cap. 1. reductoare. prezentare generală deleanu/desc/indrumare/proiectarea... · este raportul de...

18
Cap. 1. Reductoare. Prezentare generală 1.1. Introducere Dezvoltarea transmisiilor cu roţi dinţate sau a angrenajelor a depins de progresele făcute în domeniul tehnologic, în special pentru maşini-unelte specializate, de danturare. Din motive tehnologice şi funcţionale, profilul evolventic este cel mai des utilizat, deşi mai există şi alte forme pentru profilul dinţilor: cicloidal, arc de cerc etc. Transmisiile cu roţi dinţate au un domeniu foarte larg de utilizare, viteze periferice ale roţilor între 2 m/min şi 90 m/s, puteri între 0,0001 kW pentru mecanică fină şi 10000 kW în industria grea. Dacă se respectă condiţiile de proiectare, execuţie, montaj şi exploatare, fiabilitatea lor este mai mare decât a altor tipuri de transmisii la aceiaşi parametri de lucru. Avantajele transmisiilor cu angrenaje sunt: siguranţa în funcţionare, raport de transmitere constant (fără alunecări), randament ridicat (=0,90...0,98), posibi-lităţi de proiectare pentru diferiţi parametri de intrare şi ieşire (viteze unghiulare şi momente de torsiune), gabarit redus, adaptabilitate la integrarea într-un ansamblu. Dezavantaje pot fi considerate: precizia înaltă de prelucrare şi montaj; există firme mari specializate în producerea de transmisii cu roţi dinţate pentru că, în afara maşinilor- unelte foarte performante dar scumpe, este nevoie de o dotare specifică pentru tratamente termo-chimice, control dimensional şi de structură, echipament de testare. Transmisiile dinţate sunt zgomotoase şi nu pot realiza orice raport de transmitere deoarece numărul de dinţi pentru orice roată trebuie să fie număr întreg. 1.2. Caracterizarea reductoarelor Reductorul este un sistem tehnic care, pe baza soluției constructive, modifică parametrii de ieșire, comparativ cu parametrii de intrare, după o lege impusă de proiectant. Numele arată doar reducerea turaţiei de intrare, dar, în realitate, reductorul, ca unitate tehnică, reduce turaţia şi creşte momentul de torsiune la ieşire. Studenții de la inginerie mecanică au în anul II de realizat un proiect de reductor. De ce este ales reductorul și nu alt sistem tehnic? Pentru că proiectarea acestui sistem cere cunoștințe din cele mai multe capitole de la cursul de organe de mașini (calculul la oboseală, asamblări, cuplaje, etanșări, lagăre cu rulmenți, arbori și angrenaje). Pentru că studentul va trebui să calculeze sau să selecteze organe de mașini astfel încât sistemul realizat să îndeplinească anumite cerințe.

Upload: others

Post on 30-Aug-2019

60 views

Category:

Documents


1 download

TRANSCRIPT

Cap. 1. Reductoare. Prezentare generală

1.1. Introducere

Dezvoltarea transmisiilor cu roţi dinţate sau a angrenajelor a depins de progresele

făcute în domeniul tehnologic, în special pentru maşini-unelte specializate, de danturare. Din

motive tehnologice şi funcţionale, profilul evolventic este cel mai des utilizat, deşi mai există

şi alte forme pentru profilul dinţilor: cicloidal, arc de cerc etc.

Transmisiile cu roţi dinţate au un domeniu foarte larg de utilizare, viteze periferice ale

roţilor între 2 m/min şi 90 m/s, puteri între 0,0001 kW pentru mecanică fină şi 10000 kW în

industria grea. Dacă se respectă condiţiile de proiectare, execuţie, montaj şi exploatare,

fiabilitatea lor este mai mare decât a altor tipuri de transmisii la aceiaşi parametri de lucru.

Avantajele transmisiilor cu angrenaje sunt: siguranţa în funcţionare, raport de

transmitere constant (fără alunecări), randament ridicat (=0,90...0,98), posibi-lităţi de

proiectare pentru diferiţi parametri de intrare şi ieşire (viteze unghiulare şi momente de

torsiune), gabarit redus, adaptabilitate la integrarea într-un ansamblu.

