Presa de debavurat

PRESA DE DEBAVURAT

1 Schema cinematica si componentele acesteia:

1 -arbore principal; 2 -berbec principal; 3 -arbore intermediar; 4 -volant ; 5 - cuplaj si frana.

2 Calculul de dimensionare si verificare pentru utilajul proiectat.

1 Calculul energetic al presei precum si puterii motorului electric

Forta nominala

F_N = 2500 [KN] = 250 [tf]

Cursa totala a culisorului

Stabilirea numarului de curse n_cd ale culisorului.

Numarul curselor preselor cu F_N 100 kN se calculeaza cu relatia:

Lucru mecanic util

Puterea motorului de actionare

Puterea medie a motorului se poate calcula cu relatia:

Puterea nominala:

P_N = P_m K_s ;

K_s =

K_s =

P_N =

P_N = 37,08 [kW];

Se alege motor asincron trifazat cu rotorul in scurtcircuit ASI132M-38-6, cu urmatoarele caracteristici:

2 Calculul transmisiei prin curele trapezoidale

Transmisia prin curele

Fig. 4.6.1

Transmiterea energiei de la arborele motor la arborele condus I, se face prin curele. Calculul transmisiei prin curele se face conform STAS 1163-81

Suntcunoscute:

P_Me = 37[kw]

n₁= 1500 [rot/min]

i_c = 2

n₂ = [rot/min]

In functie de n₁ si P_Me se aleg curele de transmisie cu profil trapezoidal, tip SPA in conformitate cu STAS 1163-81.

Se alege diametrul roti conducatoare conform STAS 1163-81.

D_p1 = 400 [mm].

D_p2 = 400 ∙ 2 = 800[mm].

D_p2 = diametrul primitiv al rotii de curea 2 .

Diametrul primitiv mediu va fi:

[mm]

Distanta axiala preliminara:

0,75 (D_p1+ D_p2) ≤ A ≤ 2 (D_p1+ D_p2)

900 ≤ A ≤ 2400 → 900 ≤ 850 ≤ 2400

Pentru inceput alegem A = 850 [mm]

Relatia pentru calculul unghiului γ este:

2γ = unghiul dintre ramurile curelei de transmisie

Unghiul de infasurare pentru roata mica de curea va fi:

β₁ = 180s - γ β₁ = 155s 65' 77"

Unghiul de infasurare pentru roata mare de curea va fi:

β₂ = 180s + γ

β₂ = 204s 34' 22"

Lungimea primitiva a curelei va fi:

[mm]

L_pSTAS =3600 [mm]

Pentru a determina viteza periferica a curelei folosim relatia:

v_max.a = 40[m/s]

3 Calculul volantului

La calculul volantului trebuie sa pornim de la lucru mecanic pe care trebuie sa-l asigure acesta.

Lucru mecanic dezvoltat de volant este:

Lv = L₁ + L₃ -L'_m

Unde:

L₁ si L₂ sunt lucrurile mecanice de la determinarea puterii motorului electric [paragraf 4.4]

o = obada

b = butuc

s = spita

B = latimea rotii

De = diametrul exterior al obezii

Di = diametrul interior la obezii

Constructia volantului

Fig. 4.9.1.

L'_m = reprezinta lucrul mecanic cu care motorul electric contribuie direct la realizarea

prelucrarii (a procesului de deformare a piesei, pe presa)

L'_m = se calculeaza cu relatia:

L'_m = 1000 P_m ∙ te ∙ η_ne

η_nec = randamentul transmisiei prin curele

η_nec =0,95

. P_m = puterea motorului electric aleasa din STAS

P_m = 37 [kw]

te = timpul procesului de lucru pe masina

te = 0,699

Lm' = 1000 ∙ 37 ∙ 0,699 ∙ 0,95 = 24569,85 [J]

Lucrul mecanic al volantului va fi:

Lv = 12825 + 2045,9 -24569,85 = 24569,85 [J]

Lv = 24569,85 [J]

Cunoscand lucru mecanic Lv se calculeaza momentul de giratie [kg ∙ m²] al volantului

MD² = 365

M = masa volantului [kg]

D = diametrul de giratie [m]

θ = gradul de neregularitate al volantului

n_m = turatia medie a volantului

n_m =

unde:

n₁, n₂ = turatiile volantului la inceputul si sfarsitul operatiei de lucru pe presa.

