная толщина листа;

σВ = 445 МПа – временное сопротивление на разрыв материала листа;

α = 25,78º - угол захвата ножей при расчетной толщине листа;

Рисунок 11 – Схема сил на роликах
Определяем суммарную силу на ноже [1, с. 65]
P = 1,3 · PR = 1,3 · 1106 = 1438 Н
Окружную силу на ноже определим решив векторное уравнение


Для решения этого уравнения построим план сил на момент начала резания (рисунок 1). Проводим вектор длиной ℓR = 60 мм (длина вектора принимается произвольно). Далее из начала вектора проводим дугу окружности радиусом r
r = ℓ 1,3 = 60 · 1,3 = 78 мм
Опустив перпендикуляр из конца вектора на дугу r = 78 мм, найдем конечную точку векторов и .

Фактическое значение окружной силы найдем из соотношения

где ℓТ ≈ 50 мм – длина вектора на плане сил.
Тогда


Определяем крутящий момент на ролике
М = R · PT = 75 · 922 = 69150 Н·мм
где R = 75 мм – радиус режущей кромки ролика.

Проектировочные расчеты привода производились исходя из заданной в техническом задании потребляемой мощности 1,5 кВт. При этом крутящий момент на роликовых ножах M = 83574 Н·мм – для углеродистой и низколегированной стали и M = 1193991 Н·мм – для коррозионно-стойкой стали. Очевидно, что спроектированный станок обладает достаточной прочностью и пригоден для обработки широкой номенклатуры рулонных материалов.
2 Определение себестоимости станка

Определение себестоимости будем проводить по следующим статьям:

  1. Сырьё и основные материалы;

  2. Покупные изделия и полуфабрикаты;

  3. Транспортно-заготовительные расходы;

  4. Возвратные отходы;

  5. Основная заработная плата производственных рабочих;

  6. Дополнительная заработная плата производственных рабочих;

  7. Начисления на заработную плату;

  8. Цеховые расходы;

  9. Общезаводские расходы;

  10. Внепроизводственные расходы.

^ 2.1 Определение стоимости основных материалов

Стоимость основных материалов определяем по общей формуле

СОМ = ЦОМ  КОМ;

где ЦОМ – цена одного килограмма материала, р.;

КОМ – норма расхода материала, кг.

Определяем стоимость проката круглого сечения диаметром 105 мм из стали 20

СОМ = ЦОМ  КОМ = 28,2  86,94 = 2451,71 р.

где ЦОМ = 28,2 р. – цена одного килограмма выбранного сортамента;

КОМ = 86,94 кг. – норма расхода выбранного сортамента.

Определяем стоимость проката круглого сечения диаметром 95 мм из стали 20

СОМ = ЦОМ  КОМ = 28,2  13,23 = 373,09 р.

где ЦОМ = 28,2 р. – цена одного килограмма выбранного сортамента;

КОМ = 13,23 кг. – норма расхода выбранного сортамента.

Определяем стоимость проката круглого сечения диаметром 70 мм из стали 20

СОМ = ЦОМ  КОМ = 28,2  33,08 = 932,86 р.

где ЦОМ = 28,2 р. – цена одного килограмма выбранного сортамента;

КОМ = 33,08 кг. – норма расхода выбранного сортамента.

Определяем стоимость проката круглого сечения диаметром 50 мм из стали 20

СОМ = ЦОМ  КОМ = 28,2  13,23 = 373,09 р.

где ЦОМ = 28,2 р. – цена одного килограмма выбранного сортамента;

КОМ = 13,23 кг. – норма расхода выбранного сортамента.

Определяем стоимость листа горячекатаного толщиной 16 мм из стали 10ХСНД

СОМ = ЦОМ  КОМ = 30,3  97,02 = 2939,71 р.

где ЦОМ = 30,3 р. – цена одного килограмма выбранного сортамента;

КОМ = 97,02 кг. – норма расхода выбранного сортамента.