Dezavantaje pot fi considerate: precizia înaltă de prelucrare şi montaj; există firme

mari specializate în producerea de transmisii cu roţi dinţate pentru că, în afara maşinilor-

unelte foarte performante dar scumpe, este nevoie de o dotare specifică pentru tratamente

termo-chimice, control dimensional şi de structură, echipament de testare. Transmisiile dinţate

sunt zgomotoase şi nu pot realiza orice raport de transmitere deoarece numărul de dinţi pentru

orice roată trebuie să fie număr întreg.

1.2. Caracterizarea reductoarelor

Reductorul este un sistem tehnic care, pe baza soluției constructive, modifică

parametrii de ieșire, comparativ cu parametrii de intrare, după o lege impusă de proiectant.

Numele arată doar reducerea turaţiei de intrare, dar, în realitate, reductorul, ca unitate

tehnică, reduce turaţia şi creşte momentul de torsiune la ieşire.

Studenții de la inginerie mecanică au în anul II de realizat un proiect de reductor. De

ce este ales reductorul și nu alt sistem tehnic? Pentru că proiectarea acestui sistem cere

cunoștințe din cele mai multe capitole de la cursul de organe de mașini (calculul la oboseală,

asamblări, cuplaje, etanșări, lagăre cu rulmenți, arbori și angrenaje). Pentru că studentul va

trebui să calculeze sau să selecteze organe de mașini astfel încât sistemul realizat să

îndeplinească anumite cerințe.

Cap. 1. Reductoare. Prezentare generală

6

6

Relaţia pentru determinarea parametrilor de ieşire se obţine din ecuaţia conservării

energiei:

1 2 fRP P P (1.1)

în care

1P este puterea dată de motorul electric ataşat transmisiei,

2P este puterea la ieşirea din reductor,

fRP este toată puterea pierdută prin frecare în reductor.

Dacă se neglijează frecarea, rezultă:

1 1 t1 2 2 t2P M P M , (1.2)

obţinându-se o relaţie simplă între momente şi vitezele unghiulare

t21

2 t1

M

M

(1.3)

în care se recunoaşte expresia raportului de transmisie:

1R

2

i

(1.4)

Dacă se ia în considerare frecarea,

1 1 t1 2 fR 2 t2 fRP M P P M P (1.5)

şi

2 t2 1 t1 fRM M P (1.6)

Conform ISO/TR 14179-1:2001 Angrenaje – Capacitatea termică. Partea 1: Evaluarea

transmisiilor cu roţi dinţate cu echilibru termic la 95°C temperatură în baie [49], pierderile

prin frecare într-un reductor includ: frecarea în angrenaje, frecarea în lagăre şi etanşări,

pierderi din cauza frecării interne în lubrifiant şi a mişcării lubrifiantului pe lângă piesele din

reductor).

Reductoarele de turaţie sunt ansamble sau unităţi de construcţii mecanice

independente, cu structura formată din unul sau mai multe angrenaje, cu roţi dinţate cu axe

fixe sau axe mobile (planetare şi diferenţiale), montate într-o carcasă închise, având rolul

funcţional de a transmite energia mecanică de la motor la maşina de lucru, cu modificarea

parametrilor de intrare, de la 1 1,P la 2 2,P . raportul de transmitere este constant şi va

depinde de numărul de trepte (angrenaje) şi de tipul angrenajelor componente.

Figura 1.1 prezintă sugestiv elementele componente ale unui reductor cu două trepte

cu angrenaje cilindrice cu dinţi înclinaţi: a) reprezentare în explozie, care sugerează şi ordinea

de montare a elementelor, şi b) secţiune în plan vertical [19, 23.

Cap. 1. Reductoare. Prezentare generală

7

7

a) reprezentare în explozie

1 Manșetă de etanșare

2 Carcasă

3 Pană paralelă

4 Arbore de ieșire

5 Pană paralelă

6 Rulment

7 Distanțier

8 Distanțier

9 Șurub

10 Știft cilindric

11 Garnitură

12 Șurub

13 Rulment

14 Inel de fixare

15 Pinion

16 Pană paralelă

17 Arbore de intrare cu caneluri

interioare

18 Inel de prindere

19 Rulment

20 Rulment

21 Pignon

22 Pană paralelă

23 Roată dințată

24 Rulment

25 Inel de fixare

26 Rulment

27 Roată dințată 4

28 Inel de siguranță

29 Capac la intrare în reductor

30 Șurub

31 Șaibă Grower

32 Piuliță

33 Arbore pinion cu caneluri

interioare

34 Inel de fixare

35 Manșetă de etanșare

Cap. 1. Reductoare. Prezentare generală

8

8

b) reprezentare în ordinea montării

Fig. 1.1. Elementele componente ale unui reductor cu două trepte (catalog Varvel) 23