Turatiile n₁, n₂ se calculeaza cu relatiile:

i_c = => n_arb = n₁ = [rot/min]

Turatiile n₂ se calculeaza cu relatia:

n₂ = n₁ (1-Z)

Z - indicele de variatie a vitezei

Z= 0,29 [2, pag 148]

=>

n₂ =700 (1-0,29) = 497 [rot/min]

Gradul de neregularitate al volantului si turatia medie se calculeaza cu expresiile:

n_m = = [rot/min]

θ = = 0,338

Alegem diametrul de giratie:

D = 1680 [mm]

M = = 156843,3956 [kg]

In cazul masinilor mari volantul este construit sub forma unei roti cu obada O, spitele S, si butucul b. Dimensionam roata incepand cu diametrul exterior De, pe care il alegem constructiv:

De = 1680 mm

υ = = 0,93

Adoptam υ = 0,93

=>

Di = υ ∙ De = 0,93 ∙ 1680 = 1562,4 mm

Di = 1562,4 mm

Momentul de inertie al obadei:

Iob = 0,9 Iv

Iob = 0,9 [N ∙ m²].

Greutatea obadei se calculeaza cu urmatoarea formula:

[N]

Latimea obadei:

B =

γ = 78 ∙ 10³ - pentru volant din otel

B = 175 [mm]

4 Calculul randamentului

De regula randamentul preselor mecanice este in limitele 0,2 0,65, .

In proiectarea unei masini simple de tipul unei prese randamentul constituie un principal criteriu de evaluare tehnic-economica

= L_u/L_c * 100

L_u = F unde = p

L_c M_tot = N mm

= 0.21

Calculul angrenajului cilindric

Se alege materialul rotilor dintate, pentru aceasta se determina aproximativ viteza transmisiei (m/s)

v₁=3,4    m/s

Se alege materialul pentru rotile dintate: otelul marca 35X

σ_g=850    N/mm²

Se determina tensiunea admisibila de incovoiere [σ_f]

σ_f = σ_-1/n

σ_-1 - limita rezistentei materialului

σ_-1=0,43* σ_g=0,43*850=365,5 N/mm²

Alegem n=2

[σ_f]=365,5/2=182,75 N/mm²

Se determina caracteristicile comparative de durabilitate a pinionului d si rotii [σ_f]/ y_f , unde :

y_f - coeficientul formei dintelui, care se alege dupa tabelul 3 [2], in dependenta de numarul de dinti z

[σ_f3]/y_f3=151/4,07=37,1 N/mm²

[σ_f4]/y_f4=151/3,6=41,9 N/mm²

Se determina valoarea modulului de angrenare m (mm) in conditia de durabilitate la incovoiere a dintelui

unde:

T - momentul de torsiune pe arborele calculat

k - coeficientul de sarcina; k=1,3 .. 1,4

alegem k=1,35

γ - coeficientul de uzura; γ=1,25 .. 2 in dependenta de uzura a dintelui (10 .. 30 %)

Ψ_m - coeficientul latimii calelulei

Ψ_m=3/m=0,8 .. 0,12

Se admite γ=1,25 si Ψ_m=0,10

=

Analiza: Specificatie tehnica - fitinguri canalizare sudate din pvc Document online: Constructii sigure la cutremure - antecalculare statica a caselor din manta din beton pentru zonele seismice

alegem m = 5

Se determina marimile de baza a rotilor dintate

Diametrele de divizare:

d₃ = mZ₃ = 5*44 = 220 mm

d₄ = mZ₄ =5*336 = 1680 mm

Diametrele inaltimilor dintilor d_a:

d_a3 = d₃ +2m = 2370 mm

d_a4 = d₄ +2m = 4770 mm

Diametrele piciorului dintelui:

C=0,5 coeficientul distantei interadiale

d_f3 = d₃ -2m(1+c) = 205 mm

d_f4 = d₄ -2m(1+c) = 1665 mm

Latimea rotii dintate sau a pinionului:

B= Ψ_mm=172 mm

Distanta interaxiala :

a = 0,5(d₃+d₄) = 0,5(220+1680) = 950 mm

Se calculeaza viteza exterioara a rotii si pinionului

v = ω₂d₃/2000 = (18*220)/2000 = 0,18 m/s

6 Dimensionare si verificarea arborelui excentric

Pentru dimensionarea si verificarea arborelui trebuie sa tinem cont de fortele de angrenare.

Forta tangentiala, F_t :

F_t = 2 · M_t / D_d, unde

rezistenta materialelor, organe de masini -Draghici

M_t = 95500 · P / n

M_t = 2500 · 37 / 12

=> M_t = 119370 daN · cm

F_t = 2 · 1193750 / 756

=> F_t = 31600 daN

Forta radiala, F_r :

F_r = F_t · tg _oa / cos _o , unde :

_oa = 20^o - STAS 6845-80

_o = 15^o - profil de referinta conform STAS 821-80

F_r = 3160· tg20^o / cos15^o

=> F_r = 11900 daN

Forta axiala, F_a :

F_a = F_t · tg _o

F_a = 316· tg15^o

=> F_a = 846,710 daN

Pentru verificarea arborelui cu excentric din figura de mai jos forta de calcul va fi F_r :

predimensionarea arborelui :

(organe de masini - Draghici)

W_pnec = · d³ / 16 = M_t / _at , unde :

Fig. 18 Arborele cu excentric

W_pnec - modulul de rezistenta axial

_at - rezistenta admisibila la torsiune

_at = 150 . .350 daN / cm²

d = ³√16/ · M_t· _at

d = ³√16/3,14 · 1193750· 350

=> d = 130,06 cm = 130 mm

Momentul de incovoiere maxim M_T :

M_T = F_AB·l

M_T = 2500·31,25

=> M_T = 781250 daN · cm

Momentul de torsiune in punctual cu excentric va fi M_t :

M_t =F_AB·e

M_t = 2500 · 160

=> M_t = 400000 daN · cm

Deci rezistenta admisibila la actionare va fi , M_tot :

M_tot = √M²_T+ M²_t

M_tot = √78,12² ·(10⁴)²+ 40²·(10⁴)²

=> M_tot = 781000 daN · cm

_adssc = M_tot / W₂ ≤ _aIII, unde

_aIII = 8000daN/cm² pentru 41 MoC11

_adssc · d³ / 32

_adssc

=> _adssc = 1343 daN / cm² < 8000 daN/cm²

Fig. 19 Schema solicitarilor in arborele cu excentric

Solicitarea variabila la oboseala :

M_V3 = M_H3 = 2500 · 31,25

M_V3 = M_H3 = 78125 daN

Dimensionarea lagarelor arborelui cu excentric :

pentru cuzinetul B₂4Z_nT

p_a = 100 daN / cm² - TAB AI - 16 (Draghici)

l/d = 1,5

Determinarea diametrului fusului :

l/d = 1,5                       

d_r = 300

l · d ≥ F_r / p_a = 119/100

=> l_r = 120,TAB AI - 18( Draghici)

Presiunea medie din lagar :

P_m = F_r / d_r· l_r

P_m = 2500/ 300 · 12

=> P_m = 0,6 ≤ p_a

Viteza periferica a fusului :

V=π· d_r· n / 60·1000

V=3,14· 300 · 2 / 60·1000

=> V = 0,031 m/s

Jocul absolut :

J = Ψ · d_r

J = 1,55 · 300

=> J = 178

Turatia de trecere :

n_tr = F_r / c · η · V_f

n_tr =250 / 3 · 55 · 0,018

=> n_tr = 84 rot / min

Pentru celelalte lagare, valoarea F_r, nefiind diferita de cea de mai sus, vom considera aceleasi valori de calcul, atat la lagarul bielei cat si la cel de sprijin.