Определяем стоимость листа горячекатаного толщиной 12 мм из стали 10ХСНД

СОМ = ЦОМ  КОМ = 30,3  1079,27 = 32701,88 р.

где ЦОМ = 30,3 р. – цена одного килограмма выбранного сортамента;

КОМ = 1079,27 кг. – норма расхода выбранного сортамента.

Определяем стоимость листа горячекатаного толщиной 10 мм из стали 10ХСНД

СОМ = ЦОМ  КОМ = 30,3  779,98 = 23633,39 р.

где ЦОМ = 30,3 р. – цена одного килограмма выбранного сортамента;

КОМ = 779,98 кг. – норма расхода выбранного сортамента.

Определяем стоимость листа горячекатаного толщиной 8 мм из стали 10ХСНД

СОМ = ЦОМ  КОМ = 30,3  122,47 = 3710,84 р.

где ЦОМ = 30,3 р. – цена одного килограмма выбранного сортамента;

КОМ = 122,47 кг. – норма расхода выбранного сортамента.

Определяем стоимость листа горячекатаного толщиной 6 мм из стали 10ХСНД
СОМ = ЦОМ  КОМ = 30,3  15,44 = 467,83 р.

где ЦОМ = 30,3 р. – цена одного килограмма выбранного сортамента;

КОМ = 15,44 кг. – норма расхода выбранного сортамента.

Определяем стоимость крепёжных изделий

СОМ = ЦОМ  КОМ = 35  19,7 = 689,5 р.

где ЦОМ = 35 р. – цена одного килограмма крепежа;

КОМ = 19,7 кг. – чистый вес крепежа.

Определяем стоимость прочих материалов СОМ = 835,14 р.

Определяем стоимость сварочных материалов СОМ = 2053,62 р.

Определяем стоимость лакокрасочных материалов СОМ = 1026,81 р.

Определяем стоимость консервации СОМ = 479,18 р.

Определяем общую стоимость основных материалов

СОМ = 2451,71 + 373,09 + 932,86 + 373,09 + 2939,71 + 32881,86 +

+ 23633,39 + 3710,84 + 467,83 + 689,5 + 835,14 + 2053,62 +

+ 1026,81 + 479,18 = 72848,63 р.

^ 2.2 Определение стоимости покупных изделий

и полуфабрикатов

Стоимость покупных изделий полуфабрикатов определяем по общей формуле

СПИ = ЦПИ  КПИ;

где ЦПИ – цена одной покупной единицы, р.;

КПИ – необходимое количество покупных единиц, шт.

Результаты расчётов стоимости покупных изделий и полуфабрикатов представлены в таблице 1.

Таблица 1 – Стоимость покупных изделий и полуфабрикатов

Наименование

Количество

Цена за штуку, р.

Стоимость, р.

Гидроцилиндр HCJ.140.25.830 – 01

4

4050

16200

Гидроцилиндр HCС.60.25.860 – 01

2

6200

12400

Гидроцилиндр HCJ.30.25.360 – 01

4

2100

8400

Редуктор планетарный

1

5500

5500

Электродвигатель асинхронный

10

650

6500

Определяем транспортно-заготовительные расходы. Принимаем транспортно-заготовительные расходы равными 7% от стоимости сырья, основных материалов, покупных и комплектующих изделий. Тогда

СОМ = (СОМ + СПИ) 0,07 = (72848,63 + 49000) 0,07 = 8529,4 р.

^ 2.3 Определение стоимости возвратных отходов

Стоимость возвратных отходов определим по общей формуле

СВО = ЦВО  (КОМ – МИ);

где ЦВО – цена одного килограмма отходов, р.;

КОМ – норма расхода материала, кг.;

МИ – чистый вес изделия, кг.

Определяем стоимость возвратных отходов проката круглого сечения диаметром 105 мм из стали 20

СВО = ЦВО  (КОМ – МИ) = 2,65  (86,94 – 48,3) = 102,4 р.

где ЦВО = 2,65 р. - цена килограмма отходов выбранного сортамента;

КОМ = 86,94 кг. – норма расхода выбранного сортамента;

МИ = 48,3 кг. – чистый вес изделия.