În principiu, un reductor are în structură:

- roţi dinţate,

- arbori,

- lagăre (de cele mai multe ori de rostogolire, dar există şi soluţii cu lagăre de

alunecare, la reductoare de putere mare, la grupruile energetice),

- carcasa,

- etanşări,

- elemente de asamblare şi monitorizare (şuruburi, piuţiţe, ştifturi, capace, vizoare de

lubrifiant, aerisiri, , inele de ridicare etc.),

- elemente de asigurare a lubrifiere sau sistem de răcire+recirculare a lubrifiantului

(pentru reductoare mari),

- lubrifiantul, ca element foarte important în funcţionarea la parametrii proiectaţi; în

mecatronică există şi soluţii fără lubrifianţi lichizi sau semi-solizi (unsori) dar roţile sunt

executate de obicei din materiale plastice de calitate superioare sau din compozite cu matrice

din materiale plastice, dopate cu lubrifianţi solizi).

Există mai multe criterii de clasificare a reductoarelor.

după numărul de angrenaje din reductor, acestea pot fi cu o treaptă, cu două,

până la 6 trepte. Cele mai des utilizate sunt cele cu 1, 2, 3 trepte, dar există şi variante

cu 4, 5 şi 6 trepte [42-47].

Figurile 1.2 - 1.6 prezintă variante de reductor cu 1 și 2 trepte, cu angrenaje cilindrice.

Cap. 1. Reductoare. Prezentare generală

9

9

Fig. 1.2. Reductor cu o treptă, cu dantură în V

http://www.textualcreations.ca/Flash_Gallery_V20/TurboCAD_V20_Gallery.html

Fig. 1.3. Reductor cu două trepte, cu axe egale

http://powerbuildesign.blogspot.ro/

Cap. 1. Reductoare. Prezentare generală

10

10

Fig. 1.4. Reductor cu două trepte, cu axe egale, axele în plan orizontal

http://www.123rf.com/photo_9599013_3d-cut-of-reducer-on-the-engineering-drawing.html

Fig. 1.5. Reductor cu două trepte, cu axe egale, axele în plan vertical

http://www.123rf.com/photo_11968784_3d-cut-of-reducer-on-the-engineering-drawing-

image-with-clipping-path.html

Cap. 1. Reductoare. Prezentare generală

11

11

Fig. 1.6. Reductor cu două trepte, cu axe egale, axele în plan vertical

http://www.123rf.com/photo_12638774_the-reducer-cross-section-on-the-engineering-

drawing-3d-image.html?fromid=cXpiRTdIZEFPdFVuck9GNUxFS0xuQT09

după tipul angrenajului utilizat, reductoarele pot avea:

- angrenaje cu roţi cilindrice cu dinţi înclinaţi sau drepţi (mai rar utilizate în prezent),

- angrenaje conice,

- angrenaje elicoidale,

- angrenaje melcate,

- angrenaje combinate.

după poziţia arborilor, care pot fi orizontali, verticali sau înclinaţi (mai rar, dar se

obţine un gabarit mai mic catalog Nord.

Raportul de transmisie total pe un reductor depinde de numărul de trepte şi de tipul

angrenajului sau a combinaţiei de angrenaje:

n

R jj 1

i i

(1.7)

în care ji este raportul de transmisie pe treapta j.

Din cauza formei roţilor (cu număr întreg de dinţi), rapoartele de transmisie nu pot lua

orice valoare, ca la transmiile cu curele late sau profilate:

n

R jj 1

i u (1.8)

Cap. 1. Reductoare. Prezentare generală

12

12

în care ju este raportul de transmisie real al treptei j, calculat ra port între numerele de dinţi

ale celor două roţi care formează angrenajul j: j2

jj1

zu

zj1z şi j2z sunt numărul de dinţi pe

roata conducătoare, respectiv, condusă a angrenajului j, n fiind numărul de trepte în reductor.

De obicei soluţiile constructive au cel mult 3...4 trepte, cele mai des întâlnite fiind cele cu

două trepte 19-23.

