Анализ процессов шлифовальной обработки деталей в массовом производстве

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

1. АНАЛИЗ СОСТОЯНИЯ ВОПРОСА. ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ ВКР

1.1 Литературный обзор

1.2 Анализ существующих технологических процессов шлифовальной обработки деталей в массовом производстве

2. KОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ

2.1 Расчет и проектирование привода алмазного ролика

2.1.1 Описание конструкции, назначения и принципа действия устройства правки круга алмазным роликом

2.1.2 Энергокинематический расчет привода алмазного ролика

2.1.3 Подбор двигателя

2.1.4 Определение общего передаточного числа привода

2.1.5 Расчёт зубчато-ременной передачи

2.1.6 Конструирование шкивов зубчато-ременной передачи

2.1.7 Ориентировочный расчет и конструирование приводного вала

2.1.8 Предварительный выбор подшипников

2.1.9 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений

2.1.10 Уточненный расчет вала

2.2 Расчёт и проектирование гидравлического привода

2.2.1 Расчет и выбор исполнительного гидравлического двигателя

2.2.2 Составление принципиальной схемы гидравлического привода

2.2.3 Выбор и расчет насосной установки

2.2.4 Разработка конструкции гидравлического блока управления

2.2.5 Определение потерь давления в аппаратах и трубопроводах

2.2.6 Потери давления в трубопроводах

2.2.7 Местные потери давления

3. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

3.1 Разработка технологического процесса изготовления вала алмазного ролика с применением станков с ЧПУ

3.1.1 Описание конструкции и назначение вала алмазного ролика

3.1.2 Технологический контроль чертежа детали

3.1.3 Анализ технологичности конструкции

3.1.4 Выбор метода изготовления и формы заготовки

3.1.5 Выбор структуры обработки вала

3.1.6 Определение типа производства и формы организации технологических процессов

3.1.7 Расчет припуска на обработку

3.1.8 Выбор оборудования

3.1.9 Выбор станочных и инструментальных приспособлений

3.1.10 Выбор режущего инструмента

3.1.11 Выбор средств измерения и контроля

3.1.12 Выбор режимов резания для токарной обработки

3.1.13 Определение технической нормы времени

3.1.14 Выбор средств транспортировки

3.2 Расчет и конструирование токарного проходного резца с пластиной из твердого сплава

3.2.1 Выбор типа резца

3.2.2 Определение скоростей и сил при резании

3.2.3 Определение сечения державки

3.2.4 Выбор габаритных размеров резца

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

ПРИЛОЖЕНИЕ



Введение

Закрытое акционерное общество «Вологодский подшипниковый завод» - основан в 1967 году и является крупнейшим предприятием подшипниковой промышленности в России. По объему выпускаемой продукции подшипниковый завод занимает лидирующее положение среди предприятий данного направления. алмазный ролик токарный шпонка

Достигнув высоких показателей в качестве продукции, постоянно совершенствуя и расширяя ассортимент выпускаемой продукции. Позволило выйти на рынок крупнейших автомобильных компаний России, стран СНГ и дальнего зарубежья. Всё это связано с многолетним опытом завода в накоплении знаний в области машиностроения

ЗАО «ВПЗ» имеет необходимое технологическое оборудование, измерительные стенды, инструменты и даже собственную испытательную лабораторию. Поэтому завод является инновационным предприятием, которое постоянно совершенствуется и развивается. Всё это даёт возможность проектировать и внедрять новые типы подшипников и улучшать имеющуюся продукцию.

Завод создал сеть торговых домов “Вологодские подшипники”. Сейчас данные торговые дома действуют в Москве, Владивостоке, Вологде, Харькове, Воронеже, Дагестанских Огнях (Республика Дагестан), Днепропетровске, Екатеринбурге, Иркутске, Самаре, Красноярске, Курске, Санкт-Петербурге, Саратове, Тольятти, Усть-Лабинске (Краснодарский край), Челябинске, Ярославле.

ЗАО «ВПЗ» является основным поставщиком подшипников для таких предприятий как ПАО «АвтоВАЗ», ОАО «РЖД», ПАО «КАМАЗ» и многих других.

На сегодня ЗАО «ВПЗ» -- это высокотехнологичное предприятие, где широко применяется электронно-вычислительная и точная измерительная техника, станки с микропроцессорами и числовым программным управлением, автоматические линии сборки.

Основные направления развития завода - снижение себестоимости продукции, расширение номенклатуры подшипников и повышение её конкурентоспособности за счет внедрения современных автоматизированных технологических процессов на базе гибких производственных модулей.

На заводе так же создаётся оборудование, которое позволило автоматизировать ручной труд, производительность труда и повысить качество выпускаемой продукции. Внедряются достижения научно-технического прогресса, в частности передовые методы обработки колец подшипников, что обеспечивает их высокую точность и износостойкость поверхности. Наличие современного оборудования и технологий позволяют выпускать подшипники, отвечающие требованиям заказчика, как по количеству, так и по качеству.

На ЗАО «ВПЗ» имеется Система менеджмента качества (СМК) общества которая соответствует требованиям стандартов:

1. Сертификат соответствия требованиям международного стандарта ISO 16949:2009.

2. Сертификат соответствия СМК требованиям международного стандарта ISO 9001:2015.

3. Система управления охраной окружающей среды (СУООС) общества соответствует требованиям международного стандарта ISO 14001:2016.

4. Система управления промышленной безопасностью и здоровьем общества соответствует требованиям OHSAS 18001:2007.

На рынке подшипников качения ЗАО «ВПЗ» занимает одно из первых мест. Руководитель дирекции подшипникового завода уделяет особое внимание, на повышение конкурентоспособности и снижение себестоимости продукции.

Всё это достигается внедрением современных технологических процессов, передового технологического оборудования, как основного, так и вспомогательного, а также применением современных материалов и инструмента. Особое внимание уделяется автоматизации основного производства. Автоматизация производства направлена на разработку и реализацию непрерывного технологического процесса без участия людей с максимальной загрузкой оборудования и минимальными потерями, связанными с браком продукции.

На Вологодском подшипниковом заводе большими шагами идет реконструкция основного производства, которое непосредственно участвует в изготовлении как комплектующих для подшипников, так и самих подшипников (сборка, контроль и упаковка). Параллельно постоянно пересматривается структура управления заводом и состав структурных подразделений.

Дополнение или выборочная замена одних технологических процессов или операций другими может значительно увеличить технологический потенциал процесса, то есть и технологический потенциал предприятия в целом.

Таким образом, чтобы повысить потенциал предприятия и обеспечить его переход на новый технологический уровень, нужна технологическая инновация и модернизация имеющегося оборудования.



1. АНАЛИЗ СОСТОЯНИЯ ВОПРОСА. ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ВКР

1.1 Литературный обзор

Назначение подшипников - поддерживать оси и валы, вращающихся в пространстве, что бы они могли выполнять вращения или качения, а также воспринимать нагрузки, действующие на них. Подшипники также могут поддерживать корпусные детали, вращающиеся вокруг осей или валов.

По форме трения подшипники делятся на подшипники скольжения и качения.

Подшипники качения -- это подшипники качающихся или вращающихся деталей, использующих элементы качения (ролики или шарики) и действующие на основе сил трения качения.

Как правило подшипники качения состоят из последующих типичных элементов:

- внешнего кольца и внутреннего кольца;

- тел качения и вращения (шариков или роликов);

- сепараторов, делящих и направляющих тела качения.

Подшипник качения - группа деталей, больше, чем остальные детали стандартизированы в международном масштабе, как правило взаимозаменяемые и централизованно изготавливаются в массовых производствах.

К основным достоинствам подшипников качения по сравнению с подшипниками скольжения можно отнести следующие показатели:

- моменты сил трения ниже в следствии чего теплообразование меньше, низкая зависимость сил трения от скорости вращения;

- значительно меньше требовательные к уходу, потребляют меньше смазки;

- большая несущая способность на единицу ширины подшипника;

- намного меньший расход латуни, а также требования к термической обработке и материалам валов.

К основным недостаткам подшипников качения относятся:

- повышенные габариты по диаметру;

- пониженная долговечность подшипника при ударных и вибрационных нагрузках ввиду большой жесткости подшипника;

- высокие контактные напряжения, поэтому ограничен срок службы подшипника;

- высокая стоимость новых типов подшипников при малой партии производства;

- повышенный шум на высоких оборотах вращения.

Подшипники качения классифицируются:

1. Направление сил по оси которых воспринимаются нагрузки:

- упорно-радиальные, воспринимается как радиальная, так и осевая;

- упорные, восприниматься осевая нагрузка;

- радиально-упорные, восприниматься совмещённую нагрузку;

- радиальные, восприниматься осевая радиальная нагрузка.

2. По количеству имеющихся рядов тел качения подразделяются на 1-но, 2-х, 4-х и многорядные.

3. Имеются группы подшипников качения разделяющихся по форме тел вращения относительно оси на роликовые и шариковые. Роликовые дополнительно разделяются: с короткими цилиндрическими роликами, с сферическими, с витыми, с длинными цилиндрическими, с коническими и с игольчатыми роликами.

4. По главным особым конструкционным признакам:

- самоустанавливающиеся и несамоустанавливающиеся;

- с цилиндрическим или конусным отверстием внутреннего кольца;

- одинарные или двойные; сдвоенные, строенные и т.д.

5. По габаритам при одинаковом внутреннем диаметре - на серии:

- сверхлегкая серия;

- особо лёгкая серия;

- легкая серия;

- средняя серия;

- тяжелая серия.

Подшипники качения показаны на рисунках 1.1 и 1.2.

Рисунок 1.1 - Виды шариковых подшипников

Рисунок 1.2 - Виды роликовых подшипников

За последние время в производстве подшипников и их применения в машиностроении произошли значительные изменения.

Постоянно повышается качество металла, который применяется для изготовления деталей подшипников. Постоянно совершенствуются как методы получения, так и составы сталей в области металлургии и их термической обработки. Получили широкое внедрение в производство стали электрошлакового и вакуумного переплава[1].

Значительно высоко увеличилась точность изготовления деталей для подшипников так и их самих, увеличились требования к предельным отклонениям от заданных размеров, так и отклонения от геометрической формы деталей. Повышение точности изготовления подшипников обусловлено прогрессом в области технологий обработки поверхностей, модернизации и совершенствовании металлообрабатывающего оборудования, автоматизации процессов измерения в процессах резания, а также в области улучшения контрольно-измерительной аппаратуры, причем с повышением точности значительно возросла скорость изготовления.

С увеличением точности изготавливаемых деталей подшипников возросли контроль и точность техники измерений, что в свою очередь дало возможность повысить точность и скорость сортировки деталей, уменьшить число комплектов подбора при сборке подшипника.

От повышения требований к качеству точности геометрии основных поверхностей и качеству поверхности обрабатываемой поверхности были усовершенствованы методы шлифования, что привело к значительному повышению качества окончательных размеров обработанной поверхности. Всё это позволило поднять на новый уровень такие показатели как надёжность и долговечность подшипников качения.

Создано большое количество подшипников новых типов, в том числе специальных, и значительно улучшена внутренняя конструкции давно освоенных подшипников.

Возросла надежность работы выпускаемых подшипников в результате прогресса в области их конструкций, технологии изготовления и контроля, а также культуры эксплуатации подшипников у потребителя.

Коэффициент полезного действия отображает возможности грузоподъемности и долговечности подшипника. Данный коэффициент указывается в каталогах предприятий изготавливающих подшипники, этот показатель зависит от габаритов, числа тел качения и их вида, а так же от других параметров (шероховатость поверхности, качество металла, термическая обработка и т. Д.). Обширное введение новейших технологий, современных технологий, автоматизации и механизации создания содействует дальнейшему увеличению свойства подшипников, гарантирует их долговечность, надежность, увеличивает эффективность работы и высоко эффективность изготовления.

В результате проведения комплекса конструкторских и технологических мероприятий технический уровень производства подшипников качения значительно повышается.

1.2 Анализ существующих технологических процессов шлифовальной обработки деталей в массовом производстве

Разнообразие видов производства, видов оборудования, сырья, методов изготовления определяют и отличие технологических процессов.

В настоящее время для получения точных размеров и требуемой шероховатости, а также возможность применения при серийном и массовом производстве является шлифовальная обработка. Шлифовальная обработка позволяет достичь 5 квалитета точности.

При изготовлении подшипников шлифовальная обработка встречается практически во всех технологических процессах составных деталей подшипника. Шлифовка выполняется как на предварительных стадиях после термической обработки, так и на окончательных операциях, большинстве случаев это всё разные виды шлифовальной обработки.

При изготовлении наружного кольца практически любого радиального подшипника используется не один способ шлифования:

- шлифование наружной цилиндрической поверхности кольца предварительное;

- шлифование наружной цилиндрической поверхности кольца окончательное:

- шлифование торцов поверхности кольца;

- шлифование дорожки качения предварительное;

- шлифование дорожки качения окончательное;

- шлифование внутренней цилиндрической поверхности под уплотнение.

На каждой операции в массовом производстве используется специализированное шлифовальное оборудование, которое может быть быстро переналажено на выпуск близкого по габариту или размерной группе кольце подшипника. Не все из вышеперечисленных операций высоко производительны, по это многие станки дублируются для достижения требуемой производительности. С техническим прогрессом совершенствуется и технология шлифовальной обработки, увеличиваются скорости абразивного инструмента, а также и совершенствуется сам абразивный инструмент, виды смазочно-охлаждающий жидкостей. Благодаря этому возрастает производительность и улучшается микрогеометрия обработанной поверхности. Принятие всех нововведений всё равно недостаточно чтобы поднять производительность шлифования на более высокий уровень, не приобретая новое оборудование.

Проведя анализ времени и циклов процессов шлифования наиболее длительным и энергоемким является процесс внутреннего шлифования наружных колец подшипника 256707АКЕ12. Данный подшипник шариковый, радиально-упорный, двухрядный. Применяемое на ЗАО «ВПЗ» при его изготовлении оборудование может выполнять только одну операцию, а дорожки качения наружного кольца обрабатываются поочередно, что влечет за собой большой разброс размеров дорожек качения который в последствии выливается в достаточно сложный селективный подбор радиального зазора. При детальном рассмотрении узких мест технического процесса изготовления наружного кольца подшипника 256707АКЕ12 выявлено что, внутришлифовальный автомат SIW-3 из-за его невозможности производить обработку дорожек качения одновременно, значительно увеличивает время на изготовление кольца.

Ввиду вышеизложенного было принято решение проработать вопрос о возможности модернизации внутришлифовального станка SIW-3 с целью расширения его технологических возможностей.

Проанализировав современные тенденции станкостроения в области шлифовальной обработки, а также возможности по модернизации имеющегося оборудования целью данного дипломного проекта является модернизация внутришлифовального станка SIW-3 с целью расширения его технологических возможностей, а в частности модернизация узла алмажения на правку круга алмазным роликом.

При модернизации следует решить следующие задачи:

- раccчитать и cпроектировать привoда алмазного ролика;

- раccчитать и спрoектировать гидрoпривода узла алмажения;

- разрабoтать oбщий вид узла алмажения.



2. КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ

2.1 Расчет и проектирование привода алмазного ролика

2.1.1 Описание конструкции, назначения и принципа действия устройства правки круга алмазным роликом

Узел алмажения предназначен для формирования профиля шлифовального круга внутришлифовального автомата SIW3.

Узел алмажения состоит из аксиально-поршневого мотора 1, на валу которого установлен зубчатый шкив для передачи крутящего момента посредством зубчато-ременной передачи 2 на вал 4, где крепится алмазный ролик. На рисунке 2.1 показана кинематическая схема устройства правки круга алмазным роликом

Рисунок 2.1 - Кинематическая схема узла алмажения:

1 - аксиально-поршневой гидромотор; 2 -передача зубчато-ременная; 3 - радиально-упорные дуплексированные шариковые подшипники качения; 4 - вал

2.1.2 Энергокинематический расчет привода алмазного ролика

Выбор двигателя. Определение передаточных отношений передачи

Для определения общего коэффициента полезного действия привода (далее КПД привода) необходимо первоначально выполнить анализ источников потерь мощности, входящих в состав привода кинематических элементов, начиная от электродвигателя до исполнительного органа устройства - вала алмазного ролика.

В механических приводах потери мощности возникают во всех типах передач (подшипники, зубчато-ременная передача, открытая цилиндрическая передача).

Общий КПД рассматриваемого нами привода определяется по формуле (2.1):

зо = з_ремз_п.к, (2.1)

где з_рем - КПД ременной передачи;

з_рем = 0,94 - 0,98. Принимаем для расчета окончательное значение; з_рем = 0,97;

з_п.к. - КПД пары подшипников качения, з_п.к.= 0,99.

Таким образом, подставляя значения в формулу, определяем коэффициент полезного действия привода:

зо = 0,95·0,99 = 0,9405.

2.1.3 Подбор двигателя

Основными критериями подбора двигателя является частота вращения вала и требуемая эффективная мощность.

Требуемую мощность электродвигателя определяем по формуле (2.2):

Nэлтр= , кВт, (2.2)

где Nэлтр - требуемая мощность двигателя, кВт;

Nэф - эффективная мощность, кВт;

зо - коэффициент полезного действия привода.

Исходные данные представлены в таблице 2.1.

Таблица 2.1 - Исходные данные

Скорость вращения алмазного ролика	n = 1950 об/мин
Мощность на валу алмазного ролика	Pим=1,5 кВт

Согласно техническому заданию таблица 2.1, эффективная мощность должна быть не менее 1,5 кВт, а частота вращения вала алмазного ролика n3 = 1950 об/мин.

Подставляя значения величин в формулу, находим требуемую мощность электродвигателя:

По полученным назначаем аксиально-поршневой двигатель: аксиально-поршневой двигатель Danfoss серии OMMsize 8 его данные указаны в таблице 2.2.

Таблица 2.2 - Техническая характеристика аксиально-поршневого двигателя Danfoss серии OMMsize 8

Наименование показателя	Единица измерения	Значение показателя
Мощность	кВт	1,8
Диаметр вала	мм	16
Длина выходного участка вала	мм	36,7
Масса	кг	1,9
Частота вращения вала максимальная	мин-1	1950



2.1.4 Определение общего передаточного числа привода

Передаточное число привода определяем по формуле (2.3):

где n1 - частота вращения вала двигателя, об/мин;

n3 - частота вращения = вала алмазного ролика, об/сек.

Согласно техническому заданию частота вращения шпиндельного вала:

n3= 1950 об/мин. Частота вращения вала двигателя nI = 1950 об/мин.

Таким образом, общее передаточное отношение привода определяется:

Передаточному числу привода соответствует прямая одноступенчатой зубчато-ременная передача.

Определение максимальной мощности на валах.

Максимальную мощность на валах определяем исходя из мощности двигателя. Мощность на валах определяется по формуле (2.4):

Рi = Рi-1 3з, кВт, (2.4)

где Рi-1 - мощность на предыдущем валу, кВт;

з - коэффициент полезного действия источников потерь.

I вал - вал двигателя:

РI = Рэл = 1,8 , кВт.

II вал -вал алмазного ролика (2.5):

Рр= РIзремз_п.к, кВт, (2.5)



РII = 1,8·0,97·0,99 =1,72, кВт.

Определение частот вращения валов (2.6):

I вал:

nI = nэл = 1950, об/мин.

II вал:

nIII= nII/ Uрем, (2.6)

nIII=1950/1 = 1950, об/мин.

Определяем угловую скорость вращения валов по формуле (2.7):

I вал:

II вал:

Определение максимальных крутящих моментов на валах.

Максимальный крутящий момент на валу определяется по формуле (2.8):



Определим максимальный крутящий момент на I валу, дальнейший расчет сводим в таблицу 2.3:

Таблица 2.3 - Основные параметры привода

Номер вала	Мощность на валу, кВт	Частота вращения, об/мин	Частота вращения, рад/сек	Крутящий момент, Н?м
I вал	1,8	1950	204,2	8,81
II вал	1,72	1950	204,2	8,42

2.1.5 Расчёт зубчато-ременной передачи

Исходные данные для расчета: в узле двигатель передаёт вращение валу алмазного ролика. Крутящий момент на валу алмазного ролика ряда 8,42 Нм, передаточное число U = 1; межосевое расстояние а = 108 мм.

Предварительный выбор типа ремня.

На основании таблиц по известным Р1 и n1 предварительно выбираем варианты типа ремня: m1,5; L; AT5; 3М.

Для последующих расчетов окончательно принимаем по таблице тип АТ5 по ISO 5294, вычисляем модуль m мм по формуле (2.9):

m = tp / р , (2.9)

где tp - шаг ремня; tp = 5,0 мм;

р = 3,14159.

m= 5,0 / 3,14159 =1,592, мм.

Геометрический расчет ременно-зубчатой передачи.

Число зубьев ведомого шкива z2 = 32, 1z1 = 321.

Определяем d - диаметры шкивов по формуле (2.10):



d = z · m, (2.10)

d1 = 32·1,592 = 50,94, мм,

d2 = 32·1,592 = 50,94, мм.

Определяем минимальное межосевое расстояние по формуле (2.11):

a_min = 0,55(d1 + d2) +H_p, (2.11)

где Н_р - Высота профиля ремня, Н_р = 2,7, мм.

a_min = 0,55(50,94 + 50,94) + 2,7 = 58,734, мм.

Принимаем a=108 мм.

Рассчитываем число зубьев ремня по формуле (2.12):

где f₁ - коэффициент (2.13):

Окончательно принимаем значение z_p = 75.

Межосевое расстояние при z_p = 75 (2.14):



Угол обхвата ремня ведущего шкива при передаточном числе 1(2.15):

. (2.15)

Число зубьев на радиусе пятна ведущего шкива (2.16):

Ширина ремня (2.17):

где k_t = k₁ + k₂ + k₃ - суммарный эксплуатационный коэффициент, зависящий от:

k1 - типа двигателя;

k2 - типа выбранной рабочей машины;

k3 - коэффициент отношения передаточных чисел(при u ? 1; k₃ = 0,1);

P_t - передаваемая сила мощности, одним основным зубом ремня шириною 1 мм в штатном режиме, кВт/мм. P_t = 0,1 кВт/мм.

Скорость вращения шкива находим по формуле (2.18.):

k_t = 0,25 + 1,4 + 0 = 1,65,

Окончательно принимаем величину В_Р = 6 мм.

Сила, нагружающая вал передачи (2.19):

, (2.19)

где F_t - окружное усилие (2.20):

.

Напряжения сдвига в зубьях ремня (2.21):

где k₂ - коэффициент главной динамической нагрузки;

k₂ = 1,41.

s₁ - определяемая ширина посадки сдвига зуба ремня (2.22):

s₁ = 0,8m, (2.22)

k - коэффициент, определяющий основные параметры; зубьев ремня и шкива: k = 2,66;

[ф] - максимальное напряжение деформации: [ф] = 0,815 ув.

у_в - предел прочности на отрыв от основания зуба ремня;

у_в = 7…10 МПа.

k_p - главный коэффициент прочности ремня (2.23):

где k_t - коэффициент, учитывающий понижение прочностных характеристик ремня из-за его перегрева в процессе работы (2.24):

где k_c - коэффициент, учитывающий сменность работы передачи;

k_c = 1,0 - односменная работа, kc = 1,07 - двухсменная работа;

k_c = 1,15 - трехсменная работа;

k_н - показатель, учитывающий присутствие натяжного ролика;

k_н = 1,0 - если нет натяжного ролика.

N_ц - ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений (2.25):

где L_h - общий ресурс работы передачи, час; L_h=17520 ч.

s₁ = 0,8 ·1,592 = 1,2736, мм,

Условие прочности зубьев ремня по напряжениям сдвига выполнено.



2.1.6 Конструирование шкивов большинствазубчато-ременной передачи

Выбор соответствующих материала шкивов.

В виду того что, передача быстроходная материал для изготовления выбираем АМг6.

Рассчитываем диаметр (2.26) и длину ступицы (2.27):

, (2.26)

, (2.27)

где d_вал находится как (2.28):

Т_вал - крутящий момент на валу Н·м:

[фв] - допускаемое напряжение кручения: [ф] = 20…30 МПа.

Округляем до ближайшего кратного 5, .

Так как ведущий шкив расположен на валу двигателя в расчёт берём диаметр вала двигателя d_вал1 = 16 мм.

Выбираем для шкивов посадочные отверстия - как цилиндрические с установкой шпонки. Посадка для цилиндрического отверстия шкива - Н7.

Принимаем шероховатость поверхностей:

- предусмотренное отверстие в ступице шкива - Raz = 1,6…3,1;

- боковые основные поверхности ступицы - Raz = 6,2.

Форма и допуск на расположения относительно поверхностей - торцевое биение ступицы 0,05 мм.

Конструкция шкивов монолитная так как наружный диаметр менее 90 мм.

Размеры профиля межзубной впадины согласно профилю АТ5.

Диаметр главных вершин зубьев шкива (2.29):

, (2.29)

где Н = 0,6…0,9;

k - корректирующий показатель, k = 0,08.

Диаметр впадин зубьев шкива (2.30):

, (2.30)

Шаг зубьев по диаметру вершин (2.31):

Ширина обода шкива (2.32):

, (2.32)

Принимаем В_ш = 8 мм.

Толщина обода шкива (2.33):

(2.33)

Принимаем д_ш = 6 мм.

Высота реборд (2.34):

, (2.34)

где a = 2 мм.

Принимаем для поверхностей межзубной впадины шероховатость:

- шероховатость боковых поверхностей межзубной впадины шкива Ra = 1,0;

- шероховатость для всех вершин зубьев шкива Raz = 2,6;

- шероховатость для всех впадин зубьев шкива Raz = 3,1.

Маркировка ремня: OptibeltALPHAPOWER 6 AT5/375, 6 - ширина ремня; AT5 - профиль ремня; 375 - длинна ремня.

2.1.7 Ориентировочный расчет и конструирование приводного вала

Для изготовления приводного вала выбираем сталь 40Х, улучшение, твердость 54…58 НRC

Определение диаметра концевого участка вала из условия прочности на кручение (2.35):

Выбираем диаметр концевого участка вала согласно ГОСТ 6636-69:

d= 15 мм.

Диаметры остальных участков вала принимаем конструктивно, учитывая технологию сборки: d_п = 50 мм. Эскиз вала отображён на рисунке 2.2.

Рисунок 2.2 - Вал приводной

2.1.8 Предварительный выбор подшипников

Данный узел работает на высоких оборотах, так же предъявляются высокие требования к точности, выбираем высокоточные шпиндельные дуплексированные радиально-упорные подшипники. Подшипник B7003C.TPA 2шт. дуплексированный по схеме «О» и подшипник B7002C.TPA 2 шт. дуплексированный по схеме «О».

Основные характеристики подшипника B7002C.TPA:

d=15 мм; D=32 мм; B=9/18 мм; r=0,3 мм; С=4230 Н; С₀=1830 Н; m=0.028 кг; n_пред=63000 об/мин.

Основные характеристики подшипника B7003C.TPA:

d=17 мм; D=35 мм; B=10/20 мм; r=0,3 мм; С=6500 Н; С₀=3100 Н; m=0.033 кг; n_пред=56000 об/мин; Схема их дуплексированния отображена на рисунке 2.3.

Рисунок 2.3 - Схема дуплексированных подшипников B7003C.TPA

2.1.9 Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений

Геометрические размеры шпонок выбираем в зависимости от диаметра вала и затем проверяем по условию прочности на смятие. Проверке подлежат шпоночные соединения звездочки с приводным валом, и соединение полумуфт с приводным валом.

Для выходных ступеней вала диаметром d₁ = 15 мм, на которые насаживаются шкив, выбираем призматические шпонки5х3х10 ГОСТ 23360-78.

Условие прочности на смятие (2.36):

где [у]_см = 190 Н/мм² - допустимое напряжение смятия.

45+7

=156.6.

Условие прочности выполняется.

2.1.10 Уточненный расчет вала

Проверочный расчет валов на прочность проводится с учетом комбинированного эффекта изгиба и кручения. Данный расчет отражает разновидности цикла напряжений изгиба, кручения, усталостные характеристики материала, размеры, форму и состояние поверхности валов. Целью расчета является определение коэффициентов безопасности в наиболее опасном участке вала и сравнение его с допустимым коэффициентом безопасности.

,

где s - общий показатель запаса надежности на опасном участке вала;

[sвала] = 1,6…2,1 допускаемая нагрузка по запасу на прочность.

Опасными сечениями вала являются сечения у торцов подшипников, где концентраторами напряжений являются канавка с галтелью и посадка внутреннего кольца с натягом.

Допустимые показания сил на опасных участках вала определяются согласно постоянному циклу и определяются, Н/мм² (2.37):

где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении приводного вала, Н·м. Проверке подлежат 2, 3, и 4 сечения вала:

М₂ = 281 Нм; М₃ = 837 Нм; М₃ = 357, Нм.

W_НЕТТО - осевой момент сопротивления сечения вала, мм³.

Нормальные напряжения в опасных сечениях вала, Н/мм²:

Касательные напряжения изменяются по нулевому циклу и определяются (2.38)

где Т_ПР - вращающий момент на приводном валу, Н·м;

W_НЕТТО - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³.

Все последующие расчеты ведутся только для наиболее опасных участков, которое является расчетным. Наиболее опасным сечением является сечение 3.

Коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений в расчетном сечении вала определяется:

Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала по нормальным и касательным напряжениям, Н/мм²:

- предел выносливости на изгиб.

Для стали 40Х = 410 МПа.

Рассчитываем показатели запаса надёжности по основным и вспомогательным напряжениям:

Определяемы показатель предела надежности (2.39):

Прочность при , где - предельный показатель предела надежности. Так как 2,81 1,6 условие прочности выполняется. Прочность опасного сечения вала обеспечена.



2.2 Расчёт и проектирование гидравлического привода

2.2.1 Расчет и выбор исполнительного гидравлического двигателя

Исходные данные для проектирования:

- гидравлический двигатель вращательного движения;

- движение рабочего органа вращательное;

- крутящий момент4,32 Н·м;

- наибольшая угловая скорость щ_max.=204,2 рад/с.

В качестве исполнительного гидродвигателя выбираем гидромотор.

Определяем рабочий объем qгидромотора (2.40):

По полученным данным выбираем стандартный гидромотор, у которого рабочий объём q_ст.>q:

Гидромотор Danfoss серии OMMsize 8, q_ст = 8,2 см³.

2.2.2 Составление принципиальной основнойсхемы гидравлического привода

Составляем принципиальную гидравлическую схему, в последствии наносим на основные лини схемы распределитель, дроссель, обратный клапан, гидродвигатель и остальную защитную аппаратуру. Объединяем сливы, напорные линии, а также дренаж. Отображаем гидравлическую схему насоса Г12 (Н), размещение предохранительного клапана сброса (КП), фильтрующего элемента (Ф), стыкового дросселя (Д), стыкового обратного клапана (КО).

Так же должны предусмотреть возможность разгрузки насоса в нейтральном положении «стоп».

Схема работы гидравлического привода показана на рисунке 2.4, а принципиальная схема на рисунке 2.5.

Рисунок 2.4 - Схема работы гидравлического привода

Рисунок 2.5 ? Принципиальная схема



2.2.3 Выбор и расчет насосной установки

Определяем максимальный расход жидкости необходимый для питания ГД (2.41):

где Q_max - максимальные расходы жидкости;

щ_дmax - максимальная угловая скорость.

Определяем максимальный расход жидкости:

Требуемое давление на выходе из насосного агрегата (2.42):

р_н=р₁ +Др_н , (2.42)

где Др_н - сумма потерь давления в линии, соединяющей насос с цилиндром.

Предварительный выбор насосной установки:

P_H=6,3 МПа.

Из справочника выбираем модель насосной установки и насоса (2.43):



где 1 - высота гидравлического шкафа; Н = 1850 мм;

А - тип остужения: с радиатором и регулятором по температуре;

М -расположение агрегатов, тип агрегатов: за щитом, один агрегат;

Л - положение насоса: левостороннее;

УХЛ - исполнение в зависимости от климатической зоны;

Г12 - 21АМ/4А90L4 - до разделения - вид установленного насоса. В после - тип установленного электрического двигателя;

12Г49 - 33 - основное обозначение насоса, P_Hmax= 7 МПа.

Скорость подачи насоса Q_н: Q_н = 5,4 л/мин = 0,9•10-⁴ м³/с.

Подача насоса данной установки удовлетворяет условию.

2.2.4 Расчет и выбор гидравлической аппаратуры и трубопроводов

Выбор гидравлической аппаратуры делаем из справочника. Для направляющей аппаратуры выбираем распределители типа В, с меньшей металлоёмкостью и габаритами [15].

PP(схема 64) - золотниковый гидрорacпределитель с двухсторонним электромагнитным управлением;

Q_ном.=16 л/мин; Q_max.=30 л/мин; Р_ном = 32 МПа.

ВЕ6.64.31.В220 - 50 Н.Д. ГОСТ 24679 -81.

В - гидравлический распределитель золотниковый;

Е - управление клапанами электрическое;

6 - диаметр отверстия каналов, мм;

64 - тип распределителя согласно схемы 64;

31 - вид корпуса;

В220 - 50 - вид тока; В - переменный, 220В, 50Гц;

Н -управление переключением электромагнита;

Д - подвод питания;

Ф - фильтр напорный ФГМ32 ГОСТ 16026-80

Q_ном. =10 л/мин; Q_max.=32 л/мин; Р_ном=32 МПа

32 - диаметр отверстия каналов D_у,мм;

80 - возможности по фильтрации, мкм;

КП - предохранительный клапан непрямого действия;

Q_ном. = 40 л/мин; Q_max. = 56 л/мин; Рном_. = 7 МПа

10-11-10-1 ТУ2 - 053 - 1748 - 85,

10 - диаметр отверстия каналов, мм;

10 - настройки по номиналу давления;

1 -резьбовое с метрической резьбой;

11 -с ручным управлением.

КО - клапан обратный стыковой.

Q_ном=16 л/мин; Р_ном.=32 МПа.

ПГ51-22 ГОСТ 21464-76.

Д - дроссель стыковой.

ПГ77-12 ГОСТ 17216-71;

Q_ном=10 л/мин; Р_ном.=20 МПа.

Внутренний диаметр трубопровода (2.44):

где Q -допустимый pacxод жидкocти в максимальных пределах, м³/с;

= скорость течения которая рекомендуется в магистрали, м/с.

Максимально толщина стенки трубопровода (2.46):

где р - максимальное возможное давление жидкости в трубопроводе;

- предел прочности на растяжение материала трубопровода:= 340, МПа;

К_Б - коэффициент безопасности, принимаем К_Б = (2…8)=2.

Производим расчёт для каждого участка трубопровода.

Напорная линия

Напорные трубопроводы: участок 1-4-21; Q_max.=5,4л/мин=0,9·10-⁴, м³/с;

Ближайшее большее стандартное значение:

D_уст=6,8, мм,

Для данного участка применяем трубки в стальном исполнении без швов: 80,65 ГОСТ 8734 -75.

Соединение с развальцовкой стенок: 21-81-К1/4”1 ОСТ 2 Г 931-4-781;

2 - вариант исполнения рассчитанного на показатель давление до 16МПа;

8 - наружный диаметр трубы d_н, мм;

К1/4”-резьба коническая.

Напорные трубопроводы: участок 4-5; Qmax=4,82 л/мин = 0,8·10-⁴, м³/с;

Ближайшее большее стандартное значение:

D_уст=6,8, мм,

Для этого участка выбираем напорные трубопроводы: 80,6 ГОСТ 8734-75.

Соединение с развальцовкой стенок: 21-81-К1/4”1 ОСТ 2 Г 931-4-781.

Напорно-сливные трубопроводы: участок 10-11; Qmax=1,88 л/мин=3,134?10-4 м3/с.

Ближайшее большее стандартное значение:

Dу_ст=6, мм,

Для этих участков выбираем напорные трубопроводы: 80,6 ГОСТ 8734-75.

Соединение с развальцовкой: 21-81-К1/4”1 ОСТ 2 Г 931-4-781.

Напорные-сливные трубопроводы: 12-1.

Для сливной полости гидравлического цилиндра:



Ближайшее большее стандартное значение:

Dу_ст=8, мм,

Для этих участков выбираем напорные трубопроводы: 100,6 ГОСТ 8734-75.

Соединение с развальцовкой стенок: 21-81-К1/4”1 ОСТ 2 Г 931-4-781,

Сливные трубопроводы: участок 16-19; Qmax=4,82 л/мин=8,04·10-⁵, м³/с;

Ближайшее большее стандартное значение:

Dу_ст=8,8, мм,

Для этих участков выбираем трубопроводы: 100,6 ГОСТ 8734-75.

Соединение с развальцовкой стенок: 21-81-К1/4”1 ОСТ 2 Г 931-4-781.

Сливные трубопроводы: участок 22-23;Q_max.=5,4л/мин=0,9·10-⁴, м³/с.

Ближайшее большее стандартное значение:

Dу_ст=6, мм,

Для этих участков выбираем трубопроводы: 80,6 ГОСТ 8734-75.

Соединение с развальцовкой стенок: 21-81-К1/4”1 ОСТ 2 Г 931-4-781.

2.2.4 Разработка конструкции гидравлического блока управления

В гидравлический блок управления входят аппараты:

- реверсивный распределитель РР (ВЕ6.64.31.В220 - 50 Н.Д. ГОСТ 24679 -81);

- обратный клапан КО ПГ51-22 ГОСТ 21464-76;

-дроссель ПГ77-12 ГОСТ 17216-71.

На основе компоновочной схемы производится сборочный чертеж гидравлического блока управления. При составлении чертежа учитывается сложность корпуса, отверстия нумеруются, а данные занесены в таблицу 2.4.

Таблица 2.4 - Размеры отверстий в корпусе гидравлического блока управления

N отверстия	Диаметр отверстий	Резьба	Глубина сверления	Номера соединяемых отверстий
P	10	K ј'	50	Pр
A	10	K ј'	40	Aр
B	10	K ј'	60	Bр
T	10	K ј'	40	Tр
Pр	6	-	30	P
Aр	6	-	30	A
Bр	6	-	30	B
Tр	6	-	30	T

2.2.5 Определение потерь давления в аппаратах и трубопроводах

В аппаратах:

Потери давления р_ГА (2.47):

где р_о - давление при котором закроется или откроется аппарат;

А и В - показатели зависимости потерь давления в аппарате от количества расхода масла, проходящего через него;

Q_мах - период в котором имеется расход масла.

Для фильтров, распределителей и дросселей принимается р_О=0. Все остальные значения для исполнительной аппаратуры принимаются согласно справочной литературы.

Коэффициенты А (2.48) и В (2.49):

где Q _ном -расход в гидроаппарате номинальный;

р_ном -потери давления вызванные в агрегате при текущих условиях.

Величина р_ном для стандартных гидравлических аппаратов определяется в справочнике.

Pacчет делаем для режима вращения в право.

Величина Ф: Q_ном. = 40 л/мин = 6,7·10-⁴ , м³/с, Показатель

Показатель

Показатель

КО: Q_ном.= 40 л/мин = 6,67·10-⁴, м³/с,

РР: Q_ном=16 л/мин = 2,67·10-⁴ , м³/с,

РР: Q_ном=16 л/мин = 2,67·10-⁴, м³/с,

Показатель

Д - дроссель: Q_ном.=10 л/мин=1,6710-⁴ , м³/с,

Показатель

Показатель

Потери давления сводим в таблице 2.5.



Таблица 2.5 - Потери на участках в гидравлических аппаратах по давлению

Наименование и модель аппарата	Ро (МПа)	А (МПа·с/м3)	В (МПа·с2/м6)	Этап цикла	Qmax (м3/с)	Рг а (МПа)
Фильтр щелевой 10-80-1	0	5,22	7796,837	О	9•10-5	0,00029
Обратный клапан КО	0,15	75	112387,5	О	8,04•10-5	0,156756
Распределитель РР В6	0	37,5	140274,1	О	8,04•10-5	0,003922
Распределитель РР В6	0	37,5	140274,1	О	3,13•10-5	0,002548
Дроссель Д	0	748,5	4482053,856	О	3,13•10-5	0,027819

Напорная основная линия: Р_ГА =96+0,16114896+ МПа.

Сливная основная линия: Р_ГА =96+0,030367= МПа.

Сумма потерь в гидравлических аппаратах: Р_ГА = 0,191515 МПа.

2.2.6 Потери давления в трубопроводах

Потери давления по участкам в зависимости от длинны.

Потери давления по участкам в зависимости от длинны и при ее протекании в трубопроводе. Разделяются две моды потока жидкости: ламинарная и турбулентная, переход из одной моды в другую осуществляется под критическим числом Рейнольдса (Re_кр).

Для каждого трубопровода находится Re (2.50):

Re=U·dст/, (2.50)

где U -скорость являющееся фактической при движении жидкости;

- показатель вязкости масла.

Сравниваем показатели с Re_кр, если Re<Re_кр, то режим течения жидкости в трубопроводе ламинарный. Re_кр=3300 - для прямоточных труб, для гибких рукавов Re_кр = 2600.

Потери давления Р_е на вязкое трение (2.51):

где с- плотность рабочей жидкости;

л_i - Показатель гидравлического трения на i-м участке;

n_i - количественный показатель для участков.

Для гладких цилиндрических трубопроводов коэффициент л_i определяется по формулам:

При ламинарном режиме (2.52):

л_i=64/Re_i . (2.52)

При турбулентном режиме (2.53):

л_i=0,3164/(Re_i)^0,25 , (2.53)

где Re_i - число Рейнольдса. на i-м участке.

Рacчет для peжима быстpoго пoдвода.

Участок 1-4:

F₁-₄ = р(d_ст)²/4 = р(0,006)²/4 = 2,9·10-⁵, м³,

U₁-₄ = Q/f₁-₄ = 0,9·10-⁴/2,8·10-⁵ = 3,21, м/с,

Re₁-₄ = U₁-₄·d_ст/г = 3,21·0,006/19·10-⁶ = 1013,7.

Peжим тeчения ламинapный.

л₁-₄ = 64/Re₁-₃ = 64/1013,7 = 0,0631,

Для остальных участков трубопровода производим аналогичный расчет. Результаты приводим в таблице 2.6.

Таблица 2.6 - Пoтерь дaвления по длинe трубопровода

Этап цикла	Линия	Qmax [м3/с]	Учас-ток	fст , [м2]	Вид местного сопротивления	Кол-во	жi	Ужi	Рмj [МПа]	Рм, [МПа]
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
Быстрый подвод	Н	0,9•10-4	1-4	2,8•10-5	вход в емкость	1	2	2,28	0,010364	РмН =0,013593	РМ =0,027229
					Вход в трубу	1	0,1
					резкое расширение 10мм/21,5мм	1	0,6
					Тройник 3-10 ОСТ2 Г91-26-78	1	0,3	0,66
	Н	0,8•10-4	4-5	2,8•10-5	резкое сужение 21,5мм/10мм	1	0,18	0,46	0,001800?
	Н-С	8,04•10-5	10-11	5,03•10-5	изгиб трубы	1	0,18	0,7	0,001429	РмС =0,013636
	Н-С	3,134•10-5	12-13	2,8•10-5	Резкое расширение 8мм/10мм	1	0,6	2,0	0,003207
	С	8,04•10-5	16-19	5,03•10-5	расширение 10мм/10мм	1	0,6	2,28	0,008801

2.2.7 Местные потери давления

Местные потери давления () складываются из потерь в различных местных сопротивлениях и определяются по формуле (2.54):

где ж_j - показатель конкретного сопротивления на участке трубопровода;

n_м - количество сопротивлений на местах;

fст_j - показатель площади относительно сопротивления на местах трубопровода.

Показатель жj находим по справочнику.

Делаем расчет для режима быстрого подвода. Участок 1-4:

Изгиб трубы R/do=6 ж=0.18;

Вход в емкость ж=2;

Вход в трубу R/do=0,12 ж=0,1.

ж₁-₄= 0,18+2+0,1=2,28,

Для остальных участков трубопровода производим аналогичный расчет потери давления. Результаты приводим в таблице 2.7.

Таблица 2.7 - Местные потери давления

Этап цикла	Линия	Qmax [м3/с]	Учас-ток	fст , [м2]	Вид местного сопротивления	Кол-во	жi	Ужi	Рмj [МПа]	Рм, [МПа]
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
Быстрый подвод	Н	0,9•10-4	1-4	2,8•10-5	вход в емкость	1	2	2,28	0,010364	РмН =0,013593	РМ =0,027229
					Вход в трубу	1	0,1
					резкое расширение 10мм/21,5 мм	1	0,6
					Тройник 3-10 ОСТ2 Г91-26-78	1	0,3	0,66
	Н	0,8•10-4	4-5	2,8•10-5	резкое сужение 21,5мм/10 мм	1	0,18	0,46	0,001800
	Н-С	8,04•10-5	10-11	5,03•10-5	изгиб трубы	1	0,18	0,7	0,001429	РмС =0,013636
	Н-С	3,134•10-5	12-13	2,8•10-5	Резкое расширение 8мм/10 мм	1	0,6	2,0	0,003207
	С	8,04•10-5	16-19	5,03•10-5	расширение 10мм/10 мм	1	0,6	2,28	0,008801

Результаты суммы потерь давления сводим в таблицу 2.8.

Таблица 2.8 - Сумма потерь давления

Линия	Этап цикла	Рга [МПа]	Рl [МПа]	Рм [МПа]	Р [МПа]
Н	БП	0,161148	0,088513	0,013593	0,263254
С	БП	0,030367	0,066418	0,013636	0,110421

По полученным данным производим расчет насосной установки по давлению:



3. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

3.1 Разработка технологического процесса изготовления вала алмазного ролика с применением станков с ЧПУ

3.1.1 Описание конструкции и назначение вала алмазного ролика

Ступенчатый вал используется в различных вращающихся устройствах для передачи механической энергии. Он передает крутящий момент и принимает действующие силы деталей или опор. Разница этого типа в том, что есть участки с разными диаметрами. На шейках вала могут быть прорези, резьба. В переходной секции (от этапа к этапу) выполнены переходные пазы. Прямые валы делятся по форме на валы строго постоянного диаметра (трансмиссионные и специальные судовые большой длинны валы, а также валы, передающие только крутящий момент); ступенчатые валы (большинство валов). Крутящий момент обычно не передается по основной длине вала. Диаграммы изгибающих моментов обычно сводятся к нулю на концевых опорах или на концах валов. Поэтому в соответствии с условием прочности допускается и более целесообразно строить валы разного сечения, приближающиеся к телам одинакового сопротивления. Фланцы на концах валов делают для соединения в зависимости будут нарезаны зубчатые колеса или червяк В соответствии с формой сечения валы делятся на гладкие, прорезные, имеющие зубчатый (прорезной) соединительный профиль определенной длины и профиль. Форма вала по основной длине определяется равномерным распределением нагрузки по длине. Крутящие моменты по длине валов, как правило, существенно неравномерны. Почти валы выполняют шаг. Выполнение валов по определённым формам для сборки очень удобно. Утолщения валов могут воспринимать большую нагрузку. Оси вала для подшипников качения характеризуются более короткой длиной, чем оси для подшипников скольжения. Подшипники качения часто изготавливаются с резьбой или другими средствами для крепления колец. При достаточной разнице в диаметрах габаритов определяется: согласно стандартам по диаметрам, а так же по соотношению посадочных диаметров, опорой достаточной для поглощения всех сил при заданных радиусов кромок и размеров фасок и, наконец, сборки условий.

Предприятие в состоянии своими силами изготовить вал.

Разработать технологический процесс изготовления вала алмазного ролика. Конструкторский чертеж прилагается.

Техническое задание для проектирования:

- степень точности по ГОСТ 3675-56 - 7-Х;

- материал - сталь 40Х.

Деталь может быть отнесена к деталям типа валов

Основными конструктивными элементами вала являются: посадочный диаметр под алмазный ролик и участок с нарезанной резьбой, посадочные места под подшипники и выходной конец для посадки зубчатого шкива.

3.1.2 Технологический контроль чертежа детали

Чертеж исполнен с отклонениями от ГОСТТ 92.316-689 «Правила нанесения размеров на чертеж надписей, технических требований размеров и таблиц».

Размеры обозначены не в соответствии с ГОСТТ 2.207-68 «Нанесение размеров и предельных размеров отклонений», а посадки и предельные отклонения размеров по старым стандартам.

Формы, отклонения размеров и расположения установленных поверхностей детали не обозначены в соответствии с ГОСТТ 2.308-68 «Указание на чертежах предельных отклонений формы и расположения Отклонения поверхностей».

Шероховатости обработки указаны не в соответствии с ГОСТТ 2.309-68 «Единая система конструкторской документации», а по новому стандарту.

Размерные линии, размеры выполнены в соответствии с ГОСТТ 29.3039-689.

Наружная рамка, таблица поля чертежа выполнены в соответствии с ГОСТТ 92. 9301-689.

Изображение детали выполнено одним главным видом. На главном виде сделан выполнен разрез, что делает наиболее полное представление о детали. Кроме того, на чертеже есть еще выноска, которая даёт полноту описания более мелких деталей. Этих изображени...