Определяем стоимость возвратных отходов проката круглого сечения диаметром 95 мм из стали 20

СВО = ЦВО  (КОМ – МИ) = 2,65  (13,23 – 12,6) = 1,67 р.

где ЦВО = 2,65 р. - цена килограмма отходов выбранного сортамента;

КОМ = 13,23 кг. – норма расхода выбранного сортамента;

МИ = 12,6 кг. – чистый вес изделия.

Определяем стоимость возвратных отходов проката круглого сечения диаметром 70 мм из стали 20

СВО = ЦВО  (КОМ – МИ) = 2,65  (33,08 – 31,5) = 4,19 р.

где ЦВО = 2,65 р. - цена килограмма отходов выбранного сортамента;

КОМ = 33,08 кг. – норма расхода выбранного сортамента;

МИ = 31,5 кг. – чистый вес изделия.

Определяем стоимость возвратных отходов проката круглого сечения диаметром 50 мм из стали 20

СВО = ЦВО  (КОМ – МИ) = 2,65  (13,23 – 12,6) = 1,67 р.

где ЦВО = 2,65 р. - цена килограмма отходов выбранного сортамента;

КОМ = 13,23 кг. – норма расхода выбранного сортамента;

МИ = 12,6 кг. – чистый вес изделия.

Определяем стоимость возвратных отходов листа горячекатаного толщиной 16 мм из стали 10ХСНД

СВО = ЦВО  (КОМ – МИ) = 2,65  (97,02 – 92,4) = 12,24 р.

где ЦВО = 2,65 р. - цена килограмма отходов выбранного сортамента;

КОМ = 97,02 кг. – норма расхода выбранного сортамента;

МИ = 92,4 кг. – чистый вес изделия.

Определяем стоимость возвратных отходов листа горячекатаного толщиной 12 мм из стали 10ХСНД

СВО = ЦВО  (КОМ – МИ) = 2,65  (1085,21 – 1004,82) = 213,03 р.

где ЦВО = 2,65 р. - цена килограмма отходов выбранного сортамента;

КОМ = 1085,21 кг. – норма расхода выбранного сортамента;

МИ = 1004,82 кг. – чистый вес изделия.

Определяем стоимость возвратных отходов листа горячекатаного толщиной 10 мм из стали 10ХСНД

СВО = ЦВО  (КОМ – МИ) = 2,65  (779,98 – 745,98) = 79,5 р.

где ЦВО = 2,65 р. - цена килограмма отходов выбранного сортамента;

КОМ = 779,98 кг. – норма расхода выбранного сортамента;

МИ = 745,98 кг. – чистый вес изделия.

Определяем стоимость возвратных отходов листа горячекатаного толщиной 8 мм из стали 10ХСНД

СВО = ЦВО  (КОМ – МИ) = 2,65  (122,47 – 113,4) = 24,04 р.

где ЦВО = 2,65 р. - цена килограмма отходов выбранного сортамента;

КОМ = 122,47 кг. – норма расхода выбранного сортамента;

МИ = 113,4 кг. – чистый вес изделия.

Определяем стоимость возвратных отходов листа горячекатаного толщиной 6 мм из стали 10ХСНД

СВО = ЦВО  (КОМ – МИ) = 2,65  (15,44 – 14,7) = 1,96 р.

где ЦВО = 2,65 р. - цена килограмма отходов выбранного сортамента;

КОМ = 15,44 кг. – норма расхода выбранного сортамента;

МИ = 14,7 кг. – чистый вес изделия.

Определяем общую стоимость возвратных отходов:

СВО = 102,4 + 1,67 + 4,19 + 1,67 + 12,24 +

+ 213,03 + 79,5 + 24,04 + 1,96 = 440,7 р.

Определяем общую стоимость основных материалов и покупных изделий с учётом транспортно-заготовительных расходов за вычетом стоимости возвратных отходов

СМ = СОМ + СПИ + СТ-З – СВО = 72849 + 49000 + 8529 – 441 = 129937 р.