Calculul penelor :

Momentul de torsiune :

Pentru 100, se allege din STAS 1007-80 M_t = 119375 daN/cm

La angrenaj avem o pana paralele tip B : b = 17, h = 16

7 Verificarea bucselor

Presiunea specifica maxima pentru jumatate din suprafata interioara a bucsei

se calculeaza cu relatia:

Presiunea specifica maxima pentru toata suprafata interioara a bucsei se

calculeaza cu relatia:

Unde:

Fmax - forta maxima din cupla

Si - este suprafata interioara a bucsei.

8 Calculul batiului

Batiul preselor mecanice este organul cel mai mare si mai greu al acesteia. In batiu se monteaza toate organele mobile si fixe ale presei. Ca urmare batiul va prelua in timpul lucrului si toate fortele ce se dezvolta la celelalte organe. Aceasta inseamna, ca constructia si dimensionarea lui trebuie facute corect, ca sa nu se rupa cumva la aparitia unei suprasolicitari. Pe langa faptul insa, ca preia toate fortele, batiul trebuie sa fie astfel construit, incat sa se deformeze elastic cat se poate de putin sau chiar deloc sub actiunea acestor forte. Numai in aceste conditii piesele obtinute prin deformare pe o presa vor avea o precizie mare.

Batiurile se executa prin turnare si sudare. Prin turnare se pot executa batiuri din fonta si din otel. Fonta are avantajul unei turnabilitati bune si a unei capacitati bune de amortizare, dat fiind continutul ridicat in carbon. Se toarna din fonta cenusie, cu s_Rmin = 260 [N/mm²] si duritatea in jur de 220 HB precum si din fonte speciale, cum ar fi cea modificata.

Batiurile turnate din otel, cu s_rmin = 450 [N/mm²] au pe langa greutatea mai redusa si avantajul ca se pot realiza imbinari si prin sudare.

Calculul batiurilor de tip deschis

Acest calcul rezulta din figura 4.a., unde:

A - A - fibra medie;

B - B - fibra neutra;

Date de intrare:

Momentul de rezistenta la tractiune este:

Momentul de rezistenta la compresiune este:

Momentul de incovoiere va fi:

Tensiunile care iau nastere in batiu vor fi de intindere - compresiune si de incovoiere. Astfel rezulta:

Tensiunile maxime se vor calcula cu ajutorul tensiunii de intindere s_t

Momentul incovoietor va deforma fibra neutra B - B cu raza de curbura r

unde x este coeficient ce depinde de forma batiului.

Unghiul de rotire ca un arc de cerc

unde l reprezinta distanta dintre masa presei si arborele principal

9 Alegerea si verificarea suruburilor

a)Alegerea filetului

Alegerea tipului de filet se va face in fiecare caz concret in functie de :

• Caracterul sarcinii (constatnta,variabila);
• Marimea sarcinii(mica,mare);
• Directia si sensul sarcinii ;
• Destinatia si conditiile de lucru ;
• Randamentul dorit ;

Avand in vedere ca surubul cricului este solicitat la intindere, se alege filet trapezoidal.

Filetul trapezoidal are o buna rezistenta si rigiditate ; randamentul cu circa 4-5% mai mic decat la filetul patrat ; permite eliminarea jocului axial rezultat in urma uzarii-pentru utilizarea unei piulite sectionate; poate transmite sarcini mari, variabile, intr-un singur sens.

H=1.866·p=7.464 mm

H₁=0.5·p=2 mm

H₄=h₃=H₁+a_c=4 mm

d₂=D₂=d-0.5·p=146 mm

d₃=d-2·h₃=142 mm

D₄=d-2·a_c=146 mm

D₁=d-2·H₁=d-p=146 mm

R_1max=0.5·a_c=1 mm

b) Predimensionarea surubului

d=

d= alegem surubul Tr 24 din STAS 2114/1-75

pasul p = 8; d; D

3.3. Numarul de spire in contact

Numarul minim de spire in contact se calculeaza din conditia de rezistenta uzura cu formula:

Pentru otel pe bronz, p_as=7 . 15 MPa. Aleg: p_as=10 MPa. Din calcule rezulta ca numarul minim de

spire in contact este de

z=8 spire.

Verificarea conditiei de autofranare

Filetele asigura autofranarea atunci cand unghiul de inclinare a filetului este mai mic decat unghiul de frecare redus .

Conditia de autofranare este data de relatia:

tg =p/ d₂= Ψ

tg /cos(

Pentru otel pe bronz coeficientul de frecare este de la 0.08 la 0.15. Aleg =0.08. Din calcule rezulta ca aceasta conditie de autofranare se verifica.

Verificarea spirei filetului

Cele doua eforturi apar in sectiunea de incastrare si atunci se recomanda sa se verifice la solicitare compusa atat spirele piulitei cat si ale surubului.

; W=

K_m ia valori de la 0.55 pana la 0.75.     Aleg: K_m=0.6

A=                  

                  

Verificarea preliminara a portiunii filetate a surubului

Avem solicitarea de compresiune data de forta si solicitarea de rasucire ce produce un moment de insurubare .

M₁₂=F₁·(d₂/2)·tg(Ψ+ φ')=1700 N·mm²

; ; ; C -:-3

; Luam =3

Lungimea surubului

L=385 mm;

Proiectarea piulitei

Material: CuAl10Fe3 STAS 198/2-81 R=490; R=100;

H = 8 ∙ 8 + 2 ∙ 8/2 = 24 H_p=24 mm;

M

δ=1,07; rezulta M_iV =6687 Nmm

            rezulta M_iH=12990 Nmm

rezulta M_i=13521 Nmm

                dar rezulta

Din calcule rezulta : d_f=141,84 mm ≈ 142 mm

             rezulta σ_S =25 MPa

B_1min = 2d ; d = 18 mm ; α_min = 30˚ ; δ = 5 mm rezulta B_1min = 36 mm

rezulta M_i = 103497 Nmm

          dar rezulta

Facand inlocuirile si efectuand calculele rezulta : B₂ = 27.5 mm ≈ 28 mm

constructiv aleg : B₂ =370 mm

rezulta facand inlocuirile : M₁₂ = 6236 Nmm

rezulta rezulta din calcule : F_M = 176 N

10 Calculul bielei

Biela este un organ de legatura cinematica intre culisor si arborele principal fiind solicitata de forta de frecare din ghidaj si articulatii.

Sarcina preluata de biela va fi:

Fs = (0,6 ÷ 0,75) F_D

F_N= 25 tf=25000 daN                                                                              

F_D=

F_D=

Forta preluata de biela va fi:

Fs = 0,7 ∙12500 = 8750 [daN]

Diametrul alezajului de legatura al bielei la arbore:

d_a = 1,5 ∙ d_o

d_o = 305 [mm]

d_a = 457,5 [mm]

Aria sectiunii minime a corpului bielei:

A = (1,3 ÷ 1,5)

Corpul bielei se executa din OT60, STAS 500/2-80

σ_a = 600 [daN/mm²]

A = 1,4 ∙ =29.13 29[mm²]

Legatura la culisor este cilindrica si vom calcula diametrul d_s

d_s = (0,6 ÷ 0,7)

F_bmax = 12500 [daN] - forta din biela

q_a = presiunea specifica admisibila

q_a = 150 [daN/ cm²]

= 1,5 [daN/mm²]

d_s = 0,6 = 54.77 [mm]

11 Calculul articulatiei sferice

Corpul articulatiei sferice este executat din otel forjat de inalta rezistenta mecanica, cu protectie galvanica antioxidanta la suprafata.

Insertia este realizata din bronz cuproprietati anti-frictiune (BNF, BNM) sau cu aliaj de bronz cu plastic, ranforsat (DF, DM).

Sfera este construita din otel 100Cr6 supus unei cromari dure.