Figura 1.6 prezintă, schematic, variante de transmisii cu roţi dinţate:

- reductoare cu o treaptă

a) reductor cu roţi dinţate cilindrice, cu axele în plan orizoantal,

b) reductor cu roţi dinţate cilindrice, cu axele în plan vertical,

c) reductor cu roţi dinţate conice, cu axele în plan orizoantal,

d) reductor melcat, cu melcul în partea superioară;

- reductoare cu două trepte:

e) reductor cu două trepte, ambele cu roţi dinţate cilindrice, cu axele în plan orizontal;

f) reductor cu două trepte, ambele cu roţi dinţate cilindrice şi cu aceeaşi distanţă între axe

(este o soluţie cu gabarit mai mic decât prima);

g) şi h) reductoare la care una din trepte este formată din roţi cilindrice cu dantură în V pentru

eliminarea forţelor axiale;

i) reductor cu o treaptă cu roţi cilindrice şi una cu roţi dinţate conice, cu axele în plan orizontal,

j) reductor cu o treaptă melcată şi una cu roţi cilindrice cu dinţi în V.

a) b) c) d)

Reductoare cu o treapta

e) f) i)

Reductoare cu două trepte

Fig. 1.7. Tipuri de reductoare

Cap. 1. Reductoare. Prezentare generală

13

13

Câteva caracteristici generale ale angrenajelor dințate sunt date în Tabelul 1.1 dar

proiectantul va alege tipul angrenajului și numărul de trepte, în funcție de cerințele sistemului

tehnic în care va funcționa reductorul.

Tabelul 1.1. Criterii de alegere a tipului de angrenaj

Avantaje Dezavantaje

Angrenaje cilindrice

dinți drepți

dinți înclinați

randament foarte bun

tehnologie relativ ieftină

angrenajele cu dinți înclinați sunt

mai silențioase și au grad de

acoperire mare (recomandat

2...2,5, dar poate fi mai mare

pentru angrenaje de clasă de

precizie mare)

raport de transmisie limitat la 5...8a

angrenajele cu dinți drepți sunt

zgomotoase și au grad de acoperire mic

(recomandat 1,2...1,3)

Angrenaje conice

dinți drepți

dinți înclinați

dinți curbi

axe concurente

raport de transmisie mare

(5...12)

axe neconcurente

raport de transmisie mare

(10...30)

zgomotoase

tehnologie mai sofisticată, scule scumpe

se înlocuiește tot angrenajul,

este scump

gabaritul transmisiei conice se

micșorează dacă se folosesc dinți

încinați și se reduce mai mult pentru

transmisii cu dinți curbi și axe

neconcurente

Angrenaje melcate raport de transmisie mare

(10...100)

gabarit mai mic

axe perpendiculare în spațiu

materiale relativ scumpe pentru roata

melcată

randament mai slab

încălzire; se recomandă forme

aracteristice pentru răcire (nervuri de

răcire, sistem de răcire cu ventilator sau

recirculare a lubrifiantului,

lubrifiant mai pretențios, deci, mai

scump

Divizarea raportului de transmitere pe trepte este o problemă de optimizare care ţine

seama de următoarele: realizarea unui ansamblu de gabarit minim, asigurarea ungerii corecte

a tuturor suprafeţelor în mişcare relativă (prin calitatea şi cantitatea lubrifiantului, forma

pieselor), condiţii de răcire şi ordonarea distanţelor între axe astfel încât să se asigure

echiportanţa la presiunea de contact. În general, valorile maxime ale raportului de transmisie

depind de tipul angrenajului şi de clasa de precizie.

Tabelul 1.2

Tipul angrenajului 1R

2

i

Roţi cilindrice cu dinţi drepţi şi înclinaţi 4...8 (valori mai mari pentru clase de precizie mai

bune, puteri mai mici)

Angrenaje conice 7...10

Angrenaje melcate 10...80 (chiar 100) (au dezavantajul unui

randament mai mic decât cele de mai sus)

Cap. 1. Reductoare. Prezentare generală

14

14

Literatura de specialitate [14, 16,. 32, 33] recomandă diverse criterii pentru alegerea

rapoartelor pe fiecare treaptă. dacă de impune ca lăţimea reductorului să fie minimă, pentru un

reductor cilindric cu două trepte se poate utiliza, orientativ, relaţia:

a12312 R R

a34

i i 0,01...0,02 i

(1.9)

în care

a12 este coeficientul de lăţime a roţilor, pentru prima treaptă,

a34 este coeficientul de lăţime a roţilor, pentru treapta II-a,

rezultând

R34

12

ii

i (1.10)

În cazul în care se impun dimensiuni minime ale lungimii sau înălţimii reductorului,

pentru un reductor cu două trepte, cu roţi cilindrice, se poate utiliza, orientativ:

a343R

a1212

a123

a34

i

i

1

(1.11)

sau

a1212 R R

a34

i i 0,015 i

(1.12)

Numărul de trepte pentru un reductor se alege în funcție de raportul total de transmisie

al acestuia, de spațiul avut la dispoziție pentru el. Câteva recomandări sunt date în Tabelul

1.2.

Tabelul 1.2. Recomandări pentru alegerea rapoartelor de transmisie pe treptele reductorului

Poziţia relativă a

arborilor de intrare şi

ieşire

Raportul de

transmitere total

ir

Numărul treptelor

paraleli

1...6 (max) o treaptă cu roţi dinţate cilindrice

8...50 două trepte cilindrice cu două axe geome-trice, la care

intrarea şi ieşirea sunt coaxiale

8...50

două trepte cilindrice cu trei axe geometrice, la care

intrarea şi ieşirea nu sunt coaxiale

concurenţi 1...3,55 (max. 6,3) o treaptă cu roţi dinţate conice

7...40 două trepte din care una cu roţi conice şi una cu roţi

cilindrice

neparaleli şi

neconcurenţi

12,5...80(max. 100) o treaptă melcată

80...50 două trepte din care prima melcată şi a doua cilindrică

Cap. 1. Reductoare. Prezentare generală

15

15

Rapoartele de transmisie pe fiecare treaptă nu sunt impuse, deși în trecut acestea erau

standardizate. Astăzi, tehnologia permite realizarea cu mai multă ușurință a oricărui raport de

transmisie, evident cu restricția că este un raport de numere întregi.

Dispunerea angrenajelor în carcasă. Dacă un reductor are mai multe trepte, cu

angrenaje diferite, se recomandă (dar nu se impune) ca treapta de roți cilindrice să fie la

intrarea în reductor, angrenajul melcat sau conic urmând după treapta sau treptele cu roți

cilindrice. Există și soluții în care treapta cu roți cilindrice este la ieșire din reductor, dar

acestea sunt rare.

Codificarea reductorului

Un reductor, prin codul lui, trebuie să ofere cât mai multe informatii. Codificarea este,

de obicei, proprie fiecărei firme producătoare, de aceea este necesară existenţa unui catalog de

produs sau a unui site cu aceste informaţii. Codul reductorului ar trebui să cuprindă informații

din tabelul de mai jos dar fiecare firmă producătoare are codurile specifice. Un exemplu este

dat în Fig. 1.8.

Tipul unităţii Tipul

angrenajului

Numărul de

trepte

Tipul de

montaj

Tipul

motorului

Numărul

de poli

Subsiteme

auxiliare

Reductor

sau

motoreductor

cu flanşă

sau

cu talpă

Frână etc.

Cap. 1. Reductoare. Prezentare generală

16

16

Fig. 1.8. Exemplu de codificare a unui reductor [44, 50].

1.3. Parametrii unui reductor

Indiferent dacă reductorul este proiectat sau selectat dintr-un catalog, acesta este

caracterizat prin mai mulți parametri, daţi în cataloagele firmelor producătoare 19-23]. Deși

în tema de proiect de anul II nu se impun toți acești parametri, aceștia vor fi enumerați și

definiți în continuare cu scopul de a evidenția complexitatea cunoștințelor necesare proiectării

sau selectării unui reductor.

Parametrii unui reductor sunt:

- raportul total de transmisie Ri ,

Cap. 1. Reductoare. Prezentare generală

17

17

- puterea nominală de intrare n1P ,

- puterea la ieşire din reductor, n2P

n2 R n1P P (1.13)

- turaţia la intrare, 1n ,

- turaţia la ieşire, 2n ,

- momentul nominal la ieşire (cerut de mașina de lucru, în regim nominal), t2nM ,

- momentul caracteristic aprlicaţiei, t2aM

- momentul de torsiune calculat,

t2c t2a f t2nM M s M (1.14)

în care factorul de funcţionare (de lucru) fs ;

- puterea termică evacuată a reductorului, QP , (valoare limită), corespunzând unei

funcţionări continue în sarcină, la o temperatură de o=20 ºC a mediului ambiant, fără

folosirea unui sistem suplimentar de răcire şi fără deteriorarea elementelor reductorului şi

lubrifiantului. Dacă temperatura mediului diferă de 20ºC, relaţia de calcul pentru funcţionare

la altă temepratură am ediului este:

Q o Q QP P f (1.15)

în care Qf este un factor termic, dat în cataloagele de produs, în funcţie de timpul de

funcţionare a reductorului sub sarcină, în procente faţă de funcţionarea continuă sub sarcină;

- randamentul reductorului, R

n2R

n1

P

P (1.16)

În proiectare, pe baza literaturii de specialitate [18], [11] și a cataloagelor de produs

19], se poate estima R 0,95 pentru două trepte cu roţi cilindrice, R 0,93 pentru trei

trepte şi R 0,90 pentru patru trepte [50].

- momentul masic de inerţie, la arborele de ieşire, RJ

- factorul de funcţionare (de lucru) fs ; acesta se referă la funcţionarea reductorului

şi ia în considerare condiţiile zilnice de funcţionare, variaţiile sarcinii şi suprasarcinile

caracteristice maşinii de lucru.

În cataloagele firmelor producătoare [19] sunt date grafice din care se poate selecta

factorul de funcţionare, fs în funcţie de timpul de lucru al reductorului într-o zi şi de numărul

de porniri/opriri pe oră, RZ . Curbele din graficul din Fig. 1.9 se referă la tipul regimului de

lucru: 1K - uniform, 2K - mediu, 3K - sever.

Cap. 1. Reductoare. Prezentare generală

18

18

Fig. 1.9. Factorul de funcţionare pentru un reductor 1K - uniform, 2K - mediu, 3K - sever [Nord]

- factorul de accelerare a maselor, K, se folseşte pentru stabilirea facorului de

funcţionare fs şi se obţine cu relaţia:

c

m

JK

J (1.17)

în care cJ este momentul dinamic de inerţie al maselor conduse în funcţie de viteza

unghiulară a motorului, mJ este momentul de inerţie al motorului, ambele în 2kg m . valoarea

lui K este dată în tabele în cataloagele firmelor producătoare [45, 42] şi depinde de aplicaţie şi

variază între 1,25 (centrifugi etc.) şi 3,50 (pentru laminoare şi instalaţii de transport industrial

etc.). Se recomandă [50] utilizarea Fig. 1.5, în funcţie de valoarea lui K astfel:

dacă K 0,25 , - curba 1K (sarcină uniformă)

dacă 0,25 K 3 , curba 2K (sarcină cu şocuri moderate),

dacă 3 K 10 , curba 3K (sarcină cu şoc sever).

- clasa de precizie a angrenajului.

1.3. Selectarea soluţiei constructive

În general, o dată stabilită necesitatea unui reductor între mașina motoare și mașina de

lucru, parametrii de bază, care stau la baza alegerii soluției constructive pentru un reductor,

sunt

- puterea la ieșire,

- turația la ieșire,

- raportul de transmisie necesar, Ri ,

- poziția axelor arborilor de la mașina de lucru și mașina motoare,

Cap. 1. Reductoare. Prezentare generală

19

19

- forța axială și forța radială pe arborele de ieșire,

- restricții de funcționare, gabarit și de montaj,

- restricții de montaj: soluția de montare a arborilor reductorului, cote de montaj pe

arborele mașinii de lucru și a mașinii motoare, eventuala existență a cuplajelor etc.,

- fixarea reductorului; soluțiile cele mai des întâlnite sunt fixarea pe mașina de lucru

(de cele mai multe ori se optează pentru un motoreductor) și fixarea pe fundație (de obicei,

reductoare mari care deservesc utilaje de tip laminoare, reductorele navale etc.).

Cele mai multe soluții de puteri medii se pot rezolva cu un motoreductor.

Motoreductorul este un sistem tehnic format dintr-un reductor și un motor electric, într-o

construcție unitară, și care poate deservi o anumită mașină de lucru. Soluția avantajează

montajul mașinii de lucru și faptul că utilizatorul nu mai este nevoit să verifice informații

referitoare la potrivirea motorului pe reductor (în general cote geometrice și restricții de

funcționare în diverse medii).

Cap. 1. Reductoare. Prezentare generală

20

20

Bibliografie

1. Palade V., Constantin V. Hapenciuc M., Reductoare cu roţi dinţate,

http://www.om.ugal.ro/om/biblioteca/Reductoare_cu_roti_dintate_Indrumar.pdf

2. Muşat M., Stoica G., Transmisii mecanice cu reductoare într-o treaptă,

http://www.omtr.pub.ro/didactic/indrumare/indrumar_gstoica.pdf

3. Crudu I., Stefănescu I., Panţuru D., Palaghian L., Atlas. Reductoare cu roţi dinţate, Editura

Didactică şi Pedagogică, Bucureşti, ediţia a II-a, 1982

4. Drăghici I., Bejan C., Moldoveanu Gh., Achiriloaie, Chişu E., Petrescu N., Ciobotă I., Lazăr D.,

Cernahoschi M., Indrumar de proiectare în construcţia de maşini, Editura Tehnică, Bucureşti,

1982

5. Mădăraş L., Organe de maşini, Partea a II-a, vol I, II şi III, 1983

6. Stefănescu I., Organe de maşini, vol. II, Universitatea ―Dunărea de Jos‖ din Galaţi, 1992

7. Tomescu L., Organe de maşini, vol. I, Editura Evrika, Brăila, 1999

8. Tudor A., Bularda Gh., Transmisii planetare cu roţi dinţate, Editura Tehnică, Bucureşti, 1970

9. Filipoiu I. D., Tudor A., Proiectarea trasnmisiilor mecanice,

http://www.omtr.pub.ro/didactic/indrumare/indrumar_filipoiu_old.pdf

10. Petrescu I. F., Petrescu R. V., Angrenaje, ISBN-10: 1468092405 ISBN-13: 978-1468092400,

DOI: 10.13140/RG.2.1.3607.3684, 2011

11. Ianuș G., Transmisie mecanică cu reductor și curele trapezoidale înguste, Iași, Politehnium, 2010

12. Antal A., Elemente privind proiectarea angrenajelor. Cluj-Napoca, Editura ICPIAF, 1998

13. Antal A., Indrumar de proiectare pentru reductoare. Universitatea Cluj-Napoca, 1994

14. Buzdugan, Gh. , s.a. Rezistenta materialelor. Bucuresti, Editura tehnica, 1980

15. Chișiu A., s.a. Organe de masini. Bucuresti, Editura Didactica si Pedagogica, 1981

16. Draghici I., s.a. Organe de masini. Culegere de probleme. Bucuresti, Editura Didactica si

Pedagogica,1980

17. Gafițau M., s.a. Organe de masini, vol. I si II . Bucuresti, Editura Tehnica, 1982,1983

18. Haragâș S., Reductoare cu o treptă. Calcul și proiectare, Risoprint, 2014, ISBN 978-973-53-1390-

6

19. *** Constant speeds G1000,

https://www.nord.com/cms/media/documents/bw/G1000_IE3_50Hz_EN_2317~1.pdf

20. *** Constant speeds

https://www.nord.com/cms/media/documents/bw/G1000_IE2_EN_1215_mit_neuen_Austauschse

iten.pdf

21. *** Motors M7000,

https://www.nord.com/cms/media/documents/bw/M7000_IE1_IE2_IE3_EN_3817.pdf

22. *** Parallel Gear Shaft units, Davall,

http://www.davall.co.uk/media/2563/Z%20series%20HELICAL%20GEARBOX%2023pages.pdf

23. *** Varvel http://www.varvel.com/html/page_2_prodotti.html

Cap. 1. Reductoare. Prezentare generală

21

21

Standarde utile în proiectarea angrenajelor

1. ISO/TR 14179-1:2001 Angrenaje – Capacitatea termică. Partea 1: Evaluarea transmisiilor

cu roţi dinţate cu echilibru termic la 95°C temperatură în baie

2. ISO/TR 18792:2008 Lubrication of industrial gear drives

3. ISO 9083:2001 Calculation of load capacity of spur and helical gears — Application to

marine gears

4. ISO 53:1998 Cylindrical gears for general and heavy engineering – Standard basic rack

tooth profile

5. ISO 54:1996 Cylindrical gears for general engineering and for heavy engineering –

Modules

6. ISO 677:1976 Straight bevel gears for general engineering and heavy engineering – Basic

rack

7. ISO 678:1976 Straight bevel gears for general engineering and heavy engineering -

Modules and diametral pitches

8. ISO 701:1998 International gear notation – Symbols for geometrical data

9. ISO 1122-1:1998 și ISO 1122-1:1998/Cor 1:1999 Vocabulary of gear terms - Part 1:

Definitions related to geometry

10. ISO 1122-2:1999 Vocabulary of gear terms – Part 2: Definitions related to worm gear

geometry

11. ISO 1328-1:1995 Cylindrical gears – ISO system of accuracy – Part 1: Definitions and

allowable values of deviations relevant to corresponding flanks of gear teeth

12. ISO 1328-2:1997 Cylindrical gears – ISO system of accuracy – Part 2: Definitions and

allowable values of deviations relevant to radial composite deviations and runout

information

13. ISO 1340:1976 Cylindrical gears — Information to be given to the manufacturer by the

purchaser in order to obtain the gear required

14. ISO 1341:1976 Straight bevel gears – Information to be given to the manufacturer by the

purchaser in order to obtain the gear required

15. ISO 2490:2007 Solid (mono block) gear hobs with tenon drive or axial keyway, 0,5 to 40

module – Nominal dimensions

16. ISO 4468:2009 Gear hobs – Accuracy requirements

17. ISO 6336-1:2006 și ISO 6336-1:2006/Cor 1:2008 Calculation of load capacity of spur

and helical gears – Part 1: Basic principles, introduction and general influence factors

18. ISO 6336-2:2006 și ISO 6336-2:2006/Cor 1:2008 Calculation of load capacity of spur

and helical gears – Part 2: Calculation of surface durability (pitting)

19. ISO 6336-3:2006 și ISO 6336-3:2006/Cor1:2008 Calculation of load capacity of spur and

helical gears – Part 3: Calculation of tooth bending strength

Cap. 1. Reductoare. Prezentare generală

22

22

20. ISO 6336-5:2003 Calculation of load capacity of spur and helical gears – Part 5: strength

and quality of materials

21. ISO 6336-6:2006 și ISO 6336-6:2006/Cor 1:2007 Calculation of load capacity of spur

and helical gears – Part 3: Calculation of service life under variable load

22. ISO 8579-1:2002 Acceptance code for gears units – Part 1: Test code of airborne sound

23. ISO 8579-2:1993 Acceptance code for gears – Part 2: Determination of mechanical

vibrations of gear units during acceptance testing

24. ISO 9083:2001 Calculation of load capacity of spur and helical gears – Application to

marine gears

25. ISO 9085:2002 Calculation of load capacity of spur and helical gears – Application for

industrial gears

26. ISO 10300-1:2001 Calculation of load capacity of bevel gears – Part 1: Introduction and

general influence factors

27. ISO 10300-2:2001 Calculation of load capacity of bevel gears – Part 2: Calculation of

surface durability (pitting)

28. ISO 10300-3:2001 Calculation of load capacity of bevel gears – Part 3: Calculation of

tooth root strength

29. ISO 10825:1995 Gears – Wear and damage to gear teeth – Terminology

30. ISO/TR 10828:1997 și ISO/TR 10828:1997/Cor 1:1998 Worm gears – Geometry of

worm profiles

31. ISO/TR 13593:1999 și ISO/TR 13593:1999/Cor 1:2005 Enclosed gear drives for

industrial applications

32. ISO 13691:2001 Petroleum and natural gas industries – High-speed special-purpose gear

units

33. ISO/TR 13989-1:2000 Calculation of scuffing load capacity of cylindrical, bevel and

hypoid gears – Part 1: Flash temperature method

34. ISO/TR 13989-2:2000 Calculation of scuffing load capacity of cylindrical, bevel and

hypoid gears – Part 2: Integral temperature method

35. ISO 14104:1995 Gears – Surface temper etch inspection after grinding

36. ISO/TR 14179-1:2001 Gears – Thermal capacity – Part 1: Rating gear drives with

thermal equilibrium at 95oC sump temperature

37. ISO/TR 14179-2:2001 Gears – Thermal capacity Part 2: Thermal load-carrying

capacity

38. ISO 17485:2006 Bevel gears – ISO system of accuracy

39. ISO/TR 18792:2008 Lubrication of industrial gear drives

40. ISO 21771:2007 Gears – Cylindrical involute gears and gear pairs – Concepts and

geometry

41. ISO 23509:2006 Bevel and hypoid gear geometry