^ 2.4 Расчёт заработной платы производственных рабочих

Основная заработная плата производственных рабочих формируется из тарифной части основной заработной платы и доплат (50% к тарифной заработной плате).

Тарифный фонд основной заработной платы в соответствии с тарифными ставками и нормами времени составляет 21591 р.

Основная заработная плата производственных рабочих (тариф + доплаты) составит:

ЗОСН = 21591  1,5 = 32387 р.

Принимаем дополнительную заработную плату производственных рабочих равной 30% от основной, тогда:

ЗДОП = Зосн0,3 = 32387  0,3 = 9716 р.

Принимаем начисления на заработную плату равными 26% от основной и дополнительной заработной платы, тогда:

ЗНАЧ = (ЗОСН + ЗДОП)0,26 = (32387 + 9716)0,26 = 10947 р.
^ 2.5 Расчёт цеховых и общезаводских расходов

Принимаем цеховые расходы равными 320% от основной заработной платы производственных рабочих (данные отдела труда и заработной платы ОАО «РузХиммаш»), тогда:

РЦ = ЗОСН  3,20 = 32387  3,20 = 103638 р.

Принимаем общезаводские расходы равными 285% от основной заработной платы производственных рабочих (данные отдела труда и заработной платы ОАО «РузХиммаш»), тогда:

РЗ = ЗОСН  2,85 = 32387  2,85 = 92303 р.

^ 2.6 Определение полной себестоимости

Производственная себестоимость определяется по формуле:

СПР = 72848,63 – 440,7 + 8529,4 + 49000 + 32387 + 9716 +

+ 10947 + 103638 + 92303 = 378928 р.

Принимаем внепроизводственные расходы равными 1,2% от производственной себестоимости, тогда:

РН.ПР = СПР  0,012 = 378928 0,012 = 4547 р.

Определяем полную себестоимость

СПОЛН. = СПР + РН.ПР = 378928 + 4547 = 383475 р.

Определяем структуру себестоимости по статьям затрат в процентах: по общей формуле



  1. Сырьё и основные материалы 19%

  2. Покупные изделия и полуфабрикаты 12,8%

  3. Транспортно-заготовительные расходы 2,2%

  4. Возвратные отходы -0,1%

  5. итого материала 33,9%

  6. Основная зарплата производственных рабочих 8,4%

  7. Дополнительная зарплата рабочих 2,5%

  8. Начисления на заработную плату 2,9%

  9. Цеховые расходы 27%

  10. Общезаводские расходы 24,1%

  11. Внепроизводственные расходы 1,2%

Анализ структуры себестоимости, что изделие материалоемкое (34% себестоимости); 51% себестоимости составляют накладные расходы (27% - цеховые расходы и 24% - общезаводские расходы). Низка доля заработной платы с начислениями – 13,8%.

Таблица 2 – Технико-экономические показатели проекта

Статья калькуляции

Сумма,

р.

% в структуре себестоимости

Сырьё и основные материалы

72849

19

Покупные изделия и полуфабрикаты

49000

12,8

Транспортно-заготовительные расходы

8529

2,2

Возвратные отходы

-441

-0,1

Итого материалов и покупных изделий

129937

33,9

Основная заработная плата производственных рабочих

32387

8,4

Дополнительная заработная плата производственных рабочих

9716

2,5

Начисления на заработную плату

10947

2,9

Цеховые расходы

103638

27

Внепроизводственные расходы

4547

1,2

Полная себестоимость

383475

100

3 Безопасность жизнедеятельности
^ 3.1 Состояние организации службы охраны труда на предприятии
Общее руководство работой по охране труда и технике безопасности, а также ответственность за правильную постановку этой работы возлагается на руководителей предприятия (учреждения): директора, главного инженера. В цехах, участках – на соответствующего руководителя участка: начальника цеха, заведующего лабораторией, начальника смены, мастера. Непосредственное руководство по организации охраны труда осуществляет главный инженер предприятия.