Pentru A=29 se alege:

             

12 Calculul ambreiajului

Momentul de calcul al ambreiajului reprezinta momentul fata de care se dimensioneaza elementele ambreiajului. Acesta se determina cu relatia:

unde : - momentul de calcul al ambreiajului;

- coeficient de siguranta al ambreiajului;

- momentul motor maxim.

Valoarea coeficientului maxim de siguranta se alege conform recomandarilor literaturii de specialitate in functie de tipul ambreiajului si conditiile de exploatare ale autovehiculului. Astfel pentru autoturisme avem: = 1,3 . 1,75.

Alegem = 1,5

Criteriile care au stat la baza alegerii lui au fost:

ambreiajul sa nu patineze dupa uzura garniturilor

forta la pedala sa aibe valori optime astfel incat sa nu suprasolicite conducatorul auto.

Determinarea dimensiunilor garniturilor de frecare.

Calculul garniturilor de frecare cuprinde: determinarea dimensiunilor, calculul presiunii specifice si verificarea la uzura.

Garnitura de frecare a ambreiajului

Raza exterioara a garnituri de frecare se determina cu relatia:

unde:

- coeficientul ce depinde de tipul ambreiajului si al autovehiculului.

= 25 . 30 pentru ambreiaj monodisc de autoturisme

Se alege= 27

i=2 - numarul de perechi de suprafete aflate in contact

pentru autovehicule c=0,55-0,75

se alege c=0,75.

Valorile superioare ale lui c corespund motoarelor ce functioneaza la turatii ridicate deoarece alunecarile dintre suprafetele de frecare sunt mai intense la periferie.

Se alege c=0,75 deoarece motorul autovehiculului este rapid.

Deoarece dimensiunile garniturilor de frecare sunt standardizate se adopta conform STAS 7793-83 valorile superioare cele mai apropiate de cea calculata.

Dimensiunile garniturii de frecare alese din standard sunt:

diametrul exterior al garniturii: 400 mm

diametrul interior al garnituri: 360 mm

grosimea g =10 mm

Raza exterioara a garniturii de frecare:

Raza interioara a garniturii de frecare:

Raza medie a suprafetei de frecare se determina cu relatia:

13 Calculul angrenajului melcat

Se determina raportul de transmitere:

Se alege numarul de inceputuri pentru melc =2 si se determina numarul de dinti ai roti melcate ; se adopte dinti.

Se calculeaza raportul de transmitere

Se alege coeficientul diametral q=9 din STAS 6845-63 si se recalculeaza distanta dintre axe:

coeficientul de lungime al melcului:

coeficientul de latime al roti melcate:

elementele geometrice ale melcului:

elementele geometrice ale rotii melcate:

14 Verificarea sudurii:

In ipoteza ca inbinarea este incarcata cu o sarcina sudura se calculeaza la forfecare

Sudura se calculeaza la forfecare si incovoiere:

CAPITOLUL IV

Masuri de protectie a muncii si a mediului inconjurator in sectiile de deformari plastice

In sectoarele calde, tehnica securitatii muncii si igiena muncii joaca un rol deosebit de important in complexul general al masurilor menite sa contribuie la imbunatatirea conditiilor de productie, la asigurarea protectiei muncii si la marirea productivitatii.

Personalului tehnico-administrativ si organizatiilor sindicale din sectii, le revin sarcina de a organiza conditiile de munca, prin care sa elimine bolile profesionale si traumatismele si sa se asigure securitatea muncii individuale si colective.

Din studiul traumatismelor care se produc la prelucrarea metalelor prin deformare plastica, rezulta ca nu exista nici un caz de accident de munca care nu s-ar fi putut evita.

La elaborarea masurilor privitoare la tehnica securitatii muncii trebuie sa fie luate in considerare particularitatile proceselor tehnologice si utilajelor, rezultatele analizei cauzelor traumatismului individual, precum si principalele avantaje ale dispozitivelor folosite cu scopul de a creste masurile de protectie a muncii.

Una din cauzele traumatismului, la prelucrarea la cald a metalelor,. consta in nerespectarea procesului tehnologic, semifabricatele se prelucreaza la o temperatura necorespunzatoare, semifabricatele prezinta scorii la suprafata lor, lipsesc dispozitivele care sa inlesneasca introdu-cerea semifabricatelor, transportul si evacuarea fabricatelor. Accidentele de munca mai pot fi provocate de anumite defecte de constructie sau de starea defectuoasa a diferitelor masini si dispozitive principale sau auxiliare.

Masurile principale de protectie a muncii care trebuie respectate sunt:

agregatele trebuie sa fie prevazute din fabricatie cu dispozitive de protectie;

rationalizarea si mecanizarea proceselor tehnologice, precum si a lucrarilor auxiliare si a reparatiilor ;

fisele tehnologiee sa contina recomandari concrete esentiale cu privire la tehnica securitatii muncii pentru anumite operatii printre care: metoda de introducere intre cilindrii materialului; procedeul de scoatere si de evacuare a sutajelor; regimul de functionare a masinii sau dispozitivului respectiv ; organizarea rationala a locurilor de munca in concordanta cu regulamentul de protectie a muncii si de igiena industriala ;

amenajarea sistemelor de ventilare, protectia impotriva radiatiilor termice, respectarea iluminarii si incalzirii, la locul de munca, amplasamentul rational al utilajului in interiorul sectiei;

verificarea starii tehnice a utilajului si organizarea reparatiilor preventive planificate ale acestuia, in timpul orelor de nefunctionare;

verificarea calitatii si starii de functionare a diferitelor dispozitive, scule etc.;

echiparea muncitorilor cu haine si incaltaminte de protectie corespunzatoare, precum si cu alte mijloace de protectie individuala ;

instruirea muncitorilor asupra metodelor de protectie in timpul executarii lucrarilor si supravegherea tehnica a aplicarii acestor metode, in fiecare zi;

- propagarea masurilor de protectie a muncii prin (afise, fotografii,
dispozitive; organizarea cabinetelor pentru protectie a muncii si igiena
industriala in sectiile de laminare.

Distribuirea_muncitorilor_a_brosurilor_tiparite cu instructiuni_de protectie_a muncii, instructaj_verbal_zilnic, privind protectia muncii la sectiile de laminare .

MASURI DE TEHNICA SECURITATII MUNCII PENTRU PRESE HIDRAULICE

La functionarea preselor hidraulice in general trebuie respectate aceleasi reguli ca cele enumerate pentru ciocan, la care se mai mentioneaza, date privitoare la utilajele auxiliare, pe care aceste instalatii le au in plus fata de ciocane. Astfel: acumulatorul hidraulic este indicat sa fie instalat intr-o incapere speciala, izolata. Daca acumulatorul este instalat in aer liber sau in sectie, el trebuie cel putin sa fie imprejmuit cu un gard metalic. Un pericol deosebit il prezinta coborarea prea rapida a contra-greutatii acumulatorului. Acest lucru se produce atunci cand exista un consum brusc si prea mare de apa sau cand se sparge vreo conducta din retea ori cand are scapari.

Maneta de comanda a preselor hidraulice, trebuie sa fie prevazuta cu un dispozitiv special, pentru blocarea in pozitiile extreme de lucru si in pozitia de repaus.

Amplasarea mecanismului de lucru si al manipulatorului trebuie sa fie facute astfel incat, personalul sa nu fie in nici un caz sub actiunea aburului, care scapa prin eventualele neetanseitati si nici expus la actiunea caldurii degajata de metalul cald.

Daca pompele se afla in incaperi separate de prese, trebuie instalata o semnalizare acustica si luminoasa, pentru a putea decupla repede pompele la producerea unei avarii.

BIBLIOGRAFIE

1. Draghici .

A. Jula , E. Chisu , Const. Radulescu , P. Alexandru , I. Achirimbici , Gh. Moldovean .

3. M. Ciobota , I. Cizmaru .

4. Organe de masini - Probleme : Editura Editoriala si Pedagogica , Bucuresti 1980 .