Проведение текущих мероприятий по охране труда отражается в соглашениях по охране труда, являющихся официальным приложением, составной частью коллективных договоров, а также в единых комплексных планах оздоровительных мероприятий. Ежегодные соглашения по охране труда – это важная правовая форма планирования мероприятий по охране труда. В соглашениях по охране труда уточняются и дополняются мероприятия по охране труда по цехам, участкам, агрегатам, устанавливаются сроки проведения каждого мероприятия, указываются лица, ответственные за их проведение. Для проведения мероприятий по охране труда предприятия выделяют в установленном порядке средства и необходимые материалы. Расходование этих средств и материалов на другие цели запрещается. Важное значение имеют правовые нормы, которые регулируют деятельность администрации предприятий (учреждений) и других должностных лиц, направленную на организацию предупреждения несчастных случаев и устранение вредных и опасных условий труда. В целях охраны труда ТК возлагает на администрацию предприятий, учреждений, организаций, во-первых, проведение инструктажа рабочих и служащих по технике безопасности, производственной санитарии, противопожарной охране и другим правилам охраны труда, и, во-вторых, осуществление постоянного контроля над соблюдением работниками всех требований инструкций по охране труда. Инструктаж и обучение работников правилам безопасных приёмов и методов работы должны проводиться обязательно на всех предприятиях и в организациях, независимо от характера и степени опасности производства, а также квалификации и стажа работы работающих по данной профессии или должности. На рабочих и служащих, в свою очередь, возлагаются также обязанности: соблюдение инструкций по охране труда, установленных требований обращения с машинами и механизмами и пользования средствами индивидуальной защиты. Невыполнение этих обязанностей рабочими и служащими является нарушением трудовой дисциплины. Инструкции по охране труда устанавливают правила выполнения работ и поведения работающих в производственных помещениях.

Особую роль в организации работы по предотвращению несчастных случаев и проведению мероприятий, обеспечивающих безопасные и здоровые условия труда, играет инженерная служба техники безопасности. Служба техники безопасности подчиняется непосредственно главному инженеру предприятия и осуществляет всю работу под его руководством.

Служба техники безопасности занимается: методическим руководством и контролем за выполнением производственными участками и цехами законов об охране труда, действующих норм и правил техники безопасности и производственной санитарии; организацией разработки и внедрения в производство более совершенных конструкций ограждающих и предохранительных устройств, герметизации и механизации отдельных производственных процессов и операций; подготовкой предложений для научно-исследовательских и проектных институтов по проведению исследовательских работ в области улучшения условий труда и техники безопасности на производстве; проверкой выполнения мероприятий по технике безопасности и производственной санитарии, предусмотренных в коллективных договорах.

Работники службы техники безопасности выполняют также следующую работу: составляют отчеты о несчастных случаях, связанных с производством, а также об освоении средств, ассигнованных на мероприятия по технике безопасности и производственной санитарии; осуществляют контроль за составлением отделом снабжения заявок на материалы и оборудование для осуществления мероприятий по улучшению охраны труда, техники безопасности и производственной санитарии; организуют разработку производственных инструкций по технике безопасности, составляемых в соответствии с типовыми инструкциями, и представляют их на утверждение главному инженеру.

Работники службы техники безопасности имеют право: проводить проверку состояния техники безопасности во всех цехах и на участках предприятия; запрещать работу на технологическом оборудовании в условиях, явно опасных для жизни или здоровья работающих; требовать от руководителей цехов и отделов система систематического учета и своевременного расследования несчастных случаев на производстве.

Специалисты отдела техники безопасности также контролируют обеспеченность рабочих мест инструкциями по технике безопасности, проводят на рабочем месте проверку знаний рабочих и дают обязательные для руководства цеха указания об отстранении от работы лиц, не имеющих необходимых знаний правил безопасности и инструкций.

Важнейшей задачей отдела техники безопасности является привлечение всего коллектива к участию в разработке и внедрении мероприятий по охране труда, а также к контролю за состоянием охраны труда на предприятии.
1   2   3



Скачать файл (1313.3